外文翻譯譯文：賽車摩托車發(fā)動機配氣機構(gòu)的設計和開發(fā)

文獻翻譯二級學院班級學生姓名學號賽車摩托車發(fā)動機配氣機構(gòu)的設計和開發(fā)摘要

本文介紹了高速賽車摩托車發(fā)動機配氣機構(gòu)的設計和開發(fā)。在項目的開始，發(fā)動機轉(zhuǎn)速被設置為14000r/min，然后逐漸升高，最終提高到16000r/min。本文敘述的設計進展和描述的組件包括凸輪軸、挺柱、墊片、氣門墊圈和氣門彈簧。配氣機構(gòu)動態(tài)分析軟件的任務如下。

1、評估新配氣機構(gòu)的動力學和耐久性設計新的凸輪輪廓為每一個設計的組件設置限速

4、檢測故障

這些任務都包含在本文中。前言馬來西亞國家石油公司2003年開始開發(fā)FP1世界超級摩托車錦標賽摩托系列。盡管世界超級摩托規(guī)則改變，允許使用排量為1000cc的4缸發(fā)動機，然而在2004年到2006年期間，馬來西亞國家石油公司還在和里卡多一起改進排量為900cc的3缸發(fā)動機機FP1。馬來西亞國家石油公司決定將FP1發(fā)動機的排量提高到1000cc，但是由于成本的限制，缸徑(88.0毫米)和沖程(49.3毫米)在本項目中無法被改變。在項目中可以明顯的看到：發(fā)動機轉(zhuǎn)速和輸出功率均按要求提高了并給出了更寬的變化范圍。高速配氣機構(gòu)的發(fā)展有很長的歷史和許多已知的問題、缺陷以及矛盾(見參考文獻1、2和3)。甚至對配氣機構(gòu)的一個簡單設計變量和約束條件都有困惑。傳統(tǒng)意義上來講配氣機構(gòu)設計改進后需要長時間的進行原型測試。發(fā)動機開發(fā)團隊的方法是依靠先進的分析工具和精密的測試來驗證設計內(nèi)容。本文就是配氣機構(gòu)的開發(fā)報告。組件開發(fā)歷史

綜述世界超級摩托車錦標賽的規(guī)則沒有限制排量為900cc的3缸發(fā)動機的速度，所以發(fā)動機開發(fā)團隊希望通過增加發(fā)動機的最大控制速度來增加發(fā)動機功率。配氣機構(gòu)被確認為限制發(fā)動機轉(zhuǎn)速的重要因素，所以想要提高發(fā)動機的速度必須開發(fā)配氣機構(gòu)。設定的目標是16000r/min。26.29m/s對于沖程為49.3mm的FP1來說是一個具有挑戰(zhàn)性的活塞平均速度。

世界超級摩托車錦標賽的規(guī)則指出禁止改變主要鑄件，所以我們可以從改變配氣機構(gòu)的零件出發(fā)（這對于擁有較低的質(zhì)量和用于方程式賽車很有潛質(zhì)）。使用氣動彈簧也被禁止了。因此有必要在保證耐久性的條件下降低配氣機構(gòu)運動件的質(zhì)量。下面總結(jié)了每個零件所作的改變。凸輪軸

凸輪軸是由16nicr11鋼加工而成。凸輪軸頸和凸輪緣被淬火硬化的深度為1.6mm，然后碳氮共滲最后得到的表面硬度為40-42HRc。接著將凸輪軸頸進行研磨?；鶞实耐馆嗇S外徑為24.5mm，內(nèi)徑為16mm。本設計中內(nèi)部直徑提高到17mm并且正時齒輪安裝法蘭盤如圖1所示。這些措施使凸輪軸的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量分別減少8.4%和10.3%。圖1凸輪軸末端法蘭盤氣門

基準氣門(進氣和排氣)是由鈦合金Ti6242+0.2si制作而成的。進氣門利用緊密的"+?(α+β)晶粒結(jié)構(gòu)解決老化問題，使進氣門在溫度(達到500℃)時依然具有很高的硬度(42-45HRc)，表現(xiàn)出優(yōu)秀的抗疲勞和交變應力能力。排氣門在之前的β晶粒層間加了αβ結(jié)構(gòu)以應對高溫和老化，表現(xiàn)出抗疲勞和交變應力的能力高達800℃。進、排氣門都有鉬合金涂層，將等離子體噴在氣門桿上以減少摩擦損失和防止氣門導管磨損。給氣門加上NiCr金屬陶瓷涂層并通過一個高速氧燃料火焰，使其表面受到保護。接著對氣門座等離子氣相沉積CrN進行測試，以解決氣門座老化的問題。發(fā)現(xiàn)該涂層表現(xiàn)良好，但它曾因吸收大量碎片而導致氣門座磨損，所以該涂層不用于競賽生產(chǎn)零件。氣門供應商已經(jīng)開發(fā)出氣門桿直徑為4.5mm的空心氣門，減少進氣門的質(zhì)量使得該方法應用于FP1進氣門。

