配气机构范文（精选9篇）

配气机构 第1篇

一台车用柴油机在怠速或减小油门时前端出现“铛、铛”的敲击声, 中、大油门时不明显。检查发现机油压力怠速时50kPa, 额定转速时100kPa。说明敲击声不是敲缸声, 很可能是正时齿轮室内惰轮等件出了问题。因为惰轮轴上有直接与主油道相通的润滑油槽, 惰轮摆动影响到该轴与套的配合间隙, 使泄油量加大, 使机油压力降低。进一步拆卸检查, 发现惰轮铸铁挡片损坏, 惰轮因摆动而断续地撞击齿轮室罩盖。拆开齿轮室罩盖, 更换惰轮轴、轴套和惰轮挡片, 惰轮因磨损不严重, 所以反过来另做标记后重新使用, 调整惰轮轴向间隙为0.10～0.36mm, 用l5～25 Nm的力矩拧紧2个M816螺栓, 故障排除。

气门导管渗油引起飞车

一台车用柴油机检修后, 工作时发生飞车。检查喷油泵、调速器、油底壳机油油面、空气滤清器油盘内油面均正常。仔细检查, 原来是因换用了一个其他型号气门导管而引起的故障。因为该车的气门导管与气门杆之间的润滑是由油压指示阀回油供油, 属于强制润滑, 而新换用柴油机的气门导管上有一个4mm的孔, 导管与气门杆之间的润滑是通过该圆孔喷雾润滑。装上后, 其气门导管与气门杆之间的润滑, 既有喷雾润滑又有强制润滑, 部分的机油随气门导管进入燃烧室, 导致飞车。更换该型柴油机的气门导管故障即排除。

大修后气门间隙越来越小

某玉柴6105QC型柴油发动机大修后, 在磨合期内, 出现了气门间隙越来越小的故障, 导致气门关闭不严, 汽缸压力降低, 发动机工作无力, 动力不足。多次检查、调整气门间隙, 均不奏效。每次将气门间隙调到标准值, 发动机运行不久, 气门间隙就变小, 甚至完全消失。检查气门摇臂、气门推杆、气门挺杆、气门调整螺钉, 发现这些零件都没有磨损, 发动机的配气相位也没有发现异常。拆下汽缸盖, 发现气门的下沉量都增大了, 而在发动机维修时, 气门的下沉量是符合标准的。拆下气门, 检查气门与气门座圈的配合面, 发现气门座圈磨损相当严重, 已经将整个气门座圈磨去了一半, 而气门则基本没有磨损。由此断定, 气门间隙减小是由于气门座圈质量太差而引起的。原来该发动机大修时, 因原机气门座圈下沉量超过极限而全部换了新件, 但新气门座圈不符合质量要求, 不耐磨, 也不耐高温。发动机工作时, 由于燃烧气体的腐蚀作用, 再加上高温下的撞击, 使气门座圈磨损加剧。气门座圈磨损后, 气门间隙就会减小, 甚至完全消失。这样一来, 由于气门关闭不严, 汽缸压缩力就会降低, 柴油不能完全燃烧, 使发动机工作状况变坏, 动力不足, 严重时, 发动机甚至不能工作。

连续顶弯排气门推杆

某玉柴6105QC型柴油发动机, 大修后发动机出现第一缸排气门的推杆接连发生弯曲变形的异常情况。经检查, 此气门推杆的长度符合标准, 其硬度也符合要求;气门间隙和气门的下沉量也在标准范围内。检查发动机的配气机构, 未发现正时齿轮及各齿轮的平键有松旷现象, 即使正时齿轮出现异常, 也不会只将1缸的排气门推杆顶弯变形。几次新更换上的气门推杆仍发生弯曲变形。再检查该缸的气门、气门挺杆、气门弹簧等零件时, 果然发现该气门弹簧比其他气门弹簧的钢丝要粗一些 (发动机大修时, 因第一缸气门弹簧折断而更换此新弹簧的) 。很明显, 大修时未选用标准配件, 引起发动机1缸排气门推杆连续弯曲的结果。由于该气门弹簧钢丝太粗, 发动机运转时, 气门弹簧预压缩后, 其弹簧钢丝各圈之间的间隙过小, 导致凸轮轴的凸轮还未到达最高位置, 气门弹簧钢丝各圈之间的间隙便已消失, 使气门弹簧成为一个无弹性的刚体结构, 当凸轮继续转向最高位置时, 推杆便产生疲劳弯曲。重新更换符合标准的气门弹簧后, 故障消失。

