发动机配气机构的动力学模型及计算分析

，假设作用在集中质量Ｍ上的外力之和为Ｆ显然应有Ｆ＝Ｍａ＝Ｍ
２２ｄｙ２ｄｙ＝Ｍ ω ２２ｄｔｄ α
（２）
式中：Ｍ为集中质量；ａ为凸轮旋转角加速度； ω为凸轮旋转角速度。外力包括以下几部分：１）配气机构（ “ 弹簧” ｃ）的弹性恢复力ｃ ·Ｊ，
{
ｚｄ＝ｕｄ α ｂｄｕｃ ′ ｂｃｐ＝－ ·ｕ－２·ｚ－ ·Ｊ－２·Ｊ＋φ （） α Ｍω ｖＭω ｄ α Ｍω Ｍω
初始条件式（９）则为ｄｘ，ｚα ＝ α ｕ α ＝α （１１）＝＝ｘ（） α ００００ｄ α α ＝α 在式（１０）中的Ｊ和Ｊ应该写为：ｖＪ＝ｚ，ｚ＞０ {０，ｚ ≤０（１２）
２ｄｚｂｄｚｃ ′ ｂｐ · ＋２·ｚ（）＋ · α ２＋ＭＭｄ ω α ω ｄＭω α ２ｃｄｘｂｐＪ＋ · Ｊ＝ · ｖ２２＋Ｍω ｄ α Ｍω
Ｆ ·Ｆ（） α ′ ｄｘｃ０＋Ｒｇ＋２·ｘ（）＋（８） α ２ｄ α Ｍω Ｍω 式（８）的右端是 α的己知函数，可记为 φ （）。此 α ６）就变为时初始条件式（ｄｚｄｘ＝ｘ（）， α ＝α （９） α ＝ｚα＝α ００００ｄ α ｄ α α ＝α ｄｚ如果记＝ｕ（），并把它也当作一个未知函 α ｄ α ８）改写为关于未知函数，那么就可以把二阶方程（数ｚ（）和ｕ（）的一阶微分方程组： α α
其中：Ｊｌ为摇臂在气门侧的Ｒ为摇臂的转动惯量；长度。摇臂转动惯量ＪＲ可以通过计算或实测来决定。（１３）５）阻尼系数ｂ和ｂＰ确定阻尼系数的方法比较复杂。有文献建议，外阻尼系数ｂ。将阻尼系数ｂ取为Ｐ取为０ｂ＝０．１０７槡（ｃ＋ｃ ′ ）Ｍ（ｋｇ／ｃｍ）（１８）６）弹簧刚度ｃ ′ 取ｃ ′ ＝ｃｃ，这里的ｃ和ｃ分别为内外弹ｉｎ＋ｏｕｔｉｎｏｕｔ簧的刚度，由弹簧刚度决定。７）计算终点 α ｃ取无支座模型，故只要算到气门落座（即ｙ ≤ ０）时为止。若要考虑气门反跳，则计算终点比无支座模型退后，需算到气门落座即ｙ ≤Δ时为止。