然而，減少截面慣性矩的最終方法是將之前直徑為2.25mm孔擴展5mm，氣門桿的直徑僅為3.5%，所以空心氣門被證明是一個可靠的方法減少質(zhì)量1.4g。進氣門的二次設計迭代是通過改變氣門形式來減少質(zhì)量，給直徑為40mm的氣門頭部增加了一個11?的后角，這就進一步的減少了2.1克。這種技術(shù)降低了氣門的剛度和強度并且可能給氣門座帶來問題甚至導致氣門故障。此外，氣門的幾何形狀變化也會影響到氣體進入氣缸的流動特性。然而，在這種情況下，顯著的減重提高的氣門耐用性和發(fā)動機產(chǎn)生額外功率超過了流量的損失。氣門的基本尺寸如表1所示，這些都是基本不變的，除了從緊固帽到緊固閥盤長度有輕微的減少。表1氣門尺寸參數(shù)基準最終進氣門頭部直徑（mm）36.036.0進氣門桿部直徑（mm）5.05.0進氣門長度（mm）93.793.2排氣門頭部直徑（mm）30.030.0排氣門桿部直徑（mm）5.05.0排氣門長度（mm）95.095.0挺柱挺柱是由鋼經(jīng)過淬硬(H11)，接著熱處理使其達到51-54HRc、回火、研磨然后拋光使表面粗糙度約為0.05Ra，最后使用金剛石碳(DLC)涂層。DLC膜大約是3um厚，應用等離子輔助化學蒸鍍工藝。這種涂層十分堅硬(2500Hv)，可用于減少摩擦和磨損。

基準挺柱的傳統(tǒng)設計和第一次設計迭代涉在挺柱裙部引入大型槽到以降低質(zhì)量(見圖2)。這個概念以前曾被開發(fā)但未被使用，因為高速發(fā)動機已改用低質(zhì)量的小型配氣機構(gòu)。然而，有槽挺柱的耐久性很快就被認可，并使質(zhì)量減少4.9克。圖2裙部有槽挺柱

二次迭代降低了頂厚減薄了壁厚(見表2)這使得質(zhì)量進一步降低了2.6克。對這些部分進行測試，證明其有足夠的耐久性，雖然由于挺柱頂部的彎曲使DLC偶爾會出現(xiàn)一些磨損跡象。

表2挺柱大小參數(shù)基準最終外徑（mm）32.032.0總長度（mm）23.523.5中央頂厚度（mm）3.33.0最小壁厚（mm）0.80.7裙部是否有槽（mm）沒有有

彈簧

在整個項目中使用的彈簧都是由鋼制成的。彈簧制造商非常注意保護彈簧的材料、表面處理和疲勞強度的信息，所以沒有進一步的數(shù)據(jù)可以提供。一個額定轉(zhuǎn)速為13500rpm的彈簧被設計出來了，但是一旦發(fā)動機轉(zhuǎn)速提高各種問題就開始出現(xiàn)(見下節(jié))。

從幾個不同的彈簧供應商處采購和測試，最終選擇NHK。他們提供了一款彈簧滿足汽油機最大速度為15500rpm，凸輪的峰值和可使用時間分別是12mm和300萬個周期。外彈簧是右旋，內(nèi)彈簧是左旋。彈簧的設計目標0.1毫米的干涉，兩端進行精細的倒角。這個彈簧的設計被用于大多數(shù)的項目，但在最后一個賽季出現(xiàn)一個進一步優(yōu)化的彈簧設計(見表3)，此設計在凸輪輪廓的其峰值減少到11mm的時可以給出一個更高額定轉(zhuǎn)速16000rpm。表3彈簧尺寸參數(shù)基準最終內(nèi)外內(nèi)外鐵絲直徑（mm）29.03.952.903.7線圈直徑（mm）17.924.7517.123.7安裝長度（mm）32.632.628.7528.75安裝力（mm）153298130279彈簧座、墊片和鎖夾

