汽车发动机配气机构设计研究

1、汽车发动机配气机构分析设计研究学 院： 机械工程学院 专业、 班级： 学 生 姓 名： 指导教师（职称）： 完 成 日 期： 汽车发动机配气机构分析设计研究总计：毕业论文： 页 表 格： 表 插 图： 幅 指导教师： 评 阅 人： 完成时间： 摘 要汽车发动机配气机构是发动机的重要组成部分，它根据气缸的工作次序，定时开关进、排气门，保证气缸吸入新鲜空气和排除废气。本研究主要针对小型汽车上使用的汽油机进行配气机构设计，并对配气机构中的凸轮进行运动分析，以保证发动机获得充分的空气供给。 本文首先结合顶置式配气机构的特点，分析配气机构所要达到的性能和工作性能的要求，同时分析转速、扭矩和功率的关系是否

2、合理。其次，整个配气机构是由凸轮驱动的，配气机构的性能在很大程度上取决于配气凸轮的形状。本文在深入研究内燃机配气机构凸轮型线设计理论的基础上，提出并构造配气凸轮型线，同时计算它的工作阻力。该型线可以提高配气机构的丰满度，并且光滑连续，并通过仿真，模拟出配气机构中凸轮以及凸轮与挺杆之间的相关参数情况，进行直观表达。在论文的最后，通过分析所设计的配气机构，找出设计配气机构存在的问题，并提出改进意见。 本研究通过对设计的发动机配气机构进行总结分析，对其发展方向进行展望，从而为配气机构的相关性能研究提供判断依据，为内燃机配气机构的优化设计提供参考。 关键词：配气机构；凸轮设计；matlab仿真；阻力计

3、算；弹簧校核ABSTRACT Car Engine Valve is an important part of the engine , which according to the work order of the cylinder, the timer switch intake and exhaust valves , cylinders breathe fresh air and to ensure that exclude emissions. This study focused on the use of small cars gasoline engine valve tra

4、in design, and the cam valve train motion analysis to ensure that the engine with sufficient air supply .Firstly, the characteristics overhead valve bodies , valve bodies analyze the performance and work to achieve performance requirements , while analyzing the relationship between speed, torque and

5、 power is reasonable. Secondly , the entire gas distribution mechanism is driven by the cam , valve train performance depends largely on the shape of the gas distribution cam . Based on in-depth study of Engine Valve cam profile design theory, proposed and constructed gas distribution cam profile ,

6、and calculate its working resistance . This type of line can improve the gas distribution sector fullness and smooth and continuous , and through simulation, simulation of the relevant parameters in the case of Valve tappet cams and cam and between the intuitive expression . In the end, through the

7、analysis of the design of the paper Valve , Valve designed to identify problems and suggest improvements .In this study, the engine valve train design were analyzed , prospected for its development, so as to provide a basis for judging the performance of research related to gas distribution agencies

8、 , to provide a reference for the optimal design of the internal combustion engine by Valve .Keywords : Valve ; cam design ; matlab simulation ; resistance calculation ; spring checkI汽车发动机配气机构分析设计研究目 录摘 要IABSTRACTII1. 绪论1 1.1 研究背景1 1.2 课题研究的主要内容和意义3 1.2.1 课题研究的主要内容3 1.2.2 课题研究的意义42. 配气机构的结构设计4 2.1 配

9、气机构的简介6 2.1.1 配气机构的种类5 2.1.2 配气机构的组成7 2.2 配气机构的总体选型与设计10 2.2.1 功率扭矩与配气机构的选择10 2.2.2 确定配气结构的总体结构型式10 2.3 本章小结113. 配气机构的凸轮设计12 3.1 拟定部分参数及要求12 3.1.1 凸轮型线类型的选择12 3.2 计算凸轮的外形尺寸13 3.3 运动规律的分析16 3.3.1 matlab仿真18 3.4 凸轮过渡段的设计22 3.5 本章小结234. 弹簧阻力计算24 4.1 弹簧力计算24 4.1.1 拟定部分发动机气门弹簧的主要参数24 4.1.2 弹簧力24 4.1.3 弹簧

10、应力28 4.2 减少功率损耗的措施29 4.2.1 滚动摩擦代替滑动摩擦29 4.2.2 改变机构尺寸29 4.3 本章小结29总 结30参考文献31致 谢32附录1：外文翻译附录2：外文原文1. 绪论 1.1 研究背景配气机构在发动机组成上起着重要作用，发动机的经济性、动力性是否良好，工作是否可靠，噪音和振动能否得到有效的控制，这些都与配气机构的设计有密切关系。为了改善发动机外部特性，国内外对发动机配气机构进行了较多、较细致的研究，包括凸轮型线、气门运动情况、气门振动模拟、挺柱与凸轮的接触应力等。由于比国内起步要早，国外掌握了比较先进的发动机技术，这其中就包括对配气机构从理论到应用的实践，

