第八章配氣機構(gòu)設(shè)計

1、第八章 配氣機構(gòu)81 概 述一、配氣機構(gòu)設(shè)計要求1、保證發(fā)動機氣缸的換氣質(zhì)量：排氣盡量干凈，進(jìn)氣盡量充分,因 此要求氣門的通過能力足夠；（1）氣門時面值（角面值） 時間-斷面值(角度-斷面值)流量系數(shù) 氣門 通過 能力 任意氣門升程h時刻氣門的通過斷面為：式中：h任意時刻氣門升程 氣門錐角 dh氣門喉口直徑 )2sin21(cos)sincos2(2)cos()(2hdhdhdhddhfhhhh氣門的時間斷面值（角度斷面值）為 ( ) 可用下圖表示 氣門通過能力還可以用時間斷面豐滿系數(shù)表示： fm氣門平均通過截面, fmax氣門最大通過截面： 21)(ttdttf21)(dfmax/ ffmf

2、)2sin21(cosmaxHdHfh如右圖所示，實際的豐滿系數(shù)因為有氣門的提前開啟、推遲關(guān)閉比上式的計算值大。 可見，氣門時面值和豐滿系數(shù)取決于dh、H、氣門升程變化規(guī)律和配氣相位。 （2）流量系數(shù)m 平均流量系數(shù)m需在不同氣門升程下作穩(wěn)流實驗，由實測流量與計算得出的理論流量之比，繪出曲線求平均值。 流量系數(shù)反映了氣門處的流動阻力特性。阻力的影響可通過馬赫指數(shù)Z考核：式中：a氣門座處的音速 k絕熱指數(shù) R氣體常數(shù) T氣門處氣體絕對溫度 m平均流量系數(shù) D氣缸直徑kRTaavdDZmmh2平均流量系數(shù)進(jìn)氣馬赫數(shù)實驗表明：進(jìn)氣門的Z0.6時，充氣系數(shù)就大幅下降，設(shè)計時一般Z值在0.5以下。現(xiàn)代發(fā)

3、動機最大扭矩時Z0.40.45；最大功率時Z0.650.75，相應(yīng)的充氣系數(shù)在0.8左右。馬赫指數(shù)與充氣系數(shù)的關(guān)系如下圖所示： 2、具有良好的動力性，工作平穩(wěn)，振動噪聲??；3、布置緊湊；4、磨損小，使用壽命長；5、結(jié)構(gòu)簡單，便于調(diào)節(jié)。二、結(jié)構(gòu)型式與布置1、結(jié)構(gòu)型式：有頂置凸輪軸式（overhead camshaft，OHC） 和下置凸輪軸式兩類。a)下置凸輪軸側(cè)置氣門下置凸輪軸側(cè)置氣門b)下置凸輪軸頂置一列氣門下置凸輪軸頂置一列氣門c)下置凸輪軸頂置兩列氣門下置凸輪軸頂置兩列氣門下置凸輪軸式下置凸輪軸式頂置凸輪軸式頂置凸輪軸式a)頂置凸輪軸擺臂驅(qū)動氣門頂置凸輪軸擺臂驅(qū)動氣門b)頂置凸輪軸搖臂驅(qū)

4、動氣門頂置凸輪軸搖臂驅(qū)動氣門c)頂置凸輪軸直接驅(qū)動氣門頂置凸輪軸直接驅(qū)動氣門典型的氣門凸輪機構(gòu)典型的氣門凸輪機構(gòu)2、每缸氣門數(shù)及布置（1）每缸氣門數(shù) 現(xiàn)代內(nèi)燃機絕大多數(shù)仍采用每缸一進(jìn)氣門、一排氣門的方案，但多氣門技術(shù)仍是發(fā)展趨勢對車用汽油機：D80mm時，每缸2進(jìn)、2排可得最大的進(jìn)氣通流面 積； D120mm時采用每缸2進(jìn)、2排方案，現(xiàn) 代D=8090mm的直噴柴油機上亦開始采用4閥 方案 采用多氣門技術(shù)的優(yōu)點：氣缸充量更換徹底；氣門組尺寸小、 質(zhì) 量輕，更適應(yīng)高速運轉(zhuǎn)；排氣門 熱負(fù)荷小，工作可靠性易于保證； 噴油器或火花塞可以布置在燃燒室 中心位置，便于燃燒過程的組織。 缺點：氣缸蓋結(jié)構(gòu)復(fù)雜

