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由配氣機構引起的結構振動
2020-02-03 18:28:10· 來源：內(nèi)燃機學報
配氣機構是內(nèi)燃機主要的振動和噪聲源之一，其功能是按照內(nèi)燃機缸內(nèi)工作過程要求適時進氣和排氣，使氣缸內(nèi)的充量及時更換。對于四沖程內(nèi)燃機，廣泛采用氣閥式配氣
配氣機構是內(nèi)燃機主要的振動和噪聲源之一，其功能是按照內(nèi)燃機缸內(nèi)工作過程要求適時進氣和排氣，使氣缸內(nèi)的充量及時更換。對于四沖程內(nèi)燃機，廣泛采用氣閥式配氣機構，在結構上主要包括凸輪、挺柱、推桿、搖臂、氣閥和氣閥彈簧等。一個工作周期內(nèi)，配氣機構的動力學特性可以劃分為氣閥升程、氣閥降程和氣閥落座3個階段進行描述．氣閥落座將產(chǎn)生高頻、大幅值振動，是因為在一個極短時間內(nèi)，系統(tǒng)的動能都轉化為整個結構的振動能量。本次推文通過仿真模型，尋求建立一個配氣機構結構振動的預測方法，從而為配氣機構關鍵零部件的振動受力計算、疲勞壽命的提高等提供技術服務。
01、預測模型及試驗驗證系統(tǒng)
1.預測模型
由于推桿式配氣機構的結構型式及工作原理具有一般性，所以將推桿式配氣機構作為研究對象，研究由其產(chǎn)生結構振動的預測方法。圖1為推桿式配氣機構示意。對于推桿式配氣機構，激勵力主要包括凸輪與挺柱的接觸力、推桿與搖臂的接觸力、搖臂與氣閥的接觸力、氣閥彈簧與氣缸蓋的接觸力以及氣閥與氣閥座的接觸力。
圖1 推桿式配氣機構示意
將配氣機構每個零件視作一個子系統(tǒng)，根據(jù)每個子系統(tǒng)的結構特點建立相應的動力學模型，通過接觸力建立各子系統(tǒng)之間的相互關系。圖2為配氣機構的激勵源特性預測模型。具體建模方法及相應的簡化和求解設置可參考原文。為了預測由配氣機構引起的結構振動特性，除配氣機構的激勵力以外，還需要建立內(nèi)燃機結構的有限元模型，將其作為激勵施加的載體。為了減小計算規(guī)模又不至于使計算模型過于粗糙，采用一個波長內(nèi)包含6個單元的網(wǎng)格細化標準。從簡化計算規(guī)?？紤]，只考慮機體、氣缸蓋、氣閥罩和油底殼的振動響應。以一個4 缸內(nèi)燃機組合結構為例，采用Ansys 軟件建立其結構振動模型，如圖3所示。
圖2 配氣機構的激勵源特性預測模型
圖3 結構振動組合模型
2.試驗驗證系統(tǒng)
圖4a為試驗裝置示意，試驗驗證系統(tǒng)采用電動機倒拖發(fā)動機的方法建立，即將組合結構和電動機安裝在一個整體機架上，組合結構通過4個減振器與機架相連，電動機與凸輪通過彈性聯(lián)軸器連接，從而可以將組合結構作為一個獨立的分析對象。為了使振動信號簡單，試驗時僅裝載一組配氣單元，保持計算條件與試驗條件一致。試驗裝置現(xiàn)場如圖4b所示。測量對象包括氣閥加速度和組合結構表面振動。氣閥加速度和組合結構表面振動信號采用壓電式加速度傳感器測量。為了更有效地測量由配氣機構激勵力產(chǎn)生的結構表面振動信號，振動測點的布置要具有針對性，如選擇氣缸蓋底部靠近工作氣閥附件位置作為測點，以捕捉由氣閥-氣閥座沖擊引起的振動信號。
圖4 試驗系統(tǒng)
02、預測值與實測值對比
圖5給出轉速為700,r/min時氣閥加速度預測值和實測值。在整個氣閥工作周期中，預測值與實測值的波動頻率一致，只是幅值稍有不同。在氣閥開啟和落座時，預測值模擬出由沖擊產(chǎn)生的振動信號，表明建立的配氣機構動力學模型與其真實的物理特征很接近，包括系統(tǒng)的質量、彈性變形和能量損耗。
