氣門間隙對配氣性能影響數(shù)值分析

孫一平

(貴州廣播電視大學 貴陽 550004)

氣門間隙過大，會造成進、排氣門開啟滯后，進、排氣時間縮短，降低氣門升程開啟的最大高度，改變正常的配氣相位，易導致進氣不足和排氣不凈；氣門間隙過小，零件受熱膨脹，導致氣門關閉不嚴，造成漏氣，此外，氣門間隙還會影響重疊角，氣門間隙過小導致重疊角變大，而氣門間隙過大則導致重疊角變小[1]。合理的進、排氣門間隙能夠使發(fā)動機進氣充分，排氣徹底，保證發(fā)動機運行時的功率不被降低。因此，必須設置合理的進、排氣氣門間隙。

針對某公司某汽車發(fā)動機，運用運動—彈性動力學方法建立配氣系統(tǒng)模型，利用Matlab軟件對建立的動力學方程數(shù)值分析，研究氣門間隙大小變化對發(fā)動機配氣性能的影響。

1 模型簡化

研究對象為某四缸汽油機配氣機構(gòu)，見圖1。

圖1 某發(fā)動機配氣機構(gòu)

配氣機構(gòu)的單自由度動力學模型是用一個集中質(zhì)量的運動來描述單個氣門的運動[2]，這個集中質(zhì)量包含了配氣機構(gòu)所有運動部件的質(zhì)量份額，一般可以公式計算其大小。

該機構(gòu)的從動件等效為一個擁有集中質(zhì)量M的質(zhì)點，而所有從動件在運動過程中的變形表示為具有一定剛度彈簧k1和阻尼c1，氣門彈簧則單獨簡化為無質(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)振動模型，如圖2所示。

yc-當量凸輪升程；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 動力學分析

單自由度動力學模型是利用當量質(zhì)量M的運動來描述氣門的運動[3]。為方便闡述，也稱當量集中質(zhì)量為氣門。

2.1 動力學方程

氣門的運動受凸輪形狀控制，在實際配氣機構(gòu)中，由于比例放大環(huán)節(jié)的存在，圖2中凸輪應視為等效凸輪。要想得到關于集中質(zhì)量M的運動規(guī)律y1(α)，需要先求出等效凸輪升程yc關于凸輪轉(zhuǎn)角α的運動規(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的受力和運動關系表達為：

(2)

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

質(zhì)點所受合力F包括以下幾種力：

1)配氣機構(gòu)的從動件等效彈簧的彈性力，可表示為k1·J，k1為從動件等效彈簧的剛度，J為彈簧變形量，因為從動件傳遞介質(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 動力學求解

(7)

上述方程(7)是一個關于未知數(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)，可運用Matlab中函數(shù)庫中龍格-庫塔函數(shù)中ode45求解系統(tǒng)動力學特性。

表1 系統(tǒng)參數(shù)

3 計算結(jié)果分析

3.1 凸輪參數(shù)

凸輪型線主要實現(xiàn)的從動件運動規(guī)律有：正弦運動、余弦運動、等速運動、等加速、等減速運動和高次多項式運動等。本次仿真采用余弦運動規(guī)律輸入，分析氣門間隙對配氣系統(tǒng)的動力學特性的影響[5]。凸輪升程方程如下:

(9)

其運動規(guī)律見圖3。

圖3 凸輪運動規(guī)律

3.2 氣門間隙研究

汽油發(fā)動機配氣機構(gòu)氣門間隙一般是在發(fā)動機冷態(tài)時根據(jù)傳統(tǒng)經(jīng)驗進行調(diào)節(jié)，如果氣門間隙過小，發(fā)動機工作處于熱態(tài)時則會出現(xiàn)氣門關閉不嚴而漏氣的現(xiàn)象，導致發(fā)動機功率下降，甚至燒壞氣門；相反，如果氣門間隙值過大，則可能會導致氣門傳動零件之間及氣門與氣門座之間產(chǎn)生撞擊噪聲，并加速氣門傳動組磨損，同時，也會導致氣門開啟的持續(xù)時間減少，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)動機氣門間隙值，方案一為將進氣門間隙設置為經(jīng)驗值的最小值和排氣門間隙設置為經(jīng)驗值的最大值；方案二，進氣門和排氣門的氣門間隙值是方案一的兩倍；方案三，進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)動機在低、中、高速運行時，進氣門和排氣門升程運動規(guī)律。分別取發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速為800r/min、3000r/min和6000r/min為代表，研究在不同轉(zhuǎn)速下，氣門開啟持續(xù)時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、閉規(guī)律

由表3結(jié)果可知：

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

(2)隨著轉(zhuǎn)速的增大，排氣門打開時刻、關閉時刻和持續(xù)時間均呈現(xiàn)先減小后增加的趨勢；

(3)進氣門在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為800r/min、3000r/min時的氣門開啟時刻和關閉時間基本相同，都是在242°附近開啟，在479°附近關閉；發(fā)動機轉(zhuǎn)速為6000r/min時，氣門打開時刻和關閉時刻都比發(fā)動機轉(zhuǎn)速為800r/min、3000r/min時提前，但是持續(xù)時間比后者更長；

(4)氣門重疊角隨著發(fā)動機轉(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比方案一，以發(fā)動機長期工作工況，即轉(zhuǎn)速3000r/min時為代表，研究氣門升程變化規(guī)律，結(jié)果如圖4。

圖4 氣門升程對比圖

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

(2)減小氣門間隙，排氣門和進氣門的提前角、晚關角、持續(xù)角和重疊角變大；反之，增大氣門間隙，進氣門和排氣門則會晚開、早關，氣門持續(xù)角減小，重疊角也減小；

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

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

圖5 加速度對比圖

從圖5中，對比不同氣門間隙值時的加速度曲線可知：

(1)氣門間隙值變化時，進氣門和排氣門開啟時的加速度沖擊變化不大，振動衰減較快；

(2)氣門間隙越大，氣門落座時，落座沖擊加速度越大，落座時的加速度比氣門開啟時的加速度大很多，并且落座時的加速度振動頻率比氣門開啟時大，衰減速度比氣門開啟時慢，氣門落座時的震蕩沖擊最嚴重。

4 結(jié)論

本文通過搭建的運動—彈性動力學模型，用Matlab軟件數(shù)值分析了氣門間隙對發(fā)動機配氣性能影響，通過改變不同的進、排氣氣門間隙值，以發(fā)動機長期工作時的工況3000r/min為代表，研究氣門間隙過大或者過小時的氣門動力學規(guī)律曲線，可得到以下結(jié)論：

(1)通過搭建運動—彈性動力學模型建立的運動微分方程，可以方便地分析氣門間隙值變化時，其對配氣機構(gòu)氣門動力學的影響，對工程上根據(jù)傳統(tǒng)經(jīng)驗設置氣門間隙值的依據(jù)做理論分析。

(2)氣門間隙過大時，氣門開啟時間推遲，關閉時刻提前，造成氣門持續(xù)角變小，導致進氣不充分，排氣不徹底，在理論上會使油耗增加，發(fā)動機功率下降，同時，氣門落座后，加速度沖擊和振動頻率變大，因此，氣門間隙值不能設置過大，否則不利于減小沖擊磨損，進而會降低發(fā)動機進、排氣門耐磨性。

(3)發(fā)動機持續(xù)運行時，排氣門比進氣門工作溫度更高，如果氣門間隙過小，氣門機構(gòu)材料發(fā)生熱形變后，排氣門比進氣門熱形變量大，會導致排氣門關閉不嚴，因此，在工程上設置排氣門間隙值比進氣門稍大。