配气凸轮轴齿轮装错引起的排气管排白烟

配气机构 第2篇

尊敬的各位评委老师：

你们辛苦啦！

我是xx号考生，我所学的专业是汽车制造与装配技术，现申请的是中职汽修实习指导教师资格，今天我说课的题目是《汽车发动机配气机构的拆装》，我将从五个方面完成我的说课：一是说教材、二是说教法、三是说学法、四是说教学过程、五是说教学反思。本课程教学地点：校汽车实训车间，计划用3课时完成教学。

一、说教材(一)教材分析

本课选自中等职业教育国家规划教材《汽车发动机构造与维修》第三章第二节，由孔宪峰主编。本书体现“讲做合一”、“边学边做”。

学情分析：中职学生的培养目标是理论够用、注重操作技能的提升，由于他们的文化水平存在差异、依赖性强、学习主动性差，所以在组织教学时要因材施教、耐心的讲解才能达到我们设定的教学效果和目的，培养出更多的实用型技能人才。根据教学大纲和培养目标确定本课的教学目标和教学重点、难点。

(二)教学目标 知识目标

熟悉配气机构的原理、结构及工作过程。能力目标 熟练掌握汽车配气机构的拆装。情感目标

培养学生善于动手，勤于动脑的学习习惯，造就团队合作的互助精神和生产实训中的安全意识。

(三)教学重点、难点

教学重点为汽车配气机构的拆装要点。教学难点为不同汽车配气机构拆装的掌握。

二、说教法

在实训课中采用“项目教学法”和“讲做合一”的教学手段来完成教学。

三、说学法

1、创设工作情境。通过填写评分作业表单，使学生主动参与实践。

2、分组练习。最大限度的为学生创造动手操作的时间和空间，通过合理的分组放置，让学生真正成为课堂的主人，通过引导学生操作规范，使他们在学中练，在练中学。

3、安全教育。根据该课题的实际操作情形，其安全教育的重点放在：

（1）工具的使用规范。（2）学生的人身安全。（3）评分作业表单如实评分。

四、教学过程

(一)操作示范(教师操作演练)在实训车间放置4台发动机及发动机翻转支架，四套发动机拆装工具。老师在其中一台发动机上作拆装演示，以283MT发动机为例来进行演示，所有学生都围在老师的旁边观看操作。

1、首先拆下张紧器固定螺栓、拆掉张紧器，然后拆汽缸盖罩螺栓，注意密封圈的保护；

2、拆下凸轮轴总成，在拆装时要注意凸轮轴轴瓦的配对，做好标记以至于安装时顺序才不会打乱；

3、拆下汽缸盖总成，在拆卸螺栓时应从发动机四周对角螺栓开始，分几次拧松，安装时亦然；

4、拆下挺柱（注意挺柱序号与缸数序号对应做好标记）

5、用专用工作拆下气门组件。（注意专用工具的使用操作规范）(二)学生实训操作

1、分组、分角色训练，教师巡回观察、引导。(分组课前已分好)

