автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Совершенствование математической модели динамики и снижение нагруженности механизма газораспределения ДВС



На правах рукописи

л

Сидоров Дмитрий Владимирович

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ДИНАМИКИ И СНИЖЕНИЕ НАГРУЖЕННОСТИ МЕХАНИЗМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ ДВС

05.04.02 - Тепловые двигатели

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

0 9ДПР2КЭ

Волгоград - 2009

003466388

Работа выполнена в Волгоградском государственном техническом университете

Научный руководитель

доктор технических наук, профессор Васильев Александр Викторович.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, доцент

Гребенников Александр Сергеевич.

кандидат технических наук, доцент Сергеев Александр Павлович.

Ведущая организация ООО ГСКБ по гусеничным и колёсным

Защита состоится «А?» мая 2009 г. в 10 часов на заседании диссертацион ного совета Д 212.028.03 при Волгоградском государственном техническом уни верситете по адресу: 400131, г. Волгоград, проспект Ленина, 28.

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

Автореферат разослан «30 » нарт4 2009 г.

Учёный секретарь

машинам (Волгоградский филиал).

диссертационного совета

Ожогин В.А.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Механизм газораспределения (МГР) является одним из наиболее ответственных и нагруженных устройств двигателя внутреннего сгорания (ДВС). Разработка конструкции клапанного механизма ДВС и оценка его нагруженности представляет собой сложную задачу в связи с работой его при постоянно изменяющихся скоростных и нагрузочных режимах. Кроме того, наличие упругих звеньев в кинематической цепи привода, деформирующихся при передаче движения клапану, а также переменный характер их нагружения способствуют искажению закона движения клапана, что может привести к ухудшению протекания процессов газообмена

Дня определения работоспособности и нагруженности МГР широко используется математическое моделирование его динамики. Это позволяет с минимальными затратами времени и средств выбирать оптимальные значения конструктивных, технологических параметров и характеристик МГР при его проектировании и доводке. Однако существующие математические модели не в полной мере отражают особенности работы ряда клапанных механизмов, в частности переменность их параметров. Это приводит к снижению адекватности моделей и точности получаемых результатов.

Одним из резервов снижения нагруженности МГР является совершенствование закона движения толкателя, задаваемого профилем кулачка Следует отметить, что, несмотря на многообразие существующих методов профилирования кулачков МГР, исследователями не уделялось внимание ограничению максимальной скорости толкателя, от которой в ряде случаев зависят угол давления и усилие в контакте. Все сказанное выше ' определяет актуальность выполненных исследований.

Цель работы. Разработка метода моделирования динамики МГР различной структуры с учетом переменности параметров клапанного привода и снижете нагруженности механизма путём совершенствования профиля кулачка.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1) Разработан метод моделирования динамики МГР, учитывающий переменность жесткости привода по углу поворота кулачка.

2) С использованием предложенного метода выявлено существенное влияние на динамику привода смещения по рычажному толкателю точки его контакта с кулачком, а также достигнуто повышение адекватности математической модели.

3) Усовершенствован численный метод профилирования кулачка путём введения дополнительного ограничения скорости толкателя. Показано, что предложенный метод позволяет снизить нагруженность клапанного привода-и повысить его эффективность.

Методы исследований. Поставленная в работе цель достигается сочетанием теоретических и экспериментальных методов исследования. С помощью теоретических методов исследованы характеристики динамики клапанного привода автомобильного двигателя на основе созданной математической модели, идентифицированной по экспериментальным данным, а также разработан кулачок с участком постоянной скорости. Экспериментальная часть работы заключалась в исследовании динамики рычажного клапанного привода автомобильного двигателя с целью определения нагруженности МГР на различных скоростных режимах работы двигателя и при различных зазорах в механизме.

Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловливаются использованием фундаментальных уравнений механики, обоснованностью допущешш,

принятых при разработке расчётных моделей, высокой сходимостью результатов расчётов и экспериментальных данных, согласованностью с известными результатами исследований других авторов.

Практическая ценность работы заключается в следующем:

1) Разработаны алгоритм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод моделирования динамики МГР со смещением точки контакта по рычагу.

2) На примере моделирования динамики МГР двигателя ВАЗ показано, что учет переменности жесткости рычага позволяет повысить достоверность получаемых динамических характеристик клапанного привода

3) Разработаны алгоритм и программное обеспечение для формирования профилей кулачков с участком постоянной максимальной скорости движения толкателя на базе обобщённого численного метода.

4) Разработана методика экспериментального исследования динамики рычажного клапанного привода при изменении его жёсткости по углу поворота кулачка.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на XI Региональной конференции молодых исследователей Волгоградской области, (Волгоград, 2006); на 44,45,46 ежегодных научно-практических конференциях ВолгГГУ (Волгоград, 2007, 2008, 2009); на Международном научно-техническом семинаре «Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания» (Саратов, 2007, 2008); на Международной научно-практической конференции «Логистика и экономика ресурсосбережения и энергосбережения в промышленности» (Саратов, 2007); на Международной конференции «Двигатель - 2007», посвященной 100-летию школы двигателестроения МГГУ им. Н.Э. Баумана (Москва, 2007); на Международной научно-технической конференции «Авто НН 08. Автомобильный транспорт в XXI веке» (Нижний Новгород, 2008).

Публикации. По материалам работы опубликовано 9 печатных работ, включая 2 статьи, входящих в перечень изданий, рекомендуемых ВАК РФ по кшщидатским и докторским диссертациям. Кроме того, получен патент Российской Федерации на изобретение.

Структура н объём работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов, списка литературы. Объём диссертации составляет 106 страниц, включая 63 рисунка, 2 таблицы, а также список литературы го 99 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введения обоснована актуальность проведения работ, направленных на повышение достоверности получаемых результатов при моделировании динамики МГР, а также на снижение нагруженности клапанного привода. Кроме того, дана общая характеристика диссертационной работы.

В первой главе проведен анализ влияния различных факторов на работоспособность, динамику и нагруженность МГР. Данные вопросы исследовались в работах Корчемного Л.В., Комаровой H.H., Ливанова Б.М., Chan С, Pisano А.Р. и других авторов. Одной из особенностей работы рычажного клапанного привода является смещение по рычажному толкателю точки его контакта с кулачком. Это приводит к переменности параметров МЕР, в частности жёсткости привода. В работах Ливанова Б.М. отмечено, что у автомобильных двигателей жесткость клапанного привода может изменяться по углу поворота кулачка на 30% и более, что оказывает заметное влияние на динамические качества

МГР. Однако выполненные расч&гы не дают полной картины влияния переменности параметров на динамику клапанного привода. Используемые при этом модели не являются универсальными, так как не позволяют оперативно изменять струюуру и параметры расчётных схем. Кроме того, они не позволяют определять закон изменения жёсткости привода по углу поворота кулачка при изменении закона движения толкателя (профиля кулачка).

