配气凸轮轴型线逆向优化设计

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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。

配气机构凸轮型线优化设计参考资料

一、绪论1.1引言配气机构是内燃机的重要组成部分。

它的功能是实现换气过程，即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除燃烧废气。

一台内燃机的经济性能是否优越，工作是否可靠，噪音与振动能否控制在较低的限度，常常与其配气机构设计是否合理有密切关系。

设计合理的配气机构应具有良好的换气性能，进气充分，排气彻底，即具有较大的时面值，泵气损失小，配气正时恰当。

与此同时，配气机构还应具有良好的动力性能，工作时运动平稳，振动和噪音较小，不发生强烈的冲击磨损等现象，这就要求配气机构的从动件具有良好的运动加速度变化规律，以及合适的正、负加速度值.内燃机配气凸轮机构是由凸轮轴驱动的，配气机构的这些性能指标很大程度上取决于配气凸轮的结构。

本文从改进配气凸轮型线设计角度来进行配气机构优化设计研究。

1.2配气凸轮型线设计凸轮机构从动件滚子直接与凸轮轮廓而接触并产生相对运动，利用滚子的滚动以减小因相对运动产生的摩擦与磨损，以提高机构的寿命和可靠性。

在设计凸轮型线时首先满足从动件的运动规律。

从动件运动规律的应满足下列要求:①应保证能获得尽量大的时间断面值，气门开启和关闭要快以求在尽可能小的凸轮转角内气门接近全开位置。

②应保证配气机构各零件所受的冲击和振动尽可能小，以求大得配气机构工作得平稳性和可靠性。

为满足以上从动件的设计要求，一条良好的凸轮型线应能保证:①适宜的配气相位。

使配气相位符合发动机的特性要求，如功率、油耗、怠速及最大功率和扭矩时的转速等，保证配气机构获得尽可能大的时面值或丰满系数，以提高内燃机的充气效率和降低残余废气系数。

②使发动机具有较好的充气性能。

由于发动机的形式不同，需要的气门运动规律也就有所不同。

例如球形燃烧室内燃机希望进气门尽快开启使空气尽早流入;而高速汽油机希望进气开始时缓慢一些，以便更好的利用惯性充气。

③适宜的从动件加速度。

加速度不宜过大或者带突变，加速度曲线应尽可能连续。

逆向工程技术在平面凸轮机构优化设计中应用研究

第４章实际凸轮的反求设计，＝∑口，ｄ，２＋∑俐只一Ｑ旷（４－４），｜ｏＪ＝Ｏ式中卢．、ａ，——由用户指定的非负常数上式右端第一项为光顺项，ａ，为光顺因子；第二项称为逼近项。

当卢。

取较大的数时，光顺后的型值点列与原型值点列的偏差就较小，但剪力跃度｛研｝可能较大，曲线的光顺性较差。

反之，当。

，取较大的数时，剪力跃度｛讲｝就较小，曲线较光顺，但只和９，的偏离可能较大，以使曲线的逼近性较差。

４．２．３ｕＧ软件的拟合本课题中为曲线拟合选用的应用软件是ｕＧＮｘ２．Ｏ／Ｍｏｄｅｌｉｎｇ模块中包含有多种曲线构造功能，其功能菜单见图４．１ｆ１６１。

图４－１Ｓｐｌｉｎｅ莱单ＴａｂＩｅ４·ｌｓｐｌｉｎｅｍｅｎ“此菜单有各种曲线生成方法，如Ｂｙｐｏｌｅｓ，Ｔ｝１ｍｕ吐Ｐｏｉｎｔｓ，Ｆｊｔ和ＰｅｒｐｅｎｄｉｃｕＩａｒｔｏＰ１ａｎｅｓ。

其较常用的是前三种方法，其中ＢｙＰｏｌｅｓ命令主要是将原始数据点列连成曲线后，通过调整曲线控制顶点几何位置的方法对其进行光顺：ＴｌｌｒｏｕｇｈＰｏｊｎｔｓ命令是根据原始数据位置直接生成曲线，而不对曲线进行拟合、光顺处理：Ｆｉｔ命令则是直接对离散型值点列进行光顺，并对光顺后的数掘点进行曲线拟合。

ＴＩｌｒｏｕ曲Ｐｏｉｎｔｓ因为不具备曲线光顺功能，所以只适合对光顺后的离散型值点列进行曲线构造。

ＢｙＰｏｌｅｓ和Ｆｉｔ命令均有曲线拟合及光顺功能，只是所用方法不同，一个是直接对型值点进行光顺，另一个是对控制顶点进行光顺，直接对离散型值点列进行光顺的图４一ｌ方法能从型值点分布的几何位置出发直接判断型值点列的光顺性并对其进行修改，而且此方法既可用于曲线拟合（插值或逼近）前对数据的光顺处理，也可用于对拟合后的曲线进行光顺处理。

本课题的曲线拟合对象是存存多项误差的离散数值点列，所以选用Ｆｉｔ命令进行曲线构造。

ＵＧ中对曲线拟合、光顺的方法是最小二乘法，山前可知】，最小二乘法和能量法的主要区别是所采用的目标函数不同。

配气机构动力学仿真与凸轮型线优化设计概要

北京汽车文章编号:1002-4581(200805-0024-04配气机构动力学仿真与凸轮型线优化设计余志敏1,罗马吉1,于佳1,张超建2,颜伏伍1YU Zhi-min1,LUO Ma-ji1,YU Jia1,ZHANG Chao-jian2,YAN Fu-wu1 (1.武汉理工大学汽车工程学院湖北武汉430070;2.江苏江淮动力股份有限公司江苏盐城224001摘要:应用AVL-tycon软件对某柴油机配气机构建立运动学和动力学计算模型,进行运动学和动力学计算,以便对配气凸轮型线进行优化设计。

通过气门丰满系数、凸轮与挺柱的接触应力和润滑效果、气门落座时是否出现反跳、气门弹簧是否出现并圈来评价凸轮型线的可行性。

关键词:柴油机;配气机构;凸轮型线;优化设计中图分类号:TP391.9:U464.134文献标识码:A0引言凸轮型线的设计已从静态设计、动态设计发展到系统动力学优化设计。

系统动力学设计考虑配气机构的弹性变形,可更精确地描述配气机构的运动和受力情况,并统一考虑机构动态参数与凸轮型线,从而实现凸轮型线优化设计[1]。

AVL-tycon提供了配气机构运动学、动力学计算及配气凸轮型线改进设计模块[2]。

本文使用该软件对某柴油发动机建立配气机构运动学和动力学计算模型,对凸轮型线进行优化设计与动力学仿真计算,并分析计算结果,通过气门丰满系数,凸轮与挺柱的接触应力和润滑效果、气门落座时是否出现反跳、气门弹簧是否出现并圈来评价凸轮型线的可行性。

