【《配气凸轮型线设计案例》9500字】

配气凸轮型线设计案例目录TOC\o"1-3"\h\u8542配气凸轮型线设计案例 165901.1原机气门升程分析 142901.1.1进气门升程分析 149871.1.2排气门升程分析 3316071.2气门主升程设计 4155491.2.1气门升程设计准则 4287121.2.2进气门主升程设计 518911.2.3排气门主升程设计 8101591.3气门小包角升程设计 10259881.3.1二次进气升程设计 1176211.3.2排气回流升程设计 13301951.3.3压缩制动升程设计 13102481.4气门与活塞间隙计算 14270391.5配气凸轮升程计算 16179921.6配气凸轮周向位置的确定 20实现气门多次开启的必要条件是配气凸轮上具有相应的凸起，试验样机在安装了液压气门机构之后，原机的配气凸轮已经不满足多变运动规律的要求，因此需要对配气凸轮进行重新设计。而摇臂式顶置凸轮轴的传动过程比较复杂且摇臂比在传动过程中变动较大，凸轮升程不能够直接反映出气门运动规律，因此首先需要对气门升程进行重新设计，再利用传动关系反求凸轮升程。1.1原机气门升程分析1.1.1进气门升程分析在对配气凸轮重新优化设计之前，需要先对原机气门升程进行分析，得到影响气门升程的相关参数，并依据这些参数为新气门升程的设计提供参考。已知原机进气门升程，将升程数据导入Origin软件进行求导和二次求导，分别得到原机进气门升程、速度和加速度曲线，如图4-1所示。将气门升程由零逐渐增大到最大的部分称作气门升程上升段，气门升程由最大逐渐降低到零的部分称作气门升程下降段，通过对比上升段和下降段的升程得知，原机进气门升程是对称升程。图4-1原机进气门升程、速度和加速度由于原机进气门升程是对称升程，为了便于分析原机进气门升程的相关信息，将原机进气门下降段的升程、速度和加速度曲线在图中作出，如图4-2所示。在图4-2中，为了便于观察，将最大升程点放在0°凸轮转角处，将速度曲线改用速度绝对值曲线。图4-2原机进气门下降段升程、速度和加速度在发动机运行状态下，气门的大小会由于温度升高而产生膨胀。因此，在发动机安装时，一般会在气门和其传动件之间留有一定的气门间隙，用来消除气门在受热之后的膨胀量。气门升程一般由气门工作段与气门缓冲段组成，其中气门工作段是气门升程的最主要部分；气门缓冲段处于气门刚开启和快要完全关闭时，等于凸轮缓冲段乘以摇臂比再减去气门间隙之后剩余的部分，气门缓冲段只占气门升程的很小一部分。在原机进气门下降段中，气门工作段占55°CaA，气门缓冲段占3°CaA。通过对原机进气门升程、速度和加速度曲线进行计算和分析，得到原机进气门升程主要技术参数如表4-1所示。表4-1某机型柴油机原机进气门升程主要技术参数参数名称数值半包角/°CaA58气门最大升程/mm13.1气门最大速度/(mm/°CaA)0.4192气门最大正加速度（μm/°CaA18.68气门最大负加速度（μm/°CaA18.61.1.2排气门升程分析与进气门一样，在设计排气门升程之前也需要对原机排气门升程进行分析。图4-3为经过求导和二次求导之后得到的原机排气门升程、速度和加速度曲线。图4-3原机排气门升程、速度和加速度通过对比原机排气门上升段和下降段的升程得知，原机排气门升程也是对称升程。因此在图中作出原机排气门下降段的升程、速度和加速度曲线，如图4-4所示。与原机进气门一样，将最大升程点放在0°凸轮转角处，将速度曲线改用速度绝对值曲线来替代。通过对数据进行分析，得到原机排气门升程主要技术参数如表4-2所示。