发动机配气机构的动力学模型及计算分析

发动机配气机构动力学分析

发动机配气机构动力学分析
刘晓勇，董小瑞
（中北大学机电工程学院，山西太原００５）３０１
擒要：建立了配气机构单自由度动力学模型，并用 Ⅳ 次谐波凸轮法拟合了凸轮升程，采用龙格一库塔求解动力学微分方程，并进行了实例验证，得到了某型号配气机构气门的升程、速度、加速度，计算结果表明该机构
由当量凸轮控制，刚度Ｋ以通过试验测定，可以可也通过有限元软件建立系统的实体模型，出理论刚度；算ｈｒ是机构为刚性时气门的升程，当系统摇臂比为常数时，ｈｒ就是凸轮升程与摇臂比的乘积；ｈ为气门实际
图１为典型的配气机构动力学模型，１ｂ中把图（）
Ｍｙ—— 推杆质量。
臂
气门弹
气门
气门的运动用一个当量质量Ｍ的运动来Ｋｚ的气门弹簧与气缸盖连接，而另端连接・假想的刚度为Ｋ的弹簧，弹簧的另一端
维普资讯
第６期（第１５）总４期
２００７年１２月
机械工程与自动化
ＭＥＣＨＡＮＩＣＡＬＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ＆ＡＵＴＯＭＡＴＩＯＮ
Ｎｏ．６Ｄｅｃ．
文章编号：６２６１（０７０ —０８０１７ —４３２０）６０６ —３
收稿日期ｌ０７０－２２０－５２，修回日期ｌ０７０—２２０— ６２
作者简介ｔ刘晓勇（９０）男，西平遥人，教，士研究生。１８－，山助硕

泛亚C14发动机配气机构单阀系动力学分析

Ｋｅｏｒｙｗｄｓ：Ｖａｖｌｅ；ｃｍ；ｆｙｎｆ；￣ｎｅｃａｌｉａｌｉｇｏｆｉｔｎａｙｓｓ
１引言．
方向，模型中主要考虑的是旋转
…
…
Ｏ一
… …
配气机构是发动机的重要组惯性力，不考虑重力的影响。成部分。一台发动机的经济性能ｃ４ｌ发动机配气机构属于带机械式
（Ｖ）模型的建立ＳＴ
式配气机构（Ｈ），其结构示意ＯＣ
＝＝ｐｍｍｒ …
常常与其配气机构的设计是否合图如图１示。所
７ｉ。
≥ … … …
图２０配气机构ＴＯＮ１４ＹＯ多质量动力学模型
问最大接触应力为７２９５Ｐ，０．５Ｍａ
下，进气凸轮与挺柱间最大接触应
闫宏Ｔ３０２１ＤＳ在Ｉｊ亮．ＭＳ２Ｆ８２Ｐ柴油发电［唐苗，４７】吴旭光等．ＡｅＮ模块与ＳＡＩ０作者简介：ＣＪＯ０
机组频率测量中的应用Ｕ．］现代电子技的应用比较Ｕ．片机与嵌入式系统应张奇志（９５），女，陕西西安人，］单１６一
用ＡＬＴＣＮＶＹＯ软件将其转化成柱间接触应力的数据分析
Ｃ４动机在６０ｒｍ速１发２０ｐ转
。卜由度模型），模型中的所有元件多质量动力学计算模型。引，如图

基于ADAMS的发动机配气机构动力学分析

《装备制造技术》２０１０年第９期配气机构作为内燃机三大机构之一，其主要功能是实现发动机的换气过程，根据气缸的工作次序，定时地开启和关闭进排气门，以保证气缸吸入新鲜空气和排出燃烧废气。

现今对于发动机配气机构的设计，一方面希望气门加速度越大，以使气门迅速开关，从而达到最好的换气效果，以提高动力性和经济性；另一方面，希望载荷保持相对较小，以减小加速度，从而减小振动和噪音，并延长使用寿命。

这样的矛盾要求，给配气机构的设计带来困难，因此需要精心设计进排气门的升程曲线，以达到最优设计。

内燃机配气机构的传统开发方法，往往是多方案的比较和试凑过程，在无物理样机的初始开发阶段，不但难以满足这样复杂的设计要求，而且反复进行实物试验，会延长研发周期和增加开发成本，同时对进行频繁的试验，也是不现实的。

而通常配气机构的运动学、动力学计算，仅是把机构当作一个弹性振动系统，模型可以是单质量模型或多质量模型，虽然大体上能满足描述气门运动规律的要求，但是这种方法可视化较差，无法直观地反映出各构件的运动情况，并且某些机构的刚度和阻尼参数，必须通过实测或分析计算才能得到，质量也需要经过折算，这不仅增加了建模的难度，而且也影响分析的精度，其应用范围受到限制。

为此，人们相继把多体动力学和虚拟样机技术，应用到配气机构的动力学分析中。

本文就是在这样的背景下，以多体动力学为理论基础，采用虚拟样机技术，应用ＡＤＡＭＳ软件，进行了发动机配气机构的建模与仿真，从而得到整个系统协调下的运动规律和动力学特性。

