（光学工程专业论文）汽车发动机配气机构的分析设计研究.pdf

重庆大学专业硕士学位论文 中文摘要 摘要 配气机构是内燃机重要的组成部分，它直接关系到内燃机运转的可靠性、振 动和噪声，并影响内燃机的动力性和经济性等基本性能。在配气机构中凸轮型线 和配气相位是其主要的参数。 本文基于a v lt y c o n 建立4 6 5 汽油机发动机的配气机构的运动学和动力学 模型，结合凸轮型线的评价标准，通过分析该凸轮型线的丰满系数、凸轮与挺柱 的接触应力、气门跃度、凸轮曲率半径、以及气门弹簧裕度曲线等情况得到原发 动机配气机构的情况，并根据配气机构评价标准，分析原配气机构的凸轮型线优 劣，采用运动学和动力学凸轮型线的设计方法，对原配气机构凸轮型线进行优化 改进设计，利用a ：儿t y c o n 软件提供的凸轮型线的气门多项动力凸轮 ( p o l y d 忸) 设计方法，设计出一组最佳凸轮型线，使原发动机的配气机构性 能有了很大的提高，优化了发动机的配气凸轮型线。 最后通过a v lb o o s t 建立了整机性能的数值模拟模型，分析了原发动机配 气相位的进、排气提前角对发动机性能的影响，主要从发动机的外特性( 功率、 扭矩) 的方面分析，提出了配气相位的优化方案，并通过a v l b o o s t 进行性能分 析计算与对比，得到了配气机构的最佳配气相位，从而使得原发动机的功率提高 3 2 4 9 l 洲，扭矩提高6 3 5 8 m ，发动机的性能有了很大的改善。 关键词：4 6 5 发动机，配气机构，凸轮型线，配气相位，优化设计 a b s t r a c t r r h ev a l v e 仃咖i sa 1 1 i m p o r t a n tm e c h 越s mo ft 1 1 ei n t 锄“c o m b u s t i o ne n 西n e ， w r h i c hi sd i r e c t l yr e l a t e dt om er e l i a b i l i t yo ft 1 1 ei n t e n l a lc o m b u s t i o ne n 百n eo p e r a t i o n ， v i b r a t i o n ，n o i s e ，a 1 1 da 虢c t st 1 1 ei n t e n l a lc o m b u s t i o ne n 百n ep o w e ra i l de c o n o m ya i l d o m e rb a s i cp r o p e n i e s t h ec 锄s h a rp r o f i l ea i l dv a l v et i n l i n gi st h em a i np a r a m 酏e ri n t h ev a l v e 仃a i nd e s i g n i i lm i sp a p e r ，t l l ek i n e i n a t i c sa i l dd y n 锄i c sm o d e l so nv a l v e 缸痂1o f4 6 5g a s 0 1 i n e e n 百n ea r eb u i l tu p 、) l ，i ma v lt y c o n c o m b i n e dw i t l lt h ee v m a t i o n 硪t 甜ac 锄a n d t l d u g ht 1 1 ea n a l y s i so ft h e 觚1 i l e s sc o e 伍c i e n tt o 廿1 ec 锄，m ec o n t a c tp r e s s i eb e 铆e e n c a ma n dt a p p e t ，v a l v ej e r k ，t 1 1 ec 锄r a d i u so f c u r v a n l l e ，a n dn l ev a l v es p d n gm a 呼n c u r v e ，g e t s 也ev a j v e sp e r f o m a n c e6g i = l r e so ft l l eo r i g i n a le i l 百n e a c c o r d i n gt om e s e e v a l u 撕o n 嘶t 嘶钆m es t r e i l g m sa l l dw e a ：h e s s e so fo r i 咖a lv a l v e 砌n sp e r f - o m a n c ei s a n a l y z e d u s i l l gt 1 1 e1 【i n e m a t i ca n dd y i l 锄i cc a mp r 0 6 1 ed e s i 伊m e t h o dt o 叩t i m i z ea n d i m p r o v em ed e s i g no ft h ec a mp r 0 6 l eo f t h eo r i g i n a lv a l v et r a i n l a s t l y ，u s