图4-4原机排气门下降段的升程、速度和加速度表4-2某柴油机原机进气门升程主要技术参数参数名称数值半包角/°CaA65气门最大升程/mm12.54气门最大速度/(mm/°CaA)0.3564气门最大正加速度（μm/°CaA23.7气门最大负加速度（μm/°CaA12.0081.2气门主升程设计经过计算与分析，已经得悉原机进气门和排气门升程的主要技术参数，利用编程软件编制计算程序，以原机的主要技术参数作为约束条件，来计算出最合适的气门升程函数。1.2.1气门升程设计准则一个合适的气门升程曲线不仅应该具备良好的充气性能，还应该保证气门能够工作平稳可靠，具体表现为：运动学要求a．发动机额定转速时工作平稳，功率、扭矩等多方面的性能能够满足发动机要求b．时面值足够大，充气性能良好，能够充分进气和彻底排气加速度曲线能够连续变化，无激变和突变动力学要求a.发动机配气机构工作稳定，无气门反跳和飞脱b.工作噪声和振动较小c.凸轮润滑性能好，磨损小，使用期限长上述要求往往不能全部满足，因为其中某些条件在设计时是相互矛盾的，因此需要根据发动机的具体情况，合理取舍。基于原机气门升程的特点，同时综合考虑液压气门的特殊性，因此新设计的气门升程应不同于传统的气门升程，在设计时应该遵循以下的准则：（1）采用高次多项式型线高次多项式能够多次进行求导而且求导后的曲线依然光滑连续，因此气门升程曲线应采用加速度能够连续变化的高次多项式型线，这对于提高发动机的最高转速非常有利。与传统的凸轮驱动的气门相比，采用加速度连续变化的凸轮型线、加大正加速度宽度与减小最大加速度值等措施都可以提高最高转速。（2）配气凸轮上升段无缓冲段液压气门机构由于使用气门间隙调节装置来消除气门间隙，因此在配气凸轮的上升段不用设置缓冲段。（3）最大速度值应较小液压气门机构使用液压油作为传动介质，液压油随着配气机构的运行而不断流动。由于流动阻力的大小与流速的平方成正比，因此降低最大速度能够显著降低液压油的流动阻力损失。同时，由于最大速度点与加速度为零的点是同一个点，因此降低最大速度还能使负加速度段变的平坦，有利于改善液压波动现象，提高使用转速。（4）气门工作段始点的加速度最大将最大加速度设置在气门工作段始点处，能够加快气门刚开启时的速度。液压油作为传动介质，具有一定的可压缩性，能够消除普通气门在工作段始点冲击载荷较大的不足。此外，将最大加速度放在气门工作段始点处，还有利于降低最大速度和改善压力波动。1.2.2进气门主升程设计将进气门在进气冲程开启的升程称作进气主升程，排气门在排气冲程开启的升程称作排气主升程。根据上述设计准则和要求，本次进气门主升程和排气门主升程的设计均采用高次六项式函数作为气门升程函数，高次六项式函数的方程为：（4-1）式中，为气门最大升程，，φ为气门工作段半包角，α为以hmax为六项式函数的待定系数，为六项式的待定指数，均为正整数且。由于正加速度宽度对于加速度曲线的形状具有重要影响，因此设定加速度为零的点（也是最大速度点）在某个确定位置上，与气门工作段始点处（）气门升程为零，气门速度为零，气门加速度的变化率也为零，气门加速度为所设定的最大值这四个条件一起构成了未知数为的五元线性方程组。（4-2）由方程组（4-2）可知，对于一个设定的加速度为零点和一组特定的指数，就可以解出方程组，得到一组系数。因此，将设定在不同的范围内，使其在此范围内进行全因子实验，最终得到一系列结果。在所有结果中筛选出最大速度值最小的结果，将此结果带入方程（4-1）后，所得到的函数就是最适合的气门升程函数。基于上述计算方法，利用VisualBasic软件编程进行运算。参考原机气门升程，本次新设计的进气门主升程采用对称升程，气门升程的上升段和下降段相同。最终设计完毕的进气门下降段升程、速度和加速度曲线如图4-5所示。