顶置凸轮配气机构气门升程的精确计算
可变配气相位与气门升程
凸轮轴和节气门的工作示意图
我们最熟悉的可变气门升程系统无疑 就是本田的i-vtec技术了，本田也是 最早将可变气门升程技术发扬光大的 厂商。本田的可变气门升程系统结构 和工作原理并不复杂，工程师利用第 三根摇臂和第三个凸轮即实现了看似 复杂的气门升程变化。 当发动机达到一定转速时，系 统就会控制连杆将两个进气摇臂和那 个特殊摇臂连接为一体，此时三个摇 臂就会同时被高角度凸轮驱动，而气 门升程也会随之加大，单位时间内的 进气量更大，从而发动机动力更强。 这种在一定转速后突然的动力爆发也 能够增加驾驶乐趣，缺点则是动力输 出不够线性。 而随后像奥迪，三菱和丰田等厂商也都研发出了自己的可变气门升程技术，它同样 是通过增加凸轮轴上的凸轮来实现了气门升程的分段可调。
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车辆3班
可变配气相位
我们知道，发动机转速越高，每个汽缸一个周期内留给吸气和排气的绝对时 间也越短，因此想要达到较好的充气效率，这时发动机需要尽可能长的吸气 和排气时间。显然，当转速越高时，要求的重叠角度越大。也就是说，如果 配气机构的设计是对高转速工况优化的，发动机容易在较高的转速下，获得 较大的峰值功率。 但在低转速工况下，过大的重叠 角则会使得废气过多的泻入进气 岐管，吸气量反而会下降，气缸 内气流也会紊乱，此时ECU也会 难以对空燃比进行精确的控制， 从而导致怠速不稳，低速扭矩偏 低。相反，如果配气机构只对低 转速工况优化，发动机的就无法 在高转速下达到较高的峰值功率。 所以传统的发动机都是一个折衷 方案，不可能在两种截然不同的 工况下都达到最优状态。
呼吸之道
可变配气相位与气门升程
参加过长跑比赛同学都知道，呼吸的快慢以及深浅对体能 发挥的影响——太急促或刻意的屏息都有可能增加疲劳感，使 奔跑欲望降低。所以，我们在长跑比赛时往往需要不断按照奔 跑步伐来调整呼吸频率，以便随时为身体提供充足的氧气。 对于汽车发动机而言，这个 道理同样适用。可变配气相位 与气门升程技术就是为了让发 动机能够根据不同的负载情况 的能够自由调整“呼吸”的时 间和深浅程度，从而提升动力 表现，使燃烧更有效率。
实验分析内燃机凸轮机构最大气门升程的影响
内燃机凸轮机构最大气门升程影响的实验分析Suat Saridemir,Hamit SaruhanDepartment of Manufacturing Engineering, Faculty of Technology, University of Düzce, Düzce, TurkeyDepartment of Mechanical Engineering, Faculty of Engineering, University of Düzce, Düzce, Turkey摘要：凸轮机构气门行程的设计对改善内燃及的动态性能是非常重要的，高速发动机不正常的振动导致随动件跳动，碰撞阀门表面和中心，进而导致凸轮系统的碰撞。
碰撞的程度取决于阀升程值和阀门关闭速度，凸轮和随动件碰撞时会引入大的力和压力。
由于不正常的振动，这可能会导致系统的早期失效。
本实验使用时域和频域分析方法研究，主要目的是研究和分析不同气门升程值和运转速度下凸轮系统的动态特性，两种最大的气门升程值为8和10毫米分别进行了运转速度为450，930，1440，1950和2430rpm条件下的实验。
从实验结果看，振幅随运转速度的增加而增加，统计分析获得的数据显示，10mm的气门升程比8mm气门升程产生更多的能量。
关键词：凸轮机构；气门行程的动态特性；振动分析；内燃机1.引言当今，越来越多的研究者热衷于提高内燃机（ICE））的性能，减少噪音及振动。
由于内燃机由许多承受大的负载的组件构成，内燃机的动态特性十分复杂[1]。
凸轮系统的运转是内燃机震动的一个震动源，凸轮从动件带动发动机气门运动，凸轮轴的旋转驱动随动件运动，定位弹簧使阀门始终压在凸轮表面。
由于弹簧力的作用，运转过程中系统会承受大的负载力。
阀弹簧的性能在凸轮从动装置的动态特性中起着重要作用，尤其是在高速运转的情况下。
因此，凸轮从动系统的动态特性主要影响因素是阀弹簧的性能。
LJ750发动机配气凸轮设计计算书
LJ750发动机配气凸轮型线设计计算书配气机构的设计思想：配气机构是发动机的重要组成部分，一台发动机的经济性能是否优越，工作是否可靠，噪声与振动能否控制在较低的限度，常常与其配其机构的设计是否合理密切关系。
特别对于高速大功率发动机，因对其较高性能指标的设计要求，配气机构的设计及其零部件的设计和制造就更加重要和严格。
配气机构的设计涉及到如下诸多问题：1.如果根据具体的机型的要求选取合理的函数凸轮型线并进行有关特性参数的计算和分析；2.配气机构方案选择及其气门的结构布置；3.对于高速配气机构来说，必须进行配气机构的动力学计算；4.在设计过程中，需要考虑很多重要的因素，如配气相位，平稳性（包括气门速度，加速度，脉冲数值大小及有无飞脱，落座反跳等），充气性能，润滑性能，凸轮与挺拄之间的接触应力等问题；因此，进行配气机构的设计往往需要很大的工作量，特别是为了获得一个最优的设计方案。
为了简化工作量，在目前国内外的设计中，常常采用参考某些成功机型的方法，来获得设计一台新发动机所需要的配气机构。
为此，在本设计了，参考了CBR900发动机的配气机构，通过对该机型配气机构的特性进行分析，并对提出的几种方案的凸轮型线进行的对比，最终获得了LJ750发动机配气机构的有关数据。
对比的结果最终还是采用了和CBR900发动机相同的配气结构，因此涉及到配气结构的许多动力学计算在这里都略去了。
本章主要介绍了多项动力凸轮设计的基本原理及其准则，并对CBR900发动机的凸轮型线进行了细致的分析和研究，在此基础上提出了LJ750发动机的配气机构。
一、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。
19.应用GT-POWER设计发动机气门升程
19.应⽤GT-POWER设计发动机⽓门升程应⽤GT-POWER设计发动机⽓门升程张⼩燕蒲运平（长安汽车⼯程研究院重庆 401120）摘要：本⽂利⽤GT-POWER计算，介绍了车⽤发动机的⽓门升程设计问题。
设计中，主要从发动机性能⽅⾯考虑⽓门升程的设计要求，利⽤DOE的⽅法，考察了⽓门开启持续⾓及⽓门升程对发动机充量系数的影响。
关键词：GT-POWER ⽓门升程⽓门开启持续⾓充量系数Design of Valve Lift of Automotive Engine by GT-POWERAbstract：A GT-POWER model is used to show the details of valve lift designed of automotive engine in this paper.The effection of valve opening and valve lift on engine’s volumetric coefficiency is studied by DOE（design of experiment），considering primarily the required profile for valve lift on performance of engine.Key words： GT-POWER Valve Lift Valve Opening Duration Volumetric Coefficiency1、介绍对于传统凸轮驱动的配⽓机构，由于受到结构的限制，⽓门不可能瞬间开启到最⼤升程的位置，其升程特性只能是连续变化的，这在换⽓过程中造成很⼤的流动损失，有损于发动机的动⼒性。
