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蝉植
7 years ago
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1 摩托车 CG 发动机双凸轮滚子摇臂配气机构设计张力, 黄新华, 吴国辉, 黄永生 3, 王先国重庆大学机械工程学院, 重庆 (00030) 装甲兵技术学院, 长春 (307) 3 重庆宗申动力机械股份有限公司, 重庆 (0005) cqu0@63.com 摘要 : 摩托车 CG 发动机采用单一凸轮控制进排气过程, 已不能满足市场对性能与排放的要求本研究基于原凸轮轴下置式配气机构, 修改弧形下摇臂为滚子摇臂, 把原单凸轮分开为进排气双凸轮采用气门分段加速度函数法重新设计进排气凸轮和气门配气相位, 对新设计凸轮进行运动学和动力学计算分析, 保证新设计双凸轮配气机构具有良好的可靠性实验研究了采用双凸轮配气机构的发动机对动力性, 经济性, 可靠性的影响新设计双凸轮滚子摇臂配气机构取得了工程实际应用关键词 : 配气机构 ; 凸轮设计 ; 分段函数 ; 滚子摇臂 ; 配气相位 ; 中图分类号 :TK0 引言目前, 国内的摩托车主销机型是 CG 系列发动机传统的 CG 机型采用凸轮轴下置式两级摇臂传动, 整个阀系刚度和相关支撑结构刚度较低 [], 由于配气传动链较长, 各部件惯性力也较大, 加之热机时气门间隙变大等原因, 高速时易产生较大的敲击噪声, 加剧零部件的振动与磨损 ;CG 发动机的进排气机构由同一凸轮驱动, 不能保证进排气门同时得到最优的配气正时和最优的动力学特性 [-] 国内外针对 CG 配气机构进行的研究主要是对原始单凸轮的优化设计, 不能突破单凸轮很难使进排气门同时达到最优配气相位的限制随着对发动机性能和排放要求的提高, 迫切需要设计一种能满足进排气门的时面值大, 泵气损失小, 配气正时恰当, 振动噪声较小, 结构简单紧凑的 CG 配气机构 [5][6] 基于以上原则, 本文设计了一种简单紧凑的双凸轮配气机构, 利用 AVL-TYCON 配气机构专业软件, 建立阀系运动学和动力学模型在软件的 cam-design 模块中设计新的凸轮, 对新设计凸轮进行运动学和动力学分析同时对新配气机构装机, 进行了发动机外特性可靠性试验图配气机构布置图本课题得到重庆市自然科学基金资助 (007BA606) - -

2 滚子摇臂双凸轮配气机构设计. 配气机构各零部件结构设计如图所示, 相对于原 CG 配气机构, 把原单凸轮分开为进气凸轮和排气凸轮, 重新设计凸轮型线和气门配气相位改变原 CG 进排气弧形下摇臂结构, 新设计滚子下摇臂 ( 如图 ), 这样就可以分别实行进排气独立控制把原来的钢推杆, 改为铝合金和合金钢组合式推杆, 杆身采用铝合金, 杆的两端和球头采用合金钢, 这样可以改善在热机状态下, 单纯的合金钢推杆与铝合金箱体汽缸头的变形系数不一致的情况, 保持了稳定的气门间隙, 同时组合式推杆密度低, 质量轻, 与合金钢推杆相比, 其往复惯性力小双凸轮配气机构其它零件与原配气机构保持一致原弧形摇臂滚子摇臂图新设计滚子摇臂与原弧形摇臂图. 配气机构建模与凸轮设计.. 配气机构计算模型的建立根据配气机构零部件布置确定配气机构的结构参数, 通过计算与实测得单元的质量以及刚度阻尼等参数, 利用 AVL-TYCON 软件建立凸轮 - 下摇臂 - 推杆 - 上摇臂 - 气门系统进排气多质量计算模型.. 气门分段加速度函数原理采用分段函数设计气门加速度曲线, 可供选择的加速度函数类型如图 3, 其中多项式函数 -poly, 定义正加速度较为方便 ; 正弦函数 -sin, 一般用在减速段, 由于加速度正弦函数一次积分是余弦, 两次积分的型线类型又成为正弦, 这样与前后曲线的连接比较容易控制, 非常适合桃尖开启和关闭段的连接, 同时正弦函数也可以应用于正加速度段 ; 线性函数 lin, 可用于正加速段的快速上升段和快速下降段设计过程中, 过渡段采用方便连接的 fillet 函数, 或者直线加速度都可以通过调整设计参数, 来确定优化的型线设计方案在设计出合理的气门加速度曲线基础上, 计算出相应的气门升程曲线及配气凸轮型线 - -

