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毕业设计说明书连续可变气门机构的设计摘要连续可变气门技术可实现气门的最大升程、气门开启持续角和配气相位一个或多个参数的的连续可变，对发动机的节能减排具有重要意义。这种机构相较于传统的固定相位的气门技术兼顾了发动机的动力性、经济型和污染排放的控制。本文介绍了一种连续可变气门机构，它可以实现对发动机进气量的控制。这是一种有凸轮轴的电磁液压式的调节机构，可以实现对气门升程的控制，以控制气门开闭的间隙。本文主要设计了该气门机构的执行机构，以达到对气门升程的控制的目的，气门、气门弹簧、凸轮型线等不在本文讨论范围内。本文通过对发动机配气机构的改进设计，实现配气定时的连续可变，主要工作内容包括以下几个方面：1以气门升程变化量调节和气门升程变化量保证独立控制的理论基础上，通过质量守恒定律给出了所设计机构的尺寸数据。2对设计的气门机构，按照质量守恒定律进行可行性分析，验证机构的功能。通过上述工作，设计出连续可变气门机构的执行机构。该控制理论提出解决了电液式调节机构气门落座速度大、响应速度低、电磁阀要求高和能耗高等问题，这对于连续可变配气定时有着重大意义，也为发动机技术性能的研究做出了贡献。关键词：连续可变气门定时，气门升程，液压系统Design of continuously variable valve mechanismAbstractContinuous variable valve technology can realize the biggest lift valve, the valve opening Angle and distribution phase a cargo of multiple parameters of continuous variable，The engine of energy conservation and emissions reduction is of great significance. This mechanism of the valve technology compared to the conventional valve technology takes into account the engine power, economy and pollution emissions control.In this paper, a continuous variable valve mechanism is introduced, which can realize the control of the engine air intake. This is a cam shaft of the electromagnetic hydraulic type regulator, can achieve the valve lift to control, to control valve opening and closing the gap. This paper mainly designs the actuator of the valve mechanism,To achieve the purpose of valve lift control. The valve, valve spring, cam profile etc are not discussed in this paper. In this paper, the improvement of the engine valve mechanism is designed, and the continuous variable of timing of gas distribution is realized, The main contents include the following aspects:First， the size data of the design mechanism are given by the mass conservation law and the change quantity of valve lift and valve lift.Second， to design valve mechanism, according to the law of mass conservation feasibility analysis, verify the function of mechanism.Through the above work, the actuator of variable valve actuator is designed. The control theory is put forward to solve the electro-hydraulic regulating valve seating velocity, low