汽车用配气机构的运动学和动力学分析

汽车用配气机构的运动学和动力学分析

空气表是发动机的重要组成部分。空气表的性能直接影响到发动机的经济性和可靠性，对发动机的噪声和振动有直接影响。近年来，随着发动机低排放和速度传播的发展，对其性能指标的要求越来越高。在高速行驶条件下，它们仍然可以稳定可靠地工作。因此，对空气表的设计要求越来越高。应用专用于空气表的模拟计算软件，建立空气表的运动学和动态模型，进行相关计算，评估运动学和动态性能，为进一步优化空气设计奠定基础。应用奥地利AVL公司配气机构模拟计算软件TYCON,建立车用发动机下置式配气凸轮机构运动学和动力学模型,进行配气机构运动学和动力学计算,并分析了计算结果,指出可以通过凸轮型线优化设计来改善配气机构性能.1原油管道模型的构建1.1配气机构运动学模型结合配气机构结构,应用AVLTYCON软件,简化配气机构相关部件设置,建立单阀系运动学和动力学计算模型.发动机配气机构为下置凸轮轴4气门机构(2进2出),由凸轮、平面挺柱、推杆、摇臂、气门桥、气门、气门弹簧以及气门座、弹簧锁夹等组成.根据AVLTYCON软件建立的配气机构计算模型,选取和设置各部件质量、刚度、阻尼等参数及发动机相关参数进行计算分析.建立的配气机构进气部分运动学模型如图1所示.排气部分运动学模型基本结构与进气部分类似,而排气部分气门弹簧为双弹簧,在运动学模型基础上再增加凸轮轴转速激励单元和支撑单元可以得到配气机构进、排气部分动力学模型.1.2气动刚度分析模型中各部件质量、刚度、阻尼等参数通过三维软件UG软件和有限元软件ANSYS分析获取,刚度另外还可以通过实测的方法得到.计算中气门系统等效为二质量当量系统,包括气门侧质量和凸轮侧质量.二质量单元由一根代表气门系统刚度的弹簧相连,气门弹簧使两质量与上述弹簧保持接触.1摇臂分量质量及确定根据简化模型,则气门侧的有效质量为:me=mV+mSR+mS/3+mRE+mP/2r2+mb.各质量单元如表1所列.其中:摇臂当量质量由其惯性矩计算,mRE=Il2‚ImRE=Ιl2‚Ι为摇臂惯性矩,根据其三维模型由UG软件求得,l为摇臂气门侧长度;r为摇臂比,即气门侧长度与凸轮侧长度之比.凸轮侧的有效质量为整个挺柱质量与半个推杆质量之和:mC=mT+mP/2,mT为挺柱质量,mP为推杆质量.2气体配气机构刚度计算当一定负荷作用于摇臂的气门端时,此端上就要产生气门系统的变形,以总变形去除负荷所得之商,即为气门系统的刚度.文中采用有限元软件ANSYS,通过部件模型,加载求其变形量的方法获取配气机构各部件刚度,再按下面公式求得气门系统刚度.1CVt=1Ccam+1CTappet+1Cp+1CRE+1Cbridge+1CV1CVt=1Ccam+1CΤappet+1Cp+1CRE+1Cbridge+1CV式中:CVt为气门系统总刚度;Ccam,CTappet,Cp,CRE,Cbridge,CV分别为凸轮、挺柱、推杆、摇臂、气门桥、气门的刚度.2标定转速下配气机构动力学分析针对该6缸车用发动机4气门配气机构为对象进行运动学和动力学分析.采用运动学计算可以得到,发动机在标定转速下气门运动规律,以及配气机构相关性能指标,表2列出了配气机构相关特性参数.进、排气门在发动机标定转速下的升程、速度、加速度变化曲线如图2所示.根据建立的配气机构动力学模型,进行配气机构动力学计算,主要考察气门落座力、气门弹簧受力等情况,以及气门是否存在反跳现象.运动学计算是在假设配气机构为刚性前提下进行的,而动力学计算则考虑到机构弹性变形,结果更接近实际状况.采用运动学和动力学计算凸轮与平面挺柱间接触应力有一定差别.一般运动学计算作为设计时的参考,最后都要经过动力学分析来验证.