利用该种方法建立的配气机构多体动力学模型，不但能很好地描述配气机构动力学特性，而且具有极佳的可视化效果，为提高今后产品自主开发能力起到积极的作用。

１配气机构多体动力学方程以多体动力学理论中的拉格朗日方程为理论基础，建立配气系统的动力学方程。

对于机构中的刚体i ，采用质心在惯性参考系中的笛卡儿坐标和反映刚体方位的欧拉角或广义欧拉角作为广义坐标，即q i ＝［x ，y ，z ，准，θ，φ]Ti ，q =［q １T，q ２T，q n T ］T（１）接着建立这个系统的约束方程和作用力方程，并将它们也都写成广义坐标的表达式，最后应用拉格朗日乘子法，建立系统的运动微分方程，如下所示。

发动机配气机构系统动力学研究

发动机配气机构系统动力学研究申报人：周海指导老师：刘鹏文摘：配气机构是发动机中的一个重要组成部分，其工作性能的好坏直接关系到整机的运行状况，虽然配气机构的主要功能是满足发动机进排气量的需求，但其对整机的影响不仅限于此，配气机构的动力学及其零部件可靠性也是要急需关注的问题，在设计中，配气机构的动力学性能和各零部件强度都要符合相关要求。

1.研究模型概述本文是以一单缸机凸轮轴下置式、双摇臂四气门、带阀桥配气机构为研究对象，本单缸机的主要参数如表1所示：表1发动机主要技术参数表本文工作主要集中在运用专业软件TYCON进行配气机构模型的建立和仿真，从动力学角度分析研究配气机构的特性。

虽然现今出现了很多配气机构的新技术，像可变配气机构，其可变的范围包括气门正时可变、气门升程可变、气门开启延续时间可变等，一些汽车公司研究的对象也各有侧重点。

但在配气机构的研究上，都离不开运动学和动力学的研究，运动学仅仅考虑理想的状况，把零部件都看成刚性体，整个系统没有变形和弹性，忽略系统摩擦和阻尼能量损耗，其分析的结果仅能得到一些基本的位移、速度、加速度和力参数，一般以凸轮型线的正加速度宽度、阀系的自振频率、凸轮与从动件的接触应力、凸轮的曲率半径、弹簧裕度、丰满度、润滑系数等为运动学评价指标，而动力学模型考虑的因素更多，把物体都简化成有集中质量、刚度和相对阻尼的弹性质点，考虑了各零部件的接触和变形，动力学分析的结果可以得到很多更符合实际情况的一些信息，可以考察凸轮从动件的脱离接触、弹簧各有效圈动力特性、阀面落座反跳和冲击等情况。

运动学中要输入的参数也较少，工作量小，但动力学中要考虑的因素较多，输入的参数也多，工作量大。

对于低速或低载发动机的配气机构，其运动学和动力学分析的结果差异不是很大，气阀升程、速度和加速度曲线的整体趋势相差无几，两者吻合较好，但在高速或重载发动机中，由于必须考虑配气机构系统零部件的相互影响问题，其动力学和运动学分析结果有很大差异。

柴油机配气机构动力学建模方法与性能仿真研究

柴油机配气机构动力学建模方法与性能仿真
研究
1 引言
柴油机配气机构的动力学建模能够有效地揭示其工作原理及运行性能。

它不仅可以用来研究引擎的控制系统，还能为柴油机配气机构的研制、设计、试验以及再制造提供有价值的信息。

有效地建立柴油机配气机构动力学建模方法和性能仿真系统，对新型柴油机配气机构研究与设计具有重要意义。

2 柴油机配气机构动力学建模
柴油机配气机构的动力学建模是将柴油机元件的零件力学，推进机构的运动学，柴油机原理图的三维立体机构及概念机构信息，用多学科仿真软件进行模拟，使之反映柴油机配气机构的动力学状态。

动力学建模的方法主要有以下几种：通过建立多体系统，控制矩阵式机构，牛顿迭代法，牛顿定律，以及离散有限元法。

3 柴油机配气机构性能仿真
柴油机配气机构性能仿真是通过柴油机配气机构的动力学建模，使用专业仿真软件，根据柴油机的空气-油流动特性，建立合理的仿真模型，计算柴油机每一步的实际工作情况，然后进行全面有效的性能分析，及时发现性能缺陷，为研发新型柴油机配气机构提供重要的参
考。

性能仿真的方法主要有以下几种：有限元分析，代数仿真，矩阵仿真，问题特定仿真，全空间仿真等。

4 结论
柴油机配气机构的动力学建模和性能仿真是柴油机研究与设计中的关键技术，它们是一种综合的技术，将动力学建模和性能仿真结合起来，能够更好地满足柴油机配气机构设计开发模拟所需要的精度要求，可以最大程度提高新型柴油机配气机构研究与设计的效率，为柴油机配气机构研发提供有价值的信息。