ｋ为摇臂比；ｈ为气门间隙；ｈ（）为挺柱升其中： δ α 程函数；ｘ（）实际上就是将配气机构当作完全刚 α 和ｂ性时的气门升程函数。图１中的ｂｐ则分别表示内阻尼和外阻尼。建立该方程的目的是要确定气门升程函数，也就是集中质量Ｍ的位移ｙ依赖于凸轮转角 α的表达式ｙ＝ｙ（）。为此，首先要建立ｙ（）所满足的 α α
５）外阻尼力为－ｂ ·ω · ｐ
将以上各力和代入式（２），得到：
２ｂｄｙｄｙｃｂｐＪ＋Ｊ · －ｖ－２＝２ＭｄＭ ω ω α ｄＭω α
ＦＦ（） α ｃ ′ ０＋Ｒｇ ·ｙ－２２Ｍω Ｍω 其中Ｊ和Ｊ３）和式（４）确定。ｖ由式（
发动机配气机构的动力学模型及计算分析
林平
（福建交通职业技术学院汽车运用与工程机械系，福州３５０００７）
摘要：根据排气门的运动规律及相应的受力情况，运用动力学分析方法建立了配气机构单质量模型及动力学微分方程。通过编程计算，获得某发动机排气门的气门升程、速度和加速度曲线。由分析结果可以看到：该动力学模型能够正确反映配气机构的运动规律和动力学特性，简单实用，便于理论分析。关键词：配气机构；排气门；动力学分析中图分类号：Ｕ４６２．１文献标识码：Ａ文章编号：１６７４－８４２５（２０１０）０８－００１７－０４
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
重庆理工大学学报１８微分方程，并给出初始条件。
１配气机构动力学微分方程
１．１物理模型的建立配气机构的结构形式多种多样，本文研究的发动机为四冲程发动机，采用顶置式配气机构，将配气机构作必要的简化，简化物理模型必须选择恰当，才能获得可靠的计算结果。本文将配气机构看作是由一组无质量的弹簧和集中质量相互联系组成的系统，把挺柱一侧的构件质量和刚度，按位能和动能相等的条件转换到气门一侧。建立的配气机构单质量模型如图１所示。其中
图１配气机构单质量动力学模型
Ｊｖ＝
ｘ（）－ｙ（），ｘ－ｙ＞０ α α {０，ｘ－ｙ ≤０ｄｙ。ｄ α
（４）
１．２配气结构动力学微分方程气门的运动用一个集中质量Ｍ描述（Ｍ包含气门质量以及其他传动零件换算到气门处的质Ｍ的一段通过刚度为ｃ ′ 的气门弹簧与气缸盖量），联结，另一端联结一假想的刚度为ｃ的“ 弹簧” ，此弹簧的上端由“ 当量凸轮” 直接控制，凸轮的运动规律己知：ｘ＝ｘ（）＝ｋ ·ｈ（）－δ ｈ α α （１）
作者简介：林平（１９５６ —），福建闽侯人，高级工程师，主要从事发动机性能检测、分析与故障诊断研究。
气机构的设计，目前已经提出了多种动力学模型，如单质量模型、二质量模型、多质量模型、有限元模型等。单质量模型着重研究气门的运动，本文建立了单质量模型，分析动力学微分方程，通过编程计算，获得排气门的升程曲线、速度曲线和加速度曲线。
ＣｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＤｙｎａｍｉｃＭｏｄｅｌｏｆＥｎｇｉｎｅＶａｌｖｅＴｒａｉｎ
ＬＩＮＰｉｎｇ
（ＤｅｐａｒｔｍｅｎｔｏｆＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ＆ＣｏｎｓｔｒｕｃｔｉｏｎＭａｃｈｉｎｅｒｙ，ＦｕｊｉａｎＣｏｍｍｕｎｉｃａｔｉｏｎｓＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙＣｏｌｌｅｇｅ，Ｆｕｚｈｏｕ３５０００７，Ｃｈｉｎａ）
引进一个新的未知函数ｚ（）来代替ｙ（），它 α α （）的关系为和ｙ α
林平：发动机配气机构的动力学模型及计算分析１９ｚ（）＝ｘ（）－ｙ（） α α α （７）当 α＝对应于气门开启的瞬间，将 α＝ α ０时，１４）的解： α ０视为方程（ｄｘｃ ·ｘ（）＋ｂ＝Ｆ（）（１４） α ω α ０＋Ｆｇｄ α ２）缸内燃气作用力Ｆ（） α ｇ设气缸内气体压力为Ｐ（），气门背面气道内 α 的压力为Ｐ（近似为１个大气压），气门底盘面积０，气门受到Ｐ（Ａ为Ａｖ０作用的面积为Ａ１１近似取值Ａ．５倍的气门杆截面积），则有ｖ减去１Ｆ（）＝ＡＰ（）－ＡＰ α α ｇｖ１０３）配气机构刚度ｃ刚度ｃ可以通过有限元法计算来确定，也可以由实测得到，一般采用实测。４）集中质量Ｍ质量Ｍ可由式（１６）确定：ＭＰ１Ｍ＝ＭＶ＋ＭＳＭＳ＋ＭＲ１６）Ｒ＋Ｅ＋２（３２ｋ式中：Ｍｖ为气门质量；ＭＳＲ为气门弹簧上座质量；（１０）ＭＳ为气门弹簧质量；ＭＲＭＰ为Ｅ为摇臂当量质量；摇杆质量；ｋ为摇臂比。ＭＳ只取１／３是因为弹簧的一端固定在发动机缸体上。ＭＲＥ＝ＪＲ２ｌ（１７）（１５）这时就可从式（５）中导出ｚ（）应满足的微分 α 方程：
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｂａｓｅｄｏｎｔｈｅｍｏｔｉｏｎｌａｗａｎｄｆｏｒｃｅｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓｏｆｅｘｈａｕｓｔｖａｌｖｅｏｆａｎｅｎｇｉｎｅ，ａｄｙｎａｍｉｃａｎａｌｙｓｉｓｍｅｔｈｏｄｉｓｕｓｅｄｔｏｏｂｔａｉｎｔｈｅｓｉｎｇｌｅｍａｓｓｄｙｎａｍｉｃｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｖａｌｖｅｔｒａｉｎｗｉｔｈｉｔｓｄｙｎａｍｉｃｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌｅｑｕａｔｉｏｎｓ．Ｔｈｅｖａｌｖｅ ’ ｓｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔ，ｖｅｌｏｃｉｔｙａｎｄａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎｃｕｒｖｅａｒｅｇｏｔｔｅｎｂｙｃｏｍｐｕｔｅｒｃｏｄｅｓ．Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｔｈｉｓｍｏｄｅｌｃａｎｃｏｒｒｅｃｔｌｙｒｅｆｌｅｃｔｔｈｅｍｏｔｉｏｎｌａｗａｎｄｄｙｎａｍｉｃｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆｔｈｅｖａｌｖｅｔｒａｉｎ，ｉｓｓｉｍｐｌｅａｎｄｐｒａｃｔｉｃａｌａｎｄｃｏｎｖｅｎｉｅｎｔｆｏｒｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌａｎａｌｙｓｉｓ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｖａｌｖｅｔｒａｉｎ；ｅｘｈａｕｓｔｖａｌｖｅ；ｄｙｎａｍｉｃｓａｎａｌｙｓｉｓ内燃机既要求配气机构具有良好的充气性能，又要求其工作平稳可靠，产生较小的冲击、振动和噪声。随着工作转速的提高，配气机构的工作条件变得更为恶劣，对其动力性能提出了更高的要求，因此，运用动力学计算法设计配气机构，对于近代高速汽车发动机来说尤为必要。针对配收稿日期：２００９－１１－２８

