外文翻译--分析和实验输出式凸轮阀系统的液压挺杆 中文版

分析和实验 输出式凸轮阀系统 的 液压挺杆 Won-Jin Kim-, Hyuck-Soo Jeon- and Youn-Sik Park- （ 1989 年 9 月 11 日） 在本文中，跟随型凸轮式阀系统采用了液压挺杆的运动分析和实验研究研究。首先，为每个相应的凸轮角度 和 凸轮与从动件之间的接触点， 做 精确的运动分析。 6 自由度 J 弹簧 阻尼器模型构建模拟阀动作解析。构建模型时，大多数参数 已 确定。但一些值，这是很难派生 的 ,如阻尼系数的实验测定与工程 参数 。为了显示的效果分析模型，预测凸轮阀动作，直接比较，测得的气门和挺杆运动 。 关键词：指跟随（ Oscillati W 滚子从动件），顶置凸轮轴（ OHC），凸轮阀门系统，跳跃，弹跳 NOMENCLATURE- A E：在挺杆油腔的等效截面积， C.C.2 C.3：等效阻尼系数阀 阀座 C.e：阻尼系数， N-S / M C， F， CVF， CFE：等效阻尼系数接触 C， P：挺杆： ns / m 的等效阻尼系数 0：基本的自然频率，气门弹簧，赫兹 H：汽缸和活塞，毫米之间的空隙。 K.1K. 2 K.3：阀的等效刚度系数 K.：刚度挺杆， N / m 的弹簧软 K， F， KVF， KFE：接触的等效刚度系数 L：柱塞长度， mm 杠杆臂，力 Ff“毫米 VF：毫米力 FVF，杠杆臂 跟随质量， kg MT：相当于挺杆质量， kg MV：相当的阀门质量， kg； 1 简介 设计凸轮的气门传动装置的内部燃烧引擎，有很多事情要考虑，如阀面积，峰 值 的凸轮加速，正确的凸轮 运行 角度，由于增加的速度斜坡内燃机，凸轮阀的动态效果系统变得更重要。最近，一些研究聚焦的动态效果上的凸轮气门系统已经完成。秋叶等（ 1981）构建了一个自由度模型来分析 OHV（顶置气门）式凸轮气门系统，并研究了系统运动的动态效 果。 Jean 和 Pink（ 1989 年）试图来分析同一个类型的阀门集中质量的动态模型，并设计了一个系统最佳的凸轮形状考虑动态 模型 。皮萨诺和弗罗丹斯顿（ 1982）开发了一个动态模型的高速度阀系统能够预测既有正常系统响应以 非正常系统 的跳跃。 目前 几乎 出现 集中在高速凸轮系统的研究系统上具有恒定的摇杆臂比和阀 体的 分离现象。特别是凸轮的分析系统 与 液压挺杆 的关系 一直没有彻底研究。在这项工作中，一个顶置凸轮轴凸轮的气门液压挺杆和 从动件的分析 ，解析与分析集中质量模型 的疑难 和验证了其可靠性。这项工作中所用的凸轮 从动 系统是具有复杂的 动态液压挺杆和非线性不同摇臂比率 的 。 从摇臂比值偏离高达 34的基线值和凸轮之间的接触跟随移动。 从动件 的摆动不支持在一个固定的点 摆动 ，但 可以 在一个顶部安装垂直移动的支点的液压挺杆 下摆动 。液压挺杆的主要作用是消除气门间隙， 排除 气门机构内的有害影响。但是在高工作速度区域，液压挺杆可以 让 一个不寻常的气门运动 恢复正常 。因此，液压挺杆的特性，必须考虑 其 在配气机构的动态模型 中的地位 。研究的 主要目标 类似 CAM 系统 ，它 是由陈和皮萨诺（ 1987 年）建立 的 六自由度模型考虑平移和旋转运动的跟随 型 阀门。 遗憾的是 他们用一个简单的单自 由度模型的液压挺杆 作为分析对象 。