1配气机构运动学和动力学计算模型的建立根据发动机配气机构结构形式,应用AVL-tycon软件建立运动学和动力学计算模型, 建立的进气部分动力学模型如图1所示。

排气部分动力学模型与进气部分类似,而运动学模型就是在动力学模型的基础上减少凸轮轴转速激励单元和支撑单元。

计算模型中将实际的配气机构描述成一个串连的质量系统,大部分零件都可以描述成由弹簧、阻尼、质量三部分组成的元素,参数设置完全按照该款发动机实际参数输入。

凸轮高级阶段的逆向设计

凸轮高级阶段的逆向设计作者：贾林玲来源：《中国科技纵横》2013年第09期【摘要】针对凸轮的特征，使用Geomagic逆向软件的锐化向导来还原模型的棱角特征，使用平面截面来修剪三角形，创建基准以及对平面、圆柱面的拟合。

最终生成一个封闭的、平滑的多边形模型。

在拟合NUBRS曲面时使用指定尖角轮廓避免出现倒圆角。

实现了凸轮由实物到点云、再由点云到三维模型的快速逆向设计。

【关键词】逆向工程凸轮 Geomagic1 引言随着测量技术和3D技术的发展，以几何实体为研究对象，使用逆向工程技术对产品进行模型重构，优化及新产品开发，已经成为现代创新设计的一种主要方法。

凸轮曲面轮廓复杂，用一般的曲面造型方法制造，其结果误差很大。

因此这种曲面采用逆向工程技术来完成，提高了产品的制造精度，降低了产品开发的周期和成本。

2 凸轮的逆向设计2.1 凸轮的多边形阶段设计逆向工程（reverse engineering，RE），也称为反求工程，是从实物样本获取产品数学模型并制造得到新产品的相关技术。