3 图 3 分段加速度函数类型相对于常用的多项动力加速度函数, 气门分段加速度函数可以采用任意函数自由搭配, 灵活性好, 方便控制正加速宽度等优点, 一般把上升沿或下降沿分成 6~0 段函数, 设定各段长度函数类型以及末端加速度相对值, 对加速度曲线进行拟合..3 配气双凸轮设计配气凸轮型线设计主要是气门加速度曲线设计, 因为加速度直接反映了配气机构动力学特性, 结合建立的运动学模型, 进行气门加速度曲线设计, 在满足运动学性能要求基础上, 反推出对应的凸轮型线 ; 然后将设计的凸轮型线数据导入动力学模型, 进行动力学分析, 评价设计结果的优劣若动力学计算结果不能满足要求, 对设计方案做进一步改进, 直到满足要求为止..3. 配气相位和气门最大升程的确定 CG 发动机常用工况为 3500~7500 转, 要求发动机在中低速扭矩得到提高, 原配气机构由一个凸轮分别控制发动机的进排气门, 势必不能使进排气过程同时获得最优的配气正时, 采用双凸轮分别控制进排门后, 配气相位控制更为灵活, 能分别获得进排气门最优的配气正时和最大的时面值通过性能仿真软件建立的热力学模型, 确定有利于中低转速性能的进排气门升程和气门配气相位如图和表, 相对于原气门最大升程 ( 进气 :7.856mm, 排气 :7.775mm), 确定新气门最大升程为 ( 进气 :6.9mm, 排气 :6.8mm) 从相关经验和热力学计算可知, 适当的减小排气提前角和进气迟后角, 有利于发动机中低速扭矩的提升 [3] 新设计排气迟后角与原角度保持一致, 只有的差异, 减小新设计排气门升程的排气提前角, 新设计进气提前角相对于原角度提前 0, 进而确定进气迟后角为 6 8 气门升程 /mm 凸轮轴转角 /deg 图原进排气门升程与拟合进排气门升程 - 原排气门升程,- 新设计排气门升程 3- 原进气门升程,- 新设计进气门升程 - 3 -

4 表原单凸轮与方案一配气相位比较比较参数排气提前角排气迟后角进气提前角进气迟后角 (EVO) (EVC) (IVO) (IVC) 原单凸轮双凸轮气门升程曲线拟合设计把图中新设计进排气门升程曲线导入 AVL-TYCON 运动学模型作为参考曲线, 在原气门加速度的基础上, 选用 poly-f 函数作为气门加速度曲线的正加速段函数, 选用 sin-r 和 sin-l 作为负加速段连接函数,sin-r 与 sin-r 之间用过渡函数 fillet 连接, 在保证运动学和动力力学参数合理的前提下, 尽可能获得较大的气门时面值, 考虑配气机构高速适应性, 凸轮曲率半径, 凸轮接触应力, 弹簧裕度等因素的影响以及满足动力学特性的提前下, 进排气门加速度曲线采用如表的函数拟合方法缓冲段设计采用梯形加速度, 梯形加速度具有矩形函数的优点, 且加速冲击可以稍小, 长度可以稍短, 是常用的类型, 考虑配气机构的弹性变形, 气门弹簧预紧力, 排气门缸内然后对气门作用力等因素, 确定进排气缓冲段高度为 0.3mm, 缓冲段宽度取 0.05mm, 缓冲段末端速度取 0.597mm/rad 表双凸轮分段拟合参数进气凸轮分段拟合参数排气凸轮分段拟合参数分段分段宽度末端加速度值函数幅值阶次分段宽度末端加速度值函数幅值阶次 30/3 0 poly-f 5 3/3 0 poly-f 5 5/ -3 sinr -3 5/5-3 sinr /5-5 sinr/fillet 5/5-5 sinr 6/6-7 fillet/sinr 5/6-7 fillet 5 8/6-9 sinr 5/7-9 sinr 6 8/6 - sinr 8/7 - sinr 7 0/9-3 sinl - 0/9-3 sinl - 为了保证配气机构的良好的动力学特性, 新设计的进排气门加速度相对于原气门加速度进行优化, 通过以上设计好工作段和缓冲段参数, 得到进气门加速度图 5, 考虑到配气机构传动链长, 整个配气机构传动刚度低的特点, 在原进气门加速度的基础上, 新设计进气门开启侧正加速度与原开启侧加速度一致, 为了保持较大的丰满度, 进气门关闭侧正加速度峰值相对原加速度增大, 为了降低气门落座冲击, 新设计进气门关闭侧正加速度下降幅度比原凸轮缓慢为了避免高速时凸轮与从动件的飞脱以及凸轮与摇臂接触应力过大, 进气门开启侧负加速段比原加速度稍小, 但是由于关闭侧凸轮包角的减小, 关闭侧负加速速相对于原负加速度变大同时优化气门落座缓冲段形状为梯形加速度, 降低缓冲段加速度峰值排气门加速度开启侧和关闭侧正加速宽度和正加速度峰值与原排气门加速度一致 - -

