（动力机械及工程专业论文）柴油机配气机构动力学分析及凸轮型线优化设计.pdf

中文摘要 配气机构作为内燃机的重要组成部分，其设计合理与否直接关系到内燃机的 动力性能、经济性能、排放性能及工作可靠性、耐久性。随着内燃机强化程度的 不断增加，配气机构的工作条件日益恶化，在保证充气效率的同时，提高配气机 构的工作可靠性，如动力学特性、机构的振动与噪声及疲劳破坏等成为一个重要 研究方向。配气凸轮是配气机构的核心部分，凸轮型线设计是配气机构优化设计 的重要途径之一。 本论文以某国产柴油机下置式配气机构为研究对象，分析了配气机构的动力 学特性，并进行了凸轮型线的优化设计。 首先，在a v l e x c i t e t d 软件中，输入原凸轮升程表，拟合成升程曲线，然 后进行运动学特性分析。原凸轮加速度曲线已不能保证连续光滑，进气门在最大 正加速度处有加速度曲线突变，排气门在负加速度段有加速度曲线突变，会引起 发动机噪声加大、凸轮磨损加剧、降低发动机性能。对原机凸轮进行优化，设计 出多项动力凸轮和分段函数凸轮。新设计出的凸轮型线，改善了凸轮挺柱间的接 触应力和油膜润滑效果，提高了配气机构的可靠性。 其次，利用p r o e 软件求取其质量：利用有限元软件n a s t r a n 求取刚度参数： 在a v l e x c i t e t d 软件中建立配气机构多质量模型分别使用原凸轮、多项动力凸 轮和分段函数凸轮，进行动力学特性对比。详细分析了不同凸轮型线对气门运动 规律，气门落座力，凸轮与挺柱接触应力等主要参数的影响。 最后，研究了气门间隙、气门弹簧刚度、转速三个主要参数变化时对配气机 构动力学特性的影响。气门间隙越大，对配气机构的影响越不利，会导致气门开 启点滞后，气门升程降低，充气效率下降。气门弹簧刚度在一定范围内，并不会 影响气门运动规律，但是，气门落座力、凸轮挺柱接触应力会随弹簧刚度的增加 而增加。气门开启和关闭速度，都随着转速的提高而变大，正、负加速度都随着 转速的提高而增大，凸轮挺柱最大接触应力随转速提高而减小。 关键词：柴油机配气机构动力学分析凸轮型线优化设计 a b s t r a c t 1 h ev a l v et r a i ni so n eo ft h em o s ti m p o r t a n tm e c h a n i s m si na l li n t e r n a l c o m b u s t i o ne n g i n e ，w h e t h e rt h ep e r f o r m a n c e sa r eg o o do rb a da f f e c t st h ep o w e r p e r f o r m a n c e ，e c o n o m i cp e r f o r m a n c e ，e m i s s i o n sp e r f o r m a n c e o ft h ee n g i n e ，a sw e l la s a f f e c t st h er e l i a b i l i t ya n dw e a rp e r f o r m a n c e so ft h ew h o l ee n g i n e a st h ei c eb e c o m em o r ea n dm o r es t r e n g t h e n e d ，t h ew o r k i n gc o n d i t i o no ft h e v a l v et r a i na g g r a v a t e s w i t h o u ti n f l u e n c i n gt h ev o l u m e t r i ce f f i c i e n c y , i m p r o v i n gt h e r e l i a b i l i t i e so ft h ev a l v et r a i n , s u c h 嬲t h ea n a l y s i so fd y n a m i c s ，v i b r a t i o na n dn o i s e ， f r i c t i o na n df a t i g u ed a m a g e ，h a sb e c o m ea ni m p o r t a n ts t u d yd i r e c t i o n c a mp r o f i l ei st h eh a r dc o r eo ft h ev a l v et r a i n ，w h i c hd e s i g ni so n eo ft h e i m p o r t a n ta p p r o a c h e st oc a r r yo u tv a l v et r a i no p t i m a ld e s i g n i nt h i st h e s i s ，i tf o c u s e so nt h ed y n a m i ca n a l y s i so ft h ev a l v et r a i no ft h ed i e s e l e n g i n ea n do p t i m i z a t