⽓门升程对⽓道流量系数有⾮常重要的影响，⽓道流量系数随⽓门升程的增⼤⽽增⼤，如图1所⽰,并且可以看出，⽓门升程开启达⼀定⾼度后，流量系数⼏乎不再增加。
因此合理设计⽓门的运动规律，也就是⽓门升程（Valve Lift或者Valve Profile），对提⾼充量系数Φc，改善发动机换⽓质量是相当重要的。
发动机可变配气相位技术探析论文
摘要 (2)一、可变气门正时技术 (3)（一）、可变气门正时系统的原理 (3)1、可变配气相位调整原理 (4)2、可变配气相位技术条件 (5)（二）、可变气门正时技术的现状 (5)（三）、可变气门正时技术的发展趋势 (6)二、国内外可变气门配气机构的现状和发展趋势 (7)（一）、可变配气机构分类 (7)（二）、可变气门技术的发展现状 (7)三、可变配气相位技术研究意义 (8)三、连续可变配气凸轮轴设计浅析 (9)（一）、连续可变凸轮轴作用 (9)（二）、连续可变配气凸轮轴的工作原理 (9)（三）、连续可变配气凸轮轴与传统可变配气技术凸轮轴优缺点比较 (9)（四）、可变配气相位技术条件 (11)四、可变气门正时技术的发展趋势 (11)参考文献 (13)本文介绍了从进气晚关角及进排气的动态效应几方面着手，不断改进发动机的配气相位以及进排气系统，使发动机的实际性能曲线逐步接近计算机仿真曲线。
配气相位、进气门间隙、排气门间隙、转速、负荷五个调整参数之间是相互影响的。
通过在配气机构多刚体模型中引入柔性体,描述了配气机构的动力学性能;建立了柔性体气门弹簧,分析了气门弹簧动刚度的非线性行为,并且依据模态技术计算得到其动态应力;该方法为优化设计配气机构等机械产品及对其进行疲劳性能研究提供了依据。
该仪器可检测各种汽、柴油发动机的启动性能、高压点火性能、燃油喷射性能、充电性能、动力性能、配气相位、发动机异响震动分析等30余种技术参数，并分析故障产生的原因、检测过程中，可随时显示各种波形及技术参数和结果并可随机打印，该仪器内存有一百多种国内外发动机技术参数，内容十分丰富，随时可以与检测结果对比。
Passat B5轿车有4缸和6缸两种发动机,4缸机有4G54与4G64两种型号,6缸机型号为6G72,其配气机构均采用顶置凸轮轴式配气机构。
介绍了气门间隙自动调整器的结构、工作原理,以及其维护与保养。
目前，汽车工业的发展正在面临着两个主要问题——能源的枯竭与环境的污染。
凸轮机构的设计和计算
第四章 凸轮机构及其设计
§4-1 凸轮机构的应用和分类
一、应用： 当从动件的位移、速度、加速度必须严格按照
预定规律变化时，常用凸轮机构。
4h 2 所以 a0 t 2 2 v 2h
从动件在匀加速上升过程中的运动方程
2h 2 S h ( ) 2 4h v 2 ( ) 4 h 2 a 2
3、加速度按余弦运动规律变化
f ( x1 , y1 , ) ( x1 x) 2 ( y1 y) 2 rT2 0
dx dy f ( x1 , y1 , ) 2( x1 x) 2( y1 y ) 0 d d
联立求解x1和y1，即得滚子从动件盘形凸轮的实际廓线参数方程：
rT
rT
C
rT rT B ' O
A
'
'
滚子半径rT必须小于理论轮廓曲线外凸部分的 最曲率半径ρ min，设计时， rT 0.8 min
反转法
1
2 3
O r0
4
5
6 7 8
1、尖底直动从动件盘形凸轮 机构凸轮轮廓设计： 已知 0 , e, S , 转向
B1 C1
3 2
B0 (C0)
60°
C9 B9 C8
90°
B8 B7 C6
e K O B2 C 2 r0 C3 B3 C4
180°
C7
30°
C5 B5
第三章 配气机构
二、凸轮轴的布置型式
1、凸轮轴下置
不利因素：凸轮轴与 气门相距较远，动力 传递路线较长，环节 多，因此不适用于高 速发动机。 有利因素：简化曲轴 与凸轮轴之间才传动 装置，有利于发动机 的布置。
伸入深度应适量。锥 度可减少气流阻力。
3、气门导管
气缸盖
过盈配合
4、气门弹簧
功用：保证气门的回位。 材料：高锰碳钢、铬钒钢
锁片
气门弹簧座 气门弹簧 气门关闭 气门开启 气门弹簧的装配
保证气门及时 关闭、密封 保证气门不脱 离凸轮
气门弹簧
随着有效圈数的减 少，自然频率提高。
圆柱等螺距弹簧
圆柱形螺旋弹簧
凸轮轴正 时齿轮
挺柱
凸轮轴
作用： 驱动和控制各缸气门的开启和关闭，使其符合发动机的 工作顺序、配气相位和气门开度的变化规律等要求。 工作条件： 承受气门间歇性开启的冲击载荷。 材料： 优质钢、合金铸铁、球墨铸铁 结构：
凸轮
驱动分电器的螺旋齿轮
凸轮轴轴颈
凸轮
工作条件：
承受气门弹簧的张力，间歇性的 冲击载荷。
第三章 配气机构
概述 气门间隙 配气相位 配气机构的组成和零件
§3.1
一、功用：
概述
按照发动机每个气缸内所进行的工作循环和发火次序的要 求，定时开启和关闭气缸的进、排气门，使新鲜可燃混合气(汽油 机)或空气(柴油机)得以及时进入气缸，废气得以及时从气缸排出。
二、充气效率：
在进气行程中，实际进入气缸内的新鲜空气或可燃混合气的质量 与在进气系统进气状态下充满气缸工作容积的新鲜空气或可燃混 合气的质量之比。
顶置凸轮配气机构气门升程的精确计算
・文摘・顶置凸轮配气机构气门升程的精确计算苏军申屠淼(江苏理工大学力学系 , 镇江 212013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 , 其中一些汽车、摩托车发动机的顶置凸轮配气机构的结构形式如图 1所示。
图 1顶置凸轮摇臂机构现对以上典型结构的气门升程的计算方法与公式进行了推演 , 以供应用参考。
假定摇臂为绝对刚体。
(1 将凸轮升程表换算为极坐标升程表 h ( 。
(2 建立 2个坐标系 , 一个为定坐标系 x Oy ; 另一个为随凸轮转动的动坐标系 x Oy (详见图 2 。
两坐标系原点 O 均在凸轮轴心 ; 横坐标 Ox垂直于凸轮轴图 2顶置凸轮配气机构简图线 , 平行于气缸盖底平面 ; 横坐标 Ox 垂直于凸轮轴线 , 并令其通过凸轮升程廓线过渡段的起点 ; 认定摇臂初始位置 , 即 =0°。
此时 Ox 与 Ox 的夹角为 : 0=180-arctg1-x 1-arctg 1R +S 1(1 式中 :x 1和 y 1为摇臂中心 O 1在定坐标系中的坐标 ; L 1为 O 1点至 M 点的距离 ; M 点为摇臂零件图中水平中心线与 OP 0的交点 ; S 1为 OP 0线上 R 3圆弧面至 M 点的弦高 ; R 为凸轮基圆半径。
(3 计算出 R 3圆弧的圆心 P 0在定坐标系 x Oy 中的坐标位置。
