電控可變氣門驅動機構設計設計說明

1、中北大學2015屆畢業(yè)設計說明書1 引言現在，能源的枯竭和環(huán)境的污染正困擾著汽車工業(yè)的發(fā)展前景。汽車發(fā)動機的配氣相位對其動力性、經濟性以及排氣污染都有重要的影響，對于普通汽車發(fā)動機，發(fā)動機轉速改變將會引起氣流的速度和進排氣門早開遲閉的絕對時間的變化，因為凸輪軸驅動發(fā)動機驅動氣門，進氣門、排氣門的早開角、遲閉角保持不變，這將導致發(fā)動機只能在一個轉速范圍內保持配氣機構的最佳相位，而在發(fā)動機處于極低轉速或者極高轉速時，其配氣相位處于不太合適的位置。發(fā)動機低速運轉時，會由于氣門疊開角大于理想值，導致廢氣帶走部分新鮮混合氣，從而油耗和排污將增加；高速運轉時，因為氣門疊開角比理想值小，進氣量不足，發(fā)動機的

2、最大功率將會被限制。為了保護環(huán)境，人類的可持續(xù)發(fā)展，低能源和低能耗將是汽車發(fā)展的方向，這對發(fā)動機在保證良好動力性的同時，又要使燃油的消耗量降低提出了要求。因此我們需要設計出一套可變氣門驅動機構對氣門正時、氣門開啟持續(xù)時間及氣門升程等參數中的一個或多個隨發(fā)動機的工況變化進行隨時調節(jié)，即同時也要改變配氣相位角。當位于最佳的配氣相位時，發(fā)動機能在很短的換氣時間內充入最多的新鮮空氣（可燃混合氣），排氣阻力也會減小，廢氣殘留量也會最少，從而使燃油經濟性提高，扭矩和功率特性將會變高，汽車怠速穩(wěn)定性也會變高，尾氣排放降低。配氣相位是指發(fā)動機的進氣門和排氣門的開啟開始與關閉終止的時刻，一般用曲軸轉角來表示。發(fā)

3、動機運行時的轉速很高，對于四沖程發(fā)動機來說，一個工作行程僅需千分之幾秒，這么短暫的時間往往會導致發(fā)動機進氣不充足，排氣不干凈，從而使功率下降。為了解決這個難題，設計師想出了一個辦法：采用進，排氣門的開啟時間變長，氣體的進出容量增大來改善進，排氣門的工作狀態(tài)，從而使發(fā)動機的性能提高。圖1.配氣相位圖 從上圖配氣相位圖上我們可以看到活塞從上止點移到下正點的進氣過程中（綠色），進氣門會提前開啟（）和延遲關閉（）。當發(fā)動機作功完畢，活塞從下止點移到上止點的排氣過程中（桔色），排氣門會提前開啟（）和延遲關閉（）。 顯而易見，使氣門開啟時間延長的做法，將會使一個進氣門和排氣門同時開啟，這種情況配氣相位上稱

4、為“重疊階段”，可能會導致廢氣倒流。尤其是在在發(fā)動機的轉速低于1000轉以下的怠速時候最明顯（怠速工作下的“重疊階段”時間是中等速度工作條件下的7倍）。很容易造成怠速工作不暢順，振動過大，功率下降等問題。特別是有的采用四氣門的發(fā)動機，由于“簾區(qū)”值過大，“重疊階段”更容易造成怠速運轉不暢順的現象。為了解決這個問題，工程師就以“變”對“變”，提出了“可變式”的氣門驅動機構。本次我在查閱資料的基礎上設計了這樣一套驅動系統(tǒng)，來對氣門正時和氣門升程，氣門開啟速度進行靈活控制。2 可變氣門正時控制機構的設計2.1氣門正時技術汽車發(fā)動機的配氣相位對其動力性、經濟性以及排氣污染都有重要的影響，對于普通汽車發(fā)

