第八章配气机构设计.
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第八章 配气机构
8－1 概 述 一、配气机构设计要求
1、保证发动机气缸的换气质量：排气尽量干净，进气尽量充分,因 此要求气门的通过能力足够；
气门 通过 能力
时间-断面值(角度-断面值)
流量系数
（1）气门时面值（角面值）
任意气门升程h时刻气门的通 过断面为：
h f (d d h ) 2 (h cos ) [(d h 2 h cos sin ) d h ] 2 1 h cos (d h h sin 2 ) 2
实验表明：进气门的Z>0.6时，充气系数就大幅下降，设 计时一般Z值在0.5以下。现代发动机最大扭矩时Z＝0.4－ 0.45；最大功率时Z＝0.65－0.75，相应的充气系数在0.8 左右。马赫指数与充气系数的关系如下图所示：
2、具有良好的动力性，工作平稳，振动噪声小； 3、布置紧凑； 4、磨损小，使用寿命长； 5、结构简单，便于调节。
式中φ w、hTmax和vR及一组P、Q、R、S幂指数选定后，便可求出各 待定系数，这样，升程曲线也确定下来，再进行求导，就可计算出 dh/dφ 和d2h/dφ 2曲线。
幂指数按下列条件的确定： （1）当φ =φ w，即hT=hTmax，挺柱速度为零，dhT/dt=0， 因此P、Q、R、S都必须大于1 （2）通常配气凸轮为对称凸轮，故P、Q、R、S应为偶数， 且不妨设P<Q<R<S （3）当 φ =φ w ，即 hT=hTmax 时，挺柱具有最大负加速度， d2h/dφ 2<0，因此P＝2 （4）当φ =φ w ，即hT=hTmax时，加速度变化率为常数， 即d4h/dφ 4＝0，因此Q>4
采用多气门技术的优点：气缸充量更换彻底；气门组尺寸小、 质 量轻，更适应高速运转；排气门 热负荷小，工作可靠性易于保证； 喷油器或火花塞可以布置在燃烧室 中心位置，便于燃烧过程的组织。 缺点：气缸盖结构复杂，制造困难；气门 驱动机构复杂；零件数量增加。
（2）气门布置 ①每缸2气门布置方案
(a)相邻两缸可以共用进气道，可使进气道结构简化，并可获得 较大的通道 (b)进排气阀交替配置，气道单独布置，冷却效果好，气缸盖温 度场均匀，热变形小，适合热负荷较大发动机；对采用螺旋进 气道的高速柴油机必须采用此方案 (c)二冲程直流扫气发动机用 (d)进排气阀分置曲轴中心线两侧，气阀中心线可以同气缸中心 线布置成一倾斜角度，从而可以增大气阀直径；但此方案气门 驱动机构较复杂，采用顶置凸轮轴时，须通过摇臂驱动
②每缸4气门布置方案
(a) 同名气门排成两列，并与曲轴轴线方向垂直：气门驱 动结构简单；但由于同名气门位于同一气道中前后串 连，两个进气门进气效率不一致影响充气效果，两个 排气门中靠近排气管的排气门将受到两股排气气流的 冲击，引起较高的热负荷，设计时须采取措施。 (b) 同名气门排成两列分置曲轴轴线两侧平行方向：气道 通畅，流动性能较好，缸盖热负荷较均匀，气缸盖中 央便于布置预燃室；但要采用两根凸轮轴或用一根凸 轮轴并采用复杂的气门驱动机构。 (c) 同名气门同曲轴轴线成斜线两列布置：两个进气门有 单独的气道，有利于组织进气涡流，对于两个同气道 的排气门易于采取措施改善排气门及缸盖热负荷的均 匀性
2、函数凸轮 从发动机性能对配气机构、气门通过能力等的性能 要求出发，先拟出挺柱（或气门）的运动规律，然 后求出凸轮外形。典型的函数凸轮如高次方凸轮 。 三、凸轮型线设计
如图所示，发动机配气凸轮由三部分组成：基圆段、缓冲(过渡) 段、工作段。
