凸轮型线对发动机性能影响毕业论文-李祥明

1、摘 要摘要能源和环境保护是当今世界发展的两大主题。随着经济的发展，柴油机的排放污染问题引起人们的广泛关注。世界上的主要国家有了柴油机排放法规。对于柴油机来说，改善进排气效率、优化配气凸轮型线、合理选取配气相位是降低尾气排放的首要手段。本文通过建立柴油机整机模型，通过设计凸轮型线比较其性能参数的变化，根据性能比较可看出型线的设计对发动机性能的影响，为柴油机的性能提高提供了重要的理论依据。关键词：柴油机，凸轮型线，配气相位，优化设计40AbstractAbstractEnergy and environmental protect are the two main themes of today&

2、#39;s world. With the development of society and economy, pollutant emissions of diesel engines increasingly widespread attention. In the world have developed a diesel engine emission regulations. For diesel engines, the valve cam profile optimization, improving the intake and exhaust performance, a

3、 reasonable choice of valve timing is an important means of reducing emissions. In this paper, through the establishment of TY3100 overall performance model GT-Power, optimized intake and exhaust angle closure late advance angle. Depending on the performance comparison can be seen, the cam profile a

4、nd valve timing not only improve the performance of high speed, but also improves the performance of low speed, non-road diesel engines to improve the overall performance TY3100 provides an important theoretical basis. Keywords: diesel engine, cam profile, valve train，Optimized design.目 录目录摘要1Abstra

5、ct2第一章 绪 论5引言5配气机构技术现状与分析模型53凸轮型线设计的国内外研究现状61.4本文主要工作与研究意义71.4.1主要工作71.4.2研究意义7第二章 配气凸轮型线的优化设计92.1配气凸轮型线的设计方法及设计要求准则92.1.1凸轮型线设计的要求92.1.2凸轮设计过程102.2型线函数类型的选择102.3 缓冲段设计102.3.1等加速等速型112.3.2余弦函数型122.4基本段设计122.5等加速凸轮13第三章 柴油机的凸轮型线设计163.1 高次方凸轮型线173.2两种凸轮型线凸轮转角与升程的对应关系计算173.2.1高次式凸轮1转角升程计算193.2.2高次式凸轮2转

6、角升程计算22第四章 发动机整体性能模型的建立与分析224.1整机性能模型的建立234.2数据分析234.2.1气门最大升程对发动机性能的影响分析234.2.2配气正时对发动机性能影响分析28第五章 结论34致谢及声明35参考文献36第一章第一章绪论引言配气机构是内燃机的关键组成部分，而配气机构的关键部件便是凸轮，配气凸轮在配气机构中起至关重要的作用，其设计的合理性直接关系到发动机工作的可靠性与耐久性，并影响发动机的经济性、动力性还有运转性能，如内燃机的噪声、振动及排放。发动机配气机构的弹性变形会引起气门剧烈振动，严重时气门将产生“飞脱和“反跳影响气门机构的正常运行5。配气机构进气和排气通风性

7、能应该良好，具有较大的时面值；同时，配气机构应该具备动力性良好，稳定性好，振动和噪声小，无磨损、冲击等现象。这就需要配气机构的从动件的加速度变化规律较好和正负加速度值较小，在内燃机中凸轮驱动整个配气机构，因此配气凸轮的结构很大程度上是可以决定配气机构的性能的，尤其是当内燃机的转速提高后，凸轮型线设计的优劣对发动机的充排气效率的影响将会变得更大。在要求上，气门的通过能力与配气机构的动力特性间存在一定的矛盾，应根据发动机的性能，设计要求的工作转速，配气机构的刚度，等特点，在凸轮廓线的设计中来解决6。由此可知，影响配气机构工作质量的关键部件就是配气凸轮。怎样将凸轮轮廓线设计的具有合理性是整个配气机构

8、设计中最主要的问题。归根结底，配气凸轮的设计就是凸轮型线的设计，确保配气机构工作可靠性的前提下寻找最佳的凸轮型线设计参数是配气凸轮型线优化设计的主要目的8。配气相位直接影响发动机的进排气性能，对燃烧过程的优劣起着决定性的作用，因而对发动机的经济性、动力性及污染排放都有重要影响。在柴油发动机进气提前角、迟闭角和排气提前角、迟闭角这个角度中，以进气迟闭角和排气早开角最重要，进气迟闭角对进气充量系数影响最大，排气提前角对换气效率，功率损失影响最大。随着社会经济的迅速发展，时代对柴油机的性能要求越来越高，行业开发者最近几年的研究方向主要在，通过合理的选择需要的参数，匹配与之相关的结构参数，使柴油机在排