09-配气机构动力学和凸轮耐久性分析_潍柴动力罗国良等

配气机构动力学和凸轮轴耐久性分析罗国良，王洪山，李京鲁（潍柴动力股份有限公司）摘要：本文介绍了利用A VL.Excite.Timing Drive软件和ABAQUS软件进行配气机构动力学计算和凸轮轴瞬态动力学计算，并利用FE-Fatigue进行耐久性预测，提高研发效率。

关键词：配气机构动力学；耐久性分析主要软件：A VL.Excite.Timing Drive1. 前言某型柴油机配气机构是凸轮轴下置式的气门式配气系统，主要部件有凸轮轴、挺柱、挺杆、摇臂、摇臂座、气门桥、气门锁夹、气门弹簧、气门等。

凸轮轴前端带水泵驱动齿轮，驱动生水泵和净水泵，凸轮轴后端是凸轮轴驱动齿轮，驱动整个阀系和水泵。

图1 凸轮轴轴系2. 配气机构动力学2.1参数柴油机主要参数参见表-1。

表-1 柴油机主要参数型式 6缸直列、四冲程，增压，中冷标定功率/转速(kW/r/min)456kW/1500r/min发火顺序 1-5-3-6-2-4冷态气门间隙（mm）进气门0.4 排气门0.5进气开上止点前45.5°CA进气关下止点后40.5°CA配气相位排气开下止点前60.5°CA排气关上止点后45.5°CA2.2单阀系模型配气机构的每个单阀系包括凸轮、挺柱、推杆、摇臂、气门桥和气门，动力学模型将物理模型简化成质量-弹簧-阻尼系统，部件用质量点代替，部件刚度用弹簧刚度代替，其中气门、气门弹簧和推杆采用多质量系统，图2为单个阀系的实际部件和当量模型图。

图2 单阀系部件构成和当量模型2.3凸轮轴模型凸轮轴利用ShaftModeler 的凸轮模块、轴段、阶梯轴和锥形轴等模块来建立详细尺寸结构，草图和模型的对应图见图3。

图3 凸轮轴示意图和轴段模型2.4水泵驱动扭矩某型柴油机有净水泵和生水泵两种，水泵传动见图4考虑两种水泵同时工作的极限情况。

水泵供应商提供的转速与轴功率的对应数据见图5。

利用插值来估算水泵功率，取齿轮传递效率为95%，利用公式：T=9549P/n 来计算所需扭矩，其中，T ：扭矩，Nm ；P ：功率，kW ；n ：转速，r/min 。

发动机配气机构的动力学模型及计算分析

ＣｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＤｙｎａｍｉｃＭｏｄｅｌｏｆＥｎｇｉｎｅＶａｌｖｅＴｒａｉｎ
ＬＩＮＰｉｎｇ
（ＤｅｐａｒｔｍｅｎｔｏｆＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ＆ＣｏｎｓｔｒｕｃｔｉｏｎＭａｃｈｉｎｅｒｙ，ＦｕｊｉａｎＣｏｍｍｕｎｉｃａｔｉｏｎｓＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙＣｏｌｌｅｇｅ，Ｆｕｚｈｏｕ３５０００７，Ｃｈｉｎａ）
第２４卷第８期
重庆理工大学学报（自然科学）
２０１０年８月
ＪｏｕｒｎａｌｏｆＣｈｏｎｇｑｉｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ（ＮａｔｕｒａｌＳｃｉｅｎｃｅ）Ｖｏｌ．２４Ｎｏ．８Ａｕｇ．２０１０
Ｊ＝
ｘ（）－ｙ（），ｘ（）－ｙ（）＞０ α α α α （３） {０，ｘ（）－ｙ（）≤ ０ α α
之所以出现这种形式，是因为当ｘ（）（）时， α ≤ｙ α 机构手拉立即脱开，弹性恢复力消失。２）气门弹簧预紧力－Ｆ（）。 α ｇ３）气缸内燃气对气门的作用力为－Ｆ（）， α ｇ这项力在计算进气机构时可取为零，而对排气机构则不应忽略。为了将计算公式统一，将其记为－Ｒ ·Ｆ（），其中Ｒ称为进排气指示数，Ｒ＝０表 α ｇ示进气，Ｒ＝１表示排气。４）内阻尼力为ｂ ·ω ·Ｊ，其中ｖ

发动机配气机构动力学计算评判与影响因素分析

Ｆ×
＝０．５６４×
ｌ２
（７）
弹簧刚度Ｎ・ｍｍ－）
式中，Ｆ为凸轮与挺柱间法向作用力，Ｐ和分别为凸轮与挺柱间在接触点的曲率半径，巨和分别为凸轮和挺柱材料的弹性模量，。和：分别为相应材料的泊松比，为接触宽度。对于摇臂滚子来说，其曲率半径为常数；对于平面挺柱而言，平面挺柱曲率半径近似无穷大，即：
侧该点处任意角度的正应力为嘲：
＝一
￣
一
弹簧预紧力，Ｎ
图４气门弹簧预紧力对最大弹簧力影响
３６ＯＯｒ／ａｒｉｎ — — ・，一Ｊ
一
－－
＇－／ＤＵｒ／ｍｌｎ
、＼
．，一／
・ — －７２００ｒ／ａｒｉｎＩ
／
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躯教斗＜略
— ｒ一．／ — — — ● ＿
／
－
＇
－
▲ ／＝＝＝／／ｒ
弹簧刚度／（Ｎ・ｍｍ）
图５气门弹簧刚度对最大弹簧力影响
３凸轮与挺柱间接触应力
凸轮与挺柱间主要失效形式是磨损，因接触
第５期
张国耕，等：发动机配气机构动力学计算评判与影响因素分析
凸轮与摇臂滚子间油膜厚度可由德国Ｈｏｌｌａｎｄ
一．宕）／
２１
３
则气门弹簧在近轴线内侧某点处最大剪应力为：
１
器．
教授提出油膜厚度变化的计算公式进行推算Ｈ：