i o no f t h ec a mp r o f i l e f i r s t l y , i n p u tt h em o d e lt a p p e tl i f t d a t ai n t ot h ea v l - t i m i n g d r i v es o f t w a r et o c r e a t et h et a p p e tl i f tc u r v e a n dt h e nt h em o t i o nc h a r a c t e r i s t i c sa n a l y s i sw a sd o n e i t f i g u r e do u tt h a tt h ea c c e l e r a t i n gc h iv eo ft h e m o d e lc a mw a sn o tc o n t i n u o u s l ys l i p p e r y t h ea c c e l e r a t i n gc l l r v eo ft h ei n t a k ec a l nh a sr e v u l s i o na tt h em a x i m u ma c c e l e r a t i n g p o i n t ；w h i l e t h ea c c e l e r a t i n gc u r v eo ft h ee x h a u s tc a mh a sr e v u l s i o ni nt h e d e c e l e r a t i n gp e r i o d t l l i sw i l ll e a dt ot h en o i s ei n c r e a s e 。t h ec a mw e a l a g g r a v a t i o na n d t h ei c ep e r f o r m a n c ed e c r e a s e 。t oo p t i m i z et h em o d e lc a mc u l w e 。t h ep o l y d y n e a n di s a ca r ed e s i g n e d t h en e w l yd e s i g n e dc a mc u r v e si m p r o v et h ec o n t a c ts t r e s so f t h ec a ma n dt h et a p p e t ，t h eo i ll u b r i c a t i o nf u n c t i o n , a n dt h er e l i a b i l i t yo ft h ev a l v e t r a i n s e c o n d l y , t h ev a l v et r a i nm a s sw a sc a l c u l a t e di np r o es o f t w a r ea n dt h es t i f f n e s s p a r a m e t e r sw e r ec a l c u l a t e di nt h en a s t r a nf e ms o f t w a r e i nt h ea v l t i m i n g d r i v e s o f t w a r et h em u l t i - b o d yd y n a m i c sm o d e l sw e r em a d et od oc o m p a r i s o n sb e t w e e nt h e m o d e lc a n la n dp o l y d y n e ，a sw e l la st h ei s a c t h ei n f l u e n c e so nt h ev a l v e m o v e m e n t ，t h es e a tf o r c ea n dt h ec o n t a c ts t r e s so ft h ec a ma n dt h et a p p e ts e tb y d i f f e r e n tc a mp r o f i l e sh a v eb e e na n a l y z e d a tl a s t ，i n f l u e n c e so nt h ed y n a m i c sc h a r a c t e r i s t i c so ft h ev a l v et r a i ns e tb yt h e v a l eg a p ，v a l v es p r i n gs t i f f n e s sa n dr o t a t i o n a ls p e e dw e r es t u d i e d s o m ec o n c l u s i o n s c o u l db ee x t r u d e d l a r g e rv a l v eg a p ss e tn e g a t i v ei n f l u e n c e so nt h ev a l v et r a i n t l l i