发布时间 : 星期一 文章《发动机配气机构动力学分析及优化》硕士学位论文更新完毕开始阅读
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1.液压调节器刚度
为了消除由于气门间隙引起的配气机构冲击等不良影响，越来越多的发动机在配气机构中开始装一特殊弹性元件——液压调节器。CA488发动机便是一例。气门液压调节器的柔度较大，在配气机构的动态模拟计算中应给予充分考虑。根据文献[58~61]，液压调节器的刚度可由以下公式来计算：
（2—21）
式中 ?——换算系数；
KA——液压调节器高压室刚度（N/mm）。
（2—22） 式中 S——液压调节器柱塞断面积（mm2）
V——液压调节器高压室容积（mm3） γ——液压调节器工作油压缩率（mm2/N） ηA——气泡的体积混入率 P0——大气压(kgf/mm2)
P——液压调节器高压室压力(kgf/mm2) 式（2—21）中?可由下式求得：
（2—23） 式中 r——摇臂比。
由于凸轮轴顶置配气机构的变摇臂比特点，故r不为常数，但就我们所计算的CA488发动机配气机构摇臂比而言，其值基本上稳定于1.75左右，其它凸轮轴顶置配气机构的变摇臂比变化也较小，基本恒定。而从我们所建立的“4+N”模型来看，液压调节器刚度不用换算到气门端，故?=1。
2.弹簧刚度
根据文献[6]，等螺距圆柱弹簧的弹力与变形成正比：
（2—24）
式中 G——材料剪切模量（N/mm2）
d——弹簧钢丝直径（mm）
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D——弹簧中径（mm）
N——弹簧有效圈数。每一有效圈数弹簧刚度为：
（2—25）
3.阻尼系数
本文采用比例阻尼[6]的形式给出，即：
（2—26）
式中[C]为结构阻尼矩阵，[M]为质量矩阵，[K]为刚度矩阵：a、b为结构阻尼比例系数。
4.摇臂当量质量
摇臂当量质量用如下公式计算：
（2—27） 式中 Jr为摇臂转动惯量，可由平行挂线扭动法测出。L为摇臂近似旋转中心到凸轮与滚轮接触点的距离。
5.摇臂当量刚度、气门座刚度测量
构件摇臂、气门座形状均不规则，很难用公式来模拟计算，为了准确获得他们的当量刚度，最好用试验的方法来确定。以测量气门座刚度为例。
图2-3 气门座刚度测量
Fig. 2-3 measurement of valve seat severity
在多质量动力学计算中，为了考察气门落座冲击力，也为了计算的方便，引入气门落座刚度和阻尼参数，即将气门座等效为一个弹簧来进行处理，气门反跳情况由气门落座速度、气门座刚度和气门座阻尼三者通过计算求得。
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而整个计算的处理方式与其他弹簧元的处理方式完全一致，减少了许多人为干涉。
由于采用比例阻尼，因此气门座阻尼确定方式和其它弹簧完全相同。对实际计算过程而言，对反跳影响较大的是气门座沿着气门运动方向上的刚度值，其它方向上的刚度对气门反跳的影响最终也必须在这个方向上体现出来。因此在测量气门座刚度时，采用了图2-3所示的测量方法测量气门座刚度。
测量方法如图2—3所示。该方法具有原理简单，测量值比较可靠等优点。
第3章 模型应用
3.1 N次谐波凸轮逼近方法
由于用数值法求解微分方程存在收敛性要求，因此要求方程组的稳定解，则迭代步长只允许在其收敛范围选取。如用龙格—库塔法求配气机构多质量动力学方程组，最合理的迭代步长（凸轮轴转角度数）为0．2°。而许多进口发动机或引进国外生产线生产的发动机，我们无法获得凸轮或当量凸轮的理论升程计算解析式，或凸轮转角间隔较小的凸轮或当量凸轮的理论升程。为此，我们只能采取实测方法获得一系列离散点的凸轮或当量凸轮升程。由于实测值存在测量误差，且测量工作量对测量节点数的限制，而配气机构动力学模拟计算又需要很小的迭代步长（相邻两节点凸轮转角），故对实测值需用数值方法处理，以满足迭代步长和减小测量误差的要求。
实践证明：采用如切比雪夫曲线拟合等典型的数值插分和拟合逼近方法，对配气机构凸轮或当量凸轮实测值进行处理，结果均不令人满意，尤其是加速度值（误差达70%），且曲线不连续光滑。其原因是大部分凸轮型线较复杂，属于分段函数，如CA488发动机凸轮型线。而采用N次谐波凸轮逼近
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方法（即有限项的傅立叶级数），则能很好地解决此问题。具体解法见文献
[62~73]
。
图3—1为实测（相邻两测点之间凸轮转角为1°）CA488排气当量凸轮升程曲线、速度、加速度曲线（差分）。图3—2是用N次谐波凸轮逼近法编程计算所得其拟合曲线（相邻点之间凸轮转角为0.2°）。从图中可看出，其升程、速度、加速度曲线连续光滑，无波动，其值与实测值吻合，升程最大误差为2.5%，加速度最大误差为6%。
升程?? 速度 加速度
图3-1 排气门升程、速度、加速度曲线 Fig. 3-1 curve of exhaust valve lift、speed、acceleration
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