9、放，经济节能和动力方面有所提高，使柴油机性能越来越好。本次毕业设计课题是凸轮型线对发动机的性能影响，设计中用到的仿真软件是软件。它的主要作用是模拟发动机的工作过程，绘制出性能曲线，首先要先建立其仿真模型16。通过绘制出的性能曲线，得出凸轮型线对发动机性能不同影响的结论，这就为柴油机的性能提高和优化改善，奠定了理论基础。配气机构技术现状与分析模型发动机的零部件有很多，配气机构是主要部分之一，十分重要。它直接影响到发动机的可靠性和耐久的性能，不仅如此，它还会影响发动机的其他好多方面有影响，比如说经济成本、节能排放。除此之外，它的性能的好坏也会影响到发动机的噪声与振动。由此，便可以看出对配气机构的要

10、求更是日趋提高。在内燃机的发展过程中，配气凸轮型线的优化设计起到关键作用。在行业领域，内燃机配气机构研究常用的两种主要的研究方法是模拟计算和试验研究。3凸轮型线设计的国内外研究现状凸轮型线的设计有四十多年的发展历史了，国外有些研究开发者从世纪年代就要对其有了深入研究。对比之下，中国在这方面会较晚些，中国的一些科学研究所国内对凸轮型线的设计，另外还有动力学计算方面的课题的研究大约自1973年。在这一段时间内，中国的一些大学都研究出了一些成果。昆明理工大学学院实验室对卧式型的柴油机其配气凸轮型线，进行了改进优化及分析，气门落座的反跳现象得到缓解。吉大研究方向主要在多质量动力学方面，并小有成绩。天津

11、内燃机研究所在程序方面比较领先，其对配气机构建了单质量的动力学模型，并且编写了相应的动力学计算程序。之后选择一个柴油机，对其配气系统进行动力学计算，分析得出结论。山大的主要关注点在设计内燃机高次多项式配气凸轮，在设计过程中，成功确定了最大速度点和最大加速度点的理想位置22。这两点确定后，可以使加速度曲线的外形和重要特征得到基本控制。复旦的成绩主要体现在程序、型线设计和凸轮靠模计算等方面。潍柴和山大都对柴油机其配气凸轮型线的改进优化设计很关注，一起运用软件和软件，让配气相位和轮廓线函数都得到了优化。在充气效率得到提高的同时，也进排气凸轮的最大接触应力降低了很多。行业对配气凸轮的关注度越来越高，专

12、业研究者从传统的凸轮经验设计开始向配气机构在内的动力学分析研究方向转变。凸轮型线的设计有两种方法：静态设计和动态设计。如今又出现了新的设计方法：动力学优化设计。所谓静态设计是把配气机构当作绝对刚体，它在运动过程中的弹性变形可以忽略不计。但是现实生活中，凸轮自身还是有弹性变形，而且气门与凸轮的中间部分也都是可变的。由此在配气凸轮型线设计过程中，配气机构的弹性变形还是需要考虑到，这便是动态设计。动态设计优于静态设计，前者更能将配气机构的运动和受力情况详细准确的描述出来。由于在设计中考虑到了配气机构动态参数，使凸轮型线的设计达到了最优化。在国际范围内，凸轮曲线工作段有很多种设计方法，比如说高次多项式

13、型，等加速一等减速型，多项动力凸轮等，这些中多项动力凸轮普遍运用。它有良好的高速适应性，原因在于它的气门升程曲线取某种高次多项式。在内燃机的动力学分析时，无论凸轮轴是什么样的结构，配气机构都可以匹配到相应正确的动力学模型。模型种类很多，有质量型模型，还有有限元模型。在多质量模型方面，吉大研究比较超前。一般情况下，对称型的凸轮型线最为常见。它的优点在于设计简单，方便制造。另外，如果发动机在工作过程中出现反转的时候，其运动规律会恒定不变。对称型固然很好，但随着科技的发展，为了提高内燃机的转速和其抗压性能，现在已经开始选用非对称型的凸轮型线。新研发的超高增压二次进气技术，是上海交大顾教授开发的，它也

14、选用了非对称14。近年来，随着计算机技术的不断创新完善，计算机模拟仿真技术在汽车研发领域中已经被广泛应用，如计算流体力学（）软件、等；发动机性能仿真软件、等；发动机与整车匹配软件、等20。但是，如今凸轮型线优化设计中配气系统的优化仅是从配气机构的本身的角度出发的，只在满足动力学特性的前提下，因要考虑到丰满系数的存在，不能从整个换气过程的流动损失入手，直观地评价一台发动机换气性能的好坏只能用充气效率等整机性能参数来评价。近年来国内外己开始将内燃机循环工作过程的计算机模拟程序与单纯的配气系统设计程序相结合，即将包含了系统运动学和动力学计算的配气凸轮优化设计程序纳入内燃机整机循环工作过程模拟软件中，