由图4-5可以看出，进气门主升程的下降段加速度曲线光滑连续，无大幅度激变。同时，将最大加速度放置在气门刚开启的位置（图中58°CaA处），能够加快气门开启速度，使气门得到快速开启，有利于提高进气门的时面值，增大进气量。图4-5设计进气门下降段升程、速度和加速度曲线图4-6示出了原机进气门与设计进气门的升程、速度和加速度对比，从图中能够看出，在上升段，由于将最大加速度点放在了工作段始点，设计进气门要比原机更快地开启，设计进气门的最大负加速度值与原机接近，而且设计进气门的最大速度值和最大加速度值均比原机要小。图4-6原机和设计进气门升程、速度和加速度对比图4-7为原机和设计进气门落座速度的对比，横坐标为气门升程，纵坐标为气门速度。从图中可以看出，由于缓冲段的存在，使得气门升程在小于0.6mm时，设计进气门的速度小于原机速度，这对进气门的平稳落座十分有利。图4-7原机和设计进气门落座速度对比为了更加准确地对设计进气门和原机进气门进行对比，表4-3列出了原机进气门升程与设计进气门主升程一些主要参数。新设计气门升程的最大速度值相比原机降低了11.3%，能够有效减小液压流体的流动阻力损失。新设计气门升程的最大正加速度值比原机降低了11.67%，有利于改善压力波动；此外，设计进气门和原机进气门的最大负加速度值相近，这在一定程度上保留了原机的部分性能。表4-3原机进气门与设计进气门主升程主要技术参数参数名称原机设计半包角/°CaA5858气门最大升程/mm13.113.1气门最大速度/(mm/°CaA)0.41920.3718气门最大正加速度（μm/°CaA18.6816.5气门最大负加速度（μm/°CaA18.618.461.2.3排气门主升程设计与进气门主升程的设计方法相同，排气门主升程也采用对称升程，上升段和下降段相同。图4-8为设计排气门下降段的升程、速度和加速度曲线。图4-8设计排气门下降段升程、速度和加速度曲线图4-9展示了原机和设计排气主门升程、速度和加速度的对比情况，从图中可以看出，原机排气门与设计排气门的升程曲线和速度曲线的重合程度非常高。图4-9原机和设计排气门升程、速度和加速度对比图4-10为原机和设计排气门落座速度的对比，从图中可以看出，当气门升程大于1.5mm时，设计排气门速度小于原机排气门速度；当气门升程在0.4mm到1.5mm时，原机与设计排气门速度相近；当气门升程小于0.4mm时，虽然设计排气门的速度大于原机，但是此时的速度只有0.05mm/°CaA左右，而且液压气门机构中的落座缓冲装置在气门升程为0.4mm时的节流效果已经非常显著，所以气门出现气门反跳的可能性不大。图4-10原机和设计排气门落座速度对比表4-4列出了原机排气门升程与设计排气门主升程的具体参数，通过对比可以看出，设计排气门的最大速度值和最大负加速度值与原机相近，但是新设计排气门升程的最大正加速度值比原机降低了23.2%，能够有效保证良好的动力学特性。原机排气门半包角为65°CaA，但是其中工作段只占61°CaA，因此新设计的排气门上升段半包角也设计为61°CaA。结合图4-9所示，虽然新设计升程的半包角相比于原机减少了4°CaA，但是由于最大加速度在工作段始点处，使得新设计排气门升程曲线在较短的时间内就与原机升程曲线相重合。表4-4原机排气门与设计排气门主升程主要技术参数参数名称原机设计半包角/°CaA6561气门最大升程/mm12.5377712.5气门最大速度/(mm/°CaA)0.35640.3433气门最大正加速度（μm/°CaA23.718.2气门最大负加速度（μm/°CaA12.00812.161.3气门小包角升程设计要使气门多次开启，首先要设计合理的气门多次开启升程。气门在不同时刻多次开启具有不同的作用。