Optimalizace zdvihové funkce ventilu

ČESKÉ VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V PRAZE FAKULTA STROJNÍ

Disertační práce

Optimalizace zdvihové funkce ventilu

Ing. Radek Tichánek

Studijní obor Dopravní stroje a zařízení

Školitel Doc. Ing. Ladislav Jukl, CSc.

Praha

2007

i

Poděkování Autor vyjadřuje poděkování svému školiteli Doc. Ing. Ladislavu Juklovi, CSc., Ing. Václavu Zoulovi, CSc. a Prof. Ing. Janu Mackovi, DrSc. za odborné vedení při řešení práce, a dále kolegům z Ústavu vozidel a letadlové techniky a Odboru mechaniky a mechatroniky za materiální zabezpečení experimentů, cenné připomínky a podněty při jejich realizaci.

ii

Anotace Klíčová slova:

spalovací motor, rozvodový mechanismus, zdvihová křivka ventilu, vačky, návrh vaček, optimalizace parametrů, měření zdvihu ventilu, měření rychlosti ventilu, měření zrychlení ventilu, dynamika rozvodového mechanismu

Anotace: Práce se zabývá optimalizací zdvihové funkce ventilu. Při řešení byl kladen důraz na mnohostranný pohled na danou problematiku. Pomocí termodynamického modelu oběhu spalovacího motoru a dynamického modelu rozvodového mechanismu, které byly nastaveny podle provedených experimentů, byl proveden rozbor vlivu parametrů zdvihové křivky ventilu na výkon motoru a na dynamické chování rozvodového mechanismu. K nastavení modelu oběhu motoru bylo provedeno měření indikovaného tlaku ve válci a průtokových čísel sacího a výfukového kanálu. Parametry zdvihové křivky byly optimalizovány použitím genetického algoritmu ve spojení s výpočtem termodynamického oběhu. Kritériem optimalizace byl výkon motoru a jeho zvyšování prostřednictvím zlepšení výměny náplně válce. Bylo sestaveno měřící stanoviště pro statické měření průběhů zdvihu ventilu a dynamické měření průběhů zdvihu, rychlosti zrychlení ventilu a okamžité úhlové rychlosti vačkového hřídele v různých režimech. Experimentálně získaná data byla podrobena analýze a poskytla cenné informace o kmitavém chování rozvodového mechanismu. Byl sestaven dynamický model rozvodového mechanismu a po nastavení ve shodě s experimenty byl dále používán pro ověření správné funkce vaček. Pohyb ventilu vypočtený pomocí dynamického modelu byl kritériem pro použitelnost obrysů vaček navržených na základě zdvihových křivek, optimalizovaných ve výpočtech oběhu motoru.

iii

Annotation Keywords:

internal combustion engine, valve train, valve displacement curve, cam profiles, cam design, optimization parameters, measurement of valve displacement, measurement of valve velocity, measurement of valve acceleration, valve train dynamics

Annotation: Optimization of Valve Stroke Curve The presented work deals with the optimization of valve stroke curve. The work was solved with emphasis on comprehensive look at given issue. With usage of a hermodynamic model of combustion engine the effect on engine power of valve displacement curve parameters was analyzed. Effect of these parameters on valve train dynamic behavior was also analyzed with usage of a valve train dynamic model. The thermodynamic model of engine was set up by using of indicated power measurement and flow coefficients measurement. Parameters of valve stroke curve were optimized by using of multi objective genetic algorithm in connection with the thermodynamic model of a combustion engine. The goal of optimization was engine power maximization caused by volumetric efficiency improvement. A test stand was developed for static and dynamic measurement of valve displacement, valve velocity, valve acceleration and measurement of non-uniform camshaft speed. Experimental data were analyzed and were found as a valuable source of information about dynamic behavior of the valve train. The valve train dynamic model was built which provided computation results in satisfactory accordance with experimental results. The valve train dynamic model was used for verification of proper function of designed cam profiles in valve train. Valve displacement computed by using of valve train dynamic model was criterion for usability of cam profiles designed on basis of valve lift curves previously optimized in thermodynamic model of combustion engine.

iv

Obsah Seznam použité symboliky ............................................................................................... v 1. Úvod.......................................................................................................................... 1 1.1 Současný stav řešeného problému .................................................................... 1 1.2 Cíle disertační práce.......................................................................................... 8 2 Výměna náplně válce................................................................................................ 9 2.1 Zdvihová křivka ventilu.................................................................................. 12 2.2 Návrh průběhu výchozí zdvihové křivky........................................................ 13 2.3 Výpočet obrysu vačky .................................................................................... 15 3 GT-Power model..................................................................................................... 17 3.1 Nastavení modelu oběhu podle dat z experimentů ......................................... 19 3.1.1 Indikace tlaku ve válci ............................................................................ 19 3.1.2 Měření průtokových vlastností kanálů.................................................... 21 4 Model modeFrontier ............................................................................................... 21 4.1 Genetické algoritmy........................................................................................ 21 4.2 Popis modelu................................................................................................... 23 5 Výsledky optimalizace zdvihové křivky v termodynamickém modelu oběhu spalovacího motoru......................................................................................................... 23 5.1 Optimalizace všech parametrů zdvihových křivek ......................................... 23 5.2 Optimalizace parametrů bez uvažování nárůstu zdvihu ................................. 28 5.3 Optimalizace časování .................................................................................... 28 5.4 Zhodnocení výsledků optimalizace parametrů zdvihových křivek v termodynamickém oběhu motoru ............................................................................ 29 6 Měření kinematických veličin rozvodového mechanismu ..................................... 32 6.1 Popis měřícího stanoviště a použitého zařízení .............................................. 34 6.1.1 Pohony rozvodového mechanismu na měřícím stanovišti...................... 34 6.1.2 Použité snímače ...................................................................................... 34 6.2 Měření okamžitých otáček vačkového hřídele ............................................... 38 6.2.1 Měření okamžitých otáček optickými závorami..................................... 38 6.2.2 Měření okamžitých otáček vačkového hřídele rotačním inkrementálním snímačem ................................................................................................................ 42 6.2.3 Souvislost torzního kmitání vačkového hřídele s posuvným pohybem ventilu 45 6.2.4 Metody vyhodnocování měřených veličin.............................................. 46 6.3 Statické měření zdvihu ventilu ....................................................................... 51 6.3.1 Kalibrace snímače magnetického pole ................................................... 52 6.4 Dynamické měření zdvihu ventilu.................................................................. 54 6.5 Měření rychlosti ventilu.................................................................................. 58 6.6 Měření zrychlení ventilu ................................................................................. 60 7 Dynamický model rozvodového mechanismu........................................................ 65 7.1 Model ventilové pružiny................................................................................. 65 7.1.1 Nosníkový prvek..................................................................................... 67 7.2 Model vahadla a vačkového hřídele ............................................................... 69 7.3 Sestava rozvodového mechanismu ................................................................. 70 7.4 Výsledky výpočtů dynamického modelu........................................................ 71 7.4.1 Simulace statického měření zdvihu ventilu ............................................ 71 7.4.2 Porovnání výsledků výpočtů dynamického modelu s měřením ............. 72 7.4.3 Ověření funkce navržených obrysů vaček .............................................. 76 8 Závěr ....................................................................................................................... 78

v 9

Příloha..................................................................................................................... 80 9.1 Příloha 1 – Výsledky optimalizace ................................................................. 80 9.2 Příloha 2 – Naměřené průběhy okamžitých otáček ........................................ 93 9.3 Příloha 3 - Frekvenční analýza průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele 108 9.4 Příloha 4 – Porovnání naměřeného a vypočteného průběhu rychlosti a zrychlení ventilu. Frekvenční analýza průběhů zrychlení ventilu. ........................... 120 Literatura....................................................................................................................... 133

Seznam použité symboliky Zkratky B-BFGS

gradientní algoritmus Broyden-Fanno-Fletcher-GoldfarbShanno počítačem podporované navrhování diskrétní Fourierova transformace množina kombinací vstupních parametrů dolní úvrať pístu ve válci recirkulace výfukových plynů algoritmus výpočtu diskrétní Fourierovy transformace frekvenční charakteristika horní úvrať pístu ve válci snímač zdvihu snímač rychlosti úhel otevření sacího ventilu úhel otevření výfukového ventilu výfukový ventil otevírá rozvodový mechanismus s vačkovou hřídelí v hlavě válců rozvodový mechanismus s vačkovou hřídelí v bloku motoru systém pro analýzu otáčení sací ventil otevírá zdvih sacího ventilu zdvih výfukového ventilu

CAD DFT DOE DÚ EGR FFT FRF HÚ LVDT LVT ÚOSV ÚOVV VO OHC OHV RAS SO ZSV ZVV České symboly Ae

[m2]

az

-2

zrychlení na vačce (zdvihátka, kladky)

-1

rychlost šíření světla

c ck

[m.s ] [m.s ]

plocha průřezu elementu

koeficient Fourierovy řady

vi dv

[m]

vztažný průměr ventilu

E

[Pa]

modul pružnosti v tahu

e

[-]

f

[Hz]

(F/A)

jednotkový vektor frekvence

[-]

směšovací hmotnostní poměr palivo/vzduch

G

[Pa]

modul pružnosti ve smyku

h

[m]

výška průřezu

hv

[m]

zdvih ventilu

[m]

zdvih na vačce (zdvihátka, kladky)

hz e x

e y

I ,I ,I I

e t

4

plošné momenty setrvačnosti elementu

4

plošný moment setrvačnosti elementu pro krut

[m ] [m ] [-]

j K

imaginární jednotka řád harmonické složky

[-]

k l

e z

e

e

-1

[N.m ] [m]

M

matice tuhosti elementu délka elementu

-1

molární hmotnost směsi

-1

[kg.kmol ] [kg.kmol ]

molární hmotnost vzduchu

e

M

[kg]

matice hmotnosti elementu

ma

[kg]

hmotnost vzduchu

mat m& a

[kg]

hmotnost vzduchu ve válci po zavření sacího ventilu

Ma

e

[kg.s-1]

hmotnostní tok vzduchu

m

[kg]

m

[-]

Nk

-1

[s ]

N

[-]

nR

[-]

np

[-]

počet bodů transformace počet otáček cyklu (nR = 2 pro čtyřdobý, nR = 1 pro dvoudobý motor) řád polynomu

nu

[-]

násobitel úhlu otevření ventilu

nz

[-]

násobitel zdvihu ventilu

P

[W]

výkon motoru

pa,0

[Pa]

atmosférický tlak

pi

[Pa]

tlak v sání

QHV rc

hmotnost elementu počet úseků

-1

frekvence otáčení klikového hřídele

[J.kg ]

výhřevnost paliva

[-]

kompresní poměr

Ta,0

[°C]

atmosférická teplota

Ti

[°C]

teplota v sání

T

[s]

perioda vzorkovaného záznamu

vii t

[s]

čas

u

[m]

posuv uzlu

3

[m ]

Vd v

zdvihový objem válce

-1

rychlost pohyblivého objektu

-1

rychlost na vačce (zdvihátka, kladky)

[m.s ]

vz

[m.s ]

w

[m]

šířka průřezu

xo

[m]

dráha pohyblivého objektu

x(t)

libovolná funkce času

X(f)

libovolná funkce frekvence

xp(t)

periodická funkce času

Řecké symboly

α γ ϑ ηf ηv ϕ

λ µ µσ

ρa,0 ρe

π ω ω0

[°] [-] [°] [-] [-] [°] [m] [-] [1] [kg.m-3] [kg.m-3] [-] [rad.s-1] [s-1]

úhel otáčení vačkového hřídele poměr izobarické ku izochorické měrné tepelné kapacitě úhel natočení uzlu celková účinnost motoru objemová účinnost úhel výchylky vačkového hřídele vlnová délka Poissonovo číslo průtokové číslo kanálu hustota vzduchu hustota materiálu prvku Ludolfovo číslo úhlová rychlost vačkového hřídele kruhová (úhlová) frekvence

Současný stav řešeného problému

1

1. Úvod Tato práce je zaměřena na optimalizaci parametrů zdvihové křivky ventilu. Optimalizace parametrů zdvihové křivky je prováděna pro dosažení nejvyššího výkonu v daných otáčkách motoru. Mezi optimalizované parametry patří časování, úhly otevření ventilu, zdvihy ventilů a průběhy zdvihových křivek. Na těchto parametrech závisí hodnota účinnosti výměny náplně válce a tím výkon motoru. Cesta optimalizace vede přes výpočet oběhu motoru řízený optimalizačním genetickým algoritmem. Výpočet oběhu motoru je prováděn v 1D simulačním programu. Spouštění simulačního programu a úprava jeho vstupního souboru (parametrů zdvihové křivky) je prováděna na základě vyhodnocení výsledků výpočtu oběhu optimalizačním algoritmem. Výsledkem optimalizace je časování a zdvihová křivka sacího a výfukového ventilu. Při výpočtech byl sledován také vliv jednotlivých parametrů zdvihové křivky na výkon motoru. Dalším výsledkem optimalizačních výpočtů oběhu motoru je oblast mapující nárůst výkonu motoru po optimalizaci jednotlivých parametrů zdvihové křivky, ze které se s ohledem na výpočet dynamiky rozvodu mohou volit jednotlivé parametry zdvihové křivky, avšak při slevě z požadavku na výkon motoru. Ze zdvihové křivky je následně pomocí kinematického modelu rozvodového mechanismu vypočten obrys vačky. Funkce obrysu vačky je ověřována v dynamickém modelu rozvodového mechanismu, kde je posouzen její vliv na dynamické chování mechanismu. Dynamický model rozvodového mechanismu byl sestaven s použitím poddajných prvků a model byl nastaven ve shodě s naměřenými daty, získanými při statickém i dynamickém měření průběhů zdvihu, rychlosti a zrychlení ventilu. Staticky změřená zdvihová křivka byla použita pro úpravu některých rozměrů mechanismu tak, aby se tato křivka shodovala s vypočtenou kinematickým nebo dynamickým modelem, při použití měkké pružiny, tedy bez vlivu poddajnosti mechanismu. Z dynamického měření pohybu ventilu byl vyhodnocen zdvih, rychlost a zrychlení ventilu. Průběhy těchto veličin byly porovnávány s vypočtenými a hledalo se takové nastavení převážně silových prvků modelu mechanismu, aby se průběhy shodovaly. Kritériem hodnotícím funkci vačky je pohyb ventilu, odskoky a dosedání ventilu do sedla. Při nesplnění se zvolily jiné parametry zdvihové křivky ventilu z oblasti zvýšeného výkonu motoru a dynamický výpočet se opakoval.

1.1 Současný stav řešeného problému V průběhu řešení disertační práce byly navrhovány průběhy zdvihových křivek ventilů úsekovými metodami, podrobně o nich pojednávají autoři v publikacích [1], [4], [5], [6] a [7]. V technické zprávě [1] je popsána úseková metoda skládající zdvihovou křivku ventilu z 8 charakteristických úseků, které vyhovují předepsaným dílčím podmínkám a podmínkám o spojitosti zdvihové křivky a jejích derivací v místě spojů. Autoři zde vychází z publikací [2] a [3]. Zdvihová křivka je rozdělena na dvě poloviny, poloviny se navrhují samostatně a mají společný bod v místě maximálního zdvihu. Jednotlivé úseky


2

zrychlení jsou popsány funkcemi, pro každý úsek je parametricky definována jedna funkce, jejíž tvar lze ovlivňovat volbou parametrů. Funkce úseků zrychlení jsou mocninné (náběh/výběh), čtvrtperiody sinusovek (nárůst/pokles zrychlení), konstantní nebo tlumená sinusovka (úsek maximální hodnoty kladného zrychlení) a parabola (záporné zrychlení) v posledním úseku poloviny průběhu zrychlení. Volbou úhlů jednotlivých úseků se nastavují hodnoty průběhu zrychlení ventilu. Publikace [7] popisuje program GT-VTRAIN, jeden ze skupiny programů firmy Gamma Technologies, umožňující sestavovat modely, řešit kinematiku a dynamiku rozvodových mechanismů. Jeho součástí je nástroj Cam Design pro návrh zdvihových křivek ventilů úsekovou metodou. Pro jednotlivé úseky jsou definovány polynomické funkce různého řádu. Je možné navrhovat zdvihovou křivku ventilu celou nebo polovinu. Uživatel určuje úhly jednotlivých úseků, čímž se mění průběh zdvihové křivky, maximální zdvih, hodnoty rychlosti a zrychlení na hranicích některých úseků. Tímto se přímo nastavují hodnoty maximálního i minimálního zrychlení ventilu, hodnota konstantní rychlosti při náběhu a seběhu zdvihové křivky. V metodě popsané v [1], [2] a [3] lze tyto hodnoty ovlivnit pouze nepřímo. Pro návrh zdvihových křivek v průběhu práce byla použita jednodušší šesti úseková metoda, jejíž rozšířenou verzi popisují publikace [1], [2] a [3] a dále program Cam Design, viz [7]. Šesti úseková metoda je bez úseku konstantní rychlosti (nulového zrychlení) v náběhové části, jejího napojení na čtvrtperiodu sinusovky činného zdvihu a s úsečkou v úseku maximálního kladného zrychlení místo sinusovky. Tato jednoduchá metoda, jejíž rovnice jsou dostupné, byla naprogramována v tabulkovém procesoru, její výhodou je rychlý výpočet, zadává se pouze maximální zdvih a úhly jednotlivých úseků, jimiž se tvaruje průběh zrychlení. Program GT-VTRAIN, viz [7], jehož součástí je program Cam Design, byl dále použit pro sestavení kinematického modelu mechanismu a výpočtu obrysů vaček z navržených zdvihových křivek. Publikace [4], uvádí všeobecný přehled vývoje tvarů vaček (vačky s přímkovými, kruhovými boky), jsou zde popsány metody návrhu průběhů zrychlení ventilu (přímkový průběh zrychlení ventilu, zrychlení ventilu složené z parabol). V publikaci je dále uveden postup výpočtu převodu kinematických veličin v rozvodovém mechanismu a dynamika rozvodu zaměřená na kmitání rozvodů, rozbor kmitání ventilové pružiny při rovnoměrném otáčení vačkového hřídele nebo vlivem torzního kmitání, které se přenáší z klikového hřídele při pohonu vačkové hřídele ozubenými koly. V průběhu řešení práce se ukázalo jako nutnost zabývat se hlouběji torzním kmitáním pohonu vačkového hřídele, které bylo způsobeno tuhým spojením vačkového hřídele s hřídelí dynamometru, protože frekvence torzního kmitání pohonu vačkové hřídele byly blízké vlastním frekvencím ventilové pružiny. Ucelenou publikací z oblasti vačkových mechanismů je [5]. Autor zde uvádí přehled o různých typech vačkových mechanismů používaných v různých odvětvích průmyslu od automobilového po výrobní stroje. Autor popisuje metody návrhu zdvihových křivek od jednoduché harmonické zdvihové křivky, po úsekové metody s polynomickými funkcemi v jednotlivých úsecích, výpočty obrysů vaček v mechanismech s různými


3

zdvihátky, metody výpočtu kinematiky, statiky a dynamiky (na základě řešení kmitání vícehmotových soustav), Hertzovy teorie kontaktů a opotřebení vačkových mechanismů. Rozsáhlou částí publikace je popis vybavení pro měření zdvihu, rychlosti, zrychlení ventilu a metodika pro analýzu měřených dat. Kniha je doplněna o výsledky měření a jejich analýzu na konkrétním rozvodovém mechanismu spalovacího motoru. Program GT-POWER pro simulaci oběhu spalovacích motorů popisuje publikace [8]. Tento program bývá využíván pro návrh a ladění potrubí, optimalizaci průběhu zdvihu ventilu a časování, teplotní analýzu součástí motoru (válce, pístu, ventilů, potrubí), sladění turbodmychadla (mechanického kompresoru) s motorem, analýzu spalování při použití různých modelů (i uživatelských), návrh tlumiče výfuku, návrh EGR a další. Umožňuje tedy počítat výkon, točivý moment, plnicí účinnost motoru, teploty, tlaky a jejich průběhy ve válci a potrubích, průtoky a rychlosti v potrubích (ventilech). Umožňuje předpovídat klepání a produkci NOx u zážehových motorů, NOx a sazí u vznětových motorů, vedení tepla v motoru, výpočet hluku a další. Program GT-POWER je osvědčený nástroj používaný v automobilovém průmyslu i vývojovými pracovišti, viz [16]. V tomto článku je popsáno použití programu pro simulaci proměnlivého ovládání ventilů a simulaci motorové brzdy. V tomto případě se jedná o hydraulicky ovládaný rozvodový mechanismus. Výpočty byly prováděny pro přeplňované vznětové motory. Byly provedeny výpočty pro soubor zvolených kombinací parametrů rozvodového mechanismu, včetně Atkinsonova cyklu s opožděným zavřením sacího ventilu. Zvolený soubor parametrů neprošel optimalizací. Výsledky výpočtu ukazují přibližně 13% úsporu paliva při 25% zatížení a otáčkách 2100 min-1. V režimu nízkého zatížení a nízkých otáčkách bylo vypočteno zvýšené procento zbytkových výfukových plynů ve válci. V nejnižším režimu zatížení (25 %) při otáčkách 1200 min-1 to bylo 14,6 %. Publikace [9] popisuje program modeFrontier, který zprostředkovává řešení optimalizačních úloh. Na základě definice vstupních a výstupních parametrů optimalizace, omezujících podmínek a cílů optimalizace se přistupuje k volbě optimalizačního algoritmu, jejichž knihovna je součástí programu. Cílem optimalizace může být dosažení určité hodnoty výstupní proměnné, cílů může být i několik, což představuje nalezení určité kombinace vstupních parametrů. Oblast vstupních parametrů je nejprve disktretizována na množinu kombinací vstupních parametrů (Design of Experiments – DOE) různými algoritmy. Mezi tyto algoritmy patří uživatelský nebo náhodný výběr kombinací, faktoriál, tedy všechny kombinace vstupních parametrů, Sobolův algoritmus, který poskytuje rovnoměrnější rozložení kombinací než náhodný výběr, algoritmus Latin Hypercube-Monte Carlo, který generuje rozložení kombinací podle statistických rozdělení (normální, studentovo, exponenciální) a další. S touto množinou kombinací vstupních parametrů následně pracuje vybraný optimalizační algoritmus. Knihovna algoritmů obsahuje řadu algoritmů jako gradientní B-BFGS, Simplex, genetické algoritmy, jejich modifikace a další. Pro výpočet modelu termodynamiky oběhu spalovacího motoru byl v této práci použit program GT-POWER, viz [8]. Byl v něm sestaven simulační model jednoválcového rychloběžného závodního motoru. Tento model byl nastaven podle výsledků


4

provedených experimentů [20] a [21]. Předností modelu jednoválcového motoru je jeho rychlý výpočet, což umožnilo provádět mnohaparametrické optimalizace v akceptovatelném čase. K optimalizaci byl použit genetický algoritmus z knihovny optimalizačních algoritmů programu modeFrontier, viz [9], který je vhodný pro daný typ úlohy. V literatuře je možné vyčíst způsoby měření průběhů zdvihu ventilu, viz [5], [11] a [12]. Jedním z nich je snímač pracující na principu vířivých proudů, viz [10]. Cílem projektu byla analýza dynamického chování rozvodového mechanismu SOHC šestnáctiventilového čtyřválce od rovnoběžných do maximálních otáček. Snímač obsahuje na své horní straně indukční element. Tento element je buzen vysokofrekvenčním proudem z připojeného oscilátoru. Výsledné magnetické pole na vrcholku snímače indukuje vířivé proudy v kovové součásti, jejíž vzdálenost měříme, tyto vířivé proudy střídavě mění impedanci snímače, která mění napětí. Velikost napětí snímače je úměrná vzdálenosti mezi snímačem a měřenou součástí. Vztah mezi napětím a vzdáleností je lineární v daném rozsahu. Citlivost snímače zdvihu je velmi závislá na uspořádání měření. Snímač musí být kalibrován při každé změně uspořádání měření. Kalibrační křivka byla měřena mechanickým mikrometrem a byla statisticky vyhodnocena. V článku je uveden rozbor z něhož vyplývá, že zrychlení získané derivací dat z měření zdvihu nevystihuje vyšší frekvence kmitání ve srovnání s akcelerometrem, dále jsou rozdíly v průběhu zrychlení, velikosti vrcholků zrychlení získaného derivací z měřeného zdvihu jsou menší něž naměřené zrychlení akcelerometrem pro všechny měřené otáčky. Data z měření zdvihu ventilu nezahrnují vysokofrekvenční špičky zrychlení při zavírání ventilu. Harmonická analýza dat z akcelerometru a dat získaných měřením zdvihu a následně dvakrát derivovaných ukazuje dobrou shodu do 15 řádu. Dalším používaným zařízením pro měření zdvihu ventilu je laserový vibrometr, viz [11]. Cílem tohoto článku bylo měření vysokorychlostní dynamiky rozvodových mechanismů použitím nejmodernějšího zařízení. Obsahuje použití diferenciálního laserového vibrometru k měření průběhů zdvihu a rychlosti ventilu a RAS analýzu otáčení (Rotational Analysis System), který jednoduše a rychle redukuje množství naměřených dat a zjednodušuje srovnávání výsledků dynamiky rozvodu s teoretickými modely. Zabývá se měřením a rozborem dosedací rychlosti ventilu, vypočteného zrychlení derivací z měřené rychlosti ventilu, měřeného točivého momentu, torzního kmitání, vlivu vzorkovací frekvence a filtrování dat. K měření byl v tomto případě použit Polytec PI’s vysokorychlostní laserový vibrometr. Toto zařízení je schopné měřit zdvih a rychlost ventilu (do 30 m/s), je tedy vhodný pro aplikaci i na závodních motorech. Jeho frekvenční rozsah je 250 kHz pro zdvih a 50 kHz pro rychlost. Druhé zařízení je pro měření úhlové polohy vačkového hřídele v závislosti na čase. Obsahuje měřící kartu umožňující vzorkovat signál s frekvencí 400 kHz pro měření vysokorychlostní dynamiky. Jedná se o RAS (Rotational Analysis System) od firmy Rotec. Měření bylo prováděno na dvou rozvodových mechanismech z produkce firmy Ford, k pohonu vačkových hřídelí se používalo elektromotorů. Hřídele elektromotorů byly k vačkovému hřídeli připojeny pružnými spojkami. Na vačkové hřídeli byl