彈簧座是由自馬氏體高強度熱處理鋼(C300)加工，與氮化硬度達到61-64HRc的彈簧配合。經(jīng)過淬火的氣門頂帽位于每個氣門桿頂部。由于發(fā)動機的速度增加(見后部分)，因此對這些組件重新進行設計，以提高耐用性和減少質(zhì)量。

第一個設計迭代涉是修改氣門頂帽到彈簧座的一個固定間隙(見圖3)。這樣既減少了質(zhì)量，又提高了彈簧座的耐久性和消除氣門桿頭磨損。修改后的氣門頂帽和彈簧座的材料是冷作模具鋼C300通過淬火硬化到57-61HRc，然后研磨和拋光。

圖3基準和最終配氣機構(gòu)進氣門截面改變氣門導管相對于氣門的位置以適應新的彈簧座的設計如圖3所示，但在該項目中鎖夾保持不變。組件的質(zhì)量

對部分組件質(zhì)量的變化列于表4。表4配氣機構(gòu)質(zhì)量質(zhì)量（kg）基準最終進氣門0.02430.0208排氣門0.02220.0214挺柱0.03350.0260墊片(帽或盤)0.00100.0008鎖夾0.00020.0002彈簧座0.00800.0072外彈簧有效質(zhì)量0.01150.0093內(nèi)彈簧有效質(zhì)量0.00620.0051進氣門運動有效質(zhì)量0.08470.0694排氣門運動有效質(zhì)量0.08260.0700最后的配氣機構(gòu)如圖4所示。圖4最終通過的配氣機構(gòu)截面配氣機構(gòu)設計分析配氣機構(gòu)分析軟件進行了運動學分析(用于設計凸輪輪廓線、計算靜態(tài)力和油膜厚度等)

和動力學分析(用于確定動態(tài)氣門運動、動態(tài)力和彈簧振動)。

比較基準設計和最終設計，對進氣門的結(jié)果進行分析，將在本節(jié)中進行講解。氣門開度更大進氣效率更高，那么就要求具有更高的凸輪行程，這使得配氣機構(gòu)在進氣時每一個方面都表現(xiàn)出最壞的情況。圖5顯示了基準設計和最終設計的進氣門的運動加速度的比較。圖5氣門運動加速度與曲柄角

表5列出了一些重要的基準設計和最終設計的運動學參數(shù)。凸輪峰值降低了1mm，周期略有增加。氣門升程峰值和周期的選擇很顯然是為了適應高速運行。最后選擇的是能滿足性能模擬并能通過廣泛的發(fā)動機性能測試的凸輪輪廓。凸輪峰值降低使進氣門L/D比率下降，反而稍微增加了升力面積積分(一個無量綱參數(shù)定義為升程曲線下的面積除以理論最大升程曲線下的面積)。表5運動參數(shù)參數(shù)基準最終氣門運動升程峰值L（mm）12.011.0內(nèi)部座圈直徑D（mm）35.035.0L/D0.3430.314升力面積積分0.5550.557緩沖段的角度（deg）307.2310.0緩沖段的高度（mm）0.200.0緩沖段的速度（m/s）0.432@14000rpm0.500@16000rpm氣門開啟時的加速度（m/s）29818@14000rpm33404@16000rpm凸輪頂端時氣門的加速（m/s）11530@14000rpm13305@16000rpm氣門關(guān)閉時的加速度（m/s）36962@14000rpm41554@16000rpm開口側(cè)及速度比2.512.51關(guān)閉側(cè)加速度比3.213.12相同的氣門每循環(huán)緩沖段的高度是0.2mm并且緩沖段的運動速度保持不變，從表中可以看到當發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加時實際緩沖段的速度。發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加，在升程和降程時氣門的加速度（凸輪兩側(cè)）下降了13—16%如圖5所示，但是氣門動態(tài)加速度峰值提高了12—15%。加速比保持在類似的值。

凸輪/挺柱的耐久性從接觸應力、潤滑油膜厚度和挺柱邊緣間隙(凸輪/挺柱接觸線到挺柱的邊緣)來評估。結(jié)果如表6所示。

最高接觸應力的發(fā)生在凸輪的突出部分當發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時，但賽車發(fā)動機很少處于低速。最終的設計中用較大的凸輪半徑來降低接觸應力。發(fā)動機高速轉(zhuǎn)動時這種情況被逆轉(zhuǎn)(參見圖6)，而最終的配氣機構(gòu)在額定轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生了更高的接觸應力。