В работах Бениовича B.C., Бойко A.M., Вестмана Д.Г., Драбкина Я.И., Когана Ю.А., Корчемного J1.B., Прохорова В.П., Эфендиева А.М. и др. отмечено, что снижение нагруженное™ МГР в значительной степени связано с совершенствованием закона движения толкателя, задаваемого профилем кулачка. Однако в современных методах профилирования кулачков МГР не уделялось внимание возможности ограничения максимальной скорости толкателя. Между тем при использовании цилиндрического или рычажного толкателей учет ограничения на первую производную позволяет снизить максимальные значения угла давления в сопряжении кулачок-толкатель. При этом увеличивается коэффициент полезного действия кулачковой пары, снижаются усилия в контакте и затраты мощности на привод клапанов. Кроме этого, от максимальной скорости поступательно движущегося плоского толкателя зависит диаметр его тарелки. Это имеет существенное значение в случае предъявления требований к габаритным размерам клапанного привода.

На основе проведенного анализа состояния проблемы были сформулированы следующие задачи исследования:

1. Разработать обобщенный метод моделирования динамики МГР с учетом изменения жесткости привода по углу поворота кулачка

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

3. На основе предложенного метода моделирования динамики газораспределительного механизма проанализировать влияние на динамику привода смещения точки контакта по рычагу и оценил, адекватность математической модели.

4. Усовершенствовать численный метод профилирования кулачка путем введения дополнительного ограничения скорости толкателя.

5. На основе предложенных методов исследовать резервы по снижению нагруженности газораспределительного мехаштзма и повышению его эффективности.

Во второй главе рассмотрен метод моделирования динамики клапанного привода с учетом смещения по рычажному толкателю точки его контакта с кулачком. При этом исследовано влияние переменности жесткости клапанного привода на динамические качества МГР на примере двигателя ВАЗ.

В основе данного метода моделирования динамики МГР лежит обобщённая математическая модель, разработанная на кафедре "Автотракторные двигатели" ВолгГТУ. Дифференциальные уравнения движения системы, состоящей из N сосредоточенных масс, моделирующих колебания деталей МГР, имеют вид:

(/=.WV), ' (1)

где Щ - величина /-Й массы; - её ускорение; Р, - внешняя сила, действующая на но ^ массу; ^ - сила внешнего трения; п< N - количество связей /-й массы с другими или с неподвижной заделкой; Р„ и - силы соответственно от упругой деформации и внутреннего трения в и-й связи, действующие на г-ю массу.

При этом в предлагаемом методе, в отличие от существующего, учтено смещение точки контакта по рычагу, которое приводит к переменности жесткости привода клапана. Её значение в зависимости от смещения точки контакта определяется экспериментально или расчетно и задается в исходных данных в табличном виде. Затем производится пересчет жесткости клапанного привода по углу поворота кулачка для последующей её интерполяция в процессе решения дифференциальных уравнений динамики клапанного привода численным методом Ру(гге-Кутга.

В качестве примера данный метод был использован для построения математической модели МГР с верхним расположением распределительного вала двигателя ВАЗ (рис. 1). По результатам проведенных ранее расчётных исследований получена зависимость изменения жесткости рычажного толкателя от смещения точки контакта по рычагу (рис.2).

Рис. 1 .Схема рычажного привода Рис. 2. Изменение жесткости рычага от клапана смещения точки контакта

Установлено, что жесткость (С) изменяется практически линейно в зависимости от смещения точки контакта по рычагу, которое характеризуемся вектором ОЛ. Однако закон изменения жёсткости по углу поворота кулачка, необходимый для решения системы (I) численным методом, зависит от конкретного профиля кулачка. Для получения искомой зависимости на первом этапе устанавливается связь между длиной отрезка О2Л и углом давления/(рис.1):

02А = Яг0 ■ 5тХ + ^ - Л,/ • Со^х, (2)

где Ят - радиус качания толкателя; Ящ - радиус контактной поверхности толкателя. На основе этой формулы исходная зависимость жесткости от расстояния 0?А преобразуется в зависимость жесткости ог угла давления Затем по известным соотношениям определяется зависимость изменения угла давления у по углу поворота кулачка <р для данного профиля:

" ' l. ílR _ Ac?se Kr '

R - AsinÖ

X = arctg(tgXll±--^'+~)-X« ~arctS 1 dR A cosO-Rr , (3)

R.Cosx„ /+-------

' Reiß A sin в

где Хц - угол давления для центрового профиля кулачка; ß- угол между связанным с кулачком фиксированным радиус-вектором и линией, соединяющей точки О и 0|, через которые проходят соответственно ось вращения кулачка и ось цилиндрической контактной

С использованием (2) и (3) определяется искомый закон изменения жесткости толкателя (С) по углу поворота кулачка (рис. 3).Расчетная схема механизма газораспределения ВАЗ представлена в виде 12 дискретных масс, соединенных между собой упругими элементами. Следует отметить, что в ходе численного эксперимента рассматривались и другие расчётные схемы (га 6, 8, 10 дискретных Рис. 3. Изменение жесткости рычага масс), отличающиеся представлением по углу поворота кулачка клапанных пружин. При этом сравнительный анализ результатов расчета и эксперимента показал, что 12-массовая модель обеспечивает наилучшую сходимость в поле скоростных режимов при частоте вращения распределительного вала n = 150 - 2100 об/мин. Так, расчетная максимальная сила для нулевого зазора в механизме при п= 2068 об/мин составила 785 Н (рис. 4, кривая 1), тогда как по результатам эксперимента эта величина соответственно равна 808 Н (рис. 4, кривая 2).

Рис. 4. Сила, действующая на клапан со стороны рычага при п= 2068 об/мин: 1 - расчет; 2 -эксперимент

Для оценки влияния смещения точки контакта по рычагу на нагруженность МГР были выполнены расчёты в диапазоне изменения частоты вращения распределительного вала

поверхности рычажного толкателя.

n = 150 - 2100 об/мин для двух случаев: с учётом влияния смещения точки контакта по рычагу и без учёта. При этом определялась сила, действующая на клапан со стороны рычага.

Р, н

800 700 600 500 400 300 200 100 0

Л, , 2 1

А к Ai Ж о П А fk .

ñ Ш M h // л\ Ш

Р 1А А ш

■i ' Л Ч/|, Ш к/Г щ '1

1 у у '

-80

-60

-40

-20

20

40

60

Рис. 5. Сила, действующая на клапан со стороны рычага при п= 2068 об/мин: 1 - расчет с учётом смещения точки контакта по рычагу; 2 - расчет без учёта смещения точки контакта по рычагу; 3 - эксперимент

Анализ полученных зависимостей (рис.5, кривая 1, 3) позволяет сделать вывод о хорошей сходимости расчётных и экспериментальных данных. Расчетная максимальная сила при п= 2068 об/мин составила 785 H (рис. 5, кривая I), тогда как по результатам эксперимента её значение равно 808 H (рис. 5, кривая 3). В свою очередь, расчетные данные, полученные без учёта смещения точки кон-Рис. 6. Средние пиковые значения силы в клапан- такта по рычагу дают большую

Р,н

750

700

650

—..... зазор R ме ханизме 0, _ 5 мм

^ 1

уз ы нулевоЁ зазор в м гханизме

-- -

500

1000

1500

п, об/мин

ном приводе: 1 - расчет с учётом смещения точки контакта по рычагу; 2 - расчет без учёта смещения точки контакта по рычагу; 3 - эксперимент

погрешность, что подтверждается полученными результатами: при п= 2068 об/мин (рис. 5, кривая 2) максимальное значение силы равно 848 Н.