配气机构动力学性能分析与优化设计

配气机构动力学性能分析与优化设计在机械工程领域，配气机构是内燃机中至关重要的组成部分。

它决定了内燃机的性能和效率。

因此，对配气机构的动力学性能进行分析和优化设计是非常重要的。

本文将探讨配气机构的动力学性能分析与优化设计的相关内容。

一、配气机构的基本原理和构成配气机构是指控制气缸进、排气门开启和关闭的机构。

它由凸轮轴、凸轮、从动件等组成。

在发动机工作过程中，凸轮轴转动带动凸轮，凸轮与从动件之间的接触和分离来控制气缸的进、排气门的开关。

配气机构的设计和调整直接影响了发动机的性能。

二、配气机构的动力学性能分析1. 运动学分析运动学分析主要研究配气机构各零件的运动规律。

通过分析凸轮轴的转动、凸轮的摆动以及从动件的运动，可以得到气缸的进、排气门的开启和关闭时间、行程以及过程的加速度等关键参数。

运动学分析为动力学分析提供了基础数据。

2. 动力学分析动力学分析研究的是配气机构各零件在运动过程中所受到的力和力矩的大小和方向。

动力学分析包括配气机构的加速、惯性力、冲击力等。

通过分析配气机构的动力学性能，可以评估其工作状态和负载情况，从而为优化设计提供依据。

三、配气机构的优化设计1. 减小惯性力减小惯性力可以降低机械的负荷和损耗，提高机械的运行效率。

通过优化凸轮的轮廓和材料选择，可以减小凸轮的质量和惯性力。

2. 提高精度配气机构的精度直接关系到发动机工作的稳定性和可靠性。

通过优化配气机构的加工工艺和装配工艺，可以提高其加工精度和动作精度。

另外，合理选择材料和热处理工艺也可以提高配气机构的抗疲劳性能和使用寿命。

3. 降低噪音和振动优化设计可以减小配气机构的噪音和振动。

采用减震装置、降低配气机构的质量和惯性矩等措施可以有效地降低噪音和振动。

4. 环境友好优化设计还应考虑环境保护因素。

选择环保材料和采用低能耗加工工艺是提高配气机构环境友好性的有效手段。

结论配气机构的动力学性能分析与优化设计可以提高内燃机的工作效率和可靠性，降低噪音和振动，保护环境。

基于Matlab的发动机配气凸轮机构的动力学建模与仿真

基于Matlab 的发动机配气凸轮机构的动力学建模与仿真引言汽车发动机配气机构的任务是保证气门在规定时刻开启或关闭, 开启或关闭应该动作迅速。

随着凸轮轴转速的提高, 构件的弹性变形和惯性力对机构的运动和动力特性会产生较大的影响,致使气门的实际位移、速度、加速度与名义位移、速度、加速度之间, 尤其是实际加速度与名义加速度之间出现明显的差异,故应对其进行弹性动力学分析, 将整个配气机构看作一个弹性系统, 研究气门的实际输出随凸轮轴输入的动态响应, 可以为配气凸轮廓线的运动/动力学综合提供理论依据。

配气机构的动力学模型建立一般情况下将凸轮机构简化为双自由度动力学模型进行分析, 就可获得工程上比较满意的近似结果, 但在高速运转的情况下, 往往需要将其简化为更加精确的多自由度动力学模型, 以便使分析结果更接近于凸轮机构运行时的真实情况。

随着自由度数的增多, 计算工作量会大大增加, 因此在建立动力学模型时,应该抓住主要的而忽略次要的影响因素, 对相关参数进行合理取舍和简化。

如图1( a) 所示, 是一个发动机配气凸轮机构系统,它由凸轮轴、挺柱、转臂、气门杆等多个组成环节。

假设凸轮轴具有较大的刚度, 不考虑其振动, 并按集中质量进行等效, 将其动力学模型等效为三自由度系统[1], 如图1( b) 所示, 其中m1为A 点的等效集中质量, m2为B点的等效集中质量, m3为C点的等效集中质量; k1为凸轮与推杆接触表面的接触刚度, k2为挺柱AB 的拉伸刚度, k3为转臂BC的弯曲刚度, k4为等效弹簧刚度; h凸轮作用于从动件的理论位移。