speed, electromagnetic valve requirements of high energy consumption and high response. This is of great significance for the continuous variable gas timing, and also contributed to the research of engine performance.Keywords: continuous variable valve timing, valve lift, hydraulic system目录第一章 绪论11.1课题研究的目的和意义11.2可变配气机构的国内外发展现状21.2.1国外发展现状21.2.2国内发展动态81.3研究内容及目标91.3.1研究目标9第二章 连续可变配气调节机构的组成及工作原理112.1可变气门升程对发动机性能的影响112.2气门升程调节机构的原理与结构132.3气门升程调节机构升程可变的实现142.4该气门调节机构的优点152.5本章小结15第三章 可变配气调节机构的设计163.1液压驱动机构的设计163.1.1柱塞的形状结构设计与挺柱的部分形状结构设计163.1.2挺柱套的外形结构设计和挺柱剩余部分的外形结构设计203.2执行机构所需液压油流量及相关油孔孔径计算223.2.1挺柱液压缸流量及相关油孔孔径的计算223.2.2挺柱套液压缸流量及相关油孔孔径的计算233.2.3剩余油孔孔径计算233.3执行机构剩余部件的尺寸计算253.3.1控制塞、控制塞弹簧的计算253.3.2挺柱套弹簧的计算263.3.3控制凸轮的计算263.4液压泵的选取263.4.1挺柱液压泵选取273.4.2挺柱套液压泵选取273.5本章小结28第四章 全文总结与展望294.1全文总结294.2未来展望29参考文献31致谢33 第页 共 页第一章 绪论 1.1课题研究的目的和意义能源与环境问题是21世纪全球面临的重大挑战。最新公布的数据显示，2008年世界汽车总产量为7310.17万辆，同比增长5.4%，我国汽车产量为889.24万辆，同比增长22.0%1。截至2009年8月底，我国机动车保有量已经达1.8亿辆2，其中轿车保有量达2903万辆。2008年，我国共生产车用发动机约866.68万台，包括632.75万台汽油机和233.36万台柴油机，其中汽油机占73，因此汽油机仍是车用发动机的主要动力来源。美国能源部预测，2020年以后，全球石油需求与常规石油供给之间将出现净缺口，2050年的供需缺口几乎相当于2000年世界石油总产量的两倍。石油能源的供需矛盾将日益加剧，人们将感受到石油供应的日益紧张1。汽车发展了一百多年的历史，传统的活塞式内燃机主要依靠凸轮来驱动气门机构，多年的发展证明，凸轮式的气门驱动机构有着它自身的优势，因此，到目前为止，它仍然被广泛采用在汽车的发动机上。但是，随着能源问题的日益严峻，人们越来越意识到节约能源与环境保护的重要性，人们对汽车的要求也越来越追求低油耗低污染，高效发动机的发展也直接影响着世界的能源与环境。传统的凸轮式发动机多采用的是固定配气相位，它是通过多次的试验，研究不同的配气相位对发动机的影响，然后从中选取一个最佳固定配气相位可以相对兼顾到各种工况，这样的配气相位是一种折中的方案，牺牲了一部分工况的性能因此并不能够在各种工况下达到最佳性能。由于固定配气相位的内燃机的局限性，导致发动机的油耗更大，降低了发动机的经济性，在资源日益匮乏的今日，难以满足低排放等严峻环境和能源问题的考验。连续可变配气定时技术可以在发动机整个工作范围内的转速和负荷下，提供合适的气门开启、关闭时刻或升程，从而改善发动机进、排气性能，较好地满足高转速和低转速、大负荷和小负荷时的动力性、经济性、废气排放的要求。因此，在国外的各大汽车公司，对此技术有着较早的研究，目前也形成了相对成熟的技术，不同种类的成型产品在各种档次的汽车中均有不错的表现。对汽油机而言，利用全可变气门技术有以下优点：1） 降低排放2） 改善部分负荷的燃油经济性103） 改善怠速的稳定性和低速时的平稳性4） 提高发动机的动力性本文的目的是研究一种气门升程连续可变的配气机构，改变气门机构可以有效地控制气门开闭的大小，以控制进入发动机气缸的气体数量，从而提高发动机的动力性和经性，改善发动机的排放性能。1.2可变配气机构的国内外发展现状1.2.1国外发展现状近年来，发动机可变气门正时技术 (VVT，Variable Valve Timing) 被广泛应用于汽车发动机上，发动机采用可变气门正时技术可以提高进气充量，发动机的扭矩和功率可以得到进一步的提高。尤其是近年来混合动力汽车的不断发展，其也能借着这项技术更自由地切换动力模式(如停车怠机)，进一步降低发动机造成的污染。20世纪90年代开始，国外加大对可变气门技术的研究的力度，开发出了一系列基于凸轮轴的可变气门机构，并且应用于汽车发动机，其中可变凸轮轴相位机构应用最广。目前国外高级轿车普遍使用电控可变配气机构，它的功率性, 经济性、安全性、排放性均达到欧洲四号标准。