气门间隙对配气性能影响数值分析

2019-07-17孙一平

贵州开放大学学报 2019年2期

孙一平

(贵州广播电视大学贵阳 550004)

气门间隙过大，会造成进、排气门开启滞后，进、排气时间缩短，降低气门升程开启的最大高度，改变正常的配气相位，易导致进气不足和排气不净；气门间隙过小，零件受热膨胀，导致气门关闭不严，造成漏气，此外，气门间隙还会影响重叠角，气门间隙过小导致重叠角变大，而气门间隙过大则导致重叠角变小[1]。合理的进、排气门间隙能够使发动机进气充分，排气彻底，保证发动机运行时的功率不被降低。因此，必须设置合理的进、排气气门间隙。

针对某公司某汽车发动机，运用运动—弹性动力学方法建立配气系统模型，利用Matlab软件对建立的动力学方程数值分析，研究气门间隙大小变化对发动机配气性能的影响。

1 模型简化

研究对象为某四缸汽油机配气机构，见图1。

图1 某发动机配气机构

配气机构的单自由度动力学模型是用一个集中质量的运动来描述单个气门的运动[2]，这个集中质量包含了配气机构所有运动部件的质量份额，一般可以公式计算其大小。

该机构的从动件等效为一个拥有集中质量M的质点，而所有从动件在运动过程中的变形表示为具有一定刚度弹簧k1和阻尼c1，气门弹簧则单独简化为无质量弹簧k2和阻尼c2，其质量归入集中质量M中，两个弹簧的另一端分别与凸轮接触和被固定。建立的配气系统单自由度系统振动模型，如图2所示。

yc-当量凸轮升程；δ-气门间隙；y1气门升程；k1-系统刚度；c1-内阻尼；k2-弹簧刚度；c2-外阻尼

2 动力学分析

单自由度动力学模型是利用当量质量M的运动来描述气门的运动[3]。为方便阐述，也称当量集中质量为气门。

2.1 动力学方程

气门的运动受凸轮形状控制，在实际配气机构中，由于比例放大环节的存在，图2中凸轮应视为等效凸轮。要想得到关于集中质量M的运动规律y1(α)，需要先求出等效凸轮升程yc关于凸轮转角α的运动规律。

yc=k·h(α)

(1)

式中，k为凸轮挺柱和气门间的比例放大系数，h(α)为凸轮实际升程函数。

根据牛顿第二定律，集中质量M的受力和运动关系表达为：

(2)

式中，F为质点受到的合力，M为质点的集中质量，α?为质点加速度，y1为质点位移，ω为凸轮角速度，α为凸轮转角。

质点所受合力F包括以下几种力：

1)配气机构的从动件等效弹簧的弹性力，可表示为k1·J，k1为从动件等效弹簧的刚度，J为弹簧变形量，因为从动件传递介质不受拉，J可用分段函数表示：

(3)

2)气门弹簧力k2·y1，k2为气门弹簧刚度；

3)气门弹簧预紧力f0；

4)内阻尼力c1·Jv，c1为阻尼系数，外阻尼c2=0，Jv可表示为

(4)

将(3)(4)代入(2)可得：

(5)

(6)

2.2 动力学求解

(7)

上述方程(7)是一个关于未知数x1=y1的一阶常微分方程组，其中微分方程的初始条件为：气门打开瞬间，气门位移和气门速度均为零。

x1|α0=x2|α0=0

(8)

根据初始条件和系统参数(表1)，可运用Matlab中函数库中龙格-库塔函数中ode45求解系统动力学特性。

表1 系统参数

3 计算结果分析

3.1 凸轮参数

凸轮型线主要实现的从动件运动规律有：正弦运动、余弦运动、等速运动、等加速、等减速运动和高次多项式运动等。本次仿真采用余弦运动规律输入，分析气门间隙对配气系统的动力学特性的影响[5]。凸轮升程方程如下:

(9)

其运动规律见图3。

图3 凸轮运动规律

3.2 气门间隙研究

汽油发动机配气机构气门间隙一般是在发动机冷态时根据传统经验进行调节，如果气门间隙过小，发动机工作处于热态时则会出现气门关闭不严而漏气的现象，导致发动机功率下降，甚至烧坏气门；相反，如果气门间隙值过大，则可能会导致气门传动零件之间及气门与气门座之间产生撞击噪声，并加速气门传动组磨损，同时，也会导致气门开启的持续时间减少，气缸的充气和排气情况变坏。工程上一般采用的气门间隙值方案为：进气门间隙为0.25 mm至0.35 mm,排气门间隙为0.30 mm至0.50 mm。结合工程采用的发动机气门间隙值，方案一为将进气门间隙设置为经验值的最小值和排气门间隙设置为经验值的最大值；方案二，进气门和排气门的气门间隙值是方案一的两倍；方案三，进气门和排气门的气门间隙值是方案一的一半。三种方案的参数值设置，如表2所示。