5

připojen rotační inkrementální snímač. K měření zdvihu ventilu byl použit zmíněný vibrometr, zařízení se skládalo ze dvou laserů, jeden snímal rychlost ventilu a druhý rychlost celé hlavy. Ze zařízení pro sběr dat stojí za zmínku karta pro měření času průchodu náběžných hran rotačního inkrementálního snímače, z čehož se následně vyhodnocuje okamžitá úhlová rychlost, tato karta byla 40 bitová s frekvencí 10 GHz. Kromě uvedených veličin byla měřena okamžitá úhlová rychlost na koncích pružných spojek, rychlost setrvačníku a deformace vahadla. Na analýze dosedání ventilu do sedla bylo ukázáno, že zvýšení tlaku v hydraulickém zdvihátku zatěžuje rozvodový mechanismus a zvětšuje odskok ventilu z 0.1 mm na téměř dvojnásobek při dosedání ventilu do sedla. Byl prezentován rozptyl v úhlové poloze vrcholu zdvihu ventilu (až 12°), v časování a úhlu otevření ventilu, dále rozdíly v maximálním zdvihu až 0.35 mm. V práci [12] je provedena analýza kmitání ventilového rozvodu SOHC za účelem vyšetření a předvedení výhod a omezení různých dynamických měření zdvihu, rychlosti a zrychlení. Zvlášť byla měřena frekvenční charakteristika (FRF – Frequency Response Function) pružiny, vačkové hřídele a vahadla. Měření bylo prováděno na sacím ventilu, všechny ostatní ventily a vahadla byly vyjmuty. Byla použita kombinace LVDT (Linear Variable Differential Transformer) pro měření zdvihu, LVT (Linear Velocity Transduser) pro měření rychlosti ventilu a piezoelektrického akcelerometru. Měření zdvihu ventilu je vždy cenné při zjišťování odskoku ventilu a pro přesné měření zdvihu ventilu v různých otáčkách vačkového hřídele. Pro měření vysokootáčkových podtlumených systémů má omezený frekvenční rozsah, což snímač limituje při zjišťování kmitání. Měření zrychlení je nejefektivnější při zjišťování odezvy systému pro velkou šířku pásma typického piezoelektrického akcelerometru. Při analýze měření se projevilo zřetelné propojení dynamické odezvy pružiny na vstupní obrys vačky ve vyšších otáčkách. Ukázalo se účelné použití všech tří snímačů (zdvihu, rychlosti a zrychlení ventilu) při analýze dynamického chování mechanismu. Z uvedené literatury [10], [11] a [12] byly čerpány poznatky pro stavbu měřícího stanoviště. K pohonu vačkového hřídele byl použit dynamometr. V literatuře nebyla nalezena shoda v tom, jestli je lepší použít k připojení pohonu tuhou nebo pružnou spojku. Nejlepší by bylo pohánět rozvodový mechanismus stejně, jak je tomu v motoru. Takové řešení vyžaduje přinejmenším vybavit měřící stanoviště rozvodem oleje s jeho ohřevem na provozní teplotu a přestavbu bloku motoru, zakrytování pohonu rozvodu a zároveň zachovaný pohled dovnitř spalovacího prostoru na ventily. Rozvodový mechanismus použitý při měření měl všechna ložiska v hlavě motoru jehlová a byl mazán pouze rozstřikovaným olejem. Upevnění hlavy motoru na měřící stanoviště umožňovalo zachovat otevřený pohled na ventily. Při měření byla použita tuhá i pružná spojka a v obou případech byla z měření vyhodnocována okamžitá úhlová rychlost. Pro statické měření zdvihu ventilu bylo stanoviště upraveno, pohon vačkového hřídele obstarával krokový elektromotor. Pro měření zdvihu ventilu byl testován prototyp snímače magnetického pole s Hallovou sondou. Rychlost ventilu byla měřena laserovým vibrometrem, průběh rychlosti byl následně derivován pro získání průběhu zrychlení ventilu a integrován pro získání průběhu zdvihu ventilu. Nezávisle bylo


6

v některých případech měřeno zrychlení ventilu akcelerometrem připevněným na ventilu. Existuje několik přístupů k modelování dynamiky rozvodových mechanismů [13], [14] a [15]. V příspěvku [13] jsou ukázány techniky modelování mechanických systémů a výsledky simulace dynamického chování ventilového rozvodového mechanismu OHV vznětového motoru. Na základě výsledků byl sestaven model ventilové pružiny použitím nosníkových prvků respektujících ohybové a torzní vlastnosti drátů pružiny. Model vystihuje velmi dobře pružinu s konstantním i proměnným stoupáním. V rozvodovém mechanismu byl měřen průběh síly ve zdvihací tyčce, ve dříku ventilu a zdvih ventilu. Model ventilové pružiny obsahuje nosníkové prvky, které modelují zatížení drátu osovou silou, krutem, ohybem a střihem. Těmito prvky jsou pospojovány hmoty na které je drát pružiny rozdělen. Dělení drátu je uvažováno po čtyřech dílech na závit. Z výpočtu a měření průběhu axiální síly ve zdvihací tyčce vyplývá dobrá shoda ve frekvenci a velikosti amplitud průběhu. V článku byla uvedena dobrá shoda v porovnání vypočteného a měřeného pohybu závitů ventilové pružiny, z čehož vyplývá, že přístup modelování ventilové pružiny nosníkovými elementy je vhodný pro simulaci dynamického chování pružiny. V publikacích [14] a [15] jsou popsány různé přístupy k modelování rozvodových mechanismů. Autor článku [14] používá výpočetní systém DADS a v něm sestavený rozvodový mechanismus celého motoru z 3D poddajných těles. Tělesa modelována metodou konečných prvků mají pro dynamický výpočet redukovaný počet vlastních tvarů a rozsah vlastních frekvencí. Ventilová pružina je modelována 3D nosníkovými prvky, bylo použito dělení osmi prvky na závit pružiny. Vačková hřídel byla ve výpočtu poháněna konstantní úhlovou rychlostí. Odlišný způsob modelování dynamiky rozvodového mechanismu prezentuje autor článku [15]. Ten zde používá program GTVTRAIN, viz [7]. V tomto programu je poddajnost prvků rozvodového (vahadlo, vačková hřídel) mechanismu respektovaná předepsanou tuhostí. Ventilová pružina je modelována jako 1D (pohyb podél osy ventilu) soustava pružně uložených hmotných bodů. Předností tohoto programu jsou rozsáhlé možnosti modelování všech typů rozvodových mechanismů od prvního návrhu zdvihové křivky ventilu, přes výpočet dynamického chování rozvodového mechanismu, až po výpočet opotřebení jeho částí. Při sestavování dynamického modelu rozvodového mechanismu je vhodné zahrnout do výpočtu vliv třecích sil. Některá experimentální data uvádí publikace [17]. Zde byla vypočtena třecí síla ve vedení ventilu na základě změřené síly působící na ventil, změřeného zrychlení ventilu, známého zdvihu ventilu, tuhosti a síly předpětí ventilové pružiny. Měření bylo provedeno na OHV rozvodu výfukového ventilu, při nezatíženém motoru se spalováním. Třecí síla ve vedení ventilu vyšla, vzhledem k silám působícím v mechanismu malá, a to přibližně 2% působících sil. Dále byla měřena síla mezi vahadlem a zdvihací tyčky. Z rovnováhy sil na vahadle byl vypočten moment tření. Tento moment je největší 4 Nm při otevírání výfukového ventilu, při velkém rozdílu tlaku mezi válcem a výfukovým potrubím a narůstá s růstem otáček. Součinitel tření byl až 0,4 (střední hodnota kolem 0,15) při tomto momentu. Tenzometrem byl měřen


7

moment na vačkové hřídeli nutný k pohonu rozvodového mechanismu, tento moment kolísá od v rozsahu 10 Nm při otáčkách motoru 1280 min-1. Záporná hodnota odpovídá otevírání ventilu, kladná odpovídá zavírání ventilu. Měření momentu na vačkové hřídeli ve spojení s síly ve zdvihací tyčce bylo využito pro určení tření mezi vačkou/zdvihátkem a zdvihátkem/vedením zdvihátka. Z takto uspořádaného měření a výpočtu silové a momentové rovnováhy na zdvihátku byla určena kombinovaná třecí síla na zdvihátku, tato dosáhla špičkové hodnoty 100 N v otáčkách 1680 min-1, ve všech měřených režimech se pohybovala kolem 70 N. V bodě maximálního zdvihu ventilu (nulové rychlosti zdvihátka) je třecí síla ve vedení zdvihátka rovná nule, v tomto bodě bylo tedy možné určit třecí sílu mezi vačkou a zdvihátkem. Součinitel tření dosahuje hodnoty 0,11 při 680 min-1 s narůstajícími otáčkami lineárně klesá na hodnotu 0,075 v 1680 min-1. Program Simpack, viz [18], je nástroj pro modelování, simulování, analýzu a návrh všech typů mechanismů. Je programem vyvinutým k modelování soustav těles (multibody) s mnoha stupni volnosti. Součásti mechanismů (tělesa) jsou v mechanismu pospojována vazbami, silovými prvky s rozsáhlými možnosti nastavení. Tělesa mohou být uvažována tuhá nebo poddajná, modelována metodou konečných prvků. Díky obecným stavebním prvkům, ze kterých se sestavují modely, umožňuje program modelovat různé mechanismy a uplatňuje se v mnoha odvětvích průmyslu (letecký, automobilový, výrobní a obráběcí stroje), robotice a biomechanice. Na základě poznatků o modelování rozvodových mechanismů uvedených v pramenech [13] a [14], byl zvolen přístup k sestavení dynamického modelu rozvodového mechanismu s použitím poddajných těles a podrobným modelem ventilové pružiny, sestavené z nosníkových elementů. Použitý nástroj Simpack, viz [18], poskytuje kromě výsledků řešení názornou animaci průběhu simulace. Animace vlastních tvarů kmitu pružiny byla využita i při analýze měřených dat pohybu ventilu a měřením zjištěných vlastních frekvencí.

Cíle disertační práce

8

1.2 Cíle disertační práce Motivací pro řešení disertační práce je zlepšení ovladatelnosti naplnění válce a přizpůsobení parametrů rozvodového mechanismu potřebě maximálního naplnění válce. Cílem práce je metoda návrhu rozvodového mechanismu pro dosažení maximálního výkonu motoru. Metoda vychází ze zdvihových křivek ventilů s extrémními zrychleními, optimalizovanými na základě výměny náplně válce, a hledá se mezi nimi taková zdvihová křivka ventilu, která splní podmínku dynamicky fungujícího rozvodového mechanismu. Dílčích cílů je několik: • vyšetření vlivu parametrů zdvihové křivky ventilu na výkon motoru a jejich optimalizace v termodynamickém modelu spalovacího motoru; parametry zdvihových křivek ventilů jsou vstupem do výpočtů dynamiky rozvodového mechanismu; • vyšetření vlivu potřebného obrysu vačky na pohyb prvků rozvodového mechanismu v dynamickém modelu; • kalibrace dynamického modelu. Prostředky k dosažení cílů jsou: simulační model termodynamiky oběhu spalovacího motoru sestavený s použitím výsledků experimentů ve spojení s efektivním optimalizačním algoritmem; měřící stanoviště pro měření pohybu ventilu a okamžité úhlové rychlosti vačkového hřídele, programové vybavení pro sběr a analýzu naměřených dat; dynamický model rozvodového mechanismu nastavený ve shodě s experimentem. Kritériem pro optimalizaci zdvihové funkce ventilu byl v této práci výkon rychloběžného motoru, počítaný pomocí experimentů nastaveným modelem termodynamiky oběhu spalovacího motoru. Omezující podmínkou pro optimalizaci je správná funkce rozvodového mechanismu. Správná funkce rozvodového mechanismu je posuzována podle výsledků výpočtů dynamického modelu, který poskytuje výsledky v dobré shodě s provedenými experimenty na měřícím stanovišti. Tvary součástí dynamického modelu rozvodového mechanismu nebyly optimalizovány. Při stavbě zmíněných modelů se vycházelo z rychloběžného spalovacího motoru a vzhledem k jeho charakteru nebylo při výpočtech posuzováno namáhání a jeho vliv na životnost součástí motoru a rozvodového mechanismu.

Výměna náplně válce

9

2 Výměna náplně válce Indikovaný výkon spalovacího motoru je podle [19] při daných otáčkách přímo úměrný hmotnostnímu toku vzduchu. Může být vyjádřen v závislosti na parametrech podle vztahu (1). Nasátí maximální hmotnosti vzduchu při plně otevřené škrtící klapce nebo plném zatížení a udržení této hmotnosti ve válci, je hlavním cílem procesu výměny náplně válce. η m N Q ( F / A) P = f a k HV (1) nR Proces výměny náplně válce je pro čtyřdobé motory charakterizován souhrnným parametrem účinnosti výměny náplně válce (plnicí účinností). Tato účinnost závisí na návrhu potrubí, ventilů, kanálů a také na provozních podmínkách motoru. Účinnost výměny náplně válce, viz (2), je měřítkem efektivnosti čtyřdobého cyklu motoru a jeho

ηv =

2m& a ρ a ,0Vd N k

(2)

sacího a výfukového systému, jakožto plnicího zařízení. Pokud je hustota vzduchu ρa,0 určená při atmosférických podmínkách; ηv je pak souhrnnou účinností výměny náplně válce nebo při podmínkách v sacím potrubí; ηv pak vyjadřuje sací efektivitu válce nepřeplňovaného motoru, sacího kanálu a ventilu. Účinnost výměny náplně válce je ovlivněna mnoha proměnnými jako je konstrukce motoru, palivo a provozními podmínkami motoru jako jsou: • Typ paliva, směšovací poměr, odpařené množství paliva v sacím potrubí, výparné teplo paliva, teplota směsi. • Poměr tlaku ve výfukovém a sacím potrubí. • Kompresním poměrem. • Otáčkami motoru. • Konstrukcí sacího a výfukového potrubí a kanálů. • Geometrií ventilu, velikostí, zdvihem a časováním. Souhrnná účinnost výměny náplně válce idealizovaného cyklu, viz (3), může být vyjádřena v závislosti na tlaku směsi v sání pi, teplotě směsi Ti, směšovacího poměru (F/A), kompresním poměru rc, tlaku ve výfuku pe, molární hmotnosti M a poměru měrných tepelných kapacit γ.



 p

 T



 r

 p 



M  i  a , 0  1 1  c   e  + (γ − 1)  η v =  −           M a  p a , 0  T i  [1 + (F / A)]  r c − 1 γ (r c − 1)  p i 

(3)

U zážehových motorů přítomnost par paliva v sacím potrubí zmenšuje parciální tlak vzduchu pod tlak směsi. Pro konvenční kapalná paliva, jako je benzín, je efekt par paliva a proto směšovacího poměru na účinnost výměny náplně válce malý. U plynných paliv a metanolu, je tato plnicí účinnost zmenšena přítomností par paliva ve směsi. Pokud se do směsi nepřivádí teplo, snižuje se teplota směsi vypařováním paliva.


10

Experimentální data ukazují, že teplota vzduchu při vypařování paliva klesá více, než proti tomu působící pokles parciálního tlaku vzduchu způsobený nárůstem množství par paliva. Snižování tlaku snižuje plnicí účinnost, což je kompenzováno poklesem teploty při vypařování paliva, který plnicí účinnost zvyšuje. Plnicí účinnost s vypařováním paliva je o několik procent vyšší. Se změnou poměru tlaku ve výfuku ke tlaku v sání a kompresního poměru se mění množství zbytkových plynů ve válci. S nárůstem objemu těchto zbytkových plynů plnicí účinnost klesá, neboť tyto ve válci zabírají objem, který by jinak zaplnila čerstvá směs. Podle rovnice (3) je plnicí účinnost závislá na tlaku v sání. Tento tlak je snižován pod hodnotu atmosférického tlaku tlakovou ztrátou při proudění sacím potrubím, tato ztráta je závislá na rychlosti proudění a průřezech potrubí. Ze stejných důvodů je tlak ve výfuku vyšší než atmosférický. Tlak v sacím potrubí se mění během každého sacího zdvihu vlivem nestacionárního proudění, které je způsobeno měnící se rychlostí pístu a měnícím se průřezem ve ventilu. S rostoucími otáčkami setrvačnost směsi v sacím potrubí zvyšuje tlak v kanále při zavírání sacího ventilu a tím umožňuje pokračování plnění válce, když je píst kolem dolní úvrati a začíná kompresní zdvih. Tento (ram) efekt se zvyšuje s rostoucími otáčkami. Využívá se jej navrhováním zdvihových křivek ventilů s velkým úhlem otevření pro rychloběžné motory. Pozdější zavírání sacího potrubí, realizované pro využití (ram) efektu, způsobuje zejména v nízkých otáčkách výtok čerstvé směsi z válce zpět do sacího potrubí, který je důsledkem zvýšení tlaku ve válci při začínající kompresi, kdy je sací ventil ještě otevřený. Pulzující tok z válce při výfuku způsobuje pulzace tlaku ve výfukovém potrubí. Tyto postupují rychlostí zvuku a odrážejí se od atmosféry na otevřeném konci potrubí. U více válcových motorů se tlakové pulzace od jednotlivých válců odrážené od konce potrubí mohou ve společném plénu ovlivňovat. Tyto pulzace mohou pomáhat při výměně náplně válce nebo ji zhoršovat. Pomáhají, pokud dojde k snížení tlaku ve výfukovém kanálu ke konci výfukového zdvihu, takový výfukový systém se nazývá laděný [26]. Nestacionární průtok sacím potrubím do válce způsobuje tlakové vlny postupující sacím potrubím od válce. Tyto tlakové vlny se mohou odrážet od konce potrubí a vracet se zpět k válci. Pokud je pohyb těchto vln příslušně načasovaný, dojde ke zvýšení tlaku před sacím ventilem na konci sacího zdvihu a to způsobí zvětšení hmotnosti nasáté směsi do válce. Takové potrubí se opět nazývá laděné [26]. V závislosti na otáčkách motoru lze laděním délek potrubí zvýšit plnicí účinnost v určitém rozsahu otáček motoru. Pro velmi rychloběžné motory (závodní) vyhovují krátká sací i výfuková potrubí, pro zvýšení naplnění válce v nízkých otáčkách se používají sací potrubí delší. Obr. 1.2-1 uvádí závislost plnicí účinnosti na střední pístové rychlosti. Je zde vyneseno působení různých vlivů na její průběh. Plnicí účinnost je snížena pod hranici 100 % vlivy (tlak par paliva) nezávisejícími na rychlosti (křivka A). Ohřev náplně válce v sacím potrubí a válci snižuje plnicí účinnost převážně v první polovině rozsahu rychlosti, kdy směs setrvává v potrubí delší čas (posun křivky A na B). Třecí ztráty a místní ztráty v potrubí narůstají s druhou mocninou otáček motoru a snižují plnicí účinnost (posun křivky B na C). Ve vyšších otáčkách dochází v nejužším průřezu


11

potrubí k dosažení rychlosti zvuku a tím aerodynamickému ucpání potrubí, které ostře snižuje plnicí účinnost (posun křivky z C na D). Ram efekt, kdy se setrvačnosti sloupce plynu v potrubí využívá k doplnění válce, zvyšuje plnicí účinnost ve vysokých otáčkách (posun křivky z D na E). Pozdější zavírání sacího ventilu k využití ram efektu má za následek tok čerstvé směsi zpět do sacího potrubí, což v nízkých otáčkách způsobuje snížení plnicí účinnosti (posun křivky C a D na F). Nakonec laděním potrubí lze zvýšit plnicí účinnost v určitém rozsahu otáček (posun křivky F na G). Model oběhu motoru používaný v této práci umožňuje díky 1D přístupu modelování proudění v sacím a výfukovém potrubí simulovat výše popsané efekty. Model zachycuje ohřev směsi, vliv odpařování paliva na cestě do válce i snižování teplot ve válci, způsobené odpařením nadbytečného množství paliva při bohaté směsi. Ladění potrubí simulováno nebylo, v potrubí je umístěn restriktor, model zachycuje aerodynamické ucpávání v tomto místě od otáček 8000 min-1. Při výpočtech oběhu motoru v některých režimech nastalo proplachování válce směsí. V těchto případech se ve výsledcích výpočtů uvádí plnicí účinnost podle vztahu (4), kde mat je hmotnost vzduchu ve válci po zavření sacího ventilu, tedy snížená o uniklé množství vzduchu do výfuku při proplachování. mat ηv = (4) ρ a ,0Vd

Obr. 1.2-1: Přehled vlivů měnící průběh plnicí účinnosti. Konečný průběh je plná čára. Obrázek byl převzat z [19].

Zdvihová křivka ventilu

12

2.1 Zdvihová křivka ventilu Zdvihová křivka ventilu může být popsána průběhem a parametry podle schématu na Obr. 2.1-1. Podle tohoto obrázku jsou to počátky otevření ventilu (časování) SO a VO, úhly otevření ventilu (ÚOSV, ÚOVV) a zdvihy ventilu (ZSV, ZVV). Průběh zdvihové křivky bývá určen různými metodami, některé budou zmíněny v kapitole 2.2, s ohledem na spojitost vyšších derivací zdvihové křivky a hodnoty zrychlení ventilu. Navržená zdvihová křivka ventilu přímo určuje obrys vačky, která je mechanicky spojena s klikovým hřídelem. Tím jsou všechny parametry návrhové zdvihové křivky přeneseny do rozvodového mechanismu motoru. Sladění těchto parametrů se zbytkem motoru tak, aby se požadovaným způsobem, podle zvolených kritérií, ovlivnil proces výměny náplně válce, je cílem jejich optimalizace. Z hlediska optimalizace se jedná o šest vstupních parametrů, které lze při výpočtu nezávisle měnit. Tab. 2.1-1 uvádí základní přehled parametrů zdvihové křivky. Je praktickým zvykem uvádět rozvodová data při naměřeném 1 mm zdvihu ventilu, neboť se zdvih měří přesněji na strmé části průběhu zdvihu než na začátku průběhu. Vzhledem k různé teplotní roztažnosti částí rozvodového mechanismu je vždy v mechanismu nastavena ventilová vůle.

Obr. 2.1-1: Parametry zdvihové křivky ventilu. V mechanismech s mechanickým vymezováním je vůle více či méně přesně nastavená, vždy nějaká zůstane i v nejhorším tepelném režimu motoru a tím vznikají odchylky v rozvodových datech skutečných od navržených. Ve všech prováděných výpočtech je nastavena ventilová vůle 0.1 mm pro sací ventil a 0.15 mm pro výfukový ventil.

Návrh průběhu výchozí zdvihové křivky

13

Tab. 2.1-1: Základní přehled parametrů zdvihové křivky ventilu. SO VO ÚOVS ÚOVV Zdvih (sací ventil (výf. ventil (úhel otevření (úhel otevření otevírá před ventilu otevírá před sacího ventilu) výf. ventilu) [mm]

bez vůle s vůlí v1 mm s vůlí

ZSV

ZVV

(max. zdvih sacího ventilu)

(max. zdvih výf. ventilu)

HÚ)

DÚ)

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[mm]

[mm]

89

136

380

424

11.73

10.75

71

106

352

365

11.63

10.6

35

60

285

272

11.63

10.6

Ve výpočtech se ventilová vůle projeví snížením zdvihové křivky o hodnotu vůle v celém průběhu a zmenšením úhlu otevření ventilů, viz Tab. 2.1-1, tím se sice zmenší plocha průřezů ve ventilech, ale odchylky v účinnosti naplnění válce budou zřejmě zanedbatelné.

2.2 Návrh průběhu výchozí zdvihové křivky K optimalizaci v termodynamickém modelu oběhu motoru byly uvažovány tři průběhy zdvihové křivky, viz Obr. 2.2-1. Jedna je původní zdvihová křivka získaná při statickém měření zdvihu ventilu, viz kapitola 6.3, a dvě nově vytvořené různými metodami se strmějším nárůstem zdvihu. Obr. 2.2-2 ukazuje zrychlení těchto křivek. Původní zdvihová křivka byla naměřená při statickém měření zdvihu ventilu, vzhledem k měření v reálném rozvodovém mechanismu s vůlemi v ložiskách a třením, byť s měkkou ventilovou pružinou, její druhá derivace nemá hladký průběh. Pro výpočet zrychlení se v tomto případě vyšlo z řešení kinematického modelu mechanismu, kam se zadal daný obrys vačky použitý pro její výrobu. Návrhová křivka n01_1 byla navržena v programu GT-VTRAIN, viz [7]. Tento program slouží jako nástroj k mnoha účelům a je rozdělen na dvě části. První část „Cam Design“ slouží k vytváření zdvihových křivek nebo profilů vaček. Je zde také možnost načtení dat existující zdvihové křivky a její automatické proložení v programu nebo její úprava do požadovaného tvaru, čehož bylo využíváno při potřebě aproximovat zdvihovou křivku. Tento program používá k vytváření průběhů křivek polynomické funkce. Při návrhu je profil vačky nebo zdvihová křivka (celá nebo její polovina, podle použité metody) rozdělena do úseků (m úseků). Počet úseků je dán použitou metodou (14 nebo 15 úseků pro celou zdvihovou křivku) a šířku úseků je možné libovolně měnit, v rozsahu daném úhlem otevření ventilu. V každém úseku je profil vytvářen polynomem řádu n (v rozsahu 3-6). Koeficienty polynomů (n+1)m jsou určeny řešením soustavy lineárních rovnic vyhovující následujícím třem typům podmínek.

Návrh průběhu výchozí zdvihové křivky

14

Podmínky kontinuity – Tyto podmínky zajišťují spojitost průběhu křivky a jejich derivací na hranicích jednotlivých úseků. Vnitřní podmínky a podmínky plynoucí z definice – Těmito podmínkami se nastavují hodnoty zdvihu, rychlosti, zrychlení, třetí derivace zdvihu na nulu a to na hranici nebo v celém úseku. Mezi tyto podmínky patří nulová hodnota zdvihu a rychlosti na začátku a na konci průběhů, nulová hodnota rychlosti při maximálním zdvihu, konstantní hodnota zrychlení v určitém úseku atd. Konstantní rychlost nebo zrychlení v určitém úseku může být nastaveno zadáním nulové následující derivace (zrychlení nebo skoku) v tomto úseku. Podmínky vložené uživatelem – pomocí těchto podmínek uživatel nastavuje hodnotu zdvihu, rychlosti, zrychlení a skoku na hranicích úseků. Tyto podmínky doplňují zbývající rovnice pro řešení soustavy a jsou jediné, kterými uživatel běžně ovlivňuje průběh zdvihu, zadávají interaktivně a po jejich zadání je návrh dokončen. Při návrhu je uživatel průběžně informován o velikosti plochy pod křivkou zdvihu, popř. o poměru této plochy vztažené k ploše obdélníka dané součinem max. zdvihu a úhlu zdvihové křivky. Ve druhé části „Valvetrain Design“ je možné vytvořit podrobný model kinematiky rozvodového mechanismu, k tomu účelu slouží knihovna pěti nejrozšířenějších mechanismů. Vytváří se zde rovinné schéma mechanismu, je možné animovat jeho pohyb a umožňuje řešit jeho kinematiku a kvazi statiku. Řešení kinematiky obsahuje v závislosti na typu uvažovaného mechanismu, výpočet obrysu vačky ze zadané zdvihové křivky ventilu a naopak, výpočet zdvihů a výchylek ostatních prvků mechanismu (zdvihátka, vahadla, zdvihací tyčky) a pomocné výpočty popisující geometrii kontaktu vačky a zdvihátka. Návrhová křivka n01_2 byla navržena metodou ÚVMV. Principem metody je rozdělení zdvihové křivky na šest úseků včetně náběhu a seběhu. Jednotlivé úseky jsou definovány různými křivkami, které jsou kombinací mocninných a goniometrických funkcí (čtvrtperiody sinusovek) a jsou napojeny tak, aby byla zajištěna spojitost vyšších derivací celé zdvihové křivky ventilu. Délkou jednotlivých úseků a hodnotou maximálního zdvihu ventilu se vytvaruje zdvihová křivka ventilu. Novější metodu ÚVMV (rozšířenou dva úseky v náběhu, viz kapitola 1.1) uvádí literatura [1][2] a [3]. Z průběhem návrhové zdvihové křivky n01_1 je počítáno pouze při optimalizaci parametrů zdvihových křivek v termodynamickém oběhu motoru. Stanovuje se jí, z hlediska termodynamiky, mezní hodnota dosažitelného výkonu motoru. Pokud by se uvažoval pouze mechanický rozvodový mechanismus, je její použití možné pouze v rozvodovém mechanismu pomaloběžného motoru, kvůli velkému nárůstu zrychlení ventilu. Nepoužitelnost takové vačky byla ověřena dynamickým modelem rozvodového mechanismu. Z uvedených průběhů zrychlení dosahuje maximálních hodnot křivka „návrhová křivka n01_2“, průběh zrychlení křivky n01_1 není v Obr. 2.2-2 vynesen. Parametry návrhové křivky n01_2 a původní zdvihové křivky, popsané v Obr. 2.1-1, byly optimalizovány v termodynamickém modelu oběhu motoru a podle závěrů v kapitole 5.4 z nich byly vypočteny obrysy vaček, viz následující kapitola, a jejich funkce byla ověřována v dynamickém modelu, viz kapitola 7.4.3.

Výpočet obrysu vačky

15

14

Zdvih ventilu h [mm]

12 10 8 6 4 původní křivka 01 návrhová křivka n01_1 návrhová křivkan01_2

2 0 0

50

100

150

200

Úhel vačkového hřídele [°] Obr. 2.2-1: Průběhy zdvihových křivek navržených pro další optimalizaci.

