Выявление резервов по снижению нагруженности клапанного привода двс на основе совершенствования его математической модели

На правах рукописи

ФЁДОРОВ Николай Николаевич ВЫЯВЛЕНИЕ РЕЗЕРВОВ ПО СНИЖЕНИЮ НАГРУЖЕННОСТИ КЛАПАННОГО ПРИВОДА ДВС НА ОСНОВЕ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ЕГО МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ 05.04.02 - Тепловые двигатели

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Волгоград – 2013

Работа выполнена на кафедре «Автотракторные двигатели» в Волгоградском го сударственном техническом университете Научный руководитель доктор технических наук, профессор Васильев Александр Викторович.

Официальные оппоненты: Гребенников Александр Сергеевич, доктор технических наук, доцент, Саратовский государственный технический университет имени Гагарина Ю.А., кафедра «Автомобили и автомобильное хозяйство», профессор;

Дивинский Евгений Аркадьевич, кандидат технических наук, ОАО «ЦКБ «Титан», заместитель начальника отдела.

Ведущая организация ФГБОУ ВПО Астраханский государственный технический университет.

Защита состоится « 11 » октября 2013 г. в 1000 часов на заседании диссерта ционного совета Д 212.028.03 созданного на базе Волгоградского государственно го технического университета, расположенного по адресу: 400005, г. Волгоград, проспект им. В.И. Ленина, 28, ауд. 209.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Волгоградского государ ственного технического университета.

Автореферат разослан « » 2013г.

Учёный секретарь диссертационного совета Ожогин Виктор Александрович !Ошибка в формуле

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Механизм газораспределения (МГР) является одним из наиболее ответственных и нагруженных устройств двигателя внутреннего сгора ния (ДВС). Разработка конструкции клапанного механизма ДВС и оценка его на груженности представляет собой сложную задачу, что связано с его работой в ус ловиях постоянно изменяющихся скоростных и нагрузочных режимов. Кроме то го, наличие упругих звеньев в кинематической цепи привода, деформирующихся при передаче движения клапану, переменный характер их нагружения, а также возникающие напряжения сжатия, растяжения, изгиба и кручения в системе сни жают надёжность деталей. Это явление наиболее ярко проявляется в клапанной пружине, которая обладает наименьшей, по сравнению с другими деталями кла панного привода, жёсткостью и наименьшей собственной частотой колебаний.

Резонансные режимы работы ДВС (по отношению к собственной частоте клапан ной пружины) сопровождаются ростом напряжений в клапанной пружине, кото рые сказываются не только на напряжённом состоянии самой пружины, но и мо гут явиться причиной неудовлетворительной работы всего клапанного привода.

В связи с этим представляется актуальной разработка универсальной мате матической модели, которая позволяла бы более точно оценить влияние вибрации клапанных пружин на нагруженность клапанного привода и наиболее точно опи сать происходящие в МГР процессы.

Для определения работоспособности и нагруженности МГР широко используется математическое моделирование. Это позволяет с минимальными затратами времени и средств выбирать оптимальные значения конструктивных, технологических параметров и характеристик МГР при его проектировании и доводке. Однако существующие математи ческие модели не в полной мере отражают особенности работы ряда клапанных механиз мов, в частности не позволяют достоверно оценивать нагруженность клапанных пружин.

Это приводит к снижению адекватности моделей и точности получаемых результатов.

Одним из возможных способов повышения достоверности получаемых результатов является совершенствование математической модели динамики МГР путём использова ния различных методов представления клапанных пружин в зависимости от режима рабо ты ДВС. Следует отметить, что, несмотря на многообразие и сложность существующих методов представления элементов МГР, такой подход позволяет получить адекватные ре зультаты, максимально сохраняя при этом простоту модели и позволяя оперативно вно сить изменения в структуру расчётной схемы. Все сказанное выше определяет актуаль ность выполненных исследований.

Цель работы. Выявление резервов по снижению нагруженности МГР ДВС по средством совершенствования его математической модели.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1) Впервые предложен метод моделирования динамики МГР ДВС, основанный на совместном использовании двух видов моделей: представление деталей в виде дискретных масс, связанных невесомыми пружинами, и моделирование пру жин в виде эквивалентного стержня с распределёнными параметрами и внеш ним трением.

2) Предложена методика определения усилия трения, развиваемого пружинным демпфером в клапанной пружине, при использовании модели эквивалентного стержня. Также оценена эффективность применения демпфера, которая выража ется в снижении вибраций клапанных пружин и нагруженности МГР.