11、己经发展的很成熟。在上个世纪90年代全球各大厂家都还采用一个气缸两气门进、排气的时候(一个气门进气，一个气门排气)，日本的一个厂家就开发出了多气门发动机，所谓多气门发动机就是指发动机的进、排气门多于两个的配气方式。当时大部分日本厂家大力发展的主要是四气门的多气门设计1。到了90年代后，为了克制多气门发动机低转速排气效率低时的缺点，本田率先研发出了可以改变气门工作行程和正时的VTEC发动机。但由于受到结构的制约，气门的行程不容易实现无极调节，早期的VTEC只有两段行程调节，而现在比较新的也只是三段行程调节，安装了VTEC发动机在加速时经常会有突然的推背感，这大大降低了驾驶的舒适感。宝马的VALT

12、RONIC就具备无极调节气门行程功能的系统2。它所实现的功能与本田VTEC是一样的，最大的区别是它的气门行程是线性调节的。这就意味着发动机能在任何转速下都能保持最优的进、排气效率。并且实现进、排气无极可调以后，完全可以取消节气阀的设置，从而进一步提高了进气效率。发动机在不同的转速下空气流速也是不尽同。这也就对气门重叠角的要求较为严格，在高速下大一些，低速下小一些。对于普通的发动机来说，设计师只能找一个中庸的办法来设计。VTEC是通过改变不同的运动凸轮来实现改变气门正时的，在较低转速时凸轮不但行程短，气门开启时的时间也短，高转速下相反。但是就像VTEC的可变行程一样，它只能实现分段的可调正时，目

13、前的VTEC最多可以实现三组凸轮的切换。相比之下，丰田的做法还是比较明智的。丰田的VVT-I就具备了连续可变气门正时功能。从而使VVT-I发动机的动力输出性能呈线性，驾驶舒适性和发动机运转的平顺性都有很大程度的增强。另外，还有一种手段可以提高进气效率，那就是利用不同的进气管获得更多的进气量，被称之为可变进气歧管系统。像奔驰，宝马，奥迪发动机现今都配有这个系统，国内研发的福克斯发动机也具备了这个功能。国内的汽车行业起步多数部分是依靠国外技术，这种情况也是无奈的选择，但也付出了惨痛的代价，一大部分资金流失、技术一直落后且被垄断，需要不断地购买、更新技术，难以形成自主品牌。经过几十年的实践，我国汽车

14、生产商逐渐意识到，以自身技术实力为驱动的渐进成长策略，才能最终提升品牌3。如今，我们一直在期待中国汽车业的自主研发时代己经开启。国内汽车企业己经将市场扩展到国际，如2007年1月，美国戴姆勒一克莱斯勒公司宣布将由中国厂商奇瑞为其代工生产小型车，产品出口海外市场。2006年，中国本土汽车企业成长迅速，在国内市场，自主品牌轿车销量市场份额己达到25.67%在海外市场，奇瑞、哈飞、长城、华晨等中国汽车企业己经开始出口至发展中国家甚至部分欧洲市场5。我国车用发动机在技术水平上虽然有较大的提高，但与国外相比仍有较大的差距。这主要表现在先进机型的核心技术掌握在外方手中，如丰田，本田雅阁2.0、2.3、 3

15、.0，三菱4G6就是如此。EMS、高压油泵核心技术我国也还没能掌握，我国企业缺乏自主知识产权与产品开发能力，我国发动机中档产品的开发能力也较弱6。与发达国家相比，我国内燃机的发展水平、生产格局、技术状况仍然十分落后。首先是技术落后。我国内燃机研究按技术来源可划分为四类：一是全部引进技术的产品；二是测绘仿制国外的产品；三是基本仿制和部分引进技术的产品；四是参照国外机型自行设计的产品。现有汽车产品除了全部引进就是测绘仿制，三、四类不多。其次是开发能力差。同时，我国发动机企业的技术研发费用与国外企业比较，差距也较大，国外企业技术开发费用占销售收入的3%-5%，而国内大多生产企业仅占1%左右7。还不具