5、，制造困難；氣門 驅(qū)動機構(gòu)復(fù)雜；零件數(shù)量增加。 （2）氣門布置每缸2氣門布置方案 (a)相鄰兩缸可以共用進(jìn)氣道，可使進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)簡化，并可獲得較大的通道(b)進(jìn)排氣閥交替配置，氣道單獨布置，冷卻效果好，氣缸蓋溫度場均勻，熱變形小，適合熱負(fù)荷較大發(fā)動機；對采用螺旋進(jìn)氣道的高速柴油機必須采用此方案(c)二沖程直流掃氣發(fā)動機用(d)進(jìn)排氣閥分置曲軸中心線兩側(cè)，氣閥中心線可以同氣缸中心線布置成一傾斜角度，從而可以增大氣閥直徑；但此方案氣門驅(qū)動機構(gòu)較復(fù)雜，采用頂置凸輪軸時，須通過搖臂驅(qū)動每缸4氣門布置方案 (a) 同名氣門排成兩列，并與曲軸軸線方向垂直：氣門驅(qū)動結(jié)構(gòu)簡單；但由于同名氣門位于同一氣道中前后串

6、 連，兩個進(jìn)氣門進(jìn)氣效率不一致影響充氣效果，兩個排氣門中靠近排氣管的排氣門將受到兩股排氣氣流的沖擊，引起較高的熱負(fù)荷，設(shè)計時須采取措施。(b) 同名氣門排成兩列分置曲軸軸線兩側(cè)平行方向：氣道通暢，流動性能較好，缸蓋熱負(fù)荷較均勻，氣缸蓋中央便于布置預(yù)燃室；但要采用兩根凸輪軸或用一根凸輪軸并采用復(fù)雜的氣門驅(qū)動機構(gòu)。(c) 同名氣門同曲軸軸線成斜線兩列布置：兩個進(jìn)氣門有單獨的氣道，有利于組織進(jìn)氣渦流，對于兩個同氣道的排氣門易于采取措施改善排氣門及缸蓋熱負(fù)荷的均勻性3、凸輪軸的布置及傳動（1）下置式凸輪軸：齒輪傳動（2）頂置式凸輪軸：鏈條或齒帶傳動 82 凸輪型線設(shè)計一、凸輪設(shè)計要求：（1）保證獲得盡

7、可能大的時間斷面值，即氣門開啟和關(guān)閉得快， 以保證在盡可能大的凸輪轉(zhuǎn)角內(nèi)氣門接近全開位置；（2）保證配氣機構(gòu)各零件所受的沖擊和跳動盡可能小，即正負(fù)加 速度盡可能小且不產(chǎn)生突變，以保證配氣機構(gòu)的可靠性和壽 命。二、分類按工作段曲線型式，發(fā)動機上采用兩類配氣凸輪：1、幾何凸輪 先選定凸輪的幾何形狀和氣門驅(qū)動形式，計算挺柱（ 或氣門）的運動規(guī)律，然后校核所設(shè)計凸輪的幾何形 狀是否滿足設(shè)計要求。典型的幾何凸輪如組合圓弧凸 輪 2、函數(shù)凸輪 從發(fā)動機性能對配氣機構(gòu)、氣門通過能力等的性能 要求出發(fā)，先擬出挺柱（或氣門）的運動規(guī)律，然 后求出凸輪外形。典型的函數(shù)凸輪如高次方凸輪 。三、凸輪型線設(shè)計如圖所示，

8、發(fā)動機配氣凸輪由三部分組成：基圓段、緩沖(過渡)段、工作段。緩沖段作用：控制氣門的開始升起和落座速度，緩和氣門開閉時對 氣門座的沖擊，降低噪聲，并確保時面值。為克服配 氣機構(gòu)的熱變形，保證氣門在任何工況下都能閉合， 必須留有氣門間隙；為克服配氣機構(gòu)的彈性變形，保 證時面值，必須留有緩沖段。設(shè)計的緩沖段升程h0應(yīng) 保證大于兩者所需凸輪升程之和。 1、緩沖段設(shè)計 緩沖段設(shè)計包括緩沖段升程h0、所占凸輪轉(zhuǎn)角0和緩沖段函數(shù)的選擇。h0必須保證大于氣門間隙和配氣機構(gòu)的彈性變形量之和；0必須依據(jù)h0確定。常用的緩沖段曲線型式有等加速等速型、余弦函數(shù)型、等加速型等。以等加速等速型為例，其方程式為： 式中：C

