Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние вопроса. цели и задачи исследования
1.1 Анализ влияния динамики МГР на его нагруженность, работоспособность и надежность 7
1.2 Динамические модели МГР поршневого двигателя 9
1.3 Влияние закона движения толкателя на динамику МГР ДВС 20
1.4 Основные цели и задачи исследования 22
ГЛАВА 2. Моделирование динамики мгр на основе обобщённой математической модели с учетом переменности параметров механизма
2.1 Разработка методики моделирования динамики рычажного клапанного привода с учетом смещения точки контакта по рычагу 24
2.2 Моделирование динамики МГР автомобильного двигателя. Определение структуры и идентификация модели по экспериментальным данным 34
2.3 Влияние смещения точки контакта по рычагу на динамику МГР. Оценка адекватности математической модели динамики МГР 48
2.4 Результаты и выводы 53
ГЛАВА 3. Метод пошагового численного синтеза закона движения толкателя с участком постоянной скорости
3.1 Постановка задачи, система ограничений, алгоритм метода 54
3.2 Влияние на закон перемещения толкателя ограничения его первой производной 59
3.3 Влияние закона движения толкателя с участком постоянной скорости на нагруженность и динамику МГР 63
3.4 Результаты и выводы 69
ГЛАВА 4. Экспериментальное исследование МГР
4.1 Задачи и методика проведения эксперимента 70
4.2 Описание экспериментальной установки 77
4.3 Измерение усилия в приводе клапана МГР 80
4.4. Обработка результатов экспериментального исследования 87
4.5 Оценка воспроизводимости эксперимента 89
4.6 Результаты и выводы 92
Основные результаты и выводы 93
Литература
- Влияние закона движения толкателя на динамику МГР ДВС
- Моделирование динамики МГР автомобильного двигателя. Определение структуры и идентификация модели по экспериментальным данным
- Влияние смещения точки контакта по рычагу на динамику МГР. Оценка адекватности математической модели динамики МГР
- Влияние закона движения толкателя с участком постоянной скорости на нагруженность и динамику МГР
Введение к работе
Механизм газораспределения (МГР) является одним из наиболее ответственных и нагруженных устройств двигателя внутреннего сгорания (ДВС). Разработка конструкции клапанного механизма ДВС и оценка его на-груженности представляет собой сложную задачу в связи с работой его при постоянно изменяющихся скоростных и нагрузочных режимах. Кроме того, наличие упругих звеньев в кинематической цепи привода, деформирующихся при передаче движения клапану, а также переменный характер их нагруже-ния способствуют искажению закона движения клапана, что может привести к ухудшению протекания процессов газообмена.
Для определения работоспособности и нагруженности МГР широко используется математическое моделирование его динамики. Это позволяет с минимальными затратами времени и средств выбирать оптимальные значения конструктивных, технологических параметров и характеристик МГР при его проектировании и доводке. Однако существующие математические модели не в полной мере отражают особенности работы ряда клапанных механизмов, в частности переменность их параметров. Это приводит к снижению адекватности моделей и точности получаемых результатов.
Одним из резервов снижения нагруженности МГР является совершенствование закона движения толкателя, задаваемого профилем кулачка. Следует отметить, что, несмотря на многообразие существующих методов профилирования кулачков МГР, исследователями не уделялось внимание ограничению максимальной скорости толкателя, от которой в ряде случаев зависят угол давления и усилие в контакте. Все сказанное выше определяет актуальность выполненных исследований.
Основные научные результаты диссертации, выносимые на защиту:
Разработан метод моделирования динамики МГР, учитывающий переменности жесткости привода по углу поворота кулачка.
С использованием предложенного метода выявлено существенное влияние на динамику привода смещения по рычажному толкателю точки его
контакта с кулачком, а также достигнуто повышение адекватности математической модели. 3) Усовершенствован численный метод профилирования кулачка путём введения дополнительного ограничения скорости толкателя. Показано, что предложенный метод позволяет снизить нагруженность клапанного привода и повысить его эффективность.
Практическая ценность работы состоит в следующем:
Разработаны алгоритм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод моделирования динамики МГР со смещением точки контакта по рычагу.
На примере моделирования динамики МГР двигателя ВАЗ показано, что учет переменности жесткости рычага позволяет повысить достоверность получаемых динамических характеристик клапанного привода.
Разработаны алгоритм и программное обеспечение для формирования профилей кулачков с участком постоянной максимальной скорости движения толкателя на базе обобщённого численного метода.
Разработана методика экспериментального исследования динамики рычажного клапанного привода при изменении его жёсткости по углу поворота кулачка.
