外文翻译译文：赛车摩托车发动机配气机构的设计和开发

文献翻译二级学院班级学生姓名学号赛车摩托车发动机配气机构的设计和开发摘要

本文介绍了高速赛车摩托车发动机配气机构的设计和开发。在项目的开始，发动机转速被设置为14000r/min，然后逐渐升高，最终提高到16000r/min。本文叙述的设计进展和描述的组件包括凸轮轴、挺柱、垫片、气门垫圈和气门弹簧。配气机构动态分析软件的任务如下。

1、评估新配气机构的动力学和耐久性设计新的凸轮轮廓为每一个设计的组件设置限速

4、检测故障

这些任务都包含在本文中。前言马来西亚国家石油公司2003年开始开发FP1世界超级摩托车锦标赛摩托系列。尽管世界超级摩托规则改变，允许使用排量为1000cc的4缸发动机，然而在2004年到2006年期间，马来西亚国家石油公司还在和里卡多一起改进排量为900cc的3缸发动机机FP1。马来西亚国家石油公司决定将FP1发动机的排量提高到1000cc，但是由于成本的限制，缸径(88.0毫米)和冲程(49.3毫米)在本项目中无法被改变。在项目中可以明显的看到：发动机转速和输出功率均按要求提高了并给出了更宽的变化范围。高速配气机构的发展有很长的历史和许多已知的问题、缺陷以及矛盾(见参考文献1、2和3)。甚至对配气机构的一个简单设计变量和约束条件都有困惑。传统意义上来讲配气机构设计改进后需要长时间的进行原型测试。发动机开发团队的方法是依靠先进的分析工具和精密的测试来验证设计内容。本文就是配气机构的开发报告。组件开发历史

综述世界超级摩托车锦标赛的规则没有限制排量为900cc的3缸发动机的速度，所以发动机开发团队希望通过增加发动机的最大控制速度来增加发动机功率。配气机构被确认为限制发动机转速的重要因素，所以想要提高发动机的速度必须开发配气机构。设定的目标是16000r/min。26.29m/s对于冲程为49.3mm的FP1来说是一个具有挑战性的活塞平均速度。

世界超级摩托车锦标赛的规则指出禁止改变主要铸件，所以我们可以从改变配气机构的零件出发（这对于拥有较低的质量和用于方程式赛车很有潜质）。使用气动弹簧也被禁止了。因此有必要在保证耐久性的条件下降低配气机构运动件的质量。下面总结了每个零件所作的改变。凸轮轴

凸轮轴是由16nicr11钢加工而成。凸轮轴颈和凸轮缘被淬火硬化的深度为1.6mm，然后碳氮共渗最后得到的表面硬度为40-42HRc。接着将凸轮轴颈进行研磨。基准的凸轮轴外径为24.5mm，内径为16mm。本设计中内部直径提高到17mm并且正时齿轮安装法兰盘如图1所示。这些措施使凸轮轴的质量和转动惯量分别减少8.4%和10.3%。图1凸轮轴末端法兰盘气门

基准气门(进气和排气)是由钛合金Ti6242+0.2si制作而成的。进气门利用紧密的"+Ǝ(α+β)晶粒结构解决老化问题，使进气门在温度(达到500℃)时依然具有很高的硬度(42-45HRc)，表现出优秀的抗疲劳和交变应力能力。排气门在之前的β晶粒层间加了αβ结构以应对高温和老化，表现出抗疲劳和交变应力的能力高达800℃。进、排气门都有钼合金涂层，将等离子体喷在气门杆上以减少摩擦损失和防止气门导管磨损。给气门加上NiCr金属陶瓷涂层并通过一个高速氧燃料火焰，使其表面受到保护。接着对气门座等离子气相沉积CrN进行测试，以解决气门座老化的问题。发现该涂层表现良好，但它曾因吸收大量碎片而导致气门座磨损，所以该涂层不用于竞赛生产零件。气门供应商已经开发出气门杆直径为4.5mm的空心气门，减少进气门的质量使得该方法应用于FP1进气门。