9、、E1、E0為常數(shù)，01為等加速度段所占凸輪轉(zhuǎn)角)(0)0(2)()0(2)()0(001012200110100110012CdhdECddhEEChTTT相應(yīng)的運動學(xué)曲線如圖所示 不同型式緩沖段的特點比較：等加速等速型 終點加速度為零，同工作段加速度能光滑連接，沖擊、噪聲小；當(dāng)機構(gòu)實際間隙發(fā)生改變時，不影響挺柱（氣門）的速度和加速度；且由于升程增加較快，間隙變動和制造誤差對氣門正時影響不大。終點處二階、三階倒數(shù)為零，故更適宜與始點處三階導(dǎo)數(shù)為零的工作段相接。余弦函數(shù)型 終點加速度為零，易于同一般函數(shù)凸輪工作段相接，保證加速度曲線連續(xù)，沖擊和噪聲小，但存在制造偏差或氣門間隙變化時，不能保證氣

10、門在過渡段終點處啟閉，氣門會以加速度開啟或落座，造成沖擊。等加速度型 可使緩沖段終點附近曲線斜率較大，便于保持配氣相位準(zhǔn)確，還能使機構(gòu)的部分動變形在緩沖段內(nèi)實現(xiàn)，有利于增大時間斷面值。適用于采用液力挺柱的配氣機構(gòu)。液力挺柱目前多用于轎車發(fā)動機上，可以降低噪聲；無需檢查、調(diào)整氣門間隙，簡化維護(hù)保養(yǎng)；配氣正時更為精確，保養(yǎng)周期更長。 液力挺柱工作原理液力挺柱工作原理2、工作段設(shè)計 工作段的設(shè)計應(yīng)保證時面值大，加速度曲線無突變，曲線盡可能高階光滑。能較好地滿足此條件的典型凸輪為高次多項式凸輪。這類凸輪的整個工作段為以無因次量（下降段為 ）作自變量的高次多項式，通常取5 7項。其挺柱升程表達(dá)式形式為：

11、式中的待定系數(shù)決定于凸輪設(shè)計的邊界條件： w/11/wSRQPTccccch43210（1）當(dāng)=w 時，hT=hTmax，從而有 c0=hTmax （2）當(dāng)=0和=2w時，1，hT=0（氣門關(guān)閉）， 從而有 c0+c1+c2+c3+c4=0（3）當(dāng)=0和=2w時，1，dhT/dt=v0/i（氣門以v0 速度落座，i為搖臂比），凸輪轉(zhuǎn)速為T，則有 Pc1+Qc2+Rc3+Sc4=v0w/iT（4）當(dāng)=0和=2w時，1，d2hT/dt2=0，亦即d2hT/d2=0（要求氣門開啟和關(guān)閉時，加速度為零，使工作段與緩沖段光滑過渡），從而有 P(P1)c1+Q(Q1)c2+R(R1)c3+S(S1)c4=

12、0（5）當(dāng)=0和=2w，即1時，d3hT/dt3=0，亦即 d3hT/d3=0（要求氣門開啟和關(guān)閉時無脈沖），從而有P(P1)（P2）c1+Q(Q1)（Q2）c2+R(R1)(R2)c3+S(S1)(S2)c4=0由上面五式可求出待定系數(shù)：)()() 1()()() 1()()() 1()()() 1(max4max3max2max1max0SPSQSRQRPQPPRRQvQRPhcRPRQRSQPSQPPSQSvQPShcQPQRQSPRSPRPSRSvPRShcPQPRPSQRSQRQSRSvQRShchcRTRTRTRTT式中w、hTmax和vR及一組P、Q、R、S冪指數(shù)選定后，便可求出