缓冲段作用：控制气门的开始升起和落座速度，缓和气门开闭时对 气门座的冲击，降低噪声，并确保时面值。为克服配 气机构的热变形，保证气门在任何工况下都能闭合， 必须留有气门间隙；为克服配气机构的弹性变形，保 证时面值，必须留有缓冲段。设计的缓冲段升程h0应 保证大于两者所需凸轮升程之和。
c0 hT max hT max S R Q v R ( S R S Q R Q S R Q 1) c1 ( S P)(R P)(Q P ) hT max S R P v R ( S R S P R P S R P 1) c2 ( S Q)(R Q)(P Q) hT max S P Q v R ( S Q S P P Q S P Q 1) c3 ( S R )(Q R)(P R) hT max P R Q v R (Q R R P P Q P R Q 1) c4 ( R S )(Q S )(P S )
式中：h－任意时刻气门升程 γ －气门锥角 dh－气门喉口直径
气门的时间－断面值（角度－断面值）为
来自百度文库
t2
t1
f (t )dt
可用下图表示
( f ( )d )
1
2
气门通过能力还可以用时间－断面丰满系数表示：
f f m / f max
fm－气门平均通过截面, 1 fmax－气门最大通过截面： f max H cos (d h 2 H sin 2 )
二、结构型式与布置
1、结构型式：有顶置凸轮轴式（overhead camshaft，OHC） 和下置凸轮轴式两类。
a)下置凸轮轴侧置气门 b)下置凸轮轴顶置一列气门
c)下置凸轮轴顶置两列气门
下 置 凸 轮 轴 式
a)顶置凸轮轴摆臂驱动气门 b)顶置凸轮轴摇臂驱动气门
c)顶置凸轮轴直接驱动气门
顶 置 凸 轮 轴 式
典型的气门凸轮机构
2、每缸气门数及布置 （1）每缸气门数 现代内燃机绝大多数仍采用每缸一进气门、一排气门的方案， 但多气门技术仍是发展趋势
对车用汽油机：D>80mm时，每缸2进、2排可得最大的进气通流面 积； D<80mm时，每缸4气门火花塞不易布置，可采用 3进、2排方案； 对排量1.5L以下的4缸小型轿车发动机采用每缸 2进、 1排方案，可保证性能、且结构简单 高速柴油机：一般D>120mm时采用每缸2进、2排方案，现 代D=80~90mm的直喷柴油机上亦开始采用4阀 方案
hT c0 c1 c2 c3 c4
P Q R
S
式中的待定系数决定于凸轮设计的边界条件：
（1）当φ =φ w 时，hT=hTmax，从而有 c0=hTmax （2）当φ =0和φ =2φ w时，β ＝1，hT=0（气门关闭）， 从而有 c0+c1+c2+c3+c4=0 （3）当φ =0和φ =2φ w时，β ＝1，dhT/dt=v0/i（气门以v0 速度落座，i为摇臂比），凸轮转速为ω T，则有 Pc1+Qc2+Rc3+Sc4=v0φ w/iω T （4）当φ =0和φ =2φ w时，β ＝1，d2hT/dt2=0，亦即d2hT/dβ 2=0 （要求气门开启和关闭时，加速度为零，使工作段与缓冲段光滑过 渡），从而有 P(P-1)c1+Q(Q-1)c2+R(R-1)c3+S(S-1)c4=0 （5）当φ =0和φ =2φ w，即β ＝1时，d3hT/dt3=0，亦即 d3hT/dβ 3=0（要求气门开启和关闭时无脉冲），从而有 P(P-1)（P-2）c1+Q(Q-1)（Q-2）c2+R(R-1)(R-2)c3+ S(S-1)(S-2)c4=0 由上面五式可求出待定系数：
如右图所示，实际的丰满系数 因为有气门的提前开启、推迟 关闭比上式的计算值大。
可见，气门时面值和丰满系 数取决于dh、γ 、H、气门升程 变化规律和配气相位。