圖5 時域內(nèi)氣閥加速度
配氣機構各零件之間的動態(tài)接觸力是引起結構振動的直接原因。圖6給出了轉速為900,r/min時配氣機構的各接觸力級分析。在較低頻率范圍內(nèi)，每個接觸力都具有較高的能量分布。其中凸輪與挺柱的接觸力級最高，其次是推桿與搖臂的接觸力，然后是搖臂與氣閥的接觸力。在中心頻率為40Hz和50Hz的1/3倍頻程內(nèi)，氣閥彈簧和氣缸蓋之間的接觸力級最高。在中心頻率為500～800Hz的1/3 倍頻程內(nèi)，凸輪與挺柱、推桿與搖臂以及搖臂與氣閥的接觸力都具有較高的量級。結合圖5可知，頻帶內(nèi)的較高接觸力級是由該轉速下第63次諧頻與配氣機構固有振動頻率接近導致的。在1600～4000Hz的1/3倍頻程內(nèi)，氣閥與閥座的接觸力級最高。
圖6 接觸力級分析
圖7為缸蓋底部靠近工作氣閥位置振動測點示意。用圖3所示結構振動模型預測了該測點的結構振動加速度響應，預測值與實測值如圖8所示。預測值與實測值吻合。沖擊振動主要發(fā)生在氣閥開啟和關閉過程中，特別是氣閥關閉時。氣閥關閉時盡管有凸輪緩沖段的控制作用，但仍然會產(chǎn)生較大沖擊力并通過氣閥座作用于氣缸蓋。
圖7 缸蓋底部測點示意
圖8 缸蓋底部測點振動加速度
圖9為頻域內(nèi)機體表面的振動特性．在125～4000Hz頻率范圍內(nèi)，預測值與實測值具有一致的變化趨勢，僅幅值稍有不同。在較低的頻率范圍內(nèi)，振動速度級較大。由關于接觸力級的分析可知，較低頻率范圍內(nèi)的振動主要是由凸輪型線激勵導致的。圖9b的中心頻率為500～800Hz的1/3倍頻程內(nèi)，預測值和實測值均出現(xiàn)了較高的速度級。．由圖6可知，這是由該轉速下第63次諧頻與配氣機構固有振動頻率接近導致的，并且主要是通過凸輪與挺柱、推桿與搖臂以及搖臂與氣閥的接觸力作用于結構的。在1000～4000Hz的頻率范圍內(nèi)隨著頻率升高，振動逐漸變大，這是由氣閥與閥座的接觸力導致的。
圖9 測點振動速度
利用分別加載各激勵力和同時加載各激勵力的方法能夠比較各激勵力的貢獻量。圖10為由配氣機構各接觸力引起的組合結構表面振動的貢獻量分析。合力代表所有接觸力同時作用的結果。由氣閥與閥座接觸力引起的振動最大，與合力作用結果接近，其次是凸輪與挺柱接觸力，推桿與搖臂和搖臂與氣閥接觸力的貢獻分別處于第3 位和第4 位，氣閥彈簧與氣缸蓋接觸力的貢獻最小。隨著凸輪轉速的變化，各接觸力的貢獻量相對大小不變。
圖10 接觸力貢獻量比較
03、小結
（1）在低頻范圍內(nèi)，由配氣機構引起的內(nèi)燃機結構振動主要與凸輪型線有關，即與凸輪型線的函數(shù)形式有關，并且主要是通過凸輪與挺柱接觸力作用于機體結構。
（2）在500～1000Hz頻率范圍內(nèi)，結構表面振動是由配氣機構共振導致的，并且主要是通過凸輪與挺柱、推桿與搖臂以及搖臂與氣閥的接觸力作用于機體結構的。在1000～4000Hz的頻率范圍內(nèi)，結構表面的振動主要是由氣閥與閥座的接觸力導致的。
文獻來源及推薦閱讀
[1]國杰,張文平.內(nèi)燃機中由配氣機構引起的結構振動機理[J].內(nèi)燃機學報,2017,35(04):376-383.
《內(nèi)燃機學報》是由中國內(nèi)燃機學會主辦的國家級高級學術刊物，是國務院學位委員會與研究生教育中文重要期刊，是中國科技論文統(tǒng)計用刊，被工程索引(EI)等多個國內(nèi)外數(shù)據(jù)庫收錄，多年來一直位居我國“中文核心期刊要目”能源與動力工程類前列。
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