Zrychlení ventilu a [mm/°°]

0.025 původní křivka 01 návrhová křivkan01_2

0.02 0.015 0.01 0.005 0 0

50

100

150

200

-0.005 -0.01

Úhel vačkového hřídele [°] Obr. 2.2-2: Průběhy zrychlení vybraných zdvihových křivek.

2.3 Výpočet obrysu vačky Model pro výpočet kinematiky rozvodového mechanismu byl vytvořen v programu Valvetrain Design, který je součástí programového vybavení GT-VTRAIN. Schéma rozvodového mechanismu ukazuje Obr. 2.3-1. Podle rozměrů z tohoto obrázku byl


16

sestaven kinematický model. Pomocí něj byly počítány souřadnice obrysů vaček ze zdvihových křivek, jak s původními, tak s výslednými parametry z optimalizace v termodynamickém modelu oběhu motoru a model byl použit jako rozměrové schéma pro sestavení dynamického modelu. V pojednání o statickém měření zdvihu ventilu, viz kapitola 6.3, byly zjištěny odchylky změřené zdvihové křivky ventilu od návrhové. Tyto odchylky byly vzaty do úvahy a promítly se do modelu kinematiky změnou jeho některých parametrů. Vždy se vyšlo z daného obrysu vačky, tato data jsou totožná se souřadnicemi zadávanými do brusky při broušení vačky a jsou považována za bezchybná. Při dopočítávání parametrů se tedy vycházelo z daných výrobních souřadnic obrysu vačky a staticky naměřené zdvihové křivky. Z daného obrysu vačky se počítala zdvihová křivka ventilu a parametry kinematického mechanismu se nastavily tak, aby se vypočítaná zdvihová křivka shodovala s naměřenou při statickém měření. Obrysy vaček jsou patrné z Obr. 2.3-2.

Obr. 2.3-1: Schéma rozvodového mechanismu.

Na základě závěrů z optimalizace parametrů zdvihových křivek v termodynamickém modelu motoru, viz kapitola 5.4, která poskytla zdvihové křivky vycházející z původní a navržené n01_2 úpravou úhlů otevření ventilu (parametry ÚOSV a ÚOVV), byly s použitím kinematického modelu vypočteny obrysy vaček, viz Obr. 2.3-2. Spolu s nimi je v tomto obrázku vykreslen také původní obrys vačky.


17

25 20 15

y [mm]

10 5 0 -15

-10

-5

0

5

10

15

-5 -10

optimalizovaná n01_2 optimalizovaná původní původní 01

-15

x [mm]

Obr. 2.3-2: Obrysy vaček vypočtené ze zdvihových křivek n01_1 (červená), n01_2 (modrá) a původní po optimalizaci v termodynamickém modelu motoru.

3 GT-Power model Model rychloběžného spalovacího motoru byl sestaven v programovém prostředí GTSUITE, které je sdruženým nástrojem pro vytváření modelů pohonných ústrojí (motor, spojka, převodovka, model vozidla), motorů a jejich částí, jako je chlazení motoru, vstřikovací soustavy, rozvodové a klikové mechanismy. K samotnému numerickému řešení modelů je použito příslušných řešičů, při řešení práce byl použit řešič GT-Power. Model motoru se skládá z objektů trojího druhu – hmotných, spojovacích a objektů popisujících fyzikální děje. Objekty hmotné - se dále dělí na průtokové a mechanické. Průtokové objekty definují objem, mechanické zase hmotnost, popř. moment setrvačnosti. Typickým průtokovým prvkem je potrubí nebo válec. Typickým mechanickým prvkem je klika, popř. ojnice. Objekty spojovací – těmito se modeluje propojení mezi hmotnými prvky. Typicky slouží k modelování ventilů, vstupních hrdel potrubí, při stavbě mechanických modelů klikového hřídele nebo dynamického modelu rozvodového mechanismu jsou jimi definovány vazby mezi prvky mechanismu. Objekty popisující nějaký fyzikální děj - vývin nebo přestup tepla, vstřikování a odpařování paliva. Obr. 2.3-1 uvádí model spalovacího motoru z prostředí programu. Průtokové objekty (úseky potrubí kromě válce) jsou modelovány jako objemy, definované podél osy potrubí na základě metody konečných objemů, pro něž se bilancují zákony hmoty, energie a hybnosti. V radiálním směru tyto objemy zaujímají celý průřez potrubí, v axiálním směru je možno jejich rozměr nezávisle měnit. Propojením těchto objemů se získá 1-D (0-D válec – uvažuje se jako jeden objem) model motoru. Tak se sestaví soustava parciálních diferenciálních rovnic, která musí být


18

ještě doplněna dalšími empirickými rovnicemi (přestup tepla, stavová rovnice, atd.), aby byla řešitelná. Vlastní řešení se hledá numericky. Důležité jsou již zmíněné doplňující vztahy. V principu vícerozměrné procesy ztrát vznikajících v proudění vlivem tření a přestupu tepla do stěn potrubí jsou nahrazeny příslušnými okrajovými podmínkami definovanými na těch hranicích jednotlivých objemů, které představují pevné stěny potrubí. Třecí ztráty jsou definovány na základě ztrátových součinitelů příslušných k vazkému laminárnímu nebo turbulentnímu proudění v kanále kruhového průřezu s možností uvažování vlivu drsnosti stěn. Průtokové číslo µσ sacího a výfukového kanálu, bylo zjištěno měřením, viz kapitola 0. Přestup tepla do stěn je modelován pomocí přestupního součinitele odvozeného při uvažování vlivu konvekce a drsnosti stěn kanálu. Průběh vývinu tepla je modelován Vibeho funkcí nebo tabulkou dat, odvod tepla ve válci Woschniho vztahy, atp. Pro každý model je třeba zvolit či upravit některé parametry motoru tak, aby důležité výstupní parametry odpovídaly skutečnosti. To bylo v tomto případě provedeno podle indikovaných tlaků ve válci pro plné zatížení. Z indikovaných tlaků měřených na motorové zkušebně, viz kapitola 3.1.1.2, byly vyhodnoceny průběhy vývinu tepla. Vliv mechanických ztrát v klikovém mechanismu byl nahrazen pomocí modelu tření Chenn-Flynn nahrazujícího ztrátový tlak pomocí funkce složené z konstantního členu, členu závislého na maximálním tlaku ve válci motoru a členů úměrných první resp. druhé mocnině střední pístové rychlosti. Model motoru, viz Obr. 2.3-1, zahrnuje sací potrubí s karburátorem a krátkým nátrubkem, při výpočtu se používají průtokové čísla sacího, viz Obr. 3.1-5 a výfukového kanálu, naměřené profukovací zkouškou hlavy válce. Model potrubí má stejný objem jako skutečné potrubí k zachycení setrvačných účinků sloupců plynu. Na vstupu do karburátoru je umístěn restriktor o průměru 34 mm, který omezuje průtok směsi do motoru přibližně od 8 000 min-1. Ve výfukovém potrubí je tlumič výfuku nahrazen jeho objemem.

Obr. 2.3-1: Model motoru v prostředí programu GT-SUITE . Průběh optimalizace zdvihových křivek v termodynamickém modelu oběhu motoru řídí genetický algoritmus, viz kapitola 4.1. Algoritmus prostřednictvím prostředí programu modeFrontier mění definované proměnné (SO, VO, ÚOSV, ÚOVV, ZSV, ZVV) ve

Nastavení modelu oběhu podle dat z experimentů

19

vstupním souboru pro program GT-Power a spouští výpočet. Ve vstupním souboru se časování zadává přímo úhlem ve stupních vačkového hřídele. Při výpočtech se tedy vezme hodnota proměnné např. časování (SO, VO) a ta se mění s krokem (většinou po jednom stupni) v daném rozsahu. Rozsah, ve kterém se hodnoty časování mohou pohybovat, byl na začátku odhadnut a pokud v průběhu výpočtu výsledky časování dospěly k hranicím rozsahu, byl tento přizpůsoben a výpočet byl poté opakován. Takto se nastavovaly a měnily rozsahy všech proměnných. Hodnoty úhlu otevření ventilů a zdvihu ventilu se nezadávaly přímo číselně, ale pomocí hodnot násobitelů, kterými se v průběhu výpočtu násobily původní zadané hodnoty úhlu a zdvihu. Při optimalizaci se nastavovaly různé hodnoty právě těchto násobitelů, které byly původně nastaveny na hodnotu jedna. Tím je také zajištěno, že se při zachovaném úhlu otevření ventilu zvýšením hodnoty násobitele zdvihu docílí nárůstu strmosti zdvihové křivky, tím průtočné plochy ve ventilu, ale také hodnoty zrychlení ventilu, viz vztahy (5) a (6). Při zachovaném zdvihu ventilu se zmenšením úhlu otevření ventilu opět zvětší zrychlení ventilu. Pro zdvih sacího ventilu platí: hv = n z ⋅ h0 ;

d 2 hv d 2 h0 = nz . dt 2 dt 2

(5)

Pro úhel otevření sacího ventilu platí ÚOSV = nu ⋅ ÚOSV0 a pro zrychlení ventilu můžeme psát: d 2 hv d 2 hv 2 d 2 h0 2 = ω = ω (6) dt 2 dα 2 n u dα 2 Ve vztazích (5) a (6) jsou h0 a ÚOSV0 hodnoty zdvihu a úhlu otevření ventilu před optimalizací.

3.1 Nastavení modelu oběhu podle dat z experimentů 3.1.1 Indikace tlaku ve válci Cílem měření, viz [20], bylo získat průběhy indikovaného tlaku ve válci v ustálených režimech při různých otáčkách a z něj vyhodnotit vývin tepla. V grafech Obr. 3.1-1 až Obr. 3.1-4 jsou vyneseny průběhy naměřeného tlaku ve válci v porovnání s vypočtenými programem GT-Power. 3.1.1.1 Použité měřící vybavení Hlava motoru byla osazena nechlazeným piezoelektrickým tlakovým snímačem AVL GU21D, na klikovou hřídel motoru byl připojen homokinetickou vlnovcovou spojkou rotační inkrementální snímač Pepperl&Fuchs se 720 značkami na otáčku, tělo snímače bylo uchyceno k bloku motoru. Pro sběr dat byla použita víceúčelová měřící karta Keithley PCMCIA 12AIAO. Elektrický napěťový signál byl ze zesilovače náboje přiveden na analogový vstup měřící karty a byl vzorkován údajem inkrementálního snímače o úhlu natočení klikového hřídele. Záznam byl spouštěn spouštěcí značkou

Nastavení modelu oběhu podle dat z experimentů

20

inkrementálního snímače. Pro měření bylo nutné použít děličku pulzů. Do otáček 8000 min-1 bylo možné vzorkovat s nastavením dělení dvěma a pro vyšší otáčky motoru dělení čtyřmi. Vzorkování tak odpovídalo jednomu resp. dvěma stupňům úhlu natočení klikového hřídele. 3.1.1.2 Průběh měření Měření probíhalo na vývojové zkušebně motorů na válcovém brzdovém stanovišti. Pro stanovení horní úvrati v tlakových záznamech, bylo nejprve provedeno měření v režimu protáčení prohřátého motoru. Další měření byla prováděna při ustálených otáčkách motoru při plně otevřeném regulačním orgánu motoru. Použitý válcový dynamometr umožňoval pouze krátkodobé udržení konstantních otáček motoru, což velmi komplikovalo vyhodnocení záznamů. Otáčky byly nastavovány v rozsahu 5 500 – 10 600 min-1 v krocích přibližně po otáčkách 1 000 min-1. V každém režimu byl zaznamenán průběh tlaku pro 50 po sobě následujících cyklů. Poloha horní úvratě byla určena při protáčení motoru. Při měření v otáčkách 8 000 min-1 došlo k poruše inkrementálního snímače, zřejmě vlivem vibrací. Od těchto otáček bylo nutné záznam 8

10

výpočet měření

9

výpočet měření

7 6

Tlak ve válci [MPa]


8 7 6 5 4 3

5 4 3 2

2

1

1 0 -100

-50

0

0

50

100

150

200

-100

Úhel klikového hřídele [°]

-50

Obr. 3.1-1: Porovnání naměřeného a vypočteného tlaku ve válci při otáčkách motoru 7800 min-1.

100

150

200

6

výpočet měření

výpočet

7

5

měření 6



50


8

5 4 3 2

4 3 2 1

1 0 -50

0


0

50

100

150



200

0 -100

-50

0

50

100

150

200


Obr. 3.1-4: Porovnání naměřeného a vypočteného tlaku ve válci při otáčkách motoru 10 500 min-1.

vzorkovat pouze vnitřními hodinami měřící karty a záznam nebyl synchronizován s polohou klikového hřídele, což vzhledem k nerovnoměrnosti otáčení tohoto motoru zkreslovalo průběh tlaku, to je zřejmě důvod odchylek v průběhu komprese,

Genetické algoritmy

21

viz Obr. 3.1-3 a Obr. 3.1-4. V těchto režimech jsou větší odchylky v průbězích tlaku ve válci získaných měřením a výpočtem modelu oběhu motoru, ale maxima tlaků ve válci se příliš neliší a bylo nutné se s tímto spokojit, protože další měření provedeno nebylo. Při měření se posunovala poloha horní úvratě a nebylo možné vyhodnotit všechny oběhy. Pro vyhodnocení byl vybrán interval oběhů, kde se neměnil střední indikovaný tlak. Při měření se nepodařilo zajistit dostatečně dlouhý stabilní běh motoru. Motor vykazuje velký rozptyl indikovaného tlaku a následně vyhodnocených dalších veličin. Všechny průběhy tlaku jsou výrazně ovlivněny rázy při zavírání sacích ventilů, které zaznamenal piezoelektrický snímač tlaku. Naměřené průběhy tlaku jsou použity v programu GT–Power, kde je z nich inverzní procedurou vyhodnocen vývin tepla v různých otáčkách a používán při optimalizačních výpočtech.

3.1.2 Měření průtokových vlastností kanálů Měření, viz [21], bylo provedeno na aerodynamické trati standardní profukovací zkouškou. Profukovací zkouška probíhá při tlakovém spádu 500 mmH2O mezi okolím a prostorem válce. Obr. 3.1-5 ukazuje naměřenou závislost průtokového čísla µσ na poměru zdvihu ventilu ku zvolenému průřezu kanálu v sedle ventilu. Do výpočtů byl zadán průběh průtokového čísla, viz Obr. 3.1-5, kdy byl do měření zahrnut pouze sací kanál. Pro větší poměr hv/dv než 0,4194 byla hodnota průtokového čísla uvažována konstantní µσ = 0,6784. 0.80 0.70

mis [ 1 ]

0.60 0.50 0.40 0.30 0.20 0.10 0.00 0.00

0.10

0.20

0.30

0.40

0.50

h v /d v [ 1 ]

0.60

0.70

Obr. 3.1-5: Naměřený průběh průtokového čísla µσ pro sací kanál.

4 Model modeFrontier 4.1 Genetické algoritmy Genetický algoritmus je postup uplatňující se při řešení optimalizačních úloh, u nichž lze očekávat existenci velkého počtu lokálních extrémů. Algoritmus začíná hrubým odhadem, a pak nalézá řešení simulací principů evoluční biologie. Genetické algoritmy používají techniky napodobující pozvolné, průběžně se vyvíjející procesy, jako dědičnost, mutace, přirozený výběr a křížení, pro vývoj řešení zadané úlohy. Princip práce genetického algoritmu je postupná tvorba generací různých řešení daného problému. Při řešení se uchovává tzv. populace, jejíž každý jedinec představuje jedno

Genetické algoritmy

22

řešení daného problému. Jak populace probíhá evolucí, řešení se zlepšují. Tradičně je řešení reprezentováno binárními čísly, nicméně používají se i jiné reprezentace (strom, pole, matice). Typicky je na začátku simulace (v první generaci) populace složena z naprosto náhodných jedinců. V přechodu do nové generace je pro každého jedince spočtena tzv. fitness funkce, která vyjadřuje kvalitu řešení reprezentovaného tímto jedincem. Podle této kvality jsou stochasticky vybráni jedinci, kteří jsou modifikováni (pomocí mutací a křížení), čímž vznikne nová populace. Tento postup se iterativně opakuje, čímž se kvalita řešení v populaci postupně vylepšuje. Algoritmus se obvykle zastaví při dosažení postačující kvality řešení, případně po předem dané době. Genetické algoritmy jsou používány v mnoha inženýrských aplikacích díky výhodám proti tradičním algoritmům. Hlavní výhodou těchto technik je naděje, že se najde globální optimum. V jednoduchých aplikacích je tato hlavní výhoda zaplacena delším výpočetním časem, neboť je nutný větší počet kroků (vyhodnocení fitness funkce) k uspokojivému řešení. Díky rozvoji výpočetní techniky a dostupnosti simulačních programů se inženýři stále více zaměřují na komplexní simulaci k optimalizaci určitého návrhu. Fakt, že se při vytváření návrhu využívá společně více aplikací způsobuje rostoucí zájem o použití genetického algoritmu jako operátoru celého procesu optimalizace. Proces návrhu je většinou komplexní úloha vyžadující využití více disciplín a ne vždy jsou na začátku přesně definované cíle, neboť ty jsou ovlivněny v průběhu řešení omezeními, na něž se v průběhu řešení narazí a jež musí být splněna. V tomto smyslu se může cíl sice jednoduše vyjádřit požadavkem na např. nejlepší možný návrh tvaru součásti, nejvyšší výkon motoru atd., ale ve výsledku to bude kompromis postavený na různých, i protichůdných požadavcích (dostatečná pevnost materiálu, cena materiálu), takový kompromis většinou není dopředu znám a optimalizační proces jej pomáhá ve spojení s uživatelem nalézt. Uživatel pak „jen“ udává směr, většinou stanovuje podmínky a požadavky, kudy ke kompromisu dojít. Genetické algoritmy jsou mnohem více robustní než algoritmy založené na gradientu funkce a mohou tolerovat i pouze přibližně definované cíle návrhu, mohou být efektivně paralelizovány a tím je možno využít výhod paralelní počítačové architektury. V případě jednodušších úloh může použití robustního algoritmu vést k neúměrnému nárůstu výpočetního času.

Popis modelu

23

4.2 Popis modelu Model řídící optimalizaci parametrů zdvihové křivky v termodynamickém oběhu motoru je uveden na Obr. 4.2-1. Tento model se skládá z prvků charakterizujících vstupní resp. výstupní proměnné, které jsou čteny popř. přepisovány ve vstupním resp.

Obr. 4.2-1: Model řídící optimalizaci parametrů zdvihové křivky ventilu při výpočtu termodynamického modelu oběhu spalovacího motoru. výstupním souboru, spouštěcího skriptu, nastavení řídícího algoritmu, podmínky a cíle řešení. Vstupní proměnné jsou: časování sacího a výfukového ventilu (SO, VO), násobitele úhlu otevření sacího a výfukového ventilu (ÚOVS, ÚOVV), násobitele zdvihu sacího a výfukového ventilu (ZSV, ZVV). Hodnoty těchto proměnných jsou nezávislé a mění se v průběhu optimalizačního výpočtu ve vstupním souboru. Jejich hodnotu určuje řídící algoritmus podle vývoje optimalizace vedoucí k dosažení cíle. Cílem optimalizace je nalezení takové kombinace vstupních parametrů, aby se dosáhlo v případě rychloběžného motoru maximálního výkonu. Výkon je závislá výstupní proměnná, jeho hodnota se čte ve výstupním souboru. Spouštěcí skript spouští řešič GTPower, který počítá hodnotu výstupní proměnné. Podmínka určuje nejnižší hodnotu výstupní proměnné, která je přijatelným řešením problému.

5 Výsledky optimalizace zdvihové křivky v termodynamickém modelu oběhu spalovacího motoru 5.1 Optimalizace všech parametrů zdvihových křivek V rámci optimalizace parametrů zdvihové křivky ventilu z hlediska termodynamiky oběhu motoru bylo cílem najít parametry zdvihové křivky (úhel otevření, zdvih) a rozvodu (časování) maximalizující výkon rychloběžného motoru. Jedná se o stanovení hranice oblasti (mezních hodnot zdvihové křivky ventilu), ve které mohou ležet parametry zdvihových křivek při dalších návrzích, pak se ale zřejmě nedosáhne

Optimalizace všech parametrů zdvihových křivek

24

takového zvýšení výkonu. Byly provedeny výpočty v ustálených otáčkách 9 800 min-1 a 7 800 min-1. Tyto dva režimy byly zvoleny s ohledem na nejčastější běžný provoz motoru. Při výpočtech byla použita původní zdvihová křivka 01, navržené křivky n01_1 a n01_2, viz Obr. 2.2-1. Obr. 5.1-1 uvádí zdvihové křivky sacího a výfukového ventilu před a po optimalizaci všech šesti parametrů v otáčkách motoru 9 800 min-1. Shodně na všech průbězích je patrné zúžení úhlu otevření ventilů a podstatná změna časování sacího ventilu. Současné zmenšení úhlu otevření ventilů a změna časování vedla ke zmenšení překrytí zdvihových křivek ventilů kolem horní úvratě. Z Obr. 5.1-1 je také patrný vliv násobitele průběhu zdvihu ventilu nz a tím maximální hodnoty zdvihu ventilu, který je nejvyšší u zdvihové křivky ventilu, která je nejméně strmá (původní křivka po optimalizaci všech parametrů – čárkovaná čára v Obr. 5.1-1) a nejnižší u strmé zdvihové křivky n01_1. sací ventil - původní křivka optimalizace všech parametrů křivka n01_1 - optimalizace všech parametrů křivka n01_2 - optimalizace všech parametrů

výfukový ventil - původní křivka optimalizace všech parametrů křivka n01_1 - optimalizace všech parametrů křivka n01_2 - optimalizace všech parametrů

50

Zdvih ventilu [mm]

40 30 20 10 0 0

100

200

300

400

500

600

-10


Obr. 5.1-1: Průběhy zdvihových křivek ventilů před a po optimalizaci všech parametrů při otáčkách motoru 9800 min-1. Nárůstem zdvihu ventilu, který se získá přenásobením původních hodnot zdvihu výslednou hodnotou násobitele, se zvětšuje strmost, zdvihová křivka ventilu je ve vyšších zdvizích více otevřená, což dokumentují efektivní plochy ve ventilech, viz Obr. 5.1-2. Tato efektivní plocha se počítá vynásobením průtokového čísla µσ a vztažné plochy ventilu, dané vztažným průměrem ventilu dv. Pro vyšší zdvihy ventilu než je hv/dv = 0,4194, viz Obr. 3.1-5, zůstává hodnota průtokového čísla konstantní na hodnotě µσ = 0,6784. To je důvod, proč se nárůst zdvihu ventilu daný násobitelem zdvihu (konstantní hodnota pro celý průběh) projeví nárůstem efektivní plochy ve ventilu pouze do hodnoty hv/dv = 0,4194. Totéž platí pro výfukový ventil, ovšem při použití naměřeného průtokového čísla µσ pro výfukový kanál, viz [21].


25

Tab. 5.1-1: Porovnání vybraných parametrů motoru před a po optimalizaci všech parametrů při otáčkách motoru 9800 min-1. Objem spalin Účinnost Výkon Tok směsi výměny ve válci na do motoru Zdvihové křivky náplně válce začátku cyklu původní zdvihová křivka 01 optimalizovaná křivka 01 optimalizovaná křivka n01_1 optimalizovaná křivka n01_2

[kW]

-

[%]

[kg/s]

32.5

0.72

5.3

0.041

40

0.84

1.8

0.048

41.5

0.853

1.55

0.049

41.2

0.85

1.6

0.0486

Tab. 5.1-1 uvádí číselně nárůst výkonu motoru daný optimalizací výměny náplně válce v otáčkách motoru 9800 min-1. U optimálních kombinací parametrů pro jednotlivé zdvihové křivky podstatně klesl objem zbytkových spalin ve válci z předchozího cyklu, který byl nahrazen čerstvou směsí. Hodnoty výkonu při použití třech optimálních zdvihových křivek se liší málo a tento rozdíl je způsoben pouze rozdílem ve strmosti uvažovaných křivek, tedy rozdílem efektivních ploch ventilů. Hodnota násobitele zdvihu byla ve výpočtu omezena hodnotou 4, jinak by zřejmě jeho hodnota v některých případech dále narůstala, ale přírůstek výkonu už by byl zřejmě malý. Zlepšení výměny náplně válce dobře dokumentuje hmotnostní průtok ventily viz Obr. 5.1-3. Optimalizací zdvihových křivek a časováním se sníží záporné hmotnostní toky směsi, což je hmotnostní tok čerstvé směsi z válce do sacího potrubí na začátku kompresního zdvihu. Při překrytí zdvihových křivek ventilů kolem horní úvrati je při brzkém otevření sacího ventilu část výfukových plynů vytlačena do sacího potrubí, což je zřejmě záporný hmotnostní tok sacím ventilem v úseku od otevření sacího ventilu do horní úvrati. Při pozdně zavřeném výfukovém ventilu je část výfukových plynů zřejmě na počátku sacího zdvihu nasáta zpět do válce. Popisované skutečnosti jsou závislé na okamžitých hodnotách tlakového spádu mezi sacím a výfukovým potrubím a válcem.

Optimalizace všech parametrů zdvihových křivek sací ventil - původní křivka optimalizace všech parametrů křivka n01_1 - optimalizace všech parametrů křivka n01_2 - optimalizace všech parametrů

26


Plocha ve ventilu [mm2]

1200 1000 800 600 400 200 0 0

100

200

300

400

500

600

-200


Obr. 5.1-2: Efektivní plochy ve ventilech po optimalizaci všech parametrů při otáčkách motoru 9800 min-1.

sací ventil - původní křivka optimalizace všech parametrů křivka n01_1 - optimalizace všech parametrů křivka n01_2 - optimalizace všech parametrů

výfukový ventil - původní křivka optimalizace všech parametrů křivka n01_1-optimalizace všech parametrů křivka n01_2 - optimalizace všech parametrů

0.40

Hmotnostní průtok ventilem [kg/s]

0.35 0.30 0.25 0.20 0.15 0.10 0.05 0.00 -0.05

0

100

200

300

400

500

600

700

Úhel klikového hřídele [°] Obr. 5.1-3: Hmotnostní průtok ventily po optimalizaci všech parametrů při otáčkách motoru 9800 min-1. Výsledky výpočtů optimalizace shrnuje tabulka Tab. 5.1-2. Zde jsou ukázány změny sledovaných parametrů vůči původní zdvihové křivce. Hodnoty maximálního zdvihu jsou nereálné a výsledkem (požadavkem) nemá být samotný nárůst zdvihu ventilu. Jak už bylo zmíněno, optimalizační proces používá zvyšování násobitele zdvihu


27

a tím zvyšování maximálního zdvihu jako prostředek k zvýšení strmosti zdvihové křivky, to znamená k zvětšení plochy ve ventilu až do omezení daném konstantní hodnotou průtokového čísla µσ od poměru hv/dv = 0,4194. V Tab. 5.1-2 se horní úvratí myslí úvrať mezi kompresním a expanzním zdvihem. Ve srovnání s původními parametry vyšlo ve všech variantách jako optimální zúžení všech zdvihových křivek. Z tohoto hlediska se jeví výhodné zkrátit část náběhu a seběhu zdvihových křivek. Ve všech optimálních variantách vyšlo jako výhodné snižování překrytí zdvihu ventilů kolem horní úvratě. Tab. 5.1-2 Porovnání výsledků optimalizace s původními hodnotami těchto parametrů při otáčkách motoru 9800 min-1. Zdvih ventilu [mm] původní optimální násobitel e (hodnoty proměnných v GT-Power)

optimální n01_1 násobitel e (hodnoty proměnných v GT-Power)

optimální n01_2 násobitel e (hodnoty proměnných v GT-Power)

SO

VO

(sací ventil otevírá před HÚ*, za HÚ**)

(výf. ventil otevírá před DÚ)

ÚOVS

ÚOVV

(úhel otevření sacího ventilu)

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

35 1*

60 71

(časování od HÚ ve ° vačkového hřídele)


168.3

52

0

60



170

49

1**

59



169,7

48

*

ZSV

ZVV

(úhel otevření výf. ventilu)



[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[mm]

[mm]

285 237

272 263

11,63 46,82

10,6 17,77

0,72

0,91

4

1,67

235

240

30,7

20,3

0,73

0,76

2,62

1,74

273

242

34,5

23,3

0,74

0,77

2,9

2

Obr. 9.1-7 v Příloze 1 uvádí průběhy zdvihových křivek ventilů po optimalizaci všech parametrů režimu 7800 min-1. V tomto režimu vychází po optimalizaci značně velké překrytí zdvihových křivek ventilů. Obr. 9.1-8 uvádí efektivní plochy ve ventilech, kvalitativně stejně jako v režimu 9800 min-1 působí vliv strmosti zdvihové křivky. Na hmotnostním průtoku ventily, viz Obr. 9.1-9, zde vlivem překrytí ventilů dochází k úniku nasávané směsi do výfuku, proplachování válce směsí, svědčí o tom i nízké procento objemu spalin ve válci na počátku cyklu, viz Tab. 9.1-5. Zde je uveden přehled vybraných parametrů motoru, hodnoty plnicí účinnosti a množství směsi jsou uvedeny s ohledem na množství směsi uniklé do výfukového potrubí. Tyto hodnoty jsou

Optimalizace parametrů bez uvažování nárůstu zdvihu

28

vynásobeny podílem směsi proteklé sacími ventily ku hmotnosti náplně válce na ačátku cyklu. V režimu 7800 min-1 vychází vyšší plnicí účinnost, větší střední efektivní tlak (točivý moment) než v režimu 9800 min-1. Z hlediska požadavků na motor je hlavním kritériem výkon motoru, ten je díky otáčkám, většímu toku směsi do motoru, v režimu 9800 min-1 vyšší. Souhrnnou tabulku optimálních parametrů motoru v 7800 min-1 režimu uvádí Tab. 9.1-6.