i n gt 1 1 ed e s i g n m e t l l o d so fp o l y n e p r o v i d e db ya v lt y c o n t od e s i g nas e to fb e s tc a m p r o f i l e a n dt l l eo r i 百n a l e n 百n ev a l v e 缸a i np e r f o m a n c eh a sb e e n 伊e a t l yi m p r o v e d ，s om e e n 百n e sv a l v ec 锄p r o f i l ei s 叩t i m i z e d f i n a l l y ，s 甜i l l gu pt 1 1 eo v e r a l lp e r f o m a i l c eo fn u m e r i c a ls i m u l a 廿o nm o d e lb ya v l b o o s tt oa n a l y z et h ee n 百n ep 幽m a n c ec a u s e db yt h ei n t a k ea n de ) 【h a u s ta d v a n c e d o rd e l a y e da i l g l eo ft h eo r i 百n a lv a l v et i i n i n g m a i l l l y 丘o mm e e n 百n ep o w e r a i l dt o r q u e t oa i l a l y z et h ev a l v e 仇l i na i l dp r o p o s et h eo p t i m a lm e t l l o dt ot h ev a l v et 证i i n g t h r o u 曲 m ec a l c u l a t i o na 1 1 dc o m p 撕s o nb ya v l b 0 0 s t ，g e t t i n gm eb e s tv a l v et i n l i n go fa i l d m a ：b n gm eo d 百n a le n 百n ep o w e ri n c r e a s e d 3 2 4 9 1 ( 、7 吒t o r q u ei n c r e a s e d6 3 5 8 m ，s o t h ee i l g i i l ep e f f o m a n c eh a sb e e n 孕e a t l y i m p r o v e d k e y w o r d s ： 4 6 5e n g i n e ，v et r 刁血，c 锄p r o f i l e ，v a l v e t i m i n g ，o p t i m a ld e s i 弘 i i 重庆大学专业硕士学位论文1 绪论 1绪论 配气机构功能是实现换气过程，即根据气缸的工作次序，定时地开启和关闭 进、排气门，以此保证气缸吸入新鲜空气和排除废气。配气机构是发动机的重要 组成部分，一台发动机的经济性能是否优越，工作是否可靠，噪音与振动能否控 制在较低的限度，常常与其配气机构设计是否合理有密切关系。 设计合理的配气机构应该具有良好的换气性能，进气充分，排气彻底，即具 有较大的时面值、泵气损失小和配气正时恰当。同时，配气机构还应具有良好的 动力性能，工作时运动平稳，振动和噪音较小，不发生强烈的冲击磨损等现象， 这就要求配气机构的从动件具有良好的运动加速度变化规律，以及合适的正、负 加速度值。内燃机配气凸轮机构是由凸轮轴驱动的，配气机构的这些性能指标很 大程度上取决于配气凸轮的结构和配气相位的选择。 1 1 配气机构的新发展 1 1 1 顶置凸轮轴技术 目前车用发动机的凸轮轴安装位置有下置、中置、顶置三种形式。轿车发动 机由于转速较快，每分钟转速可达5 0 0 0 转以上，为保证进、排气效率，一般采用 顶置式气门装置( 进气门和排气门倒挂的形式) 。 项置式凸轮轴主要有三种结构形式，其简图如图1 1 所示。图1 1 ( a ) 是凸轮直 接驱动气门式( 又称直动式) ，图1 1 ( b ) 为摆臂式，图1 1 ( c ) 为摇臂式。直动式机 构运动零件少，并且结构简单，其气门运动规律与凸轮驱动平底挺柱配气机构的 运动原理相同，摆臂式和摇臂式结构是将凸轮的作用通过摆臂和摇臂传给气门， 摆臂和摇臂同时不起到放大凸轮升程的作用，故而这种结构的凸轮升程小于气门 升程，可以较灵活地选择摆臂比或摇臂比，使凸轮型线的升程工作包角调整到比 较合适的状态。 ( a ) 直动式( b )摆臂式( c ) 摇臂式 图1 1 顶置凸轮轴机构类型 f i g 1 1t y p e so f o h cv a l v et r a i n 重庆大学专业硕士学位论文1 绪论 按凸轮轴数目的多少，可分为单顶置凸轮轴和双项置凸轮轴两种。 单项置凸轮轴发动机是在气缸盖上设置一条凸轮轴，对于直列发动机， 直接安置在汽缸盖的上方，而v 型需要安置两条凸轮轴，一侧气缸上各一个。 