（2）流量系数μ m 平均流量系数μ m需在不同气门升程下作稳流实验， 由实测流量与计算得出的理论流量之比，绘出曲线求 平均值。 流量系数反映了气门处的流动阻力特性。阻力的影 响可通过马赫指数Z考核： 2 进气马赫数 D v m Z ＝ a kRT 平均流量系数 d h m a 式中：a－气门座处的音速 k－绝热指数 R－气体常数 T－气门处气体绝对温度 μ m－平均流量系数 D－气缸直径
(0 01 ) (01 0 ) (0 01 ) (01 0 ) (0 01 ) (01 0 )
01为等加速度段所占凸轮转角
式中：C、E1、E0为常数，φ
相应的运动学曲线如图所示
不同型式缓冲段的特点比较：
等加速－等速型 终点加速度为零，同工作段加速度能光滑连接， 冲击、噪声小；当机构实际间隙发生改变时，不影响挺柱（气门） 的速度和加速度；且由于升程增加较快，间隙变动和制造误差对 气门正时影响不大。终点处二阶、三阶倒数为零，故更适宜与始 点处三阶导数为零的工作段相接。 余弦函数型 终点加速度为零，易于同一般函数凸轮工作段相接，保 证加速度曲线连续，冲击和噪声小，但存在制造偏差或气门间隙 变化时，不能保证气门在过渡段终点处启闭，气门会以加速度开 启或落座，造成冲击。 等加速度型 可使缓冲段终点附近曲线斜率较大，便于保持配气相位 准确，还能使机构的部分动变形在缓冲段内实现，有利于增大时 间－断面值。适用于采用液力挺柱的配气机构。
1、缓冲段设计
缓冲段设计包括缓冲段升程h0、所占凸轮转角φ 0和缓冲段 函数的选择。h0 必须保证大于气门间隙和配气机构的弹性变形 量之和； φ 0 必须依据 h0 确定。常用的缓冲段曲线型式有等加 速—等速型、余弦函数型、等加速型等。 以等加速—等速型为例，其方程式为：
C 2 hT E0 E1 dhT 2C d E1 d 2 hT 2C 2 d 0
（5）在挺柱上升和下降区间内加速度曲线都只能有一个 最大值，即在两个区间内各只有一处 d3h/dφ 3＝0，以 保证加速度曲线不出现波浪形，可以证明，此时幂指 数满足以下关系式： R-Q=S-R＝m，一般可按下式选取：
Q 2n R 2n m S 2n 2m
式中：n=3、4、5、6、… ， m=2、4、6、…
如表所示，幂指数的选取对挺柱升程曲线的丰满程度、最大正负加 速度比值、正加速度段宽度等有直接影响。一般幂指数越大，升程 曲线越丰满，所得的时间－断面值越大；正加速度也增大，配气机 构所受负荷及冲击越大。但同时，负加速度降低，对提高气门弹簧 的弹力储备有利。
高次方凸轮的优点是： 高阶光滑，对既定方 程改变凸轮升程与凸 轮转角很方便。缺点 是：要求配气机构有 较高的刚度，否则易 发生气门“飞脱”； 负加速度段对弹簧的 适应性不好；方次高 时，正加速度段宽度 明显减小，不能满足 高速发动机的要求。
3、凸轮轴的布置及传动 （1）下置式凸轮轴：齿轮传动 （2）顶置式凸轮轴：链条或齿带传动
§8－2 凸轮型线设计
一、凸轮设计要求： （1）保证获得尽可能大的时间断面值，即气门开启和关闭得快， 以保证在尽可能大的凸轮转角内气门接近全开位置； （2）保证配气机构各零件所受的冲击和跳动尽可能小，即正负加 速度尽可能小且不产生突变，以保证配气机构的可靠性和寿 命。 二、分类 按工作段曲线型式，发动机上采用两类配气凸轮： 1、几何凸轮 先选定凸轮的几何形状和气门驱动形式，计算挺柱（ 或气门）的运动规律，然后校核所设计凸轮的几何形 状是否满足设计要求。典型的几何凸轮如组合圆弧凸 轮
液力挺柱目前多用于轿车发动机上，可以降低噪声；无需检查、 调整气门间隙，简化维护保养；配气正时更为精确，保养周期更 长。
液力挺柱工作原理
2、工作段设计 工作段的设计应保证时面值大，加速度曲线无突变，曲 线尽可能高阶光滑。能较好地满足此条件的典型凸轮为高次 多项式凸轮。 这类凸轮的整个工作段为以无因次量 1 / w （下降段为 / w 1）作自变量的高次多项式，通常取5 ～7项。其挺柱升程表达式形式为：