5.2 Optimalizace parametrů bez uvažování nárůstu zdvihu V předchozí kapitole bylo ukázáno, že z hlediska výkonu motoru je nejvýhodnější strmá zdvihová křivka, navržená s krátkým náběhem, která má vysokou rychlost a zrychlení (např. křivka n01_1, viz Obr. 2.2-1). Dále byla provedena optimalizace parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV, byl tedy z výpočtu vynechán nárůst zdvihu ventilu mající za následek pouze větší strmost zdvihové křivky a tím nárůst zrychlení ventilu. Výsledky optimalizace časování a úhlů otevření ventilů jsou uvedeny v Příloze 1 na Obr. 9.1-1 až Obr. 9.1-3, porovnání vybraných parametrů motoru a přehled optimálních parametrů rozvodu uvádí Tab. 9.1-1 a Tab. 9.1-2 pro režim 9800 v Příloze 1. Pro režim 7800 min-1 uvádí průběhy zdvihů, efektivních ploch ventilů a hmotnostních průtoků ventily Obr. 9.1-10 až Obr. 9.1-12 v Příloze 1, porovnání vybraných parametrů motoru a přehled optimálních parametrů rozvodu uvádí Tab. 9.1-7 a Tab. 9.1-8 tamtéž. Výsledek této optimalizace je kvalitativně totožný se závěrem kapitoly 5.1.

5.3 Optimalizace časování V této kapitole byl řešen případ, kdy se optimalizovalo pouze časování, ostatní parametry byly v průběhu výpočtu ponechány konstantní, hodnoty zdvihu a úhlu otevření ventilu se rovnaly návrhovým. Tento případ optimalizace je v praxi nejlépe realizovatelný. Pokud se např. zavedený (z hlediska dynamických vlastností rozvodu osvědčený) obrys vačky vyrobí ze zvláštního kusu materiálu a nasadí se na drážkování vačkového hřídele, lze pak časování při zkouškách na motorové brzdě měnit. Křivky n01_1 a n01_2 byly do výpočtů zadány stejné pro sací i výfukový ventil. Výsledky optimalizace časování jsou uvedeny v Příloze 1 na Obr. 9.1-4 až Obr. 9.1-6. Souhrnné výsledky některých parametrů motoru a rozvodového mechanismu uvádí Tab. 9.1-3 a Tab. 9.1-4. V režimu 9800 min-1 došlo při použití zdvihové křivky n01_1 k poklesu výkonu pod původní hodnotu. Nepodařilo se najít takové nastavení optimalizovaných parametrů, aby se zvýšilo naplnění válce, to dokumentuje pokles plnicí účinnosti a nárůst objemu zbytkových plynů ve válci. Největšího nárůstu výkonu se v těchto otáčkách dosáhlo po optimalizaci původní zdvihové křivky. V tomto směru rozdílná situace nastala v režimu 7800 min-1, kde se dosáhlo většího nárůstu výkonu s navrženou zdvihovou křivkou n01_1. Výsledné zdvihy ventilů, efektivních ploch ventilů a hmotnostních průtoků ventily uvádí Obr. 9.1-13 až Obr. 9.1-15, porovnání vybraných parametrů motoru a přehled optimálních parametrů rozvodu uvádí Tab. 9.1-9 a Tab. 9.1-10.

Zhodnocení výsledků optimalizace parametrů zdvihových křivek v termodynamickém oběhu motoru 29

5.4 Zhodnocení výsledků optimalizace parametrů zdvihových křivek v termodynamickém oběhu motoru Na základě výsledků optimalizace různých parametrů zdvihové křivky ventilu v termodynamickém modelu oběhu motoru, popsaných v předchozích kapitolách, může být učiněno několik závěrů. Největšího nárůstu výkonu motoru, viz Obr. 5.4-1, by se dosáhlo optimalizací všech parametrů v otáčkách 9800 min-1 při použití křivky n01_1. Nárůst zdvihu ventilu, který způsobuje strmější zdvihovou křivku, zvětšuje plochu ve ventilu pouze do určitého poměru hv/dv a vliv větší strmosti na výkon motoru je malý. Realizace nárůstu zdvihu by měla ve skutečnosti smysl pouze ve spojení s konstrukčními úpravami kanálu a tím změnou průtokového čísla. Při všech variantách s velkým překrytím ventilů by došlo ke kolizi ventilů s pístem nebo kolizi sacího a výfukového ventilu, to je případ výsledků výpočtů v režimu 7800 min-1. Z hlediska kolize ventilů s pístem by se mohla realizovat původní zdvihová křivka, křivky n01_1 a n01_2 po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV a ÚOVV pro otáčky 9800 min-1. Použití těchto variant nepředstavuje nebezpečí vzájemné kolize sacích ventilů s výfukovými, které hrozí u střechovitých spalovacích prostorů při velkém překrytí ventilů. Při stávající konstrukci je bezpečné překrytí ventilů do zdvihu 8 mm. Z Obr. 5.4-2 vyplývá, že by došlo ke kolizi ventilů s pístem ve všech variantách se zvýšeným zdvihem ventilů. Takové řešení by vyžadovalo nereálné konstrukční úpravy. Pro hodnocení kolizního stavu je limitní hodnotou nejmenší vzdálenost výfukového ventilu od vývrtu v pístu. Kromě mechanického poškození hrozí při malé vůli i opálení pístu od výfukového ventilu, který je kromě vedení tepla při expanzi intenzivně ohříván prouděním spalin při výměně náplně válce. S nejlepšími výsledky optimalizace z režimů 7800 min-1 a 9800 min-1 byla vypočtena vnější rychlostní charakteristika. Její průběh uvádí Obr. 5.4-3. V porovnání s průběhem výkonu při původních parametrech i zde vychází nejlépe varianta po plné optimalizaci křivky n01_1. Tato charakteristika je hranicí dosažitelného výkonu motoru po úplné optimalizaci zdvihové křivky ventilu v termodynamickém oběhu motoru. Pro ostatní zdvihové křivky bude nárůst výkonu menší. Při použití této křivky neklesá výkon motoru pod původní hodnoty a zřejmě zůstane nad původními hodnotami i ve vyšších otáčkách. Do části práce, týkající se modelování dynamiky rozvodového mechanismu, byla vybrána zdvihová křivka původní a n01_2 po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV a ÚOVV v režimu 9800 min-1.


27.7

23.1

27.1

25.8 12.6

14.7 23.4

15.7

14.7

Nárůst výkonu [%]

30 25 12.0

20 3.4

15

9.8

SO,VO,ÚOSV,ÚOVV,ZSV,ZVV; 9800 1/min SO,VO,ÚOSV,ÚOVV,ZSV,ZVV; 7800 1/min

4.6

10 5 0 -5 -10

Optimalizovaná původní křivka

11.0 3.1 9.2

SO,VO,ÚOSV,ÚOVV; 9800 1/min

0.9

-7.1

SO,VO,ÚOSV,ÚOVV; 7800 1/min Parametry - SO,VO; 9800 1/min

1 Křivka2 n01_1 Křivka n01_2 3

Parametry - SO,VO; 7800 1/min

Obr. 5.4-1: Nárůst výkonu motoru po optimalizaci parametrů zdvihových křivek ventilu v termodynamickém modelu oběhu spalovacího motoru.

Zdvih pístu a ventilů v ose válce [mm]

40

zdvih pístu k sac. ventilu

30

původní zdvih sac. ventilu

20 10 0 -180

-80 20 -10

120

220

320

420

520

620

720

zdvih pístu k výf. ventilu původní zdvih výf. ventilu

-20 -30

opt. zdvih sacího ventilu

-40 -50

opt. zdvih výf. ventilu

-60

Úhel kliky [°]

Obr. 5.4-2: Průběh zdvihu pístu a ventilů po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV zdvihové křivky n01_1 v režimu 9800 min-1.

Zhodnocení výsledků optimalizace parametrů zdvihových křivek v termodynamickém oběhu motoru 31 45 40

Výkon [kW]

35 30 25 původní paramety rozvodového mechanismu 20 optimální parametry rozvodového mechanismu v otáčkách 7800 1/min

15

optimální parametry rozvodového mechanismu v otáčkách 9800 1/min

10 5 7000

7500

8000

8500

9000

9500

10000

10500

11000

Otáčky motoru [min -1 ]

Obr. 5.4-3: Vnější rychlostní charakteristika motoru s optimálními parametry rozvodového mechanismu.


6 Měření kinematických veličin rozvodového mechanismu Měření kinematických veličin pohybu ventilu bylo v této práci rozděleno na statické a dynamické. Měření mají sloužit k ověření funkce obrysu vačky v rozvodovém mechanismu. Účelem statického měření bylo proměření zdvihové křivky ventilu v závislosti na úhlu vačkového hřídele, bez vlivu poddajnosti rozvodového mechanismu. Data z měření byla využita pro: • zjištění odchylek změřené zdvihové křivky ventilu od návrhové, • k nastavení kinematického modelu rozvodového mechanismu, • k nastavení dynamického modelu rozvodového mechanismu. Odchylky změřené zdvihové křivky od návrhové mohou být způsobeny výrobou vačky, kdy není možná výroba dutin malého poloměru na bocích vačky vzhledem k velikosti brusného kotouče. Souřadnice obrysu vačky byly sice přesně spočítány přes náhradní kinematický mechanismus z navržené zdvihové křivky ventilu, parametry kinematického mechanismu se však mohou drobně lišit od skutečnosti. Rozdíly mohou být způsobeny jinými rozměry a úhly vahadla, jinou polohou vačkového hřídele vůči ose otáčení vahadla. Odchylky v rozměrech mohou také vznikat drobnými změnami v konstrukci hlavy motoru, přičemž se po každé změně nenavrhují nové vačky, ale zůstávají stejné, pokud mají používané vačky stejnou základní kružnici a nemění se rozměry vačkového hřídele. Při statickém měření zdvihu ventilu byl použit lineární inkrementální snímač a k pohonu vačkového hřídele byl použit krokový elektromotor. Účelem dynamického měření pohybu ventilu byla analýza dynamického chování rozvodového mechanismu. Dynamická měření byla použita pro: • změření zdvihové křivky ventilu, rychlosti a zrychlení ventilu v závislosti na úhlu otáčení vačkového hřídele v rozsahu středních otáček vačkového hřídele, který odpovídá provozu motoru, • zjištění vlivu připojení pohonu vačkového hřídele na jeho okamžité otáčky, • testování snímače zdvihu ventilu pracující na principu měření magnetického pole. Data z dynamického měření byla dále použita pro: • frekvenční analýzu průběhů zrychlení ventilu, • nastavení dynamického modelu rozvodového mechanismu, • pohon dynamického modelu úhlem vypočteným integrací průběhu okamžité úhlové rychlosti, • vyhodnocení torzního kmitání pohonu vačkového hřídele, Při dynamickém měření se projevuje poddajnost rozvodového mechanismu a vlastní pohyb jeho členů, zejména pohyb závitů ventilové pružiny, a tím vznikají výraznější odchylky průběhu skutečné zdvihové křivky ventilu od návrhové. Měření bylo prováděno na sacím ventilu čtyřventilového rozvodového mechanismu OHC s vahadlem a kladkou, ostatní ventily, pružiny a vahadlo výfukových ventilů byly

Zhodnocení výsledků optimalizace parametrů zdvihových křivek v termodynamickém oběhu motoru 33 z mechanismu vyjmuty. Tento rozvodový mechanismus, uložený v původní hlavě jednoválcového motoru ve valivých ložiscích, byl připevněn spolu s mohutným stolem k podlahovému roštu a připojen k stejnosměrnému dynamometru, jímž byl poháněn. Připojení vačkového hřídele k dynamometru bylo z počátku provedeno spojkou s pružným členem, později byla tato spojka nahrazena membránovou spojkou. Měření úhlové polohy vačkového hřídele sloužilo pro vzorkování průběhu zdvihu, rychlosti a zrychlení při dynamickém měření a byly z něj vyhodnocovány okamžité otáčky a úhlová rychlost vačkového hřídele.

Obr. 5.4-1: Fotografie měřícího stanoviště. Popis: 1 - hřídel poháněcího dynamometru,2 - membránová spojka, 3 - propojovací hřídel 1, 4 - vahadlo rozvodového mechanismu, 5 - šroub nastavování ventilové vůle, 6 - vačková hřídel, 7 - talířek ventilové pružiny, 8 - propojovací hřídel 2, 9 - ventil, 10 - ventilová pružina, 11 - vlnovcová spojka,12 - rotační inkrementální snímač IRC, 13 - snímač magnetického pole. Při dynamickém měření zdvihu ventilu byl použit snímač magnetického pole, laserový vibrometr a rázový akcelerometr. Lineární inkrementální snímač a snímač magnetického pole byly připevněny na držáku a ten přišroubován hlavovými šrouby k hlavě motoru. Pro dynamické měření zdvihu se lineární inkrementální snímač sundával. K měření úhlové polohy vačkového hřídele byly používány značkovací kotouče s optickými závorami a rotační inkrementální snímač. Uspořádání měřícího stanoviště ukazuje Obr. 5.4-1. Pro měření laserovým vibrometrem bylo nutné pootočit hlavu motoru kolem osy dynamometru o přibližně 90°, aby bylo možné namířit laserový paprsek kolmo na rovinou plochu hlavy ventilu. Vibrometr byl postavený na stativu mimo podlahový rošt, na němž je umístěn dynamometr, ani při nejvyšších otáčkách se na něj nepřenášely znatelné vibrace.

Popis měřícího stanoviště a použitého zařízení

34

6.1 Popis měřícího stanoviště a použitého zařízení 6.1.1 Pohony rozvodového mechanismu na měřícím stanovišti K pohonu rozvodového mechanismu byl při statickém měření použit krokový elektromotor Microcon typ SX34. Krokový motor Microcon má standardní délku kroku 1,8°, tu je možné elektronicky upravovat, délky kroků vycházejí zjednodušeně řečeno ze standardního kroku dělením dvěma. Krokový motor je ovládán vlastní programovatelnou řídící jednotkou CD30M vybavenou kontrolerem M1486, tuto jednotku je možné připojit k počítači přes sériové rozhraní RS 232 pro nahrávání povelového souboru nebo pro řízení z počítače. Motor je napájen stejnosměrným napětím z nestabilizovaného zdroje v rozsahu 12-48 V. Vinutí motoru může být připojeno sériově nebo paralelně, tím lze docílit rozdílných momentových charakteristik. Teto motor poskytuje největší točivý moment 3,25 N v sériovém zapojení. K připojení krokového motoru k vačkovému hřídeli byla použita Oldhamova spojka. Při dynamickém měření byl k pohonu rozvodového mechanismu použit stejnosměrný dynamometr MS 1714-4. Tento dynamometr MS 1714-4 poskytuje maximální výkon 25 kW při 6 000 min-1. Ke spojení vačkové hřídele a hřídele dynamometru byly používány dvě spojky. Obě spojky umožňovaly odchylky souososti spojovaných hřídelů. Přehled použitých spojek: 1) Spojka s pružným členem. Tato spojka je, podle údajů výrobce, konstruována pro poměrně přesný přenos kroutícího momentu, spolehlivě tlumí rázy, přičemž nedovoluje vzájemné pootočení spojovaných hřídelí. Zkušenosti s touto spojkou jsou popsány v kapitole 6.2. 2) Membránová spojka. Tato je považována za torzně tuhou, výrobce její tuhost neuvádí. Jejím použitím jakožto tuhého spojení se zjednodušilo měření okamžitých otáček vačkového hřídele a snížil se počet vyhodnocovaných signálů.

6.1.2 Použité snímače 6.1.2.1 Snímače okamžitých otáček vačkového hřídele K měření okamžitých otáček bylo použito drážkovaných kotoučů ve spojení s optickými závorami CNY 37 nebo rotačního inkrementálního snímače Pepperl&Fuchs. Signály z obou snímačů byly zaznamenávány měřící kartou ČVUT-FEL K13138 v1.b. Optická závora se skládá ze dvou polovodičových prvků, emitoru a detektoru, emitor je dioda, detektor je fototranzistor. Emitor vysílá paprsek světla na detektor, který se při průchodu plného místa mezi drážkami kotouče přerušuje a tím se skokově mění výstupní napětí optické závory v rozsahu 0 – 5 V. Rotační inkrementální snímač Pepperl&Fuchs vysílá napěťové impulzy (0-5V) v průběhu otáčení a značkovací pulz vždy jednou za otáčku.


35

6.1.2.2 Snímače zdvihu ventilu K měření zdvihu ventilu při statické zkoušce byl použit lineární inkrementální snímač LARM MSL 30. Údaje tohoto snímače sloužily zároveň pro kalibraci snímače magnetického pole. Tato sonda měří délkové souřadnice. Sonda obsahuje osvětlovací systém s lineárními rastry a výstupní elektroniku. Optická informace o délkové poloze je převáděna na elektrické impulzy, tyto impulzy byly přivedeny na vstup čitačové karty Advantech PCL-833. Snímač MSL 30 obsahuje 4 lineární rastry vyleptané v desce spojené s hrotem snímače pro přesnost 5 µm je základní rozteč rastru 20 µm pro přesnost 10 µm je základní rozteč 40 µm. Rastry jsou vůči sobě posunuté, posunutím se zjemňuje krok snímače na 5 µm nebo 10 µm. V mém případě bylo rozlišení 5 µm. Deska s rastry se pohybuje proti čítacímu statorovému poli. Překrýváním pohybujících se rastrů se statorovými se při pohybu snímače skokově mění výstupní napětí světlocitlivého prvku mezi úrovněmi 0 – 5V. Výstupem s elektroniky snímače jsou dva základní signály, impulzy, posunuté o čtvrtinu periody. Umožňuje měřit s krokem 5 µm, pokud se dekódují oba kanály. K rozlišení, jedná-li se při pohybu hrotu k nárůstu nebo poklesu zdvihu, tedy smyslu pohybu, je rovněž nutná detekce obou kanálů, protože se porovnávají úrovně signálů na obou kanálech a podle údajů z předchozího inkrementu se podle pořadí změny úrovně vyhodnotí smysl pohybu v následujícím kroku. Oba kanály byly přivedeny na vstupy karty PCL-833. Magnetický snímač zdvihu X 087 byl použit k měření zdvihu ventilu při dynamické zkoušce. Jedná se o snímač s Hallovou sondou. Snímač je založen na měření magnetické indukce. Obsahuje polovodičový prvek, s tloušťkou kolem desetiny milimetru, s postranními kontakty, kterým se vede slabý přesně známý proud, na elektrony v prvku působí elektrická síla a ty se pohybují proti směru intenzity elektrického pole. Při vložení snímače do magnetického pole začne ve směru kolmém k vektoru rychlosti elektronů působit Lorentzova síla. Trajektorie elektronů se zakřivují a ty se přemisťují k jednomu boku prvku, to se projeví vznikem Hallova napětí mezi bočními stěnami. Toto napětí je přímo úměrné napájecímu proudu a magnetické indukci a nepřímo úměrné tloušťce polovodičového prvku.


36

6.1.2.3 Snímač rychlosti ventilu K měření rychlosti ventilu byl použit laserový skenovací vibrometr Polytec PSV-400-B, používající helium neonový (He-Ne) laser. Tento laser vyzařuje paprsek červeného viditelného světla s vlnovou délkou λ1 =& 633 nm. Vibrometr užívá Dopplerova principu: Kmitočet f, přijímaný pevným pozorovatelem z přibližujícího se zdroje rychlostí v se zvyšuje na f + ∆ f, resp. se vzdalujícího zdroje se pak obdobně snižuje. Přitom platí známé, viz [23]: c v c f +∆f = = c − f λ − ∆λ f Využití tohoto principu tedy umožní měřit laserového paprsku.

−1

 c (7) ⋅ f.  = c−v  rychlost pohyblivého objektu v ose

6.1.2.4 Snímač zrychlení K měření zrychlení ventilu v rozvodovém mechanismu byl použit rázový akcelerometr Endevco Model 7250A -2 Isotron®. Akcelerometr byl použit dvojím způsobem. Při běhu rozvodového mechanismu poháněného dynamometrem nebo při buzení rozvodového mechanismu rázovým dějem. V obou případech, byl akcelerometr připevněn šroubovým spojením k ventilu. Podstatou činnosti akcelerometru je měření síly převedené na elektrický signál, která je vyvolána zrychlením seismické hmoty při pohybu objektu na kterém je připevněn akcelerometr. Seismická hmota je součástí akcelerometru. Síla je u většiny používaných akcelerometrů převáděna na elektrický signál prostřednictvím piezoelektrického jevu, elektrickým výstupem je v tomto případě náboj úměrný mechanickému účinku. Piezoelektrický krystal může být vystaven buď kombinaci tlaku/tahu nebo, jako v mém případě, smyku. Při běžném konstrukčním uspořádání bývá piezoelektrický člen jedním koncem upevněn na malou seismickou hmotu, druhým koncem na základnu, připevněnou na kmitající objekt a nesoucí zároveň ochranný kryt. Elektrody piezoelektrického čidla jsou vyvedeny na konektor, který je součástí krytu. Některé akcelerometry bývají vybaveny vestavěným nábojovým předzesilovačem. Kryt akcelerometru je hermeticky uzavřen pro použití v extrémních podmínkách a k zajištění teplotní stability. Akcelerometr, viz Obr. 6.1-1, bez připevňovacího šroubu M2 váží 1,8 g, připojuje se dvouvodičovým kabelem. Elektronika vestavěná ve snímači posílá jeho nízkoimpedantní napěťový výstup stejným kabelem, kterým je snímač napájen. Citlivost snímače je 2 mV/g, rozsah měřeného zrychlení je ± 5000 g. Frekvence, při které se uložení seismické hmoty dostane do rezonance je 85 kHz, což je dáno konstrukcí snímače. Frekvenční rozsah snímače je 20 Hz – 50 kHz. Snímač by měl vydržet špičkové zrychlení až 10 000 g, což je jeho limit. Na Obr. 6.1-1 je uspořádání akcelerometru na ventilu.


37

Obr. 6.1-1: Akcelerometr Endevco Isotron® model 7250A -2 a jeho umístění na ventilu. 6.1.2.5 Měřící karty Karta ČVUT-FEL K13138 v1.b má tři vstupy pro měření okamžiků náběžných hran, časovou rozlišitelnost 50 MHz. Bylo tedy možné snímat okamžité otáčky v soustavě na třech místech. V případě pružné spojky toho bylo plně využito, snímaly se okamžité otáčky na obou stranách spojky, tedy dynamometru a vačkové hřídele, třetí signál sloužil pro záznam otáčkového pulzu, který sloužil současně jako spouštěč záznamu všech snímaných veličin (zdvih a rychlost nebo zrychlení) a vyhodnocovaly se z něj střední otáčky dynamometru. Záznamník karty je realizován pomocí naprogramované struktury hradlového pole Altera EP1K50. Ve vnitřní struktuře hradlového pole je naprogramován 28 bitový čítač, který každých 20 ns (50 MHz) inkrementuje svoji hodnotu. Dále je zde implementován detektor hrany na vstupních signálech, který v případě detekce hrany provede zápis času a přírůstku od předchozího inkrementu do paměti. Rozsah paměti karty je 1 MB. Zhruba po 4 s dojde k přetečení čítače, o této události se informuje zápisem značky TIME do paměti, čítač pak vynuluje čas a začíná od nuly. Po ukončení záznamu se obsah paměti vypíše do textového souboru. Ke kartě se vstupní signály připojují na konektor CAN 15. V prostředí Windows 2000/XP je karta ovládána pomocí ovladače. Aplikační program nemá možnost přímého ovládání svým kódem, ale musí využít služeb nabízené ovladačem zařízení. Ke kartě byl dodán ovladač s knihovnou DDL, pomocí níž aplikační program ovládá kartu v plné šíři. Měřící karta PCL-833 je určena pro měření polohy, obsahuje tři 24 bitové čítače pro detekci obdélníkových pulzů a 16 MHz vnitřní hodiny. Na vstupy je možné přivést indexovou značku (trigger) a kartu využít pro měření úhlové polohy. Maximální frekvence obdélníkových pulzů na vstupech je 2,4 MHz. K záznamu průběhů analogových veličin byla použita měřící karta Keithley KPCI 3100. Zaznamenáváno bylo výstupní napětí snímače magnetického pole, vibrometru a akcelerometru. Kromě vzorkování napětí časem, vzorkovací frekvencí 100 kHz, které bylo využito při měření odezvy na ráz v rozvodovém mechanismu akcelerometrem a vibrometrem, umožňuje karta vzorkovat zaznamenávané napětí externími impulzy. Toho bylo využito při dynamickém měření zdvihu, rychlosti a zrychlení. Externí impulzy byly přiváděny z rotačního inkrementálního snímače spolu s pulzem s periodou jedné otáčky, který startoval záznam měřících karet.

Měření okamžitých otáček vačkového hřídele

6.2

38


6.2.1 Měření okamžitých otáček optickými závorami V tomto měření bylo použito optických závor CNY 37 ve spojení s drážkovanými kotouči, viz Obr. 6.2-1. Výstupní signály z optických závor byly zaznamenávány měřící kartou ČVUT-FEL K13138 v1.b. Měření optickými závorami bylo použito v případě, kdy byl vačkový hřídel spojen spojkou s pružným členem. Drážkovaná Obr. 6.2-1: Uspořádání měřícího stanoviště pro měření okamžitých otáček:

1

-

2

-

3 4

-

optická závora generující značku 1/ot (trigger) optické závory na koncích spojky pružný člen spojky drážkované značkovací kolečko

značkovací kolečka byla umístěna na oba konce pružné spojky, aby se zachytil její vliv na průběh okamžitých otáček. Tato kolečka mají po svém obvodu 180 radiálních drážek a jeden kruhový otvor, který spolu s příslušnou optickou závorou poskytuje jeden pulz za otáčku (index). Ten sloužil k měření středních otáček hřídele dynamometru a zároveň se jím spouštěl sběr dat ze snímačů. Drážkovaná kolečka byla vyrobena z nerezového plechu tloušťky 0.8 mm, drážky o střední šířce přibližně 1 mm byly vypáleny laserem.

Výstupní napětí optické závory [V]

2.5 2 1.5 1 0.5 0 1.2E-04

1.4E-04

1.6E-04

1.8E-04

2.0E-04

2.2E-04

Čas [s]

Obr. 6.2-2: Tvar pulzu výstupního napětí optické závory (obrázek převzat z dokumentace výrobce).