16、备独立的开发能力，没有真正属于自己的内燃机机型。在配气机构方面，人们己经做过不少努力，也取得了不少成绩。也在致力研究更精确的气门振动模型、凸轮挺柱的动力润滑、非对称凸轮型线以及凸轮型线的拟合等问题。其中复旦大学在型线设计、程序设计、凸轮靠模计算等诸多领域独领风骚，而原吉林工业大学则在多质量动力学研究方面有所建树8。特别是计算机技术的迅猛发展，计算速度的加快，图形处理能力的提高，使传统的设计方法走向计算机辅助设计，快速、直观且设计周期大大缩短。应该说配气机构的设计有些方面还是比较完善的，但有些方面还存在技术问题难以解决。近年来，国内己开始运用软件来对配气机构的运动学和动力学进行分析。如武汉理工大

17、学王勇波根据配气机构三维模型，应用AVL TYCON软件，分别建立了配气机构进、排气部分运动学与动力学模型，进行配气机构运动学和动力学计算分析9。上海交通大学的高安津在ADAMS建立配气机构的模型，输入约束、载荷和驱动，得到配气机构的动力学模型10。但是技术还不是很成熟，不能建立起一套与发动机实际工作环境很相似的理论模型，只是对发动机的设计与改进、多种性能的预测、故障的诊断、设计参数的优化、寿命与可靠性的预测方面提供一定的参考。可以看出，我们在这方面的努力还不够，因为工程实践中还无一套完整的理论与方法去指导设计实践，国内厂家在发动机的开发上基本还是采用拷贝的方法，发动机排量的增大主要停留在对汽

18、缸直径和冲程大小的变更，对配气机构视为禁区。而作为配气结构的核心的凸轮型线，目前普遍采用有如下几种：高次多项式，多项动力式，复合摆线曲线(包括复摆工型、II型、II工型)，低次多项式(包括低次工型、且型)，低次一余弦组合曲线，N次谐波曲线。高次多项式相对具有较大的高频分量，其设计结果具有较大的正加速度和较小的丰满系数，同时设计调整不够灵活方便，且负加速度段对气门弹簧适应性不好，多项动力式仍然是高次多项式只是考虑了配气机构的弹性变形，同样具有高次多项式的缺点;复合摆线(包括工型、II型)起始点存在脉冲，从而产生冲击和振动，且跃度不是处处连续，复合摆线(包括工型、II型、且工型)存在相同的缺点就是

19、设计调整不够灵活方便，负加速度段对气门弹簧适应性不好，低次多项式工型起始点存在脉冲，从动力学角度出发，不免影响配气机构的振动，低次多项式(包括工型、且型)存在相同的缺点就是负加速度段对气门弹簧适应性不好，低次余弦组合曲线正加速度末点存在脉冲，跃度不是处处连续。而且上述凸轮型线都是在上升段的基础上来进行非对称设计，要满足在升程最高点加速度连续，通常通过对缓冲段、上升段或下降段的分段角度、升程等参数进行一番繁琐的调整试算11。如今，可变配气相位技术己成为新技术发展方向之一。传统式发动机其凸轮配气相位是通过各种不同配气相位的实验，从中选取某一固定配气相位兼顾各种工况，是发动机的一种折中方案因而不可能

20、在各种情况下达到最佳性能。与固定配气相位相比，可变配气相位则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，较好地满足高速和低速、大负荷和小负荷时的动力性、经济性、废气排放的要求。可变配气相位在汽油机上的运用，可以提高发动机的动力性和经济性，改善废气排放，改善怠速稳定性和低速时的平稳性，提高充气效率和低速转矩，降低怠速转速。由于可变配气相位技术的优越性，在美国己有千余项专利产品。但是国内在这方面的研究仅限于理论探索，尚未形成可以指导工程实践的理论体系12。 1.2 课题研究的主要内容和意义 1.2.1 课题研究的主要内容本文将对拟给定部

21、分数据的发动机配气机构进行开发设计，开展对配气机构的结构选型，结构分析和主要影响发动机功率阻力矩的分析计算，并希望将就研究成果运用到实际发动机的设计当中，具体工作如下:配气机构的结构分析与设计。分析发动机在各种工况下的配气结构外特性的变化规律，根据发动机的工作环境，设计要求，选择合适的结构型式。配气凸轮的设计。对目前主要的凸轮型线进行分析研究，如高次多项式，低次多项式等经典凸轮型线，分析其特点，设计出冲击小，进气充分，排气彻底的配气凸轮型线，并运用制图软件CAD进行绘制。运动学分析。根据凸轮型线，利用运动学计算出气门的位移、速度、加速度，并根据气门提前角，迟闭角和气门重叠角对配气性能的影响，确