3宝马公司的VANOS与丰田公司的骄傲之作VVT-i 最早解决了这个问题，而最早在可变气门发动机上获得不错表现的当属于日本本田公司于 80 年代末推出 VTEC 发动机。（1）本田 VTEC 系统4,5本田 VTEC 系统“VTEC”为“Variable Valve Timing and Lift Elec-tronic Control System”的缩写，中文意思为“可变气门正时及升程电子控制系统”。VTEC 作为本田公司在1989 年推出的专有技术，它能随发动机转速、负荷及水温等运行参数的变化而适当地调整配气正时和气门升程，使发动机低速时发出大扭矩，在高速时发出高功率。VTEC系统的发动机有中低速用和高速用2组不同的气门驱动凸轮，并可通过电子控制系统的自动操纵，进行自动转换。采用 VTEC 系统，保证了发动机中低速与高速不同的配气相位及进气量的要求，使发动机无论在何速率运转都达到动力性、经济性与低排放的统一和极佳状态。整个 VTEC 系统由发动机电子控制单元 (ECU)控制，ECU 接收发动机各传感器 ( 包括水温、车速、转速及进气压力等 ) 的参数，然后处理参数并输出控制信号，通过电磁阀来调节液压系统，从而根据发动机的转速选择不同的凸轮对气门进行控制，改变气门开启的时间和开启的大小。（2）宝马 VANOS 系统6 宝马 VANOS 系统宝马的 VANOS 系统，即“可变凸轮轴控制系统”（Variable Camshaft Control），是基于一个能够调整进气凸轮轴与曲轴相对位置的调整机构，该技术首次应用于 1992 年 BMW 5 系列搭载的 M50 发动机。VANOS 技术目前的新版本是双 VANOS，即增加了对排气凸轮轴的调整机构。宝马的 VANOS 系统VANOS 系统根据发动机转速和加速踏板位置来操作进气凸轮轴。图1-1 宝马发动机可变气门机构图在发动机转速达到最低时，进气门将随后开启以改善怠速质量及平稳度。发动机处于中等转速时，进气门提前开启以增大扭矩并允许废气在燃烧室中进行再循环从而减少耗油量和废气的排放。最后，当发动机转速很高时，进气门开启将再次延迟，从而发挥出最大功率。（3）丰田 VVT-i 系统7 丰田 VVT-i 系统VVT-i 是丰田独有的领先发动机技术，过去仅装备于丰田的进口原装高档车上。VVT-i 是“VariableValve Timing intelligent”的缩写，意思是“智能可变配气正时”。该系统可对气门正时连续调节，但不能够改变气门的升程。它的工作原理是：当发动机从低速向高速转换时，ECU就自动地将机油压向进气凸轮轴驱动齿轮内的调节机构里，使得内转子相对于齿轮壳体旋转过一定的角度，使凸轮轴在 60的范围内向前或向后旋转，从而改变进气门开启的时刻，从而可以连续调节气门的正时。图1-2 VVT-i可变气门正时示意图（4）丰田 VVTL-i 技术从 VVT-i 到 VVTL-i丰田的 VVTL-i 技术 (Variable Valve Timing & LiftIntelligent)，是在原来的 VVT-i 发动机上的凸轮轴，多了可以切换大小不同角度的凸轮。同时也利用摇臂机置来决定是否顶到大角度或小角度的凸轮，而作到可连续式地改变发动机的正时、重叠时间 ( 重叠相位角 )与两阶段式的升程。VVTL-i 还运用跟 VTEC 一样的方法来根本解决发动机在高转速时所需要更多的气门重叠时间与气门的开关升程深度，而不同的地方在于，摇臂内VVTL-i 是借用油压使一个个销的移动来决定顶到那种尺寸的凸轮。就是这样的方式，VVTL-i 结合了VVT-i 的连续式可变正时与重叠角，与 VTEC 式的凸轮轴切换，可以说是近似完美式的发动机。（5）本田 i-VTEC 系统8 从 VTEC 到 i-VTEC在 VTEC 发明 12 年后的 2001 年，也就是在丰田公司的 VVTL-i 发表之后，VTEC 技术已经受到严厉的挑战，不久，本田公司再次向世界车坛推出了新一代的 VTEC 技术，名为 i-VTEC 系统所谓 i-VTEC 系统，即在现有 VTEC 系统的基础上，增加一个被称为“可变正时控制”VTC（Variabletiming control）的系统，即 i-VTEC=VTEC+VTC。此时，排气阀门的正时与开启的重叠时间是可变的，由 VTC 控制，VTC 机构的导入使发动机在大范围转速内都能有合适的配气相位，使得i-VTEC 也跟 VVTL-i 一样达到近似完美的可变气门发动机。典型的VTC 系统由VTC 作动器、VTC 油压控制阀、各种传感器以及ECU 组成。VTC 作动器和VTC 油压控制阀可根据ECU 的信号产生动作，使进气凸轮轴的相位连续变化。VTC 令气门重叠时间更精确，保证进、排气门最佳重叠时间，可将发动机功率提高20。 图1-3 本田i-VTEC系统工作示意图VTC 机构的导入，使得气门的配气相位能够“智能化”地适应发动机负荷的改变。VTC 在发动机运转过程中配合 VTEC 系统的作用主要运用在 3 个方面。1)最佳怠速 / 稀薄燃烧区域。