x P 0=(R +R 3 ・ cos 0y P 0=(R +R 3 ・ sin 0(2式中 :R 3为摇臂凸轮侧臂圆弧的半径。
当凸轮转过角度时 , 凸轮廓线与摇臂 R 3圆弧面的接触点在 C (x C , y C 点。
在凸轮转动中 , R 3圆弧面上的接触点 C 在 C L 和 C R 之间变动 ; 而 C 点在凸轮廓线上则是在 x Oy 坐标系中逆旋转方向而变动。
令 OC 与 Ox 的夹角为。
凸轮推杆运动规律例题升程
凸轮推杆的运动规律可以通过一些例题来理解和掌握。
以下是一个关于凸轮推杆升程的例题：
例题：已知一偏置直动尖顶推杆盘形凸轮机构，其基圆半径为10mm，凸轮转速为10 r/min，要求推杆做一次往返运动，求推杆的升程和降程。
解：根据题目，凸轮转速为10 r/min，所以每分钟转过的角度为360°×10 = 3600°。
推杆做一次往返运动，即完成一个周期，需要转过的角度为360°。
因此，推杆完成一个周期所需的时间为3600°/ 360°= 10 min。
推杆的升程和降程可以根据基圆半径和推杆长度计算得出。
假设推杆长度为L，则升程为L -基圆半径，降程为L + 基圆半径。
根据题目，基圆半径为10mm，假设推杆长度L = 30mm，则推杆的升程和降程分别为20mm和40mm。
凸轮机构的设计计算和运动分析
% ******** 偏置移动从动件盘形凸轮设计绘图和运动分析******** disp ' ######## 已知条件########'disp ' 凸轮作逆时针方向转动,从动件偏置在凸轮轴心的右边'disp ' 从动件在推程作等加速/等减速运动,在回程作余弦加速度运动' % 基圆半径；滚子半径；从动件偏距；从动件升程rb=40;rt=10;e=15;h=50;% 推程运动角；远休止角；回程运动角；推程许用压力角；凸轮转速ft=100;fs=60;fh=90;alpha_p=35;n=200;% 角度和弧度转换系数；机构尺度hd=pi/180;du=180/pi;se=sqrt(rb^2-e^2);w=n*pi/30; omega=w*du; % 凸轮角速度（°/s）fprintf(' 基圆半径rb = %3.4f mm \n',rb)fprintf(' 滚子半径rt = %3.4f mm \n',rt)fprintf(' 推杆偏距 e = %3.4f mm \n',e)fprintf(' 推程升程h = %3.4f mm \n',h)fprintf(' 推程运动角ft = %3.4f 度\n',ft)fprintf(' 远休止角fs = %3.4f 度\n',fs)fprintf(' 回程运动角fh = %3.4f 度\n',fh)fprintf(' 推程许用压力角alpha_p = %3.4f 度\n',alpha_p) fprintf(' 凸轮转速n = %3.4f r/min \n',n) fprintf(' 凸轮角速度(弧度) w = %3.4f rad/s \n',w)fprintf(' 凸轮角速度(度) omega = %3.4f 度/s \n',omega) disp ' 'disp ' @@@@@@ 计算过程和输出结果@@@@@@' disp ' '% (1)---校核凸轮机构的压力角和轮廓曲率半径'disp ' *** 计算凸轮理论轮廓的压力角和曲率半径***'disp ' 1 推程(等加速/等减速运动)'for f=1:ftif f<=ft/2s(f)=2*h*f^2/ft^2;s=s(f); % 等加速-位移方程ds(f)=4*h*f*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);d2s(f)=4*h/(ft*hd)^2;d2s=d2s(f);vt(f)=4*h*omega*f/ft^2; % 等加速-速度方程elses(f)=h-2*h*(ft-f)^2/ft^2;s=s(f); % 等减速-位移方程ds(f)=4*h*(ft-f)*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);d2s(f)=-4*h/(ft*hd)^2;d2s=d2s(f);vt(f)=4*h*omega*(ft-f)/ft^2; % 等减速-速度方程endalpha_t(f)=atan(abs(ds-e)/(se+s)); % 推程压力角(弧度)alpha_td(f)=alpha_t(f)*du; % 推程压力角(度)pt1=((se+s)^2+(ds-e)^2)^1.5;pt2=abs((se+s)*(d2s-se-s)-(ds-e)*(2*ds-e));rho_t(f)=pt1/pt2; % 推程曲率半径st(f)=s;endalpha_tm=max(alpha_td);fprintf(' 推程最大压力角alpha_tm = %3.4f 度\n',alpha_tm)for f=1:ftif alpha_td(f)==alpha_tm;ftm=f;break;endendfprintf (' 对应的位置角ftm = %3.4f 度\n',ftm)if alpha_tm>alpha_pfprintf(' * 凸轮推程压力角超过许用值,需要增大基圆!\n')endrho_tn = min(rho_t);fprintf (' 最小曲率半径rho_tn = %3.4f mm\n',rho_tn)for f=1:ftif rho_t(f)==rho_tn;ftn=f;break;endendfprintf(' 对应的位置角ftn = %3.4f 度\n',ftn)if rho_tn<rt+5fprintf(' * 凸轮推程轮廓曲率半径小于许用值,需要增大基圆或减小滚子!\n') enddisp ' 2 回程(余弦加速度运动-简谐运动)'d1=ft+fs;d2=ft+fs+fh; % 回程运动角范围for f=d1:d2k=f-d1;s(f)=0.5*h*(1+cos(pi*k/fh));s=s(f); % 简谐运动-位移方程ds(f)=-0.5*pi*h*sin(pi*k/fh)/(fh*hd);ds=ds(f);d2s(f)=-0.5*pi^2*h*cos(pi*k/fh)/(fh*hd)^2;d2s=d2s(f);alpha_h(f)=atan(abs(ds+e)/(se+s)); % 回程压力角(弧度)alpha_hd(f)=alpha_h(f)*du; % 回程压力角(度)ph1=((se+s)^2+(ds-e)^2)^1.5;ph2=abs((se+s)*(d2s-se-s)-(ds-e)*(2*ds-e));rho_h(f)=ph1/ph2; % 回程曲率半径sh(f)=s;vh(f)=-0.5*pi*h*omega*sin(pi*f/fh)/fh; % 简谐运动-速度方程ah(f)=-0.5*pi^2*h*omega^2*cos(pi*f/fh)/fh^2; % 简谐运动-加速度方程endalpha_hm = max(alpha_hd(d1:d2));fprintf(' 回程最大压力角alpha_hm = %3.4f 度\n',alpha_hm)for f=d1:d2if alpha_hd(f)==alpha_hm;fhm=f;break;endendfprintf(' 对应的位置角fhm = %3.4f 度\n',fhm)rho_hn=min(rho_h(d1:d2));fprintf(' 最小曲率半径rho_hn = %3.4f mm\n',rho_hn)for f=d1:d2if rho_h(f)==rho_hn;fhn=f;break;endendfprintf(' 对应的位置角fhn = %3.4f 度\n',fhn)if rho_hn<rt+5fprintf(' * 凸轮回程轮廓曲率半径小于许用值,需要增大基圆或减小滚子!