基于ADAMS的发动机配气机构动力学分析

杨 晓，郭 涛

（上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心，广西 柳州 545007）

配气机构作为内燃机三大机构之一，其主要功能是实现发动机的换气过程，根据气缸的工作次序，定时地开启和关闭进排气门，以保证气缸吸入新鲜空气和排出燃烧废气。现今对于发动机配气机构的设计，一方面希望气门加速度越大，以使气门迅速开关，从而达到最好的换气效果，以提高动力性和经济性；另一方面，希望载荷保持相对较小，以减小加速度，从而减小振动和噪音，并延长使用寿命。这样的矛盾要求，给配气机构的设计带来困难，因此需要精心设计进排气门的升程曲线，以达到最优设计。

内燃机配气机构的传统开发方法，往往是多方案的比较和试凑过程，在无物理样机的初始开发阶段，不但难以满足这样复杂的设计要求，而且反复进行实物试验，会延长研发周期和增加开发成本，同时对进行频繁的试验，也是不现实的。而通常配气机构的运动学、动力学计算，仅是把机构当作一个弹性振动系统，模型可以是单质量模型或多质量模型，虽然大体上能满足描述气门运动规律的要求，但是这种方法可视化较差，无法直观地反映出各构件的运动情况，并且某些机构的刚度和阻尼参数，必须通过实测或分析计算才能得到，质量也需要经过折算，这不仅增加了建模的难度，而且也影响分析的精度，其应用范围受到限制。为此，人们相继把多体动力学和虚拟样机技术，应用到配气机构的动力学分析中。

本文就是在这样的背景下，以多体动力学为理论基础，采用虚拟样机技术，应用ADAMS软件，进行了发动机配气机构的建模与仿真，从而得到整个系统协调下的运动规律和动力学特性。利用该种方法建立的配气机构多体动力学模型，不但能很好地描述配气机构动力学特性，而且具有极佳的可视化效果，为提高今后产品自主开发能力起到积极的作用。

1 配气机构多体动力学方程

以多体动力学理论中的拉格朗日方程为理论基础，建立配气系统的动力学方程。对于机构中的刚体i，采用质心在惯性参考系中的笛卡儿坐标和反映刚体方位的欧拉角或广义欧拉角作为广义坐标，即

接着建立这个系统的约束方程和作用力方程，并将它们也都写成广义坐标的表达式，最后应用拉格朗日乘子法，建立系统的运动微分方程，如下所示。

完整约束方程φ(q，t)=0

非完整约束方程 θ(q，q，t)=0

T——系统动能；

q——系统广义坐标列阵；

Q——广义力列阵；

ρ——对应于完整约束的拉氏乘子列阵；

μ——对应于非完整约束的拉氏乘子列阵。

在动力学方程根据实际情况建立后，运用集成在软件中的求解器，对动力学微分方程进行求解，从而得到动力学分析结果。

2 多体动力学模型建立

对于配气机构的结构，可以从多个角度进行分类。如按气门的布置形式，凸轮轴的布置位置和曲轴与凸轮轴的传动方式等。

从结构布置的方式来看，文中所研究的配气机构采用气门顶置，凸轮轴顶置，凸轮直接驱动挺柱，主要有凸轮轴，挺柱，气门弹簧，气门，气门座等组成。在ADAMS/ENGINE软件中选用正确的模板即可，多体动力学模型如图1所示。

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图1 配气机构多体动力学模型

3 配气机构多体动力学仿真结果及分析

3.1 排气门运动

图2到图4为排气门升程、速度、加速度随曲轴转角的变化曲线。气门升程和速度曲线光滑，说明配气机构运行平稳，没有发生飞脱现象。气门加速度是配气机构平稳性的重要参数，气门加速度变化率最大值即Jerk值最大为0.01mm/deg3没有超出限值范围，配气机构平稳。

图2 排气门升程曲线

图3 排气门速度曲线

图4 排气门加速度曲线

3.2 发动机转速对气门速度的影响

仿真分析选择怠速（750 r/min），标定转速（6000 r/min），极限转速（7000 r/min）共3种发动机转速下排气门的速度。

从图5中可以看出，在不同的发动机转速下，气门在开启和落座一瞬间均存在振动，只是在低速转动时振动幅值较小，而高转速时振动幅值较大。

配气机构在工作中，气门往复地不断冲击气门座圈，而且在工作中一般无润滑条件，因此气门与气门座圈之间的摩擦磨损，是其主要失效方式之一。在设计中，除了要对气门与气门座圈的材料进行良好选择匹配外，同时还须控制气门相对于气门座圈的冲击速度。对于铸铁及粉末冶金材料的气门座圈，其落座速度应小于400mm/s。

图5 不同转速下排气门速度曲线

通过仿真不同转速下气门动力学特性，不仅可以得到3个不同转速工况下，气门落座时的速度，还可以看出，配气机构气门落座速度随发动机转速的增加而增大，极限转速7000 r/min时最大速度为290mm/s，小于许用落座速度，可以满足设计要求。

3.3 凸轮与挺柱间的接触力和接触应力

通过动力学仿真得到的凸轮与挺柱之间接触力与接触应力随凸轮转角的变化，见图6和图7。凸轮与挺柱之间的接触力，是随时间不断变化的，如果机构不发生飞脱、反跳等分离现象，该作用力应始终为压力，即数值不发生变号。从图中可以看出，接触力始终为压力，说明该配气机构没有飞脱和反跳发生。从图7可以看出，凸轮与挺柱之间最大接触应力，为417MPa，小于目标值 700MPa。

图6 凸轮与挺柱之间的接触力

图7 凸轮与挺柱之间的接触应力

3.4 气门与气门座的作用力

图8为气门与气门座之间的作用力随凸轮转动的变化情况，气门静止过程中，缸内气体对气门的压力产生气门对气门座的作用力，在气门回落时，气门由运动到静止，与气门座产生撞击，产生一个峰值作用力，但由于气门落座速度很小，所以撞击力很小。

图8 排气门落座力

4 结束语

文章以多体动力学为理论基础，建立了发动机配气机构的虚拟样机，进行了多体动力学计算，得到相应各运动件的运动规律以及各运动件之间的相互作用力和碰撞力的变化规律，并得到如下结论：

（1）从动力学的计算结果可以看到，该配气机构在发动机运行过程中，没有飞脱和反跳等现象发生，说明该凸轮型线的设计，有效防止了系统由于运动件的飞脱和反跳带来不良后果。

（2）由分析结果可以看到，该虚拟样机能够正确反映发动机配气机构实际的运动规律和动力学特性，说明应用ADAMS软件进行配气机构仿真分析的可行性。

（3）在无实际的物理样机的条件下，虚拟样机仿真可提供大量的运动学和动力学参数结果，这些结果可用于分析机构的运动特性，也为今后做进一步的分析和预测奠定基础。

（4）在发动机配气机构的开发中，虚拟样机技术不但能提高设计质量，缩短开发周期，还可以降低开发成本。

[1]浦耿强.顶置凸轮配气机构仿真分析[J].汽车科技，2001，（1）：8-10.

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