3) На примере двигателя ВАЗ показано, что предлагаемая методика позволяет по высить адекватность математической модели динамики МГР в диапазоне час тот вращения распределительного вала 1538…2100 об/мин.

Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловливаются использованием фундаментальных уравнений математики и законов механики, обосно ванностью допущений, принятых при разработке расчётных моделей, высокой сходимо стью результатов расчётов и экспериментальных данных, а также согласованностью с из вестными результатами исследований других авторов.

Практическая ценность работы состоит в следующем:

1) Разработаны алгоритм и программное обеспечение для моделирования дина мики МГР, позволяющие вариативно представлять клапанные пружины и бо лее точно учитывать влияние их вибраций на динамику МГР.

2) На примере моделирования динамики МГР двигателя ВАЗ показано, что путём представления клапанных пружин в виде эквивалентных стержней можно не только адекватно оценить нагруженность самих клапанных пружин, но и по высить достоверность оценки величины усилия, действующего на клапан со стороны толкателя для высокооборотных ДВС.

3) Исследована эффективность применения фрикционного демпфера клапанной пружины на примере МГР высокооборотного двигателя. Показана возмож ность повышения предельной частоты вращения клапанного привода при ис пользовании демпфера клапанной пружины.

4) Разработана методика экспериментального исследования динамики клапанных пружин привода МГР поршневого двигателя с помощью высокоскоростной киносъёмки.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на ІV ре гиональной конференции молодых исследователей Волгоградской области (Вол гоград, 2009);

на 45–50 ежегодных научно-практических конференциях ВолгГТУ (Волгоград, 2008–2013);

на Международной научно-практической конференции «Прогресс транспортных средств и систем-2009 (ПТСС-2009)» (Волгоград, 2009);

на Международной научно-практической конференции «Современные направления тео ретических и прикладных исследований 2010» (Одесса, 2010);

на Всероссийской научно практической конференции с международным участием «Современные железные дороги:

достижения, проблемы, образование» (Волгоград, 2012);

на 25 и 26 Международном на учно-техническом семинаре им. В.В. Михайлова «Проблемы экономичности и эксплуата ции тракторной техники» (Саратов, 2012–2013).

Публикации. По материалам работы опубликовано 9 печатных работ, включая статьи, входящих в перечень изданий, рекомендуемых ВАК РФ по кандидатским и док торским диссертациям.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, ос новных результатов и выводов, списка литературы. Объём диссертации составляет страниц, включая 47 рисунков, 8 таблиц, а также список литературы из 162 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проведения работ, направленных на повы шение достоверности получаемых результатов при моделировании динамики МГР, а так же на выявление резервов по снижению его нагруженности. Кроме того, дана общая ха рактеристика диссертационной работы.

В первой главе проведен анализ влияния различных факторов на показатели МГР, его работоспособность, динамику и нагруженность;

кратко обозначены основные пробле мы в МГР современных двигателей, связанные с износом деталей, ударными нагрузками, колебательными процессами, и описаны пути их решения. Данные вопросы рассматрива лись в работах Абраменко Ю.Е., Бидермана В.Л., Братченко А.В., Воробьёва Ю.В., Дмитриева С.Ю., Корчемного Л.В., Cardona A., Carlini A., Choi, T. D., De Wilde E.

F., Heisler H., Husselman M., Jeon H.S, Kosugi T., Kushwaha M., Mosier R. G., Nor ton R. L., Park K.J., Rivola A., Seino T., Teodorescu M., Turlay J.D. и др.

Проведён обзор используемых в настоящее время различных по структуре динами ческих моделей МГР поршневых ДВС с различным представлением в них клапанных пружин (одно-, двух-, многомассовые модели;

модель эквивалентного стержня;

конечно элементный метод представления);

рассмотрены достоинства и недостатки существую щих схем. Вопросами динамического моделирования клапанных пружин в разное время занимались такие учёные, как Афанасьев В.Г., Белолипецкая Л.И., Ивлев В.П., Кор чемный Л.В., Синельников Л.Н., Akiba K., Barkan P., Arthur H. Burr, Chen F.Y., Dresner T.L., Pisano A.P., Seidlitz S., Husselman M., Matsuda T., Mendez-Adriani J.A., Meyer J., Mills J.K., Norton R.L., Ortmann C., Philips P.J., Paradorn V., Schamel A.R., Scovbjerg H. и др.

Отмечено, что наряду с многообразием существующих методов исследователями ещё не было предложено универсальной модели, позволяющей сочетать достоинства всех вышеприведённых расчётных схем.