\n') enddisp ' '% (2)---计算凸轮机构的从动件运动参数'disp ' *** 计算凸轮机构从动件的运动参数***'disp ' 1 推程(等加速/等减速运动)'disp ' 凸轮转角位移s(mm) 速度v(mm/s)'for f=10:10:ftydcs_t=[f st(f) vt(f)];disp(ydcs_t)endat_1=4*h*omega^2/ft^2;at_2=-4*h*omega^2/ft^2;fprintf(' 等加速上升的加速度at_1 = %3.4f (mm/s^2) \n',at_1)fprintf(' 等减速上升的加速度at_2 = %3.4f (mm/s^2) \n',at_2)disp ' 2 回程(余弦加速度运动-简谐运动)'disp ' 凸轮转角位移s(mm) 速度v(mm/s) 加速度a(mm/s^2)'for f=d1:10:d2ydcs_h=[f sh(f) vh(f) ah(f)];disp(ydcs_h)end% (3)---绘制凸轮机构的从动件运动线图figure(1);subplot(3,2,1) % 推程位移线图f=1:ft;plot(f,st);xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it s / \rm(mm)')title('从动件推程位移线图');subplot(3,2,2) % 回程位移线图f=d1:d2;plot(f,sh(d1:d2));xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it s / \rm(mm)')title('从动件回程位移线图');subplot(3,2,3) % 推程速度线图f=1:ft;plot(f,vt);xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it v / \rm(mm/s)')title('从动件推程速度线图');subplot(3,2,4) % 回程速度线图f=d1:d2;plot(f,-vh(d1:d2));xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it v / \rm(mm/s)')title('从动件回程速度线图');subplot(3,2,5) % 推程加速度线图line([0,ft/2],[at_1,at_1]);line([ft/2,ft/2],[at_1,at_2]); % 等加速等减速之间的突变垂线line([ft/2,ft],[at_2,at_2]);xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it a / \rm(mm/s^2)')title('从动件推程加速度线图');subplot(3,2,6) % 回程加速度线图f=d1:d2;plot(f,-ah(d1:d2));xlabel ('凸轮转角\it \phi / \rm( °)')ylabel ('\it a / \rm(mm/s^2)')title('从动件回程加速度线图');disp ' '% (4)---计算凸轮理论廓线与实际廓线的直角坐标和向径'disp ' ****** 凸轮理论轮廓与实际轮廓的直角坐标******'nd=360;for f=1:ndif f<=ft/2 % 等加速运动s(f)=2*h*f^2/ft^2;s=s(f);ds(f)=4*h*f*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);elseif f>ft/2 & f<=ft % 等减速运动s(f)=h-2*h*(ft-f)^2/ft^2;s=s(f);ds(f)=4*h*(ft-f)*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);elseif f>ft & f<=d1 % 远休止角s=h;ds=0;elseif f>d1 & f<=d2 % 简谐运动k=f-d1;s(f)=0.5*h*(1+cos(pi*k/fh));s=s(f);ds(f)=-0.5*pi*h*sin(pi*k/fh)/(fh*hd);ds=ds(f);elseif f>d2 & f<=nds=0;ds=0;endxx(f)=(se+s)*sin(f*hd)+e*cos(f*hd);x=xx(f); % 理论轮廓横坐标yy(f)=(se+s)*cos(f*hd)-e*sin(f*hd);y=yy(f); % 理论轮廓纵坐标dx(f)=(ds-e)*sin(f*hd)+(se+s)*cos(f*hd);dx=dx(f);dy(f)=(ds-e)*cos(f*hd)-(se+s)*sin(f*hd);dy=dy(f);xp(f)=x+rt*dy/sqrt(dx^2+dy^2);xxp=xp(f); % 实际轮廓横坐标yp(f)=y-rt*dx/sqrt(dx^2+dy^2);yyp=yp(f); % 实际轮廓纵坐标r(f)=sqrt(x^2+y^2); % 理论轮廓向径rp(f)=sqrt(xxp^2+yyp^2); % 实际轮廓向径enddisp ' 1 推程(等加速/等减速运动)'disp ' 凸轮转角理论x 理论y 实际x 实际y'for f=10:10:ftnu=[f xx(f) yy(f) xp(f) yp(f)];disp(nu)enddisp ' 2 回程(余弦加速度运动)'disp ' 凸轮转角理论x 理论y 实际x 实际y'for f=d1:10:d2nu=[f xx(f) yy(f) xp(f) yp(f)];disp(nu)enddisp '*** 凸轮理论轮廓与实际轮廓的向径***'disp ' 1 推程(等加速/等减速运动)'disp ' 凸轮转角理论r 实际r'for f=10:10:ftnu=[f r(f) rp(f)];disp(nu)enddisp ' 'disp ' 2 回程(余弦加速度运动)'for f=d1:10:d2nu=[f r(f) rp(f)];disp(nu)end% (5)---绘制凸轮的理论轮廓和实际轮廓figure(2);plot(xx,yy,'r-.') % 理论轮廓(红色,点划线)axis ([-(rb+h-10) (rb+h+10) -(rb+h+10) (rb+rt+10)]) % 