s w o u l dl e a dt ot h ei n t a k ev a l v eo p e nl a g ，t h ev a l v el i f td e c r e a s ea n dt h ed i s c h a r g e d e f i c i e n c y t h ev a l v es p r i n gs t i f f n e s s ，i ns o m ee x t e n t ，w i l ln o ti n f l u e n c et h em o t i o n c h a r a c t e r i s t i c s b u tt h ec o n t a c ts t r e s so ft h ec a ma n dt h et a p p e tw i l li n c r e a s ea st h e s p r i n gs t i f f n e s si n c r e a s e s t h ev e l o c i t yo ft h eo p e na n dc l o s eo ft h ev a l v ea n dt h ep l u s a n dm i n u sa c c e l e r a t i o ni n c r e a s ea st h er o t a t i o n a ls p e e di n c r e a s e ，w h i l et h em a x i m u m c o n t a c ts t r e s so ft h ec a ma n dt h et a p p e td e c r e a s e sa st h er o t a t i o n a ls p e e di n c r e a s e k e yw o r d s ：d i e s e le n g i n e ，v a l v et r a i n , d y n a m i c sa n a l y s i s ，c a mp r o f i l e o p t i m i z a t i o nd e s i g n 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作和取得的 研究成果，除了文中特别加以标注和致谢之处外，论文中不包含其他人已经发表 或撰写过的研究成果，也不包含为获得丕鲞盘堂或其他教育机构的学位或证 书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中 作了明确的说明并表示了谢意。 学位论文作者签名：驭柱昌。签字日期：力哆年月日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解丞鲞盘鲎有关保留、使用学位论文的规定。 特授权苤鲞盘堂可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检 索，并采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编以供查阅和借阅。同意学校 向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权说明) 学位论文作者签名：弘誊扛昌 签字日期：矽年二月7 日 靳虢柳多、 签字日期汲碑年7 月，日 第一章绪论 1 1 课题的背景和意义 第一章绪论 配气机构作为内燃机主要机构之一，其主要功能是实现发动机的换气过程， 根据气缸的工作次序，定时地开启和关闭进排气门，以保证气缸吸入新鲜空气和 排出废气。现代柴油机设计中，配气机构设计占有重要地位。其设计质量直接影 响着柴油机的技术性能、工作可靠性、耐久性和平稳性。随着柴油机平均有效压 力和转速的提高，配气机构零件所承受的机械负荷、热负荷、摩擦磨损以及振动 噪音急剧增加，为了保证柴油机具有良好的性能和寿命，对配气机构提出了更高 的要求【l 2 1 。配气机构设计中，由于柴油机总体布置的需要和限制，配气机构零 件的设计有一定的限制，唯独配气凸轮型线的设计比较灵活。因此配气凸轮型线 的设计成为研究的重点，也是解决配气机构性能的关键。现今对发动机的设计， 一方面希望气门加速度较大，以使气门迅速的开、关，从而达到最好的换气效果 以提高动力性和经济型；另一方面，希望载荷保持相对较小，以减小加速度，从 而减少振动和噪声，并延长使用寿命。二者互为矛盾，给配气机构带来困难，因 此，需要对配气机构精心设计。 1 2 配气机构的发展状况 目前发动机的配气机构几乎都是通过凸轮机构驱动气门开启和闭合，气门按 照凸轮的运动规律工作。不同的发动机的配气机构组成部件也不尽相同，但大多 传统的配气机构可分为凸轮下置式、凸轮中置式和凸轮上置式配气机构。这三种 类型的配气机构主要区别是凸轮轴安装的位置不同，凸轮下置式配气机构的凸轮 轴离曲轴近，可用一对齿轮传动，但配气机构部件多，传动链长，整个机构的刚 度差；而凸轮轴上置式配气机构的凸轮轴安装在气缸盖上，传动链很短，整个机 构刚度很大，适合高速发动机【3 】。传统的配气机构结构简单，组成部件包括挺柱、 推杆、摇臂、气门弹簧、气门和凸轮轴等，设计与相应机型配套的配气机构时， 往往通过优化设计凸轮的型线来提高发动机的充气效率。