Кроме того, в ходе эксперимента установлено увеличение частоты колебаний в приводе та стороне открытия клапана и уменьшение ее при закрытии клапана вследствие изменения жёсткости привода (рис.5, кривая 3). Учет смещения точки контакта по рычагу при моделированга динамики МГР позволил воспроизвести данную закономерность расчётным путём (рис.5, кривая 1), что обеспечило соответствие расчетных диаграмм экспе-

риментальным. Приведённые на рисунке 6 результаты свидетельствуют о том, что динамическая модель МГР, учитывающая смещение точки контакта по рычагу, позволяетсу-щественно уточнить величину нагруженности клапанного привода ДВС. ,: ■>

В третьей главе представлен усовершенствованный метод пошагового численного синтеза закона движения толкателя с участком постоянной скорости. В данном методе предусмотрена возможность ограничения максимальной скорости толкателя. Известно, что характеристика изменения угла давления по углу поворота кулачка в значительной степени зависит от закона движения толкателя, в особенности, от его скорости. При этом введение ограничения на скорость толкателя при прочих равных условиях способствует снижению угла давления, а значит и уменьшению нагруженности клапанного привода.

Рассмотрим алгоритм формирования закона движения толкателя с учетом введения ограничения на первую производную перемещения толкателя. Участки АВ+ положительных и СВ_ отрицательных значений второй производной образуются начиная соответственно от точек А и С (рис 7 а, б), в которых за даны начальные условия. Участки формируются одновременно пошагово при равенстве значений Б'в текущих точках В+ и В_ с требуемой степенью точности, определяемой величи-

5

У

IV в+ в. с

У \

д к в1 с

А В, в. с

5 У /

V В + в_ С

у

А в+ з_с

V

А в+ в. с

4 *

дэ > 'в.

А В- с

У ч

\ В+ в. с

л

А В, Э. С

Б У /

А В, 3_с

У \

А В. В_С

П

А В, в с г-

а)

б)

г)

Рис. 7 Схема алгоритма формирования закона движения толкателя

ной шага Д<р, который может быть выбран достаточно малым. Значение Б" на каждом шаге выбираются максимальными по модулю, допускаемыми ограничениями на производные третьего и более высоких порядков, вычисляемые по формуле

....."Г (4)

1 Ф|-Ф,-1

где 8,(к)!- производная к-го порядка (к> 2) в ьй точке; Б/и)и Бм^"1'-^производные|(к-1)-го порядка соответственно в ¡-й и (¡-1)-й точках; ф¡ и фи - углы поворота кулачка соответственно в ьй и (ь1)-й точках..... ' ' : ~~

Величины 5' и 5 в текущей точке определяются на основе численного интегрирования:

Ф|-ФЫ

= Б-,-!

(5)

Ф; -Ф1-1 2-

•(8-+81.,), (6) й и (¡-1)-й точке; Б,, Бм - значения переме-

где Б", Б".!— значения второй производной® 1 щения толкателя в 1-й и (¡-1 )-й точках.

Таким образом, зная на каждом шаге значения ускорения, скорости и перемещения толкателя, определяем по известным зависимостям текущие значения ограничиваемых

параметров, связанных с работоспособностью и надёжностью МГР (например, контактное напряжение в паре кулачок-толкатель, гидродинамические условия смазки).

Если на текущем шаге невозможно удовлетворить комплексу задаваемых ограничений, осуществляется уменьшение модуля значения Б" на одном из предшествующих шагов, ближайшем к текущему, причем это уменьшение должно удовлетворять имеющимся ограничениям на производные. Затем снова проверяется возможность формирования текущего шага, и эта процедура повторяется до тех пор, пока на текущем шаге не будет выбрано значение Б", удовлетворяющее ограничениям.

На рис. 7 в, видно, что при активном офаничении на первую производную перемещения толкателя на определенном этапе формирования закона движения толкателя производится уменьшение до нуля модулей значений Б" в точках В+ и В_. При этом величины Б' в точках В+ и В_ равны максимально допустимому значению Б',«« с требуемой точностью, определяемой значениями Дер и шагом коррекции ДБ", а величины Б в этих точках отличаются на величину д5:

Д8 = Вв_-8в+, (7)

где вв., 8В+ - значения перемещения толкателя в точках В_ и В+ (рис 7 в), определяемые по формуле (6).

Между точками В+ и В_ формируется участок постоянной скорости, где первая производная перемещения толкателя по углу поворота кулачка имеет максимально допустимое значение, а значение перемещения толкателя изменяется линейно (рис 7 г). Протяженность участка постоянной скорости определяется по формуле:

(8)

В том случае, если ограничение на первую производную перемещения толкателя не является активным, то формирование профиля кулачка выполняется согласно реализованному ранее алгоритму без образования участка максимальной скорости.

Предложенный метод позволил получить кулачок привода клапана газораспределе-

Рис. 8. Характеристики профилей по углу поворота кулачка: 1-кулачок с участком постоянной скорости; кривая 2 - кулачок без учета ограничения скорости толкателя

10

-80 -60 -40 -20 0 20 40 60 ф

Рис. 9. Сила в контакте кулачок-толкатель по углу поворота кулачка при п=2100 об/мин: 1- кулачок с участком постоянной

Рассмотрим два кулачка с верхним высшем толкателя, спрофилированных численным методом с учетом и без учета ограничения первой производной перемещения толкателя. Профилирование кулачков осуществлялось для толкателя с плоской тарелкой при

его максимальном перемещении 10 мм. Заданная угловая протяженность участка подъема составляла 100° угла поворота кулачка. Величина ограничения на первую производную составила S'„,K=12,8 мм/рад. У кулачка с участком постоянной скорости максимальное смещение точки контакта от оси толкателя определяется ограничением на первую производную перемещения толкателя (рис 8 б, кривая 1). В тоже время у кулачка, полученного без ограничения первой производной перемещения толкателя, смещение точки контакта от оси толкателя может быть ограничено путем ужесточения ограничений на производные второго и более высоких порядков (рис. 8 б, кривая 2), что снизит площадь под кривой пе-

j ............... ремещения толкателя (рис. 8 а, кривая 2).Из

скорости; 2 - кулачок оез учета v ^ i >

т _ сравнения можно увидеть, что использование ограничения скорости толкателя v J '

предлагаемого кулачка привода клапана (рис.

8 а, кривая 1) позволяет увеличить на 5% площадь под кривой подъема толкателя при удовлетворении ограничения на первую производную перемещения толкателя.

Для оценки влияния закона движения толкателя на нагруженность и динамику МГР выполнен сравнительный анализ кулачков, спрофилированных численным методом с учетом и без учета ограничения первой производной перемещения толкателя для МГР с рычажным толкателем двигателя ВАЗ. Кулачки выбирались из условия равенства площадей под кривой перемещения толкателя, общей протяженности рабочих участков и максимальных значений ускорений.