5、動機，發(fā)動機轉速改變將會引起氣流的速度和進排氣門早開遲閉的絕對時間的變化，因為凸輪軸驅動發(fā)動機驅動氣門，進氣門、排氣門的早開角、遲閉角保持不變，這將導致發(fā)動機只能在一個轉速范圍內保持配氣機構的最佳相位，而在發(fā)動機處于極低轉速或者極高轉速時，其配氣相位處于不太合適的位置。發(fā)動機低速運轉時，會由于氣門疊開角大于理想值，導致廢氣帶走部分新鮮混合氣，從而油耗和排污將增加；高速運轉時，因為氣門疊開角比理想值小，進氣量不足，發(fā)動機的最大功率將會被限制。為了改變這種現狀，工程師們提出了可變氣門正時技術。最近這些年，發(fā)動機可變氣門正時技術(vvt, variable valve timing)作為新技術中的一

6、種被逐漸應用于汽車發(fā)動機上，發(fā)動機采用可變氣門正時技術可以提高進氣充量，增加充量系數增加，使發(fā)動機的扭矩和功率進一步提高。2.2氣門正時控制機構 該機構中，發(fā)動機進氣凸輪的相位是可以變化的。圖2所示為氣門正時機構的簡圖圖2.1 氣門正時機構簡圖發(fā)動機曲軸的旋轉通過正時帶和正時帶輪傳到進排氣凸輪軸。如圖所示，本機構采用變頻電機代替實際發(fā)動機驅動配氣機構。在無凸輪發(fā)動機中，由于氣門運動直接受電磁驅動機構控制，氣門的運動性能受到氣體燃燒的影響。在氣門-凸輪式發(fā)動機中，為了防止彈簧反跳和飛脫，氣門彈簧需設定一合適的初始壓縮量()，則彈簧恢復力，其中k為氣門彈簧剛度，x為凸輪運動時彈簧位移。彈簧力必須大

7、于氣門的慣性力，這主要取決于安全系數。因為發(fā)動機燃燒的影響被考慮在了安全系數之內，可以忽略不記，這就意味著在傳統(tǒng)發(fā)動機中氣門的運動規(guī)律只取決于凸輪輪廓。所以，用電機代替發(fā)動機來校核控制性能是可行的。本系統(tǒng)中，正時帶輪的內部是行星齒輪機構，并且通過該機構將正時帶輪的轉動傳遞到凸輪軸。因為太陽輪的一根軸與控制電機通過蝸輪傳動機構相連，控制電機可以轉動太陽輪，而由凸輪傳向控制電機的力矩則被渦輪鎖止?？刂齐姍C安裝在發(fā)動機機體上，由于控制電機可以改變凸輪的轉動角度，從而進排氣門的相位得到控制。緊湊的機構對于發(fā)動機而言是理想的。本文論述了一種結構緊湊且包含前文所述行星齒輪機構的氣門正時控制機構，如圖3所示

8、。在帶輪內部，兩個行星齒輪與帶輪的內齒相嚙合，兩行星齒輪的軸與一根有軸（圖3所示輸出軸）的連桿連接在一起，且該輸出軸與凸輪軸相連。正時帶輪的旋轉按照一定的傳動比傳到凸輪軸。行星齒輪的內部與一個連接有渦輪的太陽輪嚙合，渦輪與蝸桿（圖3所示輸入軸）相嚙合，控制電機安裝在臺架（實際運用時為發(fā)動機）上并與蝸桿相連。因此，當控制電機轉動時，旋轉運動通過渦輪傳到太陽輪，進排氣門的相位就會改變。在該機構中，如果控制電機不轉動，渦輪蝸桿機構就會將太陽輪鎖止，因而曲軸的轉動就會直接傳到凸輪軸。當需要改變配氣相位時，驅動電機就可以控制氣門正時了。圖2.2 行星齒輪式帶輪機構 通過查閱資料以及課本，給出了如下表一的