但是由于传统的配气机 构工作中的运动规律已被凸轮形状控制，所以设计配气机构时只能提高某些转速 下的充气效率，不能使发动机整个转速范围内的充气效率达到最优化。 第一章绪论 在现代发动机配气机构设计中，设计人员通过各种技术来提高发动机的充气 效率，主要有以下几种： 多气门技术。一般采用顶置凸轮驱动方式，如双项置凸轮轴驱动4 气门， 这样除了充气效率得到提高外，还可以将火花塞或喷油器布置在中央，有利于提 高压缩比和改善混合气形成质量，并且可减轻气门系统的运动零部件质量，适应 高速运转要求【4 】。促进内燃机多气门技术广泛应用的原因有：有关自动化设计计 算技术方面取得新成就；制造和加工工艺水平的提高；计算机控制技术的迅速发 展，可以充分发挥多气门配气方案的优越性，保证内燃机在整个复合和速度范围 内形成最佳混合气，并适时适度送入气缸等。多气门内燃机提高了内燃机的功率， 降低了燃油消耗减少了排污，具有两气门内燃机无法比拟的优越性，是内燃机发 展的必然趋势。 可变气门定时配气系统。目的是根据发动机的运转工况相应地调整气门驱 动机构，从而达到理想的气门正时和升程规律。2 0 世纪9 0 年代，国外对可变气 门技术的研究成为热点，开发出了一系列基于凸轮轴的可变气门机构，并且应用 于车用发动机【5 】。通过这套机构对配气过程的调节和控制，低、中转速时，活塞 运动速度低，气流动力学特性差，因而要求“缩小”相位重叠角，以减少工作混 合气倒流，保证低、中转速时扭矩曲线形状较好，可显著地降低燃油消耗率；在 高速柴油机中时，活塞运动速度快，气流动力学特性好，因而要求“放大”相位 重叠角，废气排出彻底，进气量充分，可相应增加内燃机扭矩。显然，采用这种 机构可以提高内燃机性能、降低污染、改善怠速性能。目前，市场上销售的可变 气门定时配气系统，大致可分成两种型式：一种是利用凸轮轴和定时齿轮间相对 角位移产生的相位差，使气门配气定时变化的机构，称“可变凸轮相位的配气机 构( v v t ) ；另一种是分别使用具有不同专用轮廓的高速凸轮和低速凸轮的轮廓 变化而使气门配气定时和升程发生变化的机构，称“可变配气定时及气门升程的 配气机构( v v t & w l ) l 6 j 。 无凸轮电液驱动配气机构。特点就是用电液驱动装置取代传统的机械式凸 轮轴来控制气门的运行，其最显著的优点是气门开启时刻的气门升程、开启持续 时间和气门在内燃机各个循环中的开启位置等可以相互独立。因此，在内燃机的 工作过程中，气门的运行参数是可变的，能实现内燃机配气机构在各工况下均能 以最佳参数运行，从而能优化内燃机燃油经济性、改善动力性和降低排放【7 】。 液压挺柱配气机构。实现了无间隙影响，在液压挺柱机构中，气门杆身产 生的热膨胀是由液压机构进行补偿的，所以也大大减少了配气机构的撞击噪声。 第一章绪论 1 3 课题在国内外的发展动态 1 3 1 配气机构动力学研究概况 对于专门用于内燃机的配气凸轮机构的研究，一直是该领域的研究前沿。研 究内容也从最初的单纯的凸轮经验设计，拓展到整个配气机构的运动学与动力学 的综合研究。国外自2 0 世纪6 0 年代起就有许多学者开始进行这方面的深入研究。 相比较而言，国内则起步较迟，大约从1 9 7 3 年起某些科研院所才开始全面研究 凸轮设计与动力学计算等课题。此间复旦大学在凸轮型线设计、程序设计、凸轮 靠模计算等多领域独领风骚，而吉林工业大学则在多质量动力学研究方面有所建 树。随着国外各种配气凸轮设计软件的出现，国内也出现了一些类似的软件。这 些软件无疑在提高设计速度与计算精度上有所提高。但这些程序并没有把优化设 计理论和方法引入进去。另一方面，他们仅从配气机构本身去优化，只在动力学 特性满足的情况下，考虑到丰满系数而不能从整个换气过程的流动损失入手，用 充气效率等整机性能参数去直观评价一台发动机换气性能的好坏。因此，近年来 国外和国内己开始运用内燃机循环工作过程的计算机模拟程序与单纯的配气机 构设计程序相结合，即将包含了系统运动学和动力学计算的配气凸轮设计程序纳 入内燃机整机循环工作过程模拟软件中，形成机构参数设计与内燃机性能指标优 化的全面模拟软件包。显然，这些软件一经成熟，必将成为内燃机配气机构设计 乃至整机性能优化设计的极为有用和有效的工具。整机工作过程的全面模拟显然 在发动机的设计与改进、多种性能的预测、故障诊断、设计参数的优化、寿命与 可靠性的预测等方面显示出巨大的优越性。同时，也将大大减少发动机实验研究 的次数，并且节省人力、物力和综合成本，从而大大提高设计效率和整机性能水 平。最先在进行气门运动规律的计算时，是将配气机构的一长串传动链当作完全 刚性来进行的，因而就只需进行气门运动学计算，在本质上只是一个纯几何问题。 但是随着发动机转速的提高和负荷的增加，传动链的变形影响则越来越明显，这 就需要建立新的计算模型和计算方法，因此便产生了配气机构的动力学计算研究 【1 】 8 - 9 过程中为了能用数学方程式描述机构的运动，需要把实际结构简化为动力 学模型。最早建立的动力学模型是单质量模型，是由w m d u d l e y 1 0 等人对运行 的内燃机配气机构作气门试验时提出的，并在“多项式动力凸轮设计”中被采用。 