孫一平

(貴州廣播電視大學(xué) 貴陽(yáng) 550004)

氣門間隙過(guò)大，會(huì)造成進(jìn)、排氣門開(kāi)啟滯后，進(jìn)、排氣時(shí)間縮短，降低氣門升程開(kāi)啟的最大高度，改變正常的配氣相位，易導(dǎo)致進(jìn)氣不足和排氣不凈；氣門間隙過(guò)小，零件受熱膨脹，導(dǎo)致氣門關(guān)閉不嚴(yán)，造成漏氣，此外，氣門間隙還會(huì)影響重疊角，氣門間隙過(guò)小導(dǎo)致重疊角變大，而氣門間隙過(guò)大則導(dǎo)致重疊角變小[1]。合理的進(jìn)、排氣門間隙能夠使發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣充分，排氣徹底，保證發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行時(shí)的功率不被降低。因此，必須設(shè)置合理的進(jìn)、排氣氣門間隙。

針對(duì)某公司某汽車發(fā)動(dòng)機(jī)，運(yùn)用運(yùn)動(dòng)—彈性動(dòng)力學(xué)方法建立配氣系統(tǒng)模型，利用Matlab軟件對(duì)建立的動(dòng)力學(xué)方程數(shù)值分析，研究氣門間隙大小變化對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)配氣性能的影響。

1 模型簡(jiǎn)化

研究對(duì)象為某四缸汽油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)，見(jiàn)圖1。

圖1 某發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)

配氣機(jī)構(gòu)的單自由度動(dòng)力學(xué)模型是用一個(gè)集中質(zhì)量的運(yùn)動(dòng)來(lái)描述單個(gè)氣門的運(yùn)動(dòng)[2]，這個(gè)集中質(zhì)量包含了配氣機(jī)構(gòu)所有運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量份額，一般可以公式計(jì)算其大小。

該機(jī)構(gòu)的從動(dòng)件等效為一個(gè)擁有集中質(zhì)量M的質(zhì)點(diǎn)，而所有從動(dòng)件在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的變形表示為具有一定剛度彈簧k1和阻尼c1，氣門彈簧則單獨(dú)簡(jiǎn)化為無(wú)質(zhì)量彈簧k2和阻尼c2，其質(zhì)量歸入集中質(zhì)量M中，兩個(gè)彈簧的另一端分別與凸輪接觸和被固定。建立的配氣系統(tǒng)單自由度系統(tǒng)振動(dòng)模型，如圖2所示。

yc-當(dāng)量凸輪升程；δ-氣門間隙；y1氣門升程；k1-系統(tǒng)剛度；c1-內(nèi)阻尼；k2-彈簧剛度；c2-外阻尼

2 動(dòng)力學(xué)分析

單自由度動(dòng)力學(xué)模型是利用當(dāng)量質(zhì)量M的運(yùn)動(dòng)來(lái)描述氣門的運(yùn)動(dòng)[3]。為方便闡述，也稱當(dāng)量集中質(zhì)量為氣門。

2.1 動(dòng)力學(xué)方程

氣門的運(yùn)動(dòng)受凸輪形狀控制，在實(shí)際配氣機(jī)構(gòu)中，由于比例放大環(huán)節(jié)的存在，圖2中凸輪應(yīng)視為等效凸輪。要想得到關(guān)于集中質(zhì)量M的運(yùn)動(dòng)規(guī)律y1(α)，需要先求出等效凸輪升程yc關(guān)于凸輪轉(zhuǎn)角α的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。

yc=k·h(α)

(1)

式中，k為凸輪挺柱和氣門間的比例放大系數(shù)，h(α)為凸輪實(shí)際升程函數(shù)。

根據(jù)牛頓第二定律，集中質(zhì)量M的受力和運(yùn)動(dòng)關(guān)系表達(dá)為：

(2)

式中，F(xiàn)為質(zhì)點(diǎn)受到的合力，M為質(zhì)點(diǎn)的集中質(zhì)量，α?為質(zhì)點(diǎn)加速度，y1為質(zhì)點(diǎn)位移，ω為凸輪角速度，α為凸輪轉(zhuǎn)角。

質(zhì)點(diǎn)所受合力F包括以下幾種力：

1)配氣機(jī)構(gòu)的從動(dòng)件等效彈簧的彈性力，可表示為k1·J，k1為從動(dòng)件等效彈簧的剛度，J為彈簧變形量，因?yàn)閺膭?dòng)件傳遞介質(zhì)不受拉，J可用分段函數(shù)表示：

(3)