9、數據。表1列出了行星齒輪的尺寸參數，表示太陽輪a的齒數，指行星輪b的齒數，指內齒輪c的齒數。當太陽輪固定時，內齒輪與連桿之間的傳動比是 。即，正時帶輪每轉動一圈，凸輪軸隨之轉動0.8圈。發(fā)動機內凸輪軸與曲軸的轉速比應該是1/2，而驅動電機的帶輪齒數為30。由于本系統(tǒng)擁有緊湊的齒輪減速機構，較之傳統(tǒng)的發(fā)動機，其尺寸要小。表1 行星齒輪機構尺寸太陽輪a，行星輪b, 內齒輪c, 帶輪齒輪型式常規(guī)常規(guī)常規(guī)xl型模數111壓力角（）202020齒數16246448節(jié)圓直徑（mm）16246477.62當內齒輪固定時，太陽輪與連桿之間的傳動比：。緊湊型的電機對發(fā)動機是有益的，并且行星齒輪的運動需由控制電機

10、來鎖止?？紤]到這一情況以及控制運行速度的需要，渦桿與蝸輪的齒數比被設定為1/30。因此，當與太陽輪相連的控制軸轉動150轉時，凸輪軸只轉動一周。3 可變氣門升程機構設計3.1可變氣門升程技術 可變氣門升程另一種說法，即vvt技術。普通的的汽油發(fā)動機的氣門升程是不可變的。即凸輪軸的凸輪型線只有一種。這就使該升程不可能使發(fā)動機在高速范圍和低速范圍都獲得良好響應。普通汽油發(fā)動機的氣門升程凸輪型線設計是對發(fā)動機在全工況下的平衡性選擇。其結果是發(fā)動機既獲得不了最佳的高速效率，也得不到最佳的低速扭矩，但可以得到全工況下最平衡的性能。vvt的采用，讓發(fā)動機的氣門升程在高速區(qū)和低速區(qū)都能得了滿足，從而發(fā)動機高

11、速功率和低速扭矩也得到了改善。3.2.可變氣門升程機構 如圖3.1，圖3.2所示為可變氣門升程的原理圖，同傳統(tǒng)的凸輪連桿控制結構不同，雖也是樣采用凸輪軸和搖臂等元件，但凸輪與搖臂的數目及控制方法和傳統(tǒng)發(fā)動機相比有很大不同。除了基本的2個氣門的一對凸輪和和一對搖臂外，該系統(tǒng)增加了一個較高的中間凸輪及相 圖3.1凸輪輪廓 圖3.2可變氣門升程機構應的搖臂，液壓控制移動的小活塞裝在搖臂內部。發(fā)動機以較低速度運行時，小活塞處于不動，此時3個搖臂分離，左右2個凸輪分別推動與之相應的搖臂，來控制2個進氣門的開閉，此時的氣門升程較小。由于中間搖臂已與左右兩臂分離，因此這兩個臂不受它的控制，所以氣門的開閉狀態(tài)

12、不會受其影響。但當發(fā)動機的轉速比較大時，發(fā)動機電腦會指揮電磁閥啟動液壓系統(tǒng)，推動搖臂內的小活塞，使3個搖臂形成一個整體體，這樣左右兩邊凸輪處于輪空狀態(tài)，整個由中間凸輪帶動。因為中間凸輪比左右凸輪高，升程大，所以進氣門開啟時間延長，升程也隨之增大。當發(fā)動機轉速比較小于設定值時，搖臂內的液壓會降低，電腦控制活回位彈簧作用在活塞上，活塞回到原位，3個搖臂分開。 發(fā)動機電腦控制整個機構，轉速、進氣壓力、車速及冷卻液溫度等信息傳到電腦并由電腦進行處理，輸出對應的信號，由電磁閥調節(jié)搖臂活塞液壓系統(tǒng)，從而使發(fā)動機在不同的轉速工況下由不同的凸輪控制，改變進氣門的開度和時間，來控制氣門升程的大小。3.2.1凸輪