22、定配气机构的配气相位和气门开度等。凸轮轴阻力矩计算。对凸轮轴的受力模型进行分析，计算出凸轮轴阻力矩对功率的消耗，并提出降低功率损耗的有效措施。 1.2.2 课题研究的意义近年来，随着我国农业机械化水平的大幅度提高，对低速大扭矩发动机的需求迅速扩大，虽然国内发动机产量逐年增加，但由于产量及产品结构不适应发展的需要，进口低速机数量不断增加。值得关注的是，2006年以来我国低速发动机的产量不断增加。但是，低速大扭矩发动机的研究还处于初级阶段，尤其对提高发动机充气效率，经济性的动力性的研究还相对薄弱。为了更有效地提高发动机的动力性和经济性，本课题针对发动机配气机构的影响因素，对配气凸轮进行了重新设计，

23、将设计理论应用到工程实践当中，对提高在该领域的设计水平和研发拥有自主知识产权的产品具有理论指导意义和工程应用价值。2. 配气机构的结构设计配气机构零部件的设计要基于结构设计的，所以结构设计是配气机构设计的前提。结构设计要综合考虑发动机的使用环境，工作特点，燃油经济性对配气机构的性能的要求，设计成本等多方面因素，配气机构结构图如图2.1。 图2.1 配气机构结构图 2.1 配气机构的简介 2.1.1 配气机构的种类配气机构是进、排气门的控制机构，它按照气缸的工作顺序和工作过程的要求，准时地开闭进、排气门，向气缸供给可燃混合气并及时排出废气。另外，当进、排气门关闭时，保证气缸密封，进饱排净。新鲜空

24、气或可燃混合气被吸入气缸愈多，则发动机可能发出的功率愈大。新鲜空气或可燃混合气充满气缸的程度。充气效率越高，表明进入气缸的新气越多，可燃混合气燃烧时可能放出的热量也就越大，发动机的功率越大。根据凸轮轴位置的不同，配气机构可分为凸轮轴下置式(挺柱型)，凸轮轴中置和凸轮轴顶置式三种型式6。 凸轮轴下置式 凸轮轴中置式 凸轮轴顶置式 图2.2配气结构的结构型式凸轮轴下置式，凸轮轴装在曲轴箱内，直接由凸轮轴正时齿轮与曲轴正时齿轮相啮合，由曲轴带动。凸轮轴随凸轮轴齿轮转动，使得凸轮从动件(下摇臂)随凸轮曲线的起伏而摆动。下摇臂的摆动，使顶杆上下运动，再通过气门摇臂的传动，使进、排气门按凸轮型线的规律打开

25、、关闭。这种结构传动可靠，主要缺点是进、排气门的运动由同一个凸轮决定，配气定时不灵活。另外，气门和凸轮轴相距较远，因而气门传动零件较多，结构较复杂，发动机高度也有所增加。凸轮轴中置式，凸轮轴位于气缸体的中部由凸轮轴经过挺柱直接驱动摇臂，省去推杆，这种结构称为凸轮轴中置配气机构。该型式的配气机构因曲轴与凸轮轴的中心线距离较远，一般要在中间加入一个中间齿轮(惰轮)，目前己很少采用。凸轮轴顶置式，凸轮轴布置在气缸盖上。它有两种结构，一是凸轮轴直接通过摇臂来驱动气门，这样既无挺柱，又无推杆，往复运动质量大大减小，对凸轮轴和气门弹簧的要求也最低。另一种是凸轮轴直接驱动气门或带液力挺柱的气门（如图2.3所

26、示），此种配气机构的往复运动质量更小。为使发动机布置得更紧凑，提高配气机构的刚性与减轻运动件的质量，以适应高转速的要求，许多现代的四冲程发动机都采用顶置凸轮配气机构。图2.3 凸轮直接驱动气门开闭 2.1.2配气机构的组成以顶置式配气机构为例，下面介绍一下配气结构中的关键零件。气门气门（如图2.4）主要用来控制进排气管的开闭。发动机气门安装在气缸盖的顶部，工作环境恶劣，承受高强度热负荷和机械负荷，排气门受到高热废气流的冲刷。这就要求气门有足够的强度、刚度、耐磨、耐高温、耐腐蚀、耐冲击。故进气门多采用合金钢(铬钢或镍铬等)，排气门多采用耐热合金钢(硅铬钢等)7。气门是由头部、杆身组成。气门头部是

