發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計_圖文

1、湖南大學碩士學位論文發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計姓名：馮仁華申請學位級別：碩士專業(yè)：動力機械及工程指導教師：楊靖20090310發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計摘要配氣機構作為發(fā)動機的重要組成部分，其設計合理與否直接關系到發(fā)動機的動力性能、經濟性能、排放性能及工作的可靠性、耐久性。隨著發(fā)動機高功率、高速化，人們對其性能指標的要求越來越高，要求其在高速運行的條件下仍然能夠平穩(wěn)、可靠地工作，因而對其配氣機構提出了更高的要求。配氣凸輪型線是配氣機構的核心部分，配氣凸輪型線設計是配氣機構優(yōu)化設計的重要途徑之一。模擬計算凸輪型線使之與發(fā)動機性能相匹配是研究優(yōu)化配氣機構的一種重要手段。本文在充分研究了與本研究課題

2、相關的國內外文獻基礎上，系統(tǒng)地總結了發(fā)動機配氣機構的發(fā)展現狀，對配氣凸輪評價指標以及配氣機構運動學、動力學分析做了較詳細的研究。通過應用軟件，建立了本項目汽油機配氣機構運動學及動力學模型，并進行了計算分析，找出了原配氣機構存在的問題，并結合廠家對發(fā)動機性能匹配的要求，改進設計了配氣凸輪型線。通過對發(fā)動機進行性能仿真計算，換改進設計的凸輪型線后，發(fā)動機標定功率、最大轉矩均比原機有所提高，達到了廠家的預期目標要求，目前正在新凸輪型線的加工過程中，之后我們將通過樣機臺架試驗證實本研究結論的正確性。本文主要研究工作包括：（）應用軟件建立了相應的配氣機構運動學和動力學模型，計算分析表明原機進、排氣門開啟

3、和關閉不夠迅速，進、排氣門升程豐滿系數和時間斷面值低，不利于發(fā)動機獲得較高的充氣效率；進、排氣氣門的最大躍度值超過了正常的范圍，使整個配氣機構的振動加??；進、排氣凸輪與挺柱的接觸應力較大，使得凸輪與挺柱的磨損大；進、排氣凸輪與挺柱間的潤滑系數偏小，因此進、排氣凸輪與挺柱的液體動力學潤滑條件不理想。本文針對這些問題提出了配氣凸輪型線改進設計的措施和途徑。（）對配氣凸輪型線設計的主要影響因素的探討，并提出了優(yōu)化設計方案。重新設計了進、排氣凸輪型線。采用新設計的凸輪型線后，配氣機構運動學、動力學特性得到改善，解決了原機配氣機構存在的問題。（）應用軟件對發(fā)動機進行性能仿真模擬計算，結果顯示改進后發(fā)動機

4、的標定功率、最大轉矩等性能均比原機有所提高，達到了廠家的預期目標要求。關鍵詞：發(fā)動機；配氣機構：凸輪型線；優(yōu)化設計；性能仿真碩十學位論文，？，“：（），酊，伍，（）矗，曲。豫，（）士，。：；。；發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計附表索引表發(fā)動機配氣機構基本參數表原機配氣機構主要技術參數表原機配氣機構主要性能參數表凸輪型線方程組所需參數表換型線后配氣機構主要技術參數表換型線后配氣機構主要性能參數表原機和換型線后配氣機構性能參數對比一表原機參數及優(yōu)化后目標水平”表原機試驗值、原機模擬值、目標值和優(yōu)化后的轉矩和功率碩士學位論文插圖索引圖單質量模型圖二質量模型圖多質量模型圖配氣機構單元有限元模型圖配氣機構優(yōu)化

5、設計流程圖圖發(fā)動機配氣機構結構簡圖圖配氣機構進氣部分運動學模型圖配氣機構動力學模型“圖氣門彈簧剛度計算簡圖圖氣門的有限元網格圖氣門的有限元計算圖原機凸輪型線圖缸內壓力曲線圖排氣道壓力曲線圖原機進氣門運動學升程、速度及加速度曲線圖原機排氣門運動學升程、速度及加速度曲線圖原機進氣門躍度曲線圖原機排氣門躍度曲線圖原機進氣凸輪與挺柱接觸應力曲線圖原機排氣凸輪與挺柱接觸應力曲線圖原機進氣凸輪曲率半徑曲線圖圖原機排氣凸輪曲率半徑曲線圖原機進氣凸輪與挺柱的潤滑系數曲線圖原機排氣凸輪與挺柱的潤滑系數曲線圖原機進氣門彈簧裕度圖原機排氣門彈簧裕度圖原機進氣凸輪引起的轉矩曲線圖原機排氣凸輪引起的轉矩曲線”發(fā)動機配氣