由于它结构简单，易于计算，且大量实践表明：根据这种模型，采用实测值参数 进行模拟计算的结果与试验结果相当吻合，所以这种模型得到广泛的应用。通过 单质量模型的动力学计算，可以在考虑弹性变形的情况下计算出气门的运动规 律，这比刚性假设下的运动学计算前进了一大步。但是，单质量模型毕竟是一种 第一章绪论 大大简化了的模型，与实际情况仍有较大的出入，而且只能从总体上反映气门运 动的大致规律。人们要进一步了解配气机构各零件的真实运动情况，气门弹簧的 颤振和高次振型时配气机构的异常振动，从而明确机构中的薄弱环节，单质量模 型则无能为力。因而随后出现了多质量动力学模型。根据使用者目的的不同，有 三质量、四质量、五质量，以至更多质量的模型。多质量动力学模型的建立、参 数的确定、方程的求解等虽然较困难，但它可以分析传动链中的各零件的真实运 动规律以及对整个机构的影响，并能计算出气门内、外弹簧圈的大致振动情况， 使模拟值更接近实际情况，故近年来多质量模型的应用远比单质量模型的应用广 泛。为了进一步提高配气机构动力学模拟精度，有人采用变刚度、变摇臂比进行 多质量模型的模拟计算1 。丌。当然其模拟精度又有一定程度的提高，多质量动力 学模型也得到了进一步的发展和完善。 随着有限元技术的日趋成熟，自上世纪8 0 年代以来，便逐渐采用有限元方 法来研究配气机构 1 8 - 2 1 】，它除具有单质量、多质量动力学模型的功能外，还能很 好地模拟气门弹簧的真实运动情况。采用有限元法对配气机构进行动力学分析， 可以得出机构振型、自振频率和气门弹簧的振动，以及整个配气机构的动力学特 性。 科学的迅猛发展，促使了各种交叉学科的产生。分析力学、连续介质力学、 多刚体动力学和结构力学等多学科交叉发展的结果产生了柔性多体系统动力学。 它把多刚体动力学扩展到包含弹性体的多体系统，能够同时考虑弹性体的整体惯 性运动、弹性变形运动及它们之间的相互耦合。用多体系统动力学研究配气机构 的动态响应可以弥补以往各种模型的不足。多体模型可以用数学表达式精确地模 拟配气机构中的连接副，从而能更好的研究机构的脱开和碰撞问题，而且多体模 型可以真实地模拟回转件的运动状况，使摇臂回转问题的研究也变得容易和精 确。多体模型还能解决有限元模型无法解决的机构中的脱离和碰撞问题，使模拟 计算更趋于完善 2 2 - 2 这两种方法不仅复杂，而且还不够成熟。故在应用方面还有待进一步研究和 推广。所以发展和完善配气机构多质量模拟计算方法仍然是近期的研究重点，在 本次设计过程中，仍旧使用多质量模型进行计算。通过参考文献资料，建立适合 所分析机型的多质量模型。针对磨损过程的主要影响因素，参考己提出的分析模 型 2 8 - 3 1 】，提出了落座冲击力的概念，用来分析配气机构运动过程中的动力学状态， 并进而判定其对磨损工况的影响，从而提出改进配气机构的有效措施。 1 3 2 凸轮型线设计方法概况 在凸轮型线设计中，采用最优化技术以来，经历了静态优化设计、动态优化 第一章绪论 设计和系统优化设计三个阶段【3 2 1 。 静态优化设计 在静态优化设计中，将配气机构看作绝对刚体，不考虑它在运动时的弹性变 形。使用该法设计凸轮型线，主要用三项指标来判别其好坏： a 静态充气性能。通常用挺柱升程、丰满系数和时面值来表示，希望此值越 大越好。 b 静态加速度峰值，即挺柱的最大正、负加速度值。其绝对值越小，凸轮轴 的高速动态性能越好。 c 轮廓面最小曲率半径或凸轮与挺柱表面的接触应力。设计凸轮时，应避免 其曲率半径过小，否则会导致接触应力过大，使凸轮出现过早磨损。 用静态优化设计法设计的圆弧凸轮，虽然加速度曲线不连续，配气机构惯性 力有突变，但有较大的时面值。对转速不高的柴油机来说，它所引起的振动和噪 音较小，故在较低转速的柴油机上还有一定的使用价值。但随着柴油机转速的提 高，振动和噪音趋于严重。为解决此问题，人们又用该方法设计了函数凸轮，如 复合正弦凸轮和复合摆线凸轮等，此类凸轮的加速度曲线都是连续的【1 】。但当柴 油机转速进一步提高时，配气机构的弹性变形会引起气门剧烈振动，严重时会破 坏气门的正常工作，产生飞脱和反跳，这不仅加剧了柴油机的振动、噪音和零件 间的磨损，还会使充气性能有所下降。为了解决这些问题，人们提出了动态设计 的方法【3 引。 动态优化设计 在动态优化设计中，考虑弹性变形，把配气机构看作是弹性系统。主要由下 列指标来评价凸轮型线的好坏： a 气门的动态加速度峰值。即根据单质点振动模型或多质点振动模型计算出 的最大正加速度峰值和第一个负加速度峰谷，以及落座后的气门动态响应。 b 动态充气性能。即考虑进排气管压力波动、多缸机中各缸的抢气现象以及 配气相位对充气性能的影响。随着柴油机转速的提高，静态和动态充气性能的差 别越来越大。这主要由两部分因素引起，一是转速提高后，吸气过程缩短，进、 排气管压力波的动态效应增大；另一方面气门会发生飞脱和反跳，破坏了正常的 静态充气性能。 c 挺柱与凸轮表面的动力润滑磨损情况以及气门头部的磨损情况。 用动态优化设计方法设计的凸轮有多项动力凸轮、正弦抛物线凸轮、n 次谐 波凸轮等 1 】。多项动力凸轮只从弹性变形的角度出发设计凸轮外形，并未考虑配 气机构的弹性振动，故没有从根本上解决配气系统的振动等问题。 