基于虚拟样机技术的摩托车发动机配气机构仿真讲解.docx
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基于虚拟样机技术的摩托车发动机配气机构仿真讲解
ADAMS仿真设计
（摩托车发动机配气机构仿真）
学号：
107331404055
姓名：
马嘉伟
虚拟样机技术及其在摩托车发动机配气机构
仿真分析中的应用
前言
业内专家断言：
我国摩托车发动机制造水平至少落后日本10年，设计开发能力落后15年。
因此，当前及今后的一段时间还需要仿制和引进国外摩托车发动机产品技术，而虚拟样机技术为我们消化和吸收国外技术，追赶先进水平提供了一条捷径。
以前我们仿制和引进别人的东西，一般是原封不动的照抄别人的零件，只知其然而不知其所以然，缺乏系统层面上的理解，所以仿制的产品总赶不上原机的水平，这也就是我们的设计质量始终赶不上别人的根本原因。
采用虚拟样机技术，技术人员便可以对引进的样机进行深入研究，追踪样机的设计思想和设计原理，甚至还可以发现样机的缺陷进行优化改进，“青出于蓝而胜于兰”。
国外产品的高水平的设计源于多年的经验积累，而借助于在虚拟样机上的模拟，我们也会很快取得一些经验成果，及时用到新产品自主开发当中。
C100发动机是国内弯梁车普遍使用的发动机，本文尝试采用虚拟样机技术对该型发动机的配气机构进行了仿真分析，各种分析结果不单可以为优化指明方向，同时也有助于从广义的系统层面上理解该机的设计理念，积累技术素材。
一、虚拟样机技术（VirtualPrototypingTechnology）
1、概述
虚拟样机技术是指在计算机上建立一个虚似化的完整的产品模型，这个虚拟的模型具有物理样机的功能，可以代替物理样机进行试验分析。
对于传统产品开发来说，产品的性能只有在物理样机制造出来并进行试验后才能得到，如果性能达不到要求，只有修改设计，再做样机进行试验，这样反复多次，周期很长，费用高昂，是制约产品开发的瓶颈。
而虚拟样机技术的出现，在产品的设计阶段就可以对性能仿真优化。
从而大大节约了物理样机的制造和试验的时间和费用，虚拟样机技术使产品开发真正产生了质的飞跃。
运用虚拟样机技术，产品设计人员可以在各种虚拟环境中真实地模拟产品整体的运动及受力情况，快速分析多种设计方莱，进行对物理样机而言难以进行或根本无法进行的试验，直到获得系统级的优化设计方案。
虚拟样机技术的应用贯串在整个设计过程当中，它可以用在概念设计和方案论证中，设计师可以把自己的经验与想像结合在计算机内的虚拟样机里，让想象力和创造力充分发挥。
当虚拟样机用来代替物理样机验证设计时，不但可以缩短开发周期，而且设计质量和效率得到了提高。
2、虚拟样机技术的实现
虚拟样机技术以三维实体建模（3D-CAD：
3D-ComputerAidedDesign）、多体系统动力学分析（MSDA：
Multi-bodySystemDynamicAnalysis）和有限元分析（FEA：
FiniteElementAnalysis）为主线，以3D-CAD、MSDA和FEA软件为支撑。
3D-CAD软件提供系统各零部件的几何信息，通过定义零部件的材料属性，CAD软件可以自动计算出零部件的物理信息（质量、转动惯量等），进一步可以在计算机上定义零部件间的连接关系并对机械系统进行虚拟装配，从而获得机械系统的虚拟样机（实体模型）。
其代表性软件有：
pro/E、UG、Solidworks、MDT、Inventor等。
MSDA软件在“实体模型”基础上进一步定义运动副、接触、速度、加速度、力、阻尼等动力学参数形成“动力学分析模型”，仿真机械系统在各种工况下的运动和受力情况，通过分析仿真结果，可以在计算机上很方便地发现设计缺陷加以改进，并立即验证改进效果。
通过不同设计方案的仿真分析比对，可以最终获得最优设计方案。
其代表性软件有：
MSC.ADAMS、DADS、SIMPACK、COSMOSMotion等。
