автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Выявление резервов по снижению нагруженности клапанного привода ДВС на основе совершенствования его математической модели

На правах рукописи

''"Л с ди

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

12 СЕН 2013

Волгоград - 2013

005532913

Работа выполнена на кафедре «Автотракторные двигатели» в Волгоградском государственном 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;

Дивинскнй Евгений Аркадьевич,

кандидат технических наук, ОАО «ЦКБ «Титан», заместителя начальника отдела.

Ведущая организация ФГБОУ ВПО Астраханский

государственный технический университет.

Защита состоится « \\ » октября 2013 г. в \Ос- часов на заседании диссертационного совета Д 212.028.03 созданного на базе Волгоградского государственного технического университета, расположенного по адресу: 400005, г. Волгоград, проспект им. В.И. Ленина, 28, ауд. 209.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Волгоградского государственного технического университета.

Автореферат разослан Ь^ЙЭ^Д 2013г.

Учёный секретарь

диссертационного совета //У~7 Ожогин Виктор Александрович

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. 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, что связано с его работой в условиях постоянно изменяющихся скоростных и нагрузочных режимов. Кроме того, 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 снижают надёжность деталей. Это явление наиболее ярко проявляется в клапанной пружине, которая обладает наименьшей, по сравнению с другими деталями клапанного привода, жёсткостью и наименьшей собственной частотой колебаний. Резонансные режимы работы ДВС (по отношению к собственной частоте клапанной пружины) сопровождаются ростом напряжений в клапанной пружине, которые сказываются не только на напряжённом состоянии самой пружины, но и могут явиться причиной неудовлетворительной работы всего клапанного привода.

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

Для определения работоспособности и нагруженносга 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 математические модели не в полной мере отражают особенности работы ряда клапанных механизмов, 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 использования различных методов представления клапанных пружин в зависимости от режима работы ДВС. Следует отметить, что, несмотря на многообразие и сложность существующих методов представления элементов МГР, такой подход позволяет получил, адекватные результаты, максимально сохраняя при этом простоту модели и позволяя оперативно вносить изменения в структуру расчётной схемы. Все сказанное выше определяет актуальность выполненных исследований.

Цель работы. Выявление резервов по снижению нагруженносга МГР ДВС посредством 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 пружин в виде эквивалентного стержня с распределёнными параметрами и внешним трением.

2) Предложена методика определения усилия трения, развиваемого пружинным демпфером в клапанной пружине, при использовании модели эквивалентного стержня. Также оценена эффективность применения демпфера, которая выражается в снижении вибраций клапанных пружин и на1руженности MIT.

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

Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловливаются использованием фундаментальных уравнений математики и законов механики, обоснованностью допущений, принятых при разработке расчётных моделей, высокой сходимостью результатов расчётов и экспериментальных данных, а также согласованностью с известными результатами исследований других авторов.

Практическая ценность работы состоит в следующем:

1) Разработаны алгоритм и программное обеспечение для моделирования динамики МГР, позволяющие вариативно представлять клапанные пружины и более 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 повысить 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 возможность повышения предельной частоты вращения клапанного привода при использовании 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 XIV региональной конференции молодых исследователей Волгоградской области (Волгоград, 2009); на 45-50 ежегодных научно-практических конференциях ВолгГТУ (Волгоград, 2008-2013); на Международной научно-практической конференции «Прогресс транспортных средста и систем-2009 (ПТСС-2009)» (Волгоград, 2009); на Международной научно-практической конференции «Современные направления теоретических и прикладных исследований 2010» (Одесса, 2010); на Всероссийской научно-пракшческой конференции с международным участием «Современные железные дорош: достижения, проблемы, образование» (Волгоград, 2012); на 25 и 26 Международном научно-техническом семинаре им. В.В. Михайлова «Проблемы экономичности и эксплуатации тракторной техники» (Саратов, 2012-2013).

Публикации. По материалам работы опубликовано 9 печатных работ, включая 4 статьи, входящих в перечень изданий, рекомендуемых ВАК РФ по кандидатским и докторским диссертациям.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов, списка литературы. Объём диссертации составляет 119 страниц включая 47 рисунков, 8 таблиц, а также список литературы из 162 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована агауальность проведения работ, направленных на повышение достоверности получаемых результатов при моделировании динамики МГР, а также на выявление резервов по снижению его нагруженности. Кроме того, дана общая характеристика диссертационной работа.