На основе проведенного анализа состояния проблемы были сформулированы сле дующие задачи исследования:

1. Разработать обобщенный метод моделирования динамики МГР, позволяющий моделировать клапанные пружины различными способами.

2. Разработать методику и провести экспериментальное исследование динамики рычажного МГР, направленные на определение нагруженности клапанного привода и по вышение адекватности математической модели динамики клапанного привода.

3. На основе предложенного метода моделирования динамики газораспредели тельного механизма проанализировать влияние на динамику привода колебаний витков клапанных пружин и оценить адекватность математической модели.

4. На основе разработанного метода оценить динамические качества МГР и иссле довать резервы по снижению его нагруженности и повышению его работоспособности.

Во второй главе рассмотрен метод моделирования динамики клапанного привода, позволяющий вариативно представлять клапанные пружины.

В основе разработанного метода моделирования динамики МГР лежит обобщённая математическая модель, разработанная на кафедре “Автотракторные двигатели” ВолгГТУ. Дифференциальные уравнения движения системы, состоящей из N сосредото ченных масс, соединённых упругими связями и моделирующих колебания деталей кла панного привода, имеют вид:

ni mi i Pi Fi ( Pin Fin ) (i 1,...,N ), x (1) n где mi - величина i-й массы;

i - её ускорение;

Pi - внешняя сила, действующая на i-ю x массу;

Fi - сила внешнего трения;

ni N - количество связей i-й массы с другими или с не подвижной заделкой;

Pin и Fin - силы соответственно от упругой деформации и внутрен него трения в n-й связи, действующие на i-ю массу.

Уравнения решались методом Рунге-Кутты четвёртого порядка. Клапанные пру жины в базовой модели также были представлены в виде цепочки дискретный масс, со единённых безынерционными упругими звеньями.

Разработанная математическая модель предусматривает возможность ва риативного представления пружин. В предлагаемом методе в дополнение к многомас совому подходу реализовано также представление клапанных пружин в виде экви валентных стержней с распределёнными параметрами, способных совершать продоль ные колебания. Масса m и жёсткость C стержней соответствуют таковым у реальных пру жин (Рис. 1). Модель также была дополнена демпфером клапанной пружины, создающим внешнее трение. Этот вопрос более подробно рассмотрен в Главе 3.

Действующие на клапан со сто роны клапанных пружин усилия упру гих деформаций Pin при этом опреде лялись в ходе численного решения уравнения колебаний их витков (2) с соответствующими начальными и гра ничными условиями внутри модуля расчёта нагруженности клапанных пружин:

2U ( ;

) 2 U ( ;

) 2 (2) a U ( ;

) где U – продольное смещение се чения эквивалентного стержня от его положения статического равно весия, мм;

– расстояние сечений Рис. 1– Расчётная схема МГР двигателя ВАЗ с пружины от её неподвижного тор представлением клапанных пружин в виде эквива лентных стержней. ца, измеренное в положении стати ческого равновесия пружины при закрытом клапане до рассматриваемого сечения отнесённая к полной длине пружины (безразмерная длина);

– угол поворота распределительного вала, рад;

– коэффициент вязкого сопротивления;

– час тота вращения распределительного вала, рад/с;

a – относительная скорость рас пространения волн деформации по длине клапанной пружины, с-1.

Уравнение (2) решалось методом характеристик приведением исходного уравнения второго порядка к системе двух уравнений первого порядка путём вве U дения новых переменных (аналог скорости рассматриваемого сечения эк a U вивалентного стержня, мм/рад) и (его относительная деформация, мм).

В основу разработанной программы положен метод последовательных при ближений, позволяющий исследовать динамику клапанной пружины на устано вившемся режиме. Расчёт первого цикла начинался с положения статического равновесия витков. Начало отсчёта по углу поворота распределительного вала со ответствовало моменту начала подъёма клапана при полностью устранённом теп ловом зазоре. Решение считалось установившемся, и процесс итераций заканчи вали как только различие начальных данных итерации и её конечных результатов становилось меньше заданных погрешностей расчёта по ( ;

) и ( ;

).

Исходная переменная – перемещения сечений пружины U(;

) – определя лись интегрированием ( ;

) вдоль относительной длины пружины. По достиже нии установившегося режима были определены действующие в наиболее нагру женных точках рассматриваемых сечений усилия и пропорциональные им каса тельные напряжения i 8 D U ( ;

) ( ;

j )d ;

(3) Pin P ( i, j ) P0 c ( i, j );

( i, j ) P( i, j ).

d a 0 a где P0 – величина усилия предварительной затяжки клапанной пружины, Н;

D – 4D d d средний диаметр витка пружины, мм;

0,615 – коэффициент Уоола, 4 D 4d D учитывающий возрастание напряжений вследствие кривизны витка и действия перерезывающей силы Q.

