压缩天然气发动机用气门和气门座圈的开发

2017-01-03

汽车与新动力 2016年6期

零部件

压缩天然气发动机用气门和气门座圈的开发

【印度】 J.Shrivas G.Khairnar S.Pande Y.Hussaini A.Chaudhari

气门座圈和气门对内燃机的性能、排放和可靠性起着重要作用。这些零件失效会导致内燃机性能恶化。由于压缩天然气(CNG)发动机的燃烧环境干燥，工作温度较高,会对气门座圈和气门的寿命产生不利的影响。Greaves cotton公司开发了1台由柴油机改制的单缸水冷气道喷射CNG发动机。开发中遇到的主要挑战是气门座圈和气门的磨损。为了避免故障，在座圈材料适应性、座面锥角、座面宽度、气门头部刚度、座圈与气门的同轴度和气门落座速度几方面进行了设计改进。通过修改设计成功地解决了气门和气门座圈的磨损问题，并通过发动机台架试验和车辆试验得到了验证。

内燃机压缩天然气气门座圈气门磨损

0 前言

运输业目前产生的与能耗相关的CO2排放量约占23%。根据能源科技透视2010(ETP2010)基本状况(IEA，2010a)报道，到2050年，与运输业相关的CO2排放量将超过以前的2倍。天然气车辆(NGV)和加气站的数量在过去十年里强劲增长，并会继续保持这一态势，如果轻型车辆用压缩天然气(CNG)替代汽油运行，从油田到车轮整个过程的角度来判断CO2的排放量平均能降低25%。

然而，以CNG替代柴油/汽油作为燃料时，由于燃烧温度和压力较高且燃烧环境干燥，因而会在发动机耐久性方面出现一些技术问题。为此，研究人员用1台由柴油机开发而成的压缩天然气发动机对此进行了研究。新开发的CNG发动机功率为13.5hp①为了符合原著本意，本文仍沿用原著中的非法定单位——编注。，原有柴油机的功率为 11.0hp。而且CNG发动机也采用闭环系统(基本ECU系统)，试图保持在理想化学配比下运行，以产生较高的燃烧热量。

鉴于上述CNG发动机的工作条件，重点关注了气门和气门座圈磨损问题(图1)，分析了磨损现象，从材料、座面锥角、座面宽度、气门头部刚度、同轴度和气门刚度等方面进行了设计改进。

图1 气门座圈和气门的布置

1 磨损分析和解决方案

1.1 气门座圈和气门-材料的适应性

将柴油机改成原CNG发动机时，起初该CNG发动机采用了以下的材料组合(表1)。

表1 气门座圈和气门材料的组合

采用以上材料组合的发动机在额定功率下进行了运转。拆机后，观察了导致气门座面凹陷的进、排气门和座圈的磨损情况。

这种磨损的根本原因是由于燃烧温度升高时材料热硬度降低的缘故。此外，该发动机被设计成在高压缩比情况下专门燃烧用的CNG燃料。

由于燃烧时的高温对排气门的不利影响更大，因此，决定对排气门的温度进行评估。

借助于能测量温度的SUH3材料制成的气门测定了气门的温度分布曲线(图2)。试验表明，排气门的温度大约在680℃。

图2 排气门温度分布曲线

解决该问题的措施是选用能保持良好热硬度的材料(表2)。试验选用的钴基钨铬钴合金-12具有良好的热硬度保持能力和便于制造的可焊接性。

表2 改进后的座圈和气门材料组合

1.2 座面锥角

座面锥角对气门座圈的磨损有重要影响。原本设计的锥角为45°。如果锥角较大，则座圈与气门之间的密封力(楔固作用力)较大，还会加剧座圈的磨损。为了将磨损降至最低，将该锥角减为30°。在减少该锥角的同时，必须保证足够的密封力，以减少气门座面上的积炭和避免产生压力漏失。密封压力与锥角成正比。

F=PA/a(cosα)

(1)