В первой главе проведен анализ влияния различных факторов на показатели МГР, его работоспособность, динамику и нагруженностъ; кратко обозначены основные проблемы в МГР современных двигателей, связанные с износом деталей, ударными нагрузками, колебательными процессами, и описаны пути их решения. Данные вопросы рассматривались в работах Абраменко Ю.Е., Бидермана B.JL, Братченко A.B., Воробьёва Ю.В., Дмитриева С.Ю., Корчемного JI.B., Cardona A., Carlini A., Choi, T. D., De Wilde Е. F., Heisler H., Husselman M., Jeon H.S, Kosugi T., Kushwaha M., Mosier R. G., Norton 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 динамических моделей МГР поршневых ДВС с различным представлением в них клапанных пружин (одно-, двух-, многомассовые модели; модель эквивалентного стержня; конечно-элеменпзый метод представления); рассмотрены достоинства и недостатки существующих схем. Вопросами динамического моделирования клапанных пружин в разное время занимались такие учёные, как Афанасьев В.Г., Белолипецкая Л.И., Ивлев В.П., Корчемный JI.B., Синельников JI.H., Akiba К., 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 следующие задачи исследования:

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

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

3. На основе предложенного метода моделирования динамики газораспределительного 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 исследовать 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 сосредоточенных масс, соединённых упругими связями и моделирующих колебания деталей клапанного привода, имеют вид:

■i(pm-

Fj' (/-l^JV),

(1)

где Щ - величина j-й массы; - её ускорение; Ъ - внешняя сила, действующая на /-ю массу; ^ - сила внешнего трения; n^N- количество связей г-й массы с дугами или с неподвижной заделкой; Р,п и Fin - силы соответственно от упругой деформации и внутреннего трения в н-й связи, действующие на г-ю массу.

Уравнения решались методом Рунге-Кутш четвёртого порядка. Клапанные пружины в базовой модели также были представлены в ввде цепочки дискретный масс, соединённых безынерционными упругими звеньями.

Разработанная математическая модель предусматривает возможность вариативного представления пружин. В предлагаемом методе в дополнение к многомассовому подходу реализовано также представление клапанных пружин в виде эквивалентных стержней с распределёнными параметрами, способных совершать продольные колебания. Масса m и жёсткость С стержней соответствуют таковым у реальных пружин (Рис. 1). Модель также была дополнена демпфером клапанной пружины, создающим внешнее трение. Этот вопрос более подробно рассмотрен в Главе 3.

Действующие на клапан со стороны клапанных пружин усилия упругих деформаций при этом определялись в ходе численного решения уравнения колебаний их витков (2) с соответствующими начальными и граничными условиями внутри модуля расчёта нагруженносги клапанных пружин:

распределит от ш й

дги{$\<р) t 2fi eu(4;ç) _

д<рг аз dq>

я Y d2U(Ç-,<p) со) Ъ?

(2)

где V - продольное смещение сечения эквивалентного стержня от его положения статического равно-

Рис. 1-Расчётная схема МГР двигателя ВАЗ с весия, мм; £ - расстояние сечений

представлением клапанных пружин в виде эквива- пружины ОТ ее неподвижного тор-лентных стержней. ца, измеренное в положении стати-

ческого равновесия пружины при закрытом клапане до рассматриваемого сечения отнесённая к полной длине пружины (безразмерная длина); <р - угол поворота распределительного вала, рад;т< - коэффициент вязкого сопротивления; со - частота вращения распределительного вала, рад/с; а - относительная скорость распространения волн деформации по длине клапанной пружины, с .

Уравнение (2) решалось методом характеристик приведением исходного уравнения второго порядка к системе двух уравнений первого порядка путём вве-

дения новых переменных С, - —— (аналог скорости рассматриваемого сечения эк-.

dtp

Бивалентного стержня, мм/рад) и г/ (его относительная деформация, мм).

В основу разработанной программы положен метод последовательных приближений, позволяющий исследовать динамику клапанной пружины на установившемся режиме. Расчёт первого цикла начинался с положения статического равновесия витков. Начало отсчёта по углу поворота распределительного вала соответствовало моменту начала подъёма клапана при полностью устранённом тепловом зазоре. Решение считалось установившемся, и процесс итераций заканчивали как только различие начальных данных итерации и её конечных результатов становилось меньше заданных погрешностей расчёта по и 77.

Исходная переменная — перемещения сечений пружины С/(£р) - определялись интегрированием т](1;;<р) вдоль относительной длины пружины. По достижении установившегося режима были определены действующие в наиболее нагруженных точках рассматриваемых сечений усилия и пропорциональные им касательные напряжения

= ^ = = = (3)

где Р0 — величина,усилия предварительной затяжки клапанной пружины. Н; D — средний диаметр витка пружины, мм; %= ^"^ + 0,615-^- коэффициент Уоола,

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 шага по углу поворота распределительного вала (р 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 Рт 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 tp. Расчёт продолжается до тех пор, пока не будет достигнут установившийся режим работы МГР, реализованный внутри итерационного цикла, и найдено периодическое решение.