13、的設計1、設計凸輪時應該有如下幾點要求：1) 配氣相位要合適。它能顧及到發(fā)動機功率、扭矩、轉速、燃油消耗量、怠速和啟動等各方面的性能要求。2) 時間面積值應盡可能大些，這樣發(fā)動機會具有良好的充氣性能。3) 應該有連續(xù)變化的加速度，并且加速度不宜太大。4) 具有恰當的氣門落座速度，以免氣門和氣門座的過度磨損和損壞。5) 應使配氣機構在所有工作轉速范圍內都在平穩(wěn)工作，不產生脫離現象和過大的振動。6) 工作時噪聲較小。7) 應使氣門彈簧產生共振的傾向達到最小程度。8) 應使配氣機構各傳動零件受力和磨損較小，工作可靠，使用期長。2. 凸輪的選材凸輪軸各部分工作條件不同，因此所要求的材料機械性能也不盡相

14、同。例如凸輪工作時與挺住接觸，受到擠壓和磨損，要求耐疲勞耐磨損并能與挺住材料匹配。對于整體凸輪軸材料料根據凸輪的要求來選擇。 凸輪軸的材料科選用45、45mn等中碳鋼或20、20mn等低碳鋼。對于強化內燃機一般用18crmnti、20cr、22crmnmo等低碳合金鋼或50mn中碳鋼制造。對于中碳鋼凸輪工作表面要進行中頻淬火，低碳合金鋼應進行表面滲碳淬火，使表面硬度達到hrc5263。為了保證凸輪軸本身有一定的韌性，其表面及中心硬度不大于hrc3040。當凸輪軸用鋼制造時，挺住工作面乳癰冷激硬化合金鑄鐵制造，則匹配工作性能較好。本設計中選用冷激鑄鐵3.凸輪的主要參數凸輪的主要參數有凸輪作用角、

15、挺住最大升程、基圓半徑、氣門間隙，挺住滾子直徑d0。1.凸輪作用角凸輪作用角指凸輪工作段所占凸輪基圓圓周角，它是由配氣正時要求決定的，可根據熱計算初選決定通常配氣正時是用曲軸轉角表示的；應換算成凸輪作用角n。由于四沖程內燃機的凸輪轉速時曲軸的一半，故： 進（排）氣門提前開啟角（曲軸轉角）；進（排）氣門遲后關閉角（曲軸轉角）。 查表可得進氣提前角26進氣滯后角55排氣提前角66排氣滯后角15 2.挺住最大升程挺住升程與氣門升程之間存在搖臂比的比例關系。氣門升程增大使氣門通流截面面積增加。如前所述，當氣門通流截面的面積等于氣道喉口截面面積時，氣門通流截面對氣流影響較小。因此，此時的氣門通流截面面積

16、為最大值，其對應的氣門升程為最大升程，則 ；搖臂比i=1.4式中=11.6；（查表系列氣門最大升程為8.3m） 3.凸輪基圓半徑凸輪基圓半徑，為缸徑。4.氣門間隙為使氣門在內燃機任何工況下能夠緊密關閉，機構留有間隙。氣門間隙的大小，與配氣機構的結構形式，氣缸及汽缸蓋的材料和結構有關，一半氣門冷態(tài)間隙為氣門間隙換算到凸輪上，則為實際基圓到工作段始點的挺住升程 。5.挺住滾子直徑d0 一般d0=(0.81.5)htax，本設計中取的、d0=9mm。6.應該使凸輪最小曲率半徑不小于2mm，以保證接觸應力較低，減少摩擦。3.2.2緩沖曲線的設計 由于配氣機構中的氣門在很高的溫度下工作，從冷態(tài)到熱態(tài)將會

17、產生較大的熱變形，為保證氣門關閉可靠，氣門與搖臂間必須留有一定的間隙，一般配氣機構間隙冷態(tài)時為0.030.05倍的氣門最大有效升程，與此相對應，把凸輪的理論基圓半徑減小0.20.4mm，形成實際基圓，再用一曲線光滑連接實際基圓和工作段，這段曲線稱為緩沖曲線。設計緩沖曲線應保證緩沖曲線與基圓和工作段的光滑連接，即在接點處相切且在該點附近挺柱速度足夠小，以減小配氣機構的撞擊，因此對氣門落座速度應進行限制。但落座速度也不能過小，否則不利于氣門撞碎氣門座上的雜質; 此外，在緩沖段接近終點時，升程變化過于平緩，當配氣機構間隙略有變化時，造成氣門啟閉時刻有較大變化。一般氣門開啟或關閉時的挺柱速度在0.01