系统中各元件的等效质量和等效刚度可由材料力学中知识求得, 由拉格郎日定理得：化简整理得：Matlab/Simulink 下的仿真过程式( 2) 为三自由度系统的非线性微分方程组, 通常要采用有限差分法等数值计算的方法进行求解, 编程复杂、费时, 而且不直观, 为此本文借助Matlab/Simulink 系统仿真软件来实现[3], 考虑到数学模型中运动规律h=h( t) 的计算为分段的函数, 就采用m函数来建立仿真过程, 可以进行复杂的计算和判断。

内燃机配气机构系统动力学分析_张晓蓉

TYCON分析软件建立了顶置配气机构凸轮轴 ) 摇臂 ) 气门系统的一维动力学分析模型, 并对其动
态特性进行了数值仿真, 验证了动力学模型及分析结果的正确性, 为配气机构动态性能的评价和优
化提出了理论依据。
关键词: 内燃机; 配气机构; 动力学
中图分类号: TH 132. 47
文献标志码: A
System Dynam ic Analysis of Engine Valve- train
图 6是摇臂凸轮接触应力分布图, 图 7 是气门杆杆身动态应变变化曲线, 从试验和计算的动态应力应变曲线来看, 计算结果和试验结果的曲线形状基本一致。凸轮轴在转动过程中, 当摇臂与气门之
图 6 摇臂凸轮接触应力分布图
间的气门间隙消除, 凸轮驱动摇臂和气门运动, 应变数值迅速增加, 同时由于测试中气门间隙比理论值偏大, 使测试结果在气门刚开始升起阶段, 应力应变曲线变化斜率较计算结果曲线的斜率陡。随着凸轮轴的继续转动, 凸轮转到气门关闭段的缓冲段附近,
2. State K ey Laboratory o fM echan ica l T ransm ission, Chongqing University , Chongq ing 400030, P. R. Ch ina)
Abstract: Va lve tra in is the key factor for the perform ance and reliab ility of eng ine. W e analyze the w ork ing m echanism of overhead va lve train w ith four valves, and obtained the m a in param eters o f dynam ic m odeling w ith theore tica l and experim ental m ethods. On the basis of the above stud ies, w e build the m odel o f cam shaf-t rocke-t valve system w ith AVL /TYCON softw are. Its dynam ic characteristics is sim ulated and ver ified by experim ents. T h is paper prov ides a theoret ical approach for the evaluation and optim izat ion of dynam ic perform ance of valve tra in. K ey w ord s: eng ine; va lve-train; dynam ics

178F柴油机配气机构的设计及动力学分析

178F柴油机配气机构的设计及动力学分析配气机构是柴油机的重要组成部分，完成178F柴油机配气机构的设计，使柴油机获得良好的换气性和经济性，对提高柴油机稳定性，具有重要的意义。

1、178F柴油机配气机构的总体布置1.1配气机构形式选择与布置178F柴油机配气机构选择如下布置形式：气门顶置、凸轮轴下置、单缸直列两个气门、预留气门间隙、无液压间隙补偿器。

凸轮轴的传动系统采用圆柱直齿轮传动方式，气门组按气门布置在燃烧室中的位置不同，可分为侧置气门机构、顶置气门机构和混合式气门机构。

气门侧置的发动机结构形状比较简单，使用维修也比较方便，但是由于燃烧室不紧凑，发动机性能指标交叉；混合式的气门机构是指进气门是顶置的，而排气门是侧置的，其特点是可以加大气门的尺寸，但结构比较复杂；具有顶置式气门柴油机，燃烧室紧凑，允许用比较高的压缩比，而且进气阻力小，使得内燃机的动力性和经济性指标得以提高。

根据本设计的参数要求，采用顶置式气门机构。

凸轮轴的布置和驱动，不仅在很大程度上决定发动机总体布置和集体外形尺寸，而且对配气机构能否良好工作亦有影响，因此在总体方案选择时要进行周密分析。

凸轮轴由曲轴驱动，由此，采用下置式凸轮轴，可使结构简单，工作可靠，使用寿命较长，也是目前广泛使用的一种结构。

气门组按气门布置在燃烧室中的位置不同，可分为侧置气门机构、顶置气门机构和混合式气门机构。

气门侧置的发动机结构形状比较简单，使用维修也比较方便。

具有顶置式气门柴油机，燃烧室紧凑，允许用比较高的压缩比，而且進气阻力小，使得内燃机的动力性和经济性指标得以提高。

根据本设计的参数要求，采用顶置式气门机构。

2.1凸轮轴的强度计算根据《柴油机设计手册》，弯曲应力按照下列公式计算：注：本文中所涉及到的图表、注解、公式等内容请以PDF格式阅读原文。

配气机构的动力学分析

配气机构动力学分析课程设计目录一、配气机构的机构简图 ........................................ 错误!未定义书签。

二、配气机构运动学计算分析 (1)1)配气机构中间参数法的代数分析 (1)2）运初始值的设定及简化计算 (3)三、配气机构动力学计算分析 (8)1)受力分析及微分方程的建立 (8)2）配气机构质量的换算及方程参数的计算 (10)3)动力学微分方程的求解 (12)四、配气机构动力学优化比较 (16)参考文献： (23)附件： (24)配气机构的运动学和动力学分析一、配气机构的机构简图其自由度为5432352621F n p p =--=⨯-⨯-= 主动件为凸轮轴，输出件为气门。

