液压挺柱配气机构动力学模型计算的研究

文章编号:

1000-0925(2002)03-058-03

230059

液压挺柱配气机构动力学模型计算的研究曹卫彬1,梁安波2,李江全1(1.石河子大学机械电气工程学院,石河子832003;2.莱阳农学院)

StudiesonDynamicAnalysisModelCalculationofHydraulicTappetValveTrain

CaoWeibin1,LiangAnbo2,LiJiangquan1(1.MechanicalandElectricalEngineeringCollege,ShiheziUniversity,XinjiangShihezi832003;

2.LaiyangAgriculturalCollege)

Abstract

ForthehydraulictappetvalvetrainofBN489Qpetrolengine,accordingtotheneedofanalyz2

ingandresearching,dynamicanalysismodelisestablishedbymeansoftwomassmethodinthispaper.Onthebaseoftheknownstiffnessvalveanddampingvalueofhydraulictappetaswellasotherstructureparameters,thedynamicstaterespondsofhydraulictappetvalvetrainarecalculatedbymeansofRunge-Kuttamathematicsanalysismethod.Thecalculationresultsnearlyagreewiththeexperimentalones,andthecausesoferrorsaresimplyanalyzedinthispaper.

摘要　针对BN489Q汽油机的液压挺柱配气机构,根据分析研究需要,经假设建立了二质量动力学分析计算模型。利用作者通过试验测取的随发动机凸轮轴转速的变化规律的液压挺柱刚度值、阻尼值及配气机构等其它结构参数,对模型微分方程降阶用四阶龙格—库塔数值法编程计算出液压挺柱配气机构的动态响应。计算结果与实测结果基本一致,并简要分析了二质量动力学模型计算结果与实测结果相比较误差产生的原因。关键词:动力学;模型;配气机构;内燃机KeyWords:Dynamic;Model;ValveTrain;ICEngine中图分类号:TK413.4 文献标识码:A

1　概述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。为分析液压挺柱对配气机构动力特性的影响,

有必要建立液压挺柱配气机构动力学计算模型,分析研究其机构动力特性及影响因素。

2　质量模型的建立2.1　模型建立的依据模型的建立一般是根据配气机构的结构特点、分析研究的目的和计算精度等要求而定。对于配气机构动力学计算采用何种模型更为合适,在国内

外也存在着不同的看法。英国Ricardo公司长期以来一直采用比较复杂的多质量模型,而D.Tesar和M.P.Koster等则认为不必如此复杂。M.P.Koster指出,为了分析影响气门动态响应的主要因素,采用单质量模型已足够了。本文所研究的BN489Q

汽油机配气机构(如图1所示),主要是分析液压挺柱刚度值阻尼值的变化规律对配气机构动力特性的影响。有关液压挺柱对配气机构动力特性的影响,除了分析气门处的响应外,还要分析液压挺柱与推杆接触点的运动规律。为分析问题方便和模型求解方程的简单,在此采用二质量动力学计算机模型。

收稿日期:2001-10-29

作者简介:曹卫彬(1959-),男,博士,副教授,主要研究方向为汽车拖拉机发动机节能监控系统

第23卷(2002)第3期内　燃　机　工　程　

NeiranjiGongcheng

Vol.23(2002)No.3图1　液压挺柱配气机构简图2.2　二质量模型的建立过程为计算分析问题方便,动力学模型是在以下几点假设条件的基础上建立的:

(1)每一个运动循环与前一个运动循环无关

当气门关闭时,其推杆、挺柱及摇臂完全卸载,

振动明显衰减。凸轮轴的刚度通常是配气机构刚度的二十多倍[3],可以认为其振动也是明显衰减

的。本文所研究的配气机构中的气门弹簧采用了阻尼器,所以气门弹簧的振动也视为明显衰减。这样在研究配气机构动力学时,只研究气门升起至降落一次的运动就可以了。(2)忽略凸轮轴的振动

因凸轮轴采用全支承,所以可视为完全刚性,

忽略其振动。(3)理论计算只到气门落座为止,气门座视为

完全刚性。(4)因讨论对象为进气门,气门所受燃气压力

为零。在上述假设条件下,得出如图2所示的二质量动力学分析计算模型简图。该模型是将配气机构简化为两个集中当量质量M1和M2。其中,M1的液压挺柱质量成分是挺柱体内柱塞部分等的质量,

经实测约占整个挺柱质量的2/7。其中摇臂轴凸轮一侧的质量、刚度和阻尼都应换算为相应的当量质

量、当量刚度和当量阻尼,换算关系为:M=M′/

i2,K=K′/i2,C=C′/i2。以M′,K′和C′分别

表示凸轮一侧的质量、刚度和阻尼;i为摇臂比(摇臂比采用随凸轮轴转角的变化值)。两个换算到气门侧的集中质量M1和M2分别为:

M1=2mt/(7i2)+mp/(2i2)

M2=mv+mz+ms/3+mr+mp/(2i2)

其中　mp———推杆质量mv

———气门质量

mt

———挺柱质量

mz

———气门弹簧紧固件质量

ms

———气门弹簧质量

mr

———摇臂当量质量

图2　二质量动力学模型简图3　二质量动力学模型微分方程3.1　机构正常工作情况时3.1.1　第一阶段在这一阶段机构的变形力小于气门弹簧预紧力,气门不运动,即位移、速度和加速度为零。通过受力分析推导出集中质量M1和M2的微分方程组为:

　¨Z1=1M1ω2(k2Z2+C2ω󰂻Z2-k1Z1-C1ω󰂻Z

1)+

¨

X

¨Z

2=

1

M1

ω2

k1Z1+C1ω󰂻Z1-k2Z2-C2ω󰂻Z2

-1M2ω2i(k2Z2+C2ω󰂻Z2-F

0

)

・95・　2002年第3期 内　燃　机　工　程本阶段的计算终止判据为:k2Z2+C2ω󰂻Z2≥F03.1.2　第二阶段当机构的变形力大于或等于气门弹簧预紧力时,气门开始运动。此阶段的初始条件为第一阶段结束的计算结果。由M1,M2的微分方程联立得微分方程组:　¨Z1=1M1ω2(k2Z2+C2ω󰂻Z2-k1Z1-C1ω󰂻Z1)+¨X¨Z2=1M1ω2(k1Z1+C1ω󰂻Z1-k2Z2-C2ω󰂻Z2)-1M2ω2i　[k2Z2+C2ω󰂻Z2-k3(X-Z1-Z2)i　-C3ω(󰂻X-󰂻Z-󰂻Z)・i-F0]其中Y1=X-Z1;Y2=(X-Z1-Z2)i󰂻Y1=󰂻X-󰂻Z1;󰂻Y2=(󰂻X-󰂻Z1-󰂻Z2)i¨Y1=¨X-¨Z1;¨Y2=(¨X-¨Z1-¨Z2)i3.2　机构发生飞脱情况时根据前面的假定条件和液压挺柱的工作特点,只讨论推杆与挺柱间发生飞脱的可能性。因系统为一个弹性体,只承受压力,不承受拉力,因此,飞脱条件为:Z1≤0实际上飞脱只能发生在负加速段,此时推杆与挺柱的接触条件被破坏。飞脱时的微分方程组为:¨Z1=1M1ω2(k1Z1+C1ω󰂻Z1)+¨X¨Z2=1M1ω2(k1Z1+C1ω󰂻Z1)-1M2ω2i[k2Z2+C2ω󰂻Z2-k3(X-Z1-Z2)・i-C3ω(󰂻X-󰂻Z1-󰂻Z2)・i-F0]飞脱后又重新接触,这一过程按碰撞处理。设接触前挺柱上端的速度与凸轮型线运动速度相同,即为X,推杆的速度为Y2,接触后的速度投均为Y2′。根据动量守恒原理,有:Y2′=2mt7i2󰂻X+M2󰂻Y22mt/7i2+M2上面均为二阶常微分方程组,降阶后可用四阶龙格—库数值法进行求解。计算起点为凸轮离开基圆的瞬间,设积分步长h=0.5。

4　BN489Q汽油机配气机构动力学计算结果根据所建立的微分方程和对BN489Q汽油机配气机构实测确定的各参数(详见参考文献[4～6]),编程计算出该机构的动态响应结果,其配气机构气门端的动力学特性计算结果与实测结果(测点位置在推杆下端接近液压挺柱处和气门弹簧上端卡座处,详见文献[5]比较曲线如图3(最大扭矩工况1200r/min凸轮轴转速)和图4(最大功率工况2400r/min凸轮轴转速)所示。为便于分析比较,也列出相应的计算与实测动力学特性主要数据,见表1。

表1　理论计算与实测动力特性主要参数对照表

转速项目最大加速度(m/s2)最大速度(m/s)上升段下降段上升段下降段最大负加速度(m/s2)落座速度(m/s)最大升程(mm)

1200r/min

动测值15457672.47-1.824-989-0.0779.41459

计算值17697812.16-1.843-894-0.0659.49515

误差值14.5%1.83%-12.5%-1.08%9.6%15.5%1%

2400r/min

动测值637835385.554-5.401-3548-0.579.57773

计算值580539045.284-5.304-4129-0.5769.9404

误差值-8.9%10.3%-4.8%-1.8%16.4%1%3.8%

图3　凸轮轴转速1200r/min时的比较曲线图———计算 ・—・测试

5　动力学计算结果从比较曲线图与数据表上看,模型建立、编程计算和机构参数确定都基本正确。(下转第63页)　

・06・内　燃　机　工　程 2002年第3期