然而，减少截面惯性矩的最终方法是将之前直径为2.25mm孔扩展5mm，气门杆的直径仅为3.5%，所以空心气门被证明是一个可靠的方法减少质量1.4g。进气门的二次设计迭代是通过改变气门形式来减少质量，给直径为40mm的气门头部增加了一个11ͦ的后角，这就进一步的减少了2.1克。这种技术降低了气门的刚度和强度并且可能给气门座带来问题甚至导致气门故障。此外，气门的几何形状变化也会影响到气体进入气缸的流动特性。然而，在这种情况下，显著的减重提高的气门耐用性和发动机产生额外功率超过了流量的损失。气门的基本尺寸如表1所示，这些都是基本不变的，除了从紧固帽到紧固阀盘长度有轻微的减少。表1气门尺寸参数基准最终进气门头部直径（mm）36.036.0进气门杆部直径（mm）5.05.0进气门长度（mm）93.793.2排气门头部直径（mm）30.030.0排气门杆部直径（mm）5.05.0排气门长度（mm）95.095.0挺柱挺柱是由钢经过淬硬(H11)，接着热处理使其达到51-54HRc、回火、研磨然后抛光使表面粗糙度约为0.05Ra，最后使用金刚石碳(DLC)涂层。DLC膜大约是3um厚，应用等离子辅助化学蒸镀工艺。这种涂层十分坚硬(2500Hv)，可用于减少摩擦和磨损。

基准挺柱的传统设计和第一次设计迭代涉在挺柱裙部引入大型槽到以降低质量(见图2)。这个概念以前曾被开发但未被使用，因为高速发动机已改用低质量的小型配气机构。然而，有槽挺柱的耐久性很快就被认可，并使质量减少4.9克。图2裙部有槽挺柱

二次迭代降低了顶厚减薄了壁厚(见表2)这使得质量进一步降低了2.6克。对这些部分进行测试，证明其有足够的耐久性，虽然由于挺柱顶部的弯曲使DLC偶尔会出现一些磨损迹象。

表2挺柱大小参数基准最终外径（mm）32.032.0总长度（mm）23.523.5中央顶厚度（mm）3.33.0最小壁厚（mm）0.80.7裙部是否有槽（mm）没有有

弹簧

在整个项目中使用的弹簧都是由钢制成的。弹簧制造商非常注意保护弹簧的材料、表面处理和疲劳强度的信息，所以没有进一步的数据可以提供。一个额定转速为13500rpm的弹簧被设计出来了，但是一旦发动机转速提高各种问题就开始出现(见下节)。

从几个不同的弹簧供应商处采购和测试，最终选择NHK。他们提供了一款弹簧满足汽油机最大速度为15500rpm，凸轮的峰值和可使用时间分别是12mm和300万个周期。外弹簧是右旋，内弹簧是左旋。弹簧的设计目标0.1毫米的干涉，两端进行精细的倒角。这个弹簧的设计被用于大多数的项目，但在最后一个赛季出现一个进一步优化的弹簧设计(见表3)，此设计在凸轮轮廓的其峰值减少到11mm的时可以给出一个更高额定转速16000rpm。表3弹簧尺寸参数基准最终内外内外铁丝直径（mm）29.03.952.903.7线圈直径（mm）17.924.7517.123.7安装长度（mm）32.632.628.7528.75安装力（mm）153298130279弹簧座、垫片和锁夹

弹簧座是由自马氏体高强度热处理钢(C300)加工，与氮化硬度达到61-64HRc的弹簧配合。经过淬火的气门顶帽位于每个气门杆顶部。由于发动机的速度增加(见后部分)，因此对这些组件重新进行设计，以提高耐用性和减少质量。

第一个设计迭代涉是修改气门顶帽到弹簧座的一个固定间隙(见图3)。这样既减少了质量，又提高了弹簧座的耐久性和消除气门杆头磨损。修改后的气门顶帽和弹簧座的材料是冷作模具钢C300通过淬火硬化到57-61HRc，然后研磨和抛光。

图3基准和最终配气机构进气门截面改变气门导管相对于气门的位置以适应新的弹簧座的设计如图3所示，但在该项目中锁夹保持不变。组件的质量

对部分组件质量的变化列于表4。表4配气机构质量质量（kg）基准最终进气门0.02430.0208排气门0.02220.0214挺柱0.03350.0260垫片(帽或盘)0.00100.0008锁夹0.00020.0002弹簧座0.00800.0072外弹簧有效质量0.01150.0093内弹簧有效质量0.00620.0051进气门运动有效质量0.08470.0694排气门运动有效质量0.08260.0700最后的配气机构如图4所示。图4最终通过的配气机构截面配气机构设计分析配气机构分析软件进行了运动学分析(用于设计凸轮轮廓线、计算静态力和油膜厚度等)