6、機構優(yōu)化改進設計圖發(fā)動機轉速時原機進、排氣門升程曲線圖發(fā)動機轉速時原機進、排氣門速度曲線圖發(fā)動機轉速時原機進、排氣門加速度曲線”圖發(fā)動機轉速時原機進、排氣門座受力曲線圖發(fā)動機轉速時原機進、排氣凸輪與挺柱接觸應力曲線”圖發(fā)動機轉速時原機進、排氣門彈簧升程曲線”圖發(fā)動機轉速時原機進氣門彈簧受力曲線圖發(fā)動機轉速時原機排氣門彈簧受力曲線“圖等加速凸輪加速度曲線示意圖圖進氣凸輪緩沖段參數設置一圖排氣凸輪緩沖段參數設置圖進氣凸輪工作段參數設置圖排氣凸輪工作段參數設置”圖新設計的進、排氣凸輪升程曲線圖換新設計的型線后進氣門運動學升程、速度及加速度曲線圖換新設計的型線后排氣門運動學升程、速度及加速度曲線圖換凸

7、輪型線后進氣門躍度曲線圖換凸輪型線后排氣門躍度曲線圖新設計進氣凸輪與挺柱接觸應力曲線“圖新設計排氣凸輪與挺柱接觸應力曲線圖新設計進氣凸輪曲率半徑曲線圖新設計排氣凸輪曲率半徑曲線圖新設計進氣凸輪與挺柱的潤滑系數圖新設計排氣凸輪與挺柱的潤滑系數圖換新設計的型線后進氣門彈簧裕度圖換新設計的型線后排氣門彈簧裕度圖新設計進氣凸輪引起的轉矩曲線¨，圖新設計排氣凸輪引起的轉矩曲線一圖換型線后發(fā)動機轉速時進、排氣門升程曲線¨？圖換型線后發(fā)動機轉速時進、排氣門速度曲線圖換型線后發(fā)動機轉速時進、排氣門加速度曲線碩上學位論文圖換型線后發(fā)動機轉速時進、排氣門座受力曲線圖換型線后發(fā)動機轉速時進、排氣

8、門升程曲線一圖換型線后發(fā)動機轉速時進、排氣門彈簧升程曲線圖換型線后發(fā)動機轉速時進氣門彈簧受力曲線”圖換型線后發(fā)動機轉速時排氣門彈簧受力曲線”圖凸輪型線對比圖發(fā)動機模擬計算模型“圖氣道流量系數一圖原機氣門升程及配氣相位圖原機轉矩試驗值和模擬值對比“圖原機功率試驗值和模擬值對比圖原機轉矩試驗值、模擬值及優(yōu)化后模擬值對比圖原機標定功率試驗值、模擬值及優(yōu)化后模擬值對比湖南大學學位論文原創(chuàng)性聲明本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文

9、中以明確方式標明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。作者簽名：馬仁擘日期：刀聽年弓月加日學位論文版權使用授權書本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權湖南大學可以將本學位論文的全部或部分內容編入有關數據庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。本學位論文屬于、保密口，在、不保密回。（請在以上相應方框內打“”）年解密后適用本授權書。作者簽名：均仁竄日期：斫年多月肜日導師虢餡鈣吼舢夕年肋日碩士學位論文第章緒論論文研究的目的和意義當前，世界面臨最嚴峻的挑戰(zhàn)是能源

10、和環(huán)境問題，“節(jié)約能源，保護環(huán)境成為各個國家的重要發(fā)展戰(zhàn)略。近些年來我國經濟快速發(fā)展，汽車保有量與日俱增，面臨著汽車能源需求和環(huán)境保護的雙重巨大壓力。發(fā)動機作為現代社會的重要動力裝備，無論是飛機、艦艇還是車輛，都離不開它。它所發(fā)出的功率占全世界所有動力裝備總功率的以上，消耗的燃料占石油燃料的以上；同時，它也是人類最大的環(huán)境污染源之一，它所排放的廢氣約占工業(yè)廢氣的左右。因此，從節(jié)約能源和保護環(huán)境的角度出發(fā)，人們對其性能提出了愈來愈苛刻的要求，既要輸出功率大（動力性好）、比燃料消耗少（經濟性優(yōu)），又要符合日益嚴格的排放法規(guī)要求（低污染甚至零排放）。影響這些性能的因素是多方面的，無論對壓燃式還是點燃

11、式發(fā)動機，無論對二沖程還是四沖程發(fā)動機，其中配氣機構又是眾多因素中影響十分重要的因素之一。配氣機構是發(fā)動機的重要組成部分。它的功能是按照發(fā)動機每一氣缸內所進行的工作循環(huán)和發(fā)火次序的要求，定時開啟和關閉進、排氣門，使新鮮充量（汽油機為可燃混合氣、柴油機為空氣）得以及時充分地進入氣缸，而廢氣得以及時徹底地從氣缸排出【】。一臺發(fā)動機的動力性能、經濟性能是否優(yōu)越，工作是否可靠，噪聲與振動能否控制在較低的限度，常常與其配氣機構設計是否合理有密切的關系【】。設計合理的配氣機構應具有良好的換氣性能，進氣充分，排氣徹底，即具有較大的充氣效率，泵氣損失小，配氣正時恰當。與此同時，配氣機構還應具有良好的運動學、動