FEA软件可以在零部件“实体模型”的基础上通过添加边界条件后进行静力学分析（分析结构在静力作用下的应力与应变）和动力学分析（分析结构的固有频率、主振型（模态）、以及在动载荷作用下的动挠度、动应力等）。
其代表性软件有：
ANSYS、MSC/Nastran、COSMOSworks等。
MSDA软件的分析出的零部件的受力结果，为FEA分析提供了准确的边界条件，而通过FEA分析，又可以提高和优化零件设计，从而实现产品从局部到整体、从单个零件到系统都得到提高，达到了真正意义的虚拟样机的功能。
二、虚拟样机技术在配气机构仿真分析中的应用
1、C100发动机配气机构的零部件构成
1、挡油罩组件2、凸轮轴组件3、摇臂4、摇臂轴
5、进气门6、排气门7、气门外弹簧8、气门内弹簧
9、弹簧座10、弹簧圈11、锁夹12、调整螺钉13、调整螺母
图1C100发动机配气机构的零部件构成
2、实体建模
采用3D-CAD软件严格按照零部件图纸精确建立了配气机构中的：
汽缸头本体（仅完成了分析相关部分）、凸轮轴、进气门（含气门锁夹和气门弹簧座）、排气门（含气门锁夹和气门弹簧座）、气门摇臂、摇臂轴、气门调整螺钉、气门调整螺母等零部件的实体模型。
由于进行仿真分析时气门内外弹簧的弹力可由相应参数直接给出，因此不需要建立实体模型。
建模时“凸轮型线”采用“样条曲线”的来描述。
零部件实体建模完成后，再在建模软件中选择零部件材料或输入材料的性质参数，软件就可以自动计算出零部件的质量、转动惯量和质心位置等物理特征。
由于是按图纸建立的模型，因此，考察软件计算出的零部件物理参数与图纸标注的物理参数或实际测得的物理参数的一致性，是对建模正确性、准确性的一种检验方式。
准确的实体模型是保证后续仿真分析结果准确可靠的基础和前提。
部分零部件的“模型质量”和“实际质量”统计表见表1：
表1零部件质量参数对照表
序号
零部件名称
模型质量
实际质量
备注
1
排气门
0.024kg
0.023kg
均含：
气门锁夹和气门弹簧座
2
进气门
0.026kg
0.025kg
3
气门调整螺钉
0.0025kg
0.002kg
4
气门调整螺母
0.0016kg
0.002kg
5
气门摇臂
0.041kg
0.045kg
图2C100发动机配气机构的实体装配（气门弹簧未建模）
零部件实体建模完成并确认无误后，就可进行实体装配建模。
图2所示为严格按照产品图纸完成的实体装配。
考虑到摩托车发动机的气门间隙只有0.05mm，因此建立虚拟装配体时忽略不计按无间隙处理了，即气门调整螺钉的球面与气门杆的端面直接采用了“相切”约束。
装配体完成后，可以利用3D-CAD软件提供的对测量工具对一些关键部位进行测量，用以验证模型的正确性，同时也可以获得一些综合信息。
例如：
现代内燃机气门弹簧都采用内外双弹簧，每根弹簧都采用变节距结构，以充分利用空间，在有效保证弹力的同时减少共振。
一般的设计准则是：
弹簧“力值－压缩量”曲线图上的拐点（P1）就在配气机构“自由”状态时气门弹簧的长度处，P2点设计在气门最大升程处（取进排气门最大升程中哪一个大按哪一个的数据）。
C100发动机配气机构气门弹簧参数见表2。
实体建模后，从模型上测量得到的P1点处装配体上相关数据值和图纸要求值对比见表3。
表2气门弹簧参数
序号
项目
气门外弹簧
气门内弹簧
1
弹簧自由长度（mm）
35.25
32.41
2
P1点长度（mm）
25.45
22.45
3
P2点长度（mm）
19.65
16.65
4
P1和P2点的长度差（mm）
5.8
5.8
表3P1点气门弹簧长度
P1点
要求
气门外弹簧
气门内弹簧
装配体实测
图纸要求
装配体实测
图纸要求
进气门
25.43
25.45
22.43
22.45
排气门
25.43
25.45
22.43
22.45
4、动力学分析
在“实体模型”的基础上定义后续仿真分析过程所需要的各种参数：
部件（如：
固定件、运动件）、约束（如：
平动副、转动副、凸轮副等运动副、移动、转动的相对运动）、力（如：