横轴和纵轴的下限和上限axis equal % 横轴和纵轴的尺度比例相同text(rb+h+3,0,'X') % 标注横轴text(0,rb+rt+3,'Y') % 标注纵轴text(-5,5,'O') % 标注直角坐标系原点title('偏置移动从动件盘形凸轮轮廓') % 标注图形标题hold on; % 保持图形plot([-(rb+h) (rb+h)],[0 0],'k') % 横轴(黑色)plot([0 0],[-(rb+h) (rb+rt)],'k') % 纵轴(黑色)plot([e e],[0 (rb+rt)],'k--') % 初始偏置位置(黑色,虚线)ct=linspace(0,2*pi); % 画圆的极角变化范围plot(rb*cos(ct),rb*sin(ct),'g') % 基圆(绿色)plot(e*cos(ct),e*sin(ct),'c--') % 偏距圆(青色,虚线)plot(e + rt*cos(ct),se + rt*sin(ct),'m') % 滚子圆(品红色)plot(xp,yp,'b') % 实际轮廓(蓝色)******** 偏置移动从动件盘形凸轮设计绘图和运动分析********######## 已知条件########凸轮作逆时针方向转动,从动件偏置在凸轮轴心的右边从动件在推程作等加速/等减速运动,在回程作余弦加速度运动基圆半径rb = 40.0000 mm滚子半径rt = 10.0000 mm推杆偏距 e = 15.0000 mm推程升程h = 50.0000 mm推程运动角ft = 100.0000 度远休止角fs = 60.0000 度回程运动角fh = 90.0000 度推程许用压力角alpha_p = 35.0000 度凸轮转速n = 200.0000 r/min凸轮角速度(弧度) w = 20.9440 rad/s凸轮角速度(度) omega = 1200.0000 度/s@@@@@@ 计算过程和输出结果@@@@@@*** 计算凸轮理论轮廓的压力角和曲率半径***1 推程(等加速/等减速运动)推程最大压力角alpha_tm = 34.2666 度对应的位置角ftm = 50.0000 度最小曲率半径rho_tn = 35.2303 mm对应的位置角ftn = 51.0000 度2 回程(余弦加速度运动-简谐运动)回程最大压力角alpha_hm = 30.9248 度对应的位置角fhm = 213.0000 度最小曲率半径rho_hn = 30.3591 mm对应的位置角fhn = 250.0000 度*** 计算凸轮机构从动件的运动参数***1 推程(等加速/等减速运动)凸轮转角位移s(mm) 速度v(mm/s)10 1 24020 4 48030 9 72040 16 96050 25 120060 34 96070 41 72080 46 48090 49 240100 50 0等加速上升的加速度at_1 = 28800.0000 (mm/s^2)等减速上升的加速度at_2 = -28800.0000 (mm/s^2)2 回程(余弦加速度运动-简谐运动)凸轮转角位移s(mm) 速度v(mm/s) 加速度a(mm/s^2) 160 50 673 -33602170 48 358 -41220180 44 0 -43865190 37 -358 -41220200 29 -673 -33602210 21 -907 -21932220 12.5 -1031.3 -7617.1230 5.8 -1031.3 7617.1240 2 -907 21932250 0 -673 33602****** 凸轮理论轮廓与实际轮廓的直角坐标******1 推程(等加速/等减速运动)凸轮转角理论x 理论y 实际x 实际y 10.0000 21.3848 34.8977 18.7440 25.2527 20.0000 28.1459 33.4732 26.5660 23.5988 30.0000 36.0309 32.4073 34.7788 22.4860 40.0000 45.6105 31.0206 43.9004 21.1679 50.0000 57.1986 28.4142 54.4870 18.7889 60.0000 69.0579 22.5501 63.1030 14.5165 70.0000 78.5024 12.6099 70.2060 7.0270 80.0000 84.4235 -0.3453 74.7846 -3.008390.0000 86.0810 -15.0000 76.0894 -14.5890 100.0000 83.1533 -29.8936 73.7429 -26.51052 回程(余弦加速度运动)凸轮转角理论x 理论y 实际x 实际y 160.0000 15.6881 -86.9597 13.9127 -77.1185 170.0000 0.0875 -86.8780 1.9206 -77.0474 180.0000 -15.0000 -81.2321 -9.9808 -72.5829 190.0000 -27.7230 -70.8432 -20.2897 -64.1539 200.0000 -36.8131 -57.2861 -27.8219 -52.9092 210.0000 -41.8603 -42.5041 -32.0770 -40.4336 220.0000 -43.3607 -28.3394 -33.3609 -28.2733 230.0000 -42.5280 -16.1041 -32.6176 -17.4398 240.0000 -40.9188 -6.3040 -31.0634 -7.9985 250.0000 -39.9750 1.4129 -29.9813 1.0597*** 凸轮理论轮廓与实际轮廓的向径***1 推程(等加速/等减速运动)凸轮转角理论r 实际r10.0000 40.9287 31.449020.0000 43.7338 35.533930.0000 48.4609 41.414840.0000 55.1597 48.737350.0000 63.8674 57.635560.0000 72.6465 64.751270.0000 79.5088 70.556880.0000 84.4242 74.845190.0000 87.3781 77.4754100.0000 88.3634 78.36342 回程(余弦加速度运动)160.0000 88.3634 78.3634170.0000 86.8780 77.0714180.0000 82.6054 73.2660190.0000 76.0745 67.2859200.0000 68.0948 59.7783210.0000 59.6564 51.6121220.0000 51.8003 43.7302230.0000 45.4750 36.9872240.0000 41.4015 32.0766250.0000 40.0000 30.0000。
三《汽车构造》配气机构(题库加答案)