通过三坐标测量机自动测量得到凸轮的点云数据，导入Geomagic逆向软件进行点云的预处理，去除一些没用的点以及降噪，统一采样，最后封装成多边形。

封装后的多边形发现不是一个封闭的、平滑的多边形模型，如图1所示。

因此需要在多边形阶段做进一步的处理。

2.1.1 表面特征处理通过填充孔把凸轮表面数据缺失的地方补上；通过砂纸把模型表面凹凸不平的三角形变的光滑；通过去除特征把凸轮模型上很小一部分凸出的特征去掉。

2.1.2 锐化凸轮模型有很多地方曲率过渡比较大，为了使这些曲率过渡比较大的地方棱角更加的凸显，需要进行锐化处理。

通过设置曲率敏感性、分隔符敏感度和最小区域，模型上高曲率的区域则以红色加亮，轮廓镶边之间的区域以不同颜色显示。

接着通过抽取轮廓线、延伸轮廓线、更新格栅、锐化多边形最终把凸轮棱角变的凸显。

如图2所示。

2.1.3 面的拟合通过观察发现模型的表面并不是希望的那种平面或者柱面，所以要将它们拟合到平面或者柱面上。

汽油机凸轮型线改进设计_杨靖

第36卷第11期2009年11月湖南大学学报(自然科学版)Journal of H unan U niversity(Nat ur al Sciences)V ol.36,No.11N o v 2009文章编号:1674-2974(2009)11-0021-06汽油机凸轮型线改进设计*杨靖1 ,冯仁华1,邓帮林2,樊明明1(1.湖南大学机械与运载工程学院,先进动力总成技术研究中心,湖南长沙 410082;2.湖南奔腾动力科技有限公司,湖南长沙 410205)摘要:应用配气机构模拟计算软件AVL-T YCON对国内某四缸汽油机配气机构进行运动学、动力学分析.结果显示,原机配气机构存在的进、排气门升程丰满系数较低,进排气凸轮与挺柱间的最大接触应力大等不足.本文根据其不足之处,通过重新设计进、排气凸轮型线,解决了原机配气机构存在的问题,提高了配气机构的可靠性和寿命,而且提高了充气效率和发动机整机性能.关键词:汽油机;配气机构;凸轮型线中图分类号:U464.134.3 文献标识码:AImprovement Design of Gasoline Engine Cam ProfileYANG Jing1 ,FENG Ren-hua1,DENG Bang-lin2,FA N M ing-ming1(1.Co llege o f M echanical and Vehicle Eng ineer ing,Research Center fo r A dvanced Po wer train T echnolog y,H unan U niv,Chang sha,Hunan 410082,China; 2.P eteco Company,L T D o f Hunan,Changsha,H unan 410205,China)Abstract:T he w idely used valve-train sim ulation software,AVL-T YCON,w as applied to perform bo th kinem atic and dynamic simulations for the v alve-train of a fo ur-cy linder gaso line engine.Sim ulation results indicate that the orig inal valve-train has some desig n draw backs,such as the plum p coefficient of the intake and exhaust valve being cow,the contact str esses betw een cam and tappet being g reater,w hich m ay lead to durability issues.The intake and ex haust cams w ere then r edesigned via computer simulation opt-i m ization,w hich not o nly so lved the primary design issues and but also im prov ed the durability.The eng ine performance simulation r esults also indicate an im pr ovement to the full load v olumetric efficiency,w hich results in an increase o f maxim um eng ine pow er o utput.Key words:gaso line eng ine;valve-train;cam profile配气机构是发动机的重要组成部分,其性能的好坏,直接影响到发动机的动力性、经济性和可靠性,并对发动机噪声与振动产生直接影响[1].近年来,随着发动机低排放、高速化的发展趋势,对其性能指标要求越来越高,要求其在高速运行的条件下仍然能够平稳、安全可靠地工作,因此对配气机构设计的要求也越来越高[2-3].本文应用专门的配气机构模拟分析软件,建立某四缸汽油机配气机构运动学、动力学模型,进行相关计算,评价其运动学和动力学性能.并重新设计凸轮型线,使换型线后配气机构的运动学、动力学特性更好,提高整机性能.*收稿日期:2009-04-08基金项目:国家高新技术研究发展计划(863计划)资助项目(2008AA11A114)作者简介:杨靖(1957-),女,湖南长沙人,湖南大学教授通讯联系人,E-mail:yangjing10@湖南大学学报(自然科学版)2009年1 配气机构性能评价准则要保证发动机具有良好的工作性能,配气机构就要满足相应的要求.评价配气机构的性能主要有以下几个方面:1)使配气机构具有良好的充气性能.反映气门通过能力大小用气门瞬时通路面积或时面值来表示.为了便于比较各种具有不同工作段包角和最大升程的凸轮对充气性能的影响效果,这里用丰满系数作为评价指标:= a y( )d /y max( a- ),(1)式中:y max为气门最大升程; a为气门关闭时的凸轮轴转角; 为气门开启时的凸轮轴转角.一般认为丰满系数较大对充气性能是有利的,但并非绝对如此,如果一味追求大的丰满系数而使机构可靠性和平稳性变得很差,结果就无法得到良好的充气性能.2)使配气机构工作平稳,振动和噪音较小.配气机构的平稳性,以及是否存在飞脱和落座反跳等现象,需要通过配气机构动力学计算来验证.一般用气门加速度曲线变化率的最大值范围来评价气门运动的平稳性.气门运动加速度变化率最大值定义为最大跃度值.如果最大跃度值小于1000mm/rad3,表明气门运动具有较好的平稳性.3)凸轮与挺柱间的接触应力不应过大.配气凸轮与挺柱是发动机中一对重要的摩擦副,很容易发生过早磨损、擦伤、劈裂等故障.在设计阶段要对凸轮与挺柱间接触应力进行计算和校核.凸轮与挺柱间的接触应力可按下面公式计算:c=0.564F1+ 21 21- 21E1+1- 22E2W.(2)式中:F为凸轮与挺柱间的法向作用力; 1, 2分别为凸轮与挺柱在接触点的曲率半径;E1,E2分别为凸轮与挺柱材料的弹性模量; 1, 2分别为相应材料的泊松比;W为接触线宽度.4)凸轮应有良好的润滑特性.凸轮型线设计时,应使凸轮与挺柱处于较好的润滑状态,以提高凸轮与挺柱摩擦副的可靠性与寿命.可用油膜厚度或者流体动力学润滑系数作为凸轮设计的评价指标.凸轮与平面挺柱的油膜厚度计算公式为:min=k0(R0+h)2(R0+h)2-(R0+h).(3)式中:R0为凸轮基圆半径;h为挺柱升程; 为接触点处凸轮廓线曲率半径;k0为已知常数.流体动力学润滑系数N r定义为N r=R0+h.(4)平面挺柱的最小润滑系数要求在凸轮桃尖 30度凸轮转角范围内,其在0.15~0.3之间[4].2 配气机构的建模及原机配气机构分析2 1 配气机构结构该汽油机配气机构采用双顶置凸轮轴、四气门、凸轮直接驱动气门的形式.配气机构主要由凸轮轴、耐磨垫片和气门弹簧套等7部分组成.结构简图如图1所示.1-凸轮轴;2-耐磨垫片;3-气门弹簧套;4-进气门;5-气门锁夹;6-排气门;7-气门弹簧图1 配气机构结构简图F ig.1 St ruct ur e diagr am of the valve-train2 2 配气机构计算仿真模型应用AVL-T YCON软件建立配气机构计算模型,选取和设置各部件质量、刚度、阻尼等参数及发动机相关参数进行计算分析.配气机构计算模型如图2所示.图2中配气机构计算仿真模型由10个单元组成.2 3 模型相关参数选取和设置模型中各部件质量、刚度、阻尼等参数通过三维CAD软件和有限元分析软件获取.计算中气门系统等效为二质量当量系统,包括气门侧质量和凸轮侧质量.二质量单元由一根代表气门系统刚度的弹簧相连,气门弹簧使两质量与上述弹簧保持接触[5-6].22第11期杨靖等:汽油机凸轮型线改进设计图2 配气机构计算仿真模型F ig.2 Simulatio n mo del of the valve-tr ain2 4 原机配气机构分析将原机的进、排气凸轮型线导入模型中的凸轮模块中,经计算得到原机配气机构的技术参数和性能参数,见表1和表2.经分析,发现原机配气机构存在以下不足:表1 配气机构主要技术参数Tab.1 Major technical parameters of the valve-train技术参数原机新设计的凸轮型线进气排气进气排气气门升程/mm8.897.6258.937.7凸轮升程/mm9.077.9259.18气门间隙/mm0.140.280.140.28基圆半径/mm18181818挺柱直径/mm30303030凸轮轴标定转速/(r min-1)2875287528752875缓冲段高度/mm0.180.30.180.3凸轮总作用角/ CaA172166167176进气相位角/ CA 提前30 开启滞后68 关闭提前21 开启滞后65 关闭排气相位角/ CA 提前54 开启滞后19 关闭提前52 开启滞后15 关闭气门重叠角/ CA49361)进、排气门升程丰满系数较低,不利于发动机获得较高的充气效率;2)进、排气凸轮型线部分段不光滑,导致最大跃度值超过了正常的范围,使配气机构的振动加剧;3)进、排气凸轮与挺柱的最大接触应力大,凸轮与挺柱间的磨损较大;4)进、排气凸轮与挺柱间的润滑系数低于常规值范围,因此进、排气凸轮与挺柱的液体动力学润滑条件不好.