第八章 配气机构 81 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；（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：式中：h任意时刻气门升程气门锥角dh气门喉口直径,气门的时间断面值（角度断面值）为 ( ) 可用下图表示 气门通过能力还可以用时间断面丰满系数表示：fm气门平均通过截面,fmax气门最大通过截面：,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、H、气门升程 变化规律和配气相位。,（2）流量系数m平均流量系数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：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m平均流量系数D气缸直径,实验表明：进气门的Z0.6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Z0.4 0.45；最大功率时Z0.650.75，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。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。,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：D80mm时，每缸2进、2排可得最大的进气通流面积；D120mm时采用每缸2进、2排方案，现代D=8090mm的直喷柴油机上亦开始采用4阀方案,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 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,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,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,82 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,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。,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；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：式中：C、E1、E0为常数，01为等加速度段所占凸轮转角,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。,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 （下降段为 ）作自变量的高次多项式，通常取57项。其挺柱升程表达式形式为：式中的待定系数决定于凸轮设计的边界条件：,（1）当=w 时，hT=hTmax，从而有c0=hTmax （2）当=0和=2w时，1，hT=0（气门关闭），从而有 c0+c1+c2+c3+c4=0 （3）当=0和=2w时，1，dhT/dt=v0/i（气门以v0速度落座，i为摇臂比），凸轮转速为T，则有Pc1+Qc2+Rc3+Sc4=v0w/iT （4）当=0和=2w时，1，d2hT/dt2=0，亦即d2hT/d2=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=0和=2w，即1时，d3hT/dt3=0，亦即 d3hT/d3=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：,式中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/d和d2h/d2曲线。,幂指数按下列条件的确定： （1）当=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P4,（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/d30，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-Rm，一般可按下式选取：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。,83 配气机构动力学 配气机构动力学主要解决：考虑机构的弹性变形和振动的前提下，分析气门的真实运动以及载荷变化。这里以下置式凸轮机构为例分析,一、配气机构动力学模型 1、单自由度模型实际配气机构固有频率较高，外界干扰频率与之相比很低， 干扰力相当于静载荷，故系统在工作中主要以基频振动，因此可 以用单自由度模型来代替实际的配气机构。 （1）当量质量 气门处的当量质量M式中： Gv、Gs、Gp分别为气门（包括气门锁夹）、气门弹簧、推杆重量IR摇臂对摇臂轴的转动惯量Lv摇臂轴到气门轴线距离i摇臂比,（2）刚度与阻尼整个系统的刚度看成是推杆的刚度C，当成刚度为C的弹簧，配气机构的阻尼力为Pd 。Cs 、C2 、D2分别为气门弹簧刚度、气门座刚度、气门座阻尼。,(3) 当量质量M上的作用力 驱动机构弹性恢复力Pf式中：y气门实际位移 x0气门间隙 xt挺柱位移 i摇臂比 因此： x=ixt-x0为不计弹性时气门的理论位移，z=x-y为换算到 气门一边的气门驱动机构的弹性变形。 气门弹簧弹力PsP0为弹簧预紧力,气门驱动机构阻尼力P 为内阻尼与外阻尼力的合力：D1 气门驱动机构外阻尼 气体作用力Pg仅须考虑排气门头部上下压力差，有时可忽略,（4）气门运动微分方程利用z=x-y关系，从上式中消除z或y，可得两个方程：（1）（2）式（1）描述气门实际运动，式（2）描述驱动机构变形,设凸轮以等角速度c旋转，将上述两式由对时间求导转为对凸轮转角求导c求导，即将 代入可得气门运动微分方程的最终形式：（3）（4）可用数值方法求解上述两方程,求解时的约束条件为： a. 飞脱条件 z0: 配气机构只能压缩，不能拉伸，出现此情况时，表明发生了脱离 b. 落座条件 y0: 如图所示，y时，气门未离座；升程增加到y后，气门才真正开启；y0表明气门落座 c. 反跳条件y0：满足条件 a后再次出现此情况，则气门反跳气门落座时，配气机构运动链已开始脱离，因此推杆、气门不参与反跳。此时计算的机构当量质量只考虑气门弹簧和除弹簧外的气门组件两部分。,2、多自由度模型单质量系统只能综合评定气门的运动，主要用于总体校核。为了考核高阶振动的影响，具体分析各驱动零件的运动规律，了解气门弹簧的颤振和配气机构的异常振动，从而明确构件中的薄弱环节，则须进行多自由度模型的动力计算。进行多自由度模型计算时，将配气机构看成多质量系统：挺柱、推杆、气门各用一个集中质量代替；摇臂用一个或两个集中质量代替；气门弹簧有效圈的每圈作为一个集中质量。各质量间各用具有当量刚度的无质量弹簧相联结，从而形成一个多质量模型。,与单质量模型相同，对多自由度模型的各集中质量根据其受力情况按动力学定理分别列出其运动微分方程，然后联立求解。 求解时注意： 1）多质量系统中从挺柱开始升起直至气门落座的整个时期内，参加运动的质量数以及各自的受力情况是变化的，因此应分阶段列出每一个质量的运动微分方程； 2）与单自由度模型相同，计算过程中也应随时判断传动链脱离，弹簧碰圈、气门落座、反跳等条件，及时改变微分方程式。,