（动力机械及工程专业论文）柴油机配气机构的机械噪声研究.pdf

哈尔滨i ：程人学硕十学住论文 摘要 机械噪声是柴油机的主要噪声源之一。本文以4 1 0 2 b g 柴油机为研究对 象，对柴油机配气机构产生的机械噪声开展了深入的研究。 在考虑机构弹性变形的基础上，建立了4 1 0 2 b g 柴油机配气机构的数学模 型，并给出了相应的运动微分方程。基于函数凸轮的不连续性，采用分段计 算方法对该振动微分方程进行了求解，完成了对该柴油机配气机构的动力学 计算；利用3 c o n 软件建立了柴油机配气机构的仿真模型，求出该柴油机在 额定转速下配气机构各部件运转情况及气门落座敲击力曲线。将两种模型的 计算结果进行比较，验证了模型的正确性。 为分析气缸盖在受到气门敲击后的振动特性，利用p r o e 软件建立了 4 1 0 2 b g 柴油机气缸盖的三维模型，在对其进行适当简化后，利用a n s y s 软件 建立了有限元模型并进行了模态分析，初步了解其振动特性；通过a p d l 语言 编程在a n s y s 软件中对气缸盖进行了瞬态分析；在此基础上，将求解出的气 缸盖表面加速度作为边界条件，在s y s n o i s e 软件中利用无限元法计算出 4 1 0 2 b g 柴油机气缸盖表面的瞬态辐射声场。为验证理论计算的正确性，搭建 了4 t 0 2 b g 柴油机配气机构实验台架，测量出该柴油机配气机构的运行特性及 振动噪声情况。 最后，利用相同的计算方法对t b d 6 2 0 型船用柴油机配气机构的机械噪声 进行了预测。 关键词：柴油机；配气机构：机械噪声；瞬态分析；无限元法 哈尔滨i 。程人学硕十学位论文 a b s t r a c t m e c h a n i c a ln o i s ei s0 1 1 eo ft h ei m p o r t a n ts o i l i c , i 隧o fd i e s e le n g i n e 1 1 l e 4 1 0 2 b gd i e s e le n g i n ei ss e l e c t e d 勰t h er e s e a r e l ao b j e c ti n t h i sp a p e r 1 1 1 e m e c h a n i c a ln o i s ec a u s e db yv a l v et r a i ni ss t u d i e di nd e t a i l b a s e do i lt h ee l a s t i ed i s t o r t i o no fs l r u c t u r e ，t h em a t h e m a t i c a lm o d e l so ft h e v a l v et r a i no f 4 1 0 2 b gd i e s e le n g i n ea r ce s t a b l i s h e d a n dt h ed i f f e r e n t i a le q u a t i o n s a b o u tt h em o t i o no f t h ev a l v et r a i n 种a l s og i v e n s i n c et h ec a mi sd i s c o n t i n u o u s 。 t h ee q u a t i o ni ss o l v e dd i f f e r e n t l yi nd i f f e r e n tr a n g e 昕髓t h em a t h e m a t i e a lm o d e l a n dt h e o r y , t h e , t y n a m i e a lc a l c u l a t i o no f t h ev a l v el r a i ni sa n a l y z e d w i t ht 忱o n t h es i m u l a t i o nm o d e lo fv a l v et r a i ni sb u i l t n 坞m o v i n gc h a r a c t e r i s t i c so fe v e r y c o m p o n e n ta n dt h ei m p a c tf o r c eo fv a l v ea g a i n e d 1 1 t w o m o d e l sa p r o v e d t ob ec o r r e c tb y c o m p a r i n g t h ec a l c u l a t i o nr e s u l t so f t w om o d e l s i no r d e rt os t u d yt h ev i b r a t i o nc h a r a c t e r i s t i co fc y l i n d e rh e a da t t e rt h a ti th a s e n d u r e dt h ei m p a c tf o r c eo fv a l v e , t h e3 dm o d e lo fe y