气门弹簧优化设计.doc

100型发动机气门弹簧的优化设计摘要：以气门弹簧的尺寸参数、最小装配预压缩力和配气机构不脱离为约束条件，以配气机构中各零件之间的接触力峰值最小作为气门弹簧优化设计的目标，对100型发动机的配气机构的气门弹簧进行了优化设计，将双弹簧改为单弹簧结构。与原配气机构相比，采用新的气门弹簧后，凸轮与摇臂、气门螺钉与气门的最大接触力以及气门落座冲击力均显著降低，对提高配气机构的工作可靠性有利。此外，由于弹簧力值降低，配气机构消耗的功率将会降低，同时企业的生产成本也降低了。关键词：配气机构；摇臂；气门弹簧；优化气门弹簧是发动机配气机构中的重要零件之一，它关系着配气机构工作的可靠性，影响着发动机的性能。气门弹簧的主要功能是保证配气机构中各零件的正常接触，使机构按照凸轮型线的规律运转，同时保证气门密封，使气缸进气充分。采用单弹簧结构后，虽然减小了配气机构的等效质量和惯性力，但由于单方面改变了系统中的“质量”部分，因而可能使机构的动力学特性偏离原始优化设计的结果。为了使100型发动机配气机构采用单弹簧后的有利因素得到充分发挥，笔者对其配气机构的气门弹簧进行了优化设计。一、优化设计的约束条件1、气门弹簧的结构参数（如图所示）主要包括：弹簧钢丝直径!、弹簧中径、有效圈数、总圈数、自由节距和自由高度等。设计气门弹簧就是要优化确定这些参数。设计的原始依据是发动图气门弹簧示意图机配气机构的装配空间、气门机构的动力学性能要求、载荷与寿命要求以及发动机的最高转速等约束条件。2、尺寸参数为了不造成装配与运动干涉，避免对气门、弹簧座和锁夹等零件重新设计，气门弹簧优化改进的原则是不改和等与装配有关的尺寸参数。另外，合理控制自由节距$和螺旋升角的下限，以保证气门全开即弹簧压缩到最小高度时，弹簧各圈之间的震颤不会造成相互碰撞、摩擦产生噪声，加速弹簧的损坏，由此可得：3、最小装配预压缩力对于无增压的汽油发动机，在进气初期排气道内气体压力大于气缸内气体压力，其压差一般为0.38MPA（AVL数据）左右。为了防止排气门在进气冲程中打开，气门弹簧的最小装配预紧力应大于这个压差。100发动机排气门头部直径20mm为所以其气门弹簧的装配预紧力应满足：另有：式中，为气门弹簧刚度，其中，(为弹簧钢的切变模量，对于钢丝为气门弹簧的旋绕比，综合以上各式得：此外，气门关闭落座时具有一定的冲击力，此时气门弹簧变形最小，因此其装配预压缩力还应保证气门不反弹。气门反弹的条件与气门和气门座材料的冲击恢复系数有关，该约束条件通过配气机构动力学计算来确定。4、机构不脱离条件气门开启期间，气门弹簧特性应与气门加速度曲线匹配良好，以保证配气机构中各零件不发生脱离，机构运动规律始终受凸轮控制。特别是当气门加速度为负值时，弹簧压力应能克服机构惯性力。发动机配气机构其最大气门负加速度绝对值在气门从最大升程回程到B（#）5)&933时达到最大，为保证机构不发生脱离，要求对应的气门弹簧大于机构惯性力，即式中，为换算到气门轴线处的配气机构等效质量其中，为除气门弹簧外的气门组件总质量，由模型计算得：-为气门弹簧的质量；可取为为弹簧钢的密度，可取为摇臂及气门螺钉组件对摇臂轴的转动惯量，由CAD模型计算可得：为摇臂轴到气门轴线的距离，从而可推导出满足配气机构在气门负加速度绝对值最大时不脱离的约束条件为：二、优化设计目标配气机构的振动、噪声以及机构中各零件的疲劳破坏、磨损等均与机构中各零件之间的相互作用力有关，这些力在凸轮型线和机构中各零件的结构、材料一定时，主要由气门弹簧特性决定。