针对原机配气机构存在的问题,并结合厂家对改进后发动机的标定功率由原来的87.1kW提高到91.5kW的目标要求,配气凸轮型线的优化改进方向是:1)改善进气门充气性能和排气门的排气性能,即提高进、排气门升程丰满系数;2)改善进、排气凸轮与挺柱间的润滑条件,并协调好润滑条件、凸轮与挺柱间的接触应力、气门弹簧裕度等相互之间的影响;3)使进、排气凸轮型线各部分连接光滑,将凸轮跃度值控制在允许范围内.表2 配气机构主要性能参数Tab.2 Major perf ormance parameters of the valve-train 技术参数原机凸轮型线新设计的凸轮型线进气排气进气排气气门升程丰满度0.4960.530.5640.563挺柱最大几何速度/(mm/( ))0.2490.2270.2470.222挺柱最大正加速度/(mm/( ))0.02570.02250.02430.0244挺柱最大负加速度/(mm/( ))-0.0073-0.0069-0.0066-0.0059凸轮最大跃度/(m m rad-3)151642201075994凸轮最小曲率半径/mm 3.19 3.278 5.399 6.573凸轮与挺柱间的最大接触应力/M Pa552.6533.3443.8377.6气门最小弹簧裕度 1.19 1.233 1.249 1.297凸轮与挺柱最小润滑系数0.1180.1260.1990.253 凸轮型线改进设计3 1 缓冲段的设计新凸轮型线的缓冲段的设计直接选用余弦函数,通过设置缓冲段高度和缓冲段末端速度就可以在TYCON中的Cam Desig n模块里很方便的获得.3 2 工作段的设计根据凸轮型线工作段设计方法,结合原机配气机构的特点,并综合考虑优化设计的凸轮型线要达到的要求,进、排气凸轮工作段的设计均采用多项动力凸轮的方法,用高次多项式函数来表达,并结合前面所设计的缓冲段,二者共同构成完整的凸轮型线.工作段气门升程函数为:h=(h max-h r)(1+C2 2+C4 4+C p p+C q q+C r r+C s s).式中:h max为凸轮最大升程;h r为凸轮缓冲段高度; C2~C s为待定系数,p,q,r和s为幂指数; =1- - 0B,其中为凸轮工作角度值, 0为凸轮缓冲段23湖南大学学报(自然科学版)2009年包角, B 为凸轮工作段半包角.利用TYCON 中的Cam Desig n 模块,按照配气凸轮设计准则,将幂指数的选取目标定为机构运动平稳性,通过设置凸轮与挺柱的最大接触应力、凸轮曲率半径、凸轮的最大允许跃度和挺柱的最大直径等限制条件,设计出新的凸轮型线.经运算,最终择优确定一组,幂指数为进气凸轮:p =16,q =28,r =42,s =52;排气凸轮:p =16,q =28,r =40,s =50.多项式中的各项系数根据边界条件求得:因气门在缓冲段终点处开启,该处的气门升程、速度、加速度均为零,但挺柱的升程、速度则应与基本工作段连续;并考虑到气门与当量挺柱运动规律间的关系列出相应的方程组,解出各系数.经过计算,新设计的进、排气凸轮工作段函数为h int =8.93(1-1.4884 2+0.2 4+0.6666 16-0.5835 28+0.2823 42-0.0771 52),h exh =7.7(1-1.3818 2+0.15 4+0.4043 16-0.2197 28+0.051 40-0.0039 50).凸轮的新老型线如图3所示.配气机构的主要技术参数对比见表 1.凸轮转角/ CaA图3 凸轮升程曲线Fig.3 Cam lift cur ves4 换型线后配气机构运动学、动力学分析4 1 凸轮型线评价及配气机构运动学分析利用TYCON 对新设计的凸轮型线评价和配气机构运动学分析,配气机构的性能参数比较见表2.根据表2中的参数可以看出:1)新设计的进、排气门升程丰满系数都比原机有所提高,进、排气门升程丰满系数分别提高了13.7%,6.2%,且气门开启和关闭更加迅速,这样可以提高充气效率,从而可以提高发动机功率;2)新设计的进、排气凸轮型线的跃度值在1000mm/rad 3左右,均在正常范围之内,且和原机相比减小了很多,因此可以减小从动件的振动,使配气机构运动更加平稳;3)新设计的进、排气凸轮的最小曲率半径都比原机大,有力地改善了凸轮与挺柱间的润滑条件[7];4)由于该发动机凸轮采用45号钢,而平面挺柱采用冷激铸铁,凸轮与平面挺柱的许用接触应力为650MPa.改进后进、排气凸轮与挺柱的接触应力均满足许用值要求,且比原机小,因此,减小了该摩擦副间的磨损;5)新设计的进、排气凸轮的最小润滑系数有明显的提高,且都在较理想的范围内,这将改善凸轮与挺柱间的液体动力学润滑条件,减小磨损;6)采用新设计的凸轮型线和原机的气门最小弹簧裕度值都较理想,进、排气门弹簧的预紧力和刚度合适,说明新设计的凸轮型线与气门弹簧匹配得较好,这样从动件和凸轮表面不会跳开,而且早期磨损小,驱动功率也较小.4 2 配气机构动力学分析4.2.1 动力学分析的必要性作配气机构运动学计算时将其零部件视为完全刚性,以升程曲线丰满系数大小和最大正、负加速度值等参数来判断凸轮设计的优劣.但实际配气机构是一个弹性系统,工作时机构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,即气门的升程、速度特别是加速度等运动规律失真 .气门的运动有时迟于挺柱,有时则超越于挺柱,使传动链脱节、气门的开闭不正常、飞脱、反跳、整个机构振动噪声加大,甚至机构的正常工作遭到破坏.随着发动机转速的提高,机构的运动件受力以及振动增大,上述失真现象成为发动机转速提高的障碍,因此需要进行配气机构的动力学分析,研究机构弹性变形下的气门运动规律[8].4.2.2 动力学分析结果通过对原机和改型线后配气机构的动力学分析,结果如下:1)发动机标定转速为5750r/min 时气门的升程、速度、加速度、落座力曲线,如图4~图7所示.凸轮转角/ CaA图4 气门升程曲线Fig.4 Simulated valve lift curves24第11期杨靖等:汽油机凸轮型线改进设计从图4可以看出,原机和改型线后进、排气门开启和关闭正常,无反跳和二次开启现象;气门最大落座速度一般要求小于0.5m/s,否则会使气门和气门座很快磨损.图5中原机进气门最大落座速度为0.315m/s,排气门最大落座速度为0.313m/s,而换新设计的型线后进气门最大落座速度为0.258m/s,排气门最大落座速度为0.17m/s,这样可减小气门与气门座的磨损.图6中改进后进、排气门加速度比原机有所改善.从图7中气门座受力曲线可以看出改进后进、排气门落座力比原机小.凸轮转角/ CaA图5 气门速度曲线Fig.5 Simulated valve velocity curves凸轮转角/ CaA图6 气门加速度曲线Fig.6 Simulated valve accelerationcurves凸轮转角/ CaA图7 气门落座力曲线Fig.7 Simulated valve seating forces2)凸轮与挺柱的动力学接触应力曲线,如图8所示.从图8中可以看出,原机和改进后在发动机标定转速5750r/min 时均无飞脱现象,且改型线后进、排气凸轮与挺柱的动力学最大接触应力均比原机小,这样磨损也减小.3)气门弹簧动力学特性,如图9所示.换新设计的凸轮型线后,进、排气门弹簧动力学特性较好,无并圈和大的冲击现象发生.凸轮转角/ CaA图8 凸轮与挺柱动力学接触应力曲线(n =5750r/min)Fig.8Simulated dynamics contact stresses between cam and tappet (n =5750r/min)凸轮转角/ CaA图9 换新设计的凸轮型线后气门弹簧各弹性质点升程曲线(n =5750r/min)Fig.9 Displacement diagram of the elastic particles in the valve spring,optimized cam profile (n =5750r/min)5 发动机性能模拟计算通过GT -POWER 对发动机性能进行模拟计算,先利用原机试验数据对性能仿真模型进行标定,然后换新设计的进、排气凸轮型线对发动机的性能进行模拟计算.发动机在全负荷时的功率曲线如图10所示.从图10中可以看出,原机试验值和模拟值误差很小,说明模型标定较准确,性能计算模拟值准确度较高;采用新设计的凸轮型线后,发动机的功率和原机相比有一定的提高,在标定转速5750r/min 时,标定功率为91.7kW,与原机相比提高了5.28%.25湖南大学学报(自然科学版)2009年发动机转速/(r min-1)图10 发动机功率曲线Fig.10 Comparison of full load engine power6 结论1)通过对原机配气机构的运动学、动力学计算分析,找出了其存在的问题,并重新设计了满足要求的进、排气凸轮型线;2)采用新设计的凸轮型线后,进、排气门升程丰满系数均有所提高,这将有利于发动机充气系数的提高;3)采用新设计的凸轮型线后,配气机构的机械性能有改善,整个配气机构工作更加可靠、气门落座平稳,无反跳、飞脱等现象;不但解决了原机凸轮型线部分段不光滑、跃度值大、润滑条件不太理想等问题,而且也使配气机构的振动、噪声、磨损减小;4)采用新设计的凸轮型线后,发动机的标定功率可由原来的87.1kW提高到91.7kW,达到了目标要求.参考文献[1] 陈家瑞.汽车构造[M].北京:机械工业出版社,2005. 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凸轮优化设计