8－1 概 述 一、配气机构设计要求
1、保证发动机气缸的换气质量：排气尽量干净，进气尽量充分,因 此要求气门的通过能力足够；
气门 通过 能力
时间-断面值(角度-断面值)
流量系数
（1）气门时面值（角面值）
任意气门升程h时刻气门的通 过断面为：
h f (d d h ) 2 (h cos ) [(d h 2 h cos sin ) d h ] 2 1 h cos (d h h sin 2 ) 2
实验表明：进气门的Z>0.6时，充气系数就大幅下降，设 计时一般Z值在0.5以下。现代发动机最大扭矩时Z＝0.4－ 0.45；最大功率时Z＝0.65－0.75，相应的充气系数在0.8 左右。马赫指数与充气系数的关系如下图所示：
2、具有良好的动力性，工作平稳，振动噪声小； 3、布置紧凑； 4、磨损小，使用寿命长； 5、结构简单，便于调节。
式中φ w、hTmax和vR及一组P、Q、R、S幂指数选定后，便可求出各 待定系数，这样，升程曲线也确定下来，再进行求导，就可计算出 dh/dφ 和d2h/dφ 2曲线。
幂指数按下列条件的确定： （1）当φ =φ w，即hT=hTmax，挺柱速度为零，dhT/dt=0， 因此P、Q、R、S都必须大于1 （2）通常配气凸轮为对称凸轮，故P、Q、R、S应为偶数， 且不妨设P<Q<R<S （3）当 φ =φ w ，即 hT=hTmax 时，挺柱具有最大负加速度， d2h/dφ 2<0，因此P＝2 （4）当φ =φ w ，即hT=hTmax时，加速度变化率为常数， 即d4h/dφ 4＝0，因此Q>4
采用多气门技术的优点：气缸充量更换彻底；气门组尺寸小、 质 量轻，更适应高速运转；排气门 热负荷小，工作可靠性易于保证； 喷油器或火花塞可以布置在燃烧室 中心位置，便于燃烧过程的组织。 缺点：气缸盖结构复杂，制造困难；气门 驱动机构复杂；零件数量增加。
（2）气门布置 ①每缸2气门布置方案
(a)相邻两缸可以共用进气道，可使进气道结构简化，并可获得 较大的通道 (b)进排气阀交替配置，气道单独布置，冷却效果好，气缸盖温 度场均匀，热变形小，适合热负荷较大发动机；对采用螺旋进 气道的高速柴油机必须采用此方案 (c)二冲程直流扫气发动机用 (d)进排气阀分置曲轴中心线两侧，气阀中心线可以同气缸中心 线布置成一倾斜角度，从而可以增大气阀直径；但此方案气门 驱动机构较复杂，采用顶置凸轮轴时，须通过摇臂驱动
②每缸4气门布置方案
(a) 同名气门排成两列，并与曲轴轴线方向垂直：气门驱 动结构简单；但由于同名气门位于同一气道中前后串 连，两个进气门进气效率不一致影响充气效果，两个 排气门中靠近排气管的排气门将受到两股排气气流的 冲击，引起较高的热负荷，设计时须采取措施。 (b) 同名气门排成两列分置曲轴轴线两侧平行方向：气道 通畅，流动性能较好，缸盖热负荷较均匀，气缸盖中 央便于布置预燃室；但要采用两根凸轮轴或用一根凸 轮轴并采用复杂的气门驱动机构。 (c) 同名气门同曲轴轴线成斜线两列布置：两个进气门有 单独的气道，有利于组织进气涡流，对于两个同气道 的排气门易于采取措施改善排气门及缸盖热负荷的均 匀性
2、函数凸轮 从发动机性能对配气机构、气门通过能力等的性能 要求出发，先拟出挺柱（或气门）的运动规律，然 后求出凸轮外形。典型的函数凸轮如高次方凸轮 。 三、凸轮型线设计
如图所示，发动机配气凸轮由三部分组成：基圆段、缓冲(过渡) 段、工作段。
缓冲段作用：控制气门的开始升起和落座速度，缓和气门开闭时对 气门座的冲击，降低噪声，并确保时面值。为克服配 气机构的热变形，保证气门在任何工况下都能闭合， 必须留有气门间隙；为克服配气机构的弹性变形，保 证时面值，必须留有缓冲段。设计的缓冲段升程h0应 保证大于两者所需凸轮升程之和。