谐波凸轮从振动理论出发，先计算配气机构的自振频率，然后按照给定条件 第章绪论 设计谐波凸轮，这种凸轮在理论上引起的振动最小，被认为具有良好的工作平稳 性。但设计时调整工作盘大，特别是难以调整负加速度段的波动，且这种凸轮在 缓冲段和工作段连接处附近有波动。很难做出合理设计，因此限制了它的应用。 动态优化设计虽然考虑了配气机构的弹性变形和振动问题，但仅局限于凸轮 型线的优化。现在己出现针对系统优化的模型【8 1 3 3 - 3 8 1 ，将凸轮型线与配气系统的 动态行为统一考虑。这种模型较为全面地估计了对配气系统的各种要求，达到了 较好的效果。 系统动力学优化设计 系统动力学优化设计就是将配气凸轮型线与配气机构动态参数( 刚度和质量) 统一考虑在内，进行凸轮型线的优化设计 3 9 - 4 5 】。配气凸轮型线、凸轮转速和配气 机构参数之间有一个最优化匹配关系，其中凸轮型线正加速度的宽度对配气机构 的振动强度影响很大。因为激励的能量主要从正加速度传给整个配气机构，所以 凸轮正加速度的形状和宽度对凸轮激励特性具有决定性意义【3 6 1 。 一般系统动力学方法是将配气机构简化为单质量或多质量模型，得出系统运 动质量的微分方程，但一般不能得出解的表达式，无法对解的形态和特性进行分 析。 有学者提出用摄动法研究配气机构动力学，可推出动态气门升程、速度和加 速度函数的近似表达式，不仅使解的速度大大加快，而且可掌握解的特征，便于 进行分析和改进【4 6 1 。但摄动法只适合于整体式函数凸轮，对组合式函数凸轮与气 门落座后缓冲段情况计算误差较大：另外无法精确考虑缓冲段的影响，因此气门 落座时计算误差较大，无法准确判断气门是否反跳。 1 4 本论文的主要研究内容 随着柴油机平均有效压力和转速的提高，配气机构零件所承受的机械负荷、 热负荷、摩擦磨损以及振动噪音急剧增加，为了保证柴油机具有良好的性能和寿 命，对配气机构提出了更高的要求。配气机构设计中，由于柴油机总体布置的需 要和限制，配气机构零件的设计有一定的限制，唯独配气凸轮型线的设计比较灵 活。因此配气凸轮型线的设计成为研究的重点，也是解决配气机构性能的关键。 本论文以某国产柴油机下置式配气机构为研究对象，进行动力学分析，然后 提出凸轮型线改进方案，在保证充气性能的同时，降低了气门运动速度、加速度、 气门座所受冲击力、凸轮挺柱接触应力。从而减低了配气机构对整机的振动激励， 也提高了配气机构工作的可靠性和平稳性。主要进行以下几方面的工作： 在a 、_ r l e x c i t e t d 软件中，输入原凸轮升程表，拟合成升程曲线，然后进 第一章绪论 行运动学特性分析。原凸轮加速度曲线已不能保证连续光滑，进气门在最大正加 速度处有加速度曲线突变，排气门在负加速度段有加速度曲线突变，会引起发动 机噪声加大、凸轮磨损加剧、降低发动机性能。根据原发动机凸轮特征参数，可 利用a v l e x c i t e t d 软件凸轮设计优化功能，对原机凸轮进行优化，设计出多项 动力凸轮和分段函数凸轮。新设计出的凸轮型线，改善了凸轮挺柱间的接触应力 和油膜润滑效果，提高了配气机构的可靠性。 利用p r o e 软件建立配气机构各零件的三维模型，输入密度值求取其质量； 将各零件的三维模型导入有限元前处理软件p a t r a n 中，进行网格划分，施加约束 和恒力，提交有限元软件n a s t r a n 进行计算，根据受力点的变形求取刚度参数； 在a v l e x c i t e t d 软件中建立配气机构多质量模型，输入上述计算所得参数，分 别使用原凸轮、多项动力凸轮和分段函数凸轮，进行动力学特性对比。详细分析 了不同凸轮型线对气门运动规律，气门落座力，凸轮与挺柱接触应力等主要参数 的影响。凸轮型线有缓冲段和工作段组成，缓冲段采用等加速一等速型式，可以 灵活的控制气门落座速度。工作段分别采用多项式凸轮型线和分段函数凸轮型 线，多项动力凸轮的多项式幂指数愈高，丰满系数愈大，最大正加速度增大，负 加速度降低。分段函数凸轮组合灵活，平稳性好，可以降低最大加速度，从而降 低凸轮挺柱接触应力。原凸轮导致气门落座速度过快，发生了轻微反跳，改进后 的凸轮型线很好的控制了落座速度，减轻了气门落座力。 研究了气门间隙、气门弹簧刚度、转速三个主要参数变化时对配气机构动 力学特性的影响。气门间隙越大，对配气机构的影响越不利，会导致气门开启点 滞后，气门升程降低，充气效率下降。开启加速度增大导致凸轮受力增大，落座 速度过大导致气门座的快速磨损。气门间隙的选择，要综合考虑配气机构、机体、 缸盖等相关零部件的受热膨胀情况，合理选取，保证配气机构良好的动力学性能。 气门弹簧刚度在一定范围内，并不会影响气门运动规律。因为此时气门始终与摇 臂接触，气门运动规律由凸轮型线决定。但是，气门落座力、凸轮挺柱接触应力 会增加。从而会加快气门座的损坏和凸轮轴的磨损。气门开启和关闭速度，都随 着转速的提高而变大，正、负加速度都随着转速的提高而增大，凸轮挺柱最大接 触应力随转速提高而减小，在柴油机工作转速范围内，进气门运动正常，没有发 生飞脱。气门落座力、凸轮挺柱接触应力都没有超过限值。 第二章配气机构动力学分析的理论基础 第二章配气机构动力学分析的理论基础 配气机构是由凸轮、挺柱、推杆、摇臂、气门、气门弹簧等多个构件组成的 机械系统，每个构件都具有一定质量和弹性，因此在运动过程中会产生一定的弹 性变形。