凸轮优化设计⼀.配⽓凸轮优化设计1.1配⽓凸轮结构形式及特点配⽓凸轮是决定配⽓机构⼯作性能的关键零件，如何设计和加⼯出具有合理型线的凸轮轴是整个配⽓系统设计中最为重要的问题。

对内燃机⽓门通过能⼒的要求，实际上就是对由凸轮外形所决定的⽓门升程规律的要求，⽓门开启迅速就能增⼤时⾯值，但这将导致⽓门机构运动件的加速度和惯性负荷增⼤，冲击、振动加剧、机构动⼒特性变差。

因此，对⽓门通过能⼒的要求与机构动⼒特性的要求间存在⼀定⽭盾，应该观察所设计发动机的特点，如发动机⼯作转速、性能要求、配⽓机构刚度⼤⼩等，主要在凸轮外形设计中兼顾解决发动机配⽓凸轮外形的设计也就是对凸轮从动件运动规律的设计。

从动件升程规律的微⼩差异会引起加速度规律的很⼤变动，在确定从动件运动规律时，加速度运动规律最为重要，通常⽤其基本⼯作段运动规律来命名，⼀般有下⾯⼏种：1.1.1等加速凸轮等加速凸轮的特点是其加速度分布采取分段为常数的形式，其中⼜可分为两类，⼀类可称为“正负零型”，指其相应的挺柱加速度曲线为正—负—零：另⼀类可称“正零负型”，指其加速度曲线为正⼀零⼀负。

当不考虑配⽓机构的弹性变形时，对最⼤正负加速度值做⼀定限制且在最⼤升程、初速度相同的各种凸轮中，这种型式的凸轮所能达到的时⾯值最⼤。

等加速型凸轮常常适⽤于平稳性易保证，⽽充⽓性能较差的中低速柴油机中。

但就实际情况⽽⾔，配⽓机构并⾮完全刚性，等加速凸轮加速度曲线的间断性必然会影响机构⼯作平稳性，在⾼速内燃机中⼀般不采⽤等加速型凸轮[9]。

1.1.2组合多项式型组合多项式型凸轮的基本段为⼀分段函数，它由⼏个不同的表达式拼接⽽成。

通过调整各段所占⾓度及函数⽅程，获得不同斜率的加速度曲线。

组合多项式型凸轮时⾯值⼤，⽽且能够⽅便地控制加速度变化率及确保正、负加速段间的圆滑过渡，可以较好地协调发动机充⽓性能及配⽓机构⼯作平稳性的要求[7]。

由于凸轮从动件运动规律由若⼲函数组成，在各段间联结点处不易保证升程规律三阶以上导数的连续性，可能会影响配⽓机构⼯作的平稳性，组合多项式型凸轮主要应⽤在要求⽓门时⾯值⼤和较好动⼒性能的情形。

06-某发动机凸轮型线的优化设计及分析_吉利汽车苏圣等

凸轮型线的设计及分析苏圣胡景彦李慧军刘云卿杜宝杰吴丰凯吴小飞（浙江吉利汽车技术中心有限公司，浙江杭州 311228）摘要：本文主要描述通过工程软件计算出来的分析结果来进行指导凸轮型线的设计，最后通过发动机试验验证了新设计的凸轮型线满足设计要求。

关键词：汽油机凸轮型线阀系动力学特性单阀系动力学正时机构动力学主要软件：A VL EXCITE Timing drive、A VL Boost1. 前言在发动机的配气机构中，凸轮的凸轮型线不仅对发动机的动力性能有影响，同时也对发动机的机械噪声和零部件的磨损情况都有直接的影响。

所以优化设计一个比较好的凸轮型线既要考虑发动机的热力学性能又要关注发动机的机械性能，同时还要满足凸轮型线的加工要求。

只有上述几个条件全部满足要求才能进行加工生产并且测试。

设计凸轮型线总共分成5个阶段。

第一阶段为热力学预测阶段，在该阶段中主要设计一条热力学性能最优的气门升程曲线。

第二阶段为凸轮型线设计阶段，在该阶段中参照热力学设计的气门升程曲线并且根据运动学原理设计一条满足动力学性能的凸轮型线。

第三阶段对设计完成的凸轮型线进行单阀系的动力学校核，如果不满足动力学要求，则返回第二阶段重新设计凸轮型线。

第四阶段进行多阀系动力学分析，观察各个指标是否满足设计要求，如果不满足要求返回第二阶段重新设计。

第五阶段就是将设计完成的凸轮型线移交给供应商进行加工。

下图为凸轮型线的设计流程。

图1 凸轮型线设计流程2. 设计过程2.1 热力学预测目前某款1.5升GDI发动机最大功率为78kW,要比预期的发动机功率小5kW,为了提高发动机功率，采取的措施为更改发动机的进排气凸轮。

首先根据某1.5升GDI发动机参数进行搭建热力学模型，并且反复调试该热力学模型直到热力学各个工况的计算结果与实际中测得相对应工况中的试验结果相吻合为止。

热力学模型如下图所示。

图2 热力学模型利用上述的热力学软件，计算4种进气门升程和4这种排气门升程，计算出相应的功率和扭矩。

配气凸轮优化设计综述

配气凸轮优化设计综述
毛崎波;蔡忆昔
【期刊名称】《江苏理工大学学报：自然科学版》
【年(卷),期】1997(018)003
【摘要】探讨发发动机配气凸轮设计的近代技术发展，重点论述了凸轮型线的静态优化设计和动态优化设计及系统优化设计，阐述了这三种方法的特点以及用这些方法设计凸轮的优缺点，在此基础上讨论了凸轮型线优化设计方法的发展方向。

【总页数】5页(P27-31)
【作者】毛崎波;蔡忆昔
【作者单位】江苏理工大学汽车学院;江苏理工大学汽车学院
【正文语种】中文
【中图分类】TK403
【相关文献】
1.配气凸轮轴型线逆向优化设计 [J], 王小慧;彭海雄;周海涛
2.配气凸轮轴型线逆向优化设计 [J], 王小慧;彭海雄;周海涛
3.基于丰满度的汽油机配气凸轮型线优化设计 [J], 徐仪
4.汽车发动机配气机构配气凸轮型线优化设计 [J], 姚晨超
5.高速柴油机配气凸轮优化设计综述 [J], 刘云;肖恩忠
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基于逆向工程的凸轮轴模态分析方法

2模态分析简介模态分析用于确定分析对象的振动特性，即分析零件结构的固有频率、阻尼比和振型。

这些参数的获取对结构力学方程为：式中：M 为离散结构的质量矩阵；尼矩阵；K 为离散结构的刚度矩阵；为：3产品模态分析及结果验证3.1逆向过程3.1.3数据逆向———模型重建Geomagic Design X 中，三维模型的创建手段大体上可划分为：基于点云的草图建模。

———————————————————图1逆向工程流程图图2光顺后的凸轮轴点云0.15mm左右，加工面误差在0.05mm左右。

3.2仿真过程将逆向重建的凸轮轴模型导入ANSYS Workbench 进行仿真。

其必要的物理参数为：弹性模量E：130GPa 松比μ：0.26，密度ρ：7.2×103kg/m3。

不对其进行约束，进行自由式模态计算分析，得到凸轮轴的固有频率见表1，振型如图4。

其中，凸轮轴自由模态的前六阶模态为刚体模态，频率约为0。

由于凸轮轴的结构和计算时约束条件是基本对称的，所以会出现在阶、9-10阶、11-12阶的重频（受结构影响，此时偏差较大）现象，此时频率和振型几乎相同，但相位不一样。