15、形成机构参数设计与内燃机性能指标优化的全面模拟软件包。显然，这些软件一经成熟必将成为今后内燃机配气系统设计以及整机性能优化设计的极为有效和实用的工具软件。1.4本文主要工作与研究意义1.4.1主要工作本文将设计出两种凸轮型线，然后利用软件建立的柴油发动机模型，分析两种凸轮型线对柴油机性能参数的不同影响，为柴油机今后的改进提供理论依据。1.4.2研究意义配气机构是内燃机的重要组成部分，而配气凸轮在配气系统中起着决定性的作用，是配气系统的核心，其设计的优劣直接影响内燃机的性能指标。这些指标不仅包括动力性、经济性、也包括运转性能，如内燃机的振动、噪音及排放指标。此外，它也会直接影响发动机的耐久性和工

16、作的可靠性能24。因此，对内燃机配气系统优化设计的研究，特别是对内燃机配气凸轮型线的优化设计，对内燃机的发展尤其重要。配气相位直接影响着发动机的进排气性能，特别是尤其决定的进气迟闭角、排气提前角、气门重叠角对内燃机燃烧过程的好坏起着非常重要的作用，因而对发动机的动力性、经济性以及污染排放性能都有不可忽视的影响。内燃机配气机构研究的两种重要手段是模拟计算和试验研究。通过数值模拟的方法进行优化，大大减少了设计者的劳动工作量，使研制的周期大幅度缩短，同时还可以得到很多在实验中所无法得到的信息。随着计算机技术的不断进步，以及预测模型的不断发展改进，使得计算机辅助设计在发动机研制和开发中得到了普遍的应用

17、。第二章第二章配气凸轮型线的优化设计在柴油机中，配气机构主要由凸轮驱动，所以，凸轮的设计对发动机及其配气机构有着至关重要的意义。所谓的凸轮设计，实际上就是根据发动机的性能参数，选择出与之相匹配的凸轮型线类型及参数。凸轮的设计手段日新月异，在计算机技术快速发展的今天，柴油机配气凸轮型线的设计已从之前的只考虑静态分析发展为动静态全面分析优化设计的水平，将配气凸轮型线和配齐机构统一起来分析，从总体上考虑，对配气机构的各项性能进行整体而全面的动态优化设计。2.1配气凸轮型线的设计方法及设计要求准则2.1.1凸轮型线设计的要求在配气机构设计中凸轮外形的设计极为重要，这是由于配气凸轮的形状直接决定了气门开

18、关的快慢、开度的大小、开启时间的长短。因此，时间断面的大小、配气机构各零件的运动规律及其承载情况均由配气凸轮的外形决定。在实际情况中内燃机的换气时间是极其短暂的，要在如此短暂的时间间隔内得到尽可能充分的换气，而同时又能使机构中各零件的承载情况都处在许可范围之内，就必须设计正确的凸轮形线。在设计凸轮外形时应满足下列要求：1）凸轮外形设计应保证能获得尽可能大的时面值，意思就是，气门开启和关闭的速度要尽可能的快，以求气门接近全开位置发生在尽可能大的凸轮转角内；2）凸轮外形设计应保证配气机构各零件所受的冲击和跳动尽可能小，意思就是正、负加速度要小，并且加速度不发生突变，以求使配气机构工作得到更好的可靠

19、性和耐久性。上述两方面要求是互相矛盾的，必须根据具体情况妥善加以解决。3）根据统计数据和设计规律正确的选取配气相位、凸轮的缓冲段和基本段升程及两者的包角和基圆半径等这些凸轮的初始设计参数。4）气门和气门座的工作条件也在考虑改善范围内，应使气门的升起和落座发生在凸轮的缓冲段内，因此凸轮的缓冲段要足够大。5）凸轮最小曲率半径不能过小。小曲率半径会导致凸轮与挺柱间的接触应力过大,使凸轮过早磨损,一般认为最小曲率半径应大于等于2 mm。6）配气机构动力学特性以及应力条件都会对凸轮型线的设计产生限制，凸轮与挺柱间的接触应力在配气机构各零件中最为严重。接触面的最大接触应力一般被作为挺柱与凸轮接触表面的工作