在此区域内，VTC 系统停止作用，此时气门重叠角最小，由于VTEC 的作用，产生强大的涡流，从而使发动机怠速工作稳定。2)最佳油耗和排气控制区域。在此区域内，VTEC 发挥作用，产生强大的涡流，从而使可燃混合气混合更加均匀，同时 VTC 的作用使气门重叠角加大，将部分废气重新吸入气缸，起到了 EGR 的作用，以此达到最佳油耗和排气控制。3)最佳扭矩控制区域。在此区域内，通过 VTC的控制，以最适当的气门重叠角，同时配合 VTEC 系统的作用，使得发动机的输出扭矩最大限度地提高。另外，i-VTEC 发动机采用进气歧管在前，排气歧管在后的布置。排气歧管缩短了长度，也就是缩短了与三元催化器之间的距离，使三元催化器更快进入适当的工作温度，能有效控制废气排放。由于发动机启动后 i-VTEC 系统就进入状态，不论低转速或者高转速VTC 都在工作，也就消除了原来 VTEC 系统存在的缺陷。综上所述，由于i-VTEC系统中VTC机构的导入，使得发动机的配气相位能够柔性地与发动机的负荷相匹配，在发动机的任何工况下，都能找到最佳的配气相位，以最佳的气门重叠角，实现中低速时低油耗和低排放，高速时高功率和大扭矩，这就像按照人类大脑的要求那样进行控制，因此被形象地称之为“智能化”VTEC。（6） 宝马Valvetronic系统9-11从 VANOS 到 Valvetronic是宝马公司的理想之作，它比 VVTL-i 或 i-VTEC 有更进一步的地方：首先，Valvetronic 少了节气阀的设计，使得发动机在进新鲜空气时更顺畅。它采用电子式的可变电阻，可以根据踏油门的深浅，经过可变电阻来决定进气量。其次，Valvetronic 不但可连续调节气门的正时，还可对其升程进行连续性微调，这比 VVTL-i 与 i-VTEC 在升程上是阶段式地更进一步了。BMW 为此增加了一种额外的偏心轴，凸轮轴可以通过一个额外的摇臂系统来驱动传统的气门摇臂，并且附加偏心轴的相位影响该附加摇臂与气门摇臂的接触角度。附加偏心轴的相位是通过一个 ECU 控制下的调节装置来调整的，从而能够改变附加摇臂的角度，这样，对然凸轮的运动没有改变，蛋传递到气门摇臂上的反应就可以根据角度进行调整，这样气门升程也会发生改变。图1-4 Valvetronic电子气门机构总的来说，对于有凸轮轴式的可变气门系统来说，其通常是通过改变凸轮轴传动、调节摇臂、顶柱或正时皮带来达到气门正时或升程的目的，相对来说实现简单，技术较成熟，但存在调节范围有限，气门运动规律受到凸轮型线的限制，正时的改变不连续的缺陷；而由无凸轮轴式的可变气门系统，其由于取消了凸轮，气门开启和关闭自由且动作迅速，同时其还可以连续改变气门正时，但其也存在缺点，最突出的就是难以精确控制，实现成本较高。相信通过发动机可变气门正时技术的逐渐成熟，将来会有越来越多的高性能发动机采用这一技术，进而最终提高动力性和经济性，降低排放。（7）Ford公司的电液驱动无弹簧可变配气机构图1-5 电液驱动无弹簧可变配气机构Ford公司的电液驱动无弹簧可变配气机构如图6所示，该机构可以对气门正时和气门升程进行连续可变的控制1。它包括一个高压油源和一个低压油源，气门顶部装有一个双面作用的液压柱塞，柱塞上部的油腔既可以与高压油源相连通又可以与低压油源相连通；柱塞下部的油腔一直与高压油源相连通。柱塞上部的承压面积明显大于柱塞下部的承压面积。当气门开启时，高压电磁阀打开，高压油进入柱塞上部油腔。柱塞上下两承压面的压力差使气门加速向下运动。然后，高压电磁阀关闭，柱塞上部承压面的压力下降，在柱塞减速下行的同时，推动柱塞下腔的高压油回到高压油源，低压油流经低压检测阀进入柱塞上部的油腔。当气门停止向下运动时，低压检测阀关闭，气门保持开启状态。气门关闭过程与气门开启过程类似。低压电磁阀打开，柱塞上腔压力降低至低压油源内的压力，柱塞在上下两承压面压力差的作用下加速上行。然后，低压电磁阀关闭，柱塞上腔压力升高，柱塞减速上行的同时，推动上腔液压油通过高压检测阀回到高压油源。此时，高压、低压电磁阀和高压、低压检测阀都关闭，柱塞上部油腔的压力与低压油源的压力相等，活塞下部油腔的高压油使气门保持关闭状态6。1.2.2国内发展动态国内的各大高校企业也进行了大量的相关研究，与国外相比，国内在可变配气技术的研究还较为落后，目前尚未有一款拥有自主产权的可变配气机构。12浙江大学研究了电磁驱动式配气机构。上海交通大学顾宏中教授开发了顾氏系统，可以同时优化进排气门及供油正时，使柴油发动机在中、高转速工况时能实现低温循环，利用燃烧尾气的高温加热可燃混合气，这有利于柴油机正常压燃，降低了燃油消耗量、废气排放等。西安交通大学柯亚仕从理论上论证了安装有可变气门正时机构的发动机能够通过控制气门正时来调节发动机负荷，降低气缸内不正常燃烧的倾向，提高了发动机的工作效率。13复旦大学在凸轮型线设计、凸轮靠模、计算机编程等诸多领域首屈一指。原吉林工业大学在多质量动力学研究领域有较好研究成果。上海交大高安津教授使用虚拟样机建立配气机构的模型，并对模型的几何部件上设置了驱动力、部件自身的约束力及部件间载荷力，最终建立了配气机构的动力学模型。