2、实操训练工位共32人,细分4组、每组8人。

3、动手操作2人、评分2人、学习汽车配气机构工作原理与结构知识4人。（经过一套流程后，互换角色进行实训）

4、根据学生情况，注意学生实际操作中出现的问题作好记录，随时纠正其错误，并做细致的讲解。重复的训练，以达到学生正确规范操作。

5、学生填写好作业表单，如实的自评与互评。

（三）板书设计

1、课题《汽车配气机构的拆装》在黑板顶端中间。

2、在黑板左上部分把配气机构的拆装方法步骤分别列出来，并打出相关的着重符号。

3、在黑板左下端把拆装的注意事项一一列举出来。

4、归纳与总结在黑板靠右上部分。

5、布置作业。

五、教学反思

1、学生的组织纪律性得到加强，独立操作性得到提高。

2、每个工位学生人数较多，当天的实操课程内容有时不能及时完成，注重没完成学生的情况。

配气机构 第3篇

【摘 要】随着我国汽车工业的不断发展，汽车在使用过程中可能会遇到的问题种类不断增多。本文重点对汽车发动机的配气机构的故障进行描述，并就处理分析方法进行简单罗列。

【关键词】发动机；配气机构；故障；处理分析；积炭；气门间隙

0.引言

随着汽车保有量不断增加，人们对汽车的质量提出了更高的要求。汽车的组成部件中，配气机构非常重要。配气机构主要是通过控制空气的进入，对发动机的发功功率产生影响。随着汽车本身的油路、温度环境、压力环境的不断复杂化，配气机构的安全系数存在着巨大的挑战。配气机构主要是按照一定的时限进行自动开启与关闭每一个缸的进、排气门，空气通过进气门提供可燃性混合气，并将燃烧做功后形成废气，从排气门排出，实现气缸换气。在实际使用过程中，由于受到多种因素的影响，汽车的配气机构变得比较脆弱，精密的配气机构受到影响后非常容易发生故障，而它的故障将会直接导致发动机性能产生影响。

1.汽车发动机配气机构对发动机性能的影响

为了让发动机获得比较优良的性能，发动机就需要有较高的充气效率，要提高发动机的充气效率，就必然需要降低进气通道的阻力。采用加大空气滤清器、加粗化油器以及将进气道线路变直、加在进气门的直径的手段。加大进气阀直径，使进气道直线化，可以大大提高充气效率。[1]

随着汽车工业的发展，近年来出现的双顶置凸轮轴四气门配气机构受到广泛的关注，让汽车的发动机性能有了明显的提升。采用这种配气机构可以大大增加进气有效流通面积，从而提高充气效率。气门处的流通面积 与进气口的直径成正比，而不是气门头部的面积。对于一个气缸各有一个进排气门的二气门发动机而言，加大直径时，上限为进排气门直径之和低于气缸直径，从尺寸上无法装入更大的气门。而四气门发动机，两个进气门直径的和可以大于二气门的一个进气门直径。

使用每缸四气门的结构时，每一个排气门的直径较小，气门的受热面积会变小，它的机械负荷与热负荷会相应降低，使配气机构的动力性得到改善，提高转速。采用DOHC四气门机构可以有效提高发动机的充气效率，提高压缩比，提高发动机的功率。

2.汽车发动机配气机构早期损坏的主要原因

汽车发动机配气机构提前损坏的主要原因是维修数据应用不当，维修中不能合理地选择数据。简单来讲，气门与气门座的接触宽度，规定进气门为1至2.2毫米，排气门为1.5至2.5毫米，但是在实际维修过程中，人们往往会认为宽一点好，所以习惯使用上限；一般的汽车规定气门脚间隙为0.2至0.25毫米，但在调整过程中往往间隙被调的很大，超过上限时，会降低发动机的功率，甚至出现敲击声响。[2]

另外就是配气机构中气门与气门座的工作面在加工时质量就没有达到要求，这种原始错误造成了工作面容易发生烧蚀与凹陷；凸轮轴轴承在刮削过程中的间隙、接触面积与同心度都达不到要求，磨损加剧到一定程度，就会造成异响损坏；当气门导管在更换新产品时，铰削质量不符合要求，同样会影响到气门与座的使用寿命。

