实验分析内燃机凸轮机构最大气门升程的影响

内燃机凸轮机构最大气门升程影响的实验分析
Suat Saridemir,Hamit Saruhan
Department of Manufacturing Engineering, Faculty of Technology, University of Düzce, Düzce, Turkey
Department of Mechanical Engineering, Faculty of Engineering, University of Düzce, Düzce, Turkey
摘要：凸轮机构气门行程的设计对改善内燃及的动态性能是非常重要的，高速发动机不正常的振动导致随动件跳动，碰撞阀门表面和中心，进而导致凸轮系统的碰撞。

碰撞的程度取决于阀升程值和阀门关闭速度，凸轮和随动件碰撞时会引入大的力和压力。

由于不正常的振动，这可能会导致系统的早期失效。

本实验使用时域和频域分析方法研究，主要目的是研究和分析不同气门升程值和运转速度下凸轮系统的动态特性，两种最大的气门升程值为8和10毫米分别进行了运转速度为450，930，1440，1950和2430rpm条件下的实验。

从实验结果看，振幅随运转速度的增加而增加，统计分析获得的数据显示，10mm的气门升程比8mm气门升程产生更多的能量。

关键词：凸轮机构；气门行程的动态特性；振动分析；内燃机
1.引言
当今，越来越多的研究者热衷于提高内燃机（ICE））的性能，减少噪音及振动。

由于内燃机由许多承受大的负载的组件构成，内燃机的动态特性十分复杂[1]。

凸轮系统的运转是内燃机震动的一个震动源，凸轮从动件带动发动机气门运动，凸轮轴的旋转驱动随动件运动，定位弹簧使阀门始终压在凸轮表面。

由于弹簧力的作用，运转过程中系统会承受大的负载力。

阀弹簧的性能在凸轮从动装置的动态特性中起着重要作用，尤其是在高速运转的情况下。

因此，凸轮从动系统的动态特性主要影响因素是阀弹簧的性能。

凸轮轮廓线作为随动件提供期望运动方式的典型设计，是凸轮从动系统的一个重要组成。

因为从动件会产生噪声并显著放大接触应力，所以凸轮从动系统的高速条件下的动态特性极其重要[2]。

临界速度运转时，凸轮从动件的运动与期望的运动学特性显著不同，并且可能与凸轮表面脱离接触或间歇性的碰撞。

进气阀和排气阀的打开和闭合会产生碰撞力，因此，当阀接触底座产生碰撞力时是不好的。

碰撞力会引起振动并导致凸轮随动系统不正常的运转。

同时，碰撞力还会导致阀座的磨损，阀的跳动和噪声。

而且，它还会造成气缸盖剧烈的震动[3]。

在高速运动时，凸轮轴上存在的不可避免的波动会影响从动件运动的精度[4,5]。

这个波动现象就是我们知道的凸轮跳动，它会导致非预期的振动。

在限制和控制从动件运动过程中跳动是不好的，并且在凸轮随动件反向加速时会发生惯性力大于弹簧弹力[6]。

随动件的跳动和碰撞阀和基座的表面产生能够传递到凸轮轴外壳的振动。

由于阀的在高速条件下的跳动，使空气燃料混合气量的减少。

因此发动机的容积效率和性能在高速运转条件下就会降低[7]。

所以，在设计高速条件下无噪音且平稳运行的凸轮随动系统的凸轮阔线时必须将减小阀的跳动作为首要目标[4]。

确定凸轮随动系统稳定运行的安全运转区域和条件是十分总要的。

所以，在获得内燃机期望的性能时凸轮随动系统的的动态特性变的更加重要。

由于部件的间不停的接触和分离，分析凸轮随动系统的动态特性是个十分繁杂的任务[8]。

大的惯性力造成凸轮和随动件件更大的接触力[9]。

惯性力依赖于运转速度和最大气门升程值，并会导致系统内更大的振动。

在低运转速度的凸轮随动系统中，弹簧的负载使惯性力变的更加稳定[10]。

高速时，凸轮随动机构显示出的动态行为受弹性连接、质量分布的影响和连接出的摩擦影响。

总的来说，大加速度和动态应力导致过早的疲劳失效，大的振动和噪声也会发生[11]。

自激振动通过滑动轴承传递到气缸盖表面，气缸盖的振动信号是典型的非稳态信号，通常采用时域和频域的方法分析[12]。

文献中关于凸轮随动系统中气门升程的振动分析的研究报告并不多。

因此，两个具有互换性的凸轮，具有128°凸轮转角，最大气门行程分别为8mm和10mm，通过实验研究运转速度分别为450，930，1440，1950和2430rpm。