如下图1 2 所示单顶置凸轮轴配气机构。 l 、2 凸轮轴，3 、4 摇臂，5 、6 进排气门 图1 2 单项置凸轮轴配气机构 f i g 1 2v a l v et r a i no fs i n g l eo v e r h e a dc a m s h a f t 在设计中，单顶置凸轮轴配气机构减少需要往复运动及总质量同等条件 的推杆式发动机的部件，使得配气机构更加紧凑，这一优势在设计多气门发 动机时特别明显。并且它提高了发动机转速，所以在输出相同扭矩情况下提 高了输出功率。 双顶置凸轮轴是在气缸盖内装置两条凸轮轴的气门形式，分别控制进气 门和排气门，根据气缸排列形式，双顶置凸轮轴可以有2 4 条不等的凸轮轴， 目前中高档轿车发动机一般采用多气门及v 型气缸排列，采用双凸轮轴分别 控制进排气门。 1 1 2 多气门技术 多气门发动机是指每一个气缸的气门数目超过两个，即两个进气门和一个排 气门的三气门式；两个进气门和两个排气门的四气门式；三个进气门和两个排气 门的五气门式。目前轿车上的多气门发动机多是四气门式的。四缸发动机有1 6 个 气门，6 气缸发动机有2 4 个气门，8 气缸发动机就有3 2 个气门。例如日本凌志l s 4 0 0 型轿车的发动机就是8 缸3 2 个气门。增加了气门数目就要增加相应的配气机构装 置，构造比较复杂，一般由两支项置式凸轮轴来控制排列在气缸燃烧室中心线两 侧的气门。气门布置在气缸燃烧室中心两侧倾斜的位置上，是为了尽量扩大气门 头的直径，加大气流通过面积，改善换气性能，形成一个火花塞位于中央的紧凑 2 重庆大学专业硕士学位论文 1 绪论 型燃烧室，有利于混合气的迅速燃烧。 多气门发动机具有很明显的优势，如用两个进气门代替单个进气门，流通截 面加大3 0 3 5 以上，可大大提高充气系数；用两个排气门，气缸扫气也将大大 改善；在中低、高转速范围内，四气门发动机扭矩一般比两气门发动机大1 0 ，1 5 ， 高转速范围内大1 0 2 0 。多气门发动机不仅提高了输出功率，而且降低燃油消 耗，减少排污。据分析，4 气门发动机燃油消耗比2 气门燃油消耗低6 8 。另 外，多气门机构容易实现可变技术，改善低速、低负荷性能；布置紧凑，减小运 动件质量，有利于高速化等优点。多气门配气方式技术是未来发动机发展的必然 趋势。 1 1 3 可变气门系统技术 汽车发动机气门正时的机构和技术，也叫连续可变气门正时系统，当今 高性能发动机普遍配备该系统。该系统通过配备的控制及执行系统，对发动 机凸轮的相位或者气门升程进行调节，从而达到优化发动机配气过程的目的。 因为高转速下与低转速下，气门的正时角对发动机经济性和动力的影响 是明显的，高转速下可以充分利用进气惯性而提就进气量和扫气效率，所以 气门早开晚闭，低转速反之，现在的发动机大多有这个技术。 v v t i v v t - i 系统是丰田公司的智能可变气门正时系统的英文缩写。近年来， 基于提高汽车发动机动力性、经济性和降低排污的要求，许多国家和发动机 厂商、科研机构投入了大量的人力、物力进行新技术的研究与开发。目前， 这些新技术和新方法，有的己在内燃机上得到应用，有些正处于发展和完善 阶段，有可能成为未来内燃机技术的发展方向。 丰田v v t i 发动机的e c m 在各种行驶工况下自动搜寻一个对应发动机转 速、进气量、节气门位置和冷却水温度的最佳气门正时，并控制凸轮轴正时 液压控制阀，并通过各个传感器的信号来感知实际气门正时，然后再执行反 馈控制，补偿系统误差，达到最佳气门正时的位置，从而能有效地提高汽车 的功率与性能，尽量减少耗油量和废气排放。 v t e c v t e c 系统全称是可变气门正时和升程电子控制系统，是本田公司在 1 9 8 9 年推出了自行研制的“可变气门正时和气门升程电子控制系统”，英文全 v a r i a b l ev a l v et i m i n ga n dv a l v el i re 1 e c t r o n i cc o n t r 0 1s y s t e m ”，缩写就是 “v t e c ”，是世界上第一个能同时控制气门开闭时间及升程等两种不同情况的 气门控制系统。 v t e c 系统能随发动机转速、负荷、水温等运行参数的变化，而适当 重庆大学专业硕士学位论文l 绪论 地调整配气正时和气门升程，使发动机在高、低速下均能达到最高效率。在 v t e c 系统中，其进气凸轮轴上分别有三个凸轮面，分别顶动摇臂轴上的三 个摇臂，当发动机处于低转速或者低负荷时，三个摇臂之间无任何连接，左 边和右边的摇臂分别顶动两个进气门，使两者具有不同的正时及升程，以形 成挤气作用效果。此时中间的高速摇臂不顶动气门，只是在摇臂轴上做无效 的运动。当转速在不断提高时，发动机的各传感器将监测到的负荷、转速、 车速以及水温等参数送到电脑中，电脑对这些信息进行分析处理。当达到需 要变换为高速模式时，电脑就发出一个信号打开v t e c 电磁阀，使压力机油 进入摇臂轴内顶动活塞，使三只摇臂连接成一体，使两只气门都按高速模式 工作。当发动机转速降低达到气门正时需要再次变换时，电脑再次发出信号， 打开v t e c 电磁阀压力开头，使压力机油泄出，气门再次回到低速工作模式。 