c0 hT max hT max S R Q v R ( S R S Q R Q S R Q 1) c1 ( S P)(R P)(Q P ) hT max S R P v R ( S R S P R P S R P 1) c2 ( S Q)(R Q)(P Q) hT max S P Q v R ( S Q S P P Q S P Q 1) c3 ( S R )(Q R)(P R) hT max P R Q v R (Q R R P P Q P R Q 1) c4 ( R S )(Q S )(P S )
式中：h－任意时刻气门升程 γ －气门锥角 dh－气门喉口直径
气门的时间－断面值（角度－断面值）为
来自百度文库
t2
t1
f (t )dt
可用下图表示
( f ( )d )
1
2
气门通过能力还可以用时间－断面丰满系数表示：
f f m / f max
fm－气门平均通过截面, 1 fmax－气门最大通过截面： f max H cos (d h 2 H sin 2 )
二、结构型式与布置
1、结构型式：有顶置凸轮轴式（overhead camshaft，OHC） 和下置凸轮轴式两类。
a)下置凸轮轴侧置气门 b)下置凸轮轴顶置一列气门
c)下置凸轮轴顶置两列气门
下 置 凸 轮 轴 式
a)顶置凸轮轴摆臂驱动气门 b)顶置凸轮轴摇臂驱动气门
c)顶置凸轮轴直接驱动气门
顶 置 凸 轮 轴 式
典型的气门凸轮机构
2、每缸气门数及布置 （1）每缸气门数 现代内燃机绝大多数仍采用每缸一进气门、一排气门的方案， 但多气门技术仍是发展趋势
对车用汽油机：D>80mm时，每缸2进、2排可得最大的进气通流面 积； D<80mm时，每缸4气门火花塞不易布置，可采用 3进、2排方案； 对排量1.5L以下的4缸小型轿车发动机采用每缸 2进、 1排方案，可保证性能、且结构简单 高速柴油机：一般D>120mm时采用每缸2进、2排方案，现 代D=80~90mm的直喷柴油机上亦开始采用4阀 方案
hT c0 c1 c2 c3 c4
P Q R
S
式中的待定系数决定于凸轮设计的边界条件：
（1）当φ =φ w 时，hT=hTmax，从而有 c0=hTmax （2）当φ =0和φ =2φ w时，β ＝1，hT=0（气门关闭）， 从而有 c0+c1+c2+c3+c4=0 （3）当φ =0和φ =2φ w时，β ＝1，dhT/dt=v0/i（气门以v0 速度落座，i为摇臂比），凸轮转速为ω T，则有 Pc1+Qc2+Rc3+Sc4=v0φ w/iω T （4）当φ =0和φ =2φ w时，β ＝1，d2hT/dt2=0，亦即d2hT/dβ 2=0 （要求气门开启和关闭时，加速度为零，使工作段与缓冲段光滑过 渡），从而有 P(P-1)c1+Q(Q-1)c2+R(R-1)c3+S(S-1)c4=0 （5）当φ =0和φ =2φ w，即β ＝1时，d3hT/dt3=0，亦即 d3hT/dβ 3=0（要求气门开启和关闭时无脉冲），从而有 P(P-1)（P-2）c1+Q(Q-1)（Q-2）c2+R(R-1)(R-2)c3+ S(S-1)(S-2)c4=0 由上面五式可求出待定系数：
如右图所示，实际的丰满系数 因为有气门的提前开启、推迟 关闭比上式的计算值大。
可见，气门时面值和丰满系 数取决于dh、γ 、H、气门升程 变化规律和配气相位。
（2）流量系数μ m 平均流量系数μ m需在不同气门升程下作稳流实验， 由实测流量与计算得出的理论流量之比，绘出曲线求 平均值。 流量系数反映了气门处的流动阻力特性。阻力的影 响可通过马赫指数Z考核： 2 进气马赫数 D v m Z ＝ a kRT 平均流量系数 d h m a 式中：a－气门座处的音速 k－绝热指数 R－气体常数 T－气门处气体绝对温度 μ m－平均流量系数 D－气缸直径