不过由于没有考虑到汽缸内可燃混合气燃烧膨胀的气体力，所以没能建立起与真实发动机配气机构受力情况很相似的理论模型。天津大学结合企业相关项目“VVT 国产化研究”在可变配气相位机构的研究取得了突破性的进展，主要包括了建立了较为完善的模型，试制了 VVT 机构以及相应的检测设备。除了研究所和高校以外，国内各大企业对可变配气技术的研究通常集中在其机构的具体应用和故障维修。长春汽车研究设计的可变配气机构装配了谐波齿轮，当谐波齿轮转动时，使曲轴和凸轮轴间产生角度差，实现较小级差的多级调相，但是由于该机构运转时存在问题无法批量生产并使用。近年来，国内的企业也开始寻求与各大高校的合作，一起研究连续可变气门机构，并且在一些发动机上也已经采用了这些技术，如长安的VVT发动机14和长城的GW4G15发动15等。1.3研究内容及目标1.3.1研究目标连续可变气门机构有多种形式，可以对气门定时，气门升程，气门开启持续角产生不同的影响，本课题的目的在于通过熟悉增压直喷发动机工作过程以及配气机构工作原理，了解可变气门机构的工作原理设计一种连续可变气门机构，实现对气门定时，气门升程或者气门开启持续角一个或多个的控制。1.3.2研究内容本文首先详细回顾了连续可变气门机构研究设计的发展历史，研究了各种机构的优缺点，结合实际提出了一种提出了一种能够实现气门升程连续可变的凸轮驱动式电控液压气门调节机构。（1）分析不同配气参数变化对发动机性能的影响，得出不同工况下发动机对配气参数的要求，为设计机构采用气门升程连续可调的配气方法提供了理论基础；（2）通过对配气相位的研究，设计可以调节气门升程的可变气门机构，并做出简要的介绍；（4）根据质量守恒定律在气门升程调节机构控制模式和工作原理的基础上对结构尺寸进行计算，算得各部分的尺寸数据，并徐拿去液压泵，以便满足系统的设计要求；（5）根据质量守恒定律，利用已经得出的结构参数和液压泵参数对设计机构的设计要求进行验算，对该机构的可行性进行验证。 第二章 连续可变配气调节机构的组成及工作原理本文在凸轮轴驱动的前提下，改变了配气机构的驱动方式，将传统的传动方式调整为凸轮-液压挺住-气门的传动方式。达到对气门升程的调节。本毕业设计提出了一种基于凸轮轴的气门升程连续可变的调节机构。通过电磁阀对油压的控制，使得配气机构的工作更加可靠，响应速度得到提高，降低了能耗和气门落座的冲击。2.1可变气门升程对发动机性能的影响（1）降低能耗在传统凸轮驱动的气门机构中,进排气门升程的选取主要依据的是发动机在高速转动的情况下对空气量的需求,其实发动机在低速时,混合气所需空气量减小，小的气门升程就能够满足。可变气门升程机构中，可以根据发动机的转速要求，配合不同的气门升程。由于气门机构所消耗的能量跟升程成正比,因此在低转速时降低气门的升程可降低油耗。（2）加大进气流动速度低转速时降低进气门升程可以增加进气流速,加快燃烧速率,提高怠速稳定性。图2-1是四气门发动机两个进气门采用不同升程时进气流速的对比曲线图。由试验结果可见,低转速时,进气门升程对发动机进气流速影响显著,采用较小的气门升程可以提高进气流速。图2-2给出了2000r/mni和400Or/mni时采用EWC和节气门控制技术,不同气门升程换气损失的对比曲线图。从图中可以看出,在发动机不同转速下,对进气门升程进行优化控制,能降低换气损失。图2-1.不同气门升程进气流速对比图2-2.不同气门升程换气损失对比（3）控制气体流动在多气门发动机上,分别改变每个气门的升程,会影响气体的流动方式。实验表明,与设计气缸盖相比,不等的气门升程对进气流动的影响更显著,在保证良好的燃烧稳定性,良好的怠速和低排放的同时,燃油效率可提高3%,甚至更多。关闭两个进气门中的一个可以大大缩短燃烧延迟期,加快燃烧速度,特别对于存在高残余废气量和稀燃油混合气的情况。缩短燃烧延迟期可降低循环的可变性,加快燃烧有利于提供发动机效率。172.2气门升程调节机构的原理与结构机构的示意图如图6、图7所示，以后均在这两图的基础上进行介绍、计算和分析。其中图7中的油道B、C分别与图6中的油道B、C相接通，控制阀的泄油道5与油道C处于全时连通状态。下面详细介绍所设计机构的设计过程。图2-3气门升程调节机构1基本凸轮；2控制凸轮；3控制塞；4油孔；5泄油孔；6油孔；7进油孔；8油孔；9油孔；10控制塞弹簧；11限位滑套；12挺柱套端盖；13挺柱套弹簧；14挺柱端盖；15柱塞；16油孔；17挺柱；18油孔；19挺柱套；20气缸盖；A、B、C油道；图2-4控制阀1 电磁阀；2高压油道；3活塞回位弹簧；4活塞；5泄油道；B、C油道；图8中的15、17、19共同构成了此系统的液压驱动机构；图8中的凸轮2、控制塞3和图7共同构成系统同的控制器组成部分，能够调节17和19 中油压的改变，从而调节气门的升程，达到连续可变。2.3气门升程调节机构升程可变的实现1 .气门升程不调节的过程中，由控制塞3和控制凸轮2共同完成对气门升程的控制。在控制凸轮的基圆段工作时，控制塞使得油道C与泄油孔5接通，而油道A与进油孔7关闭；当凸轮1开启始点工作时，控制塞在控制凸轮的推动下，打开油道A与进油孔7连接而关闭油道C与泄油孔5。