27、一个具有圆锥斜面的圆盘，气门锥角一般为45，也有30，气门头边缘应保持一定厚度，一般为1-3 mm，以防工作中冲击损坏和被高温烧蚀。气门密封锥面与气门座配对研磨。气门头顶部形状有平顶，球面顶和喇叭形顶等。 图2.4 气门气门导管气门导管的主要功用是对气门运动起导向作用，保证气门作直线往复运动。此外，它还具有导热作用，将气门头部传给杆身的热量，通过气缸盖传出去。为了保证导向，导管应有一定的长度，气门导管的工作温度也较高，约500 k。气门导管和气门的润滑是靠配气机构飞溅出来的机油进行润滑的，因此易磨损。为了改善润滑性能，气门导管常用灰铸铁或球墨铸铁或铁基粉末冶金制造。导管内、外圆面加工后压入气缸

28、盖的气门导管孔内，然后再精铰内孔8。气门座气门座与气门头部密封锥面配合密封气缸，气门头部的热量亦经过气门座外传。气门座可以在缸盖或缸体上直接钟出，也可以采用镶嵌式结构。镶嵌式结构气门座都采用较好的材料(合金铸铁、奥氏体钢等)单独制作，目前多采用独立生产14。气门弹簧气门弹簧（如图2.5所示）的作用在于保证气门回位，防止运动时传动件发生脱离。在气门关闭时，保证气门与气门座之间的密封，在气门开启时，保证气门不因运动时产生的惯性力而脱离凸轮。气门弹簧多为圆柱形螺旋弹簧，它的一端支承在气缸盖上，另一端压靠在气门杆尾端的弹簧座上，弹簧座用锁片固定在气门杆的尾端。 图2.5 气门弹簧气门弹簧的型式主要有以

29、下三种:1)圆柱螺旋弹簧(普通)。2)变螺距的圆柱弹簧:工作时工作圈数不是常数，振动频率经常变化，防止弹簧与气门产生共振，使弹簧在工作中不易折断(造成气门关闭不严)。3)同心安装的两根弹簧:作用是可以防止共振(两根弹簧的振动频率不一样);可以降低气门弹簧的高度;可以提高工作的可靠性(一个坏了，另外一个可以继续工作,并且二者旋向相反，防止折断后卡死)。另外锁片、卡簧的功用是在气门弹簧力的作用下把弹簧座和气门杆锁住，使弹簧力作用到气门杆上。 摇臂 摇臂实际上是一个双臂杠杆，将推杆传来的力改变方向，作用到气门杆端打开气门。气门摇臂是一个杠杆机构，其一端作用于推杆，一端作用于气门。通常，摇臂的运动如图

30、2.6，用杠杆法则加以描述，即: 图2.6摇臂运动图 （2.1） （2.2） （2.3）式中 推杆端、气门端线速度; 推杆端、气门端加速度。摇臂的工作条件非常恶劣，尤其是在顶置凸轮轴结构的发动机中，发动机运转时，摇臂总是在承受着较大的脉动载荷下高频摆动，它与凸轮之间始终不断的冲击载荷下进行摩擦。摇臂与凸轮的摩擦要损耗一定能量，使发动机效率降低;摇臂的转动惯量和刚性会影响发动机的动力特性;摇臂的疲劳寿命关系到整个发动机的使用寿命。特别是摇臂工作圆弧面和轴孔的耐磨性直接决定了发动机配气的精度，从而影响到发动机的动力性能、振动状况、燃油消耗和排放水平等一系列经济技术指标。为了满足上述工作条件，摇臂基

31、体刚度大、强度高、疲劳寿命长、转动惯量小，轴孔耐磨性好。凸轮轴凸轮轴传动机构是位于曲轴与凸轮轴之间，用以使曲轴按一定速比和定时关系驱动凸轮轴回转的机构。凸轮轴的结构分为整体式和组合式两大类。整体式凸轮轴是将凸轮与轴本体锻或铸成一体，组合式凸轮轴是将凸轮与轴分开制造，然后根据正时要求将凸轮紧固于轴上，而较长的凸轮轴本体也常分为多段制造，然后用螺栓连接起来。这种结构的优点是制造方便，凸轮损坏时可单独更换9。在发动机工作过程中，进、排气阀等每一工作循环动作一次。因此，四冲程柴油机的曲轴与凸轮轴的传动比为2:1;整个内燃机配气凸轮机构是由配气凸轮驱动的，所以配气机构的这些性能指标在很大程度上取决于配气