Таким образом, применительно к данной задаче взаимодействие базовой модели исследования динамики и модуля расчёта эквивалентного стержня в пределах одного ша га по углу поворота распределительного вала можно описать следующим образом.

Сначала определяется скорость клапана путём решения численного решения уравнений движения дискретных масс вида (1). Затем её значение заносится в качестве граничного условия для решения волнового уравнения (2) в модуль расчёта нагруженности клапанных пружин. На основе этого определяются действующие на клапан со стороны клапанных пружин усилия Pin после чего они передаются обратно в базовую динамическую модель с целью расчёта нагруженности МГР и определения действующих в нём усилий.

После этого программа переходит к следующему шагу расчёта по. Расчёт про должается до тех пор, пока не будет достигнут установившийся режим работы МГР, реализованный внутри итерационного цикла, и найдено периодическое ре шение.

На основе разработанного метода была определена нагруженность МГР и проанализировано влияние способа представления клапанных пружин на точ ность получаемых результатов при исследовании его динамики (Рис. 2).

Как видно, кривая, по лученная путём расчёта на груженности клапанного привода по предлагаемой методике (кривая 2) имеет лучшее приближение к экс периментальной кривой (кривая 3) благодаря более точному определению уси лий от самих клапанных пружин, что имеет особенно чётко выраженный характер Рис. 2 – Усилие в клапанном приводе при частоте вращения во второй половине диа распределительного вала 2068 об/мин: 1 – клапанные пру- грамм (сторона посадки жины представлены цепочкой масс;

2 – клапанные пружи- клапана).

ны представлены в виде эквивалентных стержней;

3 – экс Ранее исследователями перимент;

4 – суммарное усилие клапанных пружин (пру жины представлены цепочкой масс);

5 – суммарное усилие было установлено, что для клапанных пружин (пружины представлены в виде эквива- адекватного отражения на лентных стержней). груженности МГР доста точно, чтобы каждый виток клапанной пружины был представлен отдельной мас сой (Kosugi T., Seino T. И др.). Это позволяет учесть влияние всех форм колеба ний пружины на динамику МГР. В работе Сидорова Д.В. было отмечено, что 12 массовая модель, в которой каждая пружина представлена цепочкой из 6 масс, обеспечивает наилучшую сходимость. Поэтому сопоставление результатов расчё та по предлагаемой методике производилось именно с 12-массовой моделью. Хо рошая сходимость расчётных и экспериментальных данных наблюдалась в диапа зоне изменения частоты вращения распределительного вала 157…2100 об/мин (Рис. 3).

Было отмечено, что наибольшие ве личины уточнения усилия имеют место при более высоких частотах вращения распределительного вала. На режиме об/мин величина уточнения равнялась 4%, а при 2100 об/мин – 6%.

На рисунке 3 видно, что лучшей сходимости с экспериментальными дан ными удаётся достигнуть на больших час тотах вращения распределительного вала.

Оценка адекватности разработанной ма тематической модели динамики МГР Рис. 3 – Среднее пиковое усилие в клапан- производилась по соотношению диспер ном приводе: 1 – клапанные пружины сий адекватности и воспроизводимости и представлены цепочкой масс;

2 – клапан ные пружины представлены в виде эквива- осуществлялась путём сравнения экспе риментальных и расчётных пиковых зна лентных стержней;

3 – эксперимент.

чений перемещений сечений витков (ам плитуд колебаний) для наружной клапанной пружины при зазорах в клапанном приводе 0 и 0,1 мм. Критерием адекватности служил критерий Фишера.

В третьей главе приведено обоснование возможности повышения динами ческих качеств высокооборотных ДВС путём снижения вибраций клапанных пружин применением демпфера. Были рассмотрены различные существующие методы конструктивного демпфирования колебаний витков клапанных пружин высокооборотных современных двигателей, применяемые как в России, так и за рубежом, и предложена методика расчёта пружинного демпфера клапанной пру жины. Показана эффективность его применения на высокооборотных ДВС.

Пружинный демпфер представляет собой цилинд рическую пружину, навитую из плоской стальной ленты или бронированной ленты прямоугольного поперечного сечения и вставляемую с натягом в основную пружину.

