颜景操
(一汽海马动力有限公司海口)
摘要：讨论了气门异响问题与凸轮型线的关系。HM479Q-B发动机在前期开发过程中出现了气门异响的问题。本文详细描述了气门异响问题的解决过程，并分析讨论了有可能产生气门异响问题的几种因素，包括凸轮粗糙度、气门压装变形及凸轮型线缓冲段截止位置气门升程和挺杆速度等。通过以上试验，增加了在凸轮轴设计方面数据的积累。 关键词：气门异响气门间隙气门压装凸轮粗糙度凸轮轴型线
引言
由于HM479Q-B是我司首次自主研制的一款发动机，开发中出现了气门异响的问题，在解决过程中，对有可能产生气门异响问题的各种因素（凸轮粗糙度、气门压装变形、凸轮轴型线）进行了分析并试验验证，最后出气门异响与凸轮轴型线缓冲段截止点气门升程及挺杆速度之间存在的关系，为凸轮轴设计提供了宝贵的经验。
1、气门异响的发现
气门异响的现象：在怠速时，在气门室侧能清晰地听到有节奏的“嗒、嗒、嗒”响声，转速提高，响声也随之增长。
海马对气门异响有严格的检查标准，根据噪声大小，发动机异响分为A、B、C、D、E等级别，发动机热试中，车间操作人员需要对发动机进行检测并作出评定，只有C级以上的发动机才能判为合格。
08年6月，装配了60台发动机，热试过程中，发现有30台存在气门异响问题，检验人员判定噪声等级为D或E级，即发动机下线合格率只为50%。
2、原因分析
1)是否与凸轮轴的凸桃粗糙度有关：我司凸轮轴产品研制中取消了磷化处理的工艺要求，但是对于凸桃粗糙度的要求没有提高，仍然为Ra0.6，对比其他发动机厂家凸轮轴产品，不做磷化处理的凸桃粗糙度要求均提高到Ra0.2。
2)是否与气门压装变形有关：在对一台异响的HM479Q发动机进行分解后，发现气门弯曲的现象，由于不存在活塞碰气门的问题，装机气门为合格产品也就不存在气门本身弯曲的问题，最后分析确认是气门压装过程中，有压弯的可能，这是不是造成气门异响的原因？
3)是否与凸轮轴设计有关：HM479Q-B是在HM479Q发动机上衍生出来另一款机型，除了是否组装VV
T以外，配气机构上只存在着凸轮轴的区别，其余均为共用件。
单顶置凸轮轴
3、试验验证
1)为验证气门异响是否与凸轮轴的凸桃粗糙度有关，我司请供应商按照我们的要求，试制了两套凸轮轴：①经磷化处理，磷化前凸桃粗糙度要求为Ra0.6；
②取消磷化处理，凸桃粗糙度要求为Ra0.4.
为确保试验的准确性，我们抽了一台存在气门异响的发动机，按照同样的气门间隙标准进行调整，在同一热试台上热试，请同一检验人员对异响等级进行判定，对应三种状态的凸轮轴（①经磷化处理，磷化前凸桃粗糙度要求为Ra0.6；
②取消磷化处理，凸桃粗糙度要求为Ra0.4；e取消磷化处理，凸桃粗糙度要求为Ra0.6。）判定结果均为D级。
则得出结论：凸桃表面磷化处理或粗糙度改为R0.4对异响没有改善。
2)为验证气门异响是否与气门压装变形有关，在对气门压装设备进行了改善，提高了压装的稳定性后，组装了50台套新的缸盖总成用于更换39台存在气门异响的发动机上的缸盖总成。
本次试验，为同时验证调小气门间隙是否对异响有所改善，且排除人为因素对判定结果产生的影响，特别安排热试线4名异响判定人员全部参与评定，前边组装的14台发动机气门间隙按照进气：0.15±0.03mm，排气：0.19±0.03mm；后边25台气门间隙按照进气：0.22±0.04mm，排气：0.31±0.04mm调整。
经过试验得出一下结论：
①更换新的缸盖总成后，有两台发动机（其中一台为气门间隙调小后发动机）异响改判为合格。则气门压装变形只是产生气门异响的一个原因，并非主要原因。
②气门间隙调小后，发动机异响有所改善，但进气负压全部不合格，影响发动机性能。
③判定人员判定结果基本相同，则解决气门异响问题还是需要从根本上去除病因。
3)为验证气门异响是否与凸轮轴设计有关，请供应商按照我们给定的方案（KS1002），制作了55台套凸轮轴样件，更换在原气门异响等级为E的发动机上，热试判定结果显示异响均有所改善，基本都达到D级以上。
看来继续优化凸轮轴型线是改善气门异响的一个方向。
于是又请供应商按照我们给定的两种方案B3和B32各制作了10台套的凸轮轴，试验后，确认异响均有改善，其中B32方案效果更佳。但是装机时发现此方案的凸轮轴对进气负压有影响，导致性能下降，如果气门间隙按照进气：0.27±0.05、排气：0.35±0.05调整，进气负压恢复正常，可异响改善效果又降低，最终也都被放弃。