经动力学计算,进气部分凸轮与挺柱间最大接触应力为669.4N/mm2,排气部分凸轮与挺柱最大接触应力为704.5N/mm2.由计算的结果来看,进、排气门落座平稳,气门弹簧无并圈现象,气门无反跳现象.3运动学与动力学结果的分析3.1润滑特性的测定由进气部分运动学计算得到气门运动规律曲线及其相关性能指标来看,气门升程曲线的丰满系数为0.5243,丰满系数不高,进而影响发动机的充气性能,有待提高.由于凸轮采用45号钢材料,而平面挺柱采用冷激铸铁,其允许最大接触应力值为650N/mm2,计算得凸轮与平面挺柱间接触应力为669.4N/mm2,超过了允许的应力范围.气门加速度变化率最大值即最大Jerk值,是评价气门运动平稳性的参数,这里最大Jerk值为722.2mm/rad3,没有超过理想的范围,表明气门运动是平稳的.考查凸轮和平面挺柱间润滑效果,由凸轮和平面挺柱之间最小油膜厚度计算公式δmin=k0(R0+hT)|2(ρR0+hT)2−(ρR0+hT)|−−−−−−−−−−−−−−−−−√δmin=k0(R0+hΤ)|2(ρR0+hΤ)2-(ρR0+hΤ)|,引入量纲一的凸轮润滑特性参数——流体动力评定特性参数Nr,其定义为Nr=ρR0+hTΝr=ρR0+hΤ,其中R0为凸轮基圆半径,mm;hT为挺柱升程,mm;ρ为接触点处凸轮廓线曲率半径,mm.此特性数Nr即型线设计中所指的油膜润滑系数.为了保证凸轮与挺柱间良好润滑效果,在凸轮桃尖区域,最小油膜系数要求保持在0.15~0.35之间.计算得到进气凸轮与挺柱间油膜系数最小为0.182,并且在桃尖区域油膜系数保持在合理范围内,表明进气部分凸轮与平面挺柱润滑效果良好.凸轮与平面挺柱间接触应力大小以及凸轮与挺柱间油膜润滑效果对凸轮与挺柱间磨损情况有直接影响.保证合适的接触应力和合理的润滑效果,才能缓解凸轮与平面挺柱间的磨损状况.3.2排气门加速度变化率对排气部分而言,排气门升程曲线的丰满系数为0.5415,丰满系数不够大,有待提高.凸轮与平面挺柱间接触应力为704.5N/mm2,超过允许的接触应力范围.排气门加速度变化率最大值即最大Jerk值为513.2mm/rad3,没有超过合适的范围,排气门运动平稳.在凸轮桃尖区域,凸轮与平面挺柱间的油膜系数最小为0.433,超过理想范围,凸轮与平面挺柱间的润滑效果不佳,有待改善.由动力学计算结果可以看出,排气门落座平稳,无反跳现象,气门弹簧无并圈现象.4配气机构模拟计算测试在应用AVLTYCON软件进行计算分析的基础上,进行配气机构相关部件受力测试.在推杆及摇臂适当部位粘贴应变片,与动态应变仪桥盒形成半桥或全桥桥路,对需要测试的进、排气推杆及摇臂进行了标定,形成部件受力与桥路输出电压间对应关系.测试时通过记录动态应变仪输出的电压,来获得部件受力值.图3为配气机构受力测试系统示意图.贴好应变片的推杆及摇臂与动态应变仪、数据采集系统、数字示波器连接起来,组成测试系统.在发动机自由端安装角标传感器获取上止点信号及角度信号.保证测试的推杆及摇臂受力与模拟计算结果保持对应关系.根据测试得到的进、排气推杆及摇臂受力与相应计算受力曲线对比,可以看出,模拟计算与受力测试结果基本是一致的.确认了配气机构模拟计算的有效性.图4列出了在标定转速下进气推杆受力计算与受力测试对比曲线.5润滑系数优化文中通过对车用发动机配气机构进排气部分进行运动学和动力学计算,分析了该车用发动机配气机构运动学和动力学特性,可以得出:(1)进气部分丰满系数不够大,有待提高,凸轮与平面挺柱间最大接触应力偏大,有一定优化空间;凸轮与挺柱间油膜润滑系数合适,润滑效果较好;气门落座平稳,无反跳现象;(2)排气部分丰满系数不够大,有待提高,凸轮与平面挺柱间最大接触应力偏大,有待降低;凸轮与平面挺柱间润滑系数偏大,润滑效果不好,