三《汽车构造》配气机构(题库加答案)第三章配气机构一、选择题1.气门烧损与变形现象主要发生在（）。
（B）（A）进气门（B）排气门（C）进排气门处均有（D）不一定2.对于非增压的发动机来讲，充气系数η值总是（）。
（B）（A）大于1（B）小于1（C）等于1（D）大于等于13.六缸发动机（1-5-3-6-2-4）第一缸处于压缩上止点时，第六缸的两气门处于（）状态。
（A）（A）两气门都开启（B）两气门都关闭（C）只有进气门开启（D）只有排气门开启 4.进、排气门在压缩上止点时（）CA.进气门开，排气门关B.排气门开，进气门关C.进、排气门全关D.进、排气门全开5.进、排气门在进气下止点时()。
AA．进气门开、排气门关B．进气门关、排气门开C．进气门开、排气门开D．进气门关、排气门关6.为了获得较大的充气系数，一般进气门锥角是（）。
BA.35°B. 30°C.40°D.45°7.气门间隙（）会影响发动机配气相位的变化。
CA.过大B.过小C.过大和过小D.都不是8.气门座与（）一同对气缸起密封作用。
AA气门头部B.气门杆身C.气门弹簧D.气门导管9.（）气门弹簧的刚度，就能提高气门弹簧的自然震动频次。
AA.提高B.降低C.扩大D.缩小10.在气门传动组中，（）将凸轮的推力传给推杆。
AA.挺住B.气门杆C.气门弹簧D.气门座圈11.调解直列四冲程六缸发起机（1-5-3-6-2-4）气门，当第六缸处于压缩上止点时，第二缸调（）。
（B）（A）进气门（B）排气门（C）都可调（D）都不可调12.四冲程发动机曲轴，当其转速为3000r/min时，则同一气缸的进气门，在1min时间内开闭次数应该是（）。
（B）（A）3000次（B）1500次（C）750次（D）6000次13.安装不等距气门弹簧时，向着气缸盖的一端应该是（）。
（A）（A）螺距小的（B）螺距大的（C）没有区别（D）以上都不是14.曲轴正时齿轮与凸轮轴正时齿轮的传动比是（）。
60-基于GT-VTRAIN的某汽油机凸轮型线设计
基于GT-VTRAIN的汽油机凸轮型线设计GT-VTRAIN-Based Design of Cam Contour in Gasoline Engine史来锋 朱兰 蔡志强 王伟民（东风汽车公司技术中心 430056）摘要：本文对应用GT-VTRAIN进行凸轮型线设计的方法以及流程进行了简单介绍，并对某款汽油机进行了配气机构的运动学和动力学计算。
对于运动学计算，由于只是考虑各个部件的几何关系，各个部件均为刚体，因此只需在VT-DESIGN中建立单阀系运动学模型即可；对于动力学计算，由于要考虑真实的物理模型，各个部件都考虑为弹性体，需要在GT-VTRAIN中建立完整的配气机构动力学模型。
这种仿真计算手段，比起以往通过经验公式进行动力学校核，效率和准确度得到了大大提高。
关键词： GT-VTRAIN配气机构 凸轮型线 跃度Abstract:This paper described the method and procedures of the cam contour design. And according to this method and procedures, we have finished the valve train kinematics and dynamic simulation of a gasoline engine. For the kinematics calculation, we only considered the geometry relations, and every body is rigid, so a single valve kinematics model built in VT-DESIGN is OK. For the dynamic calculation, we should consider the real model, and every body is flexible, so the whole valve train dynamic model built in GT-VTRAIN is needed. The efficiency and accuracy have been improved, compared to the old experience formula calculation method.Keywords: GT-VTRAIN, Valve Train, Cam Contour, Jerk1 引言内燃机的配气机构应保证各气缸换气良好，充气系数尽可能高。
《汽车工程》编辑部郑重声明
从 图 中可 以看 出 ， 凸轮 型 线 原 始 设 计 数 据与 原
［ ］ 洪嘉 振． ５ 计算 多体 系统 动力 学 ［ ． 京： Ｍ］ 北 高等 教 育 出版社 ，
１９ ９９
Hale Waihona Puke 始测量数据最大差值小 于 ００ ｍ 与反求的凸轮型 ．４ ｍ， 线数据最大差值小于 ０ ０ １ ｍ。表 明由该方法可以 ．０ ｍ
《 汽车 工程》 编辑 部郑重声 明
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［ ］ 苏军 ， ２ 申屠淼 ． 顶置凸轮 配气机构气 门升程 的精确计 算 ［ ］ 内 Ｊ．
凸轮 轴转 角／ ） （
燃 机学 报 ，９ ９ １ ３ ：０ １９ ，７（ ） ２ ２—２４ ０．
１ 一直 接测 量
２ 一原 理性 反 求
降段升醒 曲线 各 项 幂 指数 分 别 为 Ｐ＝６ ｇ＝１ ， ， ０
ｒ＝１ ５＝１ ４， ８。
．
然 后根 据配 气 机 构 运 动 学 的 逆 解 分 析 方 法 ， 由
原理性拟合后的气门升程 曲线反求 凸轮型线 。凸轮 型线原始设计数据与原始测量数据差值、 原始设计 数据与反求的凸轮型线升程数据差值的对 比如 图 ５
［ ］ 陆佑 方． 性多 体 系统动 力学 ［ ． 京 ： ３ 柔 Ｍ］ 北 高等 教育 出版 社 ，
学生复习题(配气机构)
一．名词解释。
1. 充气效率:充填效率是指每一个进气行程所吸入的空气质量与标准状态下（1个大气压、20℃、密度为1.187kg/m2）占有气缸活塞行程容积的干燥空气质量的比值。
大气压力高、温度低、密度高时，发动机的充气效率也将随之提高。
充填效率是指每一个进气行程所吸入的空气质量与标准状态下（1个大气压、20℃、密度为1.187kg/m2）占有气缸活塞行程容积的干燥空气质量的比值。
大气压力高、温度低、密度高时，发动机的充气效率也将随之提高。
2. 气门间隙:发动机在冷态下，当气门处于关闭状态时，气门与传动件之间的间隙称为气门间隙。
3. 配气相位4. 气门重叠: ,通常是指发动机进气门和排气门处于同时开启的一段时间用曲轴转角来表示称为气门重叠角5. 进气持续角6. 进气提前角：在排气冲程接近终了，活塞到达上止点之前，进气门便开始开启。
从进气门开始开启到上止点所对应的曲轴转角称为进气提前角7. 排气迟后角从上止点到排气门关闭曲轴转过的角度称作排气迟后角，记作δ。
一般为10°~30°二．填空题。
1. 凸轮轴通过正时齿轮由曲轴驱动，四冲程发动机一个工作循环凸轮轴转 1 周，各气门开启 1 次。