12、力學性能，工作時運動平穩(wěn)，振動和噪聲較小，不發(fā)生強烈的沖擊磨損等現象，這就要求配氣機構的從動件具有良好的運動變化規(guī)律，以及合適的正、負加速度值。發(fā)動機配氣凸輪機構是由凸輪軸驅動的，配氣機構的這些性能指標很大程度上取決于配氣凸輪的結構【。很長一段時間里，人們設計發(fā)動機配氣凸輪的方法是根據已定的基本參數以及以往的設計經驗和資料，先設計出凸輪的幾何形狀，然后通過機構運動學計算，求出凸輪從動件運動規(guī)律，檢查它是否符合設計要求。顯然，這種設計方法帶有一定的盲目性，并且由于凸輪外形輪廓通常由幾段不同半徑的圓弧或直線相接而成，因此在交接點處，凸輪外形曲率半徑突變，相應的從動件運動規(guī)律不能滿足發(fā)動機向高速發(fā)展

13、的要求，配氣機構的工作平穩(wěn)性和耐久性較差。為了克服以上缺點，目前在設計配氣凸輪外形時，可把配氣機構視為剛體，且一般是根據給定的基本參數先制定出理想的氣門運動規(guī)律，其特點是可以滿足加速度度曲線的連續(xù)性，有盡可能大的氣流通過發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計能力，有較好的配氣機構動力性能等，然后再審查相應的凸輪幾何外形是否實現預期的運動規(guī)律。具有以上運動規(guī)律的任何凸輪，都稱為無沖擊凸輪【。隨著計算機技術的不斷發(fā)展和進步，（）正成為發(fā)動機現代設計與研究方法發(fā)展的主流。本文是基于平臺，對國內某廠家的某一款四缸汽油機配氣機構進行研究和優(yōu)化改進設計，把理論分析與工程應用融合起來，在產品改進設計中起到了很好的輔助作

14、用，也為以后的學習和工作積累了經驗。發(fā)動機配氣機構技術現狀配氣機構作為發(fā)動機的重要組成部分，其性能好壞對發(fā)動機的性能指標有著很重要的影響，我們要求配氣機構具有良好充氣性能的同時，還要求有較高的工作可靠性。特別是對于高速、大功率發(fā)動機，人們對其性能指標的要求更高，要保證它具有良好的動力學性能和工作可靠性，即關鍵摩擦副零件具有很好的耐磨性能，這給配氣機構的設計以及制造工藝增加了難度，提出了一些新的研究課題【】。這就需要從配氣機構的結構型式、配氣凸輪型線設計等方面來開展研究。配氣機構應保證各氣缸換氣良好，充氣系數盡可能高，能夠根據工作需要，合理地開啟和關閉進、排氣門。四沖程發(fā)動機大多采用氣門一凸輪式

15、配氣機構，因為這種機構工作可靠，尤其是進、排氣門能夠持久地保證燃燒室的密封性。隨著汽車及發(fā)動機技術的發(fā)展，對配氣機構也提出了更高的要求，其相關新技術也得到了發(fā)展【。頂置凸輪軸式配氣機構氣門機構按凸輪軸的放置位置分成頂置凸輪軸型、中置凸輪軸型和下置凸輪軸型。下置凸輪軸型凸輪軸裝在曲軸箱內，可以簡單地用一對齒輪傳動，應用較廣，但由于零件多，傳動鏈長，整個機構剛度差。這種機構在發(fā)動機高速運轉時，會產生較大的慣性力、振動及噪聲，消耗較大的動力，并且可能破壞氣門的運動規(guī)律和氣門配氣正時。中置凸輪軸型配氣機構為了減小氣門傳動機構的往復運動質量，可將凸輪軸的位置移到氣缸體的上部，由凸輪軸經過挺柱直接驅動搖臂

16、而省去推桿。該形式的配氣機構因曲軸與凸輪軸的中心線距離較遠，一般要在中間加入一個中間齒輪（惰輪）。頂置凸輪軸型凸輪軸布置在氣缸蓋上，往復運動的質量大為減小，對凸輪軸和氣門彈簧的要求也最低，高速時氣門工作良好，零件慣性力極小，工作平穩(wěn)，因此它適用于高速強化發(fā)動機【】。頂置凸輪軸型分為單頂置（）和雙頂置凸輪軸（）。單頂置凸輪軸在氣缸蓋上用一根凸根軸直接驅動進、排氣門，它具有結構簡單的特點，適用于高速發(fā)動機，而雙頂置凸輪軸采用兩根凸輪軸來分別驅動進、排氣門，采用雙頂置凸輪軸對凸輪軸和氣門碩士學位論文彈簧的設計要求不高，特別適用于氣門形配置的半球形燃燒室，也便于和多氣門配氣機構配合使用【。配氣機構采用