普通的发动机在制造出来后，配气相位和气门升程就固定不变了，无 法适应不同转速下发动机对进排气的需求。因此，传统的发动机设计人员在 考虑凸轮轴型线时都采用折衷方案，既要照顾高速也要考虑低速。但是这种 综合考虑的设计方案在某种程度上限制了发动机的性能，已远远不能满足现 在车用发动机的要求。因此，人们希望能够有这样一种发动机，其凸轮型线 能够适应任何转速，不论在高速还是低速都能得到最佳的配气相位。于是， 可变配气相位控制机构应运而生。在可变配气相位控制机构中比较有代表性 的便是本田公司的v t e c 系统。 m i v e c m i v e c全称为“m i t s u b i s h ii n n o v a t i v ev a l v et i m i n ge l e c t r o n i cc o n t r o l s v s t e m ”，中文解释为三菱智能可变气门正时与升程管理系统。 装备m i v e c 系统的发动机与普通发动机一样采用每缸四气门，两进两排 的设计，但不同的是它可以控制每缸两个进气门的开闭大小。如在低速行驶 时，m i v e c 系统发出指令此时两个进气门中的其中一个升程很小，这时基本 就相当于一台两气门发动机。由于只有一个进气门工作，吸入的空气不会通 过汽缸中心，所以能产生较强的进气涡流，对于低速行驶，尤其是冷车怠速 条件下能增大燃烧速率，使燃烧更充分从而也大大提高了经济性。在我们日 常行车中，经常会遇到这种情况，比如堵车时，这时装备了m i v e c 系统的发 动机比普通发动机能节省不少的燃料。 而另一种情况就是当我们需要加速或高转速行驶时，这时m i v e c 系统会 让两个进气门同时以同样的最大升程开启，这时的进气效率能显著提高，令 发动机在高转速运转时能有充足的储备。 当然m i v e c 并不是只有这两种可变的工作状态，它可以根据各传感器传 4 重庆大学专业硕士学位论文1 绪论 来的发动机工况信号来适时调整最合理的配气正时，总而言之m i v e c 可以令 发动机时刻处在最佳燃烧状态。 1 1 4t s i 技术 大众的t s i 技术( t w i nc h a r g e rs t r a t i f i e di n j e c t i o n ) 指双增压( 涡轮和机 械增压) 分层喷射技术。涡轮增压的原理是利用发动机排出的废气惯性冲力 来推动涡轮室内的涡轮，涡轮又带动同轴的叶轮，叶轮压送由空气滤清器管 道送来的空气，使之增压进入汽缸，空气的压力和密度增大可以燃烧更多的 燃料，发动机的输出功率就得到了较大的提升。增压带来的好处是“既让马儿 跑得快，又让马儿吃得少”，通常情况下加装涡轮增压器以后的发动机功率和 扭矩要提高2 0 4 0 ，但废气涡轮在结构简单，性能突出的背后也有它的弊 端，由于叶轮的惯性作用对油门的突然变化反应迟缓，在急加速的情况下， 会有短暂的发动机“不出力”的现象。此外，废气涡轮依靠发动机油散热，工 作时过高的温度和超过每分钟3 0 0 0 0 次的转速都会让涡轮增压器在保养或使 用不当时成为易损部件。涡轮增压发动机在较低和较高转速时都有一个动力 的空挡，为了进一步提高发动机的效率，增加一个机械增压装置，并让它在 低转速时加大进气压力。而涡轮增压器的尺寸可以再增大一些，去弥补高转 速时的动力空挡，从而达到一个从低到高转速的全段优异动力表现。 1 1 5 无凸轮电液驱动技术 目前出现了无凸轮电液驱动配气机构的发动机，该发动机可以有效地提 高发动机的燃油经济性和降低有害排放物，它的特点是用电液驱动装置取代 传统的机械式凸轮轴控制气门的运行，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发动机各个循环中的开启位置等可以相互独 立。因此，采用这种装置的发动机配气机构具有以下一些特别的优点： 简化了发动机的结构，减小了重量和高度，使得发动机结构更为紧凑， 同时，增大了气门布置的灵活性，使得气门不再必须布置在与凸轮轴中心线 相垂直的平面内，实现了气门设计的柔性化，因而能使换气过程与燃烧室匹 配得更好。 能单独、灵活、精确地控制气门的运行。气门运行参数包括气门定时、 气门开启持续时间、气门升程和气门运行速度以及工作频率。控制气门的定 时、开启持续时间、升程，除了能使换气过程更加完善，优化发动机的工作 性能外，还有助于实现新概念的燃烧方式。例如，目前实现h c c i 燃烧方式 的一个重要途径就是利用适当的内部e g r 率，这就可以通过控制排气门的 定时来提供所需的内部e g r 率。控制气门运行速度，既可以减少磨损和冲 击噪声，又有助于缸内气流运动形式的实现。 重庆大学专业硕士学位论文1 绪论 可以通过改变气门定时来改变多燃料发动机的有效压缩比，以适应不 同燃料的要求。 1 2 配气机构凸轮型线设计技术 在凸轮型线的设计方面，大致经历了静态设计、动态设计、系统优化设计三 个阶段。 静态设计 在设计凸轮时，将配气机构看成绝对刚体，不考虑运动时的弹性变形，最初 使用圆弧凸轮，其型线简单，挺柱的位移和速度曲线连续，而加速度曲线不连续， 配气机构惯性力有突变。