20、可靠性的估计依据，最大许用接触应力不应过大，否则就会发生强烈的磨损、刮伤和点蚀，严重时甚至会出现裂纹和碎裂。最大许用接触应力根据凸轮与挺柱配对使用的材料、表面处理、润滑条件，挺柱形式、凸轮廓线形状等各种不同情况而具有不同的值，可在机械设计手册中查到。目前常用的凸轮外形可分为两大类，一是由若干段简单几何曲线构成的圆弧凸轮；一是由函数曲线组成的函数凸轮。2.1.2凸轮设计过程时面值较大是圆弧凸轮具有的典型优点，但由于其曲率半径不连续，造成加速度曲线发生突变，这会引起配气机构的振动和噪声，严重时甚至会产生气门反跳，破坏配气相位。随这内燃机转速向着高速化发展这些现象变得更趋严重。为适应内燃机高速化的需

21、要，函数凸轮应运而生。函数凸轮的最大优点就是：在凸轮整个工作段中，加速度曲线不出现突变，而是逐渐变化的，这样就能很好的弥补圆弧凸轮所存在的缺陷了。函数凸轮采用的函数曲线有多种形式，大体上可以分为两大类：一类是组合式；另一类则是整体式。组合式凸轮的主要特点就是其基本工作段升程曲线是由若干段不同的函数曲线组合而成的分段曲线。这些函数曲线为三角函数、低次多项式等。常见的组合式凸轮有：复合正弦凸轮、复合摆线凸轮、复合正弦抛物线加速度凸轮等。整体式凸轮，顾名思义，就是凸轮的基本工作段升程曲线由一个函数曲线表示。高次多项式凸轮是目前在整体式函数凸轮中应用较广的。在传统的函数凸轮型线设计方法中，挺柱升程函数

22、的确定是凸轮设计的开始,然后把配气机构视作完全的刚性体,通过运动学方法直接得到气门的运动规律。而在现代动力优化设计中,配气机构则被视作更符合实际情况的弹性体,先选取理想的气门升程函数,然后通过配气机构动力学进行计算从而使挺柱升程曲线得到优化,进而得到凸轮的外轮廓线。2.2型线函数类型的选择凸轮型线有很多种,而重要原则就是按照柴油机性能要求选择一个最适合所设计机型的凸轮型线,保证配气机构工作的平稳性,同时满足柴油机动力性能的需求。确定型线函数时, 配气机构振动特征数可以作为选择型线函数的参考,即=M21000C，式中M为系统当量质量(kg);C为系统刚度(N/mm); 为凸轮轴角速度(rad/s

23、)。是配气机构的柔性程度的表现。一般,当<0.001时,系统刚性较好,可采用组合曲线或者是圆弧凸轮,因为这样可以获得较大的时面值,有利于充气效率的提高;当0.001<<0.002时,可采用组合曲线或高次方凸轮,以使发动机工作更加平稳性，充气性能更加良好;当>0.002时,系统为柔性系统,此时应选用平稳性更佳的多项式凸轮、N次谐波或高次方凸轮。2.3 缓冲段设计内燃机的配气机构由很多零件组成，它们在内燃机工作时由于温度的升高，会有不同程度的伸长，随着内燃机工作温度的不同，此伸长量也不断变化。因此，在设计凸轮型线时必须使配气机构运动链中留有一定的间隙，以保证气门在任何工况下

24、都能正常闭合。为了解决上述问题，在设计凸轮型线时，除了基本工作段外，还需要有缓冲段。设计缓冲段的通常做法是把理论基圆半径减小一个值，形成实际基圆，然后用过度曲线把实际基圆与凸轮的基本工作段圆滑相连。缓冲过渡曲线的设计过程包括：选择合适的缓冲过渡曲线函数，以及缓冲过度曲线所占的凸轮转角大小及最大升程值。在选择缓冲段最大升程时，配气机构的间隙和弹性变形都应该加以考虑，其二者之和将影响最大升程值，一般的内燃机缓冲段的最大升程在0.150.50mm范围内。缓冲过度曲线所占凸轮转角一般在15°40°之间。当缓冲段最大升程确定后，在最大升程不变的情况下，0越大，缓冲段的速度及加速度曲线

25、就越平坦。在这种条件下，如配气机构间隙发生改变，则配气相位也会相应的发生较大的变化。反之，影响则越小。缓冲过度曲线的形式很多，目前常用的曲线类型有等加速等速型、余弦型等。2.3.1等加速等速型升程曲线由二次抛物线和直线组成。其方程为等加速段： 000ht0=a202t0=a0at0=a等速段： 000'ht02=a01(02-01)+a2012t02=01at02=0式中 a预先选定的加速度值 01预先选定的加速度所占凸轮转角 02预先选定的等速段所占凸轮转角这种缓冲曲线具有如下优点：当配气机构间隙出现变化时，等速段能保证气门总以恒定的速度开启和落座；这种缓冲曲线在等速段的变化率较大，