f i n d e rh e a di sb u i l tb y p r o e a t t e rp r e d i g e s t e d , t h ef i n i t em o d e li sb u i l ta n di t sm o d a li sa n a l y z e db y a n s y s 耵l cv i b r a t i o nc u r r e n to ft h ec y l i n d e rh e a di sc a l c u l a t e d 1 h et r a n s i e n t a n a l y s i so f t h ec y l i n d e rh e a di sf i n i s h e dw i t ha p d l b ya n s y s w i t ht h et r a n s i e n t a n a l y s i sr e s u l tb e i n ga st h eb o u n d a r yc o n d i t i o n , t h er a d i a n tn o i s eo fc y l i n d e rh e a d i sd e a l tb yt h ei n f i n i t ee l e m e n tm e t h o db ys y s n o i s e i no r d e rt ov a l i d a t et h e a c a d e m i cr e s u l t , at e s tr i gi se r e c t e d n 拉m o t i o no f v a l v et r a i ni sm e a s u r e d 嬲w e l l a st h em e e l m i c a ln o i s e a tl a s t , t h em e c h a n i c a ln o i s eo fv a l v et r a i no ft b d 6 2 0d i e s e le n g i n ei s p r e d i c t e dw i t ht h es a n l t ：m e t h o d k e y w o r d l s ：d i e s e le n g i n e ；v a l v ei r a i n ； i n f i i f i t ee l e m e n tm e t h o d 哈尔滨工程大学 学位论文原创性声明 本人郑重声明：本论文的所有工作，是在导师的指导 下，由作者本人独立完成的。有关观点、方法、数据和文 献的引用已在文中指出，并与参考文献相对应。除文中已 注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已 经公开发表的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个 人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到 本声明的法律结果由本人承担。 作者( 签字) ：礁歪毖 日期：7 年3 月f ， 日 哈尔滨j 程人学硕十学位论文 1 1 课题的背景和意义 第1 章绪论 噪声对周围环境的污染问题在古代就引起了人们的注意，我国在两千多 年前的文献中就已有关于噪声污染的记载。随着人们对振动和噪声研究的不 断深入，对它的危害也有了新的认识。资料表明，当噪声在7 0 分贝以上，对 脑功能就会产生不良影响；在9 5 分贝环境下工作，就会出现头痛、记忆力减 弱以致失眠等症状；长时间受1 1 5 分贝以上声音刺激，听觉细胞就会受到永 久性破坏；特别强烈的噪声，还能“杀人”。例如在1 9 5 9 年做飞机超音速 低空飞行对人体影响的试验时，导致了1 0 名志愿者死亡。在工业上，由于自 动化的普及，设备运转高速化和结构高强度化，振动的危害也日益明显。它 导致加工精度下降，废品率上升，有时还成为设备中电子系统更新的严重障 碍。在军事上，改善振动和噪声显得更加重要，通过减振降噪，可增加自身 设备的隐蔽性，提高作战时反应的灵敏性及火力的命中率，从而提高综合战 斗力。 8 0 年代，原机械工业部机械研究院曾以二轮投票的方式，征求国内1 1 3 位专家的意见，对2 2 项重点机电产品降噪研究的重要性、迫切性和可能性进 行调查，结果一致认为，内燃机降噪研究最重要、最迫切。1 9 8 3 年，国家科 委已经把内燃机噪声研究列为国家3 8 项重点研究课题之一。但时至今日，我 国内燃机产品的噪声水平和低噪声内燃机的设计开发能力与国外先进国家的 差距越来越大。其原因主要有以下几个方面： i 我国执行的车辆和内燃机噪声限制标准要求比国外低，汽车噪声控制 的行政管理制度比国外宽松； 2 国产车辆和内燃机降噪的研究工作开展得不如国外活跃，尤其是对创 造性的关键技术研究不够，仅满足于跟踪和达标的治理； 3 研究队伍和研究条件薄弱。 哈尔滨i ：程人学硕十学位论文 1 2 内燃机噪声概况 内燃机是在大气中进行工作的，而空气却是一种弹性介质，内燃机的振 动可以通过机体和零部件表面向外辐射，它通过对邻近空气的振动使空气形 成疏密现象，并将这种疏密波向外传播，在声频范围内的这种疏密波，即空 气的振动波，为人耳所接受而成为噪声，这是内燃机噪声的主要来源。