在内燃机转速不高时，它所引起的振动和噪声较小，所 以圆弧凸轮在内燃机曾得到广泛应用。但随着内燃机转速的增高，它的振动和噪 声愈来愈大。人们又设计了位移、速度和加速度都连续的函数凸轮，即低次方凸 轮、高次方凸轮、复合正弦凸轮、复合摆线凸轮等。函数凸轮在一定程度上减小 了配气机构的振动和噪声。但当内燃机转速再提高时，振动和噪声仍然较大，这 说明函数凸轮仍未解决实际问题。在4 0 年代末和5 0 年代初，有人在运转的发动 机配气机构上做气门运动试验时发现，气门的运动规律并不与凸轮所控制的挺柱 运动规律相同，有时相差很大。因此，将配气机构看成绝对刚体的静态设计观点 显然不合理，于是就提出了动态设计的方法。 动态设计 发动机配气机构是个弹性振动体，因此，除了按照凸轮型线控制的运动外， 还会发生弹性振动。为了研究和校核配气机构的振动状况，可以把配气机构简化 成简单的单质量振动模型，或较为复杂的多质量振动模型。如果物理模型参数选 得适当，计算结果与实验结果非常接近。但这种计算是校核性的，只是在凸轮型 线设计完成后才校核发动机的振动状况。如果振动小，这个凸轮型线可以采用； 不过振动超过允许值，则需要重新设计凸轮，直至满足要求为止。 所有这些动态设计，虽然考虑了配气机构的特性变形和振动问题，但只是单 纯地设计凸轮，没有从整个配气机构运动状况出发，所以具有一定的局限性。 系统优化设计 系统优化设计就是将配气凸轮型线与配气机构动态参数( 刚度与质量) 统一 考虑在内，进行凸轮型线的优化设计。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。为了设计出运动平稳的配气机构，需要求出配气机 构各参数之间的最优化匹配关系。由于系统优化设计方法将配气凸轮型线与配气 机构动态参数统一考虑在内，进行凸轮型线的优化设计，因而所设计的凸轮能够 满足凸轮设计指标的所有要求，是一种实用而先进的凸轮型线设计方法。 6 重庆大学专业硕士学位论文1 绪论 1 3 本文的研究对象及主要内容 本文以4 6 5 型发动机配气机构为研究对象，其发动机主要性能指标和结构参 数如表1 1 所示： 表1 14 6 5 发动机主要性能指标和结构参数 t a b l e 1 1t h ek e yp e r f 6 m a n c ei n d i c a t o r sa n ds 咖c t u r a lp a r 砌e t e r so f4 6 5e n g i n e 参数名称参数描述 型式 排量 额定转速 功率 升功率 最大扭矩 升扭矩 四缸、四冲程、直列斜置、凸轮轴项置、 电子控制点火、电控燃油喷射式活塞汽油机 9 7 0 i i l l 5 0 0 m 触 4 7 5 k w 5 0 0 0 r m i n 4 9 k 、几 7 4 3 0 0 0 r 抽i 1 1 7 6 3 进气阀开：上止点前1 4 。c a ；进气阀闭：下 配气相位止点后5 2 。c a ：排气阀开：下止点前5 0 。c a ； 排气阀闭：上止点后1 2 。c a ；气门重叠角： 2 6 。c a 本文主要研究内容如下： 应用a v l t y c o n 对配气机构进行运动学和动力学建模，并且进行模拟计 算，分析4 6 5 发动机在原凸轮型线下配气机构的运动学、动力学性能。 对原凸轮型线进行优化改进设计，得到一组最优凸轮型线，并且利用动力 学模型对新设计的凸轮型线进行验证。 在最佳凸轮型线下建立原配气机构的a v lb o o s t 模型，通过发动机的外 特性( 功率和扭矩) 对原发动机的配气相位进行优化，得到一组最佳的配气相位。 1 4 本章小结 介绍了配气机构在发动机中的重要作用。 介绍了目前发动机配气机构的新发展和技术现状。 了解目前配气机构的模拟分析技术。 指出了本文的研究对象和工作内容。 重庆大学专业硕士学位论文 2 配气机构模型建立及计算分析 2 配气机构模型建立及计算分析 2 1a v l t y c o n 软件介绍 a v lt y c o n 是a v l 软件中一款对发动机配气机构设计的专用软件，该软件 具有4 中功能，可以进行配气凸轮型线设计、配气机构动力学分析，正时传动系 和齿轮系的动力学分析及优化设计，本文主要介绍a v l t y c o n 软件的凸轮型线 设计及配气机构动力学分析。 凸轮型线设计 t y c o n 软件的凸轮型线设计功能，在设计初级阶段，主要用于新的凸型线的 生成，然后将型线导入到动力学模型中，对配气机构进行动态模拟，做出动力学 的评价，根据动力学的结果又可以反过来修改凸轮型线，通过不断修改调整，以 达到优化配气机构的目的。 配气机构动力学分析 通过对t y c o n 建立的动力学模型进行配气机构的动力学计算分析，可以获 得可靠的结果以及良好的动力学性能。能够对单阀系的凸轮型线设计提供有效合 理地支持，并对整个配气机构的动态仿真提供合理的布置和设计。不仅可以满足 动力学特性的要求，还能够提高配气机构的稳定性，降低振动、噪声以及磨损。 