二、配气机构的运动学计算分析1、配气机构中间参数法的代数分析由上面的机构简图可以得到，摇臂轴与凸轮轴的竖直位移为： 000cos cos cos cos T T T T y l l h l l h H αγαγ++=++=化简得到：000(cos cos )(cos cos )T T T l l h h ααγγ-+-=- （1）摇臂轴与凸轮轴的水平位移：00sin sin sin sin T T x l l l l H αγαγ+=+=化简得到：00(sin sin )(sin sin )0T l l ααγγ-+-= （2）上面（1）（2）两式对时间求导得到sin sin cos cos 0T T T T dh dh l l dt d l l αγαγωαωγωϕωαωγ⎧+==⋅⎪⎨⎪--=⎩ 解得cos sin()T T h l αωγωαγ'=- cos sin()T h l γωαωαγ'=--其中αω，γω分别为摇臂和推杆的角速度，两式对时间求导得到摇臂和推杆的角加速度为：2222(cos sin )sin()cos()()cos [sin()]cos sin []sin()cos sin()sin()[sin()]cos cos cos()[]sin()sin()T T T T T T T T T T T T T T T T h h l l h l h h l h l l l h h l l l γαγαωγωγωαγαγωωωγεαγωαωγαγωγαγαγαγωγωααγαγαγ''''-⋅----=-''--''-=---''-+---222223cos [sin()]cos cos cos()cos ()sin()sin ()T T T T T T h l h h l l ωγαγωγωγαγλααγαγ'-'''-+=---同理，得到推杆的角加速度为22223cos cos cos cos()()sin()sin ()T T T h h l l γωαωγλααγελαγαγ'''+-=-+-- 其中Tl lλ=即为挺柱和推杆长度比根据机构简图上的几何关系，00ββαα-=- 0(cos cos )V V l h ββ-=对时间求导可以得到sin sin VV V dh l l dtβαβωβω=⋅=⋅ 222(cos sin )V V d h l dtααβωβε=⋅+⋅ 将摇臂的角速度，角加速度带入可以得到：cos cos sin sin sin()sin()V V T V T T T dh l h l h dt l l ωγγββωαγαγ''=⋅=--2222222322223cos cos cos cos()cos {cos []sin [()]}sin()sin()sin ()cos sin ()[cos sin()cos sin ]sin()sin ()V T T T V T T T V V T T T T d h h h h l dt l l l l l h h l l ωγωγωγαγλαββαγαγαγωγβωγαγβλαβαγαγ''''-+=⋅+⋅----'''=+-----气门传动机构的传动比00sin sin 1sin()sin()V VV V T T T T T T dh dh l l dt dt i h dh l l h h dtββωαγαγωω'==≈=--'' 对中间参数进行线性近似可以得到00000020000000000020000sin cos sin cos()()[]sin()sin()sin ()sin sin()()sin()sin ()V V T T V VT T l l i l l l l l l βββαγαααγαγαγβαγβαααγαγ-=+-------≈+---2、运动初始值的设定及运动学计算的简化计算初始参数的设定：凸轮轴转速：1000r/min 故2104.72/60nrad s πω== 运动开始时推杆与竖直位置成5度角，摇臂水平且摇臂轴两端摇臂成一条直线（即机构简图中所示1OO 和2OO 在一条直线上），故05γ= 0090αβ==，αβ=。

发动机配气机构课件

② 接着转动发动机曲轴至第6缸的压缩上止点使余下的编号为4、5、8、9、 11、12的待调气门处于关闭状态，依次将它们的气门间隙调整至要求值。
拧松紧定螺母，调正调节螺钉测发动量机气配气门机间构课隙件
第三节配气机构的零件和组件
一、气门组：
发动机配气机构课件
（一）气门：
※—— ——※
功用：在任何情况下都能保证燃烧室的气密性。工作条件：热力负荷、机械负荷大，冷却、润滑困难。材料：合金钢（耐磨、耐热、强度高）
摇臂比： 1：（1.2～1.8）
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发动机配气机构课件
桑塔纳发动机液压挺柱工作示意图
单向阀
弹簧被压缩
气门关闭时
气门打开时
发动机配气机构课件
本田雅阁发动机气门间隙的调整
1．只有当缸盖温度降到38度以下后，才能进行气门间隙调整。
(1)拆下缸盖罩和正时皮带上罩。 (2)设置1号气缸活塞在压缩上死点位置。凸轮轴皮带轮
一、配气机构的功用：
按发动机工作过程的需要，适时开启、关闭进排气门，使新鲜充量进入，废气排出。充气量越大，发动机可能发出的功率越大。
二、充气效率 —— 新鲜充量充满气缸的程度
由于进、排气阻力故： ηv = （0.8 — 0.9）
↑ηv的措施
1、在结构上采取措施，减少进、排气阻力。
2、选择适当的进、排、气门开启和持续的时间、使进、排气尽可能充分。
取值：一般取γ=45º，个别进气门γ=30º
气门直径：为减少进气阻力，提高气缸的充气效率，进气门直径大，排气门直径小。有些发动机为使制造工艺简单，常采用直径相等。
气门杆部：
为气门运动导向，承受侧压力及传热。气门杆部
尾端的形状取决气门弹簧座的固定方式。