17、頂置凸輪軸式結構，減少了從凸輪到氣門之間的傳動零件，減輕了配氣機構的運動質量，提高了系統(tǒng)的剛度，將發(fā)動機的結構變得更加緊湊，使配氣系統(tǒng)可在很高的轉速下正常工作。在國內，很多汽油機已采用頂置凸輪軸配氣機構，相應的技術研究也取得了較大的突破【。多氣門配氣機構最初出現的多氣門發(fā)動機，僅用于賽車，主要是為了降低排氣門的機械負荷和熱負荷，但由于制造技術不夠成熟，沒有在發(fā)動機制造業(yè)得到推廣。當前應用多氣門發(fā)動機的主要目的是提高功率，隨著汽車發(fā)動機的轉速越來越高，傳統(tǒng)的兩氣門已經不能勝任在短促的時間內完成換氣工作，限制了發(fā)動機性能的提高。解決這個問題的方法只能是擴大氣體出入的空間，換句話就是用空間換取時間。

18、多氣門技術是解決問題的最好方法，直至年代推廣多氣門技術才使發(fā)動機的整體質量有了一次質的飛躍。多氣門發(fā)動機具有很明顯的優(yōu)勢，它不只是增加了進、排氣流動面積，減小了流動阻力損失。對于汽油機，多氣門技術可以使火花塞中央布置，以縮短火焰?zhèn)鞑ゾ嚯x，提高抗爆性，因而可以采用更高的壓縮比，提高汽油機的燃油經濟性。對于柴油機，可以實現噴油器的垂直中置，對混合氣形成和空氣利用也極為有利【。多氣門發(fā)動機不僅提高了發(fā)動機功率和燃油經濟性，在減少排污方面也有很好的潛力【。促進發(fā)動機多氣門技術廣泛應用的原因有：有關自動化設計計算技術方面取得新成就；制造和加工工藝水平越來越高；計算機控制技術的迅速發(fā)展，可以充分發(fā)揮多氣門

19、配氣方案的優(yōu)越性，保證發(fā)動機在整個負荷和速度范圍內形成最佳混合氣，并適時適度地送入氣缸等【】。多氣門發(fā)動機具有兩氣門發(fā)動機無法比擬的優(yōu)越性，世界各國的汽車發(fā)動機制造業(yè)都將轉向多氣門發(fā)動機的制造，多氣門配氣方式是發(fā)動機配氣機構發(fā)展的必然趨勢捧。可變配氣系統(tǒng)技術發(fā)動機的配氣相位和轉速對充量系數有較大的影響，為獲得最大的充量系數，減少泵氣損失，比較理想的進氣系統(tǒng)，應滿足以下要求：（）低速時，采用較小的氣門重疊角以及較小的氣門升程，防止出現缸內新鮮充量向進氣系統(tǒng)的倒流，以增加低速時轉矩，提高燃油經濟性；（）高速時應具有最大的氣門升程和進氣遲閉角，以最大程度地減小流動阻力，并充分利用過后充氣，提高充量系

20、數，滿足發(fā)動機高速時動力性要求；（）配合以上變化，進氣門從開啟到關閉的進氣持續(xù)角也進行相應的調整，以實現最佳的進氣正時，將泵氣損失降到最低。理想的氣門正時和升程規(guī)律應當根據發(fā)動機的運轉工況及時作出調整，氣門驅動機構應具有足夠的靈活性。傳統(tǒng)的凸輪氣門驅動機構很難滿足發(fā)動機在全速發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計運行時有合適的配氣相位和氣門升程，嚴重影響著發(fā)動機的工作性能。采用無凸輪電液、電磁、電氣或其他的氣門驅動方式，可完全控制配氣相位和氣門升程，從而提高發(fā)動機的動力性和經濟性，降低排放。但無凸輪氣門驅動大都還處于實驗研究進程，要廣泛的應用于發(fā)動機還需要更多的投入。目前商品化的可變配氣系統(tǒng)主要是機械式的