18、270.0524mm之間，緩沖曲線所占凸輪轉角在之間。選定的應與緩沖段終點處的挺柱升程及緩沖段的函數表達式綜合考慮。常用的緩沖段曲線有：等加速型、等加速-等速型、余弦型及擺線型等。接下來介紹下等加速-等速型緩沖曲線，挺住升程、速度和加速度計算如下：等加速段 （3.1） （3.2） （3.3）等速段 （3.4） (3.5) (3.6)式中 -挺住升程對凸輪轉角的一階導數（mm/rad）； -挺住升程對凸輪轉角的二階導數（）； -緩沖段終點的挺住升程（慢慢）； -比例系數，； -緩沖段張角（rad）。一般高速強化發(fā)動機，應采用等加速等速型緩沖曲線為宜。它具有以下的特點：（1） 緩沖段終點的加速度為

19、零，沖擊和噪聲較小；（2） 在氣門的開啟或關閉側，氣門間隙和配氣機構剛度的變化不大； 影響挺柱的速度和加速度，對配氣正時的影響也不明顯；（3） 緩沖段曲線終點時挺住升程對凸輪轉角的二階、三階導數均為零，所以它可以與凸輪基本輪廓線較好的銜接。3.2.3 凸輪工作段運動曲線設計發(fā)動機對配氣凸輪外形設計的要求歸根到底為對從動件運動規(guī)律的要求。而從動件升程規(guī)律的微小差異會導致加速度規(guī)律的很大變動，因此加速度規(guī)律的確定最為重要。如前所述，從動件運動規(guī)律型式有多種，在內燃機上常用的有多項式高次方型、復合正弦拋物線加速度型、多項式低次方型、復合擺線型、多項動力修正型、n次諧波型、樣條函數型等。復合正弦拋物線

20、加速度函數凸輪因為具有比較可靠的綜合性能，同時計算又不過于復雜，因而得到了較多的應用。這種凸輪的挺柱運動規(guī)律如圖3-1所示。運動規(guī)律的工作段由三段組成，各區(qū)段的凸輪轉角為中:和，挺柱加速度曲線第一段為1/2正弦函數，第二段為1/4長周期正弦函數，其頂部段由4次拋物線組成。為緩沖段凸輪轉角。挺柱的升程、速度、加速度的計算如下:（1）緩沖段(設為余弦型緩沖曲線)() (3.7)(2)第一工作段(1/2正弦曲線正加速） （3.8）（3）腹部第二工作段（1/4波正弦曲線負加速度） （3.9）（4）頂部工作段（拋物線曲線，負加速度主要部分） (3.10)凸輪工作段升程、速度、加速度曲線見圖3-1，3-2

21、，3-3圖3-1 凸輪工作段升程曲線圖3-2 凸輪工作段速度曲線圖3-3 凸輪工作段加速度曲線式中 ,待定系數，決定于運動便捷條件； 、-緩沖段終點的挺住升程及挺住最大有效升程（mm）； -挺住在運動曲線每一段起點算起的凸輪轉角(rad)(; -相應工作段挺住升程； -相應工作段挺住速度 -相應工作段的挺住加速度 根據運動規(guī)律連續(xù)性的邊界條件，即在各區(qū)段交接點上挺住升程、速度、加速度對應相等，由這些邊界條件得到下列方程組： （3.11）式中 -相應工作段的試點與終點挺住升程（mm）； -相應工作段的始點與終點挺住速度（mm/rad）； -相應工作段的始點與終點挺住加速度。 上式所列的六個方程組