各种 频率的激励使内燃机所形成的各种振动将组成一个声频范围内的噪声集“。 内燃机的噪声除了来自以上所述的振动原因外，还包括内燃机在工作中 所发生的一系列因空气不稳定流动而产生的气动噪声，如进气噪声、排气噪 声、某些风扇、压缩机所产生的噪声等等。此外由于各种冲击现象也会产生 较大的噪声，例如内燃机在工作中，由于气缸内的瞬问剧烈燃烧所形成的火 焰冲击波，在气缸内来回冲击，使气缸及缸体发生振动，最后通过机体表面 向外辐射而产生的燃烧噪声；又例如各种金属件之间由于留有一定的间隙而 产生金属敲击，摩擦副之间的摩擦也是一种对金属表面的激励现象，也会发 生金属体的高频自振而形成噪声等等，因此内燃机的噪声是相当剧烈的，其 量级通常可达1 l o d b 左右，最严重的某些高速大功率内燃机，其噪声竟可达 1 3 0 d b 以上。 内燃机因内部结构的机械振动而产生的噪声是通过内燃机外表面以及与 柴油机外表面刚性连接的零部件振动向大气辐射的，因此叫做内燃机表面噪 声。内燃机表面噪声，按其机理可分为燃烧噪声和机械噪声。 燃烧噪声是由于气缸内周期性交化的气体压力的作用下而产生的，它主 要决定于燃烧方式和燃烧速度。 机械噪声是由于运动件之间以及运动件与固定件之间周期性变化的机械 作用力而产生的。它与激发力的大小，运动件的结构等因素有关。 过去人们对内燃机的噪声重视得不够，但随着对环境保护意识的逐步提 高，人们对噪声控制的重视也日益加强，同时设计具有低噪声的内燃机也日 益受到青睐。国外对内燃机的噪声控制已提出了更高的要求和限制，这使得 人们把控制内燃机的噪声提高到相当高的位置，减小噪声源，以及隔离噪声 等技术措施近年来得到很大的发展。 2 哈尔滨i ：稃人学硕十学位论文 1 3 机械噪声 图1 1 内燃机噪声分类 内燃机的机械噪声是指由于气体力和惯性力的作用，使运动零件越过配 合间隙产生冲击和振动而激发的噪声，主要有：活塞敲击噪声，齿轮啮合噪 声，配气机构噪声，轴承噪声，不平衡惯性力引起的机体振动和噪声。内燃 机机械噪声与其他机械的机械噪声一样，有一个重要的特征，就是与转速有 着非常密切的关系。低速运转时，机械噪声和其他噪声相比并不重要，但高 速运转时，机械噪声往往是主要的噪声源。 1 3 1 配气机构噪声产生机理 内燃机的配气机构通常是由凸轮、挺柱、推杆、摇臂、气门和气门弹簧 组成。它是由凸轮推动挺柱、推杆、摇臂最后压下气门完成打开进气或排气 气门，而由气门弹簧恢复气门的关闭状态。 内燃机配气机构噪声可分为气门杆与摇臂的撞击噪声、气门落座噪声、 哈尔滨i + 程人学硕七学位论文 链条噪声以及摩擦振动噪声等”。 1 气门杆与摇臂的撞击噪声 由于内燃机可达很高的工作温度，必须考虑配气机构各个传动零件的热 膨胀。未采用液压挺柱的配气机构中，常温下在气门杆与摇臂之间必须留有 气门间隙。开启气门时，摇臂越过气门间隙才能压迫气门杆运动，这就产生 了撞击，发出噪声。 2 气门落座噪声 打开的气门依靠弹簧的作用力回复到关闭状态。在这种强大的作用力下， 气门与气门座之问将产生撞击，发出噪声。 3 摩擦振动噪声 凸轮和挺柱之间在很大的正压力下相对滑移，因此存在很大的摩擦力。 这种摩擦力可激发起摩擦振动，从而产生噪声。 4 传动链噪声 发动机高速运行时，配气机构的各个零件可达很高的速度，而且方向变 换频繁，故其加速度甚高；可能出现传动链脱节现象，传动链脱节现象主要 发生在气门落座过程中。 正常情况下，凸轮转到一定角度，便开始了气门落座运动。此时，气门、 摇臂、推杆和挺柱都在气门弹簧的压力下作加速运动。为了使传动链不脱节， 当凸轮轴转速随发动机转速的提高而提高时，气门、摇臂、推杆和挺柱的加 速度也必须跟着提高。而这些加速度是由气门弹簧力产生的，其最大可能的 加速度受到气门弹簧刚度系数的限制。所以，如果凸轮轴转速过高，气门、 摇臂、推杆和挺柱的加速度会跟不上凸轮位置的改变，产生传动链脱节现象。 脱节后摇臂和气门上不再存在来自凸轮的作用力，气门完全在气门弹簧的压 力下落座，此时气门对气门座的撞击力比正常情况大得多，撞击噪声也很大。 1 3 2 影响配气机构噪声的因素及控制措施 1 润滑 良好的润滑能减少摩擦，降低摩擦噪声。内燃机怠速时凸轮与挺柱之间 的最小油膜厚度为2pi n ，凸轮转速越高，油膜越厚。所以内燃机高速运转时， 配气机构的摩擦振动和噪声就不是很突出了。 2 气门闯隙 4 哈尔滨- j 鼙人学硕士学位论文 减小气门日j 隙可减少摇臂与气门之问的撞击，但是气门i 日j 隙不能太小。 采用液力挺柱可以从根本上消除气门问隙，降低噪声。近年来还出现了气门 液压驱动系统，其噪声更低。 3 转速 配气机构噪声级随着发动机转速的增加而增加，总的趋势接近于正比关 系。 4 凸轮型线 通常凸轮设计首先考虑要满足运动学要求。但在此基础上必须考虑各种 动力因素的影响，对通过运动学设计的凸轮进行动力学修正，使气门能按理 想的规律运动。为了避免配气机构传动链脱节，应使凸轮的加速度曲线平滑。 反之，则噪声严重。 5 配气机构零件的刚度和重量 提高刚度可减少振动。