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

х ЛЛ - Р. и 5 4

ф ур П/ЛЛ

V щ

1 / 2 / \ 3

-е-

-40

■20

20

40

Как видно, кривая, полученная путём расчёта на-груженности клапанного привода по предлагаемой методике (кривая 2) имеет лучшее приближение к экспериментальной кривой (кривая 3) благодаря более точному определению усилий от самих клапанных пружин, что имеет особенно чётко выраженный характер во второй половине диаграмм (сторона посадки клапана).

Ранее исследователями было установлено, что для адекватного отражения на-груженности МГР доста-

Рис. 2 - Усилие в клапанном приводе при частоте вращения распределительного вала 2068 об/мин: 1 - клапанные пружины представлены цепочкой масс; 2 - клапанные пружины представлены в виде эквивалентных стержней; 3 - эксперимент; 4 - суммарное усилие клапанных пружин (пружины представлены цепочкой масс); 5 - суммарное усилие клапанных пружин (пружины представлены в виде эквивалентных стержней).

точно, чтобы каждый виток клапанной пружины был представлен отдельной массой (Коб1^ Т., вето Т. И др.). Это позволяет учесть влияние всех форм колебаний 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 расчёта по предлагаемой методике производилось именно с 12-массовой моделью. Хорошая сходимость расчётных и экспериментальных данных наблюдалась в диапазоне изменения частоты вращения распределительного вала 157...2100 об/мин (Рис. 3).

Было отмечено, что наибольшие величины уточнения усилия имеют место при более высоких частотах вращения распределительного вала. На режиме 1538 об/мин величина уточнения равнялась 4%, а при 2100 об/мин - 6%.

На рисунке 3 видно, что лучшей сходимости с экспериментальными данными удаётся достигнуть на больших частотах вращения распределительного вала. Оценка адекватности разработанной математической модели динамики МГР производилась по соотношению дисперсий адекватности и воспроизводимости и осуществлялась путём сравнения экспериментальных и расчётных пиковых значений перемещений сечений витков (ам-

<р>, н

1000 1500 2000 я, об/мин

Рис. 3 - Среднее пиковое усилие в клапанном приводе: 1 - клапанные пружины представлены цепочкой масс; 2 — клапанные пружины представлены в виде эквивалентных стержней; 3 - эксперимент.

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 динамических 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 пружины. Показана эффективность его применения на высокооборотных ДВС.

Пружинный демпфер представляет собой цилиндрическую пружину, навитую ш 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 вспомогательной пружин (Рис. 4).

Сила трения, создаваемая демпфером в клапанной пружине, определялась из условия равновесия действующих силовых факторов в элементе пружинного демпфера, равномерно нагруженного по боковой поверхности распределённой нагрузкой до- Поперечные сечения, ограничивающие элемент, находятся в одинаковых условиях, и в них действуют равные изгибающие моменты М0 и нормальные силы Мо- На конец демпфера со стороны клапанной пружины действует некоторая сосредоточенное усилие <2\. В точке В, где начинается об-клапашгую пружину. ластъ прилегания демпфера к пружине, можно предста-

вить приложенной сосредоточенную силу (Рис. 5).

Связь между величиной продольной силы N0 и интенсивностью нагрузки <70 определяется из условия равновесия выделенного участка витка

Рис. 4 - Общий вид фрикционный демпфер, вставленный с натягом в

пружина

направление

Рис. 5 - Силовые факторы, действующие на выделенный элемент пружинного демпфера.

где — средний радиус витка демпфера, мм.

Изгибающий момент в части демпфера, прилегающего к пружине

,, Ш8

= (5)

где Е - модуль упругости материала, МПа; I- момент инерции сечения проволоки, мм4; 3 — величина натяга, мм.

