内燃机配气凸轮优化设计与研究

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1、山东大学硕，I二学位论文jIIiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiii宣iiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiiii宣iiiiiiiiiiii上达到工作精度要求的综合分析，并且计算量小，在配气机构设计方案初选阶段单自由度模型是经常使用的，但是更详细的情况，诸如传动链的飞脱，弹簧的颤振是否会导致过大的应力等等，就无法由单自由度模型的分析得到【5】【9】。1．2．2-"质量模型二质量动力学模型将配气机构简化为两个集中当量质量M1和M2。其中，M1质量成分包括挺柱的质量，推杆的质量。M2为气f-]俱JJ部件的质量。其中摇臂轴凸轮一侧的质量、刚

2、度和阻尼都应换算为相应的当量质量、当量刚度和当量阻尼。此两质量由一根代表气门系统刚度的弹簧相连，而气门弹簧使两质量与上述弹簧保持接触。该模型主要是分析挺柱刚度值、阻尼值的变化规律以及摇臂以前的传动链的刚度值和阻尼值的变化规律对配气机构动力特性的影响【9】【101。1-2．3多自由度模型多自由度振动模型，简称多质量模型，与单质量模型相比，能够更精细地研究传动零部件的运动规律。在多自由度模型中，我们把挺柱一推杆一摇臂—气门的传动链用四个集中质量来代替，把外弹簧用N1个集中质量来代替，内弹簧用N2个集中质量来代替(其中最后一个质量代表弹簧下座)。此种计

3、算称之为“4+Ni+N2自由度模型。该模型考虑了高阶振动的影响，细致描述了各驱动零件的运动规律。多自由度系统计算便于对机构各零件，尤其是弹簧的运动进行分析。由于计算耗时太多，一般只在气门弹簧振动十分严重的重点工况下才进行多自由度系统计算【9】【101。1．2．4有限元模型近些年来随着有限元技术的成熟和发展，采用有限元模型对配气机构进行动力学分析，可以得到整个配气机构的动力特性。配气机构有限元模型可以进行配气机构的动力计算，可以计算出配气机构各零件的位移、速度和加速度、零件的接触应力和变形。我们在研究气阀振动情况的下，描述气阀振动对工作可靠性和使用

4、寿命的影响等方面往往使用有限元模型计算方法。4第l帝绪论1．3配气凸轮优化设计方法内燃机配气凸轮优化设计的优劣直接影响到其动力性，经济性，可靠性，振动，噪声与排放特性的好坏【6】。配气凸轮的丰满系数越大，则进气量越多，内燃机的动力性能与经济性能越好，排气烟度与热负荷越底：凸轮形线的圆滑性越好，内燃机的振动与噪声越小：凸轮与挺柱间的接触应力越小；润滑特性越好，内燃机配气机构的冲击载荷及摩擦磨损越小。配气凸轮型线优化设计的任务就是在确保配气机构能可靠工作的前提下寻求最佳的凸轮设计参数。凸轮型线的设计己从静态设计、动态设计发展到系统动力学优化设计，系统

5、动力学设计考虑配气机构的弹性变形，可更精确地描述配气机构的运动和受力情况，并统一考虑机构动态参数与凸轮型线，从而实现凸轮型线优化设计【¨。1．3．1静态优化设计在静态优化设计中，将配气机构看成绝对刚体，不考虑它在运动时的弹性变形．用此方法设计凸轮型线主要用三项指标来判别其好坏。(1)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。(2)静态加速度峰值。即挺柱最大正加速度口一和最大负加速度口ⅡliⅡ，也就是说口一和口岫的绝对值越小，高速动态性能越好。(3)凸轮廊面最小曲率半径，或者凸轮与挺柱表面的接触应力。设计凸轮时，应避免其

6、最小曲率半径过小，这样会导致接触应力很大，并会使凸轮过早磨损．一般认为最小曲率半径应大于2mm。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，但有较大时面值。对转速不高的发动机来说，它所引起的振动和噪声较小，故在较低转速的发动机上还有一定的使用价值。但随着发动机转速的提高，振动和噪声趋向严重。为解决此问题，人们又用此法设计了函数凸轮，如复合正弦凸轮及复合摆线凸轮等。这类凸轮型线变化形式较多，但其加速度曲线都是连续的。当内燃机转速进～步提高时，配气机构的弹性变形引山不大掌坝十掌位论文起气门剽烈振动，严重时会破坏气门的正

7、常工作，产生飞脱和反跳，这不仅加剧了发动机的振动、噪声和各零件间的磨损，还会使充气性能有所下降。为了解决这些问题，人们就提出了动态设计的方法【6J【71。1．3．2动态优化设计在动态优化设计中，考虑弹性变形，把配气机构看成弹性系统。主要由下列指标来评价凸轮型线。(1)气门的动态加速度峰值。也就是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波峰值和第一个负加速度波谷值的大小，以及落座后的气门动态响应。(2)动态充气性能。即考虑进排气管压力波动，多缸机各缸的抢气现象，配气相位对充气性能的影响。随着内燃机转速的提高，静态和动态充气性能的差别越

8、来越大，这主要是由两部分因素引起的，一是当转速提高，吸气过程缩短，进排气管压力波的动态效应增大；另一方面气门发生飞脱和反跳，破坏了正常的