提高弹簧刚度，可减少振动和传动链脱节。缩短 推杆长度是减轻系统重量、提高刚度的有效措施。顶置式凸轮轴取消了推杆， 对减小噪声特别有利0 1 。 。 1 3 3 气门落座噪声的控制 一般情况下气门在弹簧的作用下按照凸轮型线来运动，气门落座噪声并 不大，但是当转速很高时气门弹簧作用力提供的加速度跟不上凸轮型线的变 化时就会产生传动链脱节，气门在弹簧的作用下以很大的速度撞击气门座， 气门落座噪声就会很大，特别是气门、气门座的刚度不大时振动更大，噪声 级也更大。因此控制气门落座噪声应从以下几个方面着手。 1 选用性能优良的凸轮型线 常用的凸圆弧、凹圆弧和切线凸轮由于凸轮型线上曲率半径是不连续变 化的，将因为加速度突变而引起配气机构往复惯性力的突变，尤其在高速发 动机中将引起配气机构的跳动和振动，造成很大的噪声。目前，各种不同形 式的函数凸轮( 常用的有复合正弦抛物线函数凸轮、复合多项高次方凸轮、复 合低次方凸轮、n 次谐波凸轮及样条函数凸轮等) 获得了应用。在高速时，采 用n 次谐波凸轮效果较好，n 次谐波凸轮不易发生飞脱现象，几乎未出现配气 机构的冲击振动波形。从降噪效果来看，n 次谐波凸轮配气机构噪声比多项式 凸轮低“。 5 哈尔滨i ：程人学硕十学位论文 2 减轻驱动元件的质量 减轻质量可提高配气机构的固有频率，减小惯性力。在配气机构中，气 门对系统的固有频率影响最大，其次是推杆、摇臂等。但减轻质量往往要受 到多方面的限制，因此需要综合权衡。在配气机构中，缩短推杆的长度是减 轻系统质量，提高刚度的一项有效措施。对高速发动机，应力求把凸轮轴移 近气门，甚至取消推杆，即所谓上置式凸轮轴，这对减少配气机构噪声和改 善动力特性是有利的。 另外，从噪声传播途径上考虑，采用刚度大的气缸盏也能减少噪声向外 的辐射，起到降噪作用。 1 4 配气机构的发展状况 配气机构的任务是根据内燃机工况的需要适时适度地开闭进排气门，对 气缸进行换气。 目前广泛采用的是气门一凸轮式配气机构，它具有宜于保证气缸密封性的 优点。气门一凸轮式配气机构按气门布置形式分为侧置气门和项置气门机构。 顶置气门机构的内燃机充气系数较高，燃烧室比较紧凑，内燃机有较好的性 能指标，是侧置气门机构所不能达到的。 顶置气门机构又因凸轮轴的放置位置分成凸轮轴下置型和顶置凸轮轴 型。凸轮轴下置型又称推杆式项置气门型( d h v ) ，这种机构应用最广。绝大部 分柴油机采用这种类型。但这种机构高速运转时产生较大的惯性力和振动及 噪声，消耗较大的动力。目前的趋向是把凸轮轴放在气门上方，省去了推杆、 挺柱，称顶置凸轮轴型( o h c ) ；还有些机构将顶置凸轮轴放在气门室罩里，凸 轮直接作用于气门上，这种机构省去了摇臂，高速时气门工作良好，零件惯 性力极小，工作平稳。 随着工业技术的发展，对于柴油机来说，必须在原来的基础上改善燃料 的经济性，在部分负荷时改变配气定时，这就提高了对柴油机配气机构的要 求，也给配气机构的发展开辟了更大的空问。 6 哈尔滨i 稃人学硕十学位论文 1 4 1 配气机构的最新发展 1 多气门内燃机 早在本世纪2 0 年代初，多气门内燃机就已经出现了，但仅用于赛车，目 的是减轻捧气门的热负荷和机械负荷，但并未能在内燃机制造业得到推广。 随着经济和科学技术的发展，对内燃机的要求越来越高，多气门内燃机也应 势而出。1 9 8 4 年全世界有2 5 种多气门内燃机，1 9 8 9 年发展到1 2 5 种，其中 4 气门的占8 7 ( 1 0 8 种) ，3 气门的占1 l ( 1 7 种) 。到1 9 8 9 年，多气门内燃 机占有市场2 0 。现阶段利用多气门内燃机的目的主要是为了提高功率。多 气门内燃机优点很明显，如用2 个进气门取代1 个进气门，通断面加大3 0 - 3 5 以上，可大大改进充气系数；用2 个排气门，气缸扫气将大为改善。多气门 内燃机曲轴在中低转速范围内，扭矩一般比2 气门内燃机大1 0 一1 5 倍，在高 转速范围内大l o 一2 0 倍。多气门内燃机不仅可以提高内燃机功率，还可降低 燃油消耗，减少排气污染。 多气门内燃机的优越性是2 气门内燃机无法比拟的。世界各国的汽车拖 拉机用内燃机制造业都将转向多气门内燃杌的制造。由此可见，多气门配气 方式是配气机构发展的大势所趋“1 。 2 可变气门定时配气机构 众所周知，常规内燃机配气档位都是按内燃机性能要求，通过试验确定 某一转速和负荷条件下较为适合的配气相位，自然只对这一转速最为有利。 然而为了在更大的曲轴转速范围内提高功率指标，降低燃油消耗，现代多气 门内燃机气门开启相位、升程也可以改变，称作可变气门运动配气机构( w a ) 。 通过这套机构对配气过程的调节和控制，低、中转速时，活塞运动速度低， 气流动力学特性差，因而要求“缩小”相位重叠角，以减少工作混合气倒流， 保证低、中转速时扭矩曲线形状较好，可显著地降低燃油消耗率；在高速柴 油机中时，活塞运动速度快，气流动力学特性好，因而要求“放大”相位重 叠角，废气排放彻底，迸气量充分，可相应增加内燃机扭矩。显然，采用这 种机构，可以提高内燃机性能、降低污染、改善怠速性能。目前，市场上销 售的可变气门定时配气系统，大致可分成两种型式。