因此，由状态下的刚体运动导致的前六阶模态及重频部分可以忽略。

4结语应用逆向工程往往需要对目标零件的特性进行深入分析，而后再结合应用环境要求优化，进行二次开发，而模态分析是结构件动力学特性分析的基础。

本文利用Geomagic Design X进行逆向建模，再利用ANSYS Workbench对某凸轮轴进行了模态分析，并结合实验数据对有限元分析所得结论加以校核，得出以下结论：①逆向所得凸轮轴三维数模仿真得到的数据与模态实验所得数据基本一致，二者误差在5%以内（考虑到测量误差、仿真过程中对模型的简化修复等因素，是可接受图4凸轮轴振型图3逆向结果及误差分析。

汽车发动机配气机构配气凸轮型线优化设计

车辆工程技术6车辆技术汽车发动机配气机构配气凸轮型线优化设计姚晨超（江苏大学京江学院,江苏镇江 212028）摘　要：配气机构设计关系到发动机的性能。

随着发动机技术的不断发展，高速下稳定可靠运转对于发动机设计来说非常关键，同时配气机构必须具有优秀的动力学特性，而凸轮型线的设计关系到配气机构的整体性能。

本文针对缓冲部分、工作部分这两个凸轮型线设计的关键环节进行了探讨。

关键词：汽车；发动机；配气机构；凸轮型线；发动机设计配气机构是发动机的重要组成部分，凸轮型线是配气机构的核心，其设计质量直接影响发动机性能。

凸轮型线由基圆部分，缓冲部分和工作部分组成。

基圆部分受汽缸盖尺寸的影响，在设计开始时就确定了。

仅当气缸盖的尺寸或配气机构的结构改变时才能更改。

因此，如果不改变配气机构的结构，则缓冲部分和工作部分的优化是优化的重点。

1　凸轮型线缓冲部分的设计凸轮型线的结构包括缓冲部分的结构和工作部分的结构。

缓冲部分的设计非常重要。

首先，由于气门间隙的存在，实际的气门打开时间晚于挺柱的动作时间。

其次，由于气门弹簧的偏压力，配气机构会产生一定的弹性变形。

一旦弹力超过弹簧的预紧力，气门阀就开始移动。

同样，由于气缸中存在气压，气缸压力与气门弹簧对排气门的偏压力具有相同的作用，都阻碍气门打开，导致气门阀迟开。

由于上述原因，气门阀的实际打开时间晚于理论时间，而实际的开启时间早于理论时间，导致冲击力强，落座速度快，加剧了机构的振动、噪音和磨损。

缓冲部分的上升段和下降段的高度通常是相同的。

汽车发动机凸轮型线的缓冲部分的高度范围在0.2mm-0.4mm。

带挺柱配气机构机构的缓冲部分的高度通常为0.02mm。

根据不同发动机的速度和稳定性，不带挺柱的配气机构缓冲部分的末端运动速度小于0.3m/s，高速发动机的配气机构缓冲部分的末端运动速度应在此基础上适当减小，以免对阀门造成过多冲击，带有液压气挺柱的可以进一步降低缓冲段的末端运动速度，可以根据实际情况进行调试，以使气门阀平稳落座。

配气机构凸轮型线优化设计

辽宁工程技术大学配气机构凸轮型线优化设计教师评语：摘要配气机构是发动机的核心部件，其设计合理与否直接关系到内燃机的动力性、经济性、环保性及工作的可靠性。

随着内燃机高功率、高速化，人们对其性能指标的要求越来越高，要求其在高速运行的条件下仍然能够平稳、可靠地工作，因而对其配气机构提出了更高的要求。

配气凸轮型线是配气机构的核心部分，配气凸轮型线设计是配气机构优化设计的重要途径之一。

关键词: 配气机构，凸轮型线，发动机，配气机构，优化设计AbstractThe valve train is one of the most important mechanisms in a internal combustion engine, whether the performances are good or bad, that affecting the power performance, economic performance, emissions performance of the engine, as well as affecting the reliability and wear performances of the whole engine. Along with the requests of the engine's high power, super-speed, people demand a higher index. That is, when the engine runs under a high speed, it can still work steadily and dependably, which demand that the valve train system should have a high performance. Cam profile is the hard core of the valve train, which design is one of the important ways to carry out valve train optimal design. Simulation calculation and experimentation research are two important ways to carry out research and development on valve train of internal-combustion engine.Key words: Internal-combustion engine, Valve train, Cam profile, Optimization design发动机原理大作业——汽车06—3班赵雪峰第1章绪论1.1引言配气机构是内燃机的重要组成部分。