26、导致的结果便是使配气机构间隙发生变化时，或在刚度及凸轮制造尺寸存在差异时，由其引起的气门开启与落座点的变化较小，从而减小对配气定时的影响；等加速段的作用就是保证挺柱由实际基圆过渡到缓冲段工作时，速度由零慢慢增大，不产生突变，工作平稳，且缓冲段的终点的加速度为0，工作过程中冲击和噪声也较小。因此，这种形式的缓冲过渡曲线目前用的较多。2.3.2余弦函数型对于这种形式的缓冲过渡曲线，其相应的加速度曲线一般为余弦函数形式。这种缓冲过度曲线被普遍应用于函数凸轮设计中。其方程式为ht0=h(1-cos20')t0=h20'sin20'at0=h(20')2cos20'

27、;由于这种类型的缓冲过度曲线其终点的加速度为零，所以工作过程中的冲击和噪声就较小。与等加速等速型曲线一样，对配气定时的影响也较小，美中不足的是其与其工作段曲线的衔接不光滑，也就是说，从过渡段到工作段转变过程中，加速度仍存在突变，不过因过渡段的加速度不大，所以影响也并不严重。2.4基本段设计基本工作段是配气凸轮升程曲线中的主要部分，所以基本段的升程曲线或者加速度曲线的类型也就顺理成章的成为了凸轮的分类与命名的主要参照22。在配气机构设计研究的早期阶段，凸轮的轮廓线通常都是由几种圆弧段或直线段组成，像这类几何形状比较简单的凸轮可称为几何凸轮，例如圆弧凸轮和切线凸轮。这些凸轮的计算在一般的内燃机设计

28、教材和手册中都有叙述，这里就不多说了。加速度的曲线存在间断是几何凸轮的一个主要缺点，对配气机构工作的平稳性会产生不利的影响，在其优点中，除其形状简单外，主要就是丰满系数大，对提高发动机的充气效率有很好的帮助。另外一大类配气凸轮是函数凸轮，在它们的设计方法中，确定挺住升程函数是第一步，而后随之而定的是凸轮几何形状，在函数凸轮分类中又可分为以下几种类型：1） 组合式 组合式凸轮的基本段是一段分段函数，它由几个不同的表达式组合而成。例如等加速凸轮、梯形加速度凸轮和修正梯形加速度凸轮，FB2型凸轮、复合正弦凸轮、低次方组合式凸轮、Kurz的无冲击凸轮等等。这些凸轮的h(a)，除了等加速凸轮的二阶导数为

29、间断外，其余几种凸轮的二阶导数都是连续的17。总体来说，这些凸轮的好处是设计比较灵活、直观，各段型线有较大的调节余地，可以事先选定，某些重要的参数，其丰满系数也可达到较大数值，也具有比几何凸轮更优越的平稳性，但可能比下面将要叙述的另两类凸轮稍逊。2） 整体式 即基本段h(a)由一个整体的函数表达式表示。例如h(a)为多项式形式的，称为多项式凸轮。多项式的组成形式可以有许多种，其中一类国内成为高次方凸轮。还有将h(a)取为有限相三角级数的，称为N次谐波或高次简谐凸轮24。整体式凸轮因为具有光滑性较高的生成函数，对发动机的工作平稳性比较有利，所以在高速凸轮机构常使用整体式凸轮。但同时由于其丰满系数

30、有时较小，所以设计难度会较大。3） 动力修正式 上面介绍的两类凸轮的设计都是从选取适当的h(a)出发的。而对于气门升程ya随凸轮转角的变化规律，则需再行通过配气机构动力学计算才能得到。如算出来ya不理想，则需重新设计h(a)。动力修正式凸轮恰好相反，它是先设计理想的气门升程函数ya，然后根据动力学方程反过来确定h(a)，多项动力凸轮就属于这种类型的凸轮，N次谐波凸轮也可以进行动力修正。这类凸轮在设计转速下应该能够达到较理想的工作状态，但需留心其在非设计转速下的震动形态等。2.5等加速凸轮等加速凸轮的特点是其加速度分布均采取分段常数的形式。其加速度分布又可分为两类，一类可称为“正负零型”，指的是