因此本文是在满足气门弹簧约束条件的前提下，通过配气机构动力学仿真计算，以配气机构中各零件之间的接触力（包括凸轮与摇臂工作圆弧面的接触力、气门螺钉与气门的接触力以及气门的落座反力）峰值最小作为气门弹簧优化设计的目标。首先确定最优化的气门弹簧特性，然后以此作为依据，在可行域内通过穷举法优选出最合理的气门弹簧尺寸参数。气门弹簧特性优化设计气门弹簧特性优化设计就是按照上述目标确定最合理的气门弹簧刚度、装配预载荷和最大工作载荷。优化设计是运用机械系统动力学仿真分析软件来进行计算的。摇臂的配气机构动力学仿真模型如图所示。图配气机构动力学仿真模型优化计算时，气门弹簧特性的调整以陶瓷摇臂与原气门弹簧配合使用时的受力为参考。图-、图4和图)分别为装配原气门弹簧时通过动力计算得到的凸轮与陶瓷镶块之间的接触力曲线，气门螺钉与气门的接触力曲线和气门落座反力曲线。可以看出，与原锻钢摇臂的配气机构相比见图9（L）、图0（L）、图8（L），由于采用了摇臂，减小了配气机构的等效质量，机构受力得到了改善。但由于原气门弹簧与新设计的陶瓷摇臂动力性能匹配并非最优，机构受力还没有处于最佳状态，因此有必要进一步改进气门弹簧特性。从图-和图4中可发现，发动机配气机构的受力呈现两高两低的特点，即气门开启初期和气门关闭前夕，机构受力分别达到一次极大值；而气门升程中后期和回程初期，机构受力又分别达到一次极小值。这种受力特点主要是由凸轮型线决定的，但也与气门弹簧的特性有着直接的关系。气门开启初期和半闭前期，气门弹簧变形接近装配状态，这时机构受力过大表明原气门弹簧装配预紧力过大；气门升程中后期和回程初期，气门弹簧变形和反力接近最大，而机构受力却反而达到极小值，说明此时由凸轮型线决定的气门负加速度的绝对值达到两次极大值，由此可以推断，原气门弹簧的最大工作载荷并不明显超出，进一步减小的余地不大。根据上述分析，气门弹簧特性改进的方向为：减小装配预紧力!，基本维持最大工作载荷，必要时可适当增大弹簧刚度。按照这一原则进行机构动力特性优化计算，最终得到满足机构不脱离、气门不反弹、机构受力峰值最小的最佳装配预载荷和气门弹簧刚度分别为：可得气门弹簧最大工作载荷的优化值为：气门弹簧尺寸参数优化设计根据以上动力分析计算得到的气门弹簧特性优化值和约束条件，即可进行气门弹簧尺寸参数的优化设计。其实际弹簧刚度：实际装配预压力和最大工作载荷分别为此数值与优化计算出的理想气门弹簧特性值非常接近。与原气门弹簧相比，簧丝直径和弹簧刚度有所增大，而自由高度、螺旋升角和节距则有所减小，从而使弹簧的装配预紧力减小，工作载荷减小，达到了预想的设计要求。对新设计的气门弹簧进行疲劳强度、自振频率、稳定性性能验算，都满足要求。三、气门弹簧改进效果为了验证气门弹簧改进优化设计对配气机构动力特性的改善效果，以原气门弹簧和新设计的气门弹簧分别与锻钢摇臂和陶瓷摇臂配对进行了动力学分析计算，计算中采用的凸轮轴转速均为发动机最大功率时的转速!#$%&。如图所示，由这些曲线可以看出，采用新设计的气门弹簧与陶瓷摇臂配对时，配气机构动力特性得到了明显的改善，在机构不脱离的前提下使机构中各零件的受力均显著降低。表从凸轮与摇臂的最大接触力、气门螺钉与气门的最大接触力、气门落座冲击力以及气门最大加速度等四个方面，对上述四种配对组合情况下的机构动力特性进行了对比。由此可见，与原配气机构相比，采用新设计的气门弹簧后，以上四项指标分别减小了，综合效果非常明显。结论用单弹簧替代双弹簧后，配气机构的动力特性发生