和动力学分析(用于确定动态气门运动、动态力和弹簧振动)。

比较基准设计和最终设计，对进气门的结果进行分析，将在本节中进行讲解。气门开度更大进气效率更高，那么就要求具有更高的凸轮行程，这使得配气机构在进气时每一个方面都表现出最坏的情况。图5显示了基准设计和最终设计的进气门的运动加速度的比较。图5气门运动加速度与曲柄角

表5列出了一些重要的基准设计和最终设计的运动学参数。凸轮峰值降低了1mm，周期略有增加。气门升程峰值和周期的选择很显然是为了适应高速运行。最后选择的是能满足性能模拟并能通过广泛的发动机性能测试的凸轮轮廓。凸轮峰值降低使进气门L/D比率下降，反而稍微增加了升力面积积分(一个无量纲参数定义为升程曲线下的面积除以理论最大升程曲线下的面积)。表5运动参数参数基准最终气门运动升程峰值L（mm）12.011.0内部座圈直径D（mm）35.035.0L/D0.3430.314升力面积积分0.5550.557缓冲段的角度（deg）307.2310.0缓冲段的高度（mm）0.200.0缓冲段的速度（m/s）0.432@14000rpm0.500@16000rpm气门开启时的加速度（m/s）29818@14000rpm33404@16000rpm凸轮顶端时气门的加速（m/s）11530@14000rpm13305@16000rpm气门关闭时的加速度（m/s）36962@14000rpm41554@16000rpm开口侧及速度比2.512.51关闭侧加速度比3.213.12相同的气门每循环缓冲段的高度是0.2mm并且缓冲段的运动速度保持不变，从表中可以看到当发动机转速的增加时实际缓冲段的速度。发动机转速的增加，在升程和降程时气门的加速度（凸轮两侧）下降了13—16%如图5所示，但是气门动态加速度峰值提高了12—15%。加速比保持在类似的值。

凸轮/挺柱的耐久性从接触应力、润滑油膜厚度和挺柱边缘间隙(凸轮/挺柱接触线到挺柱的边缘)来评估。结果如表6所示。

最高接触应力的发生在凸轮的突出部分当发动机低转速时，但赛车发动机很少处于低速。最终的设计中用较大的凸轮半径来降低接触应力。发动机高速转动时这种情况被逆转(参见图6)，而最终的配气机构在额定转速下产生了更高的接触应力。

凸轮/挺柱的接触应力在计算时使用动态力。表6凸轮/挺柱的耐久性参数基准最终空转时凸轮挺柱接触应力峰值（N/mm）831@3500rpm764@3500rpm额定转速时凸轮挺柱接触应力峰值（N/mm）400@14000rpm436@16000rpm凸轮升程润滑油膜厚度峰值（um）0.2950.278Deschler和Wittman数峰值0.2070.272额定转速时油膜厚度小于0.1um的连续曲柄度数8.267.86最小挺柱边缘间隙（mm）0.301.90

图6模拟发动机高速时凸轮/挺柱静态接触应力润滑油膜厚度与曲柄角如图7所示。这个图显示了与基准配气机构和最终配气机构油膜厚度的形状特征。凸轮两边的油膜厚度高而凸轮顶端油膜厚度低。通常用Deschler和Wittman数(见参考文献2)来评估凸轮的油膜厚度。评估范围通常是在0.15到0.25。对于最终的设计，是略超过这个上限的，但没有出现问题。

在侧面/顶端过渡油膜处有一个膜厚非常低的区域，它作为润滑剂相对速度不为零。这一区域润滑油膜的厚度预测是小于01.um的，其对应的曲轴转角范围预计小于10度。图7凸轮/挺柱上的油膜厚度与曲轴转角对于具有较高的升力的基准凸轮轮廓线，挺柱边缘间隙非常低(0.3毫米)，但就像升程的降低一样这样的升高对于增大充气效率是非常有必要的。可以考虑减少挺柱的直径，但这是有限的，因为必须满足挺柱和外弹簧之间的间隙，所以种方案带来的好处非常少。

对配气机构的动态性能方面也进行了评估。我们所利用的软件是专用的配气机构动力学测试软件，它具有测试广泛的多体动力学的能力，对于配气机构动力学分析测试准确并且使用方便。用于评估配气机构动力学的模型如图8所示。图8单气门模型