他们只注重分析工作，并没有试图验证实验的结果 2 阀门建模 OHC 式凸轮气门实际的整体形状是 如图 1.所示 ,为了准确地描述阀运动，阀 为 6个 自由度。阀的开闭运动 YV，液压挺杆平移运动 Y， 跟随平移和旋转运动 Y 和8，和两个额外程度的自由 YS 和 YS2 代表气门弹簧平移运动。采取气门弹簧 YS和 YS2 的原因 是考虑气门弹簧激增的现象。它是已知的的阀簧影响阀动作 之一 ，尤其是在运行速度是很高的 时候 。由于凸轮轴可视为刚性 的 和固定在其轴承上，其动态特性在模型中被忽略 ， 建模过程的细节解释如下。 图 1 结构示意图 2.1 联络点建模 如图 1 中所示 ，跟随型凸轮气门有 4 个气门传动 的 部件之间的接触点。那些是从动件 和挺杆之间 的联系 ， 凸轮 从动和阀的阀座和阀。阀座的接触 点 与 其他接触件 发生周期性的 运动 ，不同 接触件 应该保持 其自身的运动方式 。阀座刚度（ KSE）和阻尼（ CSE）的的均取自以前发表的文献（陈和皮萨诺， 1987）上 ， 另一方面，相当于阻尼和刚度系数在其他的接触点进行了预测接触理论利用形状系数，弹性模量 。 AJ 假设适当的范围内的接触的力量，相应 于 接触刚度计算 中的 接触理论。然后，等效刚度在每个接触点的最小误差曲线 中 获 得的接触刚度（ Roark 和青年，1976 年）。它假定挺杆和从动件之间的接触是凸轮和跟随器两个领域之间的内在联系 相当于互相 接触的两个气缸，从动件和阀之间是在一个平面上的气缸的接触。在每个接触点的阻尼系数假设为 0.06，临界阻尼系数（ CCR）使用式（ I）的计算。 M，和 Mz 相当于群众每个接触的部件。它假定每个接触组件的等效质量（ M，和 Mz）被连接由一个弹簧和一个阻尼器连接。 在每个接触从动件的等效质量（ Me）的点，可以得到由式（ 2）考虑到跟随器的转动惯量。 MF 是跟随同等质量和 同等 距离之间的的 从动件 质量 中心和每个相应的联系点。在接触点的等效质量的凸轮轴点估计到无穷大的，它是刚性的，固定在其轴承 上 。相当于群众的挺杆和阀在其他的接触点 M，和 MV。 图 2 使用的模型 2.2 气门弹簧建模 为了考虑阀弹簧缓冲效果，该阀弹簧建模与 式 2（ M， MZ），一些假设的阀簧建模。这些是：（ 1）对称性（ K.， KSA 和 C），（ 2）等效的静态刚度和基本的自然频率与模型模型和实际之间 具有 固有 的 频率系统，（ 3）适当的阻尼假设。由于考虑到气门弹簧夹紧，夹紧边界条件，次级自然频率阀春时的基本春天的两倍自然频率。所有的上述假设给 出： 弹 簧刚度和固有频率的使用阀弹簧假定比例为 4的粘性阻尼。 2.3 液压挺杆建模 图 3 所 示液压挺杆的横截面 示意图 。油通过入口进入和填充中央挺杆柱塞腔。当柱塞向下移动 时 单向阀被关闭，油从油室通过狭窄的活塞和汽缸之间的间隙产生出的 阻尼力。在下一步骤中，当柱塞向上移动，由于内部的弹簧定位腔室，所述单向阀被 油 打开，油重新填充 阀 室。液压挺杆 的变化如 简化图 3 所示， 右侧等效刚度的挺杆被 假设 估计，所流体是完全以压缩 的形式 流过径向间隙。 关系 式： 其中， E 是体积弹性模量，他的长度是压缩的油室， Ae 是柱塞面积。另一方面 ，等效阻尼 系数 证明 油是完全不可压缩的。它认为过多的油脂因柱塞运动完全通过流动的径向间隙。然后等效阻尼值可以预测理论流体力学。