При этом первый кулачок (с учётом ограничения) обеспечивает снижение скорости толкателя на 10%, а угла давления-на 3%. Нагруженность оценивалась по контакт ным напряжениям в паре кулачок-толкатель и нормальной силе в контакте (Q). На рис. 9 видно, что на участке постоянной скорости происходит практически линейное увеличение силы Q. При этом максимальное её значение уменьшается примерно на 10%. Однако с учетом колебаний при частоте вращения распределительного вала п=2100 об/мин максимальная сила контакта снижается только на 2,4%. В связи с этим, для оценки влияния

Q, Н

900

800-

700-

600

0

—i-1

п, об/мин

—1-1-1—

500 1000 1500 Рис. 10. Сила в контакте кулачок- толкатель с учетом колебаний: 1- кулачок с участком постоянной скорости; кривая 2 - кулачок без учета ограничения скорости толкателя

разрыва третьей производной перемещения толкателя на динамику МГР выполнен сравнительный анализ при частотах вращения распределительного вала n= 150-2100 об/мин двух упомянутых кулачков: с участком постоянной скорости и без него. На рисунке 10 видно, что при увеличении частоты вращения распределительного вала нафуженность кулачка с участком постоянной скорости растет быстрее, что объясняется разрывом третьей производной перемещения толкателя. Поэтому кулачок с участком постоянной скорости рекомендуется применить дли двигателей низкой и средней быстроходности.

В четвертой главе представлены методика и результаты экспериментального исследования MIT двигателя ВАЗ. Оно проводилось с целью определения влияния на динамику рычажного МГР с верхним распределительным валом скоростного режима работы двигателя и величины зазора в механизме, а также для идентификации математической модели и проверки её адекватности.-

0Д19531 одедаи (цвет с®

а) б)

Рис. 11. Схема установки: а) при измерении силы, действующей в МГР и пример полученного сигнала при частоте вращения распределительного вала 2068 об/мин при нулевом зазоре в механизме; б) при проведении тарировки: 1 - рычаг, 2 - тензодатчи-ки, 3 - динамометр, 4 - винт, 5 - цилиндрическая проставка

На первом этапе были произведены измерения исходных профилей кулачков распределительного вала поступательно движущимся плоским толкателем,с шагом 1°. Анализ результатов показал, что отклонения измеренных профилей не превышают 2%, что соответствует допуску на изготовление. Для получения характеристик скорости и ускорения толкателя, исходя из полученных экспериментальных значений перемещения, заданных таблицей, использовалась методика двукратного численного рифферешцфования и сглаживания. 7 ■■' , ! ■*'•" i

Сила в клапанном механизме двигателя ВАЗ определяется путём тензометрирова-ния рычага. Тензорезисторы R, и R2 (рис. 11 а) типа ПКБ-10-100 наклеиваются на рычаг и соединяются по полумостовой схеме. Сигнал с тензомоста подается на крейт LTR212 (АЦП для тензоизмерений), входящий в состав крейтовой системы LTR - U-8-1. В качестве регистрирующего прибора используется ЭВМ. • - ........ 1

Эксперимент проводился для зазора в механизме 0 и 0,15 мм при изменении частоты вращения распределительного вала п= 150 - 2100 об/мин. В связи с проскальзыванием ремня привода установки отклонение действительных значений частоты вращения распределительного вала от задаваемых составляет 5-10%. Тарировка тензорычага производилась непосредственно на экспериментальной установке путем приложения к клапану силы, измеряемой динамометром ДОСМ-3-0,3. Нагружение осуществлялось путем воздействия на динамометр с помощью винта (рис 116).

В связи с такой особенностью кинематики привода клапана механизма газораспределения двигателя ВАЗ, как смещение точки контакта по рычагу, возникла необходимость проведения тарировки тензорычага при различных значениях угла поворота распределительного вала. Таким образом, тарировка производилась по всей протяженности профиля кулачка с шагом 2° и приложением в каждой точке четырех значений усилия (рис. 12 а). По результатам тарировки установлено линейное изменение силы в клапанном приводе для определенного угла поворота распределительного вала (рис. 126).

и, мВ

и я

/

V,

1000 1500 Р, н О град —56 град

-80 -60 -40 -20 0 20 40 60 <р ' — 500Н -»-1000Н 1500Н

а) б)

Рис. 12. Экспериментальные кривые тарировки и перемещение рычажного толкателя

Максимальная ошибка при измерении силы в механизме определяется погрешностью используемого при тарировке динамометра и точностью обработки осциллограммы. Как показывает расчёт, она составляет менее одного процента от среднего значения силы.

При обработке экспериментальных данных для каждого текущего значения угла поворота кулачка выбирался соответствующий тарировочный график, и определялось действительное значение силы в клапанном Рис. 13. Экспериментальные диаграммы приводе (рис. 13). силы в клапанном приводе при частоте вращения распределительного вала п= 2068 об/мин

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработан обобщенный метод моделирования динамики МГР с учетом смещения по рычажному толкателю точки его контакта с кулачком и, как следствие, переменности жесткости привода по углу поворота кулачка Предложены также алгоритм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод.

2. С использованием данного метода разработана адекватная математическая модель динамики клапанного привода двигателя ВАЗ, идентифицированная по экспериментальным данным в широком диапазоне скоростных режимов, а также при изменении зазора в механизме. Выявлено, что учёт смещения точки контакта при моделировании динамики МГР позволяет существенно повысить точность получаемых результатов. Так, уточнение средней пиковой силы в колебательном процессе в диапазоне частоты вращения распределительного вала п=150-2100 об/мин составляет 6%.

3. Разработана методика и проведено экспериментальное исследование динамики рычажного клапанного привода двигателя ВАЗ при изменении частоты вращения распределительного вала 150-2100 об/мин и зазора в механизме 0-0,15 мм. Экспериментально установлен и количественно оценён рост динамической нагруженное™ клапанного привода двигателя ВАЗ при увеличении скоростного режима работы двигателя и зазора в МГР.

4. Экспериментально установлено увеличение частоты колебаний в приводе на стороне открытия клапана и уменьшение ее при закрытии клапана вследствие изменения жёсткости привода. Учет смещения точки контакта по рычагу при моделировании динамики МГР позволил воспроизвести данную закономерность расчётным путём, что обеспечило соответствие расчетных диаграмм экспериментальным.

5. Усовершенствован численный метод профилирования кулачка путём введения дополнительного ограничения скорости толкателя. Предложены соответствующий алгоритм и программное обеспечение.

6. Выявлено, что ограничение максимальной скорости толкателя может способствовать снижению нагруженности МГР (до 10 % по действующим силам) и повышению время-сечения клапана (до 5 %). Следует отметить, что при увеличении частоты вращения

распределительного вала погруженность МГР с предлагаемым кулачком, имеющим участок постоянной скорости, растёт быстрее в связи с интенсивными колебательными процессами. Таким образом, кулачок с участком постоянной скоросга рекомендуется применять ятя двигателей низкой и средней быстроходности.

7. Предложенный метод профилирования кулачка с участком максимальной скорости толкателя позволил получить кулачок привода клапана газораспределения ДВС, защищенный патентом РФ № 2338074 на изобретение.