用凸轮轴抗弯刚度和凸轮轴轴承支撑刚度代替凸轮节点刚度。建立一个偏心凸轮/挺柱

模型用以计算挺柱顶端的刚度。尽管有多个刚度和质量模型可供选择，但气门杆通常是轴向刚度模型。气门座和气门头部是弯曲刚度模型。气门、弹簧座、垫片和锁夹则是集中质量模型。每个气门弹簧(每个8圈)都是一系列集中质量模型用以连接各单元的刚度，用这个模型来研究弹簧自身线圈冲击和弹簧与其末端配件的联系。

阻尼的衰减与气门弹簧的弹簧圈之间的相互作用（例如弹簧被压缩时的改变）是密切相关的，所以很难建立明确的模型。对于这个项目所采取的方法是同时进行两个分析来评估每个零件：一个具有高阻尼(假定临界阻尼为20%），一个具有低阻尼(假定临界阻尼为0.5%)。研究每个阶段影响系统动力学阻尼的敏感因素。

用软件来计算发动机高速运动时配气机构的动态响应，得出发动机的最高转速。

图9所示以气门座的速度来评估气门关闭的猛烈程度。

图9气门速度与发动机转速

在低速时，气门的速度是由凸轮轴控制的，但随着发动机速度的增加，这样的控制便失效了。基准设计中表现出气门的发动机速度从13500rpm急剧上升到14800rpm。以上的数据再加上一个合适的安全余量，用于为发动机配气机构设置最高限速。在最终的设计中，发动机的速度达到16500rpm时气门的速度不超过2m/s，并且发动机转速低于17000rpm时气门的速度都没有急剧的变化。配气机构必须具有适应比赛时发动机高速转动的能力，这种特性是十分重要。我们可以有趣的发现，弹簧之间产生的阻尼对气门座的速度影响并不大。从图10我们可以进一步的观察到基准设计转速分别设定在9000rpm、13000rpm和15000rpm时进气门的关闭情况。图10气门升程和曲柄转角15000rpm时，气门在敲击气门座前的速度很高，所以在接触气门座时受到一个很大的反弹力。绘制相应发动机速度气门第一次反弹高度图，结果如图11。图11相应发动机转速下气门反弹高度

该图的轮廓与气门座速度图轮廓相似。通常情况下认为反弹高度超过0.1mm是不合理的，这个限制与已经确定的气门座速度的限制相关。动态分析的下一个现象是气门跳跃。这是由于惯性力（包括振动力）超过了可用弹簧力使得凸轮和挺柱分离产生的现象。图12显示了相应发动机转速下凸轮和挺柱间允许存在的最大间距。

图12相应发动机转速下凸轮/挺柱间隙弹簧阻尼对凸轮/挺柱的分离比对气门跳跃影响更大，但是一般的结论并没有改变。基准设计中，发动机速度超过14500rpm时，挺柱和凸轮轴顶端会有很大的脱离现象，然而在最终的设计中，发动机转速只要在17000rpm以下，凸轮和挺柱分离时距离不会超过0.2mm。

在高速弹簧配气机构中，弹簧剧烈振动是一个众所周知的问题。在凸轮轮廓的影响下，弹簧不规则振动使气门突然关闭，并且很可能影响下一个循环的气门开启。我们的团队通过绘制气门关闭时弹簧中间线圈的残余振幅来量化该现象，如图13和14。图13相应发动机转速下的外部弹簧

图14相应发动机转速下的内部弹簧基准弹簧剧烈振动时振幅非常高（除赛车外的大批量发动机允许值为1mm），这有助于保证高速时的动态性能。最终设计大大降低了弹簧振动的振幅，改善了凸轮和弹簧之间的匹配性能。弹簧阻尼对弹簧振幅中度敏感。弹簧振动振幅高造成对弹簧座的锤击严重。弹簧振动使得弹簧脱离弹簧座，导致不确定的剧烈冲击（例如图15所示）。