2. 顶置气门式配气机构的凸轮轴布置有三种形式，它们是下置、中置、和上置。
3. 气门叠开角是进气提前角和排气延迟角之和。
4. 气门间隙是指在气门组与气门传动组之间留有适当的间隙。
气门间隙过大，气门开启时刻变晚，关闭时刻变早；气门间隙过小，易使气门关闭不严，造成漏气。
5. 气门采用双弹簧结构时，外弹簧刚度较大，内弹簧刚度较小，且两弹簧的旋向相反。
6. 曲轴与凸轮轴之间的传动方式有齿轮、链传动、和带传动三种。
7. 气门弹簧座一般是通过锁片或锁销固定在气门杆尾端的。
8. 造成气门关闭不严的原因是凸轮轴与气门顶杆之间间隙过大、气门弹簧无力、气门导管间隙过大、和气门与气门坐圈之间变形或损坏。
9. 气门间隙两次调整法的实质是把发动机的曲轴摇转两次，就能把多缸发动机的所有气门全部检查调整好。
可变配气正时和气门升程机构
对于汽车发动机而言，这个道理同样适用。可变配气相位 与气门升程技术就是为了让发动机能够根据不同的负载情况 的能够自由调整“呼吸”的时间和深浅程度，从而提升动力 表现，使燃烧更有效率。
可变配气正时和气门升程机构
我们知道，发 动机转速越高，每 个汽缸一个周期内 留给吸气和排气的 绝对时间也越短， 因此想要达到较好 的充气效率，这时 发动机需要尽可能 长的吸气和排气时 间。
可变配气正时和气门升程机构
新授 呼吸之道
可变配气相位与气门升程
可变配气正时和气门升程机构
参加过长跑比赛同学都知道，呼吸的快慢以及深浅对体能 发挥的影响——太急促或刻意的屏息都有可能增加疲劳感，使 奔跑欲望降低。所以，我们在长跑比赛时往往需要不断按照奔 跑步伐来调整呼吸频率，以便随时为身体提供充足的氧气。
六缸机: 发火顺序？ 作功间隔角 ？曲轴转角 ？凸轮轴转角 同名凸轮夹角 60º 可变配气正时和气门升程机构
凸轮轴轴向定位
轴向定位 方式 凸肩定 位 止推板 定位 止推螺 钉定位
可变配气正时和气门升程机构
液压挺柱
平面 液压 挺柱
推杆 支座
柱塞
柱塞 腔
单向 阀
套筒 腔
可变
i-VTEC技术不单只是本田的看家本领，更是各 大厂家大同小异的“CVVT” 可变气门正时技术的鼻祖。 自新一代飞度1.3L车型弃用 i-DSI引擎转投 i-VTEC阵型 后，本田正式对其在国内的 所有车型普及i-VTEC发动机 。小至1.3L的低排量，大到 2.4L排量，无论是两厢小车 还是MPV或者 SUV，只要挂 的是本田商标，打开引擎盖便能看到那银色的一 串英文字母。到底这简单的5个英文字母背后到 底包含了什么独到技术呢？
凸轮测量测头转换及当量升程表计算方法
凸轮测量测头转换及当量升程表计算方法1 概述凸轮轴是影响发动机配气机构工作质量的关键部件，它的功能是保证发动机气门组有准确、平稳的良好运动规律。
凸轮的测量，主要是为评定凸轮轴上各凸轮的几何精度和装机后的动力特性提供依据，所以，在对凸轮进行测量时，应按设计要求选择与凸轮机构从动件(挺柱)相同形式和形状的测头，按设计要求给出的转角—升程表进行测量，以正确反映凸轮机构的运动规律。
2 测头转换测头转换，不是指简单地将一种测头换成另一种测头，而是指采用不符合设计要求形式和形状的测头进行凸轮测量时测量参数的转换。
在测量中，把不符合设计要求形式和形状的测头卸下，装上符合设计要求形式和形状的测头的一组操作称为测头换装。
测头转换和测头换装是两个截然不同的概念。
无论是确定凸轮的检测位置，还是测量凸轮的升程，都应采用与凸轮机构从动件(挺柱)相同形式和形状的测头。
例如，S195 型柴油机的配气凸轮的从动件是平面挺柱，测量时应采用平面测头：供油凸轮的从动件是滚柱挺柱，测量时应采用与滚柱挺柱直径相同的滚柱测头。
可是，常常是当同一根凸轮轴上各凸轮的从动件设计要求不同时，本应分别采用符合设计要求的不同形式和形状的测头进行测量，可是一些测量者为了省去在测量过程中换装测头的麻烦，竟用同一测头去测量凸轮轴上各个凸轮，这对某一个凸轮而言就引发了测头转换问题，尤其是在凸轮自动测量时，这种转换测头形式和形状的现象更为普遍。
图1 凸轮受检点相同时测头不同凸轮转角不同测头形式和形状转换后，改用当量升程表测量，原理上并不存在问题。
但是现行当量升程表，一般均以设计转角为依据而不是以设计受检点为依据来计算。
也就是说，如果测头转换后与转换前的转角一致，则凸轮受检点将不同：如果测头转换前后受检点相同，则凸轮转角不同。
例如，S195 型柴油机配气凸轮的“敏感点”m ，采用设计要求的平面测头测量时，凸轮转角ap=46°07'16"(图1a)：采用Ø15mm 滚柱测头时，凸轮转角aG=16°53' (图1b)：采用刀口测头时，凸轮转角aD= 6°52'28"(图1c)。
内燃机设计--配气机构
1.1 汽油机的发展
1886年1月29日，德国人奥姆勒和卡尔.本茨在里诺卧式气压煤气发动机以及四冲程理论的基础上制造出了第一台汽油发动机，使汽车正式进入汽油动力时代。1886年卡尔·本茨制造出世界上第一辆以汽油为动力的三轮汽车。该车装有卧置单缸二冲程汽油发动机,785CC容积,0.89匹马力,每小时行走15公里。
图2-3 气门头部的形式图
本次设计选用气门头顶面为平顶形状。现确定气门头部直径 ,气门座合面角ɑ，气门座合锥面宽度b和气门升程 。
根据气缸换气良好的要求，气门头部直径 应大些。为了提高进气充量，减小排气门的热负荷，通常将进气门直径设计的比排气门直径大10%—20%。当每缸四门结构时：
气道的喉口直径为 ,可取为30mm。
图21顶置气门配气机构中置凸轮轴式中置凸轮轴式的配气机构凸轮轴位于机体上部与下置凸轮轴式的配气机构相比减少了推杆或者推杆较短从而减轻了传动机构的往复运动质量增大了顶置凸轮轴式传统的顶置气门机构中气门布置在气缸盖中而凸轮轴一般都布置在曲轴附件的机体使机构复杂提高了制造成本
材料：进气门为中碳合金钢、耐热合金钢；排气门为耐热合金钢。
形状、结构：气门头顶面为平顶、球面顶、喇叭顶。其中，平顶机构简单、制造方便，目前使用最多；球面顶强度高、排气阻力小、废气的清除效果好，用于排气门；喇叭顶进气阻力小、顶部受热面积大，用于进气门。
1)气门头部的设计
气门头部的形状和基本尺寸直接影响气门刚度、气体的流动阻力、以及气门的制造工艺。
缸内直喷、机械增压
2.1 配气机构的总体布置
2.1.1顶置气门凸轮轴的布置
现代内燃机均采用顶置气门，即进、排气门置于气缸盖内，倒挂在气缸顶上。气道平滑，充气效率高价现代内燃机设计多采用这种结构模式。根据凸轮轴的位置的不同，分为下置式、中置式和顶置式3种。
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・文摘・
顶置凸轮配气机构气门升程的精确计算
苏军申屠淼
(江苏理工大学力学系 , 镇江 212013
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 , 其中一些汽车、摩托车发动机的顶置凸轮配气机构的结构形式如图 1
所示。
图 1顶置凸轮摇臂机构
现对以上典型结构的气门升程的计算方法与公式进行了推演 , 以供应用参考。
假定摇臂为绝对刚体。
(1 将凸轮升程表换算为极坐标升程表 h ( 。