一种是利用凸轮轴和定 时齿轮间相对角位移产生的相位差，使气门配气定时变化的机构，称“可变 凸轮相位的配气机构( v v t ) ”；另一种是分别使用具有不同专用轮廓的高速 哈尔滨i 程人学硕士学位论文 凸轮和低速凸轮的轮廓变化而使气门配气定时和升程发生变化的机构，称“可 变配气定时及气门升程的配气机构( w t v v l j ) ”1 。 3 无凸轮电液驱动配气机构 随着对内燃机燃油经济性和降低有害排放物的要求不断提高，迫使广大 内燃机设计人员寻求更多新式的配气机构。目前出现了无凸轮电液驱动配气 机构的内燃机。该内燃机的特点就是用电液驱动装置取代传统的机械式凸轮 轴来控制气门的运行，其最显著的优点是气门开启时刻的气门升程、开启持 续时间和气门在内燃机各个循环中的开启位置等可以相互独立。因此，在内 燃机的工作过程中，气门的运行参数是可变的，能实现内燃机配气机构在各 工况下均能以最佳参数运行，从而能优化内燃机燃油经济性、改善动力性和 降低排放。另外，与传统内燃机相比，采用无凸轮电液驱动配气机构的内燃 机还具有以下一些特别的优点： ( 1 ) 由于取消了凸轮轴及其相关零部件，从而简化了内燃机的结构，减 小了内燃机的重量和高度，使得内燃机结构更为紧凑，同时，增大了气门布 置的灵活性，使气门不再必须布置在与凸轮轴中心线相垂直的平面内，实现 了气门设计的柔性化，因而能使换气过程与燃烧室匹配得更好。 ( 2 ) 能灵活、单独、精确地控制气门的运行。气门运行参数包括气门定 时、气门开启持续时间、气门升程和气门运行速度以及工作频率。控制气门 的定时、开启持续时间、升程，除了能使换气过程更加完善，优化内燃机的 工作性能外，还有助于实现新概念的燃烧方式。例如，目前实现h c c i 燃烧方 式的一个重要途径就是利用适当的内部e g r 率，这就可以通过控制排气门的 定时来提供所需的内部e g r 率。控制气门运行速度，既可以减少磨损和冲击 噪声，又有助于缸内气流运动形式的实现。在多缸机上，在无需内燃机满负 荷工作的情况下，可以有选择地关闭部分气门以及变换气门的关闭频率，从 而依次关闭一部分气缸或者使其怠速运转，而又不让这些气缸冷却下来，从 而改善怠速稳定性。 ( 3 ) 可以通过改变气门定时来改变多燃料内燃机的有效压缩比，以适应 不同燃料的要求”1 。 4 液压挺柱配气机构 随着发动机向高速发展，为降低配气机构的振动和噪声，液压挺柱在配 气机构中的应用越来越广泛。液压挺柱配气机构实现了无间隙影响，在液压 挺柱机构中，气门杆身产生的热膨胀是由液压机构进行补偿的，所以也大大 8 哈尔滨i ：程人学硕十学位论文 减少了配气机构的撞击噪声。 1 5 本文主要工作 配气机构的机械噪声主要是由气门落座敲击气f 1 座传递到气缸盖表面形 成表面振动而产生的，为了计算4 1 0 2 b g 柴油机配气机构的噪声情况，本文主 要开展以下几个方面的工作：在考虑机构弹性变形的条件下，对柴油机配气 机构进行动力学计算；利用t y c o n 软件建立柴油机配气机构的仿真模型，求 出该柴油机在额定转速下配气机构各部件运转情况及气门落座冲击力曲线； 利用p r o e 软件建立4 1 0 2 b g 型柴油机气缸盖的三维模型，并对其进行相应的 简化后，利用a n s y s 软件对该有限元模型进行振动模态分析，初步了解其振 动特性；将气门落座敲击力和边界条件加载到所建立的气缸盖有限元模型上， 进行气缸盖的瞬态动力分析，得到气缸盖表面的振动特性；在瞬态分析的基 础上，将求解出的气缸盖表面加速度作为边界条件，在s y s n o i s e 软件中利用 无限元法计算4 1 0 2 1 3 ( 3 柴油机气缸盖表面的瞬态辐射声场，并对其特性进行分 析；为验证理论计算的正确性，本文搭建了4 1 0 2 b g 柴油机的实验台架，测量 出该型柴油机配气机构的运行特性及振动噪声情况；基于计算方法的正确性， 本文还对t b d 6 2 0 柴油机的机械噪声进行了预测。 9 哈尔滨i ：程人学硕士学位论文 第2 章4 1 0 2 b g 柴油机配气机构动力学计算 在考虑构件弹性变形的情况下，计算气门及其传动构件的实际运动情况 和受力情况是配气机构动力学计算的任务。动力学计算是根据作用在弹性系 统中各构件上的力的平衡关系，并考虑系统中的阻尼、间隙、脱离、落座等 各种因素，建立气门运动的微分方程来求解各种转速下气门的实际运动。根 据计算结果与气门运动规律实测的对比表明，只要动力计算模型选择恰当， 计算参数确定得合理，计算求得的气门运动和真实的气门运动可以相当地接 近。在商速发动机中，气门弹簧的颤振也常常是造成系统脱离、噪声及弹簧 断裂等问题的重要原因。多质量动力学计算可将气门弹簧考虑到质量弹性系 统中去，这样，将为深入地研究配气机构的运动，设计良好的凸轮轮廓线提 供了有效的方法。随着电子计算机的发展和应用，在配气机构的设计中，动 力学计算方法获得越来越多的采用。 2 1 配气机构动力学计算模型理论分析 完全体现配气机构全部特点的计算模型是非常复杂的。为了便于利用数 学公式计算配气机构的运动，需要将配气机构作必要的简化，建立配气机构 的动力学模型。简化模型必须选择恰当，才能获得可靠的计算结果。 柴油机最常用的气门布置形式为侧置式，如图2 1 所示。