这时，油道A内的高压油经过进油孔7流入挺柱套19内，挺柱17升起到限位滑套11处，此时的挺柱套19、挺柱17和柱塞15形成刚性的整体，气门的升程便又凸轮的型线控制，完成气门的开启。当凸轮1转到气门关闭前的某以角度时，在控制死啊和控制凸轮的作用下，关闭油道A与进油孔7连接而打开油道C与泄油孔5，挺柱套内开始泄油，在气门弹簧的作用下，气门回坐，同时排出挺柱套内的液压油，完成气门基本升程的开启与关闭。2在气门升程变化调节阶段，这个过程主要由控制阀进行控制。当气门升程需要调节时，在电磁作用下，电磁阀左移，使得2-4中的油道B与泄油道5接通，将挺柱套17内腔的液压油流回油箱，使得柱塞回到初始的固定位置。控制塞使得挺柱套内腔与油道C接通，保证挺柱套内腔的液压油自由泻出。控制阀根据ECU传来的信号，严格控制油道B的开启时间。根据气门升程的数值，控制油道B开启，连接高压油道2与油道B，使高压油能够通过油孔8、9、18进入到挺柱17 的内腔，推动挺柱17向上移动，之后在达到一定的升程后关闭油道B。在之后凸轮进入到工作阶段，按照过程1完成对气门开闭的控制，此时挺柱套19、挺柱17和柱塞15形成的刚性整体与升程为调节阶段相比得到了加长，从而调节了气门升程的变化。 2.4该气门调节机构的优点该调节机构是在电液驱动式可变配气机构的基础上进行的改进，增加了凸轮轴，在电液驱动的前提下加入了机械传动机构，具有了传统凸轮式配气机构和电液驱动式配气机构的优点，解决了电液驱动响应速度低，能耗高的缺点，同时又能很好的对气门升程的变化进行调节。2.5本章小结本章首先介绍了气门升程的可变对发动机性能的影响，然后对本毕业设计所提出的连续可变气门液压驱动机构的原理、结构组成、以及控制机构的原理和组成进行了全面的阐述，并且讨论了该机构的优点。该系统仍旧依靠凸轮的型线对气门的配时进行控制，加入了液压系统，配合凸轮对气门的升程进行调节。通过气门升程的变化，调节气门开闭的大小，进而改变在不同工况下混合气的质量。这种机构实现了对气门升程的连续怒可变，满足了发动机在不同工况下对空燃比的不同的要求。第三章 可变配气调节机构的设计设计过程中为了使所设计出来的机构能够满足各个种运行工况的要求，计算过程中采用的数据均建立在极限情况下并忽略运动件的自重、摩擦力、惯性力等的作用，液压油看为理想流体，设计机构的柱塞与气门为一刚性整体。设计原则：应所设计机构实为能够快速响应和伸缩能够自由控制的液压缸，其设计原则与液压缸的设计原则相同，主要设计原则如下13：(1).保证所设计机构的输出力、速度和行程等性能能满足系统的设计要求；(2)保证所设计机构每个零部件都有足够的强度、刚度和耐用性；(3)在满足以上两个条件的前提下，尽量减少液压缸的外形尺寸和质量；(4)在所设计机构满足系统设计要求下，尽量减少零部件的数目以简化结构；(5)尽量避免所设计机构承受横向负载，以免产生纵向弯曲。实现功能：(1)能够让气门最大的变化升程在基本凸轮1最大升程的20%内连续变化；(2)最迟在基本凸轮1需要开启后10CA凸轮转角内完成挺柱17固定位置的升起；(3)在基本凸轮1转到凸轮关闭终点前10CA凸轮转角内完成气门的最终落座过程；(4)在多次基本凸轮1下降段终点前的（100）CA凸轮转角内完成柱塞14固定位置的泄油过程；(5)挺柱17内腔的进油过程即气门所需变化升程在基本凸轮1基圆段工作时的40CA凸轮转角范围内完成。3.1液压驱动机构的设计3.1.1柱塞的形状结构设计与挺柱的部分形状结构设计柱塞15的柱塞杆与气门杆刚性连接，其主要作用是将配气系统的运动和力传递给气门，并与挺柱17、油孔18、油孔9、油孔8、油道B以及控制阀组成升程变化的控制系统，控制气门需要变化的升程。挺柱17实为液压缸，在计算中为了方便称其为液压缸，柱塞15称为柱塞，称呼仅在本小结有效。确定柱塞的外径(也为液压缸缸筒内径)D；首先需要根据负载的大小来选定工作压力，求得求得柱塞液压缸的有效工作面积，从而得到缸筒内径，然后按国家标准进行圆整得到最终的数据。液压缸的工作负载是指工作机构在满负荷情况下，以一定加速度启动时对液压缸产生的总阻力。液压缸工作负载的计算公式为13：式中Fe驱动负载；Ff摩擦负载；Fi惯性负载；Fu粘性负载；Fs弹性负载。如上所说，计算中忽略了惯性力、摩擦力等的作用，并采用理想流体，为此液压缸工作负载仅为柱塞的驱动负载Fe。而液压缸内的进油是在基本凸轮1基圆段内完成的，只要这一段时间段内柱塞不将气门顶开即可。因此液压缸的工作负载就为气门弹簧的预紧力，即F=Fe=140.48N。按工作负载选择系统的工作压力P1为0.8MPa（当工作负载F5KN时，工作压力为(0.81MPa）；因气门导杆在导管中运动时，仅靠配气机构飞溅出来的机油进行润滑，容易磨损，设计时为了机构油孔布置的方便也为了增加导管和气门杆的润滑14，将液压缸泄漏的液压油经油孔16引出进行润滑，为此系统背压力P2为0.1MPa。