Равновесие участка витка демпфера, отстающего от пружины (Рис. 5), описывается следующими уравнениями

Л^б^та; ¿^-б^ояа; Ма = 2гЛд эта. (6)

Т.к. величина Мо известна, то из приведённого равенства можно найти величину нормальной силы 2ь а следовательно нормальную силу <2г и осевое усилие Ы0. С учётом (6)

„ М0 Е18 . Е15 Е15

О,=-2—=—:-; О, =--т'С/га; Ы0=—(7)

1 й.зта 2ЛД3 БШ а 2 2Дд3 °

Последняя формула позволяет определить интенсивность давления демпфера на клапанную пружину. Тогда подставляя (7) в (4) получим

-■щ <8>

Клапанная пружина со вставленным с натягом в неё демпфером моделировалась продольным стержнем, находящемся в контакте с обжимающим телом. Так как преобладающим видом трения в этом случае является контактное трение поверхностей, то, определяя условия взаимодействия стержня и демпфера, можно принять допущение, что сила трения, развиваемая демпфером в клапанной пружине, подчиняется закону Амонтона-Кулона и пропорциональна произведению силы нормального давления, направленной перпендикулярно поверхности, на коэффициент трения /•.

^тр = /9о (9)

где/- коэффициент трения скольжения, зависящий от ряда факторов (материал и качество обработки соприкасающихся поверхностей, условия смазки, температура, влажность, относительная скорость смещения поверхностей относительно друг друга и др.). Для пары трения «сталь-сталь» / может варьироваться в диапазоне 0,05...0,18 (меньшие значения - при наличии масла в зазоре, большие - при его отсутствии); q — распределённое давление демпфера на пружину, определённое по (8), НУмм; (2тсЛд/д) - длина линии контакта стержня и демпфера; /д- число витков демпфера.

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

ох2 а/2 р '

где к = = - нелинейная функция, зависящая от направ-

ления движения и знака скорости: равна 1 при ——— >0 и -1 при ———<и; т^ - приведённая сила трения, Н/мм3 определяется как

где Ртр - сила трения, создаваемая демпфером в клапанной пружине, Н; I - длина эквивалентного стержня, мм; л = .тЕ£/4 - площадь поперечного сечения эквивалентного стержня, моделирующего клапанную пружину, мм2 (Р^ - средний диаметр клапанной пружины, мм).

Заменяя линейную координату продольных смещений х эквивалентного стержня безразмерной длиной £ п переходя от времени г к эквивалентному ему углу поворота распределительного вала <р = <вЛ). а также учитывая (8), (9), (11) и слагаемое, отражающее внутреннее трение, приходим к окончательному виду

ш

1 841 3<р2 <о 8<р со1 ptR'x I, 8q> У

Уравнение решалось методом характеристик при тех же начальных и граничных условиях, но с тем отличием, что конечно-разностные схемы для определения исходной переменной г/(£р), а также P(i,<Pj) и г(£,?>,) при текущем значении угла поворота распределительного вала составлялись в зависимости от знака

функции скорости sigJ^^j на предыдущем шаге расчёта <р.

Идентификация разработанной расчётной методики проводилась в сопоставлении с результатами экспериментального исследования эффективности применения фрикционного демпфера американской компанией «РАС Racing Springs». Компания проводила испытания на тестовом динамическом стенде «SpinTron» с конструктивно демпфированной клапанной пружиной РАС-1200. Электрический привод приводит во вращение распределительный вал МГР испытуемого двигателя, с которого предварительно демонтируется коленчатый вал и поригневая группа. В это время высокоскоростная камера, помещаемая в полость цилиндра двигателя, 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 колебаний усилия на подвижном конце моделируемой клапанной пружины (с демпфером и без него), имеющая те же характеристики, что и РАС-1200, показана на рисунке 6.

Сравнение полученных результатов с экспериментальными проводилось по сопоставлению средних величин логарифмического декремента затухания остаточных вибраций усилий моделируемой клапанной пружины и комплекта РАС-1200. Для РАС-1200 по результатам обработки экспериментальной диаграммы она составила 0,34; при численном моделировании (Рис. 6) - 0,36, что говорит о хорошей сходимости расчётных и 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 режимах при использовании демпфера. Так, на режиме 3600 об/мин по распределительному валу применение демпфера позволяет позволяет снизить (до 26%) амплитуду усилия в процессе вибраций в клапанной пружине. Оценка нагруженности производилась по максимальным и минимальным амплитудам колебаний пиковых усилий на нижнем границе рабочего участка наружной клапанной пружины (граница с неподвижным концом) относительно базового уровня предварительной затяжки Ро = 289 H (аналогично Рис. 6).

При этом нагруженность самого клапанного привода, оценённая по средней величине пиковых усилий, действующих на клапан со стороны толкателя, снизилась 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 вероятность разрыва кинематического контакта в паре «кулачок-толкатель» и возникновения 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 исследования МГР двигателя ВАЗ. Оно проводилось с целью определения влияния скоростного режима работы двигателя и величины теплового зазора в механизме на динамику рычажного MIT 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 высокоскоростной киносъёмки.