22、中有七個待定系數為未知數，還應補充一個條件才可求解。補充的條件可對負加速度段的主要部分的負加速度曲線形狀加以適當限制而得出。取 （3.12） 由（3-6）得 （3.13）由（3-5）、（37）兩個方程組得： （3.14）式中 復合正弦拋物線加速度凸輪設計時的原始參數是工作段的凸輪轉角，緩沖段最大升程hr，挺住最大有效升程，緩沖段終點挺住速度。為了獲得比較適當的凸輪外形，使加速度曲線在整個工作區(qū)段范圍內盡可能圓滑，根據實踐統(tǒng)計資料，一般可取其中是振幅加速度段所占角度的比值，它對復合正弦拋物線函數凸輪的性能有很大的影響，必須仔細選擇。此比值對高速發(fā)動機應取下限，對于低速發(fā)動機取上限。凸輪外形的最小

23、曲率半徑： （3.15）式中為凸輪基圓半徑。3.2.4 工作段凸輪型線坐標計算1）凸輪的理論輪廓線方程 （3.10）式中：為基圓半徑，為推桿產生的相應位移，為推桿產生的位移時凸輪轉過的角度。因為工作廓線與理論廓線在法線方向的距離等于滾子半徑 ，故當已知理論廓線上任意一點（x，y）時，只要沿里輪廓線在該店的法線方向上的相應點（）。由高等數學可知，理論廓線此點處法線的斜率應為 （3.11）根據式（3-10）有 （3.12）可得 （3.13）工作廓線上對應點的坐標為 （3.14）此即為凸輪的工作廓線方程。4 凸輪軸的設計4.1軸的軸頸的設計本設計中采用全支撐凸輪軸，即每缸有2個支撐，全支撐凸輪軸抗彎

24、剛度好。因凸輪軸最高位置距離中心=15.3+8.73=24.03mm，所以軸頸暫取50mm。4.2進排氣凸輪之間距離及支撐與凸輪之間距離的設計 進、排凸輪之間軸向的位置取決于進、排氣門挺柱之間的距離，取=46mm，支撐與凸輪之間的距離=22mm，見圖4.2.1圖4.2.14.3凸輪軸的校核凸輪軸作為機構的驅動件，承受著很大的扭矩和彎曲力矩，因此，必須對設計完的軸進行校核。4.3.1凸輪軸的強度校核1 按照扭轉強度條件計算按軸所受的扭矩來計算軸的強度。軸的扭轉強度條件為： （4.1）式中：-扭轉應力，mpa； -軸所受的扭矩，nmm； -軸的抗扭截面系數，；-軸的轉速，r/min；-軸傳遞的功率

25、，kw； -許用扭轉切應力，mpa。式中： t=f*l （4.2）f=512nl=45mm所以 t=f*l=512*45=23040nmm （4.3）軸的最小直徑在開鍵槽處，即d=30mm =16.3 （4.4）查機械設計手冊知：為3555之間，故所以，本設計合格。2 按彎矩合成強度計算通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，外載荷和支反力的作用位置已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可以按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核。由材料力學知： （4.5）已知軸的彎矩和扭矩，可以按第三強度理論計算應力： （4.6）由于彎矩和扭矩所產生的彎曲應力是循環(huán)變應力，引入折合系數，則計算應力為： （4

26、.7）式中的彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時，取0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取0.6；若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力，則取=1，此處取=1。對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為： （4.8）扭轉切應力為： （4.9）將和代入式（4-11），則軸的彎曲合成強度條件為： (4.10)式中：為軸的計算應力，mpa；m為軸所受的彎矩，nmm。w為軸的抗彎截面系數，圓柱是新軸的計算方法為： （4.11）將式（4-7）（4-9）、（4-15）代入（4-14）得所以，本次彎矩校核合格。4.3.2凸輪軸的剛度校核 凸輪軸在氣門挺柱的作用力下，將產生彎曲和扭轉變形。若變形量超過允許的限度，

27、就會影響凸輪的正常工作，進而影響發(fā)動機的性能。因此，在設計凸輪軸時，必須進行剛度校核計算。軸的彎曲剛度以撓度或偏轉角來度量；扭轉剛度以扭轉角來度量。1、軸的彎曲剛度校核由材料力學的知道可知最大撓度計算公式：在處， （4.12）偏轉角 （4.13） （4.14） 確定公式內各值：f=512ne為材料的彈性模量e=173gpai為截面系數，對于圓柱實心軸 （4.15） l和b由簡圖可知： l=60mm b=20mm代入式（4-25），（4-27） =-0.0009mm （4.16）=0.0404=0.00075rad (4.17)根據機械設計手冊，對剛度要求比較嚴格的軸，允許撓度為0.0002*l