它是已知的阻尼系数柱塞运动的方向变化。这些 得出 其中 J1 是油的粘性系数， L 是柱塞长度， RP 柱塞的半径， h 为间隙缸和柱塞。所有挺杆尺寸和性能列于表 1 中。方程（ 4， 5），来自上述两种极端的情形。一为 假设完全压缩，和另一种是完全不可压缩 的 。但在实际情况中，由于阻力（ FD） ，柱塞运动将被放置在中间的某个地方两个值（ Kreuter，马萨诸塞州， 1987）。 于是 于推出了两款系数 a 和 P（ O A I， OP 1），阻力可建模为式（ 6）。 其中， a 和 p 可以通过比较模型确定模拟结果与实验测得的记录 。 2.4 质量和转动惯量建模 阀，柱塞挺杆，和 从动件 质量（ MV，山和 MF）直接测量。从动件的转动惯量如果考虑其几何形状 必须 经过精心计算。所有用过的质量 ， 刚度和阻尼值进行了总结于表 2。 图 3 液压挺杆和简单的操作图 。 表 1 挺杆的尺寸和性能 和表 2 使用的模型参数 3 分析 手指跟随型 ORC 凸轮气门系统的特征在于与不同的凸轮轴摇臂比旋转。所以搜索确切的运动学分析联络点凸轮与从动件之间是不可避免的，做动态分析。 3.1 运动学分析 凸轮和从动接触 时 ，挺杆被认为是固定的点。结果发现，挺杆运动时接触点的影响是可以忽略不计。挺杆运动，这是在大多数 O.I（毫米）。就足够 小了 ，可以忽略不计不同凸轮升程的幅度。当凸轮给出的数据是与所需的实际的凸轮形状的凸轮升程 时 （ S），（ X， Y），接触与平坦的跟随，可以得到由式（ 7）的基准摇臂比为 1.47 的波动范围摇杆在循环过程中，臂比从 1.15 至 1.97 不等。 其中， Rc 为凸轮基圆。 0 是凸轮角， S 是平面从动位移，且 X 和 Y 指定的凸轮形状。增量可以计算出三条曲线间的平面从动位移，当凸轮的形状 （ X. Y），凸轮和从动件之间的接触点，可以 进行 运动学分析。图 4 所示的想法 是 如何找到联系点的 顺序 。首先，旋转的 从动件 围绕一个固定的凸轮。然后再找出轨迹跟随中心（ CC）。搜索每个跟随的联络点旋转角度（ OC） ， 使用原则的接触点的连接线的 凸轮中心（ A）和跟随中心（任何点位点 CC） ， 交叉对应的凸轮角度的切线。然后 CON 轨迹可以通过以下来确定旋转接触点 下 落 后 可能相应凸轮角（ 8e）的。的运动学尺寸图。 4 给出于表 3。瞬时摇臂比的计算方法除以与手指跟随器的总长度枢转点和凸轮和之间的水平距离为每个相应的凸轮从动接触点角 度。得到的接触点轨迹和相应的波动摇臂比本研究示于图中。图 5（ a），（ b）所示。 图 4 滚子从动件的运动学分析 图 5 接触点轨迹和波动摇臂比 3.2 动力学分析 根据 凸轮形状，操作速度和从动件的形状的 运动规律， 运动方程可以很容易地构造。在计算过程中的接触点，所有尺寸的 L FC（挺杆和 跟随质心之间的距离），之间，和 L 的（阀和从动质量中心之间的距离 ， L u 和 LVF 表 3 中给出的是恒定的。 LFC 计算的 是 瞬时接触点。影响波动的气门摇臂比动力学表示通过 LFC 改变。 所以 方程的运动可以被构造为 其中 Fo 是气门弹簧的预压 缩力（在本研究中， FO= 275N）的接触迫使 Ff 的FFC， FOF 可以被确定为式（ 9）。 由于研究式（ 8， 9），被耦合所有方程 是 非线性的。