柴油机高次方配气凸轮型线的动力学优化设计

柴油机高次方配气凸轮型线的动力学优化设计杨小华!俞水良!胡青!冯迎霞"同济大学机械学院!上海!""$$%#摘要!本文基于单质量动力学模型!采用非线性规划法!对柴油机配气凸轮型线进行了以丰满系数为目标函数"以凸轮与挺柱间接触应力等为约束条件的动力学优化设计及探讨#文中选择了高次方凸轮!并以%&’!#"()柴油机为例!给出了详细的优化计算结果$关键词!柴油机%配气机构%凸轮型线%动力学优化设计中图分类号!*+#!!文献标识码!,文章编号!%""-.-#-!/!""#0"!.""#"."#收稿日期&!""$’%!’%1%前言配气机构是内燃机的重要组成部分!其设计合理与否直接关系到整机工作的可靠性"耐久性!并影响整机的动力性能"经济性能"排放性能$内燃机配气机构的弹性变形将引起气门的激烈振动!严重时使气门产生(飞脱)和(反跳)现象!破坏气门机构的正常运行$配气凸轮型线优化设计的任务就是在确保配气机构能可靠工作的前提下寻求最佳的凸轮设计参数$凸轮型线的设计已从静态设计"动态设计发展到动力学优化设计2%3!4!后者考虑配气机构的弹性变形!可更精确地描述配气机构的运动和受力情况!并统一考虑机构动态参数与凸轮型线!从而实现凸轮型线的最优化设计$高次方凸轮是应用比较广泛的一种整体式函数凸轮!挺柱升程曲线为统一的高次多项式!因而加速度曲线是连续函数!没有突变!机构平稳性较好$本文采用单质量动力学模型用高次方凸轮进行了优化设计研究!并以%&’!#"()柴油机为例!给出了优化计算结果!并与原型线进行了比较$!凸轮型线的选择*%+凸轮缓冲段型线的选择缓冲段型线选择余弦曲线方程!其挺柱*从动件+升程方程为&!/!5"!"/%.6789"!:!!"55!"!!!!"*%+式中&!/!5’缓冲段挺柱的升程!下同%!"’缓冲段高度!下同%!’凸轮轴转角!下同%!"’缓冲段半包角!下同$*!+凸轮工作段型线的选择实践中发现%&’!#"()柴油机在配气机构可靠性方面尚需改进$工作段型线种类较多3而高次方函数凸轮在可靠性方面有优势$故本设计中!凸轮工作段型线选择高次方函数曲线方程!其挺柱升程表达式为&!/#5;$"<$%#%&$’#’&$(#(&$)#)*!+其中&#;%./!.!"5:!*!!"!!!!*式中&%+!!’,(")作为设计变量,!,-/#%3#!3#$5.;/’/(/)5*%!0为工作段半包角%而1""1%"1’"1("1)等为待定系数!可通过以下五个边界条件由=>?88.)7@A>B 消去法求解确定&工作段挺柱始点升程&!9#5C #;%;!"*$+工作段挺柱始点速度&29#5C #;%;2"*#+工作段挺柱始点加速度&39#5C #;%;"*1+工作段挺柱始点升程的三阶导数&!9$59#5C #;%;"*&+挺柱最大升程&!9#5C #;";!"<!45#*D +以上式中&!9#5’工作段挺柱的升程!下同%29#5’工作段挺柱速度!下同%2"’缓冲段末端挺柱速度!下同%39#5’工作段挺柱加速度!下同%!E>F ’工作段内挺柱最大升程3下同$$配气凸轮机构的动力学模型考虑到完全体现配气机构特点的计算系统的复杂性!为便于计算!本文采用单质量动力学计算模型2$4$如图%所示!它是考虑阻尼"气门间隙"气缸内燃气作用力等因素后形成的计算模型!当量质量的运动微分方程及初始条件为&6#!A !7A !!;.*898%0A 7A !.9191:+791-#9!0<8!"%!& !!#$"’%!$&%!&%(&’!)!"")*’*!!)!"")""+#式中$(%当量质量&包含气门质量及其它传动件换算到气门处的质量’"%凸轮轴旋转角速度’’%!&%气门升程&下同’)()*%分别为内阻尼系数和外阻尼系数’+%配气机构的刚度&代表整个传动链的弹性&可通过实测或计算得到’+,%气门弹簧刚度’"%!&%当量凸轮升程也即气门的理论升程&等于-!. %!&/""&其中-为摇臂比&""为气门间隙’下同’0"%气门弹簧预紧力’%%进(排气指数&进气时取"&排气时取,’0&%!&%气缸内气体压力’!""%气门刚开启时凸轮的转角)运用-./01’2.334法对此二阶微分方程求数值解可求出’%!&(*’5*!&从而回代"(#式也求得*!’5*!!&这样就确定了气门的运动规律*#动力学优化设计模型及其求解策略",#目标函数和约束条件内燃机各项性能指标的要求&使得配气凸轮型线的设计成为多目标规划问题*即要求充气性能达到最佳&机构工作平稳性好&振动小&不出现飞脱和反跳&凸轮的最小曲率半径不应太小&以保证凸轮的使用寿命等*由于各目标相互间的矛盾和牵制&通常情况下最优解并不存在*同时&由于设计的目标函数与约束条件中会包含自变量的非线性函数&因此该规划问题又是非线性规划问题&使得求解尤为困难*考虑到上述情况&本文从保证气门的充气性能尽可能大的角度出发&取凸轮型线的丰满系数#作为优化的目标函数&其它方面性能指标作约束条件处理&从而把多目标非线性规划问题转化为单目标非线性规划问题&采用极小化优化方法求解*优化设计的目的是满足约束条件的前提下使$尽可能大&故将目标函数在数值上取为$的负值&建立动力学优化设计模型式如下$67/0"1#)’%"1#","# $"1#),.648%."9.648’""-9+**9,9+229,9+339,9+449,&约束条件$0,):’:,!"0!):!’:!"0$);’;,!"0#);!’;!"0<)=’=,!"0>)=!’=!"0?);’:!!/0()=’;!!60+)8%!&’@%!&!"0,")-67/’-A!"0,,)B4648C’4648!"0,!)467/’B467/C!"0,$)BD E4FF C’D E4FF!"0,#)B4E4FF C’4E4FF!"0,<)B&C’&!"0,>)G H’BG H C!"","#式中$:,+;,(=,%设计变量的下限’:!(;!(=!%设计变量的上限’5(6%正整数’-A%凸轮型线最小曲率半径许用值’-67/%凸轮型线最小曲率半径’4648%气门最大加速度’B4648C%气门最大加速度许用值’467/%气门最小加速度’B467/C%气门最小加速度许用值’D E4FF%气门落座速度’BD E4FF C%气门落座速度许用值’4E4FF%气门落座加速度’B4E4FF C%气门落座加速度许用值’&%凸轮与挺柱间的接触应力’B&C%凸轮与挺柱间的接触应力许用值’G H%气门活塞间距离’BG H C%气门活塞间距离许用值*对各约束条件的含义的描述如下$0,I0(用以确定设计变量的取值范围及规律&并要求为偶数’0+用以控制机构不出现飞脱’0,"用以控制凸轮型线的最小曲率半径&最小曲率半径对凸轮与挺柱间的接触应力和可加工性等有很大影响’0,,最大正加速度&其对配气机构的运动规律(机构的振动(噪声(飞脱和机构工作的平衡性有很大影响’0,!I0,#用以控制气门最大负加速度(落座时速度!落座时加速度限制气门落座后反跳"%&’用以控制凸轮与挺柱间的最大接触应力不超过许用值"%&(用以控制气门活塞间距离不小于许用值#$!%优化模型的求解策略高次多项式凸轮挺柱升程曲线的幂指数!&"&#&$为正整数’为离散变量’对此类约束非线性规划问题的优化模型进行求解’一般可用网格法#但考虑到计算效率’本文采用离散复合形法)#*求解+它是在复合形法基础上发展起来的一种解离散变量约束最优化问题的直接法’其初始顶点可以是非可行点#寻优迭代过程是计算离散复合形各顶点的目标函数值’找出其中函数值最大的一点称最差点%&及除最差点外其它各点的形心%’+并以%&为基点’以()*’+%&为离散一维探索方向’进行离散一维探索’可有反射&扩张和压缩等过程’不断地丢掉最差点代之以目标函数值有所下降的一个新点’如此重复计算’使新的离散复合形不断地向约束离散最优点靠拢’直到满足计算精度为止#离散复合形法的计算程序框图见图!#’计算实例及分析按上述数学和优化设计计算模型’用,--语言编制了相关的计算程序’并在标定工况下对&(.!#"/0柴油机配气机构重新进行了探讨#新型线的优化计算结果与原型线的比较见表&#表&结果表明(与原型线相比’新型线所对应的排气表&&(.!#"/0柴油机动力学优化计算结果排气凸轮特征值!!!!原型线新型线1&23"&2(4!"2(!3&&"2’3#4"4.5678!2!&8&29&-!2’$-!2"9656789&(8($#-&#$!-&!3$.:6;;"2(#"2’"""567&&(#4($<5=>!!$!$3"8!&!!"8&"""?.5=>&"29$&$29!注!18机构平稳性系数".5678气门最大速度#5@A ""5678最大凸轮与挺柱间的接触应力BC6"?.5=>8气门活塞间最小距离#55$泵中!有!%&"’#%($%)%%)%!)%$*"+#!!&",#!)$!)%%)%!)%$*"-$由于辅射流泵出口与主射流泵吸液口相连!故有%&’!&&(%&.$)’!&)*%&/$考虑到所吸液体压力近似为"!+,%&"将上述&+$’"-$’".$’"/$四方程联立求解!可得出双级射流装置的基本性能方程($0$基本性能方程的分析"%$混合比由以上公式可得总混合比为%$%&$%$!%1$%1$!"%"$从该式可知$-$%)$-$!)即总混合比小于任一单一射流泵的混合比!假设$%&$!&"0!)总混合比可达到"0"$以下!符合植保机械和清洗机械的要求)&!#压强比由于!%2%!!!2%可得!.!%1!!3!%!!4567’!%)!!*即压强比高于任一单一射流泵的压强比!因而说明压力损失小!能量损失比单一射流要小)#实验结果与理论计算的比较由于射流嘴出口直径较小)加工困难)只有加工后实测数值作为实验参数)取主射流泵#%&!0%"’$0"8辅射流泵#!&$0+"’!0%"!得出的实验结果如表%!与理论计算对比!误差约为%"9左右)8结论由实验与理论方程可知!用串联方式连接射流泵!可使混合比进一步下降!同时还可提高压强比!使得该装置更符合使用要求!并说明建立的数学方程模型是可行的)但是!由于试验条件所限!试验样本不多!需要进一步进行相关的研究)参考文献!:%;何培杰!吴春笃等0射流泵混药装置试验研究:<;0农业机械学报!!""%!"##$8-=+"0:!;王荣0植保机械理论与设计:<;0长春$吉林人民出版社!!""!0:$;陆宏圻0射流泵技术的理论与应用:<;0北京$北京水利电力出版社!%/./0*******************第一作者简介!李羊林!男!%/+$年生!江苏泰州人!博士研究生)研究领域%机械)已发表论文8篇)%编辑$滕召旗&表%实验结果#%#!!$!与理论误差$与理论误差!0%"$0+""088.%>!80/!0%9$0"9!0%"!0%""0+"!%>%+0#80-9.0!9$0"8$0+""0#!-%>$+0!3$0893%0!9$0"8!0%""0#++%>!$0$-0%9+0$9%上接第$#页&机构其丰满系数+时面值有所减小!因而流通性能有所下降,?值在合理范围!可满足机构平稳性要求,曲率半径在合理范围&正值4!55’负值小于3$""55#!表明凸轮是可加工的,气门与活塞间距在$55以上!两者不会相碰,气门的最大速度’最大加速度和落座速度有明显减小,凸轮与挺柱间接触应力的最大值明显减小)对%+@!#"AB 柴油机而言!实践中要求对其配气机构可靠性予以更多关注!尤其对其排气机构!流通性能稍有降低尚可接受!因此计算结果是令人满意的)图$’图#和图8分别给出了在动力学优化基础上所获得的%+@!#"AB 柴油机排气门的速度’加速度’凸轮与挺柱之间接触应力计算结果)由图可见!速度’加速度和接触应力曲线均连续!表明优化设计的排气机构未出现-飞脱.或-反跳.)排气门的速度+加速度+凸轮与挺柱之间接触应力曲线表现出不同程度的波动!这种结果是合理的)这一方面体现了配气机构确实存在弹性变形!另一方面与该柴油机在排气门开启时很高的排气压力&约%<C6$对排气门头部的作用力有关)对该柴油机的进气机构也进行了同样计算!也获得了满意的结果)限于篇幅!本文不再给出有关曲线图)+结束语本文选择了高次方凸轮!并基于柴油机配气机构单质量动力学模型!采用非线性规划法!编制了以丰满系数为目标函数+以凸轮与挺柱间接触应力+气门落座速度等为约束条件的动力学优化设计计算程序)结果表明!按上述数学和优化设计计算模型所编制的计算程序可以进行配气机构的动力学优化设计计算,以%+@!#"AB 柴油机配气机构为例进行的计算结果证实!与原型线相比!该柴油机采用新型线后其配气机构在可靠性方面有明显改进)参考文献!:%;李惠珍!高峰0配气凸轮型线动态优化设计:B;0内燃机学报!%//"),#*0:!;DE6FGHI)B0J0K L65MNFHF)B00D GNOPINQRPHG N5MEH5HFP6PNSF ST UHFHPNV 6EUSINPW5TSI V65OW6MH SMPN5NX6PNSF :A;0DGY6FVHO NF ZS5MRP6PNSF6E <HVW6FNVO [NPW C6I6EEHE 6FG \NOPINQRPHG CIS]VHOONFU M0!"/3%-0:$;尚汉冀0内燃机配气凸轮机构3设计与计算:<;0上海$复旦大学出版社!%/..0:#;刘惟信0机械最优化设计%第二版&:<;0北京$清华大学出版社!%//#0*******************第一作者简介%杨小华!男!%/+.年生!浙江江山人!讲师!硕士)研究领域%内燃机系统与机构优化+工作过程模拟)已发表论文$篇)%编辑$滕召旗&!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!。

