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0f9ee38c84868762caaed5e9
哈尔滨工业大学工学硕士学位论文
m）N=2800r/min计算值 m）calculation of N=2800r/min
n）N=3200r/min计算值 n）calculation of N=3200r/min
图3-5 落座冲击力实测值与计算值对比曲线
Fig． 3-5 curve of valve seated force measurement compare with calculation
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3.5.3 气门落座冲击力峰值与凸轮轴转速、气门间隙的关系
图3-6为计算6102发动机气门落座冲击力峰值F随凸轮轴转速n变化关系曲线，计算中根据6102发动机的实际工作情况选取气门间隙为0．2mm（发动机处于热态工况下）。
图3-6 F—n关系曲线
Fig． 3-6 relational curve between F and n
图3-7 F—θ关系曲线
Fig． 3-7 relational curve between F and θ
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由曲线分析可得如下结论：
1.气门落座冲击力峰值随凸轮轴转速增大而不断增大是曲线的基本规律，而且增加幅度亦随着转速的提高而增大。当转速低于2600r/min时，气门落座冲击力峰值随凸轮轴转速的变化非常缓慢，而且其数值也较小，始终低于800牛顿；当凸轮轴转速大于2600r/min再继续增大时，气门落座冲击力峰值开始随凸轮轴转速的增大而急剧增大，由图中可见，当凸轮轴转速从2600r/min增大到3000r/min时，气门落座冲击力峰值从700N迅速增大到5700N。这种使冲击力发生突变的转速应被视为发动机的极限转速，超过这一转速时，配气机构的工作将变得不稳定，容易给整机造成较大的损害。因而，在发动机的设计过程中，就应注意到高速工况时这种过大的落座冲击力的影响，使发动机的设计转速尽量低于发生冲击力剧变的转速范围。通过多质量动力学计算可以找到这一极限转速，给发动机设计工作者提供指导。
2.当凸轮轴转速低于2600r/min时，气门落座冲击力峰值基本稳定在较小的数值范围内，这说明配气机构处于稳定工作状态，机构运转平稳。试验台设计转速为1600r/min，因而在整个工作区间内都能保证配气机构的正常运转。
图3-7为试验台配气机构气门落座冲击力峰值随气门间隙的变化曲线（不考虑机构中的液压调节器），凸轮轴转速为1600r/min。分析曲线变化规律可得如下结论：
气门间隙在0～0.465范围内变动时，气门落座冲击力峰值变化不大，基本恒定在600N左右，随着气门间隙的进一步增大，则落座冲击力峰值将开始急剧增大，基本按直线规律上升。当气门间隙从0.465变化到1时，气门落座冲击力峰值从660N迅速增大到2090N。这一现象说明，气门间隙存在一最大允许极限值，当气门间隙超过这一极限值后，气门落座冲击力将急剧增大，气门副冲击疲劳磨损状况迅速恶化，配气机构的工作寿命将大大降低。通过模拟计算可以求出极限气门间隙数值，从而指导配气机构的设计工作和气门间隙的合理选取。另外，从曲线中还可看出，气门冲击力峰值随气门间隙增大而直线增大的总规律是一定的，但在其变化过程中仍存在一定的波动现象，这很可能是由于在不同的气门间隙条件下，配气机构的总刚度是不同的，因而产生的局部共振效应而引起的。
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3.6 本章小结
本章中应用了第二章所建立的动力学模型，实际分析了发动机的配气机构，得出了气门落座冲击力与转速及气门间隙的变化关系，以及气门升程、速度、加速度的变化规律。实测结果验证了理论计算结果的正确性。
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