2 2 配气机构优化设计模型 2 2 1 单质量模型 单质量模型把气门的运动用一个集中质量m 的运动来描述( 这里m 包含气门 质量以及其他换算到气门处的质量) ，由气门杆到凸轮轴的刚度作为系统刚度，零 部件各阻尼之和作为系统阻尼，如图2 1 所示。单质量模型的优点在于结构简单， 待定参数少，易于计算，且大量实践表明：根据该种模型，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。但是，单 质量模型毕竟是一种大大简化了的模型，只能从总体上反映气门运动的大致规律， 且当量质量集中配气机构所有零部件质量，与实际情况不符，不能描述配气机构 各零件的真实运动情况。 重庆大学专业硕士学位论文2 配气机构模型建立及计算分析 图2 1 配气机构单质量模型 f i g 2 1o n em a s sd y n a n l i cm o d e lo f v a l v e 臼? a i l l 2 2 2 二质量模型 如图2 2 所示，二质量模型是在单质量模型基础上，将气门与集中质量分离。 质量m 1 与凸轮之间刚度仍然是实测的系统刚度，与单质量模型系统刚度相同。质 量m 1 与气门质量m 2 之间刚度是气门杆刚度，气门杆形状规则，其刚度可由计算 得到。因此，二质量模型参数与单质量模型同样可由试验测定。 一 图2 2 配气机构二质量模型 f i g 2 2t w 0m a s sd y n a m i cm o d e lo fv a l v en 蛐 9 重庆大学专业硕士学位论文 2 配气机构模型建立及计算分析 2 2 3 多质量模型 为了正确的反应配气机构各部件的变形及阻尼，研究各个部件的运动规律和 应力状态，通常采用集中质量和集中刚度的方法将该配气简化为具有有限自由度 的等效力学系统，这就是配气机构的多质量动力学模型。如下图2 3 所示，多质量 动力学模型用多个集中质量分别代替配气机构中的推杆、挺柱、摇臂、气门及内、 外气门弹簧。 气 l ll 己 图2 3 配气机构多质量模型 f i g 2 3m u l t i - m a s sd y n a l i cm o d e lo f v a l v e 仃a i l l 2 2 4 有限元模型 随着有限元技术的不断发展和成熟，有限元模型可以对发动机的配气机构进 行动力学方面的分析，通过分析可以得到配气机构零件的白振频率和振型，及整 个机构的动力学特性。配气机构有限元模型的优点在于能够计算出配气机构各个 零件的位移、速度、加速度及零件的接触应力和变形。考虑气门振动情况，使用 有限元模型进行配气机构的计算和分析对于气门振动导致的使用寿命和可靠性的 研究有很大的帮助。 2 3 配气机构模型的建立 4 6 5 发动机的结构特点为直列四缸、四冲程、每缸2 气门、单顶置凸轮轴， 1 0 重庆大学专业硕士学位论文 2 配气机构模型建立及计算分析 其机构特点如下图2 4 所示。 图2 44 6 5 发动机配气机构简图 f i g 2 4d i a 野l n lo fe n g i l l ev a l v e 仃a i l l 根据4 6 5 发动机配气机构的结构简图，建立该发动机配气机构的近、排气配 气机构部分的运动学和动力学的a v lt y c o n 模型如下图2 5 和图2 6 所示。 图2 54 6 5 发动机配气机构进气部分的运动学模型 f i g 2 5h t a k ek i i l 锄a t i c sm o d e lo f 4 6 5e n g i i l ev a l v e 舰i n 重庆大学专业硕士学位论文 2 配气机构模型建立及计算分析 图2 64 6 5 发动机配气机构进气部分的动力学模型 f i g 2 6i i l t a k ed y n a m i c sm o d e lo f 4 6 5e 1 1 9 i 1 1 e 1 v e 仃a i n 由图2 5 和图2 6 可以看出，运动学模型由6 个单元组成，主要包括凸轮，摇 臂，摇臂固定单元，气门单元( 气门杆、气门座，气门弹簧和气门弹簧锁夹) 。动 力学模型由1 0 个单元组成，除了包含运动学单元，还包括凸轮轴旋转单元，凸轮 轴径向支撑单元，凸轮轴模块单元，及相位单元。图中各个模块所表示的含义如 下表2 1 所示。 表2 1 模块单元的含义说明 ：! 堡! ! ! ：! ：! ! 皇曼翌曼垦里垫塞里! 曼! 曼里! 呈望堡里旦鱼里! 模块单元功能说明 割气门杆 二e ；= ；= jl7 、jj 1 r r 二乏j 气门弹簧 窒垂坠_ 凸轮单元 ：艘k 臂 二坐到气门阀面 黎斌6 描述气门杆质量( 包括弹簧锁夹) 、刚度等 弹簧质量、刚度、阻尼、预紧力 输入或输出极坐标或工具坐标凸轮型线 描述摇臂质量、刚度、几何等 描述气门阀面质量、刚度、气门间隙、阻尼等 凸轮轴模块单元描述凸轮轴质量、刚度等 鋈鲻相位单元 i j i 豸i 爹 凸轮轴径向支撑单元 鎏鎏耋篓剽凸轮轴旋转单元 j 鬻” 1 0 兰翌! ! 互：j 摇臂支撑轴承单元 控制配气相位 支撑凸轮轴 旋转激励 支撑摇臂 1 2 重庆大学专业硕士学位论文2 配气机构模型建立及计算分析 2 4 模型参数的设置 2 4 1 气门杆上半身刚度的计算 对于气门单元，可以分成两个集中质量点来考虑：气门杆上半身和气门下阀 面，其结构如下图2 7 所示。