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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。

05-轿车柴油机配气机构运动学和动力学仿真与分析-昆明理工牛彩云等

轿车柴油机配气机构运动学和动力学仿真与分析牛彩云＊1 毕玉华申立中雷基林（昆明理工大学交通工程学院内燃机重点实验室 650224）摘要：针对某轿车柴油机配气机构，应用A VL EXCITE Timing Drive软件建立了运动学与动力学仿真模型并对其进行了分析。

凸轮型线优化后，开启侧和关闭侧丰满度系数都提高到了0.56，提高了换气质量；接触应力和跃度分别降低到585.4 N/mm^2和724.8 mm/rad^3，降低了磨损和冲击。

通过动力学仿真分析，液压间隙调节器（HLA）柱塞能够正常的建立起机油压力，无速度不适应；单向球阀能够正常而果断的开启并且正常的补油。

整个配气机构在工作过程中未出现飞脱、反跳和弹簧并圈等现象。

关键词：轿车柴油机液压间隙调节器配气机构仿真主要软件：A VL EXCITE Timing Drive1. 前言配气机构是内燃机的重要组成部分，其设计优良与否直接影响内燃机的动力性、经济性和可靠性[4]。

因而开展配气机构运动学和系统动力学研究具有重要意义。

传统机械挺柱式配气机构需预留气门间隙，气门间隙异常会影响气缸内的换气质量，严重时会导致燃烧恶化，并产生冲击噪声，影响其使用寿命[2]。

为降低配气机构的振动和噪声,液压间隙调节器（HLA）（如图1）在轿车柴油机上的应用越来越广泛。

采用HLA无需定期调整气门间隙,气门机构处于零间隙状态，消除了气门间隙引起的冲击和噪声。

图1 液压间隙调节器（HLA）图2 HLA配气机构为分析HLA配气机构的动力特性，应用A VL EXCITE Timing Drive软件建立某双缸轿车柴油机配气机构的运动学与动力学仿真计算模型并对其进行了性能分析和评价。

1 HLA配气机构工作原理HLA配气机构的运动是从凸轮开始，经过指形摇臂、HLA、气门弹簧、气门弹簧座以及气门锁夹等才把运动传递给气门（如图2）。

所以发动机配气机构属于一个弹性而非刚性系统。

在这个传动链中，各个零件几何形状不同、质量和刚度也不相同，因此在运动过程中1作者简介:牛彩云，女，硕士研究生；研究方向：内燃机结构设计与优化；E-mail：niuniu1670@可能产生各种各样的问题。

发动机配气机构的动力学模型及计算分析

ｃｄｓｈｅｕｔｓｏｈｔｔｉｍｏｅｃｎｃｒｅｔｅｅｔｔｅｍｏｉｎｌｗａｄｄｎｍｉｅａａｔｒｓｏｅ．Ｔｅｒｓｌｈｗｔａｈｓｄｌａｏｒｃｌｒｆｃｈｔａｎｙａｃｈｒｅｅｉ－ｓｙｌｏ
动和噪声。随着工作转速的提高，配气机构的工
作条件变得更为恶劣，其动力性能提出了更高对的要求，因此，用动力学计算法设计配气机构，运
模型等。单质量模型着重研究气门的运动，本文
建立了单质量模型，析动力学微分方程，过编分通程计算，获得排气门的升程曲线、度曲线和加速速
单质量模型及动力学微分方程。通过编程计算，获得某发动机排气门的气门升程、度和加速速度曲线。由分析结果可以看到：动力学模型能够正确反映配气机构的运动规律和动力学特该
性，简单实用，于理论分析。便关键词：配气机构；气门；力学分析排动
中图分类号：４２１Ｕ６．
文献标识码：Ａ
文章编号：６４—８２（００００１０１７４５２１）８— ０７— ４
ＣｏｐｔｔｏｌＡｎａｙｉｆＤｙｍｉｏｌｏｍｕａｉｎａｌｓｓｏｎａｃＭｄｅｆＥｎｇｎｅＶａｖａｎｉｌｅＴｒｉ
度曲线。
对于近代高速汽车发动机来说尤为必要。针对配

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
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躯教斗＜略
— ｒ一．／ — — — ● ＿
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▲ ／＝＝＝／／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：

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