Рис. 6 - Диаграмма усилия на подвижном конце клапанной пружины при частоте вращения коленчатого вала п = 7501 об/мин: 1 - без демпфера; 2-е демпфером.

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 шестерни 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 проводилась с частотой 2000 кадров/с, что позволило, с одной стороны, обеспечить требуемую точность получаемых результатов, с другой - максимально использовать • возможности располагаемого лабораторного оборудования. При проведении эксперимента камера устанавливалась таким образом, что ось объектива, направленная перпендикулярно оси клапана, располагалась посередине высоты пружины.

Диаграммы колебаний витков были получены посредством раскадровки результатов съёмки с помощью видео-редактора Virtual Dub, и последующей обработкой каждого кадра с измерением 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 О) 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).

Рис. 7 тановки.

Общий вид экспериментальной ус-

а) б)

Рис. 8 - Схема обработки и проведения измерения смещений сечений витков исследуемой клапанной пружины: а) - образец кадра, получаемого при обработке; б) - схема обработки, измерения смещений витков; 1,2, 3 к 4- положение исследуемых сечений (1 - подвижный конец; 2,3 и 4 - рабочие витки пружины), О - сечение опорного витка.

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

2114,28 об/мин.

Верхняя опора

нижняя опора о

движение подвижного конца пружины

2416,32 об/мин.

Верхняя опора

нижняя опора о

180' 270* 360*

движение подвижного конца пружины

2265,3 об/мин.

Верхняя опора

нижняя опора

движение подвижного конца пружины

2567,34 об/мин.

верхняя опора

нижняя опора

180' 270* 360*

движение подвижного конца пружины

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 колебаний) 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 б 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 алгоритм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод.

2. С использованием метода представления клапанных пружин в виде эквивалентных стержней разработана адекватная математическая модель динамики привода МГР двигателя ВАЗ, идентифицированная по экспериментальным данным в широком диапазоне скоростных режимов (150...2100 об/мин по распределительному 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 величины усилия, действующего на клапан со стороны толкателя, до 6%. При этом сходимость расчётных данных с 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 представлении клапанных пружин в виде дискретных масс.

4. Предложена методика определения силы трения, развиваемого фрикционным демпфером в клапанной пружине МГР, представленной в виде эквивалентного стержня, верифицированная по экспериментальным данным. На её основе оценена нагруженность наружной клапанной пружины и клапанного привода 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 распределительного вала двигателя, на которой сохраняется работоспособность МГР, с 3710об/мин до 3790 об/мин.

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

Основное содержание диссегггании отражено в следующих публикациях.

Статьи в изданиях, рекомендованных ВАК:

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

2. Васильев, АВ. Моделирование динамики клапанного привода ДВС / АВ. Васильев, НЛ. Фёдоров // Известия Волгоградского государственного технического университета: Научный журнал. Серия Процессы преобразования энергии и энергетические установки. Выпуск 4, №12 (99), 2012.- Волгоград,2012. - С.37-40.

3. Васильев, А.В. Исследование вибраций клапанных пружин поршневых двигателей / А.В. Васильев, Н.Н. Фёдоров // Вестник Астраханского государственного технического 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. Васильев, Н.Н. Фёдоров // Известия Волгоградского государственного технического университета: Научный журнал. Серия Наземные транспортные системы. Выпуск 3, №10 (70), 2010.- Волгоград,2010. - С. 144-146.

В щючкх гаданиях:

5. Васильев, А.В.Расчёгное исследование колебаний витков клапанных пружин механизма газораспределения ДВС с жёстким клапанным приводом / AB. Васильев, H.H. Фёдоров // XTV Региональная конференция молодых исследователей Волгоградской области.-г. Волгоград, 10-13 ноября 2009 г.: тез. докл./ВолгГТУ и др. -С.64-66.

6. Васильев, AB. Моделирование колебаний витков клапанных пружин механизма газораспределения ДВС / A.B. Васильев, H.H. Фёдоров // Прогресс транспортных средств и систем - 2009: Материалы Международной науч.-практ. конф. Волгоград, Россия, 13-15 октября 2009 г. - Волгоград, 2009. -Ч. 1. - С. 271273.

7. Васильев, А.В.Применение модели эквивалентного стержня к исследованию колебаний витков клапанных пружин механизма газораспределения двигателя' A.B. Васильев, НИ Фёдоров // Сборник научных трудов по материалам международная научно-пракшческой конференции «Современные направления теоретических и прикладных исследований 2010». Том 4. Технические науки / У1фНИИМФ, ОНМУ, УкрГАЖТ. - Одесса, 2010.-С. 15-19.