发动机在较低转速下运行时，气门及其他从动件基本上按静态下由凸轮 型线计算出来的运动规律运行，气门弹簧的作用力也能够保证从动件与凸轮的始 终接触。但当发动机转速提升到某一程度时，就需要考虑到系统中各构件受力变 形产生的动力学问题。配气机构中各构件在高频率运行过程中会产生很大的加速 度并且受到一定的动载荷作用，在这种情况下，除气门弹簧外的从动件可以看成 大刚度弹簧，此弹簧会在不断变化的惯性力作用下吸收和释放能量，从而产生一 定的从动件振动。另外，当气门弹簧变形力不足以克服从动件惯性力时，就会发 生从动件和凸轮的脱离，从而导致气门不按照设计运动曲线运行。 配气机构中每个构件都是连续体，但可离散为有限个集中参数来代替实际系 统。在进行动力学分析时，可以把构件都简化为等效集中质量和等效弹簧，这样 就可使用振动力学中的集中质量一弹簧的振动模型的进行分析了。这种模型中每 个集中质量仅用一个自由度来描述，关于每个集中质量可建立一个动力微分方 程，因此这种模型仅适用于具有简单的运动关系的实际机构。 一般的配气机构可简化为只有一个集中质量的单自由度模型和具有多个集 中质量的多自由度模型，理论上多自由度模型能更精确地表达实际系统，但系统 自由度越多，需要确定的系统参数就越多，在实际分析中，系统参数的确定往往 是十分复杂的，这说明有时多自由度模型并不比单自由度模型更准确，文献 4 7 证明只要用固有频率等于实际系统的一阶固有频率的单自由度模型来表示凸轮 从动件机构，其精度已足够了【4 8 】【4 9 】。 a v l 公司的e x c i t e t d 软件就是一款基于多自由度模型的动力学分析软件， 本章主要介绍单自由度和多自由度模型的动力学微分方程及配气机构动力学分 析特征参数计算方法，为以后的建模计算做好理论准备。 2 1 单质量模型 按照此方法，配气机构被简化为了如图2 1 所示的单质量系统振动模型，气 门及其他从动件被等效为一个拥有集中质量单自由度物块( 可视为质点) ，而所 有从动件在运动中的变形被表示为具有一定刚度和阻尼的弹簧，气门弹簧则单独 第二章配气机构动力学分析的理论基础 被简化为一个无质量的弹簧，而它的质量则被归入集中质量，两个弹簧的另一端 分别被固定和受凸轮型线控制。 正如图2 1 所示，集中质量的运动受凸轮运动控制，但此图中所示凸轮并非 真正凸轮，而是将配气机构当作完全刚性时的气门升程，可看作等效凸轮升程。 所以要想得到集中质量运动规律y ( a ) ，需要首先求出等效凸轮升程x 关于凸轮转 角口的运动规律，x 的位移函数可用式( 2 1 ) 表示： 式中 x ( a ) = ，办( 口) 一x o ，为摇臂比，为气f - j n 隙，j i l ( 口) 为挺柱升程函数 y 图2 - 1 配气机构单质量模型 根据牛顿第二定律，集中质量的受力和运动关系表达为 ( 2 1 ) f ：m a ：m 粤：m 国2 磐( 2 2 ) d t d 口 式中，为质点所受合力，m 为质点的集中质量，口为质点加速度，y 为 质点位移，0 3 为凸轮旋转角速度，口为凸轮转角。 质点所受的合力包括如下几种力： 配气机构的弹性恢复力( 从动件等效弹簧的弹性力) ，可表示为k j ； 式中，k 为从动件等效弹簧的弹簧刚度； ，代表弹簧变形量，因为从动件受拉时会脱开，没有弹性恢复力， 所以，可以用分段函数表示： 第二章配气机构动力学分析的理论基础 d = 髀0 叫 xx 颤( a 怎裟0 。 ( 2 - 3 )2 i z j ， l ，) 一y ) 、 。 气门弹簧的弹力k y ( a ) ，式中k 为气门弹簧刚度； 气门弹簧预紧力f o ； 气缸内和气道之间的压差造成的气体对气门作用力c 似) ， 时可不考虑； 内阻尼力c 彩j v ； 式中，c 为阻尼系数 计算进气门 ( 2 4 ) 外阻尼力c ，缈垩； 将以上各力代入式( 3 2 ) 中可得 d 2y k r。cr c d y 万2mo)2daj + 而j v 一面。瓦d 2 m v m a ( 2 。5 ) k f o + c ( 口) m o ) 2y 一瓦争一 式( 2 5 ) 是一个关于未知函数y ) 的二阶常微分方程，通过解此方程可以得 到气门升程函数y ( a ) ，其中微分方程的初始条件为在气门打开瞬间，气门位移 和气门速度均为零，如式( 2 6 ) 。 j ，：掣：0 ( 2 - 0 7 ) ，= 二= i z ) 2 2 多质量模型 在建立多质量模型时，可以根据需要把挺柱一推杆一摇臂一气门传动链简化 为多个集中质量，气门弹簧也用多个集中质量代替。国内外使用此方法研究的文 献中建立了各种各样不同集中质量个数的配气机构动力学模型，本论文结合文献 5 2 】 5 3 5 4 】中的分析方法，建立了五个集中质量的配气机构模型，但未考虑气门 第二章配气机构动力学分析的理论基础 弹簧质量分布的影响，只把气门弹簧简化为了理想振动弹簧和集中质量。 本节中所建立柴油机进气配气机构多质量模型如图2 2 所示。由示意图可以 看出，凸轮和挺柱之间用一个弹簧阻尼单元连接，弹簧阻尼单元与挺柱是单向连 接的，来表示凸轮和挺柱之间不能传递拉力。挺柱、推杆被简化成为作用在两端 的集中质量，分别归入m ，、m 。和m 。：中，并用弹簧单元k ，和疋来表示它们 的刚度，用阻尼单元c 。