32、凸轮的结构。尤其是当发动机转速提高以后，凸轮型线设计的好坏对发动机的充气性能和动力性能的影响很大。凸轮与顶头之间的接触为线接触，工作中凸轮要承受气阀的冲击性负荷作用，凸轮轴常采用优质碳钢、合金钢或球墨铸铁制作，其受磨损的工作表面应进行淬火、渗炭等表面硬化处理，以提高耐磨性。 2.2 配气机构的总体选型与设计 2.2.1 功率扭矩与配气机构的选择汽车的效率大小很大程度上决定于发动机的性能。在许多汽车产品介绍上，都标有“最高输出功率”和“最高输出扭矩”在两项重要的发动机指标，并用曲线图来反映发动机的上述指标。当发动机运转的时候，其功率、扭矩和耗油量这三个基本性能指标都会随着负荷的变化而变化。这些变

33、化遵循一定的规律，将这些有规律的变化描绘成曲线，就有了反映发动机特性的曲线图。根据发动机的各种特性曲线，可以全面地判断发动机的动力性和经济性。反映发动机运行状况常用速度特性曲线。发动机的速度特性曲线表示有效功率N(千瓦)、扭矩M(牛顿米)、比燃料消耗量g(克/千瓦小时)随发动机转速n而连续变化的表现。发动机的速度特性是在制动试验台架上测出的。保持发动机在一定节气门开度情况下，稳定转速，测取在这一工况下的功率、比耗油等，然后调整被测机载荷(扭矩变化)，使发动机转速改变，再测得另一转速下的功率、比耗油。按照一定转速间隔依次进行上述步骤。就能测出在不同转速下的数值，将这些数值点连点地组成连续曲线，就

34、产生了功率曲线、扭矩曲线和比燃料消耗量曲线，它们与相应的转速区域对应。当汽油机节气门完全开启(或者柴油机喷油泵在最大供油量时)的速度特性，称发动机外特性曲线是在发动机最好的工作状态下能使发动机发出最大功率的情况下测出来的。它表现的曲线特征是:功率曲线和扭矩曲线都呈现凸形曲线，但两者表现是不一样的。在汽油发动机外特性曲线中:功率曲线在较低转速下数值很小，但随转速增加而迅速增长，但转速增加到一定区间后，功率增长速度变缓，直至最大值后就会下降，尽管此时转速仍会继续增长。扭矩曲线则与功率曲线相反，它往往在较低转速下就能获得最大值，然后随转速上升而下降。比耗油量指千瓦小时的耗油量，它随转速的增长而呈现一

35、个凹形曲线，在中间某一转速下达到最小值，转速增大或者减少，都会使比耗油量增大。柴油机外特性曲线表现与汽油机有所不同。它的功率N、扭矩M和比耗油量g随转速n而变化，但功率N曲线是随转速上升而上升，差不多到了最大转速(标定转速)仍未出现曲线的最高点。扭矩M曲线变化平缓，在不同转速位置变化量不大。比耗油量g曲线不但起点数值低，而且比较平坦(与汽油机比较)。 2.2.2 确定配气结构的总体结构型式为改善发动机性能，简化配气结构，现代发动机特别是小型车用汽油机几乎全都采用顶置凸轮轴的方案，即凸轮轴在气缸盖上。由凸轮直接驱动气门。汽油机的扭矩随着转速的增大而降低。本设计针对对扭矩要求较高的小型汽车，我们以

36、低转速发动机为设计目标来提高扭矩。该机构的工作原理为如下:汽油机是将空气与汽油以一定的比例混合成良好的混合气，在进气行程被吸入汽缸，混合气经压缩点火燃烧而产生热能，高温高压的气体作用于活塞顶部，推动活塞作往复直线运动，通过连杆、曲轴飞轮机构对外输出机械能。四冲程汽油机在进气行程、压缩行程、做功行程和排气行程内完成一个工作循环。如图2.7，发动机配气机构结构示意图。 图2.7发动机配气机构的结构示意图 2.3 本章小结本文所设计的发动机对动力性和燃油经济性要求较高，这就对配气相位的准确性提出了较高的要求。顶置式凸轮机构采用进，排气两个凸轮分别控制进，排气门，配气定时精度高，能够满足设计需求，因此