Основные положения работы докладывались на XI региональной конференции молодых исследователей волгоградской области, (Волгоград, 2006); на 44, 45, 46 ежегодных научно-практических конференциях ВолгГТУ (Волгоград, 2007, 2008, 2009); на Международном научно-техническом семинаре «Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания» (Саратов, 2007, 2008); на Международной научно-практической конференции «Логистика и экономика ресурсосбережения и энергосбережения в промышленности» (Саратов, 2007); на Международной конференции «Двигатель - 2007», посвященной 100-летию школы двигателестроения МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, 2007); на Международной научно-
технической конференции «Авто НН 08. Автомобильный транспорт в XXI веке» (Нижний Новгород, 2008).
По материалам работы опубликовано 9 печатных работ, включая 2 статьи, входящих в перечень изданий, рекомендуемых ВАК РФ по кандидатским и докторским диссертациям. Кроме того, получен патент Российской Федерации на изобретение.
Влияние закона движения толкателя на динамику МГР ДВС
Закон движения толкателя должен удовлетворять требованиям, связанным с организацией газообмена в двигателе, кинематикой и динамикой привода клапана, прочностью и долговечностью деталей механизма газораспределения. От особенностей кинематики и динамики механизма зависят ограничения на максимальные значения скорости и ускорения толкателя и на протяженность участка его положительных ускорений. Функциональным требованием, предъявляемым к кулачкам МГР, является получение максимального время-сечение клапана или связанную с ним величину площадь под кривой перемещения толкателя [5, 6, 11, 37, 38, 39, 45, 57, 61, 68]. В ряде работ исследовано влияние этого требования на эффективные показатели двигателя. Так, в частности, установлено, что за счёт увеличения время-сечения клапанов на 13 -f- 15% может быть получено снижение удельного эффективного расхода топлива на 2,5 -г- 3 г/кВт-ч [42, 43].
Традиционные методы формирования законов движения толкателей или профилирования кулачков ориентированы, как правило, на ограниченные области их применения. Каждому методу соответствует свой набор параметров, определяющих соответствующие характеристики, что затрудняет оптимизацию. Кроме того, заранее заданные способы описания движения толкателя или конфигурации кулачка, даже в случае их оптимальности в рамках используемого метода, не обеспечивают получение характеристик предельной эффективности при наличии многочисленных ограничений, связанных с кинематикой, динамикой, технологичностью и надёжностью механизма.
Однако существует пошаговый метод численного синтеза закона движения толкателя позволяющий варьировать в широких пределах формой кривой ускорения [8, 30]. В его основу положен принцип пошагового формирования закона движения толкателя с учётом задаваемых ограничений, позволяющий отказаться от заранее заданных схем описания характеристик движения толкателя или конфигурации профиля кулачка. При этом вместо аналитического закона движения используется численное его представление, а алгоритм формирования участков положительного и отрицательного ускорения обеспечивает получение характеристик предельной эффективности при выполнении комплекса ограничений на контактное напряжение, угол давления, гидродинамические условия смазки в сопряжении кулачок-толкатель, радиус кривизны профиля кулачка, коэффициент запаса усилия клапанных пружин, а также высшие производные от перемещения толкателя по углу поворота кулачка. Предусмотрен также расчёт данных, необходимых для изготовления и контроля профиля кулачка с использованием различных кинематических схем.
При профилировании кулачков привода цилиндрического и рычажного толкателей механизма газораспределения важной задачей является учет ог раничения на угол давления в сопряжении кулачок-толкатель. При значительной величине угла давления снижается коэффициент полезного действия кулачковой пары, возрастают затраты мощности на привод клапанов и, в предельном случае, возможно его заклинивание. Характеристика изменения угла давления по углу поворота кулачка в значительной степени зависит от закона движения толкателя, в частности, от скорости толкателя. При проектировании плоского толкателя учитываются требования размеров его тарелки, которые зависят от скорости толкателя [26]. Поэтому в данной работе предложен усовершенствованный метод, включающий все достоинства пошагового метода численного синтеза закона движения толкателя и при этом позволяющий учесть ограничение на его скорость.
Целью диссертационного исследования является разработка метода моделирования динамики МГР различной структуры с учетом переменности параметров клапанного привода и снижение нагруженности механизма путём совершенствования профиля кулачка.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:
1. Разработать метод моделирования динамики МГР, учитывающий переменности жесткости привода по углу поворота кулачка.