Диссипация энергии колебаний при этом происходит за счёт силы трения между витками основной и вспомога тельной пружин (Рис. 4).

Сила трения, создаваемая демпфером в клапанной пружине, определялась из условия равновесия дейст вующих силовых факторов в элементе пружинного демпфера, равномерно нагруженного по боковой по верхности распределённой нагрузкой q0. Поперечные се чения, ограничивающие элемент, находятся в одинако вых условиях, и в них действуют равные изгибающие Рис. 4 – Общий вид моменты M0 и нормальные силы N0. На конец демпфера фрикционный демпфер, со стороны клапанной пружины действует некоторая со вставленный с натягом в средоточенное усилие Q1. В точке B, где начинается об клапанную пружину. ласть прилегания демпфера к пружине, можно предста вить приложенной сосредоточенную силу Q2 (Рис. 5).

Связь между величиной продольной силы N0 и интенсивностью нагрузки q определяется из условия равновесия выделенного участка витка Рис. 5 - Силовые факторы, действующие на выделенный элемент пружинного демпфера.

N0 = q0Rд, (4) где Rд – средний радиус витка демпфера, мм.

Изгибающий момент в части демпфера, прилегающего к пружине EI, (5) M0 2Rд где E – модуль упругости материала, МПа;

I – момент инерции сечения проволо ки, мм4;

– величина натяга, мм.

Равновесие участка витка демпфера, отстающего от пружины (Рис. 5), опи сывается следующими уравнениями N0 = Q1sin;

Q2 = -Q1cos;

M0 = Q1·Rд sin. (6) Т.к. величина M0 известна, то из приведённого равенства можно найти вели чину нормальной силы Q1, а следовательно нормальную силу Q2 и осевое усилие N0. С учётом (6) M0 EI EI EI ;

Q2 3 ctg ;

N 0 3. (7) Q1 Rд sin 2 Rд sin 2 Rд 2Rд Последняя формула позволяет определить интенсивность давления демпфе ра на клапанную пружину. Тогда подставляя (7) в (4) получим EI (8) q 2Rд Клапанная пружина со вставленным с натягом в неё демпфером моделиро валась продольным стержнем, находящемся в контакте с обжимающим телом. Так как преобладающим видом трения в этом случае является контактное трение по верхностей, то, определяя условия взаимодействия стержня и демпфера, можно принять допущение, что сила трения, развиваемая демпфером в клапанной пру жине, подчиняется закону Амонтона-Кулона и пропорциональна произведению силы нормального давления, направленной перпендикулярно поверхности, на ко эффициент трения f:

Fтр fq0 (2Rдiд ), (9) где f – коэффициент трения скольжения, зависящий от ряда факторов (материал и качество обработки соприкасающихся поверхностей, условия смазки, температу ра, влажность, относительная скорость смещения поверхностей относительно друг друга и др.). Для пары трения «сталь-сталь» f может варьироваться в диапа зоне 0,05…0,18 (меньшие значения – при наличии масла в зазоре, большие – при его отсутствии);

q – распределённое давление демпфера на пружину, определён ное по (8), Н/мм;

(2Rдiд) – длина линии контакта стержня и демпфера;

iд – число витков демпфера.

Уравнение колебаний клапанной пружины в данном случае будет дополне но слагаемым, определяющим внешнее трение:

2U 2U тр a2, (10) x 2 t U ( ;

) U где sign – нелинейная функция, зависящая от направ f U ( ;

) U ( ;

) 0;

тр ления движения и знака скорости: равна 1 при 0 и -1 при – приведённая сила трения, Н/мм3 определяется как тр = Fтр/(lA), (11) где Fтр – сила трения, создаваемая демпфером в клапанной пружине, Н;

l – длина эквивалентного стержня, мм;

A Dср / 4 – площадь поперечного сечения эквива лентного стержня, моделирующего клапанную пружину, мм2 (Dср – средний диа метр клапанной пружины, мм).

Заменяя линейную координату продольных смещений x эквивалентного стержня безразмерной длиной и переходя от времени t к эквивалентному ему углу поворота распределительного вала ( d dt ), а также учитывая (8), (9), (11) и слагаемое, отражающее внутреннее трение, приходим к окончательному виду 2 2 a U ( ;

) U ( ;

) 2 U ( ;

) f i EI U ( ;

) 2 д 5 sign. (12) 2 lRд Уравнение решалось методом характеристик при тех же начальных и гра ничных условиях, но с тем отличием, что конечно-разностные схемы для опреде ления исходной переменной U(;

), а также P( i, j ) и (i, j ) при текущем значе нии угла поворота распределительного вала составлялись в зависимости от знака U функции скорости sign на предыдущем шаге расчёта.