31、其相应的挺柱加速度曲线为正负零，因此其升程曲线形式就为凹抛物线凸抛物线平直线，速度曲线形状为升降零，另一类可称为“正零负型”，指其加速度曲线形状为正零负，而升程曲线的形状就为凹抛物线斜直线凸抛物线，速度曲线则为升平降。这里只介绍第一类即“正负零型”等加速凸轮的计算方法，对于第二类等加速凸轮的计算，可以做类似的说明23。第一类等加速凸轮相应的挺柱升程曲线公式为h=h()=A0+A1+A22, 当01B0+B1+B22, 当1<2H , 当2<B这里h为升程，为凸轮轴转角，A0，A1，A2，B0，B1，B2H，1，2，B均为常数。其中最大升程H和基本段半包角B一般在事先给出。这样还有八

32、个待定常数A0，A1，A2，B0，B1，B2，1，2。它们要满足以下条件：1） =0时，h()=0，由此可推出A0=02） =0时，dhdt=dhd=0,即dhd|=0=0其中为凸轮旋转角速度，0为基本段初速度，均作为已知常数。故可推出，A1=03） =1时，h()保持连续，即得A0+A11+A212=B0+B11+B2124) =1时，dhd保持连续，即得A1+2A21=B1+2B115) =2时，h()保持连续，即得B0+B12+B222=H6) =2时，dhd保持连续，即得B1+2B22=0八个待定常数必须满足以上六式中的六个条件，还缺少两个条件，所以可以自行给出两个参数来确定一条升程曲

33、线。给出哪两个参数呢？比较直观的一种方法是给出在正加速度段的加速度数值a+和负加速度段的加速度绝对值a-，这时就补充如下两个条件：7）在01，加速度等于a+，即d2hdt2=d2hd22=2A22=a+A2=a+228) 在1<2，加速度为-a-，即d2hdt2=d2hd22=2B22=-a-B2=-a-22这样，根据式1）式8），就可以把各待定常数用已知数据0，0，H，a+，和a-表示如下：将上式代入前面ha表达式中，就可以得到第一类等加速凸轮升程曲线的表达式为在具体设计等加速凸轮时，可以将B，0，H取做固定的常数，而对a+和a-,则可选取若干组不同的数据，这样就可相应地算出若干条不同

34、的等加速凸轮的升程曲线，再从相互比较中决定取舍。第三章第三章 柴油机的凸轮型线设计设计中，假设柴油机的凸轮型线额定转速为n=1500r/min,所取的主要原始参数为:配气系统刚度C=408 kg/mm、当量质量M=0.3kg、基圆半径R=18mm、摇臂比k=1.533、气门弹簧刚度CS=29.826N/mm、弹簧预紧力F0=258.6 N、缓冲段最大升程h0=0.3 mm、基本段最大升程H=7.55mm、缓冲段及基本段的半包角分别为16°, 59°。根据配气机构凸轮型线选择参考系配气机构振动特征数E,该机型可以选用的型线形式有组合式和高次方两类(E=0.00138)。3.1

35、凸轮型线方程的计算高次多项式凸轮基本式为：h=CO+Cpp+C44+Cqq+Crr+Css系数C4一般是凭经验选取的，取值范围为（0.10.2）htmax。C0=htmaxCp=-htmaxsrq+R(sr+sq+rq-s-r-q+1)(s-p)(r-p)(q-p)Cq=-htmaxsrp+R(sr+sp+rp-s-r-p+1)(s-q)(r-q)(p-q)Cr=-htmaxspq+R(sq+sp+pq-s-p-q+1)(s-r)(q-r)(p-r)Cs=-htmaxrpq+R(pq+rq+rp-r-p-q+1)(q-s)(r-s)(p-s)确定高次方的幂数p, q, r, s这些参数是设计高

36、次方型线函数的第一步。（一般p=2,q=2n, r=2n+2m, s=2n+4m）m,n为一定范围的正整数,通常m=29,n=310),需要根据m,n计算出特性参数最大正加速度、最大负加速度、凸轮最高点曲率半径、丰满系数,然后对这些参数进行分析比较,根据分析结果，选定一组m,n,从而确定函数的具体形式,然后对配齐机构中的挺柱升程、速度、加速度进行计算。设计中取两组一组为m取2,n取6。另一组为m取6，n取8.高次方函数1为h(a)=7.55-11.03x2+13.54x12-14.48x16+4.50x20其中最大升程为7.55。 高次方函数2为h(a)=7.7-10.49x2+1.13x4+