因此，数值积分方法（在本研究中龙格 - 库塔法），让所有的组件运动。由于计算的运动方程，分离在阀的现象，如跳跃，可以在每次实例检查 得到 。该分离可以被检测通过检查的接触力。标准判断在每一个接触点的跳跃现象是如下所示， 不明原因发热， Ffeo 是在每一个初次接触力联系点。在计算凸轮阀动作，分离的每次实例 的 标准进行了测试。上述标准是较为满意，则接触力变为零，并且我们可以判断发生分离之间的相应的组件。 表 3 运动尺寸 图 6 实验装置 4 实验 为了证明模型模拟的有效性，实验工作已经完成， 且 相互比较。图 6 示出 的是 实验装置。虽然 OHC 式凸轮配气机构主要由一个 100 千瓦 DC 电机，阀门位移和液压挺杆运动同时测量。阀位移测量 的 选择如下（非接触式光学位移测定装置），和挺杆运动测量间隙传感器。的编码器被放置在凸轮轴的一端，所测量的信号的平均值。特别注意消除循环发动机油所引起的问题。所有的测量进行改变凸轮轴的运行速度从 600 转上升 至 2450 转 。 5 RUSULT 与讨论 图 7 比较了测量和模拟的挺杆凸轮轴转速 900 每分钟 1600 转的 下落过程 。图 8 显示测得的最大挺杆 下落条件 。这是众所周知，液压挺杆被硬化的速度凸轮轴增加。最大压缩液压挺杆大约是每分钟 800 转， 100/ LM 接近限制的约 60/lm凸轮轴速度超越 3000 转，如示于图 8。如前所述，在测量挺杆的运动来确定确定柱塞拖力，通过最小二乘法拟合曲线之间的测量和分析记录。结果发现，加权参数随操作速度。例如， a 和 图 3 其中 0.0071 和 0.28 时，凸轮轴是由 900 转，但值分别改 变为 0.0094 和 0.30 时的运行速度提高到 1600RPM。图 9，图 10，图11 示出的测量和模拟阀位移和速度。阀速度通过不同的测量阀位移记录。图 9比较了测量和分析的阀运动时，凸轮轴驱动 600 转 。它可以是说，该模型不仅可以模拟峰值阀位移也相当精确的凸轮的角度。图 10，图 11 显示的分析 的是 测量凸轮轴的速度是每分钟 1600 转 2450rpm。 （一）凸轮轴转速 900 转（ 二 ）凸轮轴转速 1600 转 图 7 挺杆下落分析 图 8 最大挺杆 下落 与凸轮轴转速 9， 10,11，我们可以得出这样的结论： 6 自由度集中质量模型 用于这项工作是相当可靠的预测阀运动，即使在高运行速度 情况下也适用 。图 12 显示了一个示例，在所有接触的接触力点时的运行速度是 2450 转。它可以观察到，在第一峰值位置的接触力减少，并在所述第二峰值位置突出与恒定摇臂比凸轮值相比摇臂比的系统。由于检查接触力的记录，我们可以很容易地预测最可能的领域和相应的凸轮角不必要的阀分离可以发生。实验验证模型可扩展不只预测的最大操作速度也阀 气门和凸轮形状。 图 9 阀门的位移和速度（凸轮轴转速 600 转） 图 10 阀的位移和速度（ 凸轮 转速 1600 转 ) ） 图 11 阀的位移 和速度（ 凸轮 转速 2450 转 ) （一） 挺杆和从动件的关系 （二）凸轮与从动件 的关系 （ 三 ）在阀和 从动件的关系 图 12 接触力模拟（凸轮轴转速 2450 转 ） 6 结论 在这项工作中，一个 6 自由度集中质量模型构建和有效性实验验证。变摇臂比有效地纳入动态模型的运动学分析和其效果从仿真结果可以观察到接触力。为支点的 液压 挺杆模型，构建