2. На основе предложенного метода проанализировать влияние на динамику привода смещения по рычажному толкателю точки его контакта с кулачком, а также оценить адекватность математической модели.
3. Разработать методику и провести экспериментальное исследование динамики рычажного клапанного привода при изменении его жёсткости по углу поворота кулачка.
Моделирование динамики МГР автомобильного двигателя. Определение структуры и идентификация модели по экспериментальным данным
Двигатели с верхним распределительным валом имеют повышенную быстроходность. Поэтому математическая модель такого механизма должна давать возможность расчета колебаний витков клапанных пружин [18, 56, 62]. В связи с этим расчетная схема механизма газораспределения ВАЗ представлена в виде 12 дискретных масс, соединенных между собой упругими элементами (рис. 2.7).
Рассмотрим построения математической модели МГР представленной в виде 12 дискретных масс. Для наглядности на приведённых ниже рисунках и в соответствующих им уравнениях нижние соседние индексы разделены запятыми, а в качестве второго нижнего индекса используется не номер связи п данного і-то элемента, а непосредственно номер элемента j, соответствующего данной связи.
На рис. 2.7 приведена расчётная схема клапанного механизма. Две клапанные пружины представлены элементами 5, 7, 9, 11 и 6, 8, 10, 12, а также входят в элемент 3. Кроме того, введён зазор в механизме д и элемент 4, моделирующий тарелку клапана. Такое распределение массы клапана позволяет оценить величину ударной растягивающей силы, возникающей в связи между элементами 3 и 4 при посадке клапана на седло. Податливость этой связи равна сумме податливостей стержня клапана и его тарелки.
В каждой из ветвей, моделирующих клапанные пружины, заданы начальные усилия: (Р5,з)о= (Р7,5)о= (Р9,7)о= (Рц,9)о= (Pl3,ll)o= (Рпрі)(Ь (Рб,з)о= (Р8,б)о= (Pi 0,8)()= (Рц,1о)о= (Pl3,12)o=(Pnp2)o При этом для того, чтобы система в начальном положении находилась в равновесии, должны быть выполнены следующие соотношения: (Рз,4)о= -[(Р„рОо+ (Рпр2)о]; , (2.18) (Р,з,4)о= -(Рз,4)о, (2.19) где (Рз,4)о - начальная растягивающая сила в стержне клапана; (Pi3,4)0 - сжимающая сила, воспринимаемая седлом клапана.
Связь между элементом 1 и заделкой, а также между элементами 5, 7, 9 и 11, б, 8, 10 и 12, 3 и 4 являются двухсторонними. Все остальные связи -односторонние. Так как односторонние связи не передают растягивающих усилий, значения сил упругой деформации этих связей обнуляются, если соответствующие величины зазоров, вычисляемые по (2.5), не равны нулю. Одновременно обнуляются и соответствующие силы внутреннего трения в связях.
Система дифференциальных уравнений движения элементов после понижения порядка путём введения дополнительных переменных решается методом Рунге-Кутта четвёртого порядка с оценкой точности и автоматическим выбором шага интегрирования, либо с постоянным заданным шагом (с целью сокращения времени расчёта).
Если независимой переменной является угол поворота кулачка (р, а не время t, то в (2.1), (2.3), (2.7), (2.20) используется подстановка xt = х, со; х, =х, а2, где х, = dx/dcp; х, = ax/dqf; б? - угловая скорость вращения распределительного вала.
При построении математической модели были приняты следующие допущения: 1. В колебании привода участвует только один пролет распределительного вала длиной 1П между ближайшими к кулачку опорами[4,26]. 2. Сечение вала по длине постоянно и равно диаметру шейки вала между кулачками d [4, 26]. 3. Колебания упругой линии распределительного вала имеют синусоидальную форму [4, 26]. 4. Кинематическое возбуждение, обусловленное вращением кулачка распределительного вала, задается между первой и второй массами. 5. Регулировочный зазор задается между первой и второй массами. 6. Масса реального толкателя заменена двумя сосредоточенными массы, одна из которых приведена к оси вращения кулачка, а другая к оси движения клапана. 7. Масса клапана представлена в виде массы стержня клапана.
Ранее исследователями было установлено, что способ разбиения клапанной пружины на сосредоточенные массы и их количество существенно влияет на достоверность получаемых результатов при расчете динамики МГР [18, 87]. Поэтому для оценки влияния колебаний витков клапанных пружин, кроме 12- массовой, рассматривались математические модели динамики клапанного механизма и с другой структурой, представленной в виде 6, 8, 10 дискретных масс (рис. 2.10, 2.13, 2.16). Причем, данные модели (рис. 2.7, 2.10, 2.13, 2.16) отличаются, только представлением клапанных пружин.