气门下阀面当量刚度的计算如下2 4 2 。 图2 7 气门单元计算结构 f i g 2 7t h ec a l c u l a t i o n so fv a l v e 廿a i nu n i t s 根据a v lt y c o n 提供的计算气门杆上半年身刚度计算方法： c ：生( 2 1 ) c = 一 i z 1j l 其中：c 一表示刚度； 卜表示气门杆截面积； l 一表示气门截取部分的长度； e _ 一表示材料的弹性模量； 有限元计算： 对气门杆一端施加拉伸方向的约束，另一端施加拉力f ，得到有限元位移 4 ，其刚度常数= 曩反，计算结果如下图2 8 。 图2 8 气门杆上半身计算刚度 f 喀2 8f e m c a l c u l a t i o no fv a l v es t e m 一誊 蘩蠹。甏蠢嚣霎懿鬃鬟辫黼 重庆大学专业硕士学位论文 2 配气机构模型建立及计算分析 2 4 2 气门下阀面当量刚度的计算 根据a v l t y c o n 提供的阀面刚度计算方法得： 翘五3 。6 2 8 月2 ( 2 5 4 一( 去) 2 ( 1 5 2 一力昙 ( 2 2 ) 上式中，r 为气门盘半径，b 为载荷半径( 气门杆半径) ，h 为气门盘片的厚度， e 为材料的弹性模量。 有限元计算： 在气门下阀面施加对称约束和拉伸方向约束，杆端施加拉力f ，得有限元位移 疋，其刚度常数= e 疋，计算结果如下图2 9 。 h 口- 一f n = 3 - 2 一6h g i d - 3 2 - 1 d 1 l b 1 n i e h 一 1 r 图2 9 气门阀面有限元计算 f i g 2 9f e mc a l c u l a t i o no fv a l v ef a c e 2 4 3 摇臂轴的刚度计算 在a v l t y c o n 运动学计算模型中，采用转换到气门侧的当量刚度进行计算， 计算公式如下： c = c ( 1 + j ) 2 ( 2 3 ) 式中，c7 为气门侧当量刚度； c 为摇臂刚度；i 为摇臂比 对于有限元方法计算摇臂刚度，求解方法比较复杂，其加载方式如图2 1 0 。 相应的有限元分析求解其刚度如下图2 1 1 所示。 捧 多6 ：三三曩 三三圜 黧 图24 摇譬同u 度计算方法 f g2 4c a i c u l a t m 或h o df 。rt h er g 。d l t ya f k r m 图2 1 0 摇臂刚度计算方法 f i g 2 10c a l c u l a t i o nm e m o df o rm er i 西d i 哆o fr o c k e ra h n 1 4 哼擘警 重庆大学专业硕士学位论文2 配气机构模型建立及计算分析 照等葚篡 黧，一一一 譬：，：墨纛薹 图2 1 1 摇臂刚度计算 f i g 2 11 西d 时c a l c u l a t i o no fr o c k e ra m 2 4 4 气门弹簧的参数的计算 在a v l t y c o n 运动学计算模型中，气门弹簧的计算刚度如下： 门4 f 。= 匕( n 胁) ( 2 4 ) o 力a 式中：g 一为铬硅弹簧钢丝剪切模量，7 7 2 0 0 脚2 ： d 一为弹簧钢丝直径，姗；卜为弹簧钢丝中经，姗； 力。一为弹簧的有效圈数； 弹簧的压并高度：曰= ( 刀。一0 5 ( 2 5 ) 式中，刀一为弹簧的总圈数； 安装高度下弹簧的变形为：f 。= 尸。f 。；弹簧的最大工作行程为安装高度 和并圈长度只差，其弹簧的参数数据如下表2 2 所示： 表2 2 气门弹簧参数 1 a b l e 2 2v 矾v es p 血gp a r 锄e t e r s 参盏建誉簧字黼 富壹琵霞弱b 皿嚣5 皿m 安装高麦 援缸_ 曩翌矗墨 茹匿长麦 1 9 j 9 6笼五7 最夫王俸稳 垒刮r 衄m9 蔓8 m 总器数 l o5 ， 番教夔鼓 8蝤 聱簧， 蹙1 5 6 口墨3 l j m 警黉串经 王3 二蛔m2 6 j 珊阻 誉簧钢兰壹经 2 二皿4 3 衄 融度 量力蚤秘母盈3 1 童繇五m 强鬣女 霍5 n2 0 3 招n 掌簧费主 i l 立主要 茁戆 运套掌誉簧鼹5 ，急 王2 ，5 暑 动力掌拳簧蕞置 8 雪矗2 0 j 难! 重庆大学专业硕士学位论文2 配气机构模型建立及计算分析 2 4 5 挺柱的接触刚度 挺柱的接触刚度有两种方法如下： 经验值，在a v l t y c o n 计算模型中，可以直接输入当e 。：0 时， c o = 2 1 0 5 4 1 0 n m m ；当e 硇a x 时，c 。= 0 1 0 2 c o 。 假设挺柱与凸轮之间为赫兹接触，因此可以把它们简化为线接触形式， 利用p a l l n 伊e i l 公式得接触载荷f 和接触变形6 。为： 6 。= 1 3 6 ：9f 0 9 l 0 _ 8( 2 6 ) 式中：l 为挺柱和凸轮的接触宽度，。：l 盟+ 生丛 e 1e 2 e 。