对于排气门而言，在进气冲程内二次开启能够实现内部EGR，；在压缩冲程后期开启能够实现“压缩-释放”式排气制动。对于进气门而言，在排气冲程二次开启也能够实现内部EGR；当发动机处于排气制动模式时，进气门在排气冲程二次开启能够利用新鲜充量来降低气缸和喷油嘴温度。本次气门多次开启采用的方式是进气门在做功冲程二次开启，排气门在进气冲程二次开启以及在膨胀冲程三次开启的方式，并将这些对应升程分别取名为二次进气升程、排气回流升程和压缩制动升程。1.3.1二次进气升程设计由于包角较小以及加速度值的限制，使得气门多次开启的最大升程值无法设计的太大。对于小升程的设计可以使用横向比例缩小法或优化设计：（1）横向比例缩小法：横向比例缩小法是利用主升程的加速度曲线，按照所需包角大小，将加速度曲线比例压缩的方法。图4-11示出了使用横向比例缩小法时不同包角下的气门加速度、速度和升程曲线，从图中不难看出，使用此方法设计升程时，若小包角变为原主升程包角的1/n，则设计出的最大速度变为原来的1/n，最大升程只有原来的1/n2。此外，横向比例缩小法还具有一定的弊端：a.使用横向比例缩小法设计出的气门升程的最大正加速度只和最大负加速度值与主升程相同，但是需要在更小的包角内完成加速度的变化，这不利于降低液压波动。b.包角越小，升程以平方的比例变小，曲率半径越来越难以满足要求，过小的曲率半径容易导致凸轮应力变大。c.受限于加速度曲线，小包角升程的最大升程和包角往往难以同时满足要求，只能根据具体要求予以取舍。d.由于包角较小且最大负加速度与原机相同，因此当气门升程处于负加速度段时气门弹簧的压缩量较小，容易使气门加速度超出气门弹簧所能提供的最大负加速度，从而造成气门与配气凸轮发生飞脱。因此，横向比例缩小法使用简单，适用于对升程型线要求不高的情况。（a）加速度（b）速度（c）升程图4-11横向比例缩小法加速度、速度和升程曲线（2）优化设计：优化设计相对于横向比例缩小法的优点在于，其最大升程和包角都能够按照要求进行设定。设计方法与主升程设计方法相同，但是最大加速度值和最大负加速度值均不可超过主升程。本二次进气升程采用对称升程，无需设置缓冲段，设计完毕的二次进气升程、速度和加速度曲线如图4-12所示。二次进气升程的包角为140°CA，最大升程设计为3.136mm，最大正加速度为12μm/°CaA2以及最大负加速度为11.86图4-12二次进气升程、速度和加速度曲线1.3.2排气回流升程设计排气回流升程的设计目的在于使排气门在进气冲程二次开启，使部分高温废气在进气冲程流回到气缸内并参与下一循环的燃烧。气门升程是内部EGR率的主要影响因素，在一定区间内气门升程越大，对于提高内部EGR率越有利，而开启持续角和开启相位对内部EGR率改变的影响较小。在配气凸轮与其从动件不发生发生飞脱的基础上，尽量将气门最大升程值设计得大一些。综合考虑各方面因素，最终将排气回流最大升程设计为2mm，包角设置为120°CA。排气回流升程、速度和加速度曲线如图4-13所示，其中最大正加速度为12μm/°CaA2，最大负加速度为10图4-13排气回流升程、速度和加速度曲线1.3.3压缩制动升程设计压缩制动升程的设计目的在于使排气门在活塞到达压缩上止点前打开，然后将气缸内被压缩的高压气体迅速释放出去。压缩制动升程的包角和最大升程不能太大，否则会影响制动功率，所以将包角设置为120°CA，气门最大升程设置为1.5mm。由于排气回流升程已经设计完毕，能够为压缩制动升程提供参考，所以本次设计采用纵向比例缩小法。保持包角不变，将排气回流升程的型线函数直接乘以0.75，相当于将排气回流升程在纵向进行了压缩，这样升程、速度和加速度都相应变为了排气回流型线的3/4。