37、3.05x16-1.65x28+0.39x40其中将最大升程调整为7.7。式中x=(1-B),其中0°<<59° B为基本段半包角,为59°。3.2两种凸轮型线凸轮转角与升程的对应关系计算以1°为间隔计算转角对应的气门升程，由于本次设计采用的均是对称凸轮所以只计算其中一半。3.2.1高次式凸轮1转角升程计算h(a)=7.55-11.03x2+13.54x12-14.48x16+4.50x20式中x=(1-B),其中0°<<59° B为基本段半包角,为59°。运用Excel先进行x值的计算，结果如下图3

38、.1图3.1在根据所得的各转角对应的x值使用Excel计算所对应的气门升程，数据如下图3.2图3.2因此所得高次式凸轮转角与升程对应关系如下图3.3图3.33.2.2高次式凸轮2转角升程计算h(a)=7.7-10.49x2+1.13x4+3.05x16-1.65x28+0.39x40式中x=(1-B),其中0°<<59° B为基本段半包角,为59°. 使用型线1的方法运用Excel计算，结果如下图3.4图3.4至此，两个凸轮型线的运算结果结束。在此之前所讨论的配气机构，都是在假设配气机构是刚性的条件下进行的。而在实际情况中所有发动机的配气机构都是弹性系

39、统。因配气机构中各零件的弹性变形会通过凸轮轮廓线所决定的挺柱运动传到位于一条很长的弹性传动链末端的气门那里，便产生很大的畸变。随着内燃机转速向高速发展，气门驱动零件的尺寸和重量都受到限制，使整个配齐机构的刚度有很大的削弱，又由于高速引起的惯性力激起机构震荡，产生了附加的振动负荷，使驱动机构产生动变形。这些因素使气门理论生成曲线与实际升程曲线差别更大。在整个气门升程曲线中，有些曲线是实际升程曲线高于理论升程曲线，有些则是实际升程曲线低于理论升程曲线。这是因为：在实际升程小于理论升程时，气门驱动机构在载荷的作用下会产生压缩变形；在实际升程大于理论升程时，气门驱动机构的传动链中出现了脱节。这使配气机

40、构产生了冲击和噪声。此外，由于振动使气门落座速度超过了设计值，造成气门的反跳现象，这也严重的影响了气门和气门座的工作可靠性和耐久性。为了克服配气机构的上述缺点，出现了多项动力凸轮。第四章第四章发动机整体性能模型的建立与分析4.1整机性能模型的建立GT-POWER是模拟发动机工作过程的计算机软件,功能和AVL BOOST相似,例如作一个多缸增压柴油机的计算。GT-power是一款具有发动机工业标准的模拟仿真工具，它是由Gamma Technologies公司开发的，现在被世界上大多数发动机和汽车制造厂家及供应商使用。 GT-Power包括在GT-Suite中，是其系列软件中的一部分，涵

41、盖了发动机本体、驱动系统、冷却系统、燃油供给系统、曲轴机构、配气机构六个方面。该软件采用有限体积法进行流体的计算，计算步长自动可调，有强大的辅助建模前处理工具，自带有丰富的燃烧模型，具有丰富的控制功能，能与SIMULINK进行耦合求解，能与三维的CFD软件进行耦合计算，自带有优化设计功能，能进行直接优化、DOE设计/优化，能进行进、排气系统噪音分析，能对进、排气系统的消音元件进行优化设计。主要 应用于进、排气管路设计，气门升程曲线和配气相位优化，涡轮增压系统开发，系统设计，与和联合计算三维分析，缸内热力学分析，燃烧分析，开环、闭环控制系统设计，进、排气噪声分析，谐振腔和消声器噪声控制，瞬态涡轮

42、增压反应等。另外，-这款软件可以用于预测出稳态的发动机性能和瞬态的发动机性能，例如：它能预测发动机所有管路段中的的流量以及流速，还有整个系统的温度以及压力，发动机充气效率、功率、扭矩，燃烧率模型，汽油机的排放，柴油机排放以及微粒的排放，催化剂化学反应，传热，麦克风测量的外部噪声，倍频分析等。柴油发动机模型包括进气系统和排气系统、汽缸、曲轴箱、喷油器等，计算模型如图4.1。图4.1本文分析发动机性能变化主要通过改变凸轮的两个参数来比较发动机各项性能变化，一个是改变其最大升程，另一个是改变其配气正时（即进气门的进气提前角和迟闭角）。首先先来分析两个凸轮型线不同升程对发动机性能影响。本文通过改变模型