28、，所以此軸段的允許撓度為0.0002*60=0.012mm，允許的偏轉角0.005rad。所以，此軸的彎曲剛度校核合格。 2、凸輪軸的扭轉剛度校核軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。圓軸扭轉角的計算公式為： （4.18）式中： t軸所受的扭矩，n*mm；t=23040nmm g軸的材料的剪切彈性模量，mpa，對于鋼材，；軸截面的極慣性矩，mm4，對于圓軸 （4.19）代入式（4.31）得：=0.05（）/mm根據機械設計手冊，對于精密傳動軸，可取=0.25-0.5（）/mm25，所以，此軸的扭轉剛度也合格。5 搖臂的設計5.1搖臂的工作原理 搖臂是推桿和氣門之間的傳動件，它是推桿傳來的力改變方

29、向后作用于氣門尾部以推開氣門。 5.2搖臂的結構 搖臂的幾何尺寸決定于氣門和凸輪軸的相對位置。為了獲得較輕的質量剛性好的結構，往往才有t字型的或者i字型的斷面。采用的就是t字型搖臂斷面。5.3搖臂比 搖臂有長、短臂之分，長短之比成為搖臂比，其值在1.6左右。長臂推動氣門的桿端，短臂端螺孔中裝有氣門間隙調節(jié)螺釘和鎖緊螺母，氣門間隙調節(jié)螺釘的球頭與推桿上端凹球端頭接觸，本次選用搖臂比：46/32=1.43。5.4搖臂潤滑 搖臂依靠搖臂軸支撐在搖臂支座上，搖臂上鉆有油孔，搖臂軸為中空型，機油由支座油道經搖臂軸內腔潤滑到搖臂的襯套，然后從搖臂上油道上流出，滴落在搖臂兩端進行潤滑。5.5搖臂的材料 所采

30、用的材料是qt602搖臂在與氣門的尾部接觸時既有滾動又有滑動，所以對材料的要求是要耐磨，為了防止磨損影響正常的配氣相位，故該表面要求淬火熱處理的工藝。5.6 搖臂與氣門桿頂面間接觸應力的計算 式中 氣門桿頂面上的最大作用力（kgf）； r搖臂敲擊部分的球面半徑（mm）； 搖臂與氣門頂面間的許用接觸應力：。搖臂斷面a-a中的總應力為： （如圖） =400 式中 氣門上的最大作用力； 氣門側搖臂計算斷面的斷面模數； 氣門側搖臂斷面的面積； a1從計算斷面重心到作用力的垂直距離 a2作用力的垂直線與計算斷面a-a的夾角；斷面b_b中的總應力： =420式中 氣門上的最大作用力； 氣門側搖臂計算斷面的

31、斷面模數； 氣門側搖臂斷面的面積； a1從計算斷面重心到作用力的垂直距離 a2作用力的垂直線與計算斷面a-a的夾角； 上述應力的許用值如下： （1）鑄鐵： （2）鍛造碳鋼： （3）鍛造合金鋼： (4) 鑄鋼： （5）輕合金：對于選擇（4）式中的。6 可變氣門的控制6.1可變氣門正時控制機構中，正時帶輪的內部是行星齒輪機構，并且通過該機構將正時帶輪的轉動傳遞到凸輪軸。因為太陽輪的一根軸與控制電機通過蝸輪傳動機構相連，控制電機可以轉動太陽輪，而由凸輪傳向控制電機的力矩則被渦輪鎖止?？刂齐姍C安裝在發(fā)動機機體上，由于控制電機可以改變凸輪的轉動角度，從而進排氣門的相位得到控制。緊湊的機構對于發(fā)動機而言是