Идентификация разработанной расчётной методики проводилась в сопостав лении с результатами экспериментального исследования эффективности приме нения фрикционного демпфера американской компанией «PAC Racing Springs».

Компания проводила испытания на тестовом динамическом стенде «SpinTron» с конструктивно демпфированной клапанной пружиной PAC-1200. Электрический привод приводит во вращение распределительный вал МГР испытуемого двигате ля, с которого предварительно демонтируется коленчатый вал и поршневая груп па. В это время высокоскоростная камера, помещаемая в полость цилиндра двига теля, отслеживает с помощью лазерного луча положение клапана и движение толкателя. Установка также позволяет производить тензометрирование усилия в клапанных пружинах.

Полученная численно с помощью предлагаемой методики диаграмма коле баний усилия на подвижном конце моделируемой клапанной пружины (с демпфе ром и без него), имеющая те же характеристики, что и PAC-1200, показана на ри сунке 6.

Сравнение полученных ре P, Н зультатов с экспериментальны Максимальное усилие при полностью открытом клапане ми проводилось по сопоставле нию средних величин логариф Уровень предварительной мического декремента затухания затяжки P = 551Н остаточных вибраций усилий A моделируемой клапанной пру A An-1 An жины и комплекта PAC-1200.

Для PAC-1200 по результатам обработки экспериментальной, град 0 60 120 180 240 диаграммы она составила 0,34;

Рис. 6 – Диаграмма усилия на подвижном конце при численном моделировании клапанной пружины при частоте вращения коленчато- (Рис. 6) – 0,36, что говорит о хо го вала n = 7501 об/мин: 1 – без демпфера;

2 – с демп- рошей сходимости расчётных и фером.

экспериментальных данных. Из приведённой диаграммы следует, что применение демпфера позволяет снизить вибрации клапанных пружин высокооборотных ДВС.

В связи с этим в работе была исследована возможность снижения нагружен ности пружин и клапанного привода (Рис. 1) на повышенных скоростных режи мах при использовании демпфера. Так, на режиме 3600 об/мин по распределите льному валу применение демпфера позволяет позволяет снизить (до 26%) ампли туду усилия в процессе вибраций в клапанной пружине. Оценка нагруженности производилась по максимальным и минимальным амплитудам колебаний пико вых усилий на нижнем границе рабочего участка наружной клапанной пружины (граница с неподвижным концом) относительно базового уровня предварительной затяжки P0 = 289 Н (аналогично Рис. 6).

При этом нагруженность самого клапанного привода, оценённая по средней величине пиковых усилий, действующих на клапан со стороны толкателя, снизи лась на 5%. В то же время было отмечено увеличение минимального усилия на стороне посадки клапана при использовании демпфера – до 137Н (против 88Н без пружинного демпфера), что уменьшает «провал» диаграммы, снижает вероят ность разрыва кинематического контакта в паре «кулачок-толкатель» и возникно вения ударных явлений в механизме, способствуя безаварийной работе МГР. Это позволило увеличить предельную частоту вращения распределительного вала двигателя, на которой сохраняется работоспособность МГР.

В четвертой главе представлены методика и результаты экспериментального ис следования МГР двигателя ВАЗ. Оно проводилось с целью определения влияния скорост ного режима работы двигателя и величины теплового зазора в механизме на динамику рычажного МГР с верхним распределительным валом (в частности клапанных пружин), а также для идентификации математической модели и проверки её адекватности.

Исследование проводилось на нагрузочном стенде для исследования динамики МГР, разработанном на кафедре «Автотракторные двигатели». С целью идентификации разработанной математической модели была проведена серия экспериментов по определению амплитуд колебаний витков клапанных пружин с помощью высоко скоростной киносъёмки.

Объектом исследования служила наружная клапанная пружина ВАЗ. Для удобства регистрации колебаний витков был изготовлен съёмный кожух из паро нита с прорезанным в нём окном, а также жестяной кожух для приводной шестер ни распределительного вала (Рис. 7). При освещении по наружной поверхности витка, благодаря его цилиндричности, фокусировался световой блик от лампы, который и обеспечивал чёткое получение колебательной картины. Скоростная киносъёмка проводилась с помощью кинокамеры VS-FAST/G6, сигнал с которой поступал на ЭВМ.