这种气门配气 机构的优点是燃烧室结构紧凑，可减小进、排气系统的阻力，但由于该种结 构整个传动链的零件较多，质量大因而惯性载荷较大。4 1 0 2 b g 型柴油机配气 机构采用的就是此种结构形式。 l o 哈尔滨l ：程人学硕十学位论文 图2 1 常用配气机构结构形式 对于该种配气机构可以将看作是一组无质量的弹簧和集中质量相互联系 组成的系统。在简化过程中，可以把位于挺柱一侧的构件质量和刚度，按能 量守恒转换到气门一侧。或者相反，把气门一侧的质量和刚度转换到挺柱一 侧”1 。 b ) 。 图2 2 配气机构动力学计算模型 图2 2 所示为具有推杆的顶置式气门配气机构动力学计算模型的简化过 程。其中a 为集中质量和无质量弹簧联系起来的三质量模型，b 为换算到气 门侧的三质量模型，c 为单质量模型。 哈尔滨一i ：程人学硕十学位论文 各模型中质量和弹簧刚度的计算如下： 1 在国a 所示的三质量模型中 毛- - - m v + 红+ 如+ 埘 ( 2 1 ) 式中： 尬气门质量( k g ) ； f 。弹簧上座及锁夹质量( k g ) ： m s 气门弹簧质量( k g ) ； 一换算到气门一侧的摇臂当量质量( k g ) 。 。= 去( k g ) ，气门摇臂的转动惯量( k g - 的； 0 气门侧摇臂的臂长( m ) 。 m 2 _ 1 m p ( 2 2 ) m i = 专m e + m r + 如 ( 2 3 ) 式中： 肘，推杆质量( k g ) ： 坼挺柱质量( k g ) ： 坼一凸轮轴的换算质量( k g ) 。 尸为气门弹簧刚度；墨为摇臂、摇臂轴及摇臂座的刚度，墨可用测量 法测取，也可用计算法求得；墨为推杆刚度，墨为凸轮轴的刚度，可按以 下公式计算； 蜀：掣( k g ( 2 4 ) 式中： 占推杆材料的弹性模数( k g s 2 m ) ； 一一推杆的横断面积； z 一推杆长度( m ) 。 墨= 溃告 - 5 哈尔滨 程人学硕十学位论文 式中： e 一凸轮轴材料的弹性模数( k g s 2 m ) ； ，一凸轮轴横断面的直径惯性矩( m 1 ) ； 一凸轮轴支承轴颈内端面之间的距离( m ) ； ，。挺柱中心线到支承轴颈的距离( m ) 。 2 在图b 所示的换算到气门一侧的三质量模型中 m ：= 了n i ；m i = 争；k ：= 争；k i = 争 鸩一换算到气门侧的 疋o m l 一换算到气门侧的m5 置换算到气门侧的推杆刚度； 局7 一换算到气门侧的凸轮轴刚度； f 气门驱动机构的传动比。 3 在图c 所示的单质量模型中 k o = j 1 = 1j 12霹1 i 2i 2 黾k 2 1 琏x ，jx 2 j x 1 ( 2 - 6 ) 膨= 坞+ ( 1 + 2 f 2 瓦k o 胖：v 瓦k o ，2 + m o 奢2 】 ( 2 _ 7 ) 式中： 蚝一配气机构刚度。 在4 1 0 2 b g 柴油机配气机构中，k , - - o 9 5 e 9n m ，蜀= 1 7 4 e 6n m ， 砭= 2 5 9 e 7n m 。k 民， 因此上式可舍弃含鲁的项，则上式可简化为 m = 鸩+ 鸠( f 鲁) 2 ( 2 8 ) 哈尔滨l 程人学硕十学位论文 2 2 单质量系统动力学计算 目前将图2 2 - c 的模型考虑阻尼、燃气作用力、气门座刚度、气门问隙 等因素后，就可成为图2 3 所示的单质量系统动力学计算模型。 图2 3 单质量系统简化模型 单质量动力学计算着重研究气门的运动，它把气门的运动用一个集中质 量m 的运动来描述，m 的一端通过刚度为k 的气门弹簧与气缸盖相连，而 另一端联结一假想的刚度为配的弹簧直接由当量凸轮控制，在气门运动时刚 度为瓦的气门弹簧保持系统的接触。砭为气门座刚度，d 0 、b 为内外阻 尼，g h 为气门间隙。 2 2 1 单质量系统气门运动微分方程式的建立m ，t “， 根据作用在质量肘上的力的平衡关系，即可建立气门的运动微分方程 式。作用在质量肘上的力有： 6 t f - 弹簧力= 墨( 吃+ z ) ，其中z 为气门弹簧初始压缩量； 配气机构弹性变形力= k ( 晦一一劢) ； 1 4 矿 t 爪个协1 眙尔滨i ：程人学硕七学位论文 配气机构外阻尼力= d l 华，它是存在于运动件与固定件之间的阻尼力： 配气机构内阻尼力= d o ( f 鲁一鲁) ，它是存在于运动件之间的阻尼力； 运动质量惯性力：肘篓拿。 根据气门受力平衡条件，可以得到运动微分方程如下： m d d 。f = ( 如一一赫) 一墨一 ( 柚) ( d i 鲁一d o ( f 鲁一一磊+ 岛( a z 一知) ) 式中： 膨整个配气机构换算到气门侧的集中质量5 瓦配气机构的刚度； d 0 配气机构的阻尼； 尼气门弹簧的刚度； 及气门弹簧的阻尼； 足，气门座刚度； z 气门座在气门弹簧预紧力作用下的初变形； i 摇臂比： e 气门弹簧预紧力。 在实际计算中，常用凸轮转角( d e g ) 为自变量，则 盟。盟塑；掰盟；眦堕 ( 2 1 0 ) d td ad t d 口d 口 争= 参剐c 2 鲁 防m 式中 廖一凸轮轴角速度5 札一凸轮轴转速。 