13、各待定系數(shù)，這樣，升程曲線也確定下來，再進(jìn)行求導(dǎo)，就可計算出dh/d和d2h/d2曲線。冪指數(shù)按下列條件的確定：（1）當(dāng)=w，即hT=hTmax，挺柱速度為零，dhT/dt=0，因此P、Q、R、S都必須大于1（2）通常配氣凸輪為對稱凸輪，故P、Q、R、S應(yīng)為偶數(shù)，且不妨設(shè)PQRS（3）當(dāng)=w ，即hT=hTmax時，挺柱具有最大負(fù)加速度，d2h/d24 （5）在挺柱上升和下降區(qū)間內(nèi)加速度曲線都只能有一個最大值，即在兩個區(qū)間內(nèi)各只有一處d3h/d30，以保證加速度曲線不出現(xiàn)波浪形，可以證明，此時冪指數(shù)滿足以下關(guān)系式：R-Q=S-Rm，一般可按下式選?。?式中：n=3、4、5、6、 ， m=2、4

14、、6、mnSmnRnQ2222如表所示，冪指數(shù)的選取對挺柱升程曲線的豐滿程度、最大正負(fù)加速度比值、正加速度段寬度等有直接影響。一般冪指數(shù)越大，升程曲線越豐滿，所得的時間斷面值越大；正加速度也增大，配氣機構(gòu)所受負(fù)荷及沖擊越大。但同時，負(fù)加速度降低，對提高氣門彈簧的彈力儲備有利。 高次方凸輪的優(yōu)點是：高階光滑，對既定方程改變凸輪升程與凸輪轉(zhuǎn)角很方便。缺點是：要求配氣機構(gòu)有較高的剛度，否則易發(fā)生氣門“飛脫”；負(fù)加速度段對彈簧的適應(yīng)性不好；方次高時，正加速度段寬度明顯減小，不能滿足高速發(fā)動機的要求。 83 配氣機構(gòu)動力學(xué) 配氣機構(gòu)動力學(xué)主要解決：考慮機構(gòu)的彈性變形和振動的前提下，分析氣門的真實運動以及

15、載荷變化。這里以下置式凸輪機構(gòu)為例分析 一、配氣機構(gòu)動力學(xué)模型1、單自由度模型 實際配氣機構(gòu)固有頻率較高，外界干擾頻率與之相比很低，干擾力相當(dāng)于靜載荷，故系統(tǒng)在工作中主要以基頻振動，因此可以用單自由度模型來代替實際的配氣機構(gòu)。（1）當(dāng)量質(zhì)量氣門處的當(dāng)量質(zhì)量M式中： Gv、Gs、Gp分別為氣門（包括氣門鎖夾）、氣門 彈簧、推桿重量 IR搖臂對搖臂軸的轉(zhuǎn)動慣量 Lv搖臂軸到氣門軸線距離 i搖臂比2233giGLIgGgGMpvRsv （2）剛度與阻尼 整個系統(tǒng)的剛度看成是推 桿的剛度C，當(dāng)成剛度為C的 彈簧，配氣機構(gòu)的阻尼力為 Pd 。Cs 、C2 、D2分別為氣門 彈簧剛度、氣門座剛度、氣 門座

16、阻尼。 (3) 當(dāng)量質(zhì)量M上的作用力 驅(qū)動機構(gòu)彈性恢復(fù)力Pf 式中：y氣門實際位移 x0氣門間隙 xt挺柱位移 i搖臂比因此： x=ixt-x0為不計彈性時氣門的理論位移，z=x-y為換算到 氣門一邊的氣門驅(qū)動機構(gòu)的彈性變形。 氣門彈簧彈力Ps P0為彈簧預(yù)緊力 )(0yxixCCzPtfyCPPss0氣門驅(qū)動機構(gòu)阻尼力P 為內(nèi)阻尼與外阻尼力的合力： D1 氣門驅(qū)動機構(gòu)外阻尼 氣體作用力Pg 僅須考慮排氣門頭部上下壓力差，有時可忽略 yDzDPd1（4）氣門運動微分方程 利用z=xy關(guān)系，從上式中消除z或y，可得兩個方程： （1） （2） 式（1）描述氣門實際運動，式（2）描述驅(qū)動機構(gòu)變形gs

17、gdsfPyDzDyCPCzPPPPyM)()(10 gsPPCxxDyCCyDDyM01)()( gssPPxCxDxMzCCzDDzM011)()( 設(shè)凸輪以等角速度c旋轉(zhuǎn)，將上述兩式由對時間求導(dǎo)轉(zhuǎn)為對凸輪轉(zhuǎn)角求導(dǎo)c求導(dǎo)，即將 代入可得氣門運動微分方程的最終形式： （3） （4）可用數(shù)值方法求解上述兩方程yyyycc 2, 20221cgcccscMPPxMCxMDyMCCyMDDy 202121cgcsccscMPPxMCxMDxzMCCzMDDz 求解時的約束條件為：a. 飛脫條件 z0: 配氣機構(gòu)只能壓縮，不能拉伸，出現(xiàn)此情況時，表明發(fā)生了脫離b. 落座條件 y0: 如圖所示，y時，