Obr. 6.2-3: Průběh výstupního napětí optické závory při středních otáčkách 6 000 min-1, naznačena komparace signálu .

Při průchodu drážkovaného kolečka optickými závorami se mění výstupní napětí, v ideálním případě skokově, a tím se generují impulzy výstupního napětí ideálně s amplitudou 5 V. Při správném zapojení optické závory se při měření dosáhne amplitudy napětí přibližně 4.5 V při otáčkách 1000 min-1, tato však s rostoucími


39

otáčkami hřídele klesá a při otáčkách 6000 min-1 je pouze 2 V, přičemž dochází k deformaci v ideálním případě obdélníkového pulzu na přibližně sinusový. Průběh pulzu zaznamenaný při testovacím zapojení výrobcem ukazuje Obr. 6.2-2. Reálný průběh pulzů při otáčkách 6000 min-1 ukazuje Obr. 6.2-3. Byl sestaven elektronický obvod do něhož vstupoval sinusový signál z optických závor a vystupoval z něj signál ve tvaru obdélníkových pulzů mezi hodnotami napětí 0 – 5V. Tento obvod byl založený na prvku LM 319 a skokově měnil své výstupní napětí při dosažení vstupního napětí z optické závory 1V. Obr. 6.2-4 ukazuje průběh výstupního napětí komparátoru zaznamenaný osciloskopem. Na tomto průběhu jsou patrné zákmity napětí na patě pulzu. Tyto zákmity indikovala měřící karta jako náběžné hrany dalších pulzů a tím bylo měření zcela znehodnoceno, ale zároveň byla ověřena schopnost karty při detekci náběžných hran. Obr. 6.2-4: Průběh výstupního napětí. Na průběhu jsou patrné zákmity napětí u paty pulzu.

6

Napeti [V]

5 4 3 2 1 0 0

2

4

6

8

10

Čas [ µ s]

Chyba byla zřejmě ve volbě parametrů některých součástek obvodů nebo zapojení a bylo by potřeba zařízení odladit. Při dalším měření byl neupravený výstupní signál z optických závor přiváděn přímo na vstup do měřící karty. Pro měření okamžitých otáček byl signál vzorkován frekvencí vnitřních hodin 50 MHz při použití měřící karty ČVUT – FEL K13138 v1.b. Při každé detekci průchodu náběžné hrany tato karta zaznamená čas a rozdíl času od předchozího záznamu. Okamžité otáčky hřídele jsou určovány ze známého rozložení drážek na kolečku, které je po 2° a z měření rozdílů času mezi náběžnými hranami za sebou jdoucích pulzů, které odpovídají drážkám kolečka. Tak je možné určit okamžitou úhlovou rychlost (otáčky) ve 180 bodech každou otáčku. Signály z optických závor slouží zejména k vyhodnocování okamžité úhlové rychlosti na obou stranách spojky, ale také je lze použít pro vzorkování měřeného zdvihu, rychlosti a zrychlení. Měření okamžité úhlové rychlosti na každé straně spojky se ukázalo důležité, neboť hřídelové spojení, zejména její pružný člen, vykazuje značnou poddajnost a podstatně ovlivňuje úhlovou rychlost vačkové hřídele. Obr. 6.2-5 ukazuje okamžité otáčky naměřené optickými závorami na obou koncích spojky, viz uspořádání měření podle Obr. 6.2-1, při středních otáčkách dynamometru 500 min-1. Z průběhu okamžitých otáček je možné dobře odhadnout chování spojky s pružným členem. Pružný člen spojky se při stlačování ventilové pružiny při náběhu zdvihu nejprve sám také stlačuje. Náběh zdvihu začíná přibližně při 180° klikového hřídele a


40

zde také začíná zpomalování hřídele dynamometru, okamžité otáčky vačkového hřídele se v této fázi podstatně nemění. Po přetočení vačky přes svůj vrchol, kdy pružina začíná zavírat ventil, se pružný člen spojky uvolní a urychlí vačkovou hřídel. Následuje téměř skokové zpomalení, dynamometr brzdí vačkovou hřídel, ale i tak je urychlení vačkové hřídele patrné z průběhu okamžitých otáček dynamometru, kam se přeneslo z vačkové hřídele, poté se okamžité otáčky ustálí kolem střední hodnoty. 650

Okamžité otáčky [min-1]

630

dynamometr otevření ventilu vačková hřídel

610 590 570 550 530 510 490 470 450 0

30

60

90

120

150

180

210

240

270

300

330

360

Úhel vačkového hřídele [°]

Obr. 6.2-5: Naměřené okamžité otáčky optickými závorami při středních otáčkách dynamometru 500 min-1 při použití spojky s pružným členem. Pro střední otáčky dynamometru 6000 min-1 jsou okamžité otáčky vačkového hřídele a hřídele dynamometru vyneseny v Obr. 6.2-6. Zde, podle očekávání, vidíme větší rozptyl okamžitých otáček obou hřídelů. Z obrázku již není patrné zpomalení hřídele dynamometru ani vačkové hřídele při otevírání ventilu. Okamžité otáčky vačkového hřídele se v těchto otáčkách začínají výrazně měnit až v okamžiku, kdy začíná ventil zavírat, tehdy se málo zatížená vačková hřídel začíná urychlovat, což se projevuje i v průběhu okamžitých otáček hřídele dynamometru, která mírně zrychluje, ale zároveň vačkovou hřídel zpomaluje, neboť se dynamometr snaží dodržovat nastavené konstantní otáčky. K vyrovnání otáček dochází při otevření ventilu, jak je patrné se záznamu v rozsahu 0 – 180° stupňů, tento záznam ukazuje doběh jevu který začal na konci předchozí otáčky. Zdvih ventilu se v těchto otáčkách mění téměř skokově a my na záznamu vidíme zpožděný vliv pružného členu spojky. Dále je z obrázků Obr. 9.2-25, Obr. 9.2-27 až Obr. 9.2-30 uvedených v Příloze 2 patrný vývoj okamžitých otáček vačkového hřídele, kde je zachyceno, jak se mění průběh okamžitých otáček vačkového hřídele při otevírání ventilu s rostoucími středními otáčkami dynamometru. Ventily zde otevírají přibližně ve 180° vačkového hřídele. Z Obr. 9.2-25 je nejzřetelněji patrné jak klesají okamžité otáčky vačkového hřídele při otevírání ventilu, pak následuje krátká


41

prodleva, kdy je vačka na vrcholu zdvihu (v okolí 270°), následně vlivem sil ventilových pružin dojde k růstu otáček vačkového hřídele až do okamžiku zavření ventilu (kolem 360°). Po zavření ventilu dochází k vyrovnávání okamžitých otáček vačkového hřídele a hřídele dynamometru, neboť jak ukazuje průběh okamžitých otáček dynamometru, viz Obr. 9.2-26, tento se točí rovnoměrněji než vačková hřídel. Největší rozdíl v okamžitých otáčkách vačkové hřídele je 300 min-1, kdežto u hřídele dynamometru je tento rozdíl 90 min-1. Měření okamžitých otáček vačkového hřídele optickými závorami poskytlo naměřená data pro analýzu chování spojky s pružným členem a ukázalo jak nerovnoměrně se vačková hřídel točí při rostoucích středních otáčkách dynamometru. Tato data byla použita jako vstup do dynamického modelu rozvodového mechanismu, kde byl zadán úhel vačkového hřídele získaný integrací okamžité úhlové rychlosti. Signály z optických závor bylo možné vzorkovat záznam průběhů analogových veličin (zdvihu, rychlosti a zrychlení) pouze ve 180 bodech v průběhu jedné otáčky. Pochybnosti o přesnosti výroby drážkovaných kotoučů, omezený počet bodů pro vzorkování a složitější vyhodnocování měřených dat, vedly k rozhodnutí použít rotační inkrementální snímač.

Okamžité otáčky [min-1]

6300 6200 6100 6000 5900 dynamometr otevření ventilu vačková hřídel

5800 5700 0

30

60

90

120 150 180 210 240 270 300 330 360


Obr. 6.2-6: Naměřené okamžité otáčky optickými závorami při středních otáčkách dynamometru 6 000 min-1 při použití spojky s pružným členem.


42

6.2.2 Měření okamžitých otáček vačkového hřídele rotačním inkrementálním snímačem

Okamžité otáčky vačkového hřídele [min-1]

Při měření okamžitých otáček rotačním inkrementálním snímačem byla vačková hřídel připojena k dynamometru membránovou spojkou a byly měřeny pouze okamžité otáčky vačkového hřídele, spojení bylo považováno za dostatečně torzně tuhé. Do vačkové hřídele byla vsunuta propojovací hřídel 2, s vačkovou hřídelí byla spojena šroubem. Tato hřídel sloužila pouze pro spojení vačkové hřídele a rotačního inkrementálního snímače, viz Obr. 5.4-1. Pro střední otáčky 100 min-1 je vynesen průběh okamžitých otáček na Obr. 6.2-7. Při nižších otáčkách se již dynamometr přestával točit. Zde je zřejmě nejpatrněji z celého měření vidět odchylka průběhu okamžitých otáček od středních daná zdvihem ventilu, tedy zpomalováním vačkové hřídele při stlačování ventilové pružiny. Tato odchylka činí 32 min-1. V těchto otáčkách se ještě neprojevuje výrazně vliv torzního kmitání ústrojí na průběh okamžitých otáček. V některých případech probíhalo měření se dvěma ventilovými pružinami. Při této konfiguraci je soustava pohonu více namáhána na krut silami od ventilových pružin. Na průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele při středních otáčkách hřídele dynamometru 250 min-1 můžeme dobře sledovat počátky torzního kmitání pohonu vačkové hřídele. V Obr. 6.2-8 je tato situace vynesena spolu s ohraničením zdvihu ventilu. K vybuzení torzního kmitání ústrojí vačkového hřídele s hřídelí dynamometru zřejmě nedochází vlivem rázů při vymezení ventilové vůle na začátku otevírání ventilů a při dosedání ventilů do sedla. Při takto nízkých otáčkách vačkového hřídele jsou rázy vlivem zmíněných jevů patrné např. ze změřeného průběhu rychlosti, ale jsou malé. K rozkmitávání dochází, viz Obr. 6.2-8, přibližně o 20° později za otevřením ventilu a přibližně o stejný úsek před zavřením ventilu, jeho dosednutím do sedla. Podle měřeného průběhu rychlosti ventilu, realizovaného od stejného počátečního času dochází při nastavené ventilové vůli 0,1 mm k otevření ventilů v 82° a k zavření ve 262° úhlu vačkového hřídele. 120 115 110 105 100 95 90 85 80 75 70 0

50

100

150

200

250

300

350


Obr. 6.2-7: Naměřené okamžité otáčky vačkového hřídele rotačním inkrementálním snímačem při použití membránové spojky. Střední otáčky vačkového hřídele 100 min-1.


43

Při namáhání vačkového hřídele silami od ventilových pružin hřídel torzně kmitá až do okamžiku, kdy ventilové pružiny začínají zavírat ventil. V tomto okamžiku začíná kmitání ustávat až do času těsně před zavřením ventilů, kdy se opět ústrojí rozkmitá. K připojení vačkové hřídele k hřídeli dynamometru byla zde použita membránová spojka, u ocelových membrán se dá očekávat malý útlum, ale vysoká vlastní frekvence. Při odchylkách připojení od přísně souosého se její torzní tuhost bude zřejmě zmenšovat. Prohýbání ocelových membrán při otáčení hřídele dynamometru, které je způsobeno odchylkami od dokonale souosého spojení hřídelů, je patrné okem, frekvence těchto průhybů odpovídá otáčkové frekvenci. Dala by se očekávat souvislost tohoto torzního kmitání s kmitáním podélným v ose ventilu, je tomu věnována kapitola 6.2.3, ale kmitání v ose ventilu má jinou vlastní frekvenci, danou vlastní frekvencí pružiny. Možným vysvětlením popsaného rozkmitávání soustavy, při zřejmém působení kroutícího momentu od sil ventilových pružin, se jeví nedokonalé mazání vedení dříku ventilu a tím způsobené velké tření ve ventilu. Dřík ventilu je tenký a pružný, vahadlo na něj dosedá mimo osu, může docházet k ohybu ventilu a k jeho příčení v nedokonale mazaném vedení ventilu. Byla provedena frekvenční analýza průběhů okamžitých otáček vačkového hřídele při použitém spojení vačkové hřídele a hřídele dynamometru, při různých středních otáčkách dynamometru. Použitá metodika je popsaná v kapitole 6.2.4. Velikosti amplitud vyhodnocených průběhů okamžitých otáček vačkového hřídele ze třech po sobě následujících měření jsou uvedeny v Příloze 3, viz Obr. 9.3-1 až Obr. 9.3-24. Z uvedených průběhů je jasně patrný fenomén shrnutý v Obr. 6.2-9. Ve všech vyhodnocených průbězích okamžitých otáček vačkového hřídele jsou patrné zvýšené amplitudy při frekvencích kolem 600 a 1200 Hz. Tyto frekvence jsou zřejmě vlastními frekvencemi torzního kmitání soustavy hřídele dynamometru spojené s vačkovou hřídelí membránovou spojkou. Mnohé body diagramu, viz Obr. 6.2-9, je možné propojit přímkami vycházejícími z počátku souřadnicových os, které označují, kterým frekvencím odpovídá stejný řád harmonické složky a ve kterých středních otáčkách. Tak vidíme, že frekvenci 582 Hz při středních otáčkách 1750 min-1 a frekvenci 1169 Hz při otáčkách 3500 min-1 odpovídá 21 řád harmonické složky. Všechny průběhy okamžitých otáček vačkového hřídele naměřené v konfiguraci s membránovou spojkou jsou uvedeny v Příloze 2, viz Obr. 9.2-1 až Obr. 9.2-24.



44

265.0 260.0 255.0 250.0 245.0 240.0 235.0 230.0 225.0 0.0

50.0

100.0

150.0

200.0

250.0

300.0

350.0


Obr. 6.2-8: Průběh okamžitých otáček vačkového hřídele při středních otáčkách dynamometru 250 min-1. 1400 řád harmonické 1200

Frekvence [Hz]

70-73

34-35 28

1000 46-47 800

23-24

20 19

18

17

16

15 14 12 11 10 9 8 7

34

600 400 200 0 0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

-1

Otáčky vačkového hřídele [min ]

Obr. 6.2-9: Z měření vyhodnocená závislost frekvence kmitání vačkového hřídele na jeho otáčkách. Měření okamžitých otáček vačkového hřídele rotačním inkrementálním snímačem umožnilo rozbor torzního kmitání pohonu vačkové hřídele připojené k dynamometru membránovou spojkou, určení vlastních frekvencí této soustavy a poskytlo data, použitelná do dynamického modelu rozvodového mechanismu.


45

6.2.3 Souvislost torzního kmitání vačkového hřídele s posuvným pohybem ventilu V předchozí kapitole bylo vyhodnoceno torzní kmitání soustavy pohonu rozvodového mechanismu, vačkové hřídele spojené spojkou s hřídelí dynamometru. Pokud by se vačková hřídel otáčela konstantní úhlovou rychlostí, byl by zdvih na vačce hz (zdvihátka, kladky) dán jako funkce úhlu otočení vačkového hřídele. Kmitá-li vačková hřídel, není tento úhel dán jednoduchou funkcí času a úhlové rychlosti jako u pohybu rovnoměrného. Uvažuje-li se harmonické kmitání je, podle [4], tento úhel dán jako: α = ω t + ϕ max sin(k ω t + ϕ 0 ). (8) Rychlost na vačce vv je dána vztahem (9), ve kterém je výraz v závorce (ω+∆ω) okamžitá dh dh dα dhz (ω + ∆ω ) vz = z = z ⋅ = (9) dt dα dt dα úhlová rychlost, viz kapitola 6.2, obsahující torzní kmity, kde: ∆ω = ϕ max kω cos(kω t + ϕ 0 ). (10) Zrychlení na vačce je: dv z dv z dα d 2 hz dh d 2 (11) az = = ⋅ = ⋅ (ω + ∆ω ) + z ⋅ (∆ω ). 2 dt dα dt dα dt dα Rozdíl ve zrychlení na vačce proti témuž zrychlení při rovnoměrném otáčení vačkového může být značný. Projeví se ve zrychlení ventilu, Obr. 6.2-10, a také v amplitudách kmitání závitu ventilové pružiny. 30000

-1

Zrychlení ventilu [ms ]

20000 15000 10000 5000 0 -5000

70

120

170

220

Úhel vačkového hřídele [°] -10000

270

Rozdíl ve zrychlení závitu pružiny [ms-2]

4000 nekonstantní ot. vačkového hřídele konstantní ot. vačkového hřídele

25000

3000 2000 1000 0 -1000

70

120

170

220

270

320

370

-2000 -3000 -4000 Úhel vačkového hřídele [°]

Obr. 6.2-10: Porovnání průběhů Obr. 6.2-11: Rozdíl průběhů zrychlení zrychlení ventilu při středních otáčkách závitu pružiny. vačkového hřídele 2500 min-1. Obr. 6.2-10 uvádí průběhy zrychlení ventilu při okamžitých otáčkách vačkového hřídele a při konstantních otáčkách. Průběhy jsou výsledkem výpočtů dynamického modelu, viz kapitola 7.4. Okamžité otáčky (úhlová rychlost) vačkového hřídele byly zjištěny měřením na měřícím stanovišti, viz kapitola 6.2.2 a do výpočtu byly zadány jako okrajová podmínka na vačkovou hřídel. Ve vyhodnocených průbězích okamžitých otáček vačkové hřídele se v nízkých otáčkách, viz Obr. 6.2-12, vyskytují zvýšené amplitudy torzního kmitání při frekvenci kolem 1100 Hz. S rostoucími otáčkami se


46

amplitudy torzního kmitání (kolem 600 a 1200 Hz) zvyšují více a tato frekvence přestává být významná. Uvedená souvislost se projevila při měření, kdy byly v rozvodovém mechanismu oba sací ventily. V měřeném zrychlení ventilu akcelerometrem při stejném uspořádání rozvodového mechanismu, viz kapitola 6.6, se vyskytuje pravidelně frekvence kolem 1100 Hz, viz Obr. 6.6-4. To naznačuje, jak se vzájemně ovlivňuje torzní kmitání vačkového hřídele a posuvný pohyb ventilu. Jedná se o vzájemnou interakci, kdy torzní kmitání je buzeno silou, kterou působí ventilová pružina na vačkovou hřídel při otevírání ventilu, zároveň je pohyb ventilu buzen harmonickými složkami obrysu vačky. Z výpočtů dynamickým modelem rozvodového mechanismu vyplynulo, viz 7.4.2, že k vybuzení kmitání ventilové pružiny vlastní frekvencí dochází v obou případech pohonu vačkového hřídele, konstantní úhlovou rychlostí nebo okamžitou, obsahující frekvence torzního kmitání. Vliv torzního kmitání na pohyb ventilu je zřetelnější mimo režim, kdy pružina kmitá vlastní frekvencí.

1.10 1.00

Amplituda [min-1]

0.90 0.80 0.70 0.60 0.50 0.40 0.30 0.20 0.10 0.00 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]

Obr. 6.2-12: Frekvenční analýza průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele při jeho středních otáčkách 537 min-1.

6.2.4 Metody vyhodnocování měřených veličin Při analýze naměřených dat byla používána Fourierova transformace pro přechod z časové do frekvenční oblasti a Fourierova řada. Pro spojité funkce je přímá a zpětná Fourierova transformace definována předpisem (12), viz [23].

X(f )=

+∞

∫ x (t ) ⋅ e

−∞

− j 2π f t

dt

x (t ) =

+∞

∫ X ( f )⋅ e

−∞

j 2π f t

df

(12)


47

V těchto vztazích je označen originál x(t) a obraz X(f), j je imaginární jednotka. Uvedené základní vztahy umožňují u spojitých funkcí přecházet z časové oblasti {t} do frekvenční oblasti {f} přímým i opačným směrem. Fourierovým obrazem reálné funkce x(t) je komplexní funkce X{f}. Tento obraz se vyjadřuje také ve složkovém nebo polárním tvaru komplexního čísla. Při měření charakteristických veličin mechanických systémů se často analogový signál (výstupní napětí snímače) vzorkuje určitou frekvencí pro zaznamenání hodnot tohoto signálu ve sběrném zařízení. Takto se stane z původně analogové funkce měřené veličiny diskrétní funkce. Vyjádřeno formálně je x (t ) =ˆ x (n ⋅ ∆ t ), X ( f ) =ˆ X (k ⋅ ∆ f ), n = 0, 1, 2, . . ., N , k = 0, 1, 2, . . ., N , kde ∆ t je časový krok (∆ t = tmax/N, kde tmax je celkový uvažovaný čas a N je celkový počet vzorků), ∆ f pak je obdobně krok frekvenční (∆ f = 1/tmax). Výchozí transformační vztahy (12) lze pak vyjádřit sumací (13) N −1

X (k ) = ∑ x (n )e − j 2π k n / N n =0

N −1

x (n ) = ∑ X (k )e j 2π k n / N

(13)

n =0

Fourierova řada spojité periodické funkce xp(t) je náhrada periodické funkce součtem spočetné množiny harmonických funkcí. V komplexním tvaru je dána předpisem, viz [24], x p (t ) =

∞

∑ ck e j k ω0 t ,

n = −∞

ck =

1 T0

T0

∫ x (t ) ⋅ e p

− j k ω0 t

,

(14)

0

kde ω0 = 2π f 0 = 2π / T0 . Je-li xp(t) vzorkovaná frekvencí fvz=1/T s N vzorky na periodu (čili N.T=T0) lze výraz pro výpočet koeficientů řady ck , viz (14), přibližně nahradit vztahem ck =&

T NT

N −1

∑ x p (nT ) e − jω0k nT , n =0

ck =&

1 N

N −1

∑ x (nT ) e n =0

p

− j 2π k n / N

,

(15)

kde se využilo, že je ω0T = 2π f 0 T = 2π T / T0 = 2π / N . Pro porovnání koeficientů Fourierovy řady ck s hodnotami Fourierovy transformace X(k) je možné použít přibližný vztah (16) 1 ck =& X (k ) . (16) N Tento vztah je přibližný, protože náhrada rovnice (14) rovnicí (15) je přibližná, jde o náhradu xp(t) schodovitou funkcí pro integraci. Chyba této náhrady závisí na průběhu signálu a zmenšuje se s růstem N a poklesem T. Doba potřebná pro výpočet diskrétní Fourierovy transformace (DFT) je přibližně úměrná N2, proto byly vypracovány


48

efektivní algoritmy rychlé Fourierovy transformace (FFT). Nejrozšířenější algoritmy vyžadují pro výpočet N = 2 m bodů, při nesplnění této podmínky dochází k rozmazání spektra. Rotační inkrementální snímač poskytuje informaci o úhlové poloze vačkové hřídele v 720 bodech v průběhu jedné otáčky. Nejbližší hodnoty počtu bodů, které vyhovují podmínce N = 2 m jsou 512 a 1024. Byla použita lineární interpolace ke zvýšení počtu bodů ze 720 na 1024. Průběh okamžitých otáček vyhodnocený postupem popsaným v kapitole 6.2 a jeho lineární interpolaci na 1024 bodů uvádí Obr. 6.2-13. Výstupem z rotačního inkrementálního snímače jsou impulzy, kartou ČVUT – FEL K13138 v1.b jsou zaznamenávány časy průchodu náběžných hran jednotlivých pulzů. Takto získaná časová osa nemá konstantní časový krok (kdyby měla, rovnaly by se vyhodnocované okamžité otáčky vačkového hřídele otáčkám středním v každém měřeném bodě). Konstantní časový krok záznamu je zřejmě další podmínkou pro

Okamžité otáčky vačkového hřídele -1 [min ]

550

naměřené interpolované

545 540

535 530 525

520 0.00

0.02

0.04

0.06

0.08

0.10

Čas [s]

Obr. 6.2-13: Naměřené a okamžité otáčky a lineární interpolace jejich průběhu. dostatečně přesnou Fourierovu transformaci. Dalším výsledkem interpolace je tedy časová osa s konstantním krokem a v každém takovém kroku hodnota okamžitých otáček.


49

0.3 N=720 N=1024

Amplituda [rad/s]

0.2

0.2

0.1

0.1

892

849

807

764

722

680

637

595

552

510

467

425

382

340

297

255

212

170

127

85

42

0

0.0

Frekvence [Hz]

Obr. 6.2-14: Výsledky diskrétní Fourierovy transformace okamžité úhlové rychlosti při různém počtu bodů. Pro výpočet diskrétní Fourierovy transformace (DFT) byl použit výpočetní systém Matlab, který používá algoritmus “rychlé Fourierovy transformace” (FFT). Při nedodržení podmínky N = 2 m může zřejmě dojít k podstatným rozdílům ve výsledcích. Takovou situaci ukazuje Obr. 6.2-14. Zde byly vypočteny velikosti amplitud okamžité úhlové rychlosti vyhodnocené z měření při střeních otáčkách vačkového hřídele 150 min-1. Při nepoužití interpolace (červené čáry v Obr. 6.2-14) dochází k výskytu frekvencí, které v původním signálu nejsou a jsou do spektra přidány výpočetním algoritmem. Při vyhodnocování měřených veličin je v této práci používáno výřezů, každý záznam je výřezem průběhu měřené veličiny už při ukládání dat na pevný disk počítače. Výřezem pro vyhodnocení je jedna otáčka vačkového hřídele. Zaznamenané závislosti pak nezačínají a nekončí nulou hodnotou. To způsobuje „skoky“ v závislostech a ty mohou být příčinou nesprávných výsledků následné Fourierovy transformace. K úpravě výchozích závislostí se používají pomocné funkce nazývané okénka. Zde bylo použito kosinové okénko označované též jako Hannovo okénko. Je definováno předpisem

 k   w H [k + 1] = 0.51 − cos 2π  , k = 0, ... , n − 1.  n −1 

(17)

Touto funkcí se vynásobí výchozí závislost, čímž se vyhladí přechod mezi nulou a funkčními hodnotami této závislosti. Upravená závislost je transformována do frekvenční oblasti.


50

algoritmem FFT 0.200

Amplituda [rad/s]

Fourierova řada 0.150 algoritmem FFT, výřez měřených dat upraven kosinovým okénkem

0.100

0.050

0.000 0

200

400

600

800

1000

1200

Frekvence [Hz]

Obr. 6.2-15: Porovnání velikosti amplitud diskrétní Fourierovy transformace, Fourierovy řady a Fourierovy transformace závislosti upravené kosinovým okénkem. Obr. 6.2-15 uvádí výsledky porovnání amplitudo-frekvenční charakteristiky naměřené okamžité úhlové rychlosti. Zde byla vypočtena diskrétní Fourierova transformace (algoritmem FFT s použitím lineární interpolace výchozí závislosti na N=8192) interpolované výchozí funkce podle vztahu (13), Fourierova řada podle vztahu (14) pro stejný počet bodů a diskrétní Fourierova transformace (algoritmem FFT s použitím lineární interpolace výchozí závislosti na N=8192) závislosti upravené kosinovým okénkem podle vztahu (17). Podle Obr. 6.2-15 je možné posoudit, že všechny tři výpočetní postupy zachycují přesně významné frekvence vyskytující se ve vyhodnocovaném průběhu okamžité úhlové rychlosti. Mezi velikostmi amplitud „FFT“ a „Fourierovou řadou“, viz Obr. 6.2-15, je malý rozdíl daný zřejmě náhradou výchozí závislosti schodovitou funkcí při numerické integraci koeficientů řady. Z „FFT“ výchozí funkce upravené kosinovým okénkem vychází nižší amplitudy okamžité úhlové rychlosti a rozdíly jsou patrné. Při vyhodnocení měřených dat byla na základě popsaných zkušeností dále používána „FFT“ a úprava výchozí funkce interpolací na požadovaný počet bodů. Úprava výchozí funkce kosinovým okénkem nebyla dále používána. Při použití „FFT“ ve srovnání s Fourierovou řadou je tato metoda rychlejší, s rostoucím počtem bodů transformace N roste výpočetní čas Fourierovy řady přibližně s N 2.