21、，分為可變凸輪機構（和可變氣門正時，（，縮寫），縮寫）及其組合，這樣基本可以實現可變氣門正時、可變氣門升程和可變氣門持續(xù)角等功能?？勺兺馆啓C構可變凸輪機構一般都是通過兩套凸輪或搖臂來實現氣門升程與持續(xù)角的變化，即在高速時采用高速凸輪，氣門升程與持續(xù)角都較大，而在低速時切換到低速凸輪，升程和持續(xù)角均較小。采用可變凸輪機構與傳統(tǒng)的配氣機構的性能相比，發(fā)動機的低速轉矩和高速性能都能得到顯著的改善【可變氣門正時。系統(tǒng)通過改變發(fā)動機氣門的開啟關閉時刻來迎合進氣壓力波動的變化特征，從而使迸氣壓力波動效應更有效地與發(fā)動機在不同工況下換氣過程的需要匹配。目前氣門定時的可變范圍在左右，個別系統(tǒng)已達到。技術主要應

22、用在汽油機上，一般情況下，采用進氣對汽油機外特性的最大轉矩與最大功率的改善可達。采用技術也可以降低汽油機部分負荷下的比油耗。由于汽油機的負荷調節(jié)方式是量調節(jié)，即在部分負荷下通過降低進氣壓力來控制進氣量與功率輸出。這一原理在汽油機部分負荷運行時將產生很大的泵氣損失，且汽油機負荷越小，泵氣損失越大。采用進氣能有效地減小泵氣損失，即可通過進氣門晚關的方式，將部分吸入氣缸內的新鮮空氣量再推出回進氣道來實現缸內新鮮空氣的控制量（循環(huán)）；或者采用進氣門早開早關的方式，使部分缸內殘余廢氣先回流進入進氣道，然后再吸入氣缸，以減小新鮮空氣量來實現其量的控制。無論是采用的早開早關還是晚開晚關方式，均能降低進氣系統(tǒng)

23、的真空度，減小泵氣損失。試驗結果表明，采用進氣后可降低整車油耗達左右。采用排氣后，不僅可以對進氣的工作范圍的不足作為一種補充，擴大汽油機的最佳工作范圍，更重要的是排氣可有效地通過控制缸內量來部分實現缸內凈化（控制），并有可能取代缸外裝置。根據相關資料表明，采用排氣后對整車油耗水平的改善，可在進氣的基礎上進一步降低。此外，技術對汽油機原排放的缸內凈化作用也十分顯著：由于可控制缸內以及氣門重疊角，既可控制大負荷時的燃燒溫度來抑制生成，又可提高汽油機的怠速以及中、低負荷的燃燒穩(wěn)定性而大幅度降低和的原排碩士學位論文放。根據相關資料表明，采用進氣和排氣雙技術后在美國聯邦道路循環(huán)工況下，汽油機原排放可降低

24、，與可降低。目前國外生產的汽油機絕大多數已采用進氣與排氣雙技術，而國內目前生產的帶技術的汽油機比重較低（估計在左右），并且大部分均只采用進氣（），但隨著對排放水平越來越嚴格的要求，總的趨勢是向雙發(fā)展。課題來源及本文的主要內容本論文研究的是某汽油機升級階段優(yōu)化設計項目中的一部分，本文主要針對該汽油配氣機構進行分析、研究和改進。利用公司開發(fā)的中的模塊對原機配氣機構進行運動學、動力學分析，找出其存在的問題；針對其存在的問題，并結合廠家對改進后發(fā)動機性能的要求，重新設計進、排氣凸輪型線，改善其機械性能；然后利用軟件對發(fā)動機整機性能進行模擬計算，使改進后發(fā)動機的性能達到預期的目標要求。本文的主要內容包括

25、：（）介紹論文研究的目的和意義，闡述發(fā)動機配氣機構技術現狀；（）介紹發(fā)動機配氣凸輪型線設計方法、設計準則、配氣機構運動學、動力學分析手段和方法；（）利用軟件建立該汽油機配氣機構運動學、動力學模型，并對其進行運動學、動力學計算分析，找出原配氣機構存在的問題；（）針對原機配氣機構存在的問題，并結合廠家對改進后發(fā)動機的性能要求，重新設計進排氣凸輪型線，并對改進后配氣機構進行運動學、動力學分析，并得出結論；（）利用軟件建立發(fā)動機性能模擬計算模型，對原機和優(yōu)化改進后發(fā)動機的性能進行模擬計算，使改進后發(fā)動機性能達到預期目標。本章小結（）指出了論文研究的目的和意義；（）介紹了配氣機構在發(fā)動機中的重要地位和作

26、用；（）較詳細地介紹了發(fā)動機配氣機構的技術現狀；（）指出了本論文的課題來源和主要工作內容。發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計第章配氣凸輪設計及配氣機構計算分析配氣凸輪設計整個發(fā)動機配氣機構是由配氣凸輪驅動的，配氣凸輪的優(yōu)化設計的優(yōu)劣不但對整個配氣機構的性能起著決定性的作用，而且直接影響到其動力性，經濟性，可靠性，振動，噪聲與排放特性的好壞【】。因此，配氣凸輪的設計需遵循一些準則。配氣凸輪設計準則配氣機構的設計最重要的就是配氣凸輪的設計。配氣凸輪的設計，主要是設計其廓形，應當遵循以下準則。準確的配氣正時配氣定時是影響發(fā)動機換氣品質的主要因素之一】。進、排氣門開啟、關閉時刻（即配氣定時），必須與進、排氣門

