閥系動力學仿真在氣門彈簧失效分析中的應用

陳遠大 張靖估 黃風琴

摘要：在某發動機的可靠性試驗中，多次發生多臺發動機進氣門及進氣門彈簧斷裂以及閥座磨損等，并且氣門彈簧斷裂位置基本相同。建市了閥系零件的故障樹分析，從氣門落座速度、活塞氣門間最小距離、氣門溫度、氣門零件之間的同軸度誤差及問隙、氣門彈簧的斷口、金相及硬度等進行了分析，最終確認：由于供應商提供的氣門彈簧零件與設計需求有偏差，剛度非線性度不滿足設汁需求，導致氣門彈簧工作時振動幅度較大，造成氣門彈簧早期疲勞斷裂。最后進行了氣門彈簧剛度非線性度對氣門彈簧力的敏感度分析，重新設計了氣門彈簧，最終通過了發動機各項可靠性試驗。

關鍵詞：氣門彈簧;失效分析;故障樹;剛度非線性度;閥系動力學;敏感度分析

1引言

在發動機運行的過程中，進排氣門的上作環境非常惡劣：進排氣門的頭部是燃燒室的一部分工作時承受很高的沖擊性交變動載荷，當氣門有跳動以及氣門間隙變大時，沖擊交變載荷還將顯著增大，排氣門在工作中還受到高溫有腐蝕性廢氣的高速沖刷其工作條件更加惡劣^田。為了使氣門彈簧配合凸輪型線以及閥系零件的質量合理高效的工作，氣門彈簧應該具有合適的彈簧力、剛度及抗疲勞性能。為了避免共振，對彈簧的固有頻率有如下要求：對于線性氣門彈簧，彈簧的同有頻率應大于凸輪軸轉速的10～12倍，對于非線性氣門彈簧，固有頻率應大于凸輪軸轉速的8～lO倍。當氣門彈簧的工作頻率與其自身振動頻率相等或成某一倍數時，將會發牛共振。強烈的共振將破壞氣門的正常工作：氣門反跳、落座沖擊，并可使彈簧折斷。為了防止共振和顫振現象，氣門彈簧越來越多地選用非線性螺旋彈簧，即變剛度彈簧，能有效的防止氣門彈簧共振的發生生^[2]。

本文建立了閥系零件失效的故障樹，從氣門落座速度、活塞氣門間最小距離、氣門溫度、氣門零件之間的同軸度誤差及間隙、氣門及彈簧的斷口等進行了分析，確認了失效原因，重新進行了氣門彈簧設計，并通過了可靠性試驗。

2問題的提出

2.1故障描述

在發動機可靠性試驗巾，進行到300小時時發生，其中一臺發生在額定轉速全負荷工況，另外兩臺發生在圖1所示耐久性測試循環中。三個彈簧的失效模式基本相同，斷裂位置均在活動圈與死圈連接的部位。

2.2故障樹分析

由于氣門彈簧斷裂故障伴隨氣門的斷裂及氣門座的塌陷等共同發生，因此以氣門為中心進行閥系零件的故障樹分析。經過統計分析，閥系零件故障主要發生的原因有三點：氣門頭部掉塊、氣門頭部與桿部網弧過渡處斷裂，氣門桿鎖夾槽部位失效^[3]。據此，展丌故障樹如圖3所示：

2.2.1斷口分析、金相組織及硬度排查

對失效的進氣門彈簧進行宏觀觀察，斷口附近的表面質量良好，未發現明顯的劃傷、裂紋、麻坑等缺陷存在，兩彈簧端面無異常磨損。通過顯微鏡觀察斷口，如圖4可觀察到疲勞源及裂紋擴展方向。

對斷裂進氣門彈簧進行金相組織分析，所檢零件為回火馬氏體，表面無脫碳且可見噴丸變形層（圖5）。斷口截面硬度分布如圖6所示，均滿足設計要求。

發動機配氣機構動態特性的好壞對整機的可靠性有著很大的影響，其中氣門落座特性的影響尤其顯著，它直接關系到氣門機構的可靠性、耐久性及工作的柔和性。氣門是配氣機構以凸輪開始的整個運動鏈中的末端零件，氣門的設計必須從整個配氣結構來考慮，避免氣門落座時承受過大沖擊和振動，岡為這些機械負荷是造成氣門及氣門座磨損的原因之一，但是氣門落座沖擊過小，又不利于碾碎氣門錐面的積碳，從而影響密封性能，因此氣門落座特性的考慮要綜合動力性與動態性能來綜合考慮。通常在設計過程中采用落座速度與落座力來對落座沖擊進行評價。圖7為6500rpm落座速度及落座力。最大落座速度0.61m/s，，最大落座力約780N，小于6倍氣門彈簧預緊力，滿足設計要求。

2.2.3氣門與活塞間最小間隙排查

由于活塞頂部有撞擊痕跡，首先要排除是否是由于設計或者加工精度問題造成氣門與活塞運動干涉，從而導致失效。從設計的角度檢查氣門與活塞問的最小問隙，考慮了凸輪型線、沖程、連桿長度、上死點時關閉的氣門與活塞間的最小距離（氣缸方向）、氣門軸線與氣缸中心線夾角、氣門間隙、熱膨脹量等，對于VVT，考慮了其實際工作極限角度，即排氣最滯后，進氣最提前，并計入了VVT公差，并考慮了正時鏈條傳遞精度、鏈條磨損造成的滯后等。從檢查結果來看，活塞與進氣門之間的最小間隙滿足>l.Omm的設計要求。