图15相应曲柄角度时基准外弹簧的实际冲击力该设计项目中，这个问题使弹簧中部断裂（见后面章节），弹簧的最小和最大的冲击力见图16和17，我们将用这些数据来评估这个问题的风险。图16相应发动机转速下外弹簧的最小冲击力图17相应发动机转速下外弹簧的最大冲击力最终设计的凸轮轮廓和弹簧对于气门弹簧冲击力这个问题有显著改善。用软件来计算弹簧的动应力。绘制相应曲柄转角下，弹簧处于最坏情况的应力如图18，相应应力范围如图19。尽管不知道弹簧压力对弹簧疲劳强度的影响，但在该项目中这些数据可以作为比较的基准。图18相应曲柄转角下外弹簧处于最坏情况的应力图19相应曲柄转角下外弹簧处于最坏情况的应力范围弹簧分析的结果在表7中给出。表7弹簧包含的因素和压力参数基准最终额定转速内弹簧的静力1.21@14000rpm1.39@16000rpm外弹簧静剪应力（N/mm）298fitted1065max410fitted1294max内弹簧静剪应力（N/mm）356fitted1066max291fitted1199max最终设计中，弹簧的应力水平会增加，增加弹簧的质量是应对弹簧疲劳失效的很好的措施。建立整个发动机的分析模型（见图20）。在发动机转动情况下，测量每个传动件的扭转振动情况，根据模型中所测得的数据调整配气机构的刚度、阻尼和间隙。该模型被用来研究以下问题。

1、曲柄动力学和正时转动对气门运动的影响

2、正时齿轮的动态载荷

3、齿轮紧固件的动态扭矩

一个典型的状态来比较进气门速度，简单估算出气门型线，模型中对于进气门的测量值如图21。有趣的是，在这种情况下（3缸发动机正式齿轮运转），尽管气门明显受到了正时齿轮的动态影响，但这种影响并不大。由此，在配气机构的设计中可以用一个简单的气门分析模型来设定限速。

图20整个发动机运动动力学模型

图21通过单气门模型和整机模型比较进气门的结果

配气机构测试项目后期，用气缸试验台来测试配气机构的耐久性、气门弹簧（见下节）和配气机构的摩擦损耗。

电动机通过传动轴驱动齿轮空转，气缸试验台供给的润滑油为100℃冷却剂为80℃。

该试验台通常运行在稳定的速度。

配气机构失效模式

挺柱孔损坏

第一个大问题是发动机速度的增加会使挺柱孔损坏。在几个发动机实验中气缸头开裂和挺柱孔结构破坏如图22所示。在气缸头上使用燃料渗透，显示裂缝开始于挺柱孔加工时留给凸轮提供间隙的圆角半径处如图23所示。图22挺柱孔损坏

图23挺柱孔裂纹

软件用来计算凸轮和挺柱和之间的静接触力和接触点在挺杆顶部的偏心率。这些值被用于计算挺柱侧和挺柱孔之间的作用力在挺柱顶部和挺柱底部的颠覆力矩。建立这些力施加到挺柱孔区域的有限元模型（见图24），发现低安全系数，由此看来进行各种改进方案的研究是有必要的。最终以提高圆角半径来消除了这种隐患。图24挺柱孔的应力集中

气门顶面磨损在配气机构基准设计中气门顶面受到强烈磨损如图25。图25气门顶面磨损这是由于对孔的公差控制不足而导致的气门和气门座之间的配合不恰当。这些组件之间过大的径向间隙导致气门顶面边缘的加载倾覆。这个问题可能已经通过改善配合和表面处理而得到解决了，但在最终设计中因气门顶面形状的变化而完全消除。气门杆的损坏

随着发动机转速的增加，进气门杆发生了一系列的故障。气门杆经常损坏弹簧座的底部，在气门锁夹的接触面，如图26所示。图26气门杆损坏

损坏表面属于纯拉伸疲劳，所以外加载荷可能远高于预期载荷。以前的经验表明，气门失控可能是主要原因，尽管分析表明这在动力学内是可接受的损坏速度。这使得我们返回研究配气机构动力学。最后发现根本原因是气门弹簧张紧力不够。以下使用的依赖于应力水平的弹簧松弛（或弹簧力的损失），时间和温度时减少力的5%。在发动机高速运转下，测量结果显示基准弹簧的弹力/变形比标准值小40%。气门速度不变时弹簧力下降20%所带来的影响如图27所示。气门弹簧失控也会导致气门杆承受弯曲载荷，引起更多的故障。

图27气门速度不变时弹簧弹力产生的影响气门的损坏过渡点是在300rpm低转速时，由此产生的影响强大到足以损坏气门