2)氣門彈簧力k2·y1，k2為氣門彈簧剛度；

3)氣門彈簧預(yù)緊力f0；

4)內(nèi)阻尼力c1·Jv，c1為阻尼系數(shù)，外阻尼c2=0，Jv可表示為

(4)

將(3)(4)代入(2)可得：

(5)

(6)

2.2 動(dòng)力學(xué)求解

(7)

上述方程(7)是一個(gè)關(guān)于未知數(shù)x1=y1的一階常微分方程組，其中微分方程的初始條件為：氣門打開(kāi)瞬間，氣門位移和氣門速度均為零。

x1|α0=x2|α0=0

(8)

根據(jù)初始條件和系統(tǒng)參數(shù)(表1)，可運(yùn)用Matlab中函數(shù)庫(kù)中龍格-庫(kù)塔函數(shù)中ode45求解系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性。

表1 系統(tǒng)參數(shù)

3 計(jì)算結(jié)果分析

3.1 凸輪參數(shù)

凸輪型線主要實(shí)現(xiàn)的從動(dòng)件運(yùn)動(dòng)規(guī)律有：正弦運(yùn)動(dòng)、余弦運(yùn)動(dòng)、等速運(yùn)動(dòng)、等加速、等減速運(yùn)動(dòng)和高次多項(xiàng)式運(yùn)動(dòng)等。本次仿真采用余弦運(yùn)動(dòng)規(guī)律輸入，分析氣門間隙對(duì)配氣系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性的影響[5]。凸輪升程方程如下:

(9)

其運(yùn)動(dòng)規(guī)律見(jiàn)圖3。

圖3 凸輪運(yùn)動(dòng)規(guī)律

3.2 氣門間隙研究

汽油發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)氣門間隙一般是在發(fā)動(dòng)機(jī)冷態(tài)時(shí)根據(jù)傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行調(diào)節(jié)，如果氣門間隙過(guò)小，發(fā)動(dòng)機(jī)工作處于熱態(tài)時(shí)則會(huì)出現(xiàn)氣門關(guān)閉不嚴(yán)而漏氣的現(xiàn)象，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)功率下降，甚至燒壞氣門；相反，如果氣門間隙值過(guò)大，則可能會(huì)導(dǎo)致氣門傳動(dòng)零件之間及氣門與氣門座之間產(chǎn)生撞擊噪聲，并加速氣門傳動(dòng)組磨損，同時(shí)，也會(huì)導(dǎo)致氣門開(kāi)啟的持續(xù)時(shí)間減少，氣缸的充氣和排氣情況變壞。工程上一般采用的氣門間隙值方案為：進(jìn)氣門間隙為0.25 mm至0.35 mm,排氣門間隙為0.30 mm至0.50 mm。結(jié)合工程采用的發(fā)動(dòng)機(jī)氣門間隙值，方案一為將進(jìn)氣門間隙設(shè)置為經(jīng)驗(yàn)值的最小值和排氣門間隙設(shè)置為經(jīng)驗(yàn)值的最大值；方案二，進(jìn)氣門和排氣門的氣門間隙值是方案一的兩倍；方案三，進(jìn)氣門和排氣門的氣門間隙值是方案一的一半。三種方案的參數(shù)值設(shè)置，如表2所示。

表2 氣門間隙值(單位：mm)

3.2.1 配氣規(guī)律分析

在方案一下，研究發(fā)動(dòng)機(jī)在低、中、高速運(yùn)行時(shí)，進(jìn)氣門和排氣門升程運(yùn)動(dòng)規(guī)律。分別取發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速為800r/min、3000r/min和6000r/min為代表，研究在不同轉(zhuǎn)速下，氣門開(kāi)啟持續(xù)時(shí)間以及氣門重疊角規(guī)律，如表3所示。

表3 方案一下的氣門開(kāi)、閉規(guī)律

由表3結(jié)果可知：

(1)排氣門和進(jìn)氣門在相同轉(zhuǎn)速下，進(jìn)氣門持續(xù)時(shí)間比排氣門大，原因是進(jìn)氣門的質(zhì)量和氣門間隙值均比排氣門??；

(2)隨著轉(zhuǎn)速的增大，排氣門打開(kāi)時(shí)刻、關(guān)閉時(shí)刻和持續(xù)時(shí)間均呈現(xiàn)先減小后增加的趨勢(shì)；

(3)進(jìn)氣門在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為800r/min、3000r/min時(shí)的氣門開(kāi)啟時(shí)刻和關(guān)閉時(shí)間基本相同，都是在242°附近開(kāi)啟，在479°附近關(guān)閉；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為6000r/min時(shí)，氣門打開(kāi)時(shí)刻和關(guān)閉時(shí)刻都比發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為800r/min、3000r/min時(shí)提前，但是持續(xù)時(shí)間比后者更長(zhǎng)；