再次请供应商按照我们给定的方案（B4）制作了5台套的凸轮轴，试验后，确认异响有重大改善，异响等级均为C，且通过台架试验，确认性能没有降低。
至此，479Q-B发动机气门异响问题得到了解决。
4、理论分析
对后来试验的4种凸轮型线与最初采用的凸轮型线进行对比，发现后四种凸轮型线缓冲段截止点气门升程值均比最初的要高。
表一各方案凸轮型线缓冲段截止点气门升程值(mm)对比进气凸轮轴初定方案KS1002方案B32方案B3方案B4方案
开启侧0.220.310.330.310.31
关闭侧0.220.350.370.350.35排气凸轮轴初定方案KS1002方案B32方案B3方案B4方案开启侧0.300.380.400.380.38
关闭侧0.300.420.440.420.42
查看相关凸轮设计资料，发现设计凸轮缓冲段时，对缓冲段全升程的选定是比较关键的，选定必须考虑到配气机构的弹性变形。如果将配气机构当做完全刚性的，则当挺杆升程等于气门间隙时，气门间隙就会消失，气门即行开启。因此，只要取缓冲段全升程等于气门间隙，就可使缓冲段终点恰好对应于气门开启点。分析最初采用的凸轮型线正是这样选取的。
但是，实际的配气机构存在着弹性变形，因此当气门间隙刚消失时，气门并不马上开启，而是仍保持一段时间的静止，直到气门所受的向下作用力超过向上作用力时，气门才会开启。气门所受的向上作用力为气门弹簧预紧力和缸内燃气对于气门的作用力（对进气门可以忽略，对排气门必须考虑）。
由此可知，如果按照刚性设计那样选取缓冲段全升程等于气门间隙，则气门将不是在缓冲段终端开启，而是滞后到基本段中的正加速段开启，这样很容易行成气门加速度的一个高峰并随之引起加速度曲线的较大波动，这对平稳性是不利的，而且会产生气门异响。
但是为什么设计的“KS1002”、“B32”、“B3”方案的凸轮型线没有解决气门异响的问题呢？这三种方案缓
冲段全升程高度已经按照配气机构为弹性变形设计。这又和缓冲段末端的挺杆速度有关，因为此速度过大会导致气门运动不平稳及落座速度过大，速度过小则会减小时间断面，对充气性能不利，并且会造成缓冲段升程变化过于平缓，使气门开启时刻产生较大变化。
表二各方案凸轮型线缓冲段截止点挺杆速度(mm/deg)对比进气凸轮轴初定方案KS1002方案B32方案B3方案B4方案开启侧0.02010.02010.01050.01050.0201
关闭侧0.02010.02010.01050.01050.0201排气凸轮轴初定方案KS1002方案B32方案B3方案B4方案开启侧0.02010.02010.01050.01050.0201
关闭侧0.02010.02010.01050.01050.0201
表三483Q、484Q、474Q、474Q-B凸轮型线缓冲段截止点挺杆速度(mm/deg)对比进气凸轮轴483Q484Q474Q474Q-B
开启侧0.01810.02010.01750.0176
关闭侧0.01510.02010.01750.0176
排气凸轮轴483Q484Q474Q474Q-B
开启侧0.01510.02010.01760.0176
关闭侧0.01820.02010.01760.0176
确认凸轮轴顶置直驱气门式汽油机配气凸轮缓冲段末端的挺杆速度可在0.015～0.021附近选取。
5、结论
1）凸轮表面是否磷化及粗糙度提高对气门异响没有影响。
2）气门压装时需要保证其不变形，变形过大会导致气门异响。
3）凸轮设计时需要将配气机构按照弹性变形考虑，缓冲段设计对配气机构稳定性很重要，缓冲段全升程值要比气门间隙大一点，确保气门开启是在缓冲段等速段中。还要考虑缓冲段截止时速度，来保证气门运动平稳及良好的充气性能，根据HM各系列发动机配气机构数据，认为凸轮轴顶置直驱气门式汽油机配气凸轮缓冲段末端的挺杆速度可在0.015～0.021mm/deg附近选取。
参考文献
【1】尚汉冀，内燃机配气凸轮机构——设计与计算，上海复旦大学出版社，1988年
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