压缩制动升程、速度和加速度曲线如图4-14所示，压缩制动升程的包角为120°CA，最大升程设计为1.5mm，最大正加速度为9μm/°CaA2，最大负加速度为7.5图4-14压缩制动升程、速度和加速度曲线1.4气门与活塞间隙计算将进排气门的所有升程都全部设计完毕之后，下一步要确定气门开启相位。设定压缩冲程上止点为0°曲轴转角，图4-15为设计进、排气门的配气相位和气门升程曲线，其中进气门和排气门主升程的配气相位参考了原机。排气回流升程在排气上止点后40°CA开启，压缩制动升程在压缩上止点前75°CA开启。二次进气升程在压缩上止点后30°CA开启。图4-15设计进、排气门的配气相位和气门升程由于进、排气门主升程有所改变且气门在非常规位置进行多次开启，有可能发生气门碰活塞的情况，因此需要对一个工作循环中气门底部和活塞顶的位置进行计算，检验气门与活塞是否发现碰撞。试验样机的进、排气门竖直布置，连杆与活塞的连接处和曲轴旋转中心处于同一竖直位置，设定气缸盖底部平面为零升程，气门底部在缸盖底部上方时升程为正，反之升程为负，则在任何曲轴转角下气门底部与活塞顶距离计算公式为：（4-3）式中，为气门升程为零时气门底部距缸盖底部的距离，h为气门升程，为上止点时活塞顶部与缸盖底部的距离，为原机避阀坑深度，为连杆长度，为曲柄转动所形成的圆的半径，等于发动机活塞行程的一半，为曲轴转角。在原机的活塞上设有进排气门的避阀坑，其中进气门的避阀坑深度为1mm，排气门的避阀坑深度为2.15mm。此外，当气门升程为零时，进气门底部与排气门底部在同一平面上，而排气门底部在缸盖底部上方1.1mm处。图4-16为进、排气门底部与活塞顶部的距离曲线（以气缸底面为0升程），从图中可以知晓，在活塞上止点附近，气门与活塞的距离最小，发生相碰的概率最大。图4-16进、排气门升程与活塞距离为了更清楚地观察在活塞上止点附近气门与活塞是否相碰，图4-17示出了活塞上止点时进、排气门与活塞的距离。由图17（a）可以看出，在排气上止点附近，进气门与活塞的最小距离发生在363°CA处，最小距离为1.04mm（与原机相同）；排气门与活塞的最小距离发生在357°CA处，最小距离为3.28mm。因为排气门压缩制动升程在压缩上止点附近开启，因此又校验了压缩上止点附近排气门与活塞的最小距离，如图17（b）所示。在压缩上止点（720°CA），排气门与活塞的最小距离为2.75mm。（a）排气上止点（b）压缩上止点图4-17活塞上止点时进排气门与活塞距离通过上述分析可以看出：新设计的气门升程型线，使进、排气门在压缩上止点和排气上止点附近均不会与活塞发生碰撞，且排气门与活塞距离较大（最小距离为2.75mm），因此可适当减小活塞顶部的排气门避阀坑的深度，有利于改善燃烧性能，提高柴油机热效率。1.5配气凸轮升程计算试验样机为顶置凸轮轴，进气凸轮与排气凸轮在同一根凸轮轴上，从发动机自由端看凸轮轴的转向为顺时针转动。安装了可变气门机构之后，凸轮升程与气门升程的传递路线为：凸轮先与摇臂滚轮接触（滚轮半径为9mm），摇臂末端与可变气门机构的液压挺柱接触，液压挺柱通过高压油驱动液压活塞运动，最后由液压活塞顶开气门，实现气门的开闭。因此，若要求取凸轮升程，必须通过气门与凸轮之间传动关系，利用气门升程进行反推得到凸轮升程。由于液压活塞消除了气门间隙，因此气门升程就是液压活塞升程。又因为液压活塞升程和液压挺柱升程具有固定的比例关，且液压挺柱为摇臂末端从动件，所以利用气门升程除以活塞与液压挺柱的截面积比，就可以得到摇臂从动件的升程，最后通过摇臂结构的传递关系反推得到凸轮升程。无论摇臂滚轮在中间还是在端部，顶置凸轮轴摇臂传动关系都能够简化成如图4-18所示的简图，图中摇臂的从动件为气门。