当前研究的目的是确定和比较最大气门升程对气缸盖的影响。

2.实验步骤描述
本研究中，使用具有一个进气阀和一个排气阀的标准的不可燃的汽缸盖。

测试系统中，没有来自气体燃烧的力和应力。

恰当的运动通过随动件传递到阀门，驱动随动件运动的力由曲轴的旋转运动提供。

曲轴通过一个柔性传动装置连接到一个2.98KV的直流电机，减小直流电机的高频振动和不同旋转速度及没有轴向偏差，如图1所示。

通过变频器手动控制电机的转速，直流电机的转速范围是0-2750rpm。

4个灵敏度为100Mv/g的加速度计（608A11）被用来采集频率为0到10Hz的轴承箱的振动信号。

加速度计使用螺钉90°安装在滑动轴承箱上，如图1。

系统结构采用四通道的数据采集卡（DAQ）。

数据采集卡通道被设置成ch1
和ch2分别用来测量滑动轴承箱外板y 方向和x 方向，ch3和ch4分别用来测量滑动轴承箱内板（靠近电机）上y 方向和x 方向。

所有通道的同步的，PCI 总线确保高速的（102.4K 采样/s ）数据采集。

数据通过VibraQuestTM 软件和硬件系统采集。

数据采集系统由为振动信号设计的高带宽的放大器组成，数据记录器使用低通滤波器在输入阶段对数据平滑。

使用汉宁窗，分辨率为6400谱线。

频谱的分辨率表示用于标绘谱线的线的数量。

采样率等于确定数据在软件中采集的速度的最大频率乘以 2.56。

因此，采样率为12800（=5000Hz ×2.56）。

振幅用gPK
衡量。

图1 实验台实物照片及原理图
两个排气和进气的凸轮廓线使用五次样条曲线插值和制造。

曲轴和凸轮廓线使用油淬硬钢制造。

淬火后，使用电火花切割加工系统加工两对凸轮廓线。

凸轮廓线如图2所示。

凸轮廓线具有128°凸轮转角。

排气凸轮廓线基圆直径为41.65mm ，进气凸轮廓线基圆直径为37.5mm 。

凸轮廓线的最大气门升程为8mm 和10mm。

图2 曲轴及凸轮廓线照片
凸轮廓线使用通用的连接器安装在轴上，轴带有部分螺纹，如图2所示。

测试前，进气和排气凸轮廓线夹角调整到110°。

阀门通过刚度为23264N/m 的复位弹簧关闭。

进气阀和排气阀门的阀间隙分别为0.25和0.35mm 。

每次测试前，轴承和凸轮通过注油器润滑防止损伤。

3.结果和分析
研究发现最大气门升程对滑动轴承箱的振动特性取决于曲轴的运转速度。

每组测试实验持续10s 。

持续时间表示数据记录的时间。

时域振动信号捕获时间1.28s 。

采样编号为131064。

一部分8mm 和10mm 最大气门升程的加速时域信号分别如图3和图4。

由图3和图4可以看出曲轴循环从开启进气阀和排气阀阀门开始，进气阀和排气阀在曲轴在完成一个完整的循环中打开和关闭。

运转速度为450rpm ，垂
直方向的信号从数据采集卡的ch2通道中采集得到。

如图2所示，排气阀和凸轮廓线靠近ch2，所以排气阀的振幅比进气阀的振幅大，如图3和图4
所示。

图3 气门升程8mm
的时域信号
图4 气门升程10mm 的时域信号
时域分析显示，从10mm 气门升程获得的最大振幅值比气门升程为8mm 的大。

这表明10mm 最大气门升程产生的能量比8mm 最大气门升程产生的能量多。

在0-500Hz 的两组测试情况，通过线性标尺获得的第一
个和第二个振幅的最大值如图5所示，幅值是在gPK 坐标系下，可以看出所有通道信号的振动响应第一和第二个最大峰值与运转速度成正比。

在低速条件下，阀的惯性力和它的弹簧保持力是非常小的。

所以，在曲轴低速运转的条件下，振动响应的增加并不大。

在曲轴高速运转的条件下，由于惯性力的非线性增加，所有通道的振动响应显著增加，如图5所示。

第一个和第二个振动响应峰值的振幅谱如表1和表2。

对比分析曲轴运转速度为450，1440和2430rpm 条件下从轴承箱获得的振幅谱（如图6），频率0-500Hz ，这些垂直方向的信号从数据采集卡的ch2通道获取。