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях:

1. Васильев, A.B. Профилирование кулачков в системах газораспределения и топ-ливоподачи поршневых двигателей / A.B. Васильев, Д.В. Сидоров // Двигателестроение. -2007.-№3.-С. 30-33.

2. Васильев, A.B. Повышение эффективности газораспределения и топливоподачи путем численного профилирования кулачков / AB. Васильев, ДВ. Сидоров // Известия Волгоградского государственного технического университета: Межвузовский сборник научных статей № 6. Серия Процессы преобразовшшя энергии и энергетические установки. Выпуск 1 / ВолгГТУ. - Волгоград, 2008. - С. 25 -28.

3. Кулачок привода клапана: пат. 2338074 Российская Федерация, МПК7 FOI L 1/08 / Васильев A.B., Сидоров Д.В.; заявитель и патентообладатель ВолгГТУ. -№2006145516/06 ; заявл. 20.12.06 ; опубл. 10.11.08. Бюл. № 31

4. Васильев, A.B. Улучшение экономических и экологических показателей поршневого двигателя путём рационального профилирования кулачков механизма газораспределения и системы топливоподачи / A.B. Васильев, ДВ. Сидоров // Логистика и экономика ресурсосбережения и энергосбережения в промышленности (МНПК «ЛЭРЭП-2-2—7»): Сборник трудов по материалам Международной научно - практической конференции 12 -15 сентября 2007 года / Саратовский государственный технический университет. - Саратов, 2007. - Том 1.-С. 12 -15.

5. Васильев, A.B. Усовершенствование численного метода формирования закона движения толкателя кулачковых механизмов ДВС / A.B. Васильев, Д.В. Сидоров // Сборник научных трудов по материалам международной конференции Двигатель - 2007, посвященной 100-летию школы двигателестроения МГТУ им. Н.Э. Баумана / Под ред. H.A. Иващенко, В.Н. Костюкова, А.П. Науменко, JI.B. Грехова. -М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007.-С. 150-154.

6. Васильев, A.B. Формирование профиля кулачка с участком максимальной скорости толкателя на основе усовершенствованного численного метода / A.B. Васильев, Д.В. Сидоров // Известия Волгоградского государственного технического университета: Межвузовский сборник научных статей № 8. Серия Наземные транспортные системы. Выпуск 2 / ВолгГТУ. - Волгоград, 2007. - С. 68 - 71.

7. Сидоров, Д.В. Оптимизация профиля полидинамического кулачка механизма газораспределения с целью снижения колебаний звеньев клапанного привода / Д.В. Сидоров, A.B. Васильев // XI Региональная конференция молодых исследователей Волгоградской области, г. Волгоград, 8-10 ноября 2006 г.: тез. докл. / ВолгГТУ и др. - Волгоград, 2007. - С.78 — 79

8. Васильев, A.B. Выбор показателей степеней уравнения движения клапана полидинамического кулачка с целью снижения нагруженности клапанного привода / A.B. Васильев, Д.В. Сидоров //Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего

сгорания: Материалы Межгосударственного науч. - техн. семинара / ФГОУ ВПО «Саратовский государственный аграрный ун-т им. Н.И. Вавилова». Саратов, 23 - 24 мая 2007 г. -Саратов, 2008. - Вып. 20. - С. 126 -129.

9. Васильев, A.B. Экспериментальное исследование и моделирование динамики клапанного механизма автомобильного двигателя / A.B. Васильев, Д.В. Сидоров // Сборник научных статей Международной научно - технической конференции Авто НН 08 Автомобильный транспорт в XXI веке, посвященной 45 - летаю кафедры «Автомобильный транспорт» НГТУ им. P.E. Алексеева 18-19 декабря 2008 года / Нижегородский государственный технический университет им. P.E. Алексеева. - Нижний Новгород, 2008.-С. 238 -242..

Личный вклад автора. Во всех работах [1-9] автор принимал непосредственное участие в постановке задач, проведении исследований и обсуждении полученных результатов. В работах [1,2,3,4,5,6] представлен разработанный автором метод профилирования кулачков с участком постоянной скорости и проведено детальное исследование влияния ограничения максимальной скорости толкателя на нахруженность и эффективность МГР. В работах [7,8] автором проведен анализ влияния закона движения толкателя на динамические качества МГР. В работе [9] представлены разработанные автором методика экспериментального исследования и метод моделирования динамики клапанного механизма, учитывающий переменность жесткости привода по углу поворота кулачка, а также приведены полученные при этом результаты исследований.

Подписано в печать 2 У.03.2009 г. Заказ № 190 . Тираж 100 экз. Печ. л. 1,0 Формат 60 х 84 1/16. Бумага офсетная. Печать офсетная.

Типография ИУНЛ Волгоградского государственного технического университета. 400131, г. Волгоград, ул. Советская, 35

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1 Анализ влияния динамики МГР на его нагруженность, работоспособность и надежность.

1.2 Динамические модели МГР поршневого двигателя.

1.3 Влияние закона движения толкателя на динамику МГР ДВС.

1.4 Основные цели и задачи исследования.

ГЛАВА 2. МОДЕЛИРОВАНИЕ ДИНАМИКИ МГР НА ОСНОВЕ ОБОБЩЁННОЙ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ С УЧЕТОМ ПЕРЕМЕННОСТИ ПАРАМЕТРОВ МЕХАНИЗМА

2.1 Разработка методики моделирования динамики рычажного клапанного привода с учетом смещения точки контакта по рычагу.

2.2 Моделирование динамики МГР автомобильного двигателя. Определение структуры и идентификация модели по экспериментальным данным.

2.3 Влияние смещения точки контакта по рычагу на динамику МГР. Оценка адекватности математической модели динамики МГР.

2.4 Результаты и выводы.

ГЛАВА 3. МЕТОД ПОШАГОВОГО ЧИСЛЕННОГО СИНТЕЗА ЗАКОНА ДВИЖЕНИЯ ТОЖАТЕЛЯ С УЧАСТКОМ ПОСТОЯННОЙ СКОРОСТИ

3.1 Постановка задачи, система ограничений, алгоритм метода.

3.2 Влияние на закон перемещения толкателя ограничения его первой производной.

3.3 Влияние закона движения толкателя с участком постоянной скорости на нагруженность и динамику МГР.

3.4 Результаты и выводы.

ГЛАВА 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МГР

4.1 Задачи и методика проведения эксперимента.

4.2 Описание экспериментальной установки.

4.3 Измерение усилия в приводе клапана МГР.

4.4. Обработка результатов экспериментального исследования.

4.5 Оценка воспроизводимости эксперимента.

4.6 Результаты и выводы.

Механизм газораспределения (МГР) является одним из наиболее ответственных и нагруженных устройств двигателя внутреннего сгорания (ДВС). Разработка конструкции клапанного механизма ДВС и оценка его на-груженности представляет собой сложную задачу в связи с работой его при постоянно изменяющихся скоростных и нагрузочных режимах. Кроме того, наличие упругих звеньев в кинематической цепи привода, деформирующихся при передаче движения клапану, а также переменный характер их нагруже-ния способствуют искажению закона движения клапана, что может привести к ухудшению протекания процессов газообмена.