触誓= 6 c 老 将上述公式代入平衡方程式可得： 哈尔滨l ：程人学硕七学位论文 膨等2 霹l ( k 慨一硎一讯 ( 2 1 2 ) - 6 ( q 老一喇亳一等) ) - 磊+ 屹( 心一缸) ) 2 2 2 计算条件的确定 1 气门开启条件 由于常用的配气机构都留有气门间隙，故当气门问隙未被消除时，即微 分方程中的如一撕 0 ，气门还处于关闭状态。由气门间隙值来确定气门开启 时的凸轮转角，以此来了解气门的开启情况。 2 气门落座条件 凸轮转动引起挺柱和推杆的上升运动，首先消除气门问隙，然后才使气 门升起，当气门升程砧小于气门座初变形z 时，气门仍未离座，升程逐渐 增加，当k = a z 时，气门才真正开启，因此z 一0 是判断气门落座的 条件。在气门开启后，微分方程中 五( a z 一) 一项即成为0 。根据落座条件， 可以算出气门实际的开启和关闭时间。 3 气门产生反跳条件 在气门关闭后，根据落座条件，可以得到气门反跳的情况，如重新出现 a z 一毛 0 则说明气门产生反跳。 气门反跳过程是气门冲击能量的释放过程，一部份为气门和气门座的弹 性变形及加以恢复的能量，另一部分为气门在冲击反力作用下克服弹簧力跳 起又关闭的能量。气门反跳过程也是冲击反力大于弹簧预紧力的表现。 2 2 3 微分方程的求解 式( 2 1 2 ) 是一个关于未知函数屯的二阶常微分方程，它有无穷多个解。 为了得到确定的气门升程函数屯，还需补充以下两个初始条件，即在对应于 气门舳u 打开的一瞬问劈= ，酬。嘞= 凳l o 为了计算和分析问题的方便，引进一个新的未知函数z ( 口) 来代替毛，它 1 6 和的关系式为z ( 口) = 坼( a ) - h r ( a ) ”1 9 1 。 这时就由( 2 - 1 2 ) 导出z ( 口) 应满足的微分方程： 3 6 啦雩笋删( d o + d 1 ) 警蝇母哪 ( 2 - 1 3 ) = 3 6 犯2 肘! 若誊尘+ 6 m d l 堕瓮笋+ f ( 五+ 岛珥( 一跚一塌+ 心a z 上式右边是口的己知函数，可记为砍口) 。 如果记蔓；掣：“( 功，并把它也当作一个未知函数，那么就可以把二阶方程 改写为关于未知函数z ( 功和“( 功的一阶微分方程组： i ! 堕! 盟：兰丝! 刍垒巡盟二! 坠虽二垒2 兰! 型丛生 j d a 3 6 n c 2 m ( 2 1 4 ) id z 3 _ ，_ 2 ：“( 功 初始条件则为 z o 圳，= 剑d a l 。嘞 对于( 2 1 4 ) 式，本文利用欧拉法进行求解，并利用m a t l a b 软件编制相 关程序进行求解，程序框图如下： 哈尔滨j i 程人学硕十学位论文 2 ，2 4 凸轮型线的计算 图2 4 程序框图 4 1 0 2 b g 型柴油机的凸轮属于复合正弦抛物线函数凸轮，简称f b ：型凸轮。 图2 5f 型凸轮加速度曲线 哈尔滨i ：程人学硕七学 守论文 j i i i _ 目i ；i i i 目；i 目i i i i e i i i j i i i ；i i j i i ；i i ；i i i j i ；j i i i i ；i i i i i ；i i ；_ 该函数凸轮的加速度曲线根据函数表达式的不同可分为5 段。f 眈型函数 凸轮的参数有k ，i n , m ，。图2 5 为半个工作段范围内的加速度曲线，从图中 可以看出，q 一岛把半个工作段分为5 段“”“，则 ( 口) = + 4 + 4 ( 口一嘞) 一4s i a ( t ( a - a o ) ) ，o + a os 口s q + ( 2 一1 5 ) 吻 _ i l ( 口) = + 4 + 4 位一嘞) 一4 以一a o ) 2 ，q + s 口呸+ 喁 ( 2 1 6 ) ( 功= + 4 + 4 位一) 一4 s i n ( n ( a - a o ) ) ，哆+ 口锡+ ( 2 1 7 ) 屹 _ j l ( = + 4 + 4 。( 口一喁) + 4 l s i n ( 、x ( 1 a h - a ；- ) ，j ，吃+ o t a 4 + a o ( 2 1 8 ) a c k 0 6 ) ( 口) = + 4 3 ( 口一) + 4 4 ( 窿一a o ) 2 ， a 1 4 + a 0 a a 5 + a o ( 2 1 9 ) 兵甲： 为半个工作段的凸轮转角，为缓冲段的凸轮转角，均为已知量。 丐= ：备；q = 七吗；呸= 吗一q ；= 吗+ 码( 岛一吗) 4 2 意；a t 4 = a 2 丘：监+ ! ：! 丝 彩( 一) = 0 5 x 3 1 4 4 ( 尚2 蛳q a o ) ( a , 刮 4 ：生：! 垒塑：! ! 终= 鱼2 丛鱼二亟塑 洲( 呸一a o ) l ( a , 一” 4 ；4 一坐坐掣竺导幽一2 - a ( a , 一) 吗一j 。 4 = 4 ( q 一) 一a 2s i n ( 3 1 4 ( 瞒一a o ) ( a 3 一”一4 ( q 一) 2 4 ( 嘶- a o ) 4 = 4 + 2 4 ( 呸吲+ 器c o 州4 ( 呸一酬( 吗一嘞) ) 如= - 2 ( 一) 4 1 = - 8 4 。