振幅值通过总均方根值得到。

振幅谱由阀和阀座的碰撞，以及和从动件的碰撞和与凸轮廓线的碰撞形成。

随着运行速度的增加，凸轮随动件跳动幅度增大，导致严重的碰撞，如图6所示。

高速条件下，凸轮随动件好像失去其跳动规律，凸轮从动件的残余振动不可避免。

所以，在高速条件下振动的幅度上升。

，
表1 振幅谱中振幅的第一个峰值的值（gPK）
表2振幅谱中振幅的第二个峰值的值（gPK）
曲轴转速（rpm）
8mm气门升程
8mm气门升程
图5 对应运转速度下的振动响应峰值图6 在不同曲轴速度下8mm气门升程与10mm气门
升程振幅谱对比（频域）
当凸轮转动速度增加时，振动导致系统复杂的行为。

所以，尤其在高速条件下，由于惯性力的增加，导致严重的阀的碰撞。

为了比较在不同曲轴速度下，8mm 气门升程和10mm 气门升程时滑动轴承的振动，所有通道的加速度的RMS 值（RMS D ）如表3和表4所示。

每个RMS D 值通过公式（1）和时域信号[14,15]计算得到。

¦ 2
1/1k
N k RMS N D D （1）
是加速度值的总数量的加速度值，是N k th k D 。

每组实验总共131064组加速度的值。

结果表面，不同最大气门升
程和曲轴速度下的RMS D 的有重要的不同。

表3 气门升程8mm 不同曲轴速度下的
RMS
D 表3 气门升程10mm 不同曲轴速度下的
RMS
D 在所有的通道中，RMS D 的显著手曲轴速度影响。

在两个不同的最大气门升程实验中（P<0.001；表5）在曲轴速度
从450到2430rpm ，RMS D 的值显著增加。

从表3和表4中可以看出，振动增加的趋势都是线性的。

8mm 最大气门升程从450到2430rpm 的增加的平均值分别为0.0409，0.0823，0.1408，0.2072gPK 。

10mm 最大气门升程从450到2430rpm 的增加的平均值分别为0.0676，0.1222，0.2507，0.236gPK 。

表5 二阶方差分析所有通道RMS D
值的方差值
在所有速度条件下，10mm 最大气门升程比8mm 最大气门升程的振动增加的平均值大。

在高速条件下，由于更大
的惯性力，振动增加的平均值更大。

总的来说RMS D 值，统计分析被用来证实在二者相互作用和主要影响的不同。

Duncan 的多范围检验用来比较每个测试的均值。

当P<0.05
时，均值有显著的区别（如表5）。

由于最大气门升程和曲
轴运转速度的不同，RMS D 值的方差分析（ANOVA ）显示出了显著的不同（P<0.001，表5）。

RMS D 的值随着曲轴速度和最大气门升程的增加而显著地增加。

t D 是所有通道的振动值使用公式
（2）计算得到的总值。

2
2224321ch ch ch ch t D （2）
图7为两个气门升程的振动总值，振动总值随曲轴速度
的增加而增加。

在所有的曲轴运转速度下10mm 气门升程的振动总值抵8mm 气门升程的振动总值大。

在曲轴低速的情况下，8mm 气门升程和10mm 气门升程的振动总值的差别是小的。

然而，在曲轴高速的情况下，由于惯性力的不成比
例的增加，两种气门升程的振动总值差别变大。

图7 振动总值的平均值
4.结论
由于最大气门升程和曲轴运转速度对凸轮随动随动系统的总要影响，应该作为凸轮随动系统的重要参数。

在本文
中，研究了最大气门升程对凸轮随动系统的振动特性的影响，并且从曲轴轴承箱收集数据用于分析。

从结果明显看出，曲轴运行速度影响凸轮随动系统的动态响应。

由于在高速条件下惯性力的非线性增加，在两种气门升程中，运行速度越大，振动的幅值越大。

在所有的运行速度下，获得的10mm 气门升程的振动幅值比8mm 气门升程的值大。

凸轮随动系统的残余振动是无法消除的。

所以，由于凸轮周期的碰撞和凸轮随动件的振幅增加会立即造成严重的碰撞。

气门升程的振动频谱表示在高速条件下由于凸轮周期的增加和重叠造成的部件共振，这是由于凸轮随动系统内能量的快速交换造成的。

可以得出结论，凸轮从动系统的激励是凸轮形状和气门升程的函数。

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