Влияние смещения точки контакта по рычагу на динамику МГР. Оценка адекватности математической модели динамики МГР
На основе разработанного метода определена нагруженность газораспределительного механизма и проанализировано влияние смещения точки контакта по рычагу на динамику клапанного привода для схемы на рис. 2.7.Расчет выполнен в диапазоне изменения частоты вращения распределительного вала п = 150 - 2100 об/мин и при зазоре в механизме 0 и 0,15 мм для двух случаев: с учётом и без учёта смещения точки контакта по рычагу. При этом определялась сила, действующая на клапан со стороны рычага. Анализ полученных зависимостей (рис. 2.20, 2.21, 2.22, кривая 1, 3) позволяет сделать вывод о хорошей сходимости расчётных и экспериментальных данных. Расчетная максимальная сила при п= 2068 об/мин составила (рис. 2.20, кривая 1) 785 Н и при п= 2081 об/мин - 846 Н (рис. 2.23, кривая 1), тогда как по результатам эксперимента эти величины соответственно равны 808 Н (рис. 2.20, кривая 2) и 866 Н (рис. 2.23, кривая 3). В свою очередь, расчетные данные, полученные без учёта смещения точки контакта по рычагу дают большую погрешность, что подтверждается полученными результатами: при п= 2068 об/мин (рис. 2.21, кривая 2) 848 Н и при п= 2081 об/мин - 910 Н (рис. 2.23, кривая 2).
Кроме того, экспериментально установлено увеличение частоты колебаний в приводе на стороне открытия клапана и уменьшение ее при закрытии клапана вследствие изменения жёсткости привода (рис. 2.20, 2.21, кривая 2 и 2.23 кривая 3). Учет смещения точки контакта по рычагу при моделировании динамики МГР позволил воспроизвести данную закономерность расчётным путём (рис. 2.20, 2.22, 2.23, кривая 1), что обеспечило высокую степень соответствия расчетных диаграмм сил полученным экспериментальным данным.
Хорошая сходимость расчётных и экспериментальных данных наблюдается и в диапазоне изменения частоты вращения распределительного вала п = 150 - 2100 об/мин (рис. 2.24, кривая 1, 3). Сравнительный анализ расчетных и экспериментальных данных показал, что учет переменности жесткости клапанного привода в модели динамики МГР приводит к уточнению средней пиковой силы в колебательном процессе в диапазоне частоты вращения распределительного вала п= 150-2100 об/мин примерно на 6% (рис. 2.24)
Хорошая сходимость расчётных и экспериментальных данных наблюдается и в диапазоне изменения частоты вращения распределительного вала п = 150 - 2100 об/мин (рис. 2.24, кривая 1, 3). Сравнительный анализ расчетных и экспериментальных данных показал, что учет переменности жесткости клапанного привода в модели динамики МГР приводит к уточнению средней пиковой силы в колебательном процессе в диапазоне частоты вращения распределительного вала п= 150-2100 об/мин примерно на 6% (рис. 2.24)
Так как Fon = 2,6; 2,55 FKp =2,75 , то математическую модель расчета динамики МГР следует признать адекватной.
1. Разработан обобщенный метод моделирования динамики МГР с учетом смещения по рычажному толкателю точки его контакта с кулачком и, как следствие, переменности жесткости привода по углу поворота кулачка. Разработаны также алгоритм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод.
2. С использованием данного метода разработана адекватная математическая модель динамики клапанного привода двигателя ВАЗ, идентифицированная по экспериментальным данным в широком диапазоне скоростных режимов, а также при изменении зазора в механизме.
3. Выявлено, что учёт смещения точки контакта при моделировании динамики МГР позволяет существенно повысить точность получаемых результатов. Так, уточнение средней пиковой силы в колебательном процессе в диапазоне частоты вращения распределительного вала п=150-2100 об/мин составляет 6%.
4. Экспериментально установлено увеличение частоты колебаний в приводе на стороне открытия клапана и уменьшение ее при закрытии клапана вследствие изменения жёсткости привода. Учет смещения точки контакта по рычагу при моделировании динамики МГР позволил воспроизвести данную закономерность расчётным путём, что обеспечило высокую степень соответствия расчетных диаграмм сил полученным экспериментальным данным.