，e ：分别为挺柱和凸轮材料的弹性模量； v ，v ：分别为挺住和凸轮材料的泊松常数； 根据刚度的定义，得到挺柱和凸轮之间的有效接触刚度： c ：兰：o 7 9l o 8 96 ：1 1 e ( 2 7 ) d6 c 通过以上公司，即可计算挺柱的刚度。 2 4 6 凸轮轴的刚度 根据a v lt y c o n 模型中凸轮轴刚度的运算方法，凸轮轴可以看作一个简 支梁来进行运算，如图2 1 2 ，并在简支梁上作用一载荷力f 。 图2 1 2 简支梁 f i g 2 1 2s i m p l eb e 锄 通过计算可以得到凸轮轴的弯曲刚度： 3 e i l 一埘t2 1 r 式中，卜为凸轮轴的弹性模量，e = 1 7 2 1 0 5 n m m 2 ； 1 6 ( 2 8 ) 重庆大学专业硕士学位论文2 配气机构模型建立及计算分析 i _ 为凸轮轴的转动惯量，i = 巫g 矗尘； 代入即可计算凸轮轴的弯曲刚度。 2 4 7 气门座的刚度 在a v l t y c o n 中气门座的变形主要为挤压变形，气门座的刚度为： e a c = h 式中e _ 为气门材料的弹性模量； a 一为气门横截面积：a = 署，( d 2 一d 2 ) ： h 一为气门座圈高度。 2 5 配气机构运动学及动力学计算分析 2 5 1 配气机构评价原则 发动机的重要组成部分一配气机构，其性能的好坏严重影响发动机的整体 性能，因此本文从以下几个方面评价配气机构性能的优劣。 较大的丰满系数 气门丰满系数实际是指凸轮型线而言的。理论上气门的升程曲线最好是矩 形，即从开启时刻就达到最大升程，然后一直保持最大升程，到关闭时马上关闭， 气门走一条矩形的轨迹，实际上气门开启关闭是要有一个缓冲渐变的过程的，类 似于抛物线的形状，抛物线的面积除以矩形的面积就是丰满系数。丰满系数越大 说明越接近矩形，充气效率越大，但是丰满系数并不是越大越好，较大的丰满系 数导致配气机构的可靠性和平稳性变差，它只是评价标准的一个指标，一般要求 气门升程丰满系数在0 5 0 6 比较合理。 凸轮型线的丰满系数表达式为： 芒：兰! 竺! 兰竺( 2 9 ) 。 y 一( 口。一口) 式中： 口为气门开启瞬间的凸轮转角；口。为气门关闭时的凸轮转角； y ( 口) 为气门开启口角时的气门升程；少一为气门的最大升程。 凸轮与从动件最大接触应力应满足许用要求 凸轮与从动件之间的摩擦在配气机构的工作过程中是一对很重要的摩擦副， 重庆大学专业硕士学位论文2 配气机构模型建立及计算分析 两者之间的接触应力过大容易导致过早擦伤、磨损、劈裂等故障，影响发动机的 性能，因此，在设计凸轮型线之前，需要校核和计算凸轮与从动件之间的接触应 力，根据凸轮和从动件之间的运动方式，将两者看成不同材料的金属体之间的线 接触，其接触应力的公式如下： 仃。= o 5 6 4 f 尝： 7 生篮上座、 矿 e e 、 ( 2 1 0 ) 式中：仃。为两者之间的接触应力；巨、易为材料的弹性模量；外段为 两者之间在接触点的曲率半径；m 、心为泊松比；f 为两者之间的法向作用力； w 为两者接触线的宽度。 当凸轮和从动件的材料相同，即“= 鲍= o 3 时，两者之间的最大接触应力为： 一8 厚b a 亿 热已= 器 振动和噪声较小，工作平稳 通过对配气机构的动力学计算，可以验证配气机构是否发生飞脱、落座反跳 等来评价其平稳性，其评价指标有：气门弹簧裕度、正加速度宽度、气门的最大 跃度等。 1 ) 气门弹簧裕度：即弹簧力要保证有一定的余量，否则从动件将从凸轮表面 跳开，但弹簧裕度太大容易产生过多的动态力和过度磨损，驱动功率也较大。一 般要求弹簧裕度： 甥删。 1 1 1 2 ( 2 1 2 ) 式中：c 咖为气门弹簧力；k 。为气门惯性力。 2 ) 凸轮正加速度宽度：当凸轮正加速度宽度越窄，就容易发生共振，因此要 求其与配气机构的自振周期有较好的配合，一般用k 值反映正加速度与机构振动 之间的关系。设计转速下，正加速度脉冲宽度o ( c a m d e 曲要求应满足k 系数： k = 尘l ( 1 2 1 3 ) ( 2 1 3 ) 0 咒m 式中：厶为阀系固有频率( h z ) ； ，z 一为凸轮转速。 重庆大学专业硕士学位论文 2 配气机构模型建立及计算分析 3 1 气门的最大跃度：反映气门运动的平稳性，即气门加速度变化率的最大值， 用弘心值表示，一般要求e 府值低于1 0 0 0 聊州m d 3 ，则气门运动的平稳性较好。 凸轮应有良好的润滑特性 凸轮除了要求具有较小的接触应力，还要求凸轮与挺柱之间有良好的润滑状态， 以此来提高凸轮和摩擦副的寿命与可靠性，凸轮的润滑特性用流体动力学评价特 性r ( 润滑系数) 表示： 札：卫 ( 2 1 4 ) r + 乃 式中：r 为凸轮基圆半径；p 为接触点处凸轮型线的曲率半径；以为挺柱的 升程。 为了便于分析凸轮桃尖处的润滑系数，引入凸轮与平面挺柱的油膜厚度公 式： = ( r + 绋) 式中：为定常数，其它见式2 1 4 。 ( 2 1 5 ) 凸轮桃尖处的润滑系数：当取m = 0 或o 5 时，由式( 2 1 4 ) 、( 2 1 5 ) 可以得