Для определения работоспособности и нагруженности МГР широко используется математическое моделирование его динамики. Это позволяет с минимальными затратами времени и средств выбирать оптимальные значения конструктивных, технологических параметров и характеристик МГР при его проектировании и доводке. Однако существующие математические модели не в полной мере отражают особенности работы ряда клапанных механизмов, в частности переменность их параметров. Это приводит к снижению адекватности моделей и точности получаемых результатов.

Одним из резервов снижения нагруженности МГР является совершенствование закона движения толкателя, задаваемого профилем кулачка. Следует отметить, что, несмотря на многообразие существующих методов профилирования кулачков МГР, исследователями не уделялось внимание ограничению максимальной скорости толкателя, от которой в ряде случаев зависят угол давления и усилие в контакте. Все сказанное выше определяет актуальность выполненных исследований.

Основные научные результаты диссертации, выносимые на защиту:

1) Разработан метод моделирования динамики МГР, учитывающий переменности жесткости привода по углу поворота кулачка.

2) С использованием предложенного метода выявлено существенное влияние на динамику привода смещения по рычажному толкателю точки его контакта с кулачком, а также достигнуто повышение адекватности математической модели. 3) Усовершенствован численный метод профилирования кулачка путём введения дополнительного ограничения скорости толкателя. Показано, что предложенный метод позволяет снизить нагруженность клапанного привода и повысить его эффективность.

Практическая ценность работы состоит в следующем:

1) Разработаны алгоритм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод моделирования динамики МГР со смещением точки контакта по рычагу.

2) На примере моделирования динамики МГР двигателя ВАЗ показано, что учет переменности жесткости рычага позволяет повысить достоверность получаемых динамических характеристик клапанного привода.

3) Разработаны алгоритм и программное обеспечение для формирования профилей кулачков с участком постоянной максимальной скорости движения толкателя на базе обобщённого численного метода.

4) Разработана методика экспериментального исследования динамики рычажного клапанного привода при изменении его жёсткости по углу поворота кулачка.

Основные положения работы докладывались на XI региональной конференции молодых исследователей волгоградской области, (Волгоград, 2006); на 44, 45, 46 ежегодных научно-практических конференциях ВолгГТУ (Волгоград, 2007, 2008, 2009); на Международном научно-техническом семинаре «Проблемы экономичности и эксплуатации двигателей внутреннего сгорания» (Саратов, 2007, 2008); на Международной научно-практической конференции «Логистика и экономика ресурсосбережения и энергосбережения в промышленности» (Саратов, 2007); на Международной конференции «Двигатель - 2007», посвященной 100-летию школы двигателестроения МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, 2007); на Международной научнотехнической конференции «Авто НН 08. Автомобильный транспорт в XXI веке» (Нижний Новгород, 2008).

По материалам работы опубликовано 9 печатных работ, включая 2 статьи, входящих в перечень изданий, рекомендуемых ВАК РФ по кандидатским и докторским диссертациям. Кроме того, получен патент Российской Федерации на изобретение.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработан обобщенный метод моделирования динамики МГР с учетом смещения по рычажному толкателю точки его контакта с кулачком и, как следствие, переменности жесткости привода по углу поворота кулачка. Предложены также алгоритм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод.

2. С использованием данного метода разработана адекватная математическая модель динамики клапанного привода двигателя ВАЗ, идентифицированная по экспериментальным данным в широком диапазоне скоростных режимов, а также при изменении зазора в механизме. Выявлено, что учёт смещения точки контакта при моделировании динамики МГР позволяет существенно повысить точность получаемых результатов. Так, уточнение средней пиковой силы в колебательном процессе в диапазоне частоты вращения распределительного вала п=150-2100 об/мин составляет 6%.

3. Разработана методика и проведено экспериментальное исследование динамики рычажного клапанного привода двигателя ВАЗ при изменении частоты вращения распределительного вала 150-2100 об/мин и зазора в механизме 0-0,15 мм. Экспериментально установлен и количественно оценён рост динамической нагруженности клапанного привода двигателя ВАЗ при увеличении скоростного режима работы двигателя и зазора в МГР.

4. Экспериментально установлено увеличение частоты колебаний в приводе на стороне открытия клапана и уменьшение ее при закрытии клапана вследствие изменения жёсткости привода. Учет смещения точки контакта по рычагу при моделировании динамики МГР позволил воспроизвести данную закономерность расчётным путём, что обеспечило соответствие расчетных диаграмм экспериментальным.

5. Усовершенствован численный метод профилирования кулачка путём введения дополнительного ограничения скорости толкателя. Предложены соответствующий алгоритм и программное обеспечение.

6. Выявлено, что ограничение максимальной скорости толкателя может способствовать снижению нагруженности МГР (до 10 % по действующим силам) и повышению время-сечения клапана (до 5 %). Следует отметить, что при увеличении частоты вращения распределительного вала нагруженность МГР с предлагаемым кулачком, имеющим участок постоянной скорости, растёт быстрее в связи с интенсивными колебательными процессами. Таким образом, кулачок с участком постоянной скорости рекомендуется применять для двигателей низкой и средней быстроходности.

7. Предложенный метод профилирования кулачка с участком максимальной скорости толкателя позволил получить кулачок привода клапана газораспределения ДВС, защищенный патентом РФ № 2338074 на изобретение.

1. Абраменко, Ю.Е. Влияние динамики механизма газораспределения ДВС на износ его деталей // Межвуз. сб. науч. тр. / Всесоюзн. заочн. машиностроительный ин-т. - 1981. - № 15.-С. 110 - 121.

2. Абраменко, Ю.Е. Исследование условий работы пары трения кулачок распределительного вала толкатель клапана форсированных ДВС // Двигателестроение. - 1980. - № 10. - С. 30 - 33.

3. Андронов, М.А. Анализ и выбор формы кривой ускорения безударных кулачков //Известия вузов: Машиностроение. 1969. - № 3.

4. Балюк, Б.К. Надежность механизмов газораспределения быстроходных двигателей./ Б.К. Балюк, А.Е. Божко М.: Машиностроение, 1979. -156 с.

5. Бениович, B.C. Профилирование кулачков газораспределения быстроходных тракторных дизелей // Тракторы и сельхозмашины. -1977.-№6.-С. 13 14.

6. Бурьянов, В.А. Повышение долговечности газораспределительного механизма двигателей ВАЗ: Дис. канд. техн. наук. Тольятти, 1982. -143 с.

7. Васильев, А.В. Обобщённый численный метод профилирования кулачков/ А.В. Васильев, Е.А. Григорьев // Тракторы и сельскохозяйственные машины. 1999. - № 2. - С. 15 - 18.

8. Доброгаев, Р.П., Афанасьев В.Г. Четырёхмассовая модель привода клапана / Р.П. Доброгаев, В.Г. Афанасьев // Известия вузов: Машиностроение. 1976. - № 2. - С. 104 - 109.