Влияние закона движения толкателя с участком постоянной скорости на нагруженность и динамику МГР
Рассмотрим два кулачка с верхним выстоем толкателя спрофилированных численным методом с учетом и без учета ограничения первой производной перемещения толкателя. Профилирование кулачков осуществлялось для толкателя с плоской тарелкой при максимальном перемещении 10 мм. Заданная угловая протяженность участка подъема составляла 100 угла поворота кулачка. Величина ограничения на первую производную составляла S max=l2,S мм/рад.
У кулачка с участком постоянной скорости максимальное смещение точки контакта от оси толкателя определяется ограничением на первую производную перемещения толкателя (рис 3.4, кривая 1). В тоже время у кулачка, полученного без ограничения первой производной перемещения толкателя [8, 30], смещение точки контакта от оси толкателя может быть ограничено путем ужесточения ограничений на производные второго и более высоких порядков (рис. 3.4, кривая 2), что снизит площадь под кривой перемещения толкателя (рис. 3.3, кривая 2). Из сравнения можно увидеть, что использование предлагаемого кулачка привода клапана (рис. 3.3, кривая 1) позволяет увеличить на 5% площадь под кривой подъема толкателя при удовлетворении ограничения на первую производную перемещения толкателя.
Кроме этого, оценено влияние величины максимальной скорости толкателя на величину угла давления и площадь под кривой перемещения толкателя. Профилирование кулачка с верхним выстоем толкателя осуществлялось для поступательно движущегося цилиндрического толкателя при максимальном перемещении 10 мм. Заданная угловая протяженность участка подъема составляла 100 угла поворота кулачка.
На рис. 3.6 видно, что на участке постоянной скорости толкателя происходит практически линейное изменение угла давления. Причем с ужесточением ограничений на первую производную перемещения толкателя снижаются пиковые значения угла давления, однако при этом уменьшается площадь под кривой перемещения толкателя (рис. 3.5). Причем, при ограничении максимальной скорости от 15,47 до 10,5 мм/рад угол давления снижается на 32%, а площадь под кривой подъема толкателя на 12%.
Таким образом, кулачок с участком постоянной скорости позволяет формировать законы движения плоского, цилиндрического толкателя предельной эффективности при ограничении скорости толкателя.
Для оценки влияния закона движения толкателя на нагруженность и динамику МГР рассматривалось два кулачка спрофилированных численным методом, с учетом и без учета ограничения первой производной перемещения толкателя. Профилирование кулачков осуществлялось для МГР с рычажным толкателем двигателя ВАЗ при максимальном перемещении толкателя 6,35 мм.
Кулачки выбирались из условия равенства площадей под кривой подъема толкателя, общей протяженности рабочих участков и пиковых значений ускорений (рис. 3.7, 3.8). При этом первый кулачок (с учётом ограничения) обеспечивает снижение скорости толкателя на 10% (рис. ЗЛО), а угла давления — на 3% (рис. 3.11).
Нагруженность МГР оценивалась по контактным напряжениям (а) и нормальной силе в контакте кулачок-толкатель (Q). На рис. 3.12 видно, что на участке постоянной скорости происходит практически линейное увеличение нормальной силы в контакте кулачок-толкатель, что приводит к снижению нагруженности по сравнению с кулачком без учета ограничения скорости толкателя.
Кроме этого, для оценки влияния разрыва третьей производной перемещения толкателя на динамику МГР выполнен сравнительный анализ при частотах вращения распределительного вала n = 150-2100 об/мин двух кулачков упомянутых выше: с участком постоянной скорости и без него. На рис 3.14 видно, что при увеличении частоты вращения распределительного вала нагруженность кулачка с участком постоянной скорости растет быстрее, что объясняется разрывом третьей производной перемещения толкателя. Поэтому кулачок с участком постоянной скорости рекомендуется применять для двигателей низкой и средней быстроходности.
1. Усовершенствован численный метод профилирования кулачка путём введения дополнительного ограничения скорости толкателя. Предложен соответствующий алгоритм и программное обеспечение.
2. Выявлено, что ограничение максимальной скорости толкателя может способствовать снижению нагруженности МГР (до 10 % по действующим силам) и повышению время-сечения клапана (до 5 %).
3. Следует отметить, что при увеличении частоты вращения распределительного вала нагруженность МГР с предлагаемым кулачком, имеющим участок постоянной скорости, растёт быстрее в связи с интенсивными колебательными процессами. Таким образом, кулачок с участком постоянной скорости рекомендуется применять для двигателей низкой и средней быстроходности.
4. Предложенный метод профилирования кулачка с участком максимальной скорости толкателя позволил получить кулачок привода клапана газораспределения ДВС, защищенный патентом РФ № 2338074 на изобретение.