(2 建立 2个坐标系 , 一个为定坐标系 x Oy ; 另一个为随凸轮转动的动坐标系 x Oy (详见图 2 。
两坐标系原点 O 均在凸轮轴心 ; 横坐标 Ox
垂直于凸轮轴
图 2顶置凸轮配气机构简图
线 , 平行于气缸盖底平面 ; 横坐标 Ox 垂直于凸轮轴
线 , 并令其通过凸轮升程廓线过渡段的起点 ; 认定摇臂初始位置 , 即 =0°。
此时 Ox 与 Ox 的夹角为 : 0=180-arctg
1-x 1-arctg 1
R +S 1
(1 式中 :x 1和 y 1为摇臂中心 O 1在定坐标系中的坐标 ; L 1为 O 1点至 M 点的距离 ; M 点为摇臂零件图中水平中心线与 OP 0的交点 ; S 1为 OP 0线上 R 3圆弧面至 M 点的弦高 ; R 为凸轮基圆半径。
(3 计算出 R 3圆弧的圆心 P 0在定坐标系 x Oy 中的坐标位置。
x P 0=(R +R 3 ・ cos 0
y P 0=(R +R 3 ・ sin 0
(2
式中 :R 3为摇臂凸轮侧臂圆弧的半径。
当凸轮转过角度时 , 凸轮廓线与摇臂 R 3圆弧面
的接触点在 C (x C , y C 点。
在凸轮转动中 , R 3圆弧面上的接触点 C 在 C L 和 C R 之间变动 ; 而 C 点在凸轮廓线上则是在 x Oy 坐标系中逆旋转方向而变动。
令 OC 与 Ox 的夹角为。
(4 气门升程计算。
计算的第 1步为由设定的来计算。
当在某一接触点 C 位置时 , 对应角度是。
此时 C 点在动坐标系中的坐标为 :x C =[R +h ( ]・ cos
y
C =[R +h ( ]・ sin
(3
式中 :h ( 为凸轮在角时的极坐标升程。
计算 C 点前后 -1和 +1点的坐标 , 得 (x
K -1, y
K -1 和 (x
K +1, y
K +1 。
据此用差商法即可求得 C 处凸轮升程廓线的切向斜率 k ( 和法向斜率k 1( :
k ( =
K +1
K -1
x K +1-x K -1k 1( =1/k (
(4
则 R 3圆弧的圆心 P 在动坐标系 x Oy 中的坐标为 :x P =x
C +R 3・ co s[arctg k 1( ]
y P =y
C +R 3・ sin[ar ctg k 1( ]
(5 在动坐标中某一位置时 , 摇臂中心 O 1点可视为以 O 为圆心 , 以 OO 1(即 R 1 为半径的圆周与以 P 为圆心 , 以 O 1P (即 R 2 为半径的圆周相交的交点 , 这 2
个圆第 17卷 (1999 第 2期内燃机学报Transactions of CSICE
Vo l . 17(1999 N o . 2
x 2+y 2=R 21
(x -x P 2+(y -y P 2=R 22
(6 将式 (6 整理化简 , 得 :
(1+A 2 y 2+2A By +(B 2-R 21 =0
(7
式中 :A = P x P
; B =2221 2P 2P
2x P。
求解式 (7 , 其根为 :y 1
=
22222
1(1+A 2
x 1=-(B +Ay
1
(8
上式中的“ ±” 号可通过判别取一个正确值。
于是可得 O 1点在 x Oy 坐标系中的坐标 , 进而求出 O 1O 与 Ox 的夹角 :
∠ O 1Ox =arctg y 1
x 1
而在固定坐标系 x Oy 中应有 :∠ O 1Ox =arctg 1
x 1,
由此可得 , 在某一角度时 : =∠ O 1Ox -∠ O 1Ox 。
于是第 1步计算完成 :
= 0- =180-ar ctg 1R +S 1-arctg 1x 1+2arctg 1
x 1
第 2步计算摇臂的摆动角 ( , 这可由 R 3的圆心 P 与初始位置 P 0求得。
P 点在定坐标系 x Oy 中的 (5 求出的 (x
P , y
P 经坐标旋转得到 :
x P =x P ・ cos -y P sin
y P =x P ・ sin -y
P cos
(10 于是有 :
( =arctg(
P 1x P -x 1 -arctg(P 01
x P 0-x 1
(11 第 3步计算气门升程 , 令摇臂气门侧臂 R 4圆弧的圆心为 Q , 其定坐标系中的坐标为 :
x Q =x 1-R 5・ cos
y Q =y 1-R 5・ sin
(12
式中 :R 5为 O 1点至 Q 的距离 , O 1Q 是定值 ; 角是基准水平线与 O 1Q 的夹角 , 当 =0时 , = 0, 当摇臂摆动时 , = 0+ ( 。
令 R 4圆弧与气门头的接触点为 D , 其坐标为 :
x D =x Q +R 4・ sin
y D =y Q -R 4・ cos
(13
=0°时 , D 点的初始位置 D 0为 :
x D 0=x Q
0+R 4・ sin
y D 0=y Q 0+R 4・ cos
(14
摇臂摆动中 D 点的变化距离为 :
L =DD 0=(y D -y D 0 2
+(x D -x D 0
2
气门的实际升程 h q ( 是 L 在气门中心线上的投影 ;
=上面 3个式中的角是气门中心线与垂直线的夹角。
按照上述计算过程编制了计算机程序 , 程序中可以直接应用凸轮图纸上的滚子或平面凸轮升程表 , 自动转换为凸轮极坐标转角 , 最终计算出凸轮升程与气门升程表之间的对应关系 , 且可以计算出任意位置的实际摇臂比。
上述计算是一种完全精确的计算方法。
(5 计算实例。
现对该类型气门进行了计算 , 表 1为计算所得的进气门某些特定点的数值对比。
由表 1可知 :
表 1计算实例中的进气门特定点对比表
凸轮轴转角 /°凸轮和摇臂实际接触点 /°滚子凸轮升程 /mm 气门实际
升程 /mm 备注 000. 00. 01. 1起始点 22230. 08630. 01. 115气门开启点 39. 5640. 331. 91. 52最左接触点
81885. 68736. 841. 34顶点 1471310. 6151. 1870. 98最右接触点 1821810. 080. 01. 1气门关闭点
198
198
0. 0
0. 0
1. 1
终点
(a 凸轮的转角与实际接触点的角度 , 除始末两点外 , 相差较大 , 因此形成了实际升程与摇臂比的变化都很大。
如凸轮转角为 39. 5°时 , 按滚子凸轮计算的升程是 0. 3m m , 而凸轮与摇臂的实际接触点已在 64°, 此时的实际升程已是 1. 25m m ; 摇臂比为 1. 52, 气门的实际升程为 1. 9m m 。
故“ 放大” 了气门的时间断面。
图 3为凸轮升程与气门升程对照图。
图 3计算结果
(b 上述凸轮升程与摇臂比变化最大的位置是在凸轮转角 30°~60°之间 , 故能在很短的几度内使气门迅速开至较大值 , 形成进气门速开。
对于反方向装的
排气摇臂 , 正好形成速关。
(c 经多次计算得图 2中摇臂在凸轮侧的长度 h 2, 对于已确定的 R 3等
其它结构参数有一个最佳值。
如偏离最佳值 0. 2mm 以上 , 则凸轮和摇臂的接触面之间将产生较大的滑移 , 同时升程曲线产生鼓出或下凹现象 , 从而使气门产生跳动 , 大大加剧了凸轮与摇臂接触面的磨损或损伤。
・
203・ 1999年 4月苏军等 :顶置凸轮配气机构气门升程的精确计算。