37、确定配气机构的型式采用顶置式。3. 配气机构的凸轮设计 3.1 拟定部分参数及要求 （1）凸轮设计转速nc=2318 r/min； （2）进气门开启角233（曲轴转角）， 凸轮工作段包角116.5；（3）排气门开启角220（曲轴转角）， 凸轮工作段包角110；（4）气门重叠角15（曲轴转角），凸轮转角7.5；（5）凸轮基圆直径 28mm；（6）进气门最大气门升程，排气门最大气门升程。 3.1.1 凸轮型线类型的选择配气机构是发动机的一个重要系统，其设计好坏对发动机的性能、可靠性和寿命有极大的影响。其中凸轮型线设计是配气机构设计中最为关键的部分，在确定了系统参数后，重要的问题是根据发动机的性能和

38、用途，正确选择凸轮型线类型及凸轮参数。凸轮型线有多种，如复合正弦，复合摆线，低次方，高次方，多项动力，谐波凸轮等。其中，高次方、多项动力、谐波凸轮等具有连续的高阶倒数的凸轮型线，具有良好的动力性能，能满足较高转速发动机配气机构工作平稳性的要求。由于凸轮设计转速为nc=2318 r/min，即每分钟凸轮轴转2318圈，属于高速发动机，且为使发动机运动件少，传动链短，整个机构的刚度大，因此我们用双圆弧凸轮的凸轮轴上置式配置机构。由于四冲程发动机每完成一个工作循环，每个气缸进、排气一次。这时曲轴转两周，而凸轮轴只旋转一周，所以曲轴与凸轮轴的转速比或传动比为2:1，即由上式已知可知曲轴的转速为2318

39、2=4636r/min。 3.2 计算凸轮的外形尺寸 圆弧凸轮如图3.2所示： 图3.2 圆弧凸轮的几何参数示意图由上图可知，圆弧凸轮有五个参数：基圆半径，腹弧半径，顶弧半径，基本工作段作用角和挺住最大升程。其中有题中给出的已知数据有基圆半径、基本工作段作用角和最大升程。为使圆弧凸轮能可靠地工作，凸轮型线外形应连续圆滑，这就要求各段圆弧在交接点处有公切线或公法线，所以各几何参数之间有一点的约束。凸轮型线连续圆滑的条件是：腹弧与顶弧的交点B、顶弧圆心C、腹弧圆心O，这三点应在一条直线上。根据余弦定理，从 OPC中可得 （3.1）由凸轮的几何关系可知 将上式代入（3.1）可得公式 （3.2）可见，

40、在五个参数中只有四个可以预先选择，其余一个必须满足上式要求。基圆半径、基本工作段作用角和最大升程都为已知值，可以设计出凸轮的外形。基圆半径根据凸轮轴直径决定，为了保证加工和维修的可能，常取mm。可知凸轮轴的直径为。我们取凸轮轴的直径为。凸轮作用角决定于已选定的配气机构，对进气凸轮有： （3.3）式中 -进气提前角，单位（o）； -排气提前角，单位（o）。对排气凸轮有： （3.4）式中 -进气提前角，单位（o）； -排气提前角，单位（o）。挺住的最大升程决定与气门所要求的最大升程。式中 -摇臂的摇臂比，一般，常用为.在凸轮直接驱动气门的顶置凸轮轴式气门机构中，.由于、三个参数在设计凸轮型线之前已

41、初步确定，所以双圆弧凸轮的设计，实际上是在、两个参数中任选一个，确定一个即可。 图3.3 进气凸轮的尺寸 由于的选择范围很大，而的选择范围很小，所以先选再选是很合理的。在选择时，应注意不要使过小，以免凸轮变尖，导致凸轮尖端处接触应力过大，而使凸轮与挺住一对摩擦副产生早起损伤。凸轮在长期使用尖端磨损超过极限后，必须重新磨削，因此必须留下磨削欲量。一般认为应大于2mm。（1）进气凸轮的设计：设定进气凸轮的，则有： （3.5） 如上图3.3所示；（2） 排气凸轮的设计： 设定排气凸轮的r2=3mm，则有： （3.6） 如图3.4所示。 图3.4 排气凸轮的尺寸 配气机构整体凸轮轴设计如图3.5所示：

42、图3.5 配气机构凸轮轴3.3 运动规律的分析下面进一步分析凸弧凸轮平面挺柱的运动规律，也即平面挺柱的升程ht、速度vt、加速度在凸弧凸轮型线上随凸轮转角的变化规律。 图3.6 凸弧凸轮平面的升程为分析方便，计算分段进行。第一阶段（即挺柱与腹弧相接触的阶段），当挺柱在A点相接触的时刻起即开始上升，当凸轮转过角时，挺柱的升程为： （3.7） 式中 代入（3.7）得 经整理得： （3.8） 第一阶段凸轮的最大转角由的关系决定，即 有此得 （3.9）在计算挺柱第二阶段（即挺柱与顶弧接触段）的升程时（图3.4），为方便计算，凸轮转角将由相当与气门全开位置点开始，逆着凸轮的旋转方向计算。在角处挺柱的升程