和c 。表示它们的结构阻尼。摇臂被简化成为作用在两端 和支点上的集中质量，两端集中质量分别为m 。和m 。，支点上的集中质量没有 影响所以不予考虑，而摇臂的刚度和阻尼分别用k 。和g 表示。摇臂和气门用一 个单向接触的气门弹簧单元来连接，并且摇臂和气门之间预留了一定的气门间隙 只。气门用集中质量肘。表示，分别通过弹簧k v 、k 。和k ，与摇臂、弹簧底座 和气门座连接，其中与摇臂、气门座的连接方式为单向连接。另外，在集中质量 m m 。和m 。处分别加入了三个阻尼单元c 。c e 和c ，来表示系统的摩擦 阻尼。 图2 - 2 配气机构多质量模型 在此多质量模型中有五个集中质量，所以可以建立五个动力学微分方程，然 后联立求解微分方程组。由于此模型模拟的配气机构在运动中会出现构件脱离等 状况，所以首先需要列出不同状况下各个集中质量的动力学方程。 当凸轮和挺柱脱开时，关于m p 的方程为 m p 曼，+ c p ( 文，一文。) + k p ( x p x 。) + c p 2 p = 0 ( 2 7 ) 第二章配气机构动力学分析的理论基础 当凸轮和挺柱接触时，关于肘，的方程为 m p 戈p + c p ( j j p 一戈a ) + k p ( x p x o ) + c p i c p ( 2 8 ) + c 。( 克p j ) + k 。( x p s ) = 0 关于m 。的方程为 m 口艺+ q ( 屯一) + k p ( z 4 一工p ) ( 2 9 ) + c a ( k 。一x b 2 ) + k o ( x 。一x 6 2 ) = 0 关于m 。：的方程为 m 6 2 托2 + e ( 屯2 一j 。) + e ( x b 2 一x 。) ( 2 1 0 ) + r c b ( r 受6 2 一丈6 1 ) + r k 6 ( r x 6 2 一x b l ) = 0 式中，r 为摇臂比 当摇臂和气门不接触时，关于m 。的方程为 m 扪觉扪+ c 6 ( 爻6 l 一力吃2 ) + 瓦( l 一掰6 2 ) + c 6 屯l = 0 ( 2 - 1 1 ) 当摇臂和气门接触时，关于m 。的方程为 m 赢+ c 6 b l 一+ m 6 1 一腻6 2 ) + c 6 孟6 1 ( 2 1 2 ) + e ( 屯l 一式) 4 - k ，( x b l 一( x v + p o ) ) = 0 当气门与摇臂和气门座都不接触时，关于m 。的方程为 m ，j ，+ c 。支，+ k 。x v + o + c v j ，= 0 ( 2 - 1 3 ) 式中，o 为弹簧预紧力和气缸压力等外力 当气门与气门座接触而与摇臂脱离时，关于m 。的方程为 m ，夏，+ c 。j ，+ k 。x ，+ n o + c + ，戈，+ c ，戈，+ k ，x ，= 0 当气门与气门座不接触而与摇臂接触时，关于m 。的方程为 m 。式+ c 。支，+ k 。x 。+ n o + c 。，五+ c v ( 文，一九1 ) + k ，( x ，+ p o x 6 i ) = 0 一1 2 一 ( 2 1 4 ) ( 2 1 5 ) 第二章配气机构动力学分析的理论基础 当气门与气门座和摇臂都接触时，关于m 。的方程为 m v 戈v + c m 戈v + k m 毛+ n o + c v y c v + c ( 2 v - 而) ( 2 1 6 ) + k ，( x v - p o x b l ) + c s j o y + k s x 。= 0 由以上十个关于每个集中质量的振动微分方程可组成微分方程组，并且可用 矢量矩阵表示，如公式( 2 1 7 ) ： m i + c 文+ k x = f ( 2 1 7 ) 式中，m 为质量矩阵，c 为阻尼矩阵，k 为刚度矩阵，x 为坐标矢量，i 为 速度矢量，譬为加速度矢量，f 为外力矢量，它们的表达式如下： m 2 c = k= m 口 m 。 m 6 2 m b l c p + c “p + c c 。j i cp c p c 。+ c 口 一c d 肘。 f = 瑚00k p dnk p x - i x2 。o2 l o 一，o 以j x p x 口 x b 2 x b l 工v 。r c , c b 七c “b + c 。j tc ，j l - - c v j 2c i 。+ c 。+ c v j l + cs j2 k p + kc j l k p k p k p + k 4 一k n k 4k n + r 2 k br k b r k bk b + k ，j 2一k v j 2 一k v j lk m + k 。j 2 七k ， 其中，凸轮与挺柱脱开时。= 0 ，接触时d 。= 1 ；摇臂与气门脱开时以= 0 ， 接触时j 2 = 1 ；气门与气门座不接触时- 厂，= 0 ，接触时以= l 2 3 配气机构动力学分析特征参数计算 在各种模型中都需要考虑配气机构的特性参数对其性能的影响。配气机构动 力学分析特性参数有：系统及各构件的刚度，阻尼系数，气门与气门座的冲击力， 赢咱 第二章配气机构动力学分析的理论基础 凸轮与从动件接触应力，气门杆端与摇臂、推杆与气门间隙调节螺栓的赫兹应力 以及凸轮与从动件的润滑等。 刚度系数 配气机构的系