弹簧力、阻尼力、冲击力等）、以及必要的参考坐标系等就建立了“分析模型”。
“分析模型”创建完成后就可以利用分析软件中的仿真分析命令进行各种仿真分析，从而获得各种结果。
而且可以很方便改变各种初始条件，进行多参数或多方案比较，这也是“虚拟样机技术”的主要优点。
配气机构的“凸轮轴”与“摇臂”间约束为：
标准凸轮副中的曲线－曲线碰撞约束，并且依据凸轮轴与摇臂在发动机运转中实际可能的配合情况还选取了允许“间歇碰撞”的选项（可以仿真凸轮和摇臂间的“飞脱”情况）。
由于“气门调整螺钉”与“进气门”（或“排气门”）间的实物接触状态为“球面对平面”接触，因此定义为：
“3D碰撞接触”约束。
同时将上面的“曲线-曲线碰撞约束”和“3D碰撞接触约束”间两实体的工作状态由软件默认的“干磨擦”状态，调整为“润滑”状态。
“气门调整螺钉”以及“气门调整螺母”实物状态为固定在“摇臂”上，随摇臂一起运动，因此两件都用“附着在”约束将他们固定在摇臂上。
气门内弹簧和外弹簧可以通过“力库”中的“线性弹簧”模板生成，定义了作用位置之后，再输入相应的“刚度”、“长度”、“预紧力”等参数就可以在配气机构的“分析模型”中得到具有特定物理参数的虚拟弹簧。
“凸轮轴”作为原动件，在其上还定义了一个恒定转速的运动。
该转速为曲轴转速的一半。
改变凸轮轴转速就可以仿真不同发动机转速下配气机构的运转情况。
分析持续时间按保证凸轮轴正好转动1周（3600）确定。
为保证有足够的仿真精度，同时方便后续分析计算，3600圆周按1000帧处理,即不到半度就计算一次。
再将其它的参数全部定义完成之后就可以进行仿真分析，仿真分析过程由软件智能完成，软件第一步首先计算整个系统的自由度，如果自由度为零，进行运动学分析。
如果自由度不为零，则软件通过分析初始条件，自动判定是进行动力学分析还是进行静力学分析。
然后进行仿真分析，分析完成后按要求输出参数的数据曲线、表格或生成实时动画。
进行发动机各种不同转速下的仿真，可得到各种转速下的气门升程、速度、加速度、摇臂和气门间碰撞力、摇臂与凸轮的接触力、气门落座碰撞力等。
以及一些不常用的参数：
凸轮压力角，凸轮相对轮心滑动位移，凸轮和摇臂相对滑动速度、加速度，摇臂相对接触曲线圆心滑动位移，摇臂、气门相对滑动位移、速度、加速度等。
发动机转速8000rad/min（凸轮轴运转一周时间为：
0.015s）时的分析结果：
4.1、气门升程和配气相位
图3C100发动机一个工作循环内进排气门升程曲线
（粗线为排气门升程、细线为进气门升程）
表4气门升程分析计算表
序号
项目
进气门
排气门
仿真结果
设计值
仿真结果
设计值
1
最大气门升程（mm）
5.779
5.8
5.585
5.6
2
1mm气门升程时刻
配气相位（0）
207.497
207
211.655
213
3
丰满系数ψ
0.7232
4.2、接触力和冲击力
图4进气门惯性力（图中粗线）和气门弹簧力（图中细线）
图5排气门惯性力和气门弹簧力的合力
表5气门惯性力与气门弹簧力的合力
序号
项目
进气门
排气门
备注
1
气门惯性力与气门弹簧力的合力最大值（N）
967.81
871.53
仿真得到
2
气门惯性力与气门弹簧力的合力最小值（N）
93.48
42.87
仿真得到
由表5知：
气门惯性力与气门弹簧力的合力在整个运动过程中均大于0，因此可以保证气门在运动过程中“气门”与“气门调整螺钉”之间不发生“飞脱”。
表6气门摇臂与凸轮的接触情况
序号
项目
进气门
排气门
备注
1
作用力开始为零（飞脱）的时刻
0.010380
0.007200
仿真
得到
2
飞脱后又开始接触的时刻
0.010800
0.007245
3
又开始接触瞬间的冲击力（N）
3454
2039.5
4
飞脱持续时间（s）
0.00420
0.000045
由仿真
数据计算
得到
5
飞脱持续时间占整周运动时间的比例
2.8%
0.3%
仿真分析表明改型发动机在8000rad/min时开始出现“气门摇臂”与“凸轮”飞脱情况，但持续的时间非常短。