式(1)中：F为密封压力；P为燃烧压力；A为气门面面积；a为座面面积；α为座面锥角。

1.3 气门座圈的座面宽度

同座面锥角一样，座面宽度在减小接触压力方面也具有重要作用。进排气门的座面宽度范围原先为1.0～1.4mm之间，现将进气门的座面宽度增加到了1.6～1.8mm，排气门的座面宽度增加到了1.8～2.0mm，通过将座圈厚度从2.5mm增加到 3.0mm，并通过取消座圈内径处的10°的导向角来实现。

由于座面锥角和座面宽度的改变，进气门接触压力减小了24%，排气门接触压力减小了64%。接触压力减小的情况和CAE计算结果见图3～6。

图3 原进气门的接触压力

图4 进气门(改进后)的接触压力

图5 原排气门的接触压力

图6 排气门(改进后)的接触压力

1.4 气门头部刚度

气门座圈和气门座面的磨损和座圈与气门座接合面上的法向负荷和总量滑移的乘积成正比。气门头部的气体负荷被传递到接触面积较小的座面上，它就成为座面压力或法向力。假设以“C”、“D”代表座圈，以“A”、“B”代表气门座面的接触点，以“E”代表气体负荷点。在气体负荷作用下，气门头部会产生翘曲变形，使“A”点与座圈“C”的接触点实际移到了“A′”，同样，“B”点与“D”点的接触点实际移到了“B′”，即在座圈与气门座面之间产生了滑动位移“Z”，该滑动位移就会在接触表面产生摩擦剪切应力，从而引起磨损。

图7 气体的压力负荷和气门位移

因此，为了尽可能减小磨损，气门头部应该有足够的刚度，以消除这种滑动位移或使位移最小化。图8～9显示，经修改设计后，进气门的滑动位移从1.410mm减小到了0.293mm，排气门的滑动位移从1.020mm减小到了0.168mm。这是通过将气门头部厚度从3.2mm增加到3.8mm来实现的。

图8 进气门与座圈之间的滑动位移

图9 排气门与座圈之间的滑动位移

1.5 气门座圈和气门的同轴度

气门座圈在气缸盖上的支承面面积不足是座圈工作时产生倾斜的原因之一。为此，设计中增加以了以下2个措施，以克服倾斜问题： (1) 在排气道口处增加材料厚度并通过必要的切削加工来获得均匀的座圈支承面;(2) 使座圈与气缸盖底面保持平行，以确保座圈正确压入孔内。

图10 不均匀的气门座圈支承面

图11 改进后的座圈支承面

1.6 气门落座速度

气门关闭时的冲击力会引起气门座面表面的塑性变形，因而会使气门的圆周座面产生一系列凹凸变形。气门落座速度较高时，它还会导致座圈座合表面的碎裂和座圈材料的缺损。

因此，利用气门机构动态模拟软件对基本原型气门机构的气门落座速度进行了模拟。结果显示，在较高的转速下，气门的落座速度超出了容许限值。

根据模拟结果，修改了凸轮关闭段的斜坡和弹簧硬度，以产生较低的落座速度。图12～15为改善落座速度后的结果。

图12 原进气门的落座速度

图13 原排气门的落座速度

图14 改进后进气门的落座速度

图15 改进后排气门的落座速度

2 试验结果

图16～17所示为发动机额定功率耐久试验中原设计的气门状态。观察到进气门座面的100h凹陷量为0.354mm，排气门座面的100h凹陷量为0.312mm。

图16 原进气门

图17 原排气门

按上述所有的设计改进制造了气门组件。用1台发动机在台架上进行了额定功率耐久试验。试验结束后，对气门进行了检测。图18～19所示为在材料、座面锥角、座面宽度、气门刚度、气门落座速度等方面采取了上述改进措施后的气门状态。观察到进气门座面的100h凹陷量为0.006mm，排气门座面的100h凹陷量为0.074mm。

图20～21所示为原设计和改进后气门结构的实际气门座面凹陷量的比较。