2.2.4溫度原因排查

氣門的工作條件惡劣，進氣門的工作溫度口可達300～400℃ ，排氣門工作溫度可達700～900℃ 。進氣門主要受反復沖擊的機械負荷，排氣門除受反復沖擊的機械負荷外，還受高溫氧化性氣體的腐蝕以及熱應力（即氣門盤部囚溫度梯度產生的應力）、錐而熱脹應力（即氣門的堆焊材料與基體材料膨脹系數小同產生的附加應力）、和燃燒時氣體壓力等共同作用。氣門的疲勞斷裂主要是受到高頻率的張壓交變壓應力，沖擊交變應力、彎曲、冷熱、及燃氣腐蝕的單一或綜合作用造成的。通過檢查前期仿真結果，確認氣門及座圈溫度滿足沒計要求，并有較大余量。

2.2.5氣門彈簧設計排查

從受力分析的角度看，在正常受力情況下，彈簧內側所受應力最大，斷裂的起源一般應在彈簧內側表面。一般壓縮彈簧在第l～4圈處承受的扭轉和彎曲應力最大，易在第2～4個有效圈處發生斷裂失效。這是因為此處彈簧罔首先承受沖擊載荷，但不能迅速而又有效地將載荷傳遞給其它圈彈簧，所吸收的沖擊能量最大，同時這幾罔比其它各圈的壓縮量更大，且易形成并圈之間的擠壓^[3]。檢查氣門彈簧力與剛度，如圖10所示：

供應商提供的氣門彈簧力滿足設計需求，但是氣門彈簧剛度與設計需求相差較多，主要表現在非線性度為2～3%，沒有達到設計要求，氣門彈簧頻率不能滿足大于8～10倍凸輪軸轉速的頻率要求，從而導致彈簧工作時發生共振的可能性較大。

另外，由于該發動機進氣凸輪型線設計較為激進，如圖11，凸輪型線正加速度脈沖寬度很小，加速度幅值比較大，因此閥系的激勵頻率較高，在額定轉速和超速工況發十共振的可能性比較大。

3問題的解決

建立單閥系動力學仿真模型如圖12所示，模型中所有原件都只有一個自由度-即氣門升程方向，主要考慮旋轉及往復慣性力，不考慮重力的影響。主要零件包括氣門、鎖夾、氣門彈簧上進排氣道壓力。氣門與挺柱的剛度使用有限元方法進行計算，軸承的支撐剛度與阻尼、閥座剛度等使用經驗公式進行估算。輸出結果包括各單元的各動力學分量，氣門開啟和關閉時的動力學特性，氣門的落座和反跳，氣門與從動件的接觸與脫離情況等，閥系零件對發動機機體的激振力等等。

3.1氣門彈簧剛度非線性度

氣門彈簧的設計應滿足氣門機構動力學計算所決定的氣門運動規律，主要指氣門運動的正負加速度過渡部分及負加速度部分。在氣門開啟時，為了保證氣門驅動機構不發生飛脫，始終受凸輪軸控制，氣門彈簧力應能克服氣門機構因負加速度和機構振動引起的慣性力，及氣門彈簧特性應與氣門加速度曲線匹配良好。為了減少由于共振造成的風險，目前的高性能汽油機多采用非線性氣門彈簧。

一般考慮隨氣門升程變化的非線性特性，非線性剛度表述為：

3.2氣門彈簧剛度非線性度敏感度分析

為了研究氣門彈簧非線性度對氣門彈簧動態特性的影響，設置了四組不同的非線性度，比較氣門彈簧活動圈的受力與位移情況。表l為氣門彈簧非線性度與非線性系數之間的關系。

氣門彈簧活動圈受力如圖14所示，從圖中可以看出，在5500rpm～6000rpm時，氣門彈簧振動較大，尤其是在6000rpm。氣門彈簧非線性度約在6%左右時，氣門彈簧的振動要好于其他情況。

3.3氣門彈簧優化結果

由于發動機的開發已經到了試驗開發階段，凸輪型線及氣門、挺柱等零件已無法做出較大的改變，故通過優化氣門彈簧參數，改變氣門彈簧非線性度以提高彈簧的共振頻率。對氣門彈簧的剛度進行重新設計，調整安裝高度與氣門全開高度的剛度，最終氣門彈簧非線性度約6.3%，校核剪切應力及彈簧自振頻率，均滿足設計要求。

經閥系動力學校核，氣門彈簧重新設汁后，短時超速轉速下沒有發生氣門飛脫、反跳等，凸輪挺柱間接觸應力、氣門落座速度、氣門活塞問最小距離等均滿足設計要求，如圖16所示。閥系共振轉速提高到6500rpm，避免了在使用工況下振幅過大導致閥系零件失效，改善后的氣門彈簧力如圖17所示，可以看到5500rpm與6000rpm下基本沒有出現氣門彈簧并圈，氣門彈簧力的振幅也明顯小于改善前。新設計的氣門彈簧最終通過了發動機耐久性試驗。

4.結論

1）根據閥系零件的失效情況進行了故障樹分析，排除了氣門落座沖擊載荷、氣門活塞干涉、溫度過高、零件加工精度及材料缺陷等原因，明確』，閥系零件失效的原因在于氣門彈簧的非線性度不滿足設計需求，導致彈簧疲勞失效。

2）通過閥系動力學仿真分析，對氣門彈簧的非線性度敏感度進行了研究，找出了合適的非線性度值并對氣門彈簧設計進行了優化，最終更改后的設計通過了發動機可靠性試驗驗證。

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