增压柴油机配气相位与凸轮型线的优化

还存在接触力为零的时刻，明存在反跳现象。说
图２功率和有效燃油消耗率对比曲线
发动机转透，’ ｎｒｍｉ
＼赠嚣温察
转速和负荷的变化而变化。最佳的配气相位应使发动机在很短的换气时间内充人最多的新鲜空气，并使排气阻力最小，气残留量最少＿。发动机转废５Ｊ
缸径 ×冲程／ｍｍ
压缩比
９５×１５０１１８：
２
每缸气门数
进气方式
连杆长度／ｍｍ
增压中冷
１０７ｌ —弓・ —４—Ｉ２
耗高和配气机构存在的冲击、跳问题，优化配反从气相位和改变凸轮型线的角度着手，合发动机性结
９／０２３６０
２５２ｏｏ２４０８／０－０
第一作者简介：雷基林，讲师，士研究生，究方向：博研内燃机设计与结构优化，・ａ：ｅｉｎｉ．ｏ。Ｅｍｉｌｊｉｎｅｍｌｉ＠ｓａｌ
注：Ｃ表示发动机油轴转角。。Ａ
褂雷忙
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轻微跳动，能会造成凸轮与挺柱问的接触应力增可大以及配气机构的振动加剧，用寿命下降等影使响；进气门在开启和关闭时及排气门在关闭时均存在很大的波动，成气门与气门座的冲击，利于造不减小配气机构的振动和噪声；气门的落座力稍排大，可能加重气门和气门座的磨损；气门落座时排