凸輪/挺柱的接觸應力在計算時使用動態(tài)力。表6凸輪/挺柱的耐久性參數(shù)基準最終空轉(zhuǎn)時凸輪挺柱接觸應力峰值（N/mm）831@3500rpm764@3500rpm額定轉(zhuǎn)速時凸輪挺柱接觸應力峰值（N/mm）400@14000rpm436@16000rpm凸輪升程潤滑油膜厚度峰值（um）0.2950.278Deschler和Wittman數(shù)峰值0.2070.272額定轉(zhuǎn)速時油膜厚度小于0.1um的連續(xù)曲柄度數(shù)8.267.86最小挺柱邊緣間隙（mm）0.301.90

圖6模擬發(fā)動機高速時凸輪/挺柱靜態(tài)接觸應力潤滑油膜厚度與曲柄角如圖7所示。這個圖顯示了與基準配氣機構(gòu)和最終配氣機構(gòu)油膜厚度的形狀特征。凸輪兩邊的油膜厚度高而凸輪頂端油膜厚度低。通常用Deschler和Wittman數(shù)(見參考文獻2)來評估凸輪的油膜厚度。評估范圍通常是在0.15到0.25。對于最終的設計，是略超過這個上限的，但沒有出現(xiàn)問題。

在側(cè)面/頂端過渡油膜處有一個膜厚非常低的區(qū)域，它作為潤滑劑相對速度不為零。這一區(qū)域潤滑油膜的厚度預測是小于01.um的，其對應的曲軸轉(zhuǎn)角范圍預計小于10度。圖7凸輪/挺柱上的油膜厚度與曲軸轉(zhuǎn)角對于具有較高的升力的基準凸輪輪廓線，挺柱邊緣間隙非常低(0.3毫米)，但就像升程的降低一樣這樣的升高對于增大充氣效率是非常有必要的?？梢钥紤]減少挺柱的直徑，但這是有限的，因為必須滿足挺柱和外彈簧之間的間隙，所以種方案帶來的好處非常少。

對配氣機構(gòu)的動態(tài)性能方面也進行了評估。我們所利用的軟件是專用的配氣機構(gòu)動力學測試軟件，它具有測試廣泛的多體動力學的能力，對于配氣機構(gòu)動力學分析測試準確并且使用方便。用于評估配氣機構(gòu)動力學的模型如圖8所示。圖8單氣門模型

用凸輪軸抗彎剛度和凸輪軸軸承支撐剛度代替凸輪節(jié)點剛度。建立一個偏心凸輪/挺柱

模型用以計算挺柱頂端的剛度。盡管有多個剛度和質(zhì)量模型可供選擇，但氣門桿通常是軸向剛度模型。氣門座和氣門頭部是彎曲剛度模型。氣門、彈簧座、墊片和鎖夾則是集中質(zhì)量模型。每個氣門彈簧(每個8圈)都是一系列集中質(zhì)量模型用以連接各單元的剛度，用這個模型來研究彈簧自身線圈沖擊和彈簧與其末端配件的聯(lián)系。

阻尼的衰減與氣門彈簧的彈簧圈之間的相互作用（例如彈簧被壓縮時的改變）是密切相關(guān)的，所以很難建立明確的模型。對于這個項目所采取的方法是同時進行兩個分析來評估每個零件：一個具有高阻尼(假定臨界阻尼為20%），一個具有低阻尼(假定臨界阻尼為0.5%)。研究每個階段影響系統(tǒng)動力學阻尼的敏感因素。

用軟件來計算發(fā)動機高速運動時配氣機構(gòu)的動態(tài)響應，得出發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速。