工作过程中，液压缸内无杆腔为主工作腔15，所以有即式中主工作腔压力，MPa，P1=0.8MPa；系统背压力（回油腔压力），MPa，P2=0.1MPa；无杆工作腔有效面积，mm；有杆工作腔有效面积，mm；D、d液压缸内径、柱塞杆直径，mm，当5MPa时，d=0.50.55D,计算时取d=0.55D，mm；F液压缸的最大工作负载，N,F=140.48N；cm液压缸机械效率，一般为0.900.97，计算时取cm=0.90。代入数据求得D=16.5012mm，液压缸要求在基本凸轮1基圆段内的进油过程中不会因压力过高而使柱塞将气门开启，导致新鲜充量倒流入进气管。因此，所取D值必须小于或等于计算值，并用国家标准圆整，最终取D=16mm；则有柱塞杆外径d=0.55D=8.8mm，以满足柱塞杆外径标准化的要求，并与气门杆直径相接近，最终取d=8mm。液压缸缸筒长度La由液压缸最大工作行程长度加上各种辅助结构所需长度来决定16，即式中L柱塞的最大工作行程，mm,由本章开头所说为了提高气门升程变化的控制精度，减小了凸轮升程，实质增加了柱塞和挺柱的行程，为此有最大工作行程为L=0.2hmax+0.5mm=1.98642mm；B柱塞宽度，mm，一般为（0.61.0）D，计算时取B=0.8D=12.8mm；A柱塞杆导向套滑动面长度，mm，在D80mm时可取（0.61.0）D，计算时取A=0.7D=11.2mm，并用M18的螺纹进行密封；M柱塞杆密封长度，由密封方式决定，mm，由于此处对密封无要求，计算时暂取M=5mm；C其他长度，mm，为了让液压缸在任何时候泄油时柱塞都能落座到固定位置，即柱塞顶面与挺住底面接触，取C=20mm，最小导向长度H当柱塞杆全部外伸时，从柱塞支承面终点到导向套滑动面终点的距离称为最小导向长度。如果最小导向长度不足时，可以在柱塞杆上增加一个隔套，其长度为E，并有对于一般液压缸，其最小导向长度应为式中L液压缸最大工作行程，mm，L=0.2hmax+0.5=1.98642mm；代入数据可以得到H8.0993mm，取H=9mm。则有E=-2.2mm，说明满足最小导向长度，无需增加隔套。代入数据可得液压缸缸筒长度La=L+B+A+M+C=1.98642+12.8+11.2+5+20=50.9864mm，圆整最终取La=50mm。液压缸内最大压力P出现在气门升程最大处，此时有最大气门升程h=hmax+0.2hmax+0.5mm=9.41852mm;液压缸工作负载式中Fq气门弹簧预紧力，N；Fh最大气门升程时引起气门弹簧力的变量，N,Fh=17.23h;代入数据得F=302.7611N303N；此时，仍有；代入数据求解得：P=1.74944MPa1.8MPa,因在一个极限气门升程内完成一个配气过程，所引起液压缸内最大压力仅为1.8MPa，暂取液压缸壁厚=4mm，下面校核一下是否为安全厚度，为了校核方便，假设液压缸的材料为35号钢。查找资料得到35号钢的抗拉强度b=530MPa。D/=410，缸筒壁为厚壁，校核公式为：式中D缸筒内径，mm；Pt缸筒试验压力（当额定压力Pn16MPa时，取Pt=1.5Pn，为了保证试验的可靠性，选取额定压力为1.8MPa），MPa；缸筒材料的需用应力（=/n，n为安全系数，一般取n=5）13,MPa；代入数据有0.1771mm，其值远小于4mm，所选壁厚满足要求。柱塞杆长度Ll其受机构结构和安装位置等的影响，可以在一定范围内取值，设计中暂取Ll=25mm。3.1.2挺柱套的外形结构设计和挺柱剩余部分的外形结构设计挺柱套19的作用主要是在控制塞3的作用下完成气门需要变化升程的落座和升起到固定位置的动作。挺柱套19同样实为液压缸，在计算中为了方便也称其为液压缸，挺柱17则称为柱塞，称呼仅在本小结有效。计算过程与上一小节的相似，式中字母与上一小节相同代表意思也相同，为避免重复介绍，仅介绍新用的字母，具体如下：确定柱塞的外径(也为液压缸缸筒内的小径)D为得到缸筒内径D，首先求出液压缸的工作负载F=Fe，而此时的工作负载是建立在基本凸轮1运动到开启始点后10CA转角内，完成挺柱17固定位置升起的基础上。这时有式中基本凸轮1开启始点后10CA转角时的升程引起气门弹簧力的变量，N，F；气门弹簧预紧力，N，；最大气门升程变化量加0.5mm引起所引起气门弹簧力的变量，N，；代入数据得到工作负载，由于此液压缸内腔对进油响应的高要求，过大的内腔会增加进油孔和泄油孔的孔径，孔径又与工作压力成反比，为了让孔径合适，系统选择较高的工作压力，P1为3MPa，因将液压缸泄漏的液压油经油孔16引出进行气门杆和导管的润滑，液压缸背压力P2为0.1MPa，而油道C的背压力取为0.3MPa（中低压系统中简单系统背压力一般为0.20.5MPa），工作过程中，液压缸内无杆腔为主工作腔，所以有式中D液压缸筒内的大径，mm,考虑到挺柱17的外径已为24mm并且需要在液压缸内安装限位滑套，取D=30mm；代入数据计算得到液压缸缸筒内的小径D=10.6596mm，只有采用的直径大于或等于计算数值，才能满足设计要求，但是一味的增大，需要的液压泵流量也增加，最终取D=11mm；液压缸缸筒长度La其计算公式依然为：式中柱塞的最大工作行程L=1.98642mm；柱塞宽度B，因柱塞相对液压缸的移动距离仅为1.98642mm且运动过程中不能将缸筒上的进油孔7和泄油孔5封闭，其取值不按上一小节给的范围选取，取B=8mm；柱塞杆导向套滑动面长度应按柱塞大径D计算，取A=0.6D=19.2mm并用M33的螺纹密封；柱塞杆密封长度M，由于此处对密封无要求，取M=6mm9；其他长度C，此液压缸因在同一侧存在有一个进油孔和一个出油孔，而且存在限位滑套11，其他长度C的取值应相应增加，暂取C=39mm，取液压缸缸筒内小径为D的深度B=50.7mm，并取限位滑套11的内径为25mm，外径为28mm，滑套长度为5mm；最小导向长度H，液压缸的最大工作行程L=hmax=7.4321mm，H15.0993mm，取H=16mm。