9. Драбкин, Я.И. К вопросу о выборе расчётной модели упругого клапанного привода тепловозного дизеля / Я.И. Драбкин, A.M. Эфендиев // Двигатели внутреннего сгорания: Респ. междувед. науч,-техн. сб. / ХПИ. Харьков: Вища школа, 1972. - Вып. 15. - С. 3 - 8.

10. Жолобов, JI.A. Повышение долговечности механизма газораспределения автомобильных двигателей: Дис. канд. техн. наук. -Горький, 1984. 257 с.

11. Исследование и доводка механизма газораспределения двигателя Д-37Е (ВТЗ) / Е.Б. Костромитинов, В.В. Панов, А.Н. Салов и др. // Проблемы формирования и надёжности тракторных двигателей: Материалы науч.-техн. конф. Владимир, 1972. - С. 79 - 86.

12. Исследование влияния износа кулачков распределительного вала на технико-экономические показатели двигателя: Отчёт о НИР / Горьковский автомобильный завод (ГАЗ); № ГР 81013462; Инв. № 02840042491. Горький, 1983. - 162 с.

13. Исследование процесса посадки клапанов быстроходного тракторного двигателя / A.M. Бойко, Д.Г. Вестман, В.П. Прохоров и др. // Тракторы и сельхозмашины. 1979. - № 6. - С. 10 - 12.

14. Кареев, А.Н. Экспериментальное исследование динамики клапана механизма газораспределения верхнеклапанного двигателя / А.Н. Карев, В.В. Карпенко // Автомобилестроение: Науч.-техн. сб. / НИИНавтопром. 1971. - № 4. - С. 95 - 101.

15. Коган, Ю.А. Определение конструктивных параметров механизма газораспределения быстроходных поршневых двигателей // Вестник машиностроения. 1961. - № 4. - С. 32 - 35.

16. Корчемный, JI.B. Динамика газораспределительного механизма и профилирование кулачков быстроходных двигателей. М.: Машгиз, 1960. - 100 с. - (Тр. НАМИ; Вып. 91).

17. Корчемный, JI.B. Механизм газораспределения автомобильного двигателя: Кинематика и динамика. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1981.- 191 с.

18. Корчемный, JI.B. Механизм газораспределения двигателя. М.: Машиностроение, 1964. - 211 с.

19. Корчемный, JI.B. Профилирование кулачка автомобильного двигателя / JI.B. Корчемный, JI.H. Синельников // Конструирование, исследование, технология и экономика производства автомобиля. -1984. Вып. 12. - С. 7 - 13.

20. Кузнецов, П.Б. Исследование возможности синтеза кулачкового механизма с постоянным запасом усилия пружины толкателя / Ярославский политехнический ин-т. Ярославль, 1985. - 11 с. - Деп. в НИИНавтопроме 01.04.85, № 1166ап - 85 Деп.

21. Кулачок привода клапана: пат. 2128776 Российской Федерации, МПК7 F01 L 1/08. / Е.А. Григорьев, А.В. Васильев. - № 97108925/06; Заявлено 30.05.97; Опубл. 10.04.99, Бюл. № ю, ч.2. - С. 441

22. Ларцев, A.M. Многопараметрическая оптимизация механизма газораспределения ДВС с целью улучшения его динамических качеств и надёжности: Дис. канд. техн. наук. Волгоград, 1985. - 269 с.

23. Ливанов, Б.М. Совершенствование методов расчёта и выбора параметров конструкции механизма газораспределения автомобильных двигателей: Дис. канд. техн. наук. М., 1985. - 220 с.

24. Макаревич, П.С. Влияние геометрии кулачка на работоспособность пары кулачок-толкатель // Автомобильная промышленность. 1977. -№ 9. - С. 10 - 12.

25. Макаревич, П.С. Влияние материалов пары «кулачок-толкатель» на закон ускорения толкателя II Автомобильная промышленность. 1982.- № 2. С. 10-11.

26. Меден, А.И. Численное профилирование безударных кулачков // Двигателестроение. 1983. - № 8. - С. 15 - 19.

27. Мишин, И.А. Долговечность двигателей. Л.: Машиностроение, 1968. -260 с.

28. Мороз, В.И. К проектировочным расчётам профилируемых методом Курца кулачков для механизма газораспределения двигателя /

29. В.И. Мороз, А.В. Суранов // Харьк. ин-т инж. ж.-д. трансп. Харьков, 1987. - 13 с. - Деп. в ЦНИИТЭИтяжмаше 12.08.87, № 1974 - тм 87.

30. Мороз, В.И. Обобщённая методика для проектирующей подсистемы профилирования кулачков механизма газораспределения двигателей умеренной быстроходности / Харьк. ин-т инж. ж.-д. трансп. Харьков, 1986. - 10 с. - Деп. в ЦНИИТЭИтяжмаше 27.02.86, № 1620 - тм.

31. Мороз, В.И. Оптимизационное проектирование кулачковых механизмов с плоским толкателем для привода клапанов ДВС /

32. B.И. Мороз, А.В. Братченко // Двигатели внутреннего сгорания: Респ. междувед. науч.-техн. сб. / ХПИ. Харьков: Вища школа, 1989. - Вып. 50.-С. 84-88.

33. Мороз, В.И. Рациональное проектирование кулачков для механизма газораспределения ДВС с использованием обобщённых математических зависимостей // Двигателестроение. 1988. - № 12.1. C. 23 25.

34. О влиянии профиля кулачка и жёсткости клапанного привода на динамику клапана быстроходного тракторного дизеля / B.C. Бениович, A.M. Бойко, Д.Г. Вестман, В.П. Прохоров // Тракторы и сельхозмашины. 1979. - № 8. - С. 10 - 12.

35. О расчёте долговечности деталей газораспределительного механизма двигателей / Ю.М. Панов, И.Б. Гурвич, А.П. Егорова, Л.А. Жолобов // Автомобильная промышленность. 1976. - № 2. - С. 10 - 12.

36. Определение нагруженности кулачков газораспределительного вала / Л.В. Корчемный, В.Д. Казакова, Б.М. Ливанов, Е.М. Хайновский // Автомобильная промышленность. 1977. - № 1. - С. 8 - 10.

37. Основы научных исследований: учебник для вузов/ под ред. В.Г. Кучерова / ВолгГТУ. Волгоград, 2004. - 304 с.

38. Оценка износостойкости деталей механизма газораспределения двигателей ГАЗ и ЗМЗ / Ю.М. Панов, И.Б. Гурвич, А.П. Егорова, Л.А. Жолобов // Автомобильная промышленность. 1975. - № 5. - С. 5 - 7.

39. Попов, Н.Н. Расчёт и проектирование кулачковых механизмов. М.: Машиностроение, 1980. - 214 с.

40. Попык, К.Г. Конструирование и расчёт автомобильных и тракторных двигателей. М.: Высшая школа, 1973. - 300 с.

41. Профилирование кулачков механизма газораспределения двигателя 8ЧВН15/16 / Е.А. Григорьев, A.M. Ларцев, Б.К. Балюк, А.В. Васильев; Волгоградский политехнический ин-т. Волгоград, 1988. - 27 с. - Деп. в ЦНИИТЭИтракторосельхозмаше 12.04.88, № 961 - тс 88.