8. Васильев, АВ.Построение обобщённой математической модели исследования динамики клапанного привода / AB. Васильев, H.H. Фёдоров // Всероссийская научно-пракгаческая 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, AB. Сопоставление методик представления клапанных пружин при математическом моделировании клапанного привода / A.B. Васильев, H.H. Фёдоров // 25 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] представлена разработанная автором универсальная модель исследования динамики МГР, основанная на соамесгаом использовании двух видов моделей клапанных пружин. В работах [3,4] представлена разработанные автором методика экспериментального исследования 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 эквивалентного стержня.

Подписано в печать 3.09.2013 г. Заказ № 586. Тираж 100 экз. Печ. 1,0 Формат 60 х 84 1/16. Бумага офсетная. Печать офсетная. Отпечатано в типографии ИУНЛ Волгоградского государственного технического университета. 400005, Волгоград, просп. им. В.И.Ленина, 28, корп. №7.

ВОЛГОГРАДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи

04201362990

ФЁДОРОВ Николай Николаевич

ВЫЯВЛЕНИЕ РЕЗЕРВОВ ПО СНИЖЕНИЮ НАГРУЖЕННОСТИ КЛАПАННОГО ПРИВОДА ДВС НА ОСНОВЕ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ

ЕГО МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ

05.04.02 - Тепловые двигатели

Диссертация

на соискание учёной степени кандидата технических наук

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор Васильев А.В.

Волгоград - 2013

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ...................................................................................4

ГЛАВА 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1 Анализ влияния динамики МГР на его нагруженность, работоспособность и надежность........................................................8

1.2 Динамические модели МГР поршневого двигателя.

Представление клапанных пружин.....................................................11

1.2.1 Системы с одной степенью свободы....................................13

1.2.2 Системы с несколькими степенями свободы.

Многомассовый подход...........................................................18

1.2.3 Эквивалентный стержень..................................................21

1.3 Метод конечных элементов (МКЭ)................................................24

1.4 Влияние колебаний витков клапанных пружин на динамику МГР. Методы повышения динамических качеств клапанного привода...............27

1.5 Выводы по главе. Цель и основные задачи исследования....................29

ГЛАВА 2. РАЗРАБОТКА УНИВЕРСАЛЬНОЙ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИНАМИКИ МГР ДВС С ВАРИАТИВНЫМ ПРЕДСТАВЛЕНИЕМ КЛАПАННЫХ ПРУЖИН

2.1 Модель эквивалентного стержня. Идентификация параметров..............30

2.2 Численное решение уравнений колебаний витков клапанных пружин.....33

2.3 Моделирование динамики МГР автомобильного двигателя. Определение структуры и идентификация модели по экспериментальным данным..............................................................................................41

2.4 Разработка методики моделирования динамики МГР автомобильного двигателя с вариативным представлением клапанных пружин..................52

2.5 Алгоритм и структура разработанного программного комплекса исследования динамики МГР............................................................57

2.6 Обработка результатов и оценка адекватности разработанной математической модели....................................................................61

2.7 Результаты и выводы.................................................................71

ГЛАВА 3. УЛУЧШЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ КАЧЕСТВ КЛАПАННОГО ПРИВОДА ВЫСОКООБОРОТНЫХ две

3.1 Оценка нагруженности клапанных пружин высокооборотных ДВС........72

3.2 Влияние коэффициента демпфирования. Оценка эффективности применение масляной ванны для снижения интенсивности вибраций...................78

3.3 Конструктивные методы снижения интенсивности вибраций клапанных пружин современных высокооборотных ДВС........................................83

3.4 Определение силы трения, развиваемой пружинным демпфером..........88

3.5 Динамическая модель клапанной пружины с демпфером.....................93

3.6 Идентификация разработанной модели по экспериментальным данным и оценка эффективности применения пружинного демпфера на высокооборотном двигателе................................................................................95

3.7 Результаты и выводы................................................................104

ГЛАВА 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МГР ДВС

4.1 Описание экспериментальной установки и методика проведения сперимента.................................................................................105

4.2 Регистрация колебаний витков клапанной пружины в приводе МГР.... 107

4.3 Обработка результатов экспериментального исследования.................112

4.4 Оценка воспроизводимости эксперимента.....................................117

4.5 Результаты и выводы................................................................122

ЗАКЛЮЧЕНИЕ...........................................................................123

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

125

ВВЕДЕНИЕ

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, что связано с его работой в условиях постоянно изменяющихся скоростных и нагрузочных режимов. Кроме того, 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 снижают надёжность деталей. Это явление наиболее ярко проявляется в клапанной пружине, которая обладает наименьшей, по сравнению с другими деталями клапанного привода, жёсткостью и наименьшей собственной частотой колебаний. Резонансные режимы работы ДВС (по отношению к собственной частоте клапанной пружины) сопровождаются ростом напряжений в клапанной пружине, которые сказываются не только на напряжённом состоянии самой пружины, но и могут явиться причиной неудовлетворительной работы всего клапанного привода.