Statické měření zdvihu ventilu

51

6.3 Statické měření zdvihu ventilu Při statickém měření zdvihu ventilu bylo cílem proměření zdvihové křivky ventilu v závislosti na úhlu otáčení vačkového hřídele a současné kalibraci magnetického snímače zdvihu. Uspořádání měřící aparatury ukazuje schéma na Obr. 6.3-1. Na Obr. 6.3-3 je uvedeno podrobné schéma zapojení, včetně použitého vybavení. Rozvodový mechanismus byl poháněn krokovým motorem s možností mikrokrokování. Úhlovou polohou krokového motoru 1, která byla ověřena rotačním inkrementálním snímačem 8, byla vzorkována zdvihová křivka ventilu. Byly voleny různé kroky motoru, v rámci

Obr. 6.3-1: Schéma měřícího stanoviště statického měření zdvihu ventilu.Popis měřícího stanoviště: 1 – krokový elektromotor Microcon, 2 – Oldhamova spojka, 3 – vahadlo rozvodového mechanismu, 4 – vačková hřídel, 5 – měkká ventilová pružina, 6 – ventil, 7 – vlnovcová spojka, 8 – rotační inkrementální snímač, 9 – hrot lineárního inkrementálního snímače s přítlačnou pružinou, 10 – magnet, 11 – snímač magnetického pole, 12 – lineární inkrementální snímač, 13 – počítač sběru dat. jednoho měření zdvihové křivky vždy stejné a při každém kroku se zaznamenal údaj zdvihu lineárního inkrementálního snímače 12. Při statickém měření zdvihu ventilu byla původní pružina nahrazena měkkou 5, která zajišťovala zavírání ventilu 6 a neustálý kontakt všech prvků rozvodového mechanismu. Obr. 6.3-2 uvádí záznam naměřeného průběhu zdvihu ventilu při statické zkoušce. Statické měření zdvihu ventilu slouží ke zjištění odchylek naměřené zdvihové křivky ventilu od návrhové (kinematické) zdvihové křivky ventilu a to bez vlivu poddajnosti rozvodového mechanismu. Odchylky zachycují vliv vůlí v reálném mechanismu (v ložiscích vahadla a vačkového hřídele). Měření může odhalit chyby v přepočtu návrhové zdvihové křivky na obrys vačky.


52

Pokud se při návrhu kinematického modelu vyšlo z nepřesných rozměrů rozvodového mechanismu, pak by podle přepočtu vyrobený obrys vačky neodpovídal návrhové zdvihové křivce. Pokud by se měření provádělo v mechanismu bez vůlí v uložení vahadla a vačkové hřídele dala by se měřením ověřit přesnost výroby vačky. 14.0

Zdvih ventilu [mm]

12.0 10.0 8.0 6.0 4.0 2.0 0.0 0

30

60

90

120

150

180

210


Obr. 6.3-2: Porovnání staticky naměřené a návrhové zdvihové křivky ventilu.

6.3.1 Kalibrace snímače magnetického pole Konfigurace statického měření zdvihu ventilu podle Obr. 6.3-3 byla využita při kalibraci snímače magnetického pole. Celé stanoviště bylo navrženo a sestaveno tak, aby měření probíhalo automatizovaně a bez obsluhy provádělo statisticky vyhodnotitelný počet měření. Měřící počítač 13 komunikuje přes sériové rozhraní s řídící jednotkou CD30M krokového motoru 1. Povelový soubor byl nahrán v řídící jednotce, do počítače se posílá údaj o poloze krokového motorku ve stupních, tato informace se objevuje na obrazovce (výstup a) a zapisuje se do souboru. Na svorkovnici měřící karty Keithley KPCI 3100 byl připojen analogový výstup napětí ve voltech (výstup b) magnetického snímače zdvihu (11) X087. Na kartu Advantech PCL 833 čítající impulzy byl přiveden výstup z rotačního inkrementálního čidla (8), poskytující údaj o poloze vačkového hřídele ve stupních (výstup d). Tento údaj sloužil jako kontrolní, neboť byly pochybnosti o přesnosti mikrokrokování krokového motoru (1), pokud tento nastavuje podstatně menší (krok) úhel např. 0,45°, než je jeho jmenovitý 1,8°. Pochybnosti se nepotvrdily, při všech měřeních motor krokoval v rámci zjistitelné přesnosti. Na čítačovou kartu Advantech PCL 833 byly přivedeny impulzy lineárního inkrementálního snímače MSL 30 (12). Hodnoty přepočtené na mm zdvihu ventilu byly vypisovány na obrazovku a do souboru (výstup c). Takto sestavené a automatizované měřící zařízení umožňuje provádět rozsáhlý počet měření zdvihové křivky ventilu. Z těchto měření se pak vyhodnotila také kalibrační křivka snímače magnetického pole (11), viz Obr. 6.3-4. V průběhu je patrná fáze teplotního ustalování elektroniky snímače,


53

detail v levém horním rohu Obr. 6.3-4, toto se projevovalo z počátku vyšším výstupním napětím. Po ustálení jsou zaznamenány smyčky, které jsou tvořeny měřeným výstupním napětím snímače při zdvihu ventilu daném vzestupnou a sestupnou stranou vačky. Z uvedeného měření vyplývá, že ze snímače vychází dvě různé hodnoty napětí při stejném zdvihu, jednou na vzestupné, podruhé na sestupné straně vačky. Tyto odlišnosti byly způsobené vlivem elektormagnetického pole krokového motoru. Dále byly používány kalibrační křivky, viz Obr. 6.3-5, získané pouze při ručním nastavování zdvihu ventilu a to s ventilovou pružinou používanou později při dynamickém měření.

1- Krokový motor SX34

8 - IRC 4

7

5

2

[V]

6 CD30M

RS 232

11 - X087 [V]

[°] 13 - PC

Keithley KPCI 3100

12 - MSL 30

[V] Obrazovka - výstupy a b c d

Advantech PCL 833

[°]

[V] [mm]

[°]

Obr. 6.3-3: Schéma zapojení měřící aparatury a přehled použitého vybavení.

Výstupní napětí snímače magnetického pole [V]

Kalibrační křivky byly měřeny při každém zásahu do rozvodového mechanismu. Pro přepočet výstupního napětí snímače ve voltech na zdvih ventilu v milimetrech byla použita polynomická aproximace kalibrační křivky takového řádu, který získaný počet bodů křivky umožňoval. 3.5 3.4 3.3 3.2 3.1 3 2.9 2.8 2.7 2.6 2.5 2.4 2.3 2.2 2.1 2 1.9

nárůst zdvihu pokles zdvihu

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

Zdvih ventilu [mm] - LARM MSL 30

Obr. 6.3-4: Kalibrační křivka snímače Obr. 6.3-5: Kalibrační křivka snímače magnetického pole získaná při magnetického pole naměřená při automatizovaném statickém měření zdvihu nastavování zdvihu ventilu šroubem. ventilu, viz Obr. 6.3-1.

13

14

Dynamické měření zdvihu ventilu

6.4

54


Uspořádání měřícího stanoviště při dynamickém měření zdvihu ventilu ukazuje Obr. 6.4-1. Rozvodový mechanismus byl k dynamometru připojen membránovou spojkou a byl jim poháněn. Při měření byly zaznamenávány impulzy rotačního inkrementálního snímače (9), což byl údaj o okamžité úhlové poloze vačkového hřídele, z něhož byla vyhodnocována okamžitá úhlová rychlost. Současně bylo zaznamenáváno výstupní napětí snímače magnetického pole (11). Tento signál byl vzorkován úhlovou polohou vačkového hřídele. Vyhodnocovaný zdvih ventilu byl průměrem z deseti po sobě následujících cyklů.

Obr. 6.4-1: Uspořádání měřícího stanoviště pro dynamické měření zdvihu ventilu. Popis měřícího stanoviště:1 – hřídel dynamometru, 2 – membránová spojka, 3 – propojovací hřídel 1, 4 – vahadlo rozvodového mechanismu, 5 – vačková hřídel, 6 – ventilová pružina, 7 – sací ventil, 8 – vlnovcová spojka, 9 – rotační inkrementální snímač, 10 – magnet, 11 – snímač magnetického pole, 12 – počítač sběru dat. Podrobné schéma zapojení snímače magnetického pole (11) pro dynamické měření zdvihu ventilu uvádí Obr. 6.4-2. Údaj o úhlové poloze vačkového hřídele je zjišťován nepřímo. Výstupem rotačního inkrementálního snímače (IRC) jsou impulzy, které čte karta ČVUT-FEL K13138 a přiřazuje jim čas při průchodu náběžné hrany pulzu a počítá rozdíl času od předešlého pulzu, jak je popsáno v kapitole 6.2.2. Výstupem měřící karty ČVUT-FEL K13138 byl tedy údaj o poloze ekvivalentní času (výstup e).


55

Úhlová poloha spolu s okamžitými otáčkami vačkového hřídele se vyhodnocovala následně při zpracování dat. Důležitými informacemi z rotačního inkrementálního snímače byly impulzy (720/ot) a synchronizační značka (trigger, index) (1/ot), tato označovala počátek otáčky. Impulzy z rotačního inkrementálního snímače byly vyvedeny z karty ČVUT-FEL K13138 na vstup externích hodin měřící karty Keithley KPCI 3100, tím bylo zaručeno, že každému pulzu, který odpovídá úhlové poloze vačkového hřídele, bude kartou Keithley KPCI 3100 přiřazena hodnota výstupního napětí snímače magnetického pole (výstup f). Podobně tomu bylo se synchronizační značkou, která startovala záznamy obou karet ČVUT-FEL K13138 a Keithley KPCI 3100. Tento princip zůstával stejný při všech ostatních měřeních rychlosti (výstup g) a zrychlení (výstup h) ventilu na stanovišti.

1 - MS 1714-4 6

7

15

8- IRC

11 - X087

PSV-I-400

14

[V]

[V]

[V]

16 OFV-5000 17 PSV-E-400 18 PSV-W-400

[V]

[V] 12 - PC

ČVUT FEL KPCI

Keithley KPCI 3100

Obrazovka - výstupy e f g h [s]

[V]

[V]

[V]

Obr. 6.4-2: Schéma měřícího stanoviště a použité techniky pro měření zdvihu, rychlosti a zrychlení ventilu. Naměřené průběhy zdvihu ventilu snímačem magnetického pole v rozsahu středních otáček vačkového hřídele 150 – 4000 min-1 uvádí Obr. 6.4-3. Zdvihové křivky ventilu naměřené při dynamickém měření se v závislosti na otáčkách různě odlišují od staticky změřené zdvihové křivky. Příčin může být několik a zjednodušeně je zřejmě lze rozdělit na dvě skupiny: • fyzikálně opodstatněné odchylky způsobené poddajností rozvodového mechanismu, kmitáním pružiny, kmitáním celého uložení hlavy motoru včetně uložení dynamometru, • odchylky způsobené použitým principem měření, snímač magnetického pole je citlivý ve směru osy ventilu i ve směru příčném, na výsledky měření může mít vliv i otáčení ventilu kolem své osy. Pokud by se držák pohyboval v příčném směru vůči ose ventilu vlivem jeho vibrací, pak bychom toto naměřili, ale vyhodnocený zdvih ventilu neodpovídá jeho osovému zdvihu, který je zajímavý z hlediska další analýzy. Při použitém principu měření se


56

ventil osazený magnetem pohybuje proti snímači magnetického pole a ventil se při posuvném pohybu zároveň otáčí podél své osy také otáčí podél. Zvlněný průběh zdvihových křivek, viz Obr. 6.4-3, vznikl zřejmě následkem způsobu měření. Měření zdvihu ventilu snímačem magnetického pole probíhalo současně s měřením rychlosti ventilu, viz kapitola 6.5, oba průběhy byly vzorkovány impulzy, údaji o úhlové poloze vačkového hřídele, je tedy možné přímo porovnávat naměřené zdvihy ventilů snímačem magnetického pole s průběhy zdvihů integrovanými z měřené rychlosti ventilu, viz Obr. 6.4-5. Z tohoto porovnání jsou jasně patrné odlišnosti v průbězích zdvihu. Výsledkem měření zdvihu ventilu snímačem magnetického pole je užší zdvihová křivka v celém průběhu, jejíž průběh se jen vzdáleně blíží pravděpodobnějšímu průběhu, získaného integrací měřené rychlosti. Je zřejmé, že derivací se odchylky v průbězích zvětší. Bez vyhlazení nemá smysl průběh zdvihu ventilu získaný ze snímače magnetického pole derivovat. Z popsaných zkušeností se snímačem magnetického pole lze učinit závěr, že snímač není vhodný pro dynamické měření zdvihu ventilu. Důvody jsou tyto: • vyřezání závitu do materiálu ventilu pro přišroubování magnetu na ventil, • přidání hmotnosti magnetu na ventil, • ovlivnění magnetického pole pohonem vačkového hřídele při kalibraci, které znemožňují automatickou kalibraci a statistické vyhodnocení, • nelinearita kalibrační křivky a nutnost její aproximace, • nevyhovující výsledky porovnání průběhů zdvihu ventilu získaných tímto snímačem s průběhy získanými integrací měřené rychlosti laserovým vibrometrem.

Obr. 6.4-3: Zdvihy ventilů naměřené snímačem magnetického pole v rozsahu středních otáček dynamometru 150 – 4000 min-1.


57

Obr. 6.4-4: Průběhy zdvihu ventilu získané integrací měřeného průběhu rychlosti ventilu.

0.012 snímačem mag. pole integrovaný z rychlosti

Zdvih ventilu [m]

0.010 0.008 0.006 0.004 0.002 0.000 70

100

130

160

190

220

250

-0.002


Obr. 6.4-5: Porovnání zdvihu ventilu změřeného snímačem magnetického pole s průběhem získaným integrací měřené rychlosti ventilu .

280

Měření rychlosti ventilu

58

6.5 Měření rychlosti ventilu Měření rychlosti ventilu bylo realizováno podle schématu na Obr. 6.4-2. K měření byl použit skenovací vibrometr Polytec PSV-400-B. Zařízení vibrometru se skládá z hlavy snímače PSV-I-400 (15), řídící jednotky OFV-5000 (16), propojovacího boxu OSV-E400 (17) a systému pro správu a úpravu dat PSV-W-400 (18). Hlava snímače (15) obsahuje kromě vlastního snímače OVF -505 skenovací jednotku umožňující natáčení snímače v rozsahu ± 20° kolem dvou os a barevnou digitální videokameru se zaostřováním a 72 násobným zvětšením (18x optické a 4x digitální). Kamera ulehčuje zaměřování laserového paprsku do míst, kam není kvůli uspořádání měření vidět. Řídící jednotkou (16) se nastavuje rozsah snímaných rychlostí (10/100/1000 [mm/s/V]), frekvenční rozsah 1,5 MHz a analogové filtry dolní propusti (5 kHz, 20 kHz, 100 kHz and 1.5 MHz). Propojovací box (17) umožňuje také připojení 4 analogových vstupů pomocí BNC konektorů a generuje výstupní signál. Napěťový výstupní signál je přiveden na vstup do Keithley KPCI 3100 měřící karty, vzorkován impulzy rotačního inkrementálního snímače. Z tohoto signálu (výstup g) je vyhodnocována rychlost ventilu v závislosti na úhlu natočení vačkového hřídele, viz Obr. 6.5-1 až Obr. 6.5-3. Systém pro správu dat (18) je průmyslové PC s dvoukanálovou měřící kartou.

Obr. 6.5-1: Naměřené průběhy rychlosti ventilu laserovým vibrometrem v rozsahu otáček vačkového hřídele 500 – 1750 min-1.

Měření rychlosti ventilu

59

Obr. 6.5-2: Naměřené průběhy rychlosti ventilu laserovým vibrometrem v rozsahu otáček vačkového hřídele 1800 – 2500 min-1.

Obr. 6.5-3: Naměřené průběhy rychlosti ventilu laserovým vibrometrem v rozsahu otáček vačkového hřídele 2750 – 4500 min-1. Měřené průběhy rychlosti ventilu byly integrovány pro získání průběhů zdvihu ventilu, viz Obr. 6.4-4, a derivovány pro získání průběhů zrychlení ventilu, viz kapitoly 7.4.2 a

Měření zrychlení ventilu

60

9.4, kde jsou průběhy zrychlení získané derivací rychlosti ventilu srovnávány s výsledky výpočtů dynamickým modelem. K získání přesnějších průběhů zdvihu ventilu integrací měřené rychlosti by bylo vhodné, jak uvádí také autor [11], měřit také rychlost hlavy v blízkosti sedla ventilu a tuto rychlost odečíst od rychlosti ventilu. Z vyhodnocovaných záznamů by se tak odstranil vliv pohybu hlavy motoru uložené na stanovišti. Zejména při dosedání ventilu do sedla se projeví poddajnost uložení rozvodového mechanismu na měřícím stanovišti. Údaj o zdvihu ventilu zjištěný integrací z měřené rychlosti je tímto jevem zkreslený a nedá se považovat za přesný ani v rámci přesnosti daného zařízení. Chyba v měření rychlosti ventilu se zřejmě zvětšuje s rostoucíma otáčkami vačkového hřídele, neboť se zvětšuje rychlost dosedání ventilu do sedla. Použitý vibrometr byl jednokanálový, ale skenovací, což umožňuje v krátkém čase snímat rychlosti v různých bodech struktury (50 bodů/s). Pokud by se tedy několik cyklů měřila rychlost ventilu a několik dalších rychlost hlavy motoru, dal by se rozdíl rychlosti vyhodnotit, za předpokladu, že se jednotlivé cykly neliší. Vyhodnocený průběh zdvihu ventilu by se zřejmě zpřesnil.

6.6 Měření zrychlení ventilu Měření zrychlení ventilu bylo prováděno akcelerometrem Endevco připevněným šroubem M2 s maticí k ventilu, dále bylo zrychlení ventilu vypočítané derivací průběhů měřené rychlosti ventilu. Měření zrychlení ventilu akcelerometrem lze rozdělit na: • měření zrychlení ventilu po skokové změně zdvihu ventilu u stojícího mechanismu (rázová zkouška), • měření zrychlení ventilu při pohonu rozvodového mechanismu dynamometrem v různých otáčkových režimech. Skoková změna zdvihu ventilu byla provedena vytrhnutím planžety známé tloušťky z prostoru mezi kladkou vahadla 4 a vačkovou hřídelí 5, viz Obr. 6.4-1. Při vytržení planžety dojde k rázovému ději, který vybudí rozvodový mechanismu celým spektrem frekvencí a mechanismus se rozkmitá jeho vlastní frekvencí. Cílem měření bylo tuto frekvenci určit. V rozvodovém mechanismu byla pro toto měření nastavena záporná ventilová vůle, ventil zůstal pootevřený o 0,135 mm, aby se děj neovlivňoval dalším rázem při dosednutí ventilu do sedla. Byly zkoušeny různé tloušťky planžet nejčastěji měla planžeta tloušťku 1,25 mm. Zasunutím této planžety mezi kladku a vahadlo se ventil otevřel na hodnotu zdvihu 1,475 mm. Byl proveden záznam výstupního napětí snímače zrychlení s vzorkovací frekvencí 100 kHz. Výřez zaznamenaného průběhu zrychlení ukazuje Obr. 6.6-1. Tento průběh nebyl filtrován a jeho část, po odeznění rázového, děje byla převedena do frekvenční oblasti, stejným způsobem byla vyhodnocena 4 měření (měření_1 až měření_4). Velikosti amplitud ukazuje Obr. 6.6-2. Ze všech měření vychází zvýšené amplitudy zrychlení při frekvencích kolem 680 Hz a 1280 Hz. Frekvencí 680 Hz mechanismus kmitá po většinu děje, jedná se zřejmě o vlastní frekvenci mechanismu příslušnou vybuzenému tvaru kmitu. Zahrneme-li do vyhodnocení úsek blíže k počátku děje pak se zvyšují amplitudy zrychlení kolem


61

frekvence 1280 Hz. Nebyl však měřen časový průběh budící síly, proto se těžko určí hranice mezi budícím účinkem a vlastním kmitáním mechanismu. 40000

Zrychlení ventilu [m/s2]

30000 20000 10000 0 0.01 -10000

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

0.07

0.08

-20000 -30000

Čas [s]

Obr. 6.6-1: Průběh zrychlení ventilu při měření odezvy na rázový děj. 700.000 měření_1 měření_2 měření_3 měření_4 měření_5 měření_6

Amplituda [m/s2]

600.000 500.000 400.000 300.000 200.000 100.000 0.000 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]

Obr. 6.6-2: Frekvenční analýza naměřeného průběhu zrychlení při rázové zkoušce. Obr. 6.6-3 uvádí průběh zrychlení ventilu měřený akcelerometrem umístěným na ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 1611 min-1. Obr. 6.6-4 uvádí frekvenční analýzu průběhů zrychlení ventilu měřeného akcelerometrem při různých otáčkách vačkového hřídele. Z této analýzy vyplývá zvýšení amplitud zrychlení ventilu při frekvenci kolem 1100 Hz.


62

6000 otáčky 1611 1/min


5000 4000 3000 2000 1000 0 -1000

0

60

120

180

240

300

360

-2000 -3000


Obr. 6.6-3: Průběh zrychlení ventilu měřený akcelerometrem umístěným na ventilu.

300.0 otáčky 537 1/min otáčky 1032 1/min otáčky 1611 1/min

Amplituda [m/s2]

250.0 200.0 150.0 100.0 50.0 0.0 0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

Frekvence [Hz]

Obr. 6.6-4: Frekvenční analýza měřených průběhů zrychlení při otáčkách vačkového hřídele 537, 1032 a 1611 min-1.


63

Zrychlení ventilu získané derivací měřené rychlosti ventilu bylo použito pro: • vyhodnocení amplitud zrychlení ventilu při rázové zkoušce, • vyhodnocení amplitud kmitání ventilu při pohonu vačkového hřídele dynamometrem. Odezva mechanismu na rázový děj byla měřena také laserovým vibrometrem, kdy byla měřena rychlost ventilu použitím stejného měřícího vybavení podle schématu na Obr. 6.4-2. Rychlost ventilu byla derivována a byla provedena frekvenční analýza zrychlení. Amplitudy zrychlení jsou vyneseny také do Obr. 6.6-2, jako průběhy „měření_5“ a „měření_6“. Výsledky měření mají podobný charakter, jako při použití akcelerometru, s výrazným zvýšením amplitud kmitání při frekvencích kolem 600, 1080, 1200, 1700 a 1800 Hz, ale zjištěné frekvence se liší (výsledné frekvence z měření akcelerometrem byly 680 a 1280 Hz). Obě měření nebyly prováděny ve stejné době, rozvodový mechanismus byl různě opotřebovaný, včetně plastické deformace pružiny, některé prvky bylo nutné v průběhu zkoušek měnit. Nebyl zajištěn stav rozvodového mechanismu tak, aby výsledky byly porovnatelné. Tvar kmitu vybuzený nárazem kladky vahadla na vačkovou hřídel zřejmě souvisí s vlastními frekvencemi mechanismu, jehož nejméně tuhým prvkem, prvkem s nejnižšími vlastními frekvencemi je ventilová pružina. Zjištěné frekvence jsou zřejmě blízké vlastním frekvencím ventilové pružiny. Nejnižší vlastní frekvence může souviset s prvním vlastním tvarem kmitu ventilové pružiny. Výpočtem dynamického modelu se ukázalo, že tento tvar je vybuzen rázem při dosedání ventilu do sedla, tedy jevem podobným rázové zkoušce. Obr. 6.6-5 uvádí frekvenční analýzu průběhů zrychlení ventilu. Zrychlení ventilu se vypočítalo derivací měřených průběhů rychlosti. Obrázek znázorňuje velikosti amplitud zrychlení ventilu v závislosti na frekvenci a středních otáčkách vačkového hřídele. Z hlediska analýzy kmitavého chování rozvodového mechanismu postihuje několik zajímavých jevů. V režimech středních otáček do 2500 min-1 jsou amplitudy zrychlení ventilu zvýšeny při frekvencích blízkých torznímu kmitání pohonu vačkového hřídele a frekvencím zjištěných rázovou zkouškou, viz Obr. 6.6-2. S růstem otáček se zvyšují amplitudy zrychlení ventilu při frekvencích kolem 1100 Hz. Tato aktivita zřejmě souvisí s buzením rozvodového mechanismu vyššími amplitudami harmonických složek obrysu vačky. To by odpovídalo řádům 15-20, viz Obr. 6.6-6 a Obr. 7.4-5. Amplitudy zrychlení ventilu dosahují maxima kolem otáček 4000 min-1. Z výpočtu vlastních tvarů ventilové pružiny pomocí dynamického modelu vyplývá, viz kapitola 7.1, že frekvence zjištěná rázovou zkouškou (kolem 600 Hz) je blízká prvnímu vlastnímu tvaru ventilové pružiny, kdy se závity ventilové pružiny pohybují převážně podél osy ventilu, viz Obr. 7.1-4 a). Frekvence zjištěné při měření na dynamometrem poháněném rozvodovém mechanismu (kolem 1100 Hz) je blízká druhému vlastnímu tvaru, viz Obr. 7.1-4 b), kdy se závity ventilové pružiny pohybují převážně podél osy ventilu.


64

Obr. 6.6-5: Frekvenční analýza průběhů zrychlení ventilu získaných derivací měřených průběhů rychlosti ventilu.

1940 [m/s2]

1300 24 23 22 21 20

19

1730 [m/s2]

18 17

1250

1280 [m/s2]

řád harmonické

2220 [m/s2]

1200

Frekvence [Hz]

2430 [m/s2]

16

1150

1660 [m/s2] 1170 [m/s2]

15

1100

1190 [m/s2] 2310 [m/s2] 1690 [m/s2]

1050 14

1000

716 [m/s2] 1450 [m/s2] 1250 [m/s2]

950 900 2500

1330 [m/s2]

1190 [m/s2] 679 [m/s2]

3000

3500

4000

Otáčky vačkového hřídele [min -1 ]

4500

880 [m/s2] 784 [m/s2] 958 [m/s2]

Obr. 6.6-6: Závislost amplitud (jejich velikosti uvádí legenda) zrychlení ventilu na frekvenci a středních otáčkách vačkového hřídele.

Model ventilové pružiny

65

7 Dynamický model rozvodového mechanismu Model rozvodového mechanismu byl sestaven v programovém prostředí Simpack, viz [18], německé společnosti Intec GmbH. Program je nástroj pro sestavování pohybových rovnic prostorových soustav těles a jejich numerické řešení. Historicky sloužil pro sestavování pohybových rovnic prostorových soustav tuhých těles s poddajnými vazbami, v poslední době je možné začleňovat do modelu tělesa poddajná, modelována metodou konečných prvků. V konkrétním případě se model rozvodového mechanismu skládal s poddajné (hmotné) pružiny, poddajného vačkového hřídele a poddajného vahadla, ostatní tělesa byla považována za tuhá. Ve výpočtech byl model poháněn konstantní úhlovou rychlostí vačkového hřídele nebo okamžitou úhlovou rychlostí, která byla vyhodnocena z měření na stanovišti, viz kapitola 6.2. Dynamický model respektuje geometrii všech důležitých prvků měřeného rozvodového mechanismu, viz kapitola 6. Správná geometrie dynamického modelu byla ověřena simulací statické zkoušky dynamickým modelem s měkkou pružinou a při pomalém otáčení. Výsledkem bylo porovnání staticky změřené zdvihové křivky ventilu, viz kapitola 6.3 a zdvihové křivky, kterou počítá dynamický model v daném nastavení. Do modelu byl vložen nejprve původní obrys vačky, s ním bylo provedeno nejvíce výpočtů, neboť bylo potřeba nastavit parametry dynamického modelu, aby poskytoval výsledky porovnatelné s měřenými kinematickými veličinami. Do nastaveného dynamického modelu se pak vkládaly obrysy vaček, optimalizované v termodynamickém modelu motoru pro dosažení jeho maximálního výkonu, viz kapitola 2.3, a ověřována jejich funkce a vliv na pohyb ventilu.