优选发动机之配气机构

进气门座
进气门
上气门弹簧座
气门油封
排气门座
排气门
气门组组成及要求
➢组成：气门、气门座、气门导管、气门弹簧，有的进气门还设有气门旋转机构
➢要求： • 气门头部与气门座贴合严密 • 气门导管与气门杆导向良好 • 气门弹簧两端与气门杆的中心垂直 • 气门弹簧的弹力足够
气门
气门锥面气门顶面
4气门
5气门
进排气充分,发动机
转矩和功率提高;
能明显增加进气量,
优点
气门质量减轻,运动惯性力减小,有利提高转速;
比4气门还优越
3个进气门和2个排气门，排气门比进气
火花塞布置在燃烧门大
室中央,有利于燃烧
缺发动机零件数量增点多,制造成本增加
结构非常复杂, 增加了燃烧室表面积, 对燃烧不利
凸轮轴上置
气门顶置
直接驱动
挺柱体
双凸轮轴上置直接驱动气门
5气门配气机
构
4气门配气机
构
配气机构工作过程
（1）气门
打开：曲轴
通过正时齿
轮驱动凸轮
轴旋转，凸
轮轴上的凸
起部分通过
挺柱、推杆、
调整螺钉，
推动摇臂摆
转，摇臂的
另一端便向
下推开气门，
同时气门弹簧进一步压缩。
（2）气门关闭：当凸轮的凸起部分的顶点转过挺柱以后，在气门弹簧张力的作用下，气门开度逐渐减小，直至最后关闭。
• 排气迟后角δ ：从上止点到排气门关闭曲轴转过的角度.一般为100～300。
• 目的
• 1）利用缸内外的压力差继续排气：因活塞到达上止点时，气缸内的压力仍高于大气压，可利用缸内外的压力差继续排气。

发动机配气机构分析

机械原理课程设计
汽车发动机配气机构分析
• 发动机配齐机构根据凸轮轴的位置不同可以分为三种类别：置式配气机构。此次分析我我们选用了第一种形势的布置结构。
首先我们绘制出这个机构的结构简图如下！
分析机构的自由度以及确定运动件。由上面分析可以看到n=5 Pl=7 Ph=0 故自由度 F=3*5-2*7=1 进行高副低代。可以得到如下的结构，并进行结构拆分如下，构件3为原动件。1、2、3为二级机构、4为一级机构；
1
2
3
4
由上面的机构分析可以看出这个机构为二级机构。二、对该机构进行运动分析：首先根据凸轮轴的尺寸比例绘出机构位置图，如下：
由于该过程是一变速运动，所以采用解析法来分析其过程
E
D

发动机配气机构运动学及动力学分析

重庆大学本科学生毕业设计（论文）发动机配气机构运动学及动力学分析学生：黎明学号：20133790指导教师：阮登芳（教授）专业：车辆工程重庆大学车辆工程学院二零一七年五月Graduation Design(Thesis) of Chongqing University Kinematics and dynamics analysis for engine valve trainUndergraduate: Li MingSupervisor: Prof. Ruan DengfangMajor: Vehicle EngineeringCollege of Vehicle Engineering Chongqing UniversityMay 2017摘要配气机构是发动机的重要组成部分，其设计的合理与否直接影响到发动机的充气效率以及换气质量，因此对发动机的动力性、燃油经济性、可靠性、有害物质排放、发动机噪声和振动有较大的影响[1]。

而顶置凸轮轴式配气机构由于能适应更高的转速而在许多小型汽油机中广泛使用。

但是顶置凸轮轴由于摇臂传动比是变值，所以其几何关系要复杂很多[2]。

本文在已知凸轮对摇臂的运动规律的条件下，针对某125发动机的配气机构，经理论分析运动学规律，并用matlab计算出其气门对转角的理论升程、速度、加速度。

在考虑气门间隙及传动机构变形的影响下，建立配气机构运动的单自由度模型，得出运动二阶微分方程。

利用matlab采用龙格——库塔法计算出气门的实际运动规律，对比气门实际升程和理论升程，对该发动机配气机构的“飞脱”、“反跳”以及运转的平稳性进行动力学特性评价。