其中，Oc为凸轮轴的旋转中心，r0为凸轮基圆半径；摇臂结构简化为以O点为固定端的摆杆AOB，O点为摇臂支柱端的球心，A点为摇臂滚轮的转动轴心，rs为摇臂滚轮半径，B点为摇臂末端圆弧面的圆心，ρ为圆弧半径；F点为摇臂滚轮与凸轮的接触点，AF一直垂直于凸轮表面；C为摇臂圆弧与气门杆端面的接触点，BC一直与气门中心线平行，始终垂直于气门杆端面；OD为摇臂滚轮与凸轮基圆接触时BC延长线的的垂线，D为垂足。图4-18气门-摇臂-凸轮传动关系简图La为摇臂支柱球心到滚轮轴心的距离，Lb为摇臂支柱球心到末端圆弧圆心的距离，Lc为摇臂支柱球心到凸轮旋转中心的距离，La、Lb与Lc均为固定值；W为La与Lc的夹角，β为线段OD与Lb之间的夹角。因为∠OCOD和∠AOB的大小固定不变，因此β+W的也是固定不变的。随着气门升程的增大，β逐渐减小，W相应增加。利用△BOD和△AOOC的三角函数关系，即可将气门升程转化为凸轮升程。首先计算气门最大升程时各位置的参数和尺寸：（4-4）式中，为气门间隙，z为气门升程为零时线段CD的长度，hmax为气门最大升程，在本文中是液压挺住的最大升程，Rd为气门最大升程时线段OcA的长度，Kd为气门最大升程时∠OOCA的大小。图4-19凸轮与摇臂滚轮位置关系当气门处于任意升程时，凸轮转角与摇臂滚轮的位置如图4-19所示，Ad为气门最大升程时摇臂滚轮轴心所在位置，ys为凸轮从动件为半径rs的滚轮挺柱时的凸轮升程，αs为此时的凸轮转角。当气门为任意升程h时，凸轮轴转动了α，此时各位置的参数和尺寸为：（4-5）当凸轮转动方式为朝枢轴转动时，式中(K-Kd)前的符号为加号，背枢轴时为减号。至此就利用凸轮转角α和气门升程h和计算出了凸轮从动件为半径rs的滚轮挺柱时的凸轮转角αs和凸轮升程ys。由于所得到的（ys，αs）不是等步长的，因此后续还需要进行插值计算才能够得到等步长的数据。将主升程对应的凸轮凸起称作主凸起，二次进气升程、排气回流升程和压缩制动升程对应的凸起分别称作二次进气凸起、排气回流凸起和压缩制动凸起。以二次进气升程为例，图4-20便是经过计算得到的二次进气凸起的升程h、速度v和加速度j曲线。二次进气升程为对称升程，由图中可以看出，由对称气门升程得到的凸轮升程是不对称的。试验样机的凸轮轴是背枢轴转动，导致凸轮下降段的包角大于上升段包角。图4-20二次进气凸起升程h、速度v和加速度j曲线凸轮的曲率半径会对接触应力产生影响，过小的曲率半径会导致凸轮接触应力偏大，影响凸轮的使用寿命。在计算得到凸轮升程之后，下一步便是进行曲率半径的校验，计算公式为：（4-6）式中的R’和R’’分别是R对αs进行求导和二次求导得到的，各自以（mm/rad）和（mm/rad2）作为单位。对于曲率半径来说影响最大的是凸轮加速度，以二次进气凸起的曲率半径为例，图4-21是计算得到的曲率半径曲线。从图中可以看出，曲率半径的曲线与凸轮加速度曲线的形状非常相似，最小曲率半径出现在最大负加速度附近。因此，设计合理的加速度曲线并减小最大负加速度值，对于增大凸轮的最小曲率半径，降低凸轮接触应力来讲非常重要。图4-21二次进气凸起曲率半径曲线经过计算，原机进气凸轮最小曲率半径为11mm，设计的进气主凸起最小曲率半径为11.2mm，二次进气凸起最小曲率半径为11.9mm；原机排气凸轮最小曲率半径为15mm，设计的排气主凸起最小曲率半径为17.9mm，排气回流凸起最小曲率半径为15.8mm，压缩制动凸起最小曲率半径为17.6mm。因此，新设计进气凸轮和排气凸轮的最小曲率半径均大于原机，有利于降低凸轮接触应力，增加凸轮的使用寿命。1.6配气凸轮周向位置的确定气门每次开启的升程在配气凸轮上