5 5 0 5 气门加速度 /mm.rad 新设计进气门加速度原进气门加速度凸轮轴转角 /deg 图 5 进气门加速度曲线 3 双凸轮配气机构运动学分析双凸轮的进排气门加速度相对于原气门加速度的参数如图 5 和表 3, 进气门由于开启侧和关闭侧正加速度变大, 其丰满度也相应的增大排气门开启侧和关闭侧正加速度值与原排气门加速度值相当, 而其气门最大升程的降低, 其丰满度相对于原排气门相应的减少新设计方案一进排气门加速度曲线光滑, 加速度连接过渡良好, 其最大跃度相对于原进排气门最大跃度都有大幅的减少新设计进排气凸轮与摇臂的接触应力为 98 N / mm 和 980 N / mm, 相对于原进排气门接触应力 69 N / mm 和 66 N / mm 增加了将近 300 N / mm, 这是由于原单凸轮采用弧形摇臂, 圆弧半径为 9mm, 而采用滚子摇臂后, 滚子半径为 0mm, 同时由于原单凸轮接触宽度为 mm, 而滚子摇臂与凸轮接触宽度为 6.5mm, 由下面公式 () 可知, 在材料不变的情况下, 凸轮接触宽度减少凸轮曲率半径的降低会使接触应力的增加滚子摇臂与凸轮之间为滚动摩擦, 其摩擦副摩擦系数的降低, 其接触许用应力也得到提高, 滚子从动件许用应力为 Pmax < 00 N / mm, 所以凸轮与滚子摇臂的接触应力在许用范围之内表 3 双凸轮运动学参数凸轮摇臂最开 / 关闭侧气门丰满系数 K 系数最大跃度大接触应力最大正加速度 3 ( mm rad ) ( N / mm ) ( mm rad ) 原进气门 098/ / /5.9 原排气门 / / /5. 7 新进气门 / / / 新排气门 0.855/ / /.9 双凸轮配气结构动力学分析本设计由于减少了凸轮与摇臂的接触宽度, 会引起凸轮与摇臂的接触应力增加, 在动力学分析时, 重点考察凸轮曲率半径, 凸轮加速度大小对凸轮与摇臂接触应力, 气门落座力, 气门落座速度的影响 CG 机型标定转速为 8000 转, 对发动机标定转速进行动力学验证, 从图 6 可以看出, 在 8000rpm, 凸轮与摇臂接触力在工作段没有出现等于零的情况, 凸轮与摇 - 5 -

6 臂之间没有出现飞脱从图 7 可以看出进排气门落座力没用出现二次冲击, 其力值均在 000N 以下, 小于经验限值 6 倍弹簧预紧力 ( 弹簧预紧力为 9N), 在双凸轮配气机构中, 采用合金钢气门座圈, 气门落座限值为 0.6m/s, 由图 8 气门落座速度曲线可得, 进排气门落座速度分别为 0.3m/s 和 0.3m/s, 小于许用落座速度从图 7 和图 8 分析可得, 气门落座特性良好, 可有效避免气门落座冲击产生冲击噪声, 气门与气门座的可靠性得到有效的保证气门加速度 /m.s 排气门速度凸轮轴转角 /deg 图 8 气门落座速度进气门速度接触应力 /Mpa 进气凸轮接触应力排气凸轮接触应力曲轴转速 /rpm 图 9 各转速下凸轮与摇臂接触应力凸轮与滚子下摇臂之间做线接触, 接触应力许用值为 00Mpa, 其接触应力可按式 () 计算 : E σ = 0.8 m F ( + ) () W ρ ρ 径, 式中 F 为凸轮与摇臂间的法向作用力, ρ 和 ρ 分别为凸轮与摇臂在接触点的曲率半 E 为凸轮与摇臂的平均弹性模量,W 为接触线宽度凸轮与下摇臂材料与原结构保持 m 不变, 采用双凸轮后, 凸轮基圆半径减小, 曲率半径相应的也减小又由图 5 知, 新设计气门加速度曲线比原气门加速度曲线略高, 即在同一转速下凸轮与摇臂接触力 F 略高于原机, 同时凸轮与摇臂接触线宽度 W 变小, 从而使接触应力 σ 增加从图 9 可以看出, 进排气凸轮接触应力在整个转速范围许用应力均低于许用值 00Mpa, 由此可以看出, 采用双凸轮降低接触宽度以后, 不会引起凸轮与摇臂的磨损 5 实验测试验证与分析对新设计双凸轮配气机构装机进行外特性, 从图 0 可以看出, 在的各个转速内, 双凸轮发动机扭矩与原机相比, 每个转速提高了 N.m 左右, 油耗率降低了 30g/kwh 而在转速范围内, 发动机扭矩相对原机减小, 油耗率升高从表 3 看出, 采用双凸轮后, 进排气门丰满度与原机相比, 并没有大的提高, 但是采用双凸轮, 可以灵活控制发动机进排气门相位, 从表看出, 双凸轮配气机构, 排气提前角相对于原机减小了度, 有利于减少发动机中低速时的自由排气损失, 从而使总排气损失为最小同时, 进气早开角相对于原机增大 0, 在中等转速工况, 保证活塞下行时, 进气门有足够的开启面积, 使新鲜充量顺利流入气缸, 同时合适的进气早开角有扫气作用, 将一部分残余废气排出进气晚关角相对与原单凸轮机构减小了 8, 在中低转速工况下, 充分利用了进气气流惯性, 防止了过大的进气晚关角引起的进气回流从外特性图 0 可以看出, 采用此种配气相位有利于发动机中低转速下的充气效率的提高和泵气损失的减少但是有利于中低转速的配气相 - 6 -