В связи с этим представляется актуальной разработка универсальной математической модели, которая позволяла бы более точно оценить влияние вибрации клапанных пружин на нагруженность клапанного привода и наиболее точно описать происходящие в МГР процессы. Однако существующие математические модели не в полной мере отражают особенности работы ряда клапанных механизмов, 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 использования различных методов представления клапанных пружин в зависимости от>

режима работы ДВС. Следует отметить, что, несмотря на многообразие и сложность существующих методов представления элементов МГР, такой подход позволяет получить адекватные результаты, максимально сохраняя при этом простоту модели и позволяя оперативно вносить изменения в структуру расчётной схемы. Все сказанное выше определяет актуальность выполненных исследований.

Целью диссертации является выявление резервов по снижению нагруженности МГР ДВС посредством совершенствования его математической модели. Для достижения поставленной цели были сформированы следующие 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 повышение адекватности математической модели динамики клапанного привода.

3. На основе предложенного метода моделирования динамики газораспределительного 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 исследовать резервы по снижению его нагруженности и повышению его работоспособности.

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 пружин в виде эквивалентного стержня с распределёнными параметрами и внешним трением.

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

3. На примере двигателя ВАЗ показано, что предлагаемая методика позволяет повысить адекватность математической модели динамики МГР на высоких частотах вращения коленчатого вала поршневого двигателя.

Теоретическая и практическая значимость результатов работы:

1. Разработаны алгоритм и программное обеспечение для моделирования динамики МГР, позволяющие вариативно представлять клапанные пружины и более 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 повысить 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 возможность повышения предельной частоты вращения клапанного привода при использовании демпфера клапанной пружины.

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

Результаты исследований могут быть использованы при проектировании и доводке современных высокооборотных ДВС.

При проведении исследований применялись методы классической механики, а также экспериментальные методы, включающие стендовые испытания, методы эмпирического анализа и вычислительной математики, статистическая обработка данных и компьютерное моделирование.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Метод моделирования динамики МГР ДВС с вариативным представлением клапанных пружин.

2. Повышение адекватности динамики МГР с использованием предлагаемой модели эквивалентного стержня на повышенных частотах вращения коленчатого вала поршневого двигателя.

3. Методика определения усилия трения, развиваемого демпфером в клапанной пружине.

Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловливаются использованием фундаментальных уравнений математики и законов механики, обоснованностью допущений, принятых при разработке расчётных моделей, высокой сходимостью результатов расчётов и экспериментальных данных, а также согласованностью с известными результатами исследований других авторов.

Основные положения работы докладывались на XIV региональной конференции молодых исследователей волгоградской области (Волгоград, 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)» (Волгорад, 2009); на Международной научно-практической конференции «Современные направления теоретических 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 научно-техническом семинаре им. В.В. Михайлова «Проблемы экономичности и эксплуатации тракторной техники» (Саратов, 2012-2013).

По материалам работы опубликовано 9 печатных работ, включая 4 статьи, входящих в перечень изданий, рекомендуемых ВАК РФ по кандидатским и докторским диссертациям.

ГЛАВА 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

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

В настоящее время наметилась чёткая тенденция повышения требований, предъявляемых к двигателям внутреннего сгорания (ДВС) по мощностным, экономическим, экологическим показателям, надежности, ресурсу, долговечности и ремонтопригодности. Это приводит к необходимости совершенствования его систем, а в частности - механизма газораспределения (МГР), как одной из наиболее ответственных и нагруженных систем ДВС. От его характеристик зависит качество наполнения и очистки цилиндров на различных режимах работы, потери мощности на газообмен и, следовательно, индикаторные и эффективные показатели двигателя. В связи с этим МГР ДВС является объектом непрерывного совершенствования, приводящего к его дальнейшему усложнению, в частности, увеличению количества клапанов, применению различных конструкций гидроэлементов и систем регулирования фаз газораспределения. Об этом свидетельствует как быстрый рост соответствующей патентной базы, так и перспективные разработки ведущих автомобильных фирм мира (Audi, BMW, Mercedes, Porsche, Honda, Toyota, Fiat, Alfa Romeo и др.) [37, 103, 105, 107, 115, 118, 123, 160, 162].