( 口一c 矗) 2 3 1 4 2 1 9 哈尔滨【：稃人学硕士学位论文 4 0 = 4 3 + 2 4 4 ( 6 k a o ) 4 2 = 日+ 4 ( 如一a o ) 2 4 = ：+ 4 ，( 一) + 以( 一) 。一4 。( q 一) 一4 4 = 4 + ( 4 。一4 ) ( 吗一) 砰一工作段全升程； b r 缓冲段全升程； 缓冲段末段速度； 印凸轮轴转动角速度。 2 2 5 计算结果分析 利用编制程序计算，主要得出凸轮、气门的运动特性，将计算凸轮的运 动计算结果和4 1 0 2 b g 柴油机图纸给定数据进行比较，验证模型及程序的正确 性。主要计算数据如下表所示： 表2 1 基本数据 摇臂比1 5 5 气门间隙 0 4 - o e m 缓冲段全升程 0 2 4 e 一3 m 缓冲段包角 2 4 。 凸轮型线类型复合函数凸轮k = o 2 4 ，f 2 4 0 】= 0 2 0 工作段全升程8 2 0 e - 3 m工作段包角 1 4 f 由图纸给定的凸轮参数计算得出的凸轮运动特性曲线( 升程曲线，速度 曲线及加速度曲线) 和利用l l a t l a b 软件编制程序计算得出的凸轮运动特性曲 线做出误差曲线，如图2 6 ，2 7 及2 8 所示： 哈尔滨鼙人学硕十学位论文 图2 6 凸轮升程误差曲线 图2 7 凸轮速度误差曲线 哈尔滨i i 犟人学硕士学位论文 图2 8 凸轮加速度误差陷线 从升程误差曲线，速度误差曲线及加速度误差曲线中可以看出，相对于 每种运动特性来说，误差很小。这说明本章建立的数学模型是正确的。 基于此程序，可得到气门运动特性曲线： 图2 9 气门升程曲线 哈尔滨1 程人学硕十学位论文 图2 1 0 气门速度曲线 图2 1 l 气门加速度曲线 图2 9 、2 1 0 、2 1 1 分别是利用单质量动力学系统对4 1 0 2 8 6 柴油机配气 机构进行动力学计算时得出的气门升程、气门速度和气门加速度曲线，从速 度和加速度曲线可以看出，气门的运动存在一定的振动。 哈尔滨r 程人学硕七学位论文 2 3 多质量系统动力学计算 通过单自由度模型的动力学计算，可以在考虑到弹性变形的情况下算出 气门的运动规律，这比刚体假设下的运动学计算前进了一大步。但是，单自 由度模型毕竟是一种大大简化了的模型，与实际情况仍有一定的出入。而且 它只能从总体上反映气门运动的大致规律，如要了解配气机构各元件的运动 情况，特别是了解气门弹簧颤振的情况时，需将配气机构作为多质量系统进 行计算。多质量系统计算模型如下图所示1 ： 图2 1 2 多质量系统简化模型 2 3 1 多质量系统振动微分方程的建立 根据力的平衡条件，可得配气机构运动微分方程组为 m 鲁= k ( 如枷一墨( 瑚+ d l e 一_ d 2 e 一鲁) 鸩- d j 2 v 如= ( 岛一 2 ) 一玛魄一呜一砌) + 砬净d t 一一皿。鲁一争 ( 2 - 2 0 ) ( 2 - 2 1 ) 喻尔滨i ：程大学硕十学位论文 m 3 等争= 墨( 啦一玛一跚) - k z ( 一岛) + d 3 ( f 鲁一 ( 2 2 2 ) 在上图所示的简化模型图中，如果要考虑气门弹簧的运动情况，可添加 弹簧单元质量。 其中： m l = m f + 2 f 3 mp m 2 = 1 3 m ， m 2 m y + m “ 。云 肘，挺柱质量； 膨，推杆质量： m r 气门质量； 膨。一换算到气门侧的摇臂当量质量； ，t 气门侧摇臂的臂长； f 气门摇臂的转动惯量。 2 3 2 初始条件的确立 要确定初始条件又牵涉到气门何时开启的问题，由于现在采用的是多自 由度模型，需要更加细致地分析这个问题，我们分三个阶段来考虑配气机构 中各质量的运动。 第一阶段：挺柱开始上升，推杆、摇臂也随之运动，但摇臂顶头尚未与 气门接触，即气门间隙未填满。 在第一阶段中，一般将挺柱离开凸轮基圆开始上升的一瞬间取为计算起 点，此时相应的凸轮轴转角为0 ，在此阶段中，因间隙尚未填满，故气门以 下各质量均保持静止，推杆和挺柱是运动的，但因此时不需要考虑机构受压 引起的弹性变形，所以认为凸轮、挺柱和推杆是刚性运动。 第二阶段：摇臂顶头和气门已接触，机构开始受到压缩，但气门尚未开 启。此时气门问隙已消失，而挺柱继续上升，故配气机构受到压缩，气门受 到弹性恢复力和阻尼力，但此二力之和尚未超过气门弹簧预紧力，故气门仍 不能开启。此时弹簧以下各质量仍保持静止，但因气门弹簧均已受到压缩， 2 5 哈尔滨l ：程人学硕七学位论文 i l l 故挺柱和推轩的运动不能再用运动学计算，而应考虑弹性变形。 第三阶段：气门开启以后( 从气门开启至落座及以后的反跳均包括在内) ， 气门受到的向下作用力已大于向上的作用力，故气门开始向下运动，此时所 有的质量均进入运动状态。 针对多质量系统模型，利用m a t l a b 软件编程计算出凸轮、挺柱、推杆和 气门的运动特性。 图2 1 3 多质量系统各部件的升程曲线 图2 1 4 多质量系统各部件的速度曲线 哈尔滨j ：程人学硕七学位论文 图2 1 5 多质量系统各部件的加速度曲线 图2 1 3 ，图2 1 4 ，图2 1 5 是多质量系统中各部件的运动特性曲线。从 图中可以看出，凸轮、挺柱和推杆的运动特性十分接近，但是都存在着程度 不同的振动现象。 2 4 气门与气门座的冲