7 位势必会影响到发动机高速时候的性能对新设计双凸轮配气机构装机进行 60 个小时强化实验, 强化实验过后解析发动机, 发动机各零部件状况良好, 如图看出凸轮工作情况正常, 无点蚀和磨损扭矩 /N.m 曲轴转速 /rpm 图 0 实测扭矩与油耗率 - 单凸轮发动机扭矩,- 双凸轮发动机扭矩 3- 单凸轮发动机油耗,3- 双凸轮发动机油耗油耗率 /g.kwh - 图强化实验后凸轮和气门样件 - 排气凸轮,- 进气凸轮 6 结论本文所利用的气门分段函数加速度法设计双配气凸轮机构, 需要从整个配气机构各零部件质量, 刚度参数的变化来考虑凸轮型线的设计以及对动力学特性的影响在原单凸轮配气机构基础上, 利用气门分段函数加速度法设计的双凸轮配气机构能够满足实际工况下可靠性要求双凸轮配气机构在保持与原单凸轮具有相近的丰满度的提前下了, 利用气门配气相位的变化可以得到良好的中低速性能在原气门配气相位的基础上, 适当减小排气提前角和进气迟后角, 有利于发动机中低转速扭矩的提高, 但有利于中低转速的气门配气相位, 会降低发动机高速性能, 应综合考虑发动机在整个转速范围内性能要求参考文献 [] 宋立权, 潘玉蕊, 唐彬, 等. 摩托车 CG 系列发动机配气凸轮最优尺度综合研究与应用 [J]. 机械工程学报, 007,3(7):~ [] 仇滔, 刘兴华, 刘福水, 等. 摩托车配气机构的磨损分析及改进设计研究 [J]. 内燃机工程,008,9(): 5~5 [3] 张力, 文君竹, 苏伟, 等. 摩托车可变配气正时发动机的循环仿真与分析 [J]. 农业机械学报,006,37(0): 3~6 [] 何振俊, 李雪峰. 基于 MATLAB 的高次多项式凸轮型线优化设计 [J]. 机械科学与技术,008,7(0): ~ [5] 吴兆汉, 汪长民, 林桐藩, 等. 内燃机设计 [M]. 北京 : 北京理工大学出版社,990:33~33 [6] Dalpiaz.G, Rivola A.A non-linear elastodynamic model of a desmodromic valve train[j].mechanism and Machine Theory,000,35():55~

8 Design of Double Cam and Roller Rocker Valve Train in Motorcycle of CG Engine Zhang Li, Huang Xinhua, Wu Guohui, Huang Yongsheng, Wang Xianguo College of Mechanical Engineering, Chongqing University, Chongqing(00030) Armor Technique Institute,Changchun(307) 3 Chongqing Zongshen Power Machinery Co., Ltd,Chongqing(00030) Abstract Motorcycle CG engine intake and exhaust process are controlled by a single cam,which can not meet the market's performance and emissions requirements. This research is based on of the valve train with side-mounted camshaft, revised the arc rock arm to the roller rocker arm,separated the original single-cam for the intake and exhaust double-cam. Valve section acceleration function method is used to redesign the intake and exhaust cam and the valve timing, the new design of the cam for calculation and analysis of kinematics and dynamics to ensure that the new design double-cam valve train with good reliability. Experimental study of using double-cam engine to the power sector, economy, reliability affect. The new design of double-cam valve train to achieve the practical application of engineering. Key words:valve train;cam design;piecewise function;roller rocker;valve timing 作者简介 : 张力 (968 ), 男, 重庆大学教授, 博士生导师, 主要研究方向为内燃机结构设计, 内燃机燃烧测试等 - 8 -

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