(0 01 ) (01 0 ) (0 01 ) (01 0 ) (0 01 ) (01 0 )
01为等加速度段所占凸轮转角
式中：C、E1、E0为常数，φ
相应的运动学曲线如图所示
不同型式缓冲段的特点比较：
等加速－等速型 终点加速度为零，同工作段加速度能光滑连接， 冲击、噪声小；当机构实际间隙发生改变时，不影响挺柱（气门） 的速度和加速度；且由于升程增加较快，间隙变动和制造误差对 气门正时影响不大。终点处二阶、三阶倒数为零，故更适宜与始 点处三阶导数为零的工作段相接。 余弦函数型 终点加速度为零，易于同一般函数凸轮工作段相接，保 证加速度曲线连续，冲击和噪声小，但存在制造偏差或气门间隙 变化时，不能保证气门在过渡段终点处启闭，气门会以加速度开 启或落座，造成冲击。 等加速度型 可使缓冲段终点附近曲线斜率较大，便于保持配气相位 准确，还能使机构的部分动变形在缓冲段内实现，有利于增大时 间－断面值。适用于采用液力挺柱的配气机构。
1、缓冲段设计
缓冲段设计包括缓冲段升程h0、所占凸轮转角φ 0和缓冲段 函数的选择。h0 必须保证大于气门间隙和配气机构的弹性变形 量之和； φ 0 必须依据 h0 确定。常用的缓冲段曲线型式有等加 速—等速型、余弦函数型、等加速型等。 以等加速—等速型为例，其方程式为：
C 2 hT E0 E1 dhT 2C d E1 d 2 hT 2C 2 d 0
（5）在挺柱上升和下降区间内加速度曲线都只能有一个 最大值，即在两个区间内各只有一处 d3h/dφ 3＝0，以 保证加速度曲线不出现波浪形，可以证明，此时幂指 数满足以下关系式： R-Q=S-R＝m，一般可按下式选取：
Q 2n R 2n m S 2n 2m
式中：n=3、4、5、6、… ， m=2、4、6、…
如表所示，幂指数的选取对挺柱升程曲线的丰满程度、最大正负加 速度比值、正加速度段宽度等有直接影响。一般幂指数越大，升程 曲线越丰满，所得的时间－断面值越大；正加速度也增大，配气机 构所受负荷及冲击越大。但同时，负加速度降低，对提高气门弹簧 的弹力储备有利。
高次方凸轮的优点是： 高阶光滑，对既定方 程改变凸轮升程与凸 轮转角很方便。缺点 是：要求配气机构有 较高的刚度，否则易 发生气门“飞脱”； 负加速度段对弹簧的 适应性不好；方次高 时，正加速度段宽度 明显减小，不能满足 高速发动机的要求。
3、凸轮轴的布置及传动 （1）下置式凸轮轴：齿轮传动 （2）顶置式凸轮轴：链条或齿带传动
§8－2 凸轮型线设计
一、凸轮设计要求： （1）保证获得尽可能大的时间断面值，即气门开启和关闭得快， 以保证在尽可能大的凸轮转角内气门接近全开位置； （2）保证配气机构各零件所受的冲击和跳动尽可能小，即正负加 速度尽可能小且不产生突变，以保证配气机构的可靠性和寿 命。 二、分类 按工作段曲线型式，发动机上采用两类配气凸轮： 1、几何凸轮 先选定凸轮的几何形状和气门驱动形式，计算挺柱（ 或气门）的运动规律，然后校核所设计凸轮的几何形 状是否满足设计要求。典型的几何凸轮如组合圆弧凸 轮
液力挺柱目前多用于轿车发动机上，可以降低噪声；无需检查、 调整气门间隙，简化维护保养；配气正时更为精确，保养周期更 长。
液力挺柱工作原理
2、工作段设计 工作段的设计应保证时面值大，加速度曲线无突变，曲 线尽可能高阶光滑。能较好地满足此条件的典型凸轮为高次 多项式凸轮。 这类凸轮的整个工作段为以无因次量 1 / w （下降段为 / w 1）作自变量的高次多项式，通常取5 ～7项。其挺柱升程表达式形式为：