32、理想的。本文論述了一種結構緊湊且包含前文所述行星齒輪機構的氣門正時控制機構，如圖2.1所示。在帶輪內部，兩個行星齒輪與帶輪的內齒相嚙合，兩行星齒輪的軸與一根有軸（所示2.2輸出軸）的連桿連接在一起，且該輸出軸與凸輪軸相連。正時帶輪的旋轉按照一定的傳動比傳到凸輪軸。行星齒輪的內部與一個連接有渦輪的太陽輪嚙合，渦輪與蝸桿（圖-2所示輸入軸）相嚙合，控制電機安裝在臺架（實際運用時為發(fā)動機）上并與蝸桿相連。因此，當控制電機轉動時，旋轉運動通過渦輪傳到太陽輪，進排氣門的相位就會改變。在該機構中，如果控制電機不轉動，渦輪蝸桿機構就會將太陽輪鎖止，因而曲軸的轉動就會直接傳到凸輪軸。當需要改變配氣相位時，驅動

33、電機就可以控制氣門正時了。6.2可變氣門升程控制如下圖，所示為可變氣門升程的原理圖，同傳統(tǒng)的凸輪連桿控制結構不同，雖也是樣采用凸輪軸和搖臂等元件，但凸輪與搖臂的數目及控制方法和傳統(tǒng)發(fā)動機相比有很大不同。除了基本的2個氣門的一對凸輪和和一對搖臂外，該系統(tǒng)增加了一個較高的中間凸輪及相應的搖臂，液壓控制移動的小活塞裝在搖臂內部。發(fā)動機以較低速度運行時，小活塞處于不動，此時3個搖臂分離，左右2個凸輪分別推動與之相應的搖臂，來控制2個進氣門的開閉，此時的氣門升程較小。由于中間搖臂已與左右高速運行時兩臂分離，因此這兩個臂不受它的控制，所以氣門的開閉狀態(tài)不會受其影響。但當發(fā)動機的轉速比較大時，發(fā)動機電腦會指

34、揮電磁閥啟動液壓系統(tǒng)，推動搖臂內的小活塞，使3個搖臂形成一個整體體，這樣左右兩邊凸輪處于輪空狀態(tài)，整個由中間凸輪帶動。因為中間凸輪比左右凸輪高，升程大，所以進氣門開啟時間延長，升程也隨之增大。當發(fā)動機轉速比較小于設定值時，搖臂內的液壓會降低，電腦控制活回位彈簧作用在活塞上，活塞回到原位，3個搖臂分開。 發(fā)動機電腦控制整個機構，轉速、進氣壓力、車速及冷卻液溫度等信息傳到電腦并由電腦進行處理，輸出相應的控制信號，通過電磁閥調節(jié)搖臂活塞液壓系統(tǒng)，使發(fā)動機在不同的轉速工況下由不同的凸輪控制，來控制進氣門的開度和時間，從而控制氣門升程的大小。7 機構的不足及改進7.1本機構的不足 本機構的設計改變配氣相

35、位只是階段性的，改變配氣相位只是在某一轉速下的跳躍，而不是在一段轉速范圍內連續(xù)可變。7.2本機構的改進 在本機構的基礎上，增加一組氣門凸輪軸正時可變控制機構，即vtc。vtc系統(tǒng)由vtc作動器、vtc油壓控制閥、各種傳感器以及ecu組成。vtc作動器、vtc油壓控制閥可根據ecu的信號產生動作，使進氣凸輪軸的相位連續(xù)變化。可讓令氣門重疊時間更加精確，保證進、排氣門最佳重疊時間，可將發(fā)動機功率提高20%。8 總結 本次設計，我采用在傳統(tǒng)兩凸輪控制的基礎上，中間增加了一個大的凸輪，通過活塞控制搖臂與凸輪的配合來控制可變氣門的正時及升程。由于這種控制是階段性的，相位的改變只是在一種情況下跳躍，因此需要改進。在此基礎上，我增加了一個vtc控制機構，該機構很好的讓凸輪軸的相位連續(xù)變化，保證了最佳的進排氣氣門重疊時間，大大提高了發(fā)動機的功率。