(4)氣門重疊角隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高而增加。

調(diào)整氣門間隙值方案，方案二和方案三下對(duì)比方案一，以發(fā)動(dòng)機(jī)長(zhǎng)期工作工況，即轉(zhuǎn)速3000r/min時(shí)為代表，研究氣門升程變化規(guī)律，結(jié)果如圖4。

圖4 氣門升程對(duì)比圖

(1)隨著氣門間隙增大，進(jìn)氣門和排氣門的氣門升程隨之減?。环粗?，進(jìn)氣門和排氣門的氣門升程增加；

(2)減小氣門間隙，排氣門和進(jìn)氣門的提前角、晚關(guān)角、持續(xù)角和重疊角變大；反之，增大氣門間隙，進(jìn)氣門和排氣門則會(huì)晚開(kāi)、早關(guān)，氣門持續(xù)角減小，重疊角也減??；

(3)氣門落座時(shí)，排氣門振動(dòng)比進(jìn)氣門明顯，原因是排氣門的氣門間隙值比進(jìn)氣門大。

在圖4中，觀察到進(jìn)氣門和排氣門落座時(shí)均有明顯的沖擊現(xiàn)象，因此，十分有必要研究氣門間隙值對(duì)氣門加速度的影響。以發(fā)動(dòng)機(jī)長(zhǎng)期工作工況，即轉(zhuǎn)速3000r/min時(shí)為代表，研究不同氣門間隙值時(shí)，氣門加速度變化規(guī)律，結(jié)果如圖5。

圖5 加速度對(duì)比圖

從圖5中，對(duì)比不同氣門間隙值時(shí)的加速度曲線可知：

(1)氣門間隙值變化時(shí)，進(jìn)氣門和排氣門開(kāi)啟時(shí)的加速度沖擊變化不大，振動(dòng)衰減較快；

(2)氣門間隙越大，氣門落座時(shí)，落座沖擊加速度越大，落座時(shí)的加速度比氣門開(kāi)啟時(shí)的加速度大很多，并且落座時(shí)的加速度振動(dòng)頻率比氣門開(kāi)啟時(shí)大，衰減速度比氣門開(kāi)啟時(shí)慢，氣門落座時(shí)的震蕩沖擊最嚴(yán)重。

4 結(jié)論

本文通過(guò)搭建的運(yùn)動(dòng)—彈性動(dòng)力學(xué)模型，用Matlab軟件數(shù)值分析了氣門間隙對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)配氣性能影響，通過(guò)改變不同的進(jìn)、排氣氣門間隙值，以發(fā)動(dòng)機(jī)長(zhǎng)期工作時(shí)的工況3000r/min為代表，研究氣門間隙過(guò)大或者過(guò)小時(shí)的氣門動(dòng)力學(xué)規(guī)律曲線，可得到以下結(jié)論：

(1)通過(guò)搭建運(yùn)動(dòng)—彈性動(dòng)力學(xué)模型建立的運(yùn)動(dòng)微分方程，可以方便地分析氣門間隙值變化時(shí)，其對(duì)配氣機(jī)構(gòu)氣門動(dòng)力學(xué)的影響，對(duì)工程上根據(jù)傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)設(shè)置氣門間隙值的依據(jù)做理論分析。

(2)氣門間隙過(guò)大時(shí)，氣門開(kāi)啟時(shí)間推遲，關(guān)閉時(shí)刻提前，造成氣門持續(xù)角變小，導(dǎo)致進(jìn)氣不充分，排氣不徹底，在理論上會(huì)使油耗增加，發(fā)動(dòng)機(jī)功率下降，同時(shí)，氣門落座后，加速度沖擊和振動(dòng)頻率變大，因此，氣門間隙值不能設(shè)置過(guò)大，否則不利于減小沖擊磨損，進(jìn)而會(huì)降低發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)、排氣門耐磨性。

(3)發(fā)動(dòng)機(jī)持續(xù)運(yùn)行時(shí)，排氣門比進(jìn)氣門工作溫度更高，如果氣門間隙過(guò)小，氣門機(jī)構(gòu)材料發(fā)生熱形變后，排氣門比進(jìn)氣門熱形變量大，會(huì)導(dǎo)致排氣門關(guān)閉不嚴(yán)，因此，在工程上設(shè)置排氣門間隙值比進(jìn)氣門稍大。