27、開啟規(guī)律、氣道設計、管道內氣體流動狀態(tài)、掃氣要求、換氣功損失等相適應。配氣凸輪型線設計時，應選取恰當的緩沖段高度及緩沖段包角，保證準確的配氣正時。實際上由于機構存在變形等原因，一般很難做到準確，氣門啟閉時刻與理想狀態(tài)總會有些誤差，只要誤差在允許范圍內即可【。良好的換氣性能能否做到排氣徹底、進氣充分的衡量標準通?？捶从硽饬魍ㄟ^能力大小的“氣門瞬時開啟面積或“時間斷面的大小【。假設當凸輪轉角為口時，氣門升程（即位移）為，則（口），此時氣門的通路面積為：瓦（口）萬（口）萬），（口）（）式中：一氣門座面內徑；一為氣門座面角。氣門開啟的時間斷面為）的積分，即：，）矽甜蒯。矽口萬。廠廠，矽口式中：口一氣門

28、開啟瞬時的凸輪軸轉角；口。一氣門關閉時的凸輪軸轉角。（）為了便于比較各種工作段包角和最大升程的各種凸輪型線對充氣性能的影響效果，我們可用豐滿系數作為評價指標。善少（口缸（一口）（）碩上學位論文式中：。一氣門最大升程。一般認為豐滿系數較大對充氣性能上有利的，但如果一味追求大的豐滿系數而使機構產生較大沖擊，則可靠性和平穩(wěn)性將變得很差，最終也就無法保證得到良好的充氣性能【】。工作平穩(wěn)，振動和噪聲較小配氣機構的平穩(wěn)性，以及是否存在飛脫和落座反跳等現象，需要通過配氣機構動力學計算來驗證【】。要確保配氣機構動力學響應形態(tài)較好，配氣機構挺柱升程乃位）曲線應滿足一些基本的要求：（）挺柱升程辦缸）曲線應有較好的

29、光滑性，即辦）的二階、三階以至更高階導數連續(xù)；（）挺柱最大正加速度和最大負加速度的數值均不能過大，脈沖（三階導數）的最大值也不要過大；（）挺柱正加速度段的寬度與配氣機構的自振周期間應有較好的配合，一般講，正加速度寬度不應太?。唬ǎ┚彌_段高度應選擇合適，由氣門間隙及配氣機構結構決定。這里往往用氣門加速度曲線變化率的最大值來評價氣門運動的平穩(wěn)性。氣門運動加速度變化率最大值定義為最大躍度值。一般最大躍度值小于時，表明氣門運動具有較好的平穩(wěn)性【¨。最大接觸應力不應過大配氣凸輪與挺柱是發(fā)動機中一對重要的摩擦副，很容易發(fā)生過早磨損、擦傷、劈裂等故障。在設計階段要對凸輪與挺柱間接觸應力進行計算和校

30、核。計算時，可以將配氣機構看作剛性，從運動學角度計算凸輪與挺柱間的接觸應力，也可以將配氣機構看作是彈性機構，從動力學角度計算凸輪與挺柱間的接觸應力。將凸輪與挺柱看成不同材料的兩個金屬柱體，兩者間作線接觸，其接觸應力可按下公式計算【】：、吼屆島屆島，彳店、形（）式中：一凸輪與挺柱間的法向作用力；外島一分別為凸輪與挺柱在接觸點的曲率半徑；巨、丘一分別為凸輪與挺柱材料的彈性模量：“、：一分別為相應材料的泊松比；形一接觸線寬度。如取“訛，則有：發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計刪悟睜去式中：一平均彈性模量，云。，十乜他，在式（）和式（）中，對于從動件為平面挺柱的情形，有：吼觀。墮形（）凸輪的曲率半徑印可以這樣

31、計算：島民“（咖籌式中：風一凸輪的基圓半徑；乃（口）一挺柱升程曲線。（）采用運動學方式計算配氣凸輪與挺柱間接觸應力時，凸輪與挺柱間法向作用力取作傳遞到凸輪上的彈簧力只和換算至挺柱處的配氣機構運動零件慣性力瓦之和。，目（）采用動力學模型求解配氣凸輪與挺柱間接觸應力時，凸輪與挺柱間法向作用力包括三部分，有凸輪直接驅動的挺柱及半個推桿質量聊的慣性力瓦、配氣機構彈性恢復力、阻尼力。瓦緲籌娩（咖腸嗉口口（）式中：）一配氣機構的變形量，以）位）一），需要通過配氣機構動力學計算得到。由式（）、（）或（）可看出，由于和島都是口的函數，所以吒也是口的函數，即在凸輪與挺柱的不同接觸點，吒值是不同的，一般吒的最大值