43、升程系数来对最大升程进行微调。4.2数据分析4.2.1气门最大升程对发动机性能的影响分析将凸轮型线1的转角升程数据输入到模型中，并设置其升程系数为1.6。运行模型之后，得出结果如下。凸轮型线1分析结果：图4.2曲轴转角与升程关系由图可看出这一型线设计的最大升程为11.879mm图4.3燃油消耗率随发动机转速的变化曲线此图表示出在发动机转速达到3200转时燃油消耗率最高为275.3，在转速为1400转时燃油消耗率最低为251.44。图4.4发动机功率对转速的变化曲线由图可知发动机转速在3200转/分时达到最大功率为64.163。图4.5充气效率随发动机转速变化的曲线由图可知发动机转速达到2400

44、转/分时充气效率最大为0.6346。凸轮型线2的升程系数设置为1.65，分析结果如下：图4.6曲轴转角与升程关系由图可见此模型最大升程为12.89mm。 图4.7燃油消耗率随发动机转速的变化曲线此图表示出在发动机转速达到3200转时燃油消耗率最高为272.39，在转速为1400转时燃油消耗率最低为249.58。图4.8功率随发动机转速的变化曲线由图可知发动机转速在3200转/分时达到最大功率为64.85。图4.9充气效率随发动机转速的变化曲线由图可知发动机转速达到2400转/分时充气效率最大为0.6587。将两组数据制成表格进行比较如下表4.1最大升程（mm）最大燃油消耗(g/kwh)最低燃油

45、消耗(g/kwh)充气效率最大功率(kw)11.879275.3 251.440.634664.16312.89272.39249.580.658764.85数据证明，设计凸轮型线时适当增加其最大升程可以全面增加发动机的性能，包括燃油消耗率，发动机最大功率及充气效率均得到优化。4.2.2配气正时对发动机性能影响分析本文选取高次方式凸轮型线2模型作为研究对象，通过改变其配其正时来比较发动机性能的变化。首先将此模型中的调整为59°图4.10燃油消耗率随发动机转速的变化曲线由图可知在发动机转速到达3200转/分时燃油消耗率最大为273.777，在转速到达1400转/分时燃油消耗率最低为25

46、1.048。图4.11功率随发动机转速的变化曲线由图可见当发动机转速为3200转/分时功率达到峰值为64.52kw。图4.12充气效率随发动机转速的变化曲线由图可见在转速为2600转/分时充气效率最大为0.6364。将调整为39后再次进行数据分析结果如下图4.13燃油消耗率随发动机转速的变化曲线由图可知在发动机转速到达3200转/分时燃油消耗率最大为273.875，在转速到达1400转/分时燃油消耗率最低为249.782。图4.14功率随发动机转速的变化曲线由图可见当发动机转速为3200转/分时功率达到峰值为64.49kw。图4.15充气效率随发动机转速的变化曲线由图可知转速为2000转/分时

47、充气效率最大为0.65。将两组数据置于表中比较比较如下表4.2角度（°）最大燃油消耗(g/kwh)最低燃油消耗(g/kwh)最大充气效率最大充气效率对应的发动机转速最大功率(kw)59273.777251.0480.6364260064.5239273.875249.7820.65200064.49数据表明，适当延后配气正时对发动机高转速时的最大燃油消耗率影响较小，但却能有效降低中速段时的燃油消耗，并且将最大充气效率对应的发动机转速显著的拉低了，其他参数基本变化不大，这证明发动机中速段的性能得到了有效的改善。第五章第五章 结论本文在查阅了大量相关文献的基础上，以4108柴油机为研究对

48、象，通过软件建立柴油机整机性能模型，分析了凸轮型线对发动机性能的影响，通过以上的研究，得到了以下结论：（）设计凸轮型线时适当增加其最大升程可以全面增加发动机的性能，包括燃油消耗率，发动机最大功率及充气效率均得到优化。（）适当延后配气正时对发动机高转速时的最大燃油消耗率影响较小，但却能有效降低中速段时的燃油消耗，并且将最大充气效率对应的发动机转速显著的拉低了，其他参数基本变化不大，这证明发动机中速段的性能得到了有效的改善。致谢及声明致谢及声明首先，我要衷心的感谢我的指导老师孟建老师，感谢他在毕业设计期间对本人的悉心教导，感谢他在辅导我撰写论文期间，花费了大量的精力和时间，对我论文内容和框架的多次审阅及修改。他的言传身授将使我终生受益。其次我要感谢热能与动力工程的全体老师和同学们4年来对我的关心和支持。尤其感谢我的室友及同学：于建、刘建培、周智、李再国、冯新峥、赵文强，感谢他们一直以来对我的帮助和支持。最后，感谢我伟大的山东理工大学给了我如此优秀的成长平台。由于本人水平有限，所写论文中难免有不足及错误，还望老