18、氣門未離座；升程增加到y(tǒng)后，氣門才真正開啟；y0表明氣門落座c. 反跳條件y0：滿足條件 a后再次出現(xiàn)此情況，則氣門反跳 氣門落座時，配氣機構(gòu)運動鏈已開始脫離，因此推桿、氣門不參與反跳。此時計算的機構(gòu)當(dāng)量質(zhì)量只考慮氣門彈簧和除彈簧外的氣門組件兩部分。 2、多自由度模型 單質(zhì)量系統(tǒng)只能綜合評定氣門的運動，主要用于總體校核。為了考核高階振動的影響，具體分析各驅(qū)動零件的運動規(guī)律，了解氣門彈簧的顫振和配氣機構(gòu)的異常振動，從而明確構(gòu)件中的薄弱環(huán)節(jié)，則須進(jìn)行多自由度模型的動力計算。 進(jìn)行多自由度模型計算時，將配氣機構(gòu)看成多質(zhì)量系統(tǒng)：挺柱、推桿、氣門各用一個集中質(zhì)量代替；搖臂用一個或兩個集中質(zhì)量代替；氣門彈

19、簧有效圈的每圈作為一個集中質(zhì)量。各質(zhì)量間各用具有當(dāng)量剛度的無質(zhì)量彈簧相聯(lián)結(jié)，從而形成一個多質(zhì)量模型。 與單質(zhì)量模型相同，對多自由度模型的各集中質(zhì)量根據(jù)其受力情況按動力學(xué)定理分別列出其運動微分方程，然后聯(lián)立求解。求解時注意：1）多質(zhì)量系統(tǒng)中從挺柱開始升起直至氣門落座的整個時期內(nèi)，參加運動的質(zhì)量數(shù)以及各自的受力情況是變化的，因此應(yīng)分階段列出每一個質(zhì)量的運動微分方程；2）與單自由度模型相同，計算過程中也應(yīng)隨時判斷傳動鏈脫離，彈簧碰圈、氣門落座、反跳等條件，及時改變微分方程式。二、配氣機構(gòu)振動控制1、提高氣門系統(tǒng)的自振頻率 （Hz） 式中C及Cs分別為配氣機構(gòu)及氣門彈簧剛度；M為氣門系統(tǒng)換算到氣門的當(dāng)

20、量質(zhì)量。 外界的激振力頻率要比氣門系統(tǒng)自振頻率小，因此提高機構(gòu)自振頻率，一般能使氣門落座平穩(wěn)，運動鏈脫離次數(shù)減少，甚至完全消除脫離。 提高fn的措施主要是提高C、降低M MCCfsn212、合理設(shè)計凸輪型線 凸輪型線應(yīng)保證有足夠的緩沖段高度，氣門不得在凸輪型線的工作段開啟和落座。 氣門振動可認(rèn)為是正加速度段激發(fā)的強迫振動與系統(tǒng)彈性變形引起的自激振動的疊加。疊加的結(jié)果使氣門系統(tǒng)的振動被強化或被削弱。因此須使正加速度段的寬度大于氣門系統(tǒng)的一個自振周期，達(dá)到削弱振動的目的。這一設(shè)計要點通常用正加速度段包角對應(yīng)的時間與系統(tǒng)自振周期之比K來評定：式中：正加速度段包角（） na氣門系統(tǒng)的自振頻率，次/分 nc凸輪軸最高轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)/分 acnnK/360 最佳K值與挺柱加速度曲線形狀有關(guān)：加速度曲線越光滑，最佳K值越大。 對等加速等減速及圓弧凸輪，加速度曲線不連續(xù)，最佳K值為1，最不合理的K值為1.5； 對加速度曲線光滑時，K=1時機構(gòu)振動劇烈，K=1.5時，工作平穩(wěn)對函數(shù)凸輪，一般K1.371.43 3、合理設(shè)計氣門彈簧 1) 適當(dāng)提高剛度（其自振頻率應(yīng)高于凸輪軸旋轉(zhuǎn)