32、較易發(fā)生在凸輪曲率半徑的最小處。設計凸輪時，應避免其最小曲率半徑過小，因為這樣會導致接觸應力過大，并會使凸輪過早磨損，一般認為島的最小值應【¨。凸輪與挺柱采用不同材料，二者之間允許接觸應力大小不一樣，降低凸輪與挺柱之間的接觸應力，使其低于材料允許的接觸應力范圍，可以緩解凸輪與挺柱間的磨損。對于低速發(fā)動機而言，配氣凸輪與挺柱間接觸應力用兩種不同計算方法得到的結果相差不大，因此兩種方法都可以使用。對于高速發(fā)動機而言，兩種方法得到的接觸應力有一定的差別，動力學方法計算結果更接近真實值【。一般而言，在設計階段都采用運動學分析方法計算凸輪與挺柱間的接觸應力。凸輪應有良好的潤滑特性進行凸輪型線設

33、計時，正確地選擇凸輪的某些參數，使凸輪與挺柱處于較好碩上學位論文的潤滑狀態(tài)，以提高凸輪與挺柱摩擦副的可靠性與壽命。這里用潤滑特性參數一流體動力評價特性數，作為凸輪潤滑的評價指標【。凸輪與平面挺柱的油膜厚度簡化公式甌。氏（吃）（）式中：一凸輪基圓半徑（）；磚一挺柱升程（）；一接觸點處凸輪廓線曲率半徑（）；一常數。其中流體動力評價特性參數，定義為：，赤（）此特性參數，即為本文后面所指的油膜潤滑系數。從式（）、（）可以看出，當，或時，瓦虹。，和實際上是凸輪轉角口的函數，當口在凸輪工作段范圍內變化時，的情形實際上不會出現，但在，對加速度連續(xù)變化的凸輪是難于避免的，總會在某一時刻達到。為了避免潤滑特性的

34、惡化，一般希望值在附近只停留較短的時間。綜合考慮到凸輪型線設計的其它方面要求，推薦在凸輪桃尖部分附近士凸輪轉角范圍內，油膜潤滑系數在，范圍內，可以保證凸輪與平面挺柱間良好的潤滑效果¨。氣門與活塞不能發(fā)生干涉凸輪型線確定后需校核氣門與活塞運動時是否發(fā)生干涉。計算隨著凸輪轉角和曲軸轉角的變化，氣門與活塞之間的相對距離，最終判斷在整個工作過程中，氣門是否與活塞發(fā)生碰撞】。以上各條準則是相互制約的，因而配氣凸輪設計時必須要針對發(fā)動機具體特點，注意協(xié)調各方面的特性，不能片面強調某一方面而忽視其它方面。配氣機構優(yōu)化設計模型對于現代高速發(fā)動機，傳統(tǒng)的配氣機構運動學計算不足以準確地描述各傳動零部件的

35、運動規(guī)律，必須考慮彈性變形。因此在進行配氣凸輪機構設計時必須引入動力學計算模型。下面介紹一下單質量模型、二質量模型、多質量模型和有限元模型）。單質量模型單質量模型就是單自由度質量一彈簧振動模型，簡稱單質量模型，如圖所示。單質量模型把氣門的運動用一個集中質量的運動來描述（集中質量包含有氣門質量以及其它傳動零件換算到氣門處的質量），集中質量一端通過剛度發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計為，的氣門彈簧與氣缸蓋聯結，而另一端聯結一假想剛度為的“彈簧”，此彈簧的上端由“當量凸輪直接控制。用單質量模型可以對配氣機構的運動情況作出基本上達到工作精度要求的綜合分析，并且計算量小，在配氣機構設計方案初選階段單自由度模型

36、是經常使用的，但是更詳細的情況，諸如傳動鏈的飛脫，彈簧的顫振是否會導致過大的應力等，就無法由單自由度模型的分析得到【，引。圖單質量模型二質量模型二質量動力學模型將配氣機構簡化為兩個集中當量質量和，如圖所示。其中，質量包括挺柱和推桿的質量。為氣門側部件的質量。其中搖臂軸凸輪一側的質量、剛度和阻尼都應換算為相應的當量質量、當量剛度和當量阻尼。此兩質量由一根代表氣門系統(tǒng)剛度的彈簧相連，而氣門彈簧使兩質量與上述彈簧保持接觸，這樣主要是可以分析挺柱剛度值、阻尼值的變化規(guī)律對配氣機構動力學特性的影響。有關挺柱對配氣機構動力學特性的影響，除了分析氣門以外，還要分析挺柱與推桿接觸點的運動規(guī)律?；蛘叻治鰮u臂剛度