隔套长度E其计算公式依然为：，代入数据计算得E=-3.6mm，说明满足要求，无需增加隔套。因其值较小，直径为D柱塞的厚度因其上要加工油孔，其取值仍不按上一小节给的范围选取、计算，而根据需要确定，最终取直径为D的柱塞的厚度B=15mm。代入数据可得液压缸缸筒长度La=101.98642mm，圆整并最终取La=102mm。液压缸内最大压力P仍然出现在气门升程最大处，此时有液压缸工作负载等于上一节所算的工作负载F=303N；公式仍然成立，代入数据可求得最大缸内压力P=4.5090MPa4.6MPa，因其同样为在一个极限气门升程内完成一个配气过程，所引起液压缸内最大压力虽为4.6MPa，但是压力仍比较小，同样取液压缸壁厚=4mm。D/=810，缸筒壁为厚壁，校核公式仍为：式中D缸筒内径的大径，mm；因工作过程中引起的液压缸腔内压力仅为4.6MPa，为此，选取试验时的额定压力为4.6MPa，其他数据与上一小节相同。将数据代入上式可求得：0.9400mm其值远小于4mm，所选壁厚满足要求，由此可以说明所设计机构采用4mm的壁厚可以满足系统要求，因此，设计中未说明的壁厚均为4mm。3.2执行机构所需液压油流量及相关油孔孔径计算3.2.1挺柱液压缸流量及相关油孔孔径的计算挺柱17的内腔进油在基本凸轮1基圆段40CA转角内完成，计算时采用的数据为标定转速，所需变化升程为气门需要调节变化的最大值，因此有：过程所需时间为；气门升程最大变化值S=0.2hmax+0.5=1.98642mm=0.198642cm；则挺柱17内腔所需流量为式中D挺柱17的缸筒内径，cm,D=1.6cm；代入数据求得挺柱17所需流量为；因所需液压油是经油孔18流入的，满足质量守恒定律，则有式中d18油孔18的孔径，cm；V油孔18内液压油的流速，cm/s，高压油路中允许流速为（250700）10cm/s,计算时取V=700cm/s；代入数据求得d18=7.237mm，并最终取为d18=7.3mm。3.2.2挺柱套液压缸流量及相关油孔孔径的计算挺柱套19的内腔进油在基本凸轮1开启始点后15CA转角内完成，计算时采用的数据也为标定转速，该发动机的标定转速为6000r/min。气门升程变化值取最大值，同样有：过程所需时间为；气门升程最大变化值S=0.198642cm；挺柱套19内腔所需流量为式中仅D不同，其为D挺柱套19缸筒内的小径，cm,D=1.1cm；代入数据求得挺柱套19所需流量为挺柱套19内腔的进油量与进油孔7的流量满足质量守恒定律，同样有式中d7进油孔7的孔径，cm；V油孔7内液压油的流速，cm/s，计算时仍取V=700cm/s；代入数据求得d7=9.056mm，由于气缸盖结构强度的限制、冷却水路的影响，不进行圆整，最终取为d7=9.1mm。3.2.3剩余油孔孔径计算计算前先做一下简单的油孔位置说明：基本凸轮1基圆段和控制凸轮2的基圆段同时工作时油道C最上部、油孔4的最上部、与油孔5的最上部在同一条直线上，油道A的上部、油孔6的下部以及油孔7的上部在同一条直线上；基本凸轮1基圆段和控制凸轮2的基圆段同时工作时油道B下部、油孔9下部以及气门所需升程变化为零时油孔18的下部在同一条直线上，油孔8的上部与油孔9的上部在同一条直线上。（1）.泄油孔5孔径d5泄油孔5的孔径大小要求能在基本凸轮1转到凸轮关闭终点与终点前10CA凸轮转角，这一时间段内完成极限条件下，即气门所需升程变化为最大值，挺柱套19内腔液压油的泄出，保证气门的最终落座过程。由于其与进油过程对称，只要它的孔径与进油孔7的相同，就能满足要求，所以泄油孔5的孔径为d5=d7=13.2mm。（2）.油孔4孔径d4、油道C孔径由于油孔4的作用是在控制凸轮2的特殊型线作用下，在基本凸轮1开启始点工作时或之前完全关闭泄油孔5，而在关闭终点前15CA凸轮转角内保证与油孔5完全重合开启，对此有：式中基本凸轮1关闭终点前10CA时凸轮的升程，mm，；代入数据有d4=9.3336mm，最终取d4=9.4mm；油孔4对油道C的作用与油孔4对油孔5的相同，具体为在基本凸轮1关闭终点前10CA凸轮转角内保证泄油孔5通过油孔4与油道C完全重合开启，只要油道C的孔径和泄油孔5的相同，就能满足要求，所以油道C的孔径为。（3）.油孔6孔径d6、油道A孔径dA油孔6的孔径要求在基本凸轮1开启始点和之后10CA凸轮转角内保持与进油孔7