43、为 （3.10）同时加减一个，则得 （3.11）第二阶段凸轮的最大转角按下式计算 （3.12）将上面所得的挺柱升程与转角关系对时间求导，可得相应转角的速度。挺柱在第一段上的速度为 （3.13）式中 凸轮旋转角速度，在第一阶段上，挺柱速度在时达到最大值。在第二段上挺柱速度为 （3.14）在第二段上，挺住速度在时达到最大值。在第一段上挺柱的加速度为 （3.15）在第一段上，挺柱加速度在时达到最大值。在第二段上挺柱的加速度为 （3.16）在第二段上，挺柱加速度在时达到最大值。 3.3.1 matlab仿真由以上公式可以运用matlab仿真，将其运动形式进行准确表达，可以直观的看出凸轮位移情况，加速度

44、情况和速度情况。仿真结果如图所示: 图3.7凸轮位移情况模拟 图3.8 凸轮速度情况模拟 图3.9 凸轮加速度情况模拟 图3.10 凸轮整体及运动情况 通过运用matlab软件很好的模拟出了所设计的凸轮线性和凸轮在应用中的运动情况，并且验证了之前自己拟定的参数是合理的，所设计的凸轮可以应用到实际工作当中。 配气机构在实际运动过程中，运动从凸轮开始， 经过一长串传动链才传到气门。过去在进行气门运动规律的计算时，人们通常把配气机构简单地视为刚性系统，认为气门的运动完全受凸轮外形控制，只要确定了凸轮从动件的运动规律，就足以判别凸轮设计的优劣，因而只进行运动学计算，是一个纯几何问题。但是，由于传动链本

45、身具有一定的质量和弹性，工作时产生的弹性变形会使位于传动链末端气门处的运动产生很大畸变，气门的运动有时滞后于挺柱，有时又超越挺柱，使传动链脱节，气门开闭不正常、反跳，整个机构震动和噪音加大，甚至机构的正常工作遭到破坏。随着发动机转速的提高，这种因传动链变形而产生的不利影响尤为明显，因此有必要对内燃机配气机构进行动力学分析，以便对配气机构的动力学性能进行评价，为配气机构的设计提供一种评价的理论依据。 3.4 凸轮过渡段的设计配气凸轮过渡段的型线最常用的是等加速等速过渡段。由于气门落座发生在速度不变的等速段上，保证气门落座较为平稳。过渡段凸轮的升程方程为 （3.17）其对应的速度和加速度为: 式中

46、，为等加速段角度；为过渡段角度，为方程系数。其中、(过渡段升程)和(过渡段等速段速度)是事先确定的，其它由下条件确定：，过渡段升程为 （3.18）当，二段的升程和速度连续 （3.19）由给定的过渡段速度 （3.20）可解得各系数。代入过渡段升程方程得 （3.21）由于过渡段的等加速段的作用是使气门速度由零上升到某一速度v0，它的作用角可以给定为常数。一般可定，则过渡段升程方程为 （3.22）将拟定好的数据代入上式进行计算，计算结果如下: 进气门开启角233（曲轴转角），凸轮工作段包角116.5 排气门开启角220（曲轴转角），凸轮工作段包角110 气门重叠角15（曲轴转角），凸轮转角7.5 凸

47、轮基圆直径 28mm 进气门最大气门升程 排气门最大气门升程 气门落座速度即气门初速度V0取0.40m/s 即0.00001438m/度=0.01438mm/deg 凸轮过渡段升程h0=0.00033074m=0.33074mm 凸轮过渡段包角 C4=（0.10.2）hvmax 本题中，进气凸轮取C40.2hvmax=1.64,排气凸轮取C40.2hvmax=1.6 过渡段方程为 （3.23） 故，在时，在时， 3.5 本章小结本章在对配气凸轮型线进行研究的基础上，提出了一种具有较高的丰满系数，且光滑无突变，可以配气机构能平稳、低噪声、可靠地工作的新型配气型线，运用运动学原理计算出气门的运动规律，确定了从实验结果来看较为理想的凸轮结构和配气相位。4. 弹簧阻力计算 在发动机配气机构开发过程中，我们发现由阻力矩产生的功率损耗在发动机的有效功率中占了相