В существующих современных конструкциях двигателей МГР подвергаются значительным нагрузкам. Наличие упругих звеньев в МГР обуславливает возникновение колебательных процессов. Переменные напряжения сжатия, растяжения, изгиба и кручения возникающие в системе снижают надёжность деталей. При этом из-за односторонности связей возможен разрыв кинематической цепи и последующее её восстановление, сопровождаемое ударными взаимодействиями деталей [1, 2, 8]. Последнее имеет место также при выборке тепловых зазоров, величины которых могут существенно изменяться в процессе работы двигателя

[24]. Удары в процессе работы механизма не только снижают его надёжность, но и увеличивают шумность.

Из сказанного выше следует, что разнообразные по типу и конструктивному исполнению МГР современных двигателей испытывают значительные нагрузки, вызывающие повреждения деталей. На долю МГР приходится до 50% отказов двигателя [23]. К ним относятся изнашивание и разрушение посадочных фасок и сёдел клапанов, рабочих поверхностей кулачков и толкателей, поломки клапанных пружин, потеря устойчивости и деформация штанг, зависание и обрыв клапанов, разрегулировка теплового зазора [8, 12, 13, 22, 24]. Наиболее интенсивно изнашиваются такие пары, как кулачок-толкатель, клапан-седло, клапан-направляющая втулка [12, 13], первые два сопряжения выделены как наиболее уязвимые.

Весьма существенное влияние на повреждение сопряжения кулачок-толкатель оказывают контактные напряжения, что подтверждается рядом работ [1, 2, 62, 98, 118, 137]. Их величины зависят от свойств материала изготовления деталей клапанного привода, режимов работы двигателя, а также конструктивных параметров: формы и размеров пятна контакта, типа толкателя и закона его движения, характеристик клапанных пружин, масс подвижных деталей механизма [ 1, 2, 137]. Для мощных форсированных двигателей значения контактных напряжений могут доходить до 900... 1300 МПа [1,2].

Вибрации, связанные с колебательными процессами в механизме, приводят к многократному упругому деформированию, наклёпу и последующему усталостному изнашиванию поверхностей кулачка и толкателя. Возможные отскоки толкателя вследствие неудовлетворительной динамики вызывают высокие ударные нагрузки в сопряжении. Наличие таких отскоков подтверждается прерывистым следом на рабочей поверхности кулачка, а также его огранкой [1,2, 28].

Рассмотренные отрицательные эффекты уменьшаются при повышении жёсткости всех звеньев механизма, применении сплавов с высокой демпфирующей способностью и безударных кулачков.

В связи со всем, сказанным выше, в данной области проводится множество исследований, направленных на совершенствование конструкции механизма газораспределения, его деталей и узлов. Динамика распределительного вала, толкателя и клапана в этом случае играют очень важную роль в функционировании системы.

По мере развития отрасли проектирования двигателей анализ клапанного привода становился всё более и более сложным процессом. [130, 138, 158]. Были приведены математические модели гидравлических толкателей и оценено влияние сил давления газов на движение клапана. Например, в [108] было показано, что с помощью компьютерного моделирования, подтверждения результатов экспериментом и проверенных теорий проектирования возможно спроектировать оптимальную конструкцию механизма газораспределения.

Джеон установил, что с помощью результатов моделирования и экспериментальных результатов, оптимизирующих профиль кулачка, можно увеличить площадь под кривой подъёма клапана с одновременным уменьшением ускорения клапана и пикового значения усилия толкателя. Это также позволяет избежать явление отскока толкателя [128].

Путём использования безусловного алгоритма фильтрации при идентификации параметров оптимизации МГР Чои установил, что дефекты профиля кулачка могут иметь огромное влияние на динамику высокооборотных двигателей [110]. Кордона для этих же целей представил методику профилирования кулачков распределительного вала клапанного привода двигателя используя алгоритм с ограничениями для параметров оптимизации, позволяющая увеличить площадь под кривой толкателя и максимизировать время-сечение клапана [107].

Клапаны в системе газораспределения двигателей внутреннего сгорания должны обеспечивать должное наполнение цилиндров топливовоздушной смесью в случае бензиновых двигателей и воздухом в случае дизельных двигателей. С другой стороны, на высоких скоростных режимах, клапан может не успеть вернуться в своё первоначальное положение. Это влечёт за собой потерю мощности и в некоторых случаях встречу головки клапана и п