圖9所示以氣門座的速度來評估氣門關(guān)閉的猛烈程度。

圖9氣門速度與發(fā)動機轉(zhuǎn)速

在低速時，氣門的速度是由凸輪軸控制的，但隨著發(fā)動機速度的增加，這樣的控制便失效了?；鶞试O計中表現(xiàn)出氣門的發(fā)動機速度從13500rpm急劇上升到14800rpm。以上的數(shù)據(jù)再加上一個合適的安全余量，用于為發(fā)動機配氣機構(gòu)設置最高限速。在最終的設計中，發(fā)動機的速度達到16500rpm時氣門的速度不超過2m/s，并且發(fā)動機轉(zhuǎn)速低于17000rpm時氣門的速度都沒有急劇的變化。配氣機構(gòu)必須具有適應比賽時發(fā)動機高速轉(zhuǎn)動的能力，這種特性是十分重要。我們可以有趣的發(fā)現(xiàn)，彈簧之間產(chǎn)生的阻尼對氣門座的速度影響并不大。從圖10我們可以進一步的觀察到基準設計轉(zhuǎn)速分別設定在9000rpm、13000rpm和15000rpm時進氣門的關(guān)閉情況。圖10氣門升程和曲柄轉(zhuǎn)角15000rpm時，氣門在敲擊氣門座前的速度很高，所以在接觸氣門座時受到一個很大的反彈力。繪制相應發(fā)動機速度氣門第一次反彈高度圖，結(jié)果如圖11。圖11相應發(fā)動機轉(zhuǎn)速下氣門反彈高度

該圖的輪廓與氣門座速度圖輪廓相似。通常情況下認為反彈高度超過0.1mm是不合理的，這個限制與已經(jīng)確定的氣門座速度的限制相關(guān)。動態(tài)分析的下一個現(xiàn)象是氣門跳躍。這是由于慣性力（包括振動力）超過了可用彈簧力使得凸輪和挺柱分離產(chǎn)生的現(xiàn)象。圖12顯示了相應發(fā)動機轉(zhuǎn)速下凸輪和挺柱間允許存在的最大間距。

圖12相應發(fā)動機轉(zhuǎn)速下凸輪/挺柱間隙彈簧阻尼對凸輪/挺柱的分離比對氣門跳躍影響更大，但是一般的結(jié)論并沒有改變?；鶞试O計中，發(fā)動機速度超過14500rpm時，挺柱和凸輪軸頂端會有很大的脫離現(xiàn)象，然而在最終的設計中，發(fā)動機轉(zhuǎn)速只要在17000rpm以下，凸輪和挺柱分離時距離不會超過0.2mm。

在高速彈簧配氣機構(gòu)中，彈簧劇烈振動是一個眾所周知的問題。在凸輪輪廓的影響下，彈簧不規(guī)則振動使氣門突然關(guān)閉，并且很可能影響下一個循環(huán)的氣門開啟。我們的團隊通過繪制氣門關(guān)閉時彈簧中間線圈的殘余振幅來量化該現(xiàn)象，如圖13和14。圖13相應發(fā)動機轉(zhuǎn)速下的外部彈簧

圖14相應發(fā)動機轉(zhuǎn)速下的內(nèi)部彈簧基準彈簧劇烈振動時振幅非常高（除賽車外的大批量發(fā)動機允許值為1mm），這有助于保證高速時的動態(tài)性能。最終設計大大降低了彈簧振動的振幅，改善了凸輪和彈簧之間的匹配性能。彈簧阻尼對彈簧振幅中度敏感。彈簧振動振幅高造成對彈簧座的錘擊嚴重。彈簧振動使得彈簧脫離彈簧座，導致不確定的劇烈沖擊（例如圖15所示）。

圖15相應曲柄角度時基準外彈簧的實際沖擊力該設計項目中，這個問題使彈簧中部斷裂（見后面章節(jié)），彈簧的最小和最大的沖擊力見圖16和17，我們將用這些數(shù)據(jù)來評估這個問題的風險。圖16相應發(fā)動機轉(zhuǎn)速下外彈簧的最小沖擊力圖17相應發(fā)動機轉(zhuǎn)速下外彈簧的最大沖擊力最終設計的凸輪輪廓和彈簧對于氣門彈簧沖擊力這個問題有顯著改善。用軟件來計算彈簧的動應力。繪制相應曲柄轉(zhuǎn)角下，彈簧處于最壞情況的應力如圖18，相應應力范圍如圖19。盡管不知道彈簧壓力對彈簧疲勞強度的影響，但在該項目中這些數(shù)據(jù)可以作為比較的基準。圖18相應曲柄轉(zhuǎn)角下外彈簧處于最壞情況的應力圖19相應曲柄轉(zhuǎn)角下外彈簧處于最壞情況的應力范圍彈簧分析的結(jié)果在表7中給出。表7彈簧包含的因素和壓力參數(shù)基準最終額定轉(zhuǎn)速內(nèi)彈簧的靜力1.21@14000rpm1.39@16000rpm外彈簧靜剪應力（N/mm）298fitted1065max410fitted1294max內(nèi)彈簧靜剪應力（N/mm）356fitted1066max291fitted1199max最終設計中，彈簧的應力水平會增加，增加彈簧的質(zhì)量是應對彈簧疲勞失效的很好的措施。建立整個發(fā)動機的分析模型（見圖20）。在發(fā)動機轉(zhuǎn)動情況下，測量每個傳動件的扭轉(zhuǎn)振動情況，根據(jù)模型中所測得的數(shù)據(jù)調(diào)整配氣機構(gòu)的剛度、阻尼和間隙。該模型被用來研究以下問題。