42. Работа привода клапанов дизеля с четырёхклапанной головкой цилиндра / J1.B. Корчемный, Б.М. Ливанов, Н.И. Комарова, С.С. Наумов // Автомобильная промышленность. 1986. - № 2. - С. 6 - 7.

43. Раскин, А.И. Разработка элементов САПР кулачковых механизмов / А.И. Раскин, Ф.И. Туронок // Системы автоматизированного проектирования в машиностроении и приборостроении. Рига, 1987. -С. 72-81.

44. Рудерман, И.Л. Демпфирование колебаний клапанных пружин / И.Л. Рудерман, В.Ю. Вахтель // Автомобильная промышленность. -1972.-№ 1.-С. 10-12.

45. Русинов, Р.В. К расчёту кулачковых механизмов дизелей // Двигателестроение. 1981. - № 1.-С. 30-31.

46. Синельников, Л.Н. Исследование с помощью ЭВМ динамики механизма газораспределения двигателей с учётом вибрации клапанных пружин / Л.Н. Синельников, В.Г. Афанасьев // Автомобильная промышленность. 1976. - № 10. - С. 6 - 8.

47. Тартаковский, И.И. Профилирование дисковых кулачков по дугам окружностей // Теория машин и механизмов. 1964. - Вып. 101. -С. 5- 19.

48. Чистяков, В.К. Динамика поршневых и комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1989. - 256 с.

49. Шинкаренко, И.Т. Повышение эффективности механизмов газораспределения посредством комплексного выбора параметров: Дис. канд. техн. наук. Киев, 1986. - 212 с.

50. Файнлейб, Б.Н. Оптимизация параметров кулачкового механизма дизельных насосов высокого давления / Б.Н. Файнлейб, В.А. Лебедев // Двигателестроение. — 1990. — 298с.

51. Akiba, К. A comprehensive simulation of high speed driven valve trains / KAkiba, A. Shimizu, H. A Sakai // SAE Techn. Pap. Ser. 1981. - 1 810865. - P. 1 - 18.

52. Akiba, K. A dynamic study on valve trains // Intern. Combust. Engine. -1987. Vol. 26, 1 338. - P. 39 - 46.

53. Akiba, K. A dynamic study on valve trains. The simulation on the shock force of the valve stem and its reduction methods / К Akiba, A. Shimizu, H. A Sakai // Trans. Jap. Soc. Mech. Eng. 1986. - Vol. B52, 1 483. - P. 3818 -3826.

54. Akiba, К. Vibration problems of valve mechanism on high speed diesel engines // J. Mar. Eng. Soc. Jap. 1987. - Vol. 22, 1 8. - P. 495 - 501.

55. Canter, S. New valve technology boosts engine performance / S. Canter, J. Neil // Tribology & Lubrication Technology. 2005. - 385 p.

56. Chan, C. Dynamic model of a fluctuating rocker-arm ratio cam system / C. Chan, A.P. Pisano // Trans, of the ASME: J. of Mechanisms, Transmissions, and Automation in Design. 1987. - Vol. 109, 1 3. - P. 356-365.

57. Deschler, G. Nockenauslegung fur Flachstof3el unter Beachtung elastohydrodynamischer Schmierung / G. Deschler, D. Wittmann // MTZ. -1978. Vol. 39,1 3. - S. 123-127.

58. Development of Accelerator-By-Wire System for Variable Valve Lift and Timing Mechanism with Three Dimensional Cam / Y. Shimozuma, S. Sakoh, Z. Henein // SAE Internation. Session: Engine Technology. 2008. -P. 62- 84.

59. Giles, W. Valve problems with lead free gasoline // SAE Trans. 1971. -Vol. 80, sect. 3. - P. 1475 - 1483

60. Kosugi, T. Valve motion simulation method for high-speed internal combustion engines / T. Kosugi, T. Seino // SAE Techn. Pap. Ser. 1985. - 1 850179.-P. 1 - 10.

61. Kreuter, P. Valve train calculation model with regard to oil film effects / P. Kreuter, F. Pischinger // SAE Techn. Pap. Ser. 1985. - 1 850399. -P. 1-10.

62. Narasimhan, S.L. Valve gear mean and materials / S.L. Narasimhan, J.M. Larson // SAE Techn. Pap. Ser. 1985. - № 851497. - P. 1 - 30.

63. Overview of Current Continuously Variable Valve Lift Systems for Four-Stroke, Spark-Ignition Engines and the Criteria for Their Design Ratings /

64. W. Hannibal, R. Flierl, L. Stiegler, R. Meyer // SAE Internation. Session: Variable Valve Actuation. 2004. - P. 44 - 60.

65. Phlips, P.J. An efficient model for valve train and spring dynamics / P.J. Phlips, A.R. Schamel, J. Meyer // SAE Techn. Pap. Ser. 1989. - 1 890619. -P. 1 - 15.

66. Potential of a Mechanical Fully-Variable Valve Lift System for Engines With a Side-Mounted Camshaft / M. Mohr, R. Flierl, W. Hannibal // SAE Internation. Session: Variable Valve Actuation. 2004. - P. 43 - 58.

67. Radu, G. Consideratii privind comportarea mecanismului de distributie sub aspect dinamic / G. Radu, Z. Zakarias // Constructia de masini. 1978. - Vol. 30, 1 5. - S. 224 - 226.

68. Rees Jones, J. Dynamic response of cam curves based on sinusoidal segments / J. Rees Jones, J.E. Reeve // Cams and Cam Mechanisms / The Institution of Mech. Eng. London and Birminghem, Alabama, 1978. -P. 14-24.

69. Ryti, M. Ein Rechenverfahren fur Steuemocken // MTZ. 1974. - 1 4. -S. 106 - 109.

70. Seidlitz, S. Valve train dynamics a computer study // SAE Techn. Pap. Ser. - 1989. -1 890620. - P. 1 - 12.

71. Wagstaff, P.R. Valve and valve mechanisms design and behavior / P.R. Wagstaff, G.G. Lucas // Passenger Car Engines. London, 1975. -P. 41 -49.

72. Wang, D. Optimum design of cam dynamics with ellipse-exponent combination / D. Wang, S. Jiang // Chin. Intern. Combust. Engine. 1987. -Vol. 8, 1 4. - P. 48-56.

73. Wiederrich, J.L. Design of low vibration cam profile / J.L.Wiederrich, B. Roth // Cams and Cam Mechanisms / The Institution of Mech. Eng. -London and Birminghem, Alabama, 1978. P. 3 - 8.

74. Механизм газораспределения: Легион-автодата.-2004. -режим доступа http://www.autodata.ru

75. Механизм газораспределения электронный ресурс. — [2005]. режим доступа: http://www.MotorZona.ru

76. Современные системы газораспределения электронный ресурс. — [2005]. режим доступа: http://www.Drive.ru

77. A Comparison of the Toyota VVT system Vs the Honda VTEC электронный ресурс. .-[2004] .-http://www.billzilla.org/vvtvtec3 .htm.

78. Basic VTEC Mechanism электронный ресурс.-[2004].-http://www.vtec.net/articles

79. Honda в России электронный ресурс.-[2004].-http://www.hondamotor.ru