仅仅从计算机屏幕上显示的仿真动画上无法看到“飞脱”。
当发动机到达10000rad/min时从计算机屏幕就可以看到非常明显的“飞脱”现象。
5、有限元分析
各种有限元分析软件的使用流程基本相同，简单来说可分成三个阶段，前处理、处理和后处理。
前处理是建立有限元分析模型，完成单元网格划分；后处理则是采集处理分析结果，使用户能简便提取信息，了解计算结果。
顶置凸轮配气机构中“气门摇臂”的工作条件、运动情况和受力状况都较为复杂。
运动过程中的角速度和角加速度都很高。
它是一个双臂杠杆，两臂都承受较大弯曲应力，摇臂的结构设计要求在最轻的重量下有最好的强度、刚度和固有频率，因此大多数采用T字形或工字形的断面。
5.1固有频率分析
节点（Nodes）数为：
81480、单元（Elements）数为：
54342、自由度（DOF）为：
240648
表7气门摇臂模态分析结果
模态号
频率（赫兹）
周期（秒）
1
6538.2
0.00015295
2
6931.1
0.00014428
3
11276
0.00008869
4
12447
0.00008034
5
21065
0.00004747
由频率分析数据可以看出：
气门摇臂的固有频率为6538.2Hz，远远高于凸轮轴的转速范围0～5500rad/min（0～92Hz）。
5.2、静力分析结果
静力分析的工况取为发动机转速10000rad/min和8000rad/min两种情况。
由动力学分析可以确定10000rad/min和8000rad/min两种情况下气门摇臂受力的极限情况，数据汇总如表8：
表8气门摇臂受力
发动机转速
（rad/min）
气门摇臂在气门侧受力
最大值（N）
气门摇臂在凸轮侧受力最大值（N）
10000
8719
14888
8000
967.81
3454
将上述载荷加载在气门摇臂相应受力面上，并在气门摇臂上与摇臂轴配合表面上添加“不可移动”的约束条件，同时确认材料认为“合金钢”、完成网格划分，就可以进行“静力分析”，分析后可以得到“应力”、“应变”等结果：
表9气门摇臂静力分析结果
发动机
转速（rad/min）
气门摇臂上的
最大应力（N/m2）
气门摇臂上的
最小应力（N/m2）
最大应力位置在
下图A部位
10000
2.849E+09
8.277E+05
8000
6.168E+08
8.272E+05
20CrMo材料的屈服极限为：
6.85E+08N/m2，对照上面的结果:
发动机转速8000rad/min时，安全系数为：
1.11（即6.85/6.168）大于1,因此：
气门摇臂是安全的，但设计余量已经不大。
发动机转速10000rad/min的，安全系数为：
0.24（即6.85/28.49）小于1,因此：
气门摇臂是不安全的。
但从动力学分析的结果看，最大受力极限持续的时间极短，发动机仍可以工作（实机试验也证明了这一点），但不应在此转速下持续工作。
6、结论
从多体动力学分析和有限元分析的结果来看，该型发动机最大功率转速定在8000rad/min是非常合适的，但设计安全余量不大，这充分体现了日本产品先进的设计水平。
三、后记
因为C100发动机为单顶置凸轮轴、单进气门、单排气门型配气机构，总体刚度和零部件刚度都很大，因此本文分析中将其配气机构及其零部件全部按“刚体”处理，但是如果要将该方法运用于分析其它发动机时，则应考虑具体机型的实际情况，将刚度较小的零部件（如：
多气门发动机中的叉型摇臂[26]、多缸发动机的细长凸轮轴[27]等）或结构（多缸发动机的气门摇臂支座部位）按“柔体”处理，先用有限元分析获得“柔体”参数（也就是中性文件：
*.MNF），将其加入到刚体系统中，再进行多体动力学仿真分析，不然仿真分析得到的结果将与实际情况偏差很大[28]。
基本流程见下图：
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