1、曲柄動力學和正時轉(zhuǎn)動對氣門運動的影響

2、正時齒輪的動態(tài)載荷

3、齒輪緊固件的動態(tài)扭矩

一個典型的狀態(tài)來比較進氣門速度，簡單估算出氣門型線，模型中對于進氣門的測量值如圖21。有趣的是，在這種情況下（3缸發(fā)動機正式齒輪運轉(zhuǎn)），盡管氣門明顯受到了正時齒輪的動態(tài)影響，但這種影響并不大。由此，在配氣機構(gòu)的設計中可以用一個簡單的氣門分析模型來設定限速。

圖20整個發(fā)動機運動動力學模型

圖21通過單氣門模型和整機模型比較進氣門的結(jié)果

配氣機構(gòu)測試項目后期，用氣缸試驗臺來測試配氣機構(gòu)的耐久性、氣門彈簧（見下節(jié)）和配氣機構(gòu)的摩擦損耗。

電動機通過傳動軸驅(qū)動齒輪空轉(zhuǎn)，氣缸試驗臺供給的潤滑油為100℃冷卻劑為80℃。

該試驗臺通常運行在穩(wěn)定的速度。

配氣機構(gòu)失效模式

挺柱孔損壞

第一個大問題是發(fā)動機速度的增加會使挺柱孔損壞。在幾個發(fā)動機實驗中氣缸頭開裂和挺柱孔結(jié)構(gòu)破壞如圖22所示。在氣缸頭上使用燃料滲透，顯示裂縫開始于挺柱孔加工時留給凸輪提供間隙的圓角半徑處如圖23所示。圖22挺柱孔損壞

圖23挺柱孔裂紋

軟件用來計算凸輪和挺柱和之間的靜接觸力和接觸點在挺桿頂部的偏心率。這些值被用于計算挺柱側(cè)和挺柱孔之間的作用力在挺柱頂部和挺柱底部的顛覆力矩。建立這些力施加到挺柱孔區(qū)域的有限元模型（見圖24），發(fā)現(xiàn)低安全系數(shù)，由此看來進行各種改進方案的研究是有必要的。最終以提高圓角半徑來消除了這種隱患。圖24挺柱孔的應力集中

氣門頂面磨損在配氣機構(gòu)基準設計中氣門頂面受到強烈磨損如圖25。圖25氣門頂面磨損這是由于對孔的公差控制不足而導致的氣門和氣門座之間的配合不恰當。這些組件之間過大的徑向間隙導致氣門頂面邊緣的加載傾覆。這個問題可能已經(jīng)通過改善配合和表面處理而得到解決了，但在最終設計中因氣門頂面形狀的變化而完全消除。氣門桿的損壞

隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加，進氣門桿發(fā)生了一系列的故障。氣門桿經(jīng)常損壞彈簧座的底部，在氣門鎖夾的接觸面，如圖26所示。圖26氣門桿損壞

損壞表面屬于純拉伸疲勞，所以外加載荷可能遠高于預期載荷。以前的經(jīng)驗表明，氣門失控可能是主要原因，盡管分析表明這在動力學內(nèi)是可接受的損壞速度。這使得我們返回研究配氣機構(gòu)動力學。最后發(fā)現(xiàn)根本原因是氣門彈簧張緊力不夠。以下使用的依賴于應力水平的彈簧松弛（或彈簧力的損失），時間和溫度時減少力的5%。在發(fā)動機高速運轉(zhuǎn)下，測量結(jié)果顯示基準彈簧的彈力/變形比標準值小40%。氣門速度不變時彈簧力下降20%所帶來的影響如圖27所示。氣門彈簧失控也會導致氣門桿承受彎曲載荷，引起更多的故障。

圖27氣門速度不變時彈簧彈力產(chǎn)生的影響氣門的損壞過渡點是在300rpm低轉(zhuǎn)速時，由此產(chǎn)生的影響強大到足以損壞氣門