Скоростная киносъёмка проводи лась с частотой 2000 кадров/с, что позво лило, с одной стороны, обеспечить тре буемую точность получаемых результа тов, с другой – максимально использовать возможности располагаемого лаборатор ного оборудования. При проведении эксперимента камера устанавливалась таким образом, что ось объектива, направленная перпендикулярно оси клапана, располагалась посередине высоты пружины.

Диаграммы колебаний витков Рис. 7 – Общий вид экспериментальной ус были получены посредством раскад тановки.

ровки результатов съёмки с помощью видео-редактора Virtual Dub, и последующей обработкой каждого кадра с измере нием амплитуд смещений исследуемых сечений витков клапанной пружины в программном комплексе AutoCAD. В каждом случае фиксировалось смещение подвижного конца пружины и трёх активных витков, которое характеризовалось расстоянием от неподвижного опорного витка (точка O) до точек на поверхности витков (точки 1, 2, 3 и 4), определяющих исследуемые сечения. Их расположение определялось положением световых бликов на поверхности витка (Рис. 8).

O а) б) Рис. 8 – Схема обработки и проведения измерения смещений сечений витков исследуемой клапанной пружины: а) – образец кадра, получаемого при обработке;

б) – схема обработки, изме рения смещений витков;

1, 2, 3 и 4 – положение исследуемых сечений (1 – подвижный конец;

2, 3 и 4 – рабочие витки пружины), O – сечение опорного витка.

На Рис. 9 приведены примеры полученных по результатам обработки кино грамм колебаний витков наружной пружины двигателя автомобиля ВАЗ-21013 на нескольких скоростных режимах. Нумерация витков идёт от неподвижного конца.

1 – опорный виток (неподвижный конец) 2,3,4,5 – промежуточные (активные) витки;

6 – опорный виток (подвижный конец).

Рис. 9 – Кинограмма колебаний витков клапанной пружины.

Для оценки воспроизводимости эксперимента проводилась статистическая обработка его результатов по пиковым значениям смещений (амплитуд колеба ний) исследуемых сечений витка наружной клапанной пружины при зазорах в клапанном приводе 0 и 0,1 мм.

В качестве исследуемых выбирались 3, 4 и 5 витки наружной клапанной пружины из соображений удобства регистрации колебаний (1 виток неподвижен, а движение 6 определяется законом движения клапана). Обработка производилась на 11 скоростных режимах в диапазоне частот вращения распределительного вала 1057…2567 об/мин. Критерием воспроизводимости служил критерий Кохрена.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ 1. Разработан обобщенный метод моделирования динамики привода МГР, позволяющий представлять клапанные пружины как в виде сосредоточенных масс, так и в виде эквивалентных стержней с демпфером. Также предложены ал горитм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод.

2. С использованием метода представления клапанных пружин в виде эк вивалентных стержней разработана адекватная математическая модель динамики привода МГР двигателя ВАЗ, идентифицированная по экспериментальным дан ным в широком диапазоне скоростных режимов (150…2100 об/мин по распреде лительному валу).

3. На примере двигателя ВАЗ показано, что в диапазоне частот вращения распределительного вала 1538…2100 об/мин представлением клапанных пружин в виде эквивалентных стержней возможно повысить точность получаемой вели чины усилия, действующего на клапан со стороны толкателя, до 6%. При этом сходимость расчётных данных c полученным экспериментально увеличивается по мере роста скоростного режима работы двигателя. На режимах до 1500 об/мин по распределительному валу точность получаемых результатов при представлении пружин в виде эквивалентных стержней сопоставима с таковой при представле нии клапанных пружин в виде дискретных масс.

4. Предложена методика определения силы трения, развиваемого фрикци онным демпфером в клапанной пружине МГР, представленной в виде эквива лентного стержня, верифицированная по экспериментальным данным. На её ос нове оценена нагруженность наружной клапанной пружины и клапанного приво да высокооборотного двигателя.

5. Показана эффективность применения фрикционного демпфера в МГР современных высокооборотных двигателей. Отмечено, что установка демпфера позволяет снизить (до 26%) амплитуду усилия в процессе вибраций в клапанной пружине. Нагруженность клапанного привода, оценённая по средней величине пиковых усилий, действующих на клапан со стороны толкателя, снизилась при этом на 5%. Это позволило увеличить предельную частоту вращения распредели тельного вала двигателя, на которой сохраняется работоспособность МГР, с 3710об/мин до 3790 об/мин.