从而完成了整个配气机构的运动学及动力学计算。

关键词：运动学，动力学，配气机构，matlab，龙格库塔法ABSTRACTValve train is an important part of the engine, which has directly affect to the engine's volumetric efficiency and the quality of ventilation, so there is also a greater influence to the engine power, fuel economy, reliability, emissions of harmful substances, engine noise and vibration. Because the overhead camshaft valve train can adapt to the higher speed, it is widely used in many small gasoline engine. But for the overhead camshaft, the drive ratio of the rocker is changed by the time, so it has a more complex geometry realationship. With knowing the law of motion of cam on the rocker's condition, in the article, the displacement of the valve is calculated. In considering the valve clearance and the drive mechanism under the influence of deformation, the actual valve movement rule is calculated by using the Runge - Kutta method, and the running speed is calculated with the conditions that the transmission chain is flying off and rebound which are not in the normal conditions. Then the kinematics and dynamics calculations of the valve train are completed. And on this basis, with joining the modal analysis of the valve, the theoretical basis for the valve train design are provided.A valve train of a 125 motorcycle engine is chosen for the object of study in this subject.Key words： Valve train, Kinematics, Dynamics,Matlab目录一、绪论本课题以某125型摩托车发动机的顶置凸轮式配气机构为研究对象，分别对其进行了运动学分析、刚度计算、以及动力学分析，并由所得到的数据对该机构进行动力学评估，为该发动机配气机构的合理设计奠定基础。

配气机构的动力学分析

配气机构动力学分析课程设计目录一、配气机构的机构简图 ........................................ 错误!未定义书签。

二、配气机构运动学计算分析 (1)1)配气机构中间参数法的代数分析 (1)2）运初始值的设定及简化计算 (3)三、配气机构动力学计算分析 (8)1)受力分析及微分方程的建立 (8)2）配气机构质量的换算及方程参数的计算 (10)3)动力学微分方程的求解 (12)四、配气机构动力学优化比较 (16)参考文献： (23)附件： (24)配气机构的运动学和动力学分析一、配气机构的机构简图其自由度为5432352621F n p p =--=⨯-⨯-= 主动件为凸轮轴，输出件为气门。

二、配气机构的运动学计算分析1、配气机构中间参数法的代数分析由上面的机构简图可以得到，摇臂轴与凸轮轴的竖直位移为： 000cos cos cos cos T T T T y l l h l l h H αγαγ++=++=化简得到：000(cos cos )(cos cos )T T T l l h h ααγγ-+-=- （1）摇臂轴与凸轮轴的水平位移：00sin sin sin sin T T x l l l l H αγαγ+=+=化简得到：00(sin sin )(sin sin )0T l l ααγγ-+-= （2）上面（1）（2）两式对时间求导得到sin sin cos cos 0T T T T dh dh l l dt d l l αγαγωαωγωϕωαωγ⎧+==⋅⎪⎨⎪--=⎩ 解得cos sin()T T h l αωγωαγ'=- cos sin()T h l γωαωαγ'=--其中αω，γω分别为摇臂和推杆的角速度，两式对时间求导得到摇臂和推杆的角加速度为：2222(cos sin )sin()cos()()cos [sin()]cos sin []sin()cos sin()sin()[sin()]cos cos cos()[]sin()sin()T T T T T T T T T T T T T T T T h h l l h l h h l h l l l h h l l l γαγαωγωγωαγαγωωωγεαγωαωγαγωγαγαγαγωγωααγαγαγ''''-⋅----=-''--''-=---''-+---222223cos [sin()]cos cos cos()cos ()sin()sin ()T T T T T T h l h h l l ωγαγωγωγαγλααγαγ'-'''-+=---同理，得到推杆的角加速度为22223cos cos cos cos()()sin()sin ()T T T h h l l γωαωγλααγελαγαγ'''+-=-+-- 其中Tl lλ=即为挺柱和推杆长度比根据机构简图上的几何关系，00ββαα-=- 0(cos cos )V V l h ββ-=对时间求导可以得到sin sin VV V dh l l dtβαβωβω=⋅=⋅ 222(cos sin )V V d h l dtααβωβε=⋅+⋅ 将摇臂的角速度，角加速度带入可以得到：cos cos sin sin sin()sin()V V T V T T T dh l h l h dt l l ωγγββωαγαγ''=⋅=--2222222322223cos cos cos cos()cos {cos []sin [()]}sin()sin()sin ()cos sin ()[cos sin()cos sin ]sin()sin ()V T T T V T T T V V T T T T d h h h h l dt l l l l l h h l l ωγωγωγαγλαββαγαγαγωγβωγαγβλαβαγαγ''''-+=⋅+⋅----'''=+-----气门传动机构的传动比00sin sin 1sin()sin()V VV V T T T T T T dh dh l l dt dt i h dh l l h h dtββωαγαγωω'==≈=--'' 对中间参数进行线性近似可以得到00000020000000000020000sin cos sin cos()()[]sin()sin()sin ()sin sin()()sin()sin ()V V T T V VT T l l i l l l l l l βββαγαααγαγαγβαγβαααγαγ-=+-------≈+---2、运动初始值的设定及运动学计算的简化计算初始参数的设定：凸轮轴转速：1000r/min 故2104.72/60nrad s πω== 运动开始时推杆与竖直位置成5度角，摇臂水平且摇臂轴两端摇臂成一条直线（即机构简图中所示1OO 和2OO 在一条直线上），故05γ= 0090αβ==，αβ=。