7.1 Model ventilové pružiny Model pružiny vycházel z daného CAD modelu, viz Obr. 7.1-1, pružina byla rozdělena po ose drátu na 43 elementů, viz Obr. 7.1-2, ty byly dány uzlovými body. V těchto uzlových bodech byly napojovány nosníkové elementy, viz Obr. 7.1-3. Mezi jednotlivými uzlovými body byl ještě nosník rozdělen na tři elementy, celkový počet nosníkových elementů je 129. Nosníkový prvek je definován materiálem (hustotou, moduly pružnosti v tahu a krutu, Poissonovým číslem, plochou průřezu a délkou elementu). Takto vytvořený model respektuje hmotnost, geometrii, vlastní čísla (frekvence) a vlastní tvary kmitu reálné pružiny v rozsahu frekvencí dostatečném pro danou problematiku. Pružina byla do hlavního modelu vložena jako podsestava. Byla připojena k základnímu rámu v uzlových bodech na spodním závěrném závitu pružiny. Uzlovými body na horním závěrném závitu byla pružina připojena k talířku ventilové pružiny, tím se definovaly okrajové podmínky pružiny. Okrajové podmínky mění možnost volného (vlastního) pohybu součásti, vlastní tvary a frekvence. Při výpočtech měly konce obou závěrných závitů pružiny zabráněný pohyb ve všech osách (x, y, z) souřadného systému. Připojovací body spodního závěrného závitu měly zabráněn pohyb


66

v podélném směru (osa z) a ve směru normály k závitu (x nebo y podle orientace). Talířek mohl konat pouze posuvný pohyb v ose ventilu (ose z). Při těchto okrajových podmínkách byly vypočteny vlastní čísla (frekvence) a vlastní tvary kmitu.

Obr. 7.1-1 – CAD

pružiny.

model

Obr. 7.1-2

– Rozdělení drátu pružiny.

– Nosníkový model pružiny.

Obr. 7.1-3

Vlastní tvary kmitu jsou prostorově orientované, při analýze kmitání pružiny (jejich závitů) byla soustředěna pozornost na vlastní tvary převážně v podélném směru (osy ventilu), které mohou ovlivnit pohyb ventilu, konající v modelu pouze posuvný pohyb podél své osy. Z nejnižších frekvencí u kterých je nebezpečí, že budou vybuzeny jsou to 565 a 1101 Hz, Obr. 7.1-4. V prvním případě, Obr. 7.1-4 a), se všechny tři činné závity ventilové pružiny posouvají jako jedno těleso přibližně ve směru od talířku ke spodnímu uložení pružiny podél dříku ventilu a opačně. Ve druhém případě, Obr. 7.1-4 b), se krajní závity pohybují k sobě a opačně, přičemž prostřední závit téměř stojí.

a) b) Obr. 7.1-4: Vlastní tvary kmitu ventilové pružiny v sestavě s talířkem a ventilem: a) při frekvenci 565 Hz; b) při frekvenci 1101 Hz.


67

Obr. 7.1-5 uvádí amplitudy zrychlení prvního spodního činného závitu v závislosti na frekvenci a otáčkách vačkového hřídele. Jedná se o výsledky výpočtů dynamickým modelem, viz kapitola 7.3. Vačková hřídel byla poháněna úhlem otáčení z vyhodnoceného měření okamžité úhlové rychlosti. V uvedeném rozsahu otáček vačkového hřídele se výsledky dynamického modelu uspokojivě shodují s výsledky experimentu, viz Obr. 9.4-1 až Obr. 9.4-27. Od 3000 min-1 se výrazněji zvyšují amplitudy zrychlení při frekvenci kolem 1100 Hz, která odpovídá vlastní frekvenci pružiny, viz Obr. 7.1-4 b). Tento vlastní tvar byl vybuzen převážně obrysem vačky, obsahem jeho harmonických složek. V otáčkách 3750 min-1 se začínají zvyšovat amplitudy při frekvenci kolem 570 Hz odpovídající vlastnímu tvaru, viz Obr. 7.1-4 a). Z analýzy pohybu prvků rozvodového mechanismu vyplývá, že tento vlastní tvar je převážně vybuzen rázem při dosedání ventilu do sedla, který se zvětšuje s rostoucími otáčkami vačkového hřídele.

Obr. 7.1-5: Vývoj kmitání prvního spodního činného závitu ventilové pružiny.

7.1.1 Nosníkový prvek Poddajná tělesa v modelu byla sestavena z prostorových nosníkových (3D Beam) elementů. K sestavení těchto těles bylo využito do systému Simpack integrovaného konečně-prvkového modulu Simbeam. Tento modul umožňuje vytvářet v soustavě tuhých těles poddajná tělesa, jako třírozměrné nosníkové struktury. Poddajnost těchto těles je modelována použitím klasické Euler-Bernoulli teorie, popisující nosníkový element obyčejnou diferenciální rovnicí čtvrtého řádu s konečně-prvkovou formulací. Základem této formulace je definice matic elementu a jejich přičtení k maticím soustavy celkového počtu stupňů volnosti soustavy. Pohyb nosníkového elementu se dvěma uzly


68

v prostoru je popsán 12 souřadnicemi, viz Obr. 7.1-6. Lokální souřadnicový systém elementu {Oe, ee} s počátkem v uzlu A, osy x, y, z a jednotkové vektory e i , i = 1, 2, 3 e

jsou zavedeny k popisu parametrů elementu a souřadnic uzlu. Osou nosníkového prvku je vždy osa x. Délka elementu je le, plocha příčného průřezu je Ae, plošné momenty setrvačnosti kolem os x, y a z jsou I xe , I ye , I ze . Pro torzní tuhost je zaveden plošný moment I te . Pro elementy obdélníkového průřezu s šířkou w v ose y a výškou h v ose z, pro parametry průřezu platí:

A e = wh , I xe = I ye + I ze , kde I ye =

wh 3 e w 3 h ,Iy = , 12 12

1 w w5  I = c1 w h , kde h > w a c1 = 1 − 0,63 + 0,052 5  . Materiálové parametry jsou 3 h h  3

e t

Youngův modul pružnosti Ee a modul pružnosti ve smyku Ge, který může být vyjádřen

Ee jako G = s použitím Poissonova čísla µ , posledním potřebným parametrem 2(1 − 2 µ ) e

je hustota materiálu ρe. Deformace prvku je vyjádřena lineární interpolační funkcí pro tah, tlak a krut a kubickou interpolační funkcí pro ohyb. Interpolační funkce jsou formulovány s 12 souřadnicemi elementu definovanými v Obr. 7.1-6. To vede k sestavení matice tuhosti prvku Ke a matice hmotnosti elementu Me.

Obr. 7.1-6: Popis nosníkového prvku.Obrázek převzat z [18].

Model vahadla a vačkového hřídele

69

7.2 Model vahadla a vačkového hřídele Vahadlo stejně jako ventilová pružina je modelováno použitím nosníkových prvků, viz Obr. 7.2-1, tento obrázek je schématický a zachycuje rozložení a rozměry elementů, uvnitř válcové části vahadla je díra o průměru 8 mm. Vahadlo je rozděleno na 34 nosníkových elementů. Do modelu byly zadány průřezové charakteristiky částí vahadla a materiálové vlastnosti. Průřezové charakteristiky v řezech jednotlivých elementů vahadla byly zjištěny z daného CAD modelu. Model vahadla s určitou přesností respektuje průhyb, vlastní tvary a vlastní frekvence reálné součásti. Prvních pět

Tab. 7.2-1: Některé parametry modelu vahadla. Hmotnost vahadla [kg] Poloha těžiště [m] Tenzor setrvačnosti [kg.m2]

0,114 x

y

z

-3,253e-2

-5,023e-4

4,941e-4

1,5956e-5

-1,156e-5

2,271e-6

... sym

0,000161 ...

4,971e-7 0,000172

Obr. 7.2-1: Rozdělení vahadla rozvodového mechanismu nosníkovými elementy. vlastních frekvencí volného vahadla je 7439, 7858, 9915, 13928 a 14007 Hz. V modelu rozvodového mechanismu je vahadlo vázáno k základnímu rámu kinematickými vazbami nebo silovými prvky. Kromě pohybu vahadla jako tuhého tělesa ve vazbách silovými prvky, které mají vlastní frekvence dané tuhostí těchto silových prvků, vyskytují se první vlastní tvary vahadla v mechanismu s frekvencemi 5549, 6192 Hz a vyššími. Tab. 7.2-2: Některé parametry modelu vačkového hřídele. Hmotnost hřídele [kg] Poloha těžiště [m]

Tenzor setrvačnosti [kg.m2]

0,111 x

y

z

-3,844e2

0

0

6,42e-6

0

0

... sym

0,00021 ...

0 0,00021

Obr. 7.2-2: Rozdělení vačkového hřídele nosníkovými elementy a palec vačky. Model vačkového hřídele se skládá z poddajné části, dané dutým hřídelem nekonstantního průřezu a tuhé části vačky, která je k vačkové hřídeli připojena jako

Sestava rozvodového mechanismu

70

další tuhé těleso s hmotností a momenty setrvačnosti pouze palce vačky. Schématicky je model vačkové hřídele znázorněn na Obr. 7.2-2. Vačková hřídel se skládá z 9 elementů, je dutá, díra má průměr 10 mm. Jako tuhé těleso je k ní připojen palec vačky s obrysem. Obrysy vaček se do modelu zadaly x, y souřadnicemi bodů obrysu. Ve výpočtu byly body obrysu interpolovány kubickou spline funkcí. První vlastní tvar vačkové hřídele v mechanismu, kromě pohybu celé hřídele v jejím uložení, odpovídá vlastní frekvenci 6192 Hz a jedná se o kroucení kolem osy hřídele.

7.3 Sestava rozvodového mechanismu Kompletní model rozvodového mechanismu uvádí Obr. 7.3-1. Vahadlo a vačková hřídel jsou uloženy v silových prvcích (5, 7, 2, 4), ventil (10) je veden posuvně a v jeho sedle je definován silový prvek modelující kontakt ventilu a sedla. Ve vedení dříku ventilu je definován třecí prvek. V místech kontaktu vahadla a kladky (3), ventilu a šroubu na vahadle (8) jsou definovány silové prvky, Hertzovy kontakty. Vačková hřídel byla poháněna v místě (2) časovou závislostí úhlu otáčení vačkového hřídele, který byl vypočten integrací z naměřené okamžité úhlové rychlosti (otáček) nebo konstantní úhlovou rychlostí v režimech, ve kterých nebyla okamžitá úhlová rychlost vyhodnocena z měření nebo v případech, kdy se pro buzení prvků rozvodového mechanismu uvažoval pouze harmonický obsah obrysu vačky (geometrie povrchu vačky), tedy bez vlivu torzního kmitání pohonu vačkového hřídele. Obr. 7.3-1: Kompletní model rozvodového mechanismu. Popis obrázku: 1 – vačková hřídel; 2, 4, 5, 7, 11 – silové prvky; 3 – kladka a místo dotyku; 6 – vahadlo; 8 – místo dotyku vahadla a ventilu; 9 – ventilová pružina; 10 – ventil.

Výsledky výpočtů dynamického modelu

71

7.4 Výsledky výpočtů dynamického modelu 7.4.1 Simulace statického měření zdvihu ventilu

Zdvih ventilu [mm]

Dynamický model rozvodového mechanismu popsaný v předchozích kapitolách byl sestaven na základě kinematického modelu, viz kapitola 2.3. Převzaly se rozměry vahadla, jeho poloha a poloha vačkového hřídele a další. Byl proveden výpočet, který ověřuje správnost výpočtu zdvihu ventilu dynamickým modelem. Tímto bylo simulováno statické měření zdvihu ventilu. Pro snížení vlivu poddajnosti modelu byla pro simulaci ventilová pružina nahrazena pružinou s tuhostí pouze takovou, aby se rozvodový mechanismus nerozpojoval. Simulace byla provedena s při pomalém otáčení vačkového hřídele. Porovnání výsledků simulace uvádí Obr. 7.4-1. Dynamický model rozvodového mechanismu zahrnuje vůle v uložení vahadla, výsledná křivka probíhá mezi křivkou vypočtenou kinematickým mechanismem a měřenou staticky. Porovnámeli staticky měřenou křivku (modrá) s výsledkem simulace dynamickým modelem (zelená), viz Obr. 7.4-1, tak největší odchylky v průbězích křivek jsou patrné v horních a spodních částech průběhů, ve střední části jsou křivky totožné. Největší odchylka je pod 0,1 mm. Pokud by se zvětšila vůle v uložení vahadla, zmenšila by se odchylka v horní části zdvihu, ale zvětšila ve spodní. Zvolené nastavení bylo kompromisem k dosažení co nejlepší shody v průbězích těchto dvou křivek. 14

staticky měřená

12

výpočet kinematika

10

výpočet dynamika měkká pružina

8 6 4 2 0 70

120

170

220

270


Obr. 7.4-1: Porovnání zdvihových křivek ventilu. Křivky vypočtené kinematickým mechanismem (červená), dynamickým mechanismem s měkkou pružinou při nízkých otáčkách (zelená) a staticky změřená (modrá).


72

7.4.2 Porovnání výsledků výpočtů dynamického modelu s měřením Porovnání výsledků výpočtů dynamického modelu s naměřenými (nebo z měření vyhodnocenými) kinematickými veličinami pohybu ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 4000 min-1 ventilu uvádí Obr. 7.4-2 až Obr. 7.4-4. Porovnání výsledků výpočtů v rozsahu stř. otáček vačky 2500 – 4500 min-1 je uvedeno v Příloze 4 na Obr. 9.4-1 až Obr. 9.4-27. Z průběhu zdvihu ventilu, viz Obr. 7.4-2, jsou patrné odchylky ve zdvihu ventilu zejména při dosedání ventilu do sedla. Kontakt ventilu se sedlem je v modelu simulován silovým prvkem s konstantní tuhostí a tlumením. Výsledky výpočtů při použití tohoto prvku dobře předpovídají pouze špičky ve zrychlení při dopadu ventilu, viz Obr. 7.4-4, jinak se zde průběhy liší. Tento prvek simuluje tuhost a tlumení struktury hlavy motoru a jejího uložení a nedokonale simuluje nastalé jevy při dosedání ventilu. V tomto místě zřejmě dochází také k největší chybě při měření rychlosti ventilu, neboť se při dosedání mění rychlost hlavy motoru (jejího uložení) nejvíce a tato nebyla od měřené rychlosti ventilu odečtena. Přesnost určení rychlosti ventilu při jeho dosedání do sedla je nejistá a parametry silového prvku nebyly dále laděny. Maximální odchylka ve zdvihu ventilu, právě v místě dosedání ventilu, je 0,4 mm. 0.013 simulace měření

Zdvih ventilu [m]

0.011 0.009 0.007 0.005 0.003 0.001 -0.001 0

60

120

180

240

300

360


Obr. 7.4-2: Porovnání průběhů zdvihu ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 4000 min-1. Porovnání průběhů rychlosti ventilu je na Obr. 7.4-3. Měřená rychlost ventilu, viz kapitola 6.5 je porovnávána s výsledky výpočtů za různých podmínek. V průbězích je jako „simulace“ výsledek za podmínky, že se do modelu dosadil úhel otáčení vačkového hřídele získaný integrací z úhlové rychlosti, která byla vyhodnocena z měření rotačním inkrementálním snímačem při spojení hřídele dynamometru


73

s vačkovou hřídelí membránovou spojkou, viz kapitola 6.2.2. Jako „simulace 2“ je označen průběh rychlosti, kdy byl do modelu dosazen úhel otáčení vačkového hřídele získaný z měření stejným způsobem, viz 6.2.1, tentokrát byly hřídele spojeny spojkou s pružným členem, průběh okamžitých otáček vačkového hřídele za těchto podmínek je vynesen na Obr. 9.2-28 v Příloze 2. Průběh „simulace 3“ byl vypočten za podmínek konstantní úhlové rychlosti vačkového hřídele odpovídající středním otáčkám 4000 min1 . Z Obr. 7.4-3 vyplývá, že se průběhy rychlosti ventilu v tomto režimu liší nejvíce při počátku a zavírání ventilu, stejně jako v případě zdvihu. Výsledek výpočtu „simulace“ v celém průběhu nejlépe shoduje s naměřeným průběhem. To potvrzují amplitudy zrychlení ventilu viz Obr. 9.4-21 v Příloze 4. Mezi výsledky výpočtů „simulace 2“ a „simulace 3“ je minimální rozdíl. V tomto režimu je zřejmě dominantním jevem kmitání závitů ventilové pružiny, které nejvíce ovlivňuje pohyb ventilu. Toto kmitání je vybuzeno obrysem vačky, přídavné buzení od torzního kmitání vačkového hřídele zvyšuje jeho amplitudy, pokud vačkový hřídel kmitá frekvencí blízkou příslušné vlastní frekvenci ventilové pružiny. Hřídelová spojka s pružným členem tlumí frekvence blízké uvažované vlastní frekvence pružiny a k přídavnému buzení v tomto případě nedocházelo. V Obr. 9.4-7 až Obr. 9.4-9 v Příloze 4 je uvedeno totéž porovnání, ale pro střední otáčky vačkového hřídele 3000 min-1. 10 měření simulace simulace 2 simulace 3

Rychlost ventilu [m/s]

8 6 4 2 0 -2

60

120

180

240

300

360

-4 -6 -8


Obr. 7.4-3: Porovnání průběhů rychlosti ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 4000 min-1. Amplitudy zrychlení ventilu jsou vyneseny v závislosti na řádu harmonické otáčky vačkového hřídele, Obr. 7.4-5. Amplitudy zrychlení průběhu „kinematika“ jsou výsledkem harmonické analýzy kinematické zdvihové křivky ventilu, tedy budícího účinku obrysu vačky. Amplitudy zrychlení ventilu zjištěné měřením nebo simulacemi


74

přibližně kopírují charakter budícího účinku. Obr. 7.4-5 potvrzuje dobrou shodu měření a simulací kmitání rozvodového mechanismu dynamickým modelem. 40000 simulace měření simulace 2 simulace 3


30000 20000 10000 0 60

120

180

240

300

360

-10000 -20000


Obr. 7.4-4: Porovnání průběhů zrychlení ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 4000 min-1. 3000

kinematika měření simulace simulace 2 simulace 3

Amplituda [ms-2]

2500 2000 1500 1000 500

0 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30

Řád harmonické [-]

Obr. 7.4-5: Porovnání amplitud zrychlení ventilu v závislosti na řadu harmonických složek jedné otáčky vačkového hřídele při středních otáčkách 4000 min-1. Pro detailní analýzu dynamického modelu byly propočteny režimy 3000 – 6000 min-1 při konstantní úhlové rychlosti vačkového hřídele s krokem zvyšování otáček vačkového hřídele 50 min-1. Z průběhů zdvihu ventilu v tomto rozsahu, Obr. 7.4-6 ,


75

vyplývá, že se od otáček 5100 min-1 začínají zvětšovat odchylky ve zdvizích ventilu kolem hodnoty maximálního zdvihu ventilu, což přechází v úplné odskakování ventilu od 5600 min-1. Toto odskakování probíhá tak, že se ve špičce zrychlení ventilu odpoutá kladka vahadla od obrysu vačky, zde začíná odskok ventilu, rozvodový mechanismus se mezi kladkou a vačkou rozpojí. Ventil má v tento okamžik zrychlení dané obrysem vačky, jeho setrvačná síla stlačuje pružinu, rozpojením však klesla síla na ni působící. Na ventil ve směru pohybu působí pouze síla daná momentem setrvačnosti a úhlovým zrychlením vahadla. Po vyrovnání setrvačné síly ventilu a síly na něj působící od vahadla se silou od ventilové pružiny dojde k zastavení ventilu a přebytek síly v pružině vrací ventil zpět do sedla. V určitém rozsahu otáček (5600-5850 min-1) je tento děj synchronizovaný s otáčením vačkové hřídele. Zatímco je rozvodový mechanismus rozpojený a ventil v odskoku, vačková hřídel se pootočí o daný úhel a kladka dopadne měkce na bok vačky, která svou rychlostí otáčení zmírňuje dopad kladky. V této oblasti otáček mírné odskakování ventilu výrazně nezvyšuje zatížení rozvodového mechanismu. S rostoucími otáčkami se však ventil vrací vzhledem k rychlosti otáčení vačkového hřídele později, kladka dopadá někam na úpatí vačky nebo až na základní kružnici, ve směru pohybu kladky už téměř na stojícího těleso, ventil není brzděn a naráží do sedla ventilu, což způsobí další odskok ventilu, tentokrát z jeho sedla.

Obr. 7.4-6: Průběhy zdvihu ventilu vypočtené dynamickým modelem s původní vačkou při konstantních otáčkách vačkového hřídele.


76

Obr. 7.4-7: Amplitudy zrychlení ventilu vypočtené dynamickým modelem s původní vačkou při konstantních otáčkách vačkového hřídele.

7.4.3 Ověření funkce navržených obrysů vaček V předchozí kapitole bylo ukázáno, že v otáčkových režimech, kdy je dominantním kmitajícím prvkem rozvodového mechanismu ventilová pružina (její závity), lze pohánět vačkovou hřídel konstantní úhlovou rychlostí pro dané otáčky, bez větších odchylek výsledků výpočtů od měřených průběhů. Toho bylo využito v dalších výpočtech, kdy se do dynamického modelu dosazovaly obrysy vaček, které byly vypočteny jako optimální z hlediska maximalizace výkonu motoru, viz kapitola 5. Hodnotícím kritériem funkce těchto vaček je odchylka zdvihu ventilu od z měření vyhodnoceného průběhu zdvihu ventilu pro střední otáčky vačkového hřídele 4000 min-1, viz Obr. 7.4-2. Vzhledem k navrhovanému zvětšení zrychlení ventilu se odchylky ve zdvizích ventilu projeví s růstem otáček vačkového hřídele. Ve vyšších otáčkách byly porovnávány výsledky výpočtů s původní vačkou při konstantní úhlové rychlosti a výsledky získané výpočtem s navrhovanými vačkami. Obr. 7.4-8 ukazuje nevhodnost použití navržené vačky n01_2, viz Obr. 2.3-2, už při otáčkách 4000 min-1 vačkového hřídele. Zde ve fázi, kdy ventilová pružina vrací odskočený ventil, dopadá kladka na vačku, což vede k dalšímu odskoku. Kladka dopadne na úpatí vačky a ventil do sedla velkou rychlostí a od něj se odrazí k dalšímu odskoku. Podobně je tomu v případě původní vačky 01 a otáčkách vačkového hřídele 6000 min-1 s rozdílem, že jsou odskoky ventilu větší, kladka se v průběhu zdvihu odpoutá od vačky a zůstane tak po zbytek zdvihu. Ventil velkou rychlostí dopadá do sedla a znovu odskakuje. Rázy způsobené dopady ventilu do sedla popř. kladky na vačkovou hřídel způsobují násobné zvýšení sil v kontaktu vahadlo/ventil a rozkmitávají závity ventilové pružiny. Limitními


77

případy použití vaček jsou odskoky ventilu, kdy nedojde ke zvětšenému zatížení rozvodového mechanismu. Pro původní vačku jsou to otáčky 6000 min-1 a pro optimalizovanou vačku 01 jsou to otáčky 5000 min-1. Tyto výpočty byly prováděny modelem rozvodového mechanismu s jednou pružinou, protože tak byl rozvodový mechanismus měřen. Výpočty dynamického modelu se dvěmi pružinami potvrdily výše uvedené skutečnosti. Pohybují-li se závity ventilové pružiny vlastním kmitáním, pak nemá ventilová pružina dostatek přítlačné síly a dochází k rozpojení rozvodového mechanismu, odskoku ventilu. 0.016

původní (4000 1/min) původní otp. (4000 1/min) opt. n01_2 (4000 1/min) původní (5000 1/min) původní opt. (5000 1/min) původní (6000 1/min) původní opt. (6000 1/min)

0.014

Zdvih ventilu [m]

0.012 0.01 0.008 0.006 0.004

X

0.002

X

0 60

120

180

240

300

360

-0.002


Obr. 7.4-8: Porovnání průběhů zdvihových křivek ventilu vypočtených s obrysy vaček, které vyšly z optimalizace zdvihových křivek ventilu v modelu termodynamiky oběhu motoru.


78

8 Závěr Prezentovaný přístup k optimalizaci parametrů zdvihové křivky ventilu v termodynamickém modelu oběhu spalovacího motoru poskytuje přehled o možnostech zlepšení výměny náplně válce. Navržená metoda optimalizace zdvihové křivky ventilu spojující simulaci termodynamického modelu motoru s genetickým optimalizačním algoritmem je obecně použitelná pro stanovení parametrů rozvodových mechanismů různých typů s konstantními i proměnnými parametry. V konkrétním případě byl tento postup aplikován na zdvihovou křivku rychloběžného závodního motoru. Výsledky výpočtů poskytují přehled o vlivu jednotlivých parametrů zdvihové křivky ventilu na výměnu náplně válce. V případě rychloběžného motoru bylo metodiky optimalizace využito s cílem maximalizovat jeho výkon zlepšením výměny náplně válce, zvýšením plnicí účinnosti. Zlepšení výměny náplně válce bylo dosaženo: • minimalizací průtoku čerstvé směsi z válce zpět do sacího potrubí na začátku kompresního zdvihu; z parametrů zdvihové křivky ventilu lze nejvíce ovlivnit časováním a úhlem otevření sacího ventilu, • minimalizací proplachování, průtoku čerstvé směsi z válce výfukovým ventilem zmenšením překrytí ventilů; z parametrů zdvihové křivky ventilu lze nejvíce ovlivnit časováním a úhlem otevření sacího a výfukového ventilu, • minimalizací zbytkových plynů ve válci; z parametrů zdvihové křivky ventilu lze nejlépe ovlivnit časováním a úhlem otevření sacího a výfukového ventilu, • minimalizací průtoku z výfukového potrubí do válce při začátku sacího zdvihu; z parametrů zdvihové křivky ventilu lze nejvíce ovlivnit časováním a úhlem otevření výfukového ventilu, • maximalizací efektivních ploch ve ventilech; dosáhne se zvětšením strmosti zdvihové křivky a úhlem otevření sacího a výfukového ventilu. Sestavené měřící stanoviště slouží pro analýzu kmitání rozvodového mechanismu a jeho funkčnost byla ověřena na konkrétním typu rozvodového mechanismu. Umožňuje měření rozvodových mechanismů i v rozsahu otáček rychloběžných motocyklových motorů s mechanickými rozvodovými mechanismy. S úpravami je toto stanoviště použitelné pro měření automobilových rozvodových mechanismů. Sestavené měřící stanoviště umožňuje: • statické měření zdvihu ventilu, • měření okamžitých otáček vačkového hřídele, • dynamické měření zdvihu, rychlosti a zrychlení ventilu, • testování snímačů pohybu ventilu. Statické měření zdvihu ventilu slouží k proměření zdvihové křivky ventilu, bez vlivu poddajnosti rozvodového mechanismu na průběh zdvihu ventilu. Měření poskytuje data pro vyhodnocení odchylek průběhu zdvihové křivky v reálném mechanismu od návrhové. Stanoviště pro statické měření průběhu zdvihu ventilu je do značné míry automatizované, což je předpoklad pro statistické vyhodnocení měřené zdvihové křivky


79

ventilu a tím zpřesnění jejího průběhu. Umožňuje také získání dat pro kalibraci snímačů zdvihu, čehož bylo využito při kalibraci snímače magnetického pole. Měření okamžitých otáček poskytlo data pro určení nerovnoměrnosti otáčení vačkové hřídele připojené k dynamometru různými spojkami a umožnilo vyhodnotit vliv těchto spojek. Poskytuje přehled o torzním kmitání pohonu vačkového hřídele. To bylo ověřeno v případě spojení vačkového hřídele s dynamometrem pružnou spojkou a při použití tuhé membránové spojky. Data z měření byla použita ve výpočtech dynamiky rozvodového mechanismu. Dynamické měření zdvihu, rychlosti a zrychlení ventilu poskytuje souhrnný přehled o kmitání prvků rozvodového mechanismu, zejména ventilu. Pohyb ventilu je nejvíce ovlivněn kmitáním závitů ventilové pružiny, neboť je ventilová pružina nejméně tuhou součástí rozvodového mechanismu. Z harmonické analýzy obrysu vačky vyplývá charakter buzení rozvodového mechanismu. Z analýzy dat získaných měřením a výpočtem dynamického modelu konkrétního rozvodového mechanismu lze konstatovat, že při otáčení vačkového hřídele konstantními i okamžitými otáčkami došlo k vybuzení převážně druhého vlastního tvaru pružiny. K vybuzení prvního tvaru ventilové pružiny dochází při dorazech ventilu do sedla ve vyšších otáčkách, tyto závěry se potvrdily také provedenou rázovou zkouškou. Testování prototypu snímače magnetického pole s Hallovou sondou ukázalo jeho nevhodnost pro dynamické měření zdvihové křivky ventilu. Z porovnání výsledků výpočtů dynamického modelu s měřenými daty lze konstatovat, že jsou v dobré shodě v provozním režimu otáček motoru, což potvrdilo vhodnost dynamického modelu pro ověření funkce vaček. Sestavený dynamický model rozvodového mechanismu s podrobným modelem ventilové pružiny se zároveň ukázal být nástrojem při analýze naměřených dat, neboť umožnil přiřadit měřením zjištěné frekvence kmitání v reálném mechanismu jeho prvkům, zejména ventilové pružině. Závěrem lze konstatovat, že cíle disertační práce byly splněny.