6. Разработана методика регистрации колебаний витков клапанных пружин с по мощью высокоскоростной киносъёмки и проведено экспериментальное исследование ди намики рычажного клапанного привода двигателя ВАЗ при изменении частоты вращения распределительного вала 302…2567 об/мин.

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях.

Статьи в изданиях, рекомендованных ВАК:

1. Васильев, А.В. Совершенствование обобщенной математической модели меха низма газораспределения ДВС на основе вариативного представления клапанных пружин / А.В. Васильев, Н.Н. Фёдоров // Двигателестроение. – 2013. – № 1. – С. 9-14.

2. Васильев, А.В. Моделирование динамики клапанного привода ДВС / А.В. Ва сильев, Н.Н. Фёдоров // Известия Волгоградского государственного технического универ ситета: Научный журнал. Серия Процессы преобразования энергии и энергетические ус тановки. Выпуск 4, №12 (99), 2012. – Волгоград, 2012. – С. 37-40.

3. Васильев, А.В. Исследование вибраций клапанных пружин поршневых двигате лей / А.В. Васильев, Н.Н. Фёдоров // Вестник Астраханского государственного техниче ского университета: Научный журнал. Серия Морская техника и технология. Выпуск 2 / АГТУ. – Астрахань, 2010. – С. 61-65.

4. Васильев, А.В. Результаты теоретического и экспериментального исследования колебаний витков клапанных пружин механизма газораспределения двигателя / А.В. Ва сильев, Н.Н. Фёдоров // Известия Волгоградского государственного технического универ ситета: Научный журнал. Серия Наземные транспортные системы. Выпуск 3, №10 (70), 2010. – Волгоград, 2010. – С. 144-146.

В прочих изданиях:

5. Васильев, А.В.Расчётное исследование колебаний витков клапанных пружин ме ханизма газораспределения ДВС с жёстким клапанным приводом / А.В. Васильев, Н.Н.

Фёдоров // XIV Региональная конференция молодых исследователей Волгоградской об ласти. – г. Волгоград, 10–13 ноября 2009 г.: тез. докл. / ВолгГТУ и др. – С.64-66.

6. Васильев, А.В. Моделирование колебаний витков клапанных пружин ме ханизма газораспределения ДВС / А.В. Васильев, Н.Н. Фёдоров // Прогресс транспортных средств и систем - 2009: Материалы Международной науч.-практ.

конф. Волгоград, Россия, 13-15 октября 2009 г. – Волгоград, 2009. – Ч. 1. – С. 271 273.

7. Васильев, А.В.Применение модели эквивалентного стержня к исследованию ко лебаний витков клапанных пружин механизма газораспределения двигателя/ А.В. Василь ев, Н.Н. Фёдоров // Сборник научных трудов по материалам международная научно практической конференции «Современные направления теоретических и прикладных ис следований 2010». Том 4. Технические науки / УкрНИИМФ, ОНМУ, УкрГАЖТ. – Одес са, 2010. – С. 15-19.

8. Васильев, А.В.Построение обобщённой математической модели исследования динамики клапанного привода / А.В. Васильев, Н.Н. Фёдоров // Всероссийская научно практическая конференция с международным участием «Современные железные дороги:

достижения, проблемы, образование». Материалы конференции. Выпуск 5. – Волгоград, 29 мая 2012 г. – г. Волгоград, 2012. – С. 150-152.

9. Васильев, А.В. Сопоставление методик представления клапанных пружин при математическом моделировании клапанного привода / А.В. Васильев, Н.Н. Фёдоров // Международный научно-технический семинар им. В.В. Михайлова, Саратов, Россия, 16 17мая, 2012 г. – г. Саратов, 2012. – С. 278-281.

Степень личного участия автора в опубликованных работах.

Во всех работах [1-9] автор принимал непосредственное участие в постановке задач, проведении исследований и анализе полученных результатов. В работах [1, 2, 8, 9] пред ставлена разработанная автором универсальная модель исследования динамики МГР, ос нованная на совместном использовании двух видов моделей клапанных пружин. В рабо тах [3, 4] представлена разработанные автором методика экспериментального исследова ния вибраций клапанных пружин с помощью высокоскоростной киносъёмки, а также приведены полученные при этом результаты исследований. В работах [5–7] представлена методика исследования динамики клапанных пружин с применением модели эквивалент ного стержня.

Подписано в печать … 20 г. Заказ № … Тираж 100 экз. Печ. л. 1,0.

Формат 6084 1/16. Бумага офсетная. Печать офсетная.

Типография ИУНЛ Волгоградского государственного технического университета 400005, Волгоград, ул. Советская,