37、值和阻尼值的變化規(guī)律對配氣機構動力學特性的影響【，。圖二質量模型多質量模型為了考慮高階振動的影響，細致描述各驅動零件的運動規(guī)律，特別是氣門的振動時，有時還進行多自由度模型動力學分析。多自由度模型把驅動機構中的挺柱、推桿、搖臂、氣門用四個集中質量來代替，把內、外彈簧各用、個集中質量來代替，一般每一個彈簧圈作為一個集中質量，各質量間以具有當碩士學位論文量剛度的無質量彈簧相聯結，這種計算模型可稱為“自由度質量模型，如圖所示。多自由度系統(tǒng)計算便于對機構各零件，尤其是彈簧的運動進行分析。由于計算耗時太多，一般只在氣門彈簧振動十分嚴重的工況下才進行多自由度系統(tǒng)計算和分析【引。圖多質量模型有限元模型近些年來

38、隨著有限元技術的成熟和發(fā)展，采用有限元模型對配氣機構進行動力學分析，可以得到振形、自振頻率和彈簧的振動，以及整個配氣機構的動力學特性。配氣機構有限元模型與單質量模型相比有一定的優(yōu)越性，可以計算出配氣機構各零件的位移、速度、加速度、零件的接觸應力和變形。我們在研究氣門振動的情況下，描述氣門振動對配氣機構工作可靠性和使用壽命的影響等方面往往使用有限元模型計算方法。配氣凸輪優(yōu)化設計方法發(fā)動機配氣凸輪的研究已經涉及到配氣機構性能的各個方面，包括型線、挺柱的運動規(guī)律、氣門振動模型、挺柱與凸輪間的接觸應力、摩擦應力等。在研究更精確的氣門振動模型、凸輪挺柱副間的動力潤滑、非對稱凸輪型線以及凸輪型線的擬合等方

39、面上，國內外都有很大的發(fā)展】。發(fā)動機配氣凸輪優(yōu)化設計的優(yōu)劣直接影響到其動力性、經濟性、可靠性、振動、噪聲與排放特性的好壞【】。對于進氣凸輪而言，同樣配氣相位時，氣門升程豐滿系數越大，則進氣量越多，發(fā)動機的動力性能與經濟性能越好；凸輪型線的圓滑性越好，則沖擊、振動與噪聲越?。煌馆喤c挺柱間的接觸應力越小，潤滑特性越好，配氣機構摩擦磨損越小，則壽命越長。配氣凸輪型線優(yōu)化設計的任務就是在確保配氣機構能可靠工作的前提下尋求最佳的凸輪設計參數。凸輪型線的設計己從靜態(tài)設計、動態(tài)設計發(fā)展到系統(tǒng)動力發(fā)動機配氣機構優(yōu)化改進設計學優(yōu)化設計，系統(tǒng)動力學設計考慮配氣機構的彈性變形，可更精確地描述配氣機構的運動和受力情況

40、，并統(tǒng)一考慮機構動態(tài)參數對凸輪型線的影響，從而實現凸輪型線優(yōu)化設計【，。靜態(tài)優(yōu)化設計在靜態(tài)優(yōu)化設計中，將配氣機構看成絕對剛體，不考慮它在運動時的彈性變形。用此方法設計凸輪型線主要用三項指標來判別其好壞。（）靜態(tài)充氣性能。通常用挺柱升程豐滿系數和時面值來表示，希望此值越大越好：（）靜態(tài)加速度峰值。即挺柱最大正加速度和最大負加速度，也就是說和。的絕對值越小，高速動態(tài)性能越好；（）凸輪廊面最小曲率半徑，或者凸輪與挺柱間的接觸應力。設計凸輪時，應避免其最小曲率半徑過小，這樣會導致接觸應力很大，并會使凸輪過早磨損，一般認為最小曲率半徑應【】，但工程上為了進一步較小凸輪的磨損，一般要求最小曲率半徑。用靜態(tài)優(yōu)化設計法設計的圓弧凸輪，雖然加速度曲線不連續(xù)，配氣機構慣性力有突變，但有較大時面值。對轉速不高的發(fā)動機來說，它所引起的振動和噪聲較小，故在較低轉速的發(fā)動機上還有一定的使用價值。但隨著發(fā)動機轉速的提高，振動和噪聲趨向嚴重。為解決此問題，人們又用此法設計了函數凸輪，如復合正弦凸輪及復合擺線凸輪等。這類凸輪型線變化形式較多，但其加速度曲線都是連續(xù)的。當發(fā)動機轉速進一步提高時，配氣機構的彈性變形引起氣門劇烈振動，嚴重時會破壞氣門的正常工作，產生飛脫和反跳，這不僅加劇了發(fā)動機的振