Příloha 1 – Výsledky optimalizace

9

80

Příloha

9.1 Příloha 1 – Výsledky optimalizace

sací ventil - původní křivka optimalizace parametrů SO,VO,ÚOSV,ÚOVV křivka n01_1-opt. par. SO,VO,ÚOSV,ÚOVV křivka n01_2-opt. par. SO,VO,ÚOSV,ÚOVV

výfukový ventil - původní křivka optimalizace parametrů SO,VO,ÚOSV,ÚOVV křivka n01_1-opt. par. SO,VO,ÚOSV,ÚOVV křivka n01_2-opt. par. SO,VO,ÚOSV,ÚOVV

Zdvih ventilu [mm]

12 10 8 6 4 2 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-1: Zdvihové křivky ventilů po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV při otáčkách motoru 9 800 min-1. Tab. 9.1-1: Porovnání vybraných parametrů motoru před a po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV při otáčkách motoru 9800 min-1. Účinnost výměny náplně válce

Objem spalin ve válci na začátku cyklu

Tok směsi do motoru

[kW]

-

[%]

[kg/s]

původní zdvihová křivka 01

32,5

0,72

5,3

0,041

optimalizovaná křivka 01

37,6

0,81

2,4

0,046

optimalizovaná křivka n01_1

40,9

0,85

1,6

0,048


40,1

0,84

1,65

0,0478

Výkon Zdvihové křivky


81




1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-2: Efektivní plochy ve ventilech po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV při otáčkách motoru 9 800 min-1.



0.35


0.30 0.25 0.20 0.15 0.10 0.05 0.00 -0.05

0

100

200

300

400

500

600

700

Úhel klikového hřídele [°] Obr. 9.1-3: Hmotnostní průtok ventily po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV při otáčkách motoru 9 800 min-1.


82

Tab. 9.1-2: Porovnání výsledků optimalizace parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV s původními hodnotami těchto parametrů při otáčkách motoru 9800 min-1. Zdvih ventilu [mm] původní optimální násobitele (hodnoty proměnných v GT-Power)

optimální n01_1 násobitele (hodnoty proměnných v GT-Power)


SO

VO

(sací ventil otevírá před HÚ*, za HÚ**) [°klik.h řídele]

ZSV

ZVV


ÚOSV

ÚOVV





[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[mm]

[mm]

35 3*

60 72

285 243

272 274

11,63 11,63

10,6 10,6



0,85

1,01

1

1

156

15

2**

58

235

242

11,63

11,63



0,76

0,79

1

1

167.5

46.8

3**

64

236

242

11,63

11,63



0,78

0,83

1

1

166,3

42

*

sací ventil - původní křivka optimalizace parametrů SO,VO křivka n01_1 - opt.par. SO,VO křivka n01_2 - opt.par. SO,VO

výfukový ventil - původní křivka optimalizace parametrů SO,VO křivka n01_1 - opt.par. SO,VO křivka n01_2 - opt.par. SO,VO

Zdvih ventilu [mm]

12 10 8 6 4 2 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-4: Průběhy zdvihových křivek ventilů před a po optimalizaci parametrů SO, VO při otáčkách motoru 9800 min-1.


83

Tab. 9.1-3: Porovnání vybraných parametrů motoru před a po optimalizaci parametrů SO, VO při otáčkách motoru 9800 min-1. Účinnost výměny náplně válce



[kW]

-

[%]

[kg/s]

32,5

0,72

5,3

0,041


34

0,75

3,8

0,043


30,2

0,67

8,2

0,038


32,8

0,72

5,3

0,041






1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-5: Efektivní plochy ve ventilech po optimalizaci parametrů SO, VO při otáčkách motoru 9800 min-1.


84



0.30


0.25 0.20 0.15 0.10 0.05 0.00 -0.05

0

100

200

300

400

500

600

700

-0.10

Úhel klikového hřídele [°] Obr. 9.1-6: Hmotnostní průtok ventily po optimalizaci parametrů SO, VO při otáčkách motoru 9800 min-1. Tab. 9.1-4: Porovnání výsledků optimalizace parametrů SO, VO s původními hodnotami těchto parametrů při otáčkách motoru 9800 min-1. Zdvih ventilu [mm]

původní optimální násobitele (hodnoty proměnných v GT-Power)



ZVV

SO

VO

ÚOSV







[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[mm]

[mm]

35 28*

60 72

285 285

272 272

11,63 11,63

10,6 10,6



1

1

1

1

140

16

44

77

310

310

11,65

11,6



1

1

1

1

140

33,5

34*

76

300

300

11,63

11,58



1

1

1

1

143,5

32,5

*

ÚOVV

ZSV


85



50

Zdvih ventilu [mm]

45 40 35 30 25 20 15 10 5 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-7: Průběhy zdvihových křivek ventilů před a po optimalizaci všech parametrů při otáčkách motoru 7800 min-1. Tab. 9.1-5: Porovnání vybraných parametrů motoru před a po optimalizaci všech parametrů při otáčkách motoru 7800 min-1. Účinnost výměny náplně válce



[kW]

-

[%]

[kg/s]


32,6

0,86

0,26

0,039


36,7

0,94

0,25

0,042


37,4

0,95

0,15

0,043


37,4

0,95

0,15

0,042



86




1000 800 600 400 200 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-8: Efektivní plochy ve ventilech po optimalizaci všech parametrů při otáčkách motoru 9800 min-1.


výfukový ventil - původní křivka optimalizace všech parametrů křivka n01_1-optimalizace všech parametrů křivka n01_2 - optimalizace všech parametrů


0.50 0.40 0.30 0.20 0.10 0.00 0

100

200

300

400

500

600

700

-0.10

Úhel klikového hřídele [°] Obr. 9.1-9: Hmotnostní průtok ventily po optimalizaci všech parametrů při otáčkách motoru 7800 min-1.


87

Tab. 9.1-6: Porovnání výsledků optimalizace všech parametrů s původními hodnotami těchto parametrů při otáčkách motoru 7800 min-1. ZSV VO SO ÚOSV ÚOVV (max. Zdvih (sací ventil (výf. ventil (úhel otevření (úhel otevření zdvih otevírá před otevírá před ventilu sacího ventilu) výf. ventilu) sacího [mm]

HÚ*, za HÚ**)

DÚ)

[°klik.h řídele]

ZVV

ventilu)


[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[mm]

[mm]

původní

*

35

60

285

272

11.63

optimální

62*

49

296

246

39,31

10.6 42,8 4



0,9

0,77

3,46

4

134

50,7

60*

48

283

264

46,9

43



0,85

0,8

4

3,68

141

51

61*

61

287

269

46,8

41,1



0.875

0.83

4

3,52

139

48

násobitele (hodnoty proměnných v GT-Power)




88

sací ventil - původní křivka optimalizace parametrů SO,VO,ÚOSV,ÚOVV křivka n01_1 - opt.par.SO,VO,ÚOSV,ÚOVV křivka n01_2 - opt.par.SO,VO,ÚOSV,ÚOVV

výfukový ventil - původní křivka optimalizace parametrů SO,VO,ÚOSV,ÚOVV křivka n01_1 - opt.par.SO,VO,ÚOSV,ÚOVV křivka n01_2 - opt.par.SO,VO,ÚOSV,ÚOVV

Zdvih ventilu [mm]

12 10 8 6 4 2 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-10: Zdvihové křivky ventilů po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV při otáčkách motoru 7 800 min-1.

Tab. 9.1-7: Porovnání vybraných parametrů motoru před a po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV při otáčkách motoru 7800 min-1. Účinnost Objem spalin Výkon Tok směsi výměny ve válci na do motoru Zdvihové křivky náplně válce začátku cyklu [kW]

-

[%]

[kg/s]


32,6

0,86

0,26

0,039


33,7

0,89

0,18

0,04


36,5

0,93

0,12

0,042


35,8

0,92

0,2

0.041


89




1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-11: Efektivní plochy ve ventilech po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV při otáčkách motoru 7 800 min-1.



0.35


0.30 0.25 0.20 0.15 0.10 0.05 0.00 -0.05

0

100

200

300

400

500

600

700

Úhel klikového hřídele [°] Obr. 9.1-12: Hmotnostní průtok ventily po optimalizaci parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV při otáčkách motoru 7800 min-1.


90

Tab. 9.1-8: Porovnání výsledků optimalizace parametrů SO, VO, ÚOSV, ÚOVV s původními hodnotami těchto parametrů při otáčkách motoru 7800 min-1. ZSV ZVV SO VO ÚOSV ÚOVV Zdvih (sací ventil (max. zdvih (max. (výf. ventil (úhel otevření (úhel otevření otevírá před sacího zdvih výf. ventilu otevírá před DÚ) sacího ventilu) výf. ventilu) HÚ*, za HÚ**)

[mm]

[°klik.h řídele]

původní optimální násobitele (hodnoty proměnných v GT-Power)



ventilu)

ventilu)

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[mm]

[mm]

*

60

285

272

11,63

10,6

*

67

65

300

297

11,63

10,6


(časování od HÚ ve ° va čkového hřídele)

1,03

1,1

1

1

35

122

8

55*

59

286

274

11,65

11,6



0,925

0,89

1

1

136

45

67*

65

297

277

11,63

11,58



0,983

0,92

1

1

128

40

sací ventil - původní křivka optimalizace parametrů SO,VO křivka n01_1 - opt. parametrů SO,VO křivka n01_2 - opt. parametrů SO,VO

výfukový ventil - původní křivka optimalizace parametrů SO,VO křivka n01_1 - opt. parametrů SO,VO křivka n01_2 - opt. parametrů SO,VO

Zdvih ventilu [mm]

12 10 8 6 4 2 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-13: Průběhy zdvihových křivek ventilů před a po optimalizaci parametrů SO, VO při otáčkách motoru 7800 min-1.


91

Tab. 9.1-9: Porovnání vybraných parametrů motoru před a po optimalizaci parametrů SO, VO, při otáčkách motoru 7800 min-1. Objem spalin Účinnost Výkon Množství výměny ve válci na směsi Zdvihové křivky náplně válce začátku cyklu [kW]

-

[%]

[kg/s]


32,6

0,86

0,26

0,039


33,6

0,88

0,25

0,04


36,2

0,92

0,19

0,042


35,6

0,91

0,15

0,041




1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100 0 0

100

200

300

400

500

600


Obr. 9.1-14: Efektivní plochy ve ventilech po optimalizaci parametrů SO, VO při otáčkách motoru 7800 min-1.


92



0.35


0.30 0.25 0.20 0.15 0.10 0.05 0.00 -0.05

0

100

200

300

400

500

600

700

Úhel klikového hřídele [°] Obr. 9.1-15: Hmotnostní průtok ventily po optimalizaci parametrů SO, VO při otáčkách motoru 7800 min-1. Tab. 9.1-10: Porovnání výsledků optimalizace parametrů SO, VO s původními hodnotami těchto parametrů při otáčkách motoru 7800 min-1. Zdvih ventilu [mm]

ZVV

SO

VO

ÚOSV







[°klik.h řídele]

ÚOVV

ZSV

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[°klik.h řídele]

[mm]

[mm]

původní

*

35

60

285

272

11.63

10.6

optimální

53*

52

286

272

11.63

10.6



1

1

1

1

127

26

82*

59

310

310

11,65

11,6



1

1

1

1

121,3

42,6

74*

61

300

300

11,63

11,58



1

1

1

1

124

40

násobitele (hodnoty proměnných v GT-Power)



Příloha 2 – Naměřené průběhy okamžitých otáček

93


9.2 Příloha 2 – Naměřené průběhy okamžitých otáček 155 150 145 140 135 130 125 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080



Obr. 9.2-1: Okamžité otáčky vačkového hřídele měřené rotačním inkrementálním snímačem při středních otáčkách 150 min-1. 264 262 260 258 256 254 252 250 248 246 244 0

120

240

360

480

600

720

840

960


Obr. 9.2-2: Okamžité otáčky vačkového hřídele měřené rotačním inkrementálním snímačem při středních otáčkách 250 min-1.

1080



94

505 503 501 499 497 495 493 491 489 487 485 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




770 765 760 755 750 745 740 735 730 725 0

120

240

360

480

600

720

840

960



1080



95

1040 1030 1020 1010 1000 990 980 970 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




1275 1265 1255 1245 1235 1225 1215 0

120

240

360

480

600

720

840

960



1080



96

1570 1550 1530 1510 1490 1470 1450 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




1850 1830 1810 1790 1770 1750 1730 1710 1690 1670 1650 0

120

240

360

480

600

720

840

960



1080



97

1900 1880 1860 1840 1820 1800 1780 1760 1740 1720 1700 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




1980 1960 1940 1920 1900 1880 1860 1840 1820 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080





98

2125 2100 2075 2050 2025 2000 1975 1950 1925 1900 1875 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




2200 2180 2160 2140 2120 2100 2080 2060 2040 2020 2000 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080





99

2325

2275

2225

2175

2125

2075 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




2450 2400 2350 2300 2250 2200 2150 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080





100

2550

2500

2450

2400

2350

2300 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




2625 2600 2575 2550 2525 2500 2475 2450 2425 2400 2375 2350 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080





101

2925 2875 2825 2775 2725 2675 2625 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




3125 3075 3025 2975 2925 2875 2825 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080





102

3375.0

3325.0

3275.0

3225.0

3175.0

3125.0 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




3750 3700 3650 3600 3550 3500 3450 3400 3350 3300 3250 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080





103

3950 3900 3850 3800 3750 3700 3650 3600 3550 3500 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




4450 4350 4250 4150 4050 3950 3850 3750 3650 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080





104

4550 4500 4450 4400 4350 4300 4250 4200 4150 4100 4050 4000 3950 3900 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




4900 4800 4700 4600 4500 4400 4300 4200 4100 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080





105

2250 2200 2150 2100 2050 2000 1950 1900 1850 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080



Obr. 9.2-25: Okamžité otáčky vačkového hřídele měřené optickou závorou při středních otáčkách 2000 min-1. 2060 2040 2020 2000 1980 1960 1940 0

120

240

360

480

600

720

840

960


Obr. 9.2-26: Okamžité otáčky hřídele dynamometru měřené optickou závorou při středních otáčkách 2000 min-1.

1080



106

3300 3250 3200 3150 3100 3050 3000 2950 2900 2850 2800 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080



Obr. 9.2-27: Okamžité otáčky vačkového hřídele měřené optickou závorou při středních otáčkách 3000 min-1.

4300 4200 4100 4000 3900 3800 3700 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080





107

5400 5300 5200 5100 5000 4900 4800 4700 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080




6400 6300 6200 6100 6000 5900 5800 5700 5600 0

120

240

360

480

600

720

840

960

1080



Příloha 3 - Frekvenční analýza průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele

108

9.3 Příloha 3 - Frekvenční analýza průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele 0.3 1 měření 2 měření 3 měření

Amplituda [min-1]

0.25 0.2 0.15 0.1 0.05 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

Frekvence [Hz]

Obr. 9.3-1: Frekvenční analýza průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele při jeho středních otáčkách 150 min-1. 1 1 měření 2 měření 3 měření

0.9 Amplituda [min-1]

0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3 0.2 0.1 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



109

2.5 1 měření 2 měření 3 měření

Amplituda [min-1]

2 1.5 1 0.5 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]

Obr. 9.3-3: Frekvenční analýza průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele při jeho středních otáčkách 500 min-1. 8

1 měření 2 měření 3 měření

Amplituda [min-1]

7 6 5 4 3 2 1 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]

Obr. 9.3-4: Frekvenční analýza průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele při jeho středních otáčkách 750 min-1. Měření 3 rostlo opotřebení rozvodu a

ventilová vůle.


110

7 1 měření 2 měření 3 měření

Amplituda [min-1]

6 5 4 3 2 1 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



18 Amplituda [min-1]

16 14 12 10 8 6 4 2 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



111


Amplituda [min-1]

30 25 20 15 10 5 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]




40 35 30 25 20 15 10 5 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



1 měření 2 měření 3 měření


112

40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



Amplituda [min-1]

25 20 15 10 5 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



113


Amplituda [min-1]

50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



Amplituda [min-1]

70 60 50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



114


Amplituda [min-1]

70 60 50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]

Obr. 9.3-13: Frekvenční analýza průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele při jeho středních otáčkách 2200 min-1. 70 1 měření 2 měření 3 měření

Amplituda [min-1]

60 50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



115


Amplituda [min-1]

60 50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]




40 35 30 25 20 15 10 5 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



116


Amplituda [min-1]

70 60 50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]




40 35 30 25 20 15 10 5 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



117


Amplituda [min-1]

50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]


90 1 měření 2 měření 2 měření - opakované 3 měření


70 60 50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



118

100 1 měření 2 měření 2 měření - opakované 3 měření


80 70 60 50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



Amplituda [min-1]

100 80 60 40 20 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]



119



80 70 60 50 40 30 20 10 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]

Obr. 9.3-23: Frekvenční analýza průběhu okamžitých otáček vačkového hřídele při jeho středních otáčkách 4250 min-1. 160 1 měření 2 měření 2 měření - opakované 3 měření

Amplituda [min-1]

140 120 100 80 60 40 20 0 0

250

500

750

1000

1250

1500

1750

2000

Frekvence [Hz]


Příloha 4 – Porovnání naměřeného a vypočteného průběhu rychlosti a zrychlení ventilu. Frekvenční analýza průběhů zrychlení ventilu.

120

9.4 Příloha 4 – Porovnání naměřeného a vypočteného průběhu rychlosti a zrychlení ventilu. Frekvenční analýza průběhů zrychlení ventilu. 5 měření simulace


4 3 2 1 0 -1

0

60

120

180

240

300

360

-2 -3 -4 -5


Obr. 9.4-1: Porovnání měřeného a vypočteného průběhu rychlosti ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 2500 min-1. 30000 simulace měření


25000 20000 15000 10000 5000 0 0

60

120

180

240

300

360

-5000 -10000


Obr. 9.4-2: Porovnání měřeného a vypočteného průběhu zrychlení ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 2500 min-1.


121

900 simulace měření

800

Amplituda [m/s2]

700 600 500 400 300 200 100 0 -100

0

500

1000

1500

2000

Frekvence [Hz]

Obr. 9.4-3: Frekvenční analýza měřeného a vypočteného průběhu zrychlení ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 2500 min-1.

5 měření simulace

4


3 2 1 0 -1 0

60

120

180

240

300

360

-2 -3 -4 -5 -6


Obr. 9.4-4: Porovnání měřeného a vypočteného průběhu rychlosti ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 2750 min-1.


122

15000


měření simulace 10000

5000

0 0

60

120

180

240

300

360

-5000

-10000


Obr. 9.4-5: Porovnání měřeného a vypočteného průběhu zrychlení ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 2750 min-1. 1200 simulace měření

Amplituda [m/s2]

1000 800 600 400 200 0 0

500

1000

1500

2000

Frekvence [Hz]



123

6 měření simulace simulace 2 simulace 3


4 2 0 0

60

120

180

240

300

360

-2 -4 -6


Obr. 9.4-7: Porovnání měřeného a vypočteného průběhu rychlosti ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 3000 min-1. 25000 simulace měření simulace 2 simulace 3

20000


15000 10000 5000 0 -5000 0

60

120

180

240

300

360

-10000 -15000 -20000 -25000 -30000



Příloha 4 – Porovnání naměřeného a vypočteného průběhu rychlosti a zrychlení ventilu. Frekvenční analýza průběhů zrychlení ventilu. 1400

simulace měření simulace 2 simulace 3

1200

Amplituda [m/s2]

124

1000 800 600 400 200 0 0

500

1000

1500

2000

Frekvence [Hz]




6 4 2 0 0

60

120

180

240

300

360

-2 -4 -6 -8




125



20000 15000 10000 5000 0 -5000

0

60

120

180

240

300

360

-10000 -15000 -20000 -25000




1600

Amplituda [m/s2]

1400 1200 1000 800 600 400 200 0 0

500

1000

1500

2000

Frekvence [Hz]



126



6 4 2 0 0

60

120

180

240

300

360

-2 -4 -6 -8





30000 20000 10000 0 0

60

120

180

240

300

360

-10000 -20000




127


Amplituda [m/s2]

2000

1500

1000

500

0 0

500

1000

1500

2000

Frekvence [Hz]




6 4 2 0 0

60

120

180

240

300

360

-2 -4 -6 -8




128



15000 10000 5000 0 0

60

120

180

240

300

360

-5000

-10000 -15000 -20000




Amplituda [m/s2]

2000

1500

1000

500

0 0

500

1000

1500

2000

Frekvence [Hz]



129


8


6 4 2 0 -2

0

60

120

180

240

300

360

-4 -6 -8


Obr. 9.4-19: Porovnání měřeného a vypočteného průběhu rychlosti ventilu při středních otáčkách vačkového hřídele 4000 min-1. 40000 simulace měření


30000 20000 10000 0 0

60

120

180

240

300

360

-10000 -20000



Příloha 4 – Porovnání naměřeného a vypočteného průběhu rychlosti a zrychlení ventilu. Frekvenční analýza průběhů zrychlení ventilu. 3000

simulace měření simulace 2 simulace 3

2500

Amplituda [m/s2]

130

2000 1500 1000 500 0 0

500

1000

1500

2000

-500

Frekvence [Hz]




6 4 2 0 0

60

120

180

240

300

360

-2 -4 -6 -8




131



40000 30000 20000 10000 0

-10000

0

60

120

180

240

300

360

-20000 -30000 -40000




Amplituda [m/s2]

2500 2000 1500 1000 500 0 0

500

1000

1500

2000

-500

Frekvence [Hz]



132


8


6 4 2 0 -2

0

60

120

180

240

300

360

-4 -6 -8





30000 20000 10000 0 0

60

120

180

240

300

360

-10000 -20000 -30000




133


3000

Amplituda [m/s2]

2500 2000 1500 1000 500 0 0

500

1000

1500

2000

-500

Frekvence [Hz]


Literatura Havlín, F. – John, J. – Provazník, J. Návrh vaček ventilového rozvodu pístového spalovacího motoru. Ústav pro výzkum motorových vozidel, Technická zpráva, TECH – Z 18/2001. [2] Kotoč, S. Zdvihové křivky úsekové, vačky a matiční vačky pro rozvodové mechanismy. Zpráva ÚVMV Z – 41/71, 1971. [3] Kotoč, S. Zdvihová křivka ventilu spalovacího motoru. Zpráva ÚVMV Z – 96/74, 1974. [4] Kolektiv pracovníků VÚNM a ČKD, n.p. Naftové motory čtyřdobé. Státní nakladatelství technické literatury, Praha 1955. [5] Norton R. L. Cam Design and Manufacturing Handbook. Industrial Press, Inc. New York 2002, ISBN: 0-8311-3122-5. [6] Norton, R. L. – Eovaldi, D. – Westbrook III, J. – Stene, R. L. Effect of Valve-Cam Ramps on Valve Train Dynamics. Society of Automotive Engineers, 1999, Paper 1999 - 01- 0801. [7] Gamma Technologies. GT-VTRAIN User’s Manual. Westmont, IL 60559, USA, 2003. [8] Gamma Technologies. GT-POWER User’s Manual. Westmont, IL 60559, USA, 2004. [9] ES.TEC.O. ModeFrontier User Manual. Trieste, Italy, 1999-2006. [10] Johnson, B. – Retzke, D. – Dewitt, D. – Norton, R. L. – Hall, J. R. Approximation of IC Engine Valve Acceleration from Proximity Probe Displacement Data. Society of Automotive Engineers, 2001, Paper 2001-01-0369. [11] Sczepanski, J. G. New Equipment and Methodology to Perform High Speed ValveTrain Dynamics Testing and Analysis. Society of Automotive Engineers. [1]


134

[12] Norton, R. L. – Stene, R. L. – Westbrook III, J. – Eovaldi, D. Analyzing Vibrations in an IC Engine Valve Train. Society of Automotive Engineers, 1998, Paper 980570. [13] Iritani, T. – Shozaki, A. – Sheng, B. – Sugimoto, M. – Okazaki, T. – Aketa, M. Prediction of the Dynamic Characteristics in Valve Train Design of a Diesel Engine. Society of Automotive Engineers, 2002, Paper 2002-32-1839. [14] Du, I. H. Y. – Chen, S.J. Dynamic Analysis of a 3D Finger Follower Valve Train SystemCoupled with Flexible Camshafts. Society of Automotive Engineers, 2000, Paper 2000 – 01– 0909. [15] Keribar, R. A Valvetrain Design Analysis Tool with Multiple Functionality. Society of Automotive Engineers, 2000, Paper 2000 – 01– 0562. [16] Schwoerer, J. – Huang, S. – Trzaska, G. Simulation Tools for Development of Advanced Engine Braking and Variable Valve Actuation Systems. Society of Automotive Engineers, 2002, Paper 2002-01-0375. [17] Teodorescu, M. – Taraza, D. – Henein, A. N. Experimental Analysis of Dynamics and Friction in Valve Train Systems. Society of Automotive Engineers, 2002, Paper 2002-01-0484. [18] INTEC GmbH. SIMPACK Assistant Manual – SIMDOC. Wessling, Germany. [19] Heywood, J.B. Internal Combustion Engine Fundamentals. McGraw-Hill, Inc. 1988, ISBN 0-07-028637-X. [20] Vávra, J. Indikace tlaku ve válci na motoru Jawa 500, Výzkumná zpráva VCJB, Praha 2004. [21] Baumruk, P. – Mares, B. Aerodynamické zkoušky sacích a výfukových kanálů motoru JAWA. Výzkumná zpráva VCJB Z 03-10, Praha 2003. [22] Tichánek, R. Variable Valve Train Simulation. Sborník referátu z XIII. mezinárodního symposia MOTOR SYMPO 2003. Česká strojnická společnost, Praha 2003, vol. 1, p. 146-155. ISBN 80-02-01561-4. [23] Miláček, S. Měření a vyhodnocování mechanických veličin. Vydavatelství ČVUT, Praha 2001, ISBN 80-01-02417-2. [24] Sedláček, M. Zpracování signálů v měřící technice. Vydavatelství ČVUT, Praha 1998. Skripta Fakulty elektrotechnické, PLU 1972. [25] Ohata, A. – Inshida, Y. Dynamic Inlet Presure and Volumetric Efficiency of Four Cycle Four Cylinder Engine. SAP paper 820407, SAE Trans., vol. 91, 1982. [26] Benson, R. S. – Whitehouse, N. D. Internal Combustion Engines, vol. 2, Pergamon Press, 1979.

Optimalizace zdvihové funkce ventilu

Recommend Documents