3.汽车发动机配气机构故障案例

汽车发动机配气机构发生故障的可能性较低，但几乎每一个车辆维修中心都会接到此类案例。丰田皇冠2.8轿车曾经发生过此类故障，该车采用V6发动机、顶置凸轮轴、可调气门间隙式配气机构，它的行驶里程为十万公里。在行驶过程中，突然发现汽车无力，车身抖动，并有发动机不易启动的特点，在后排气管中会有火星冒出。在发动机进行低速运转时，会有异响，有节奏的“嗒嗒”声音，发动机的转速提高，声音也会越来越大，中速以上声音无规律、嘈杂。[3]

造成汽车这种现象的案例一般是进排气门在开启的时刻不准确造成的，同时也存在着凸轮、推杆磨损造成气门间隙过大的可能，如果气门太小，密封不严也会造成这种情况的出现。最终经过确认为故障原因为气门间隙过大，造成气门在开启时传动组的零件和气门间产生的冲击造成的声音异响。

4.汽车发动机配气机构故障与排除

4.1气缸体密封不严

由于发动机的缸体是由上、下两个主要部分组成，再加上缸盖、油底壳，整个的缸体共有三道密封衬垫，而气缸衬垫与上、下缸体间衬垫非常重要，如果存在密封不严，将会容易引起发动机不启动、排气冒白烟、发动机不正常运转、功率不足、发动机过热、油耗高等问题。[4]

对于密封不严的问题，首先应该对气缸盖与气缸体螺栓的拧紧力进行设备检查，按照顺序进行坚固到位，故障无法根除时，需要拆卸缸体，检查气缸的衬垫，甚至更换。

4.2进气系统不严

进气系统的密封不严，会造成气压不够，从而影响到充气效率，会引起发动机功率下降、加速性能不佳以及运转不正常等问题，此时要对进气系统的密封性进行检查，重新密封。

4.3哺哺异响

在发动机正常运转工作时，发动机的上端发出清脆的“哺、哺”响声。

产生这种故障的主要原因是气门间隙过大，碰撞引起。当凸轮磨损严重时，凸轮顶格臂时会发出碰撞声。检修时需要把发动机开到低、中、高速时进行声音测听，如果都存在问题同时在速度变化时响声频率也发生变化时，则可以认定为气门异响，需要拆下气门室罩，检查并调节气门间隙。[5]

气门间隙的调整需要在气门完全关闭时进行。对于单个的气门间隙调整，首先要松开气门调整螺钉的锁紧螺母，把塞尺插入间隙，同时调整螺钉，直到塞尺稍微受力为止。对于多缸发动机，可以采用逐缸调整法与两次调整法两种调节方式。

4.4气门积炭

气门积炭与气门结构设计与燃烧过程有关，同时也与所使用燃油的品质有关，它是配气机构常见故障之一，气门积炭有可能会引起发动机难以启动，或者自然熄火、排气冒黑烟等瓿。[6]

对于气门积炭的检查方法是，要在发动机例行维护中检查气门是否有积炭的产生，有积炭的存在时，要及时进行清洗，甚至更换气门。

4.5排气门烧蚀

在汽车使用不合理的情况下，非常容易出现排气门烧蚀，它会造成汽车发动机自然熄火。它造成的原因是要是发动机长时间超负荷运转，气门磨损严重，同时伴有气缸盖、气门座的变形，气门密封性降低；另外还有可能是汽车的冷却系统不良，发动机长时间处于高温状态，引起燃油发生化学变化；最后是因为气让弹簧弹力过小，或气门间隙调整不当造成了气门烧蚀。在使用过程中应该注意保养检查，避免长时间超负荷运转，及时清理积炭。

5.汽车发动机配气机构设计

6.结语

当汽车发动机配气机构出现故障时，一定要采取科学的手段，对故障进行准确判断，并进行维修。在使用时要注意例行检查与保养。只有通过合理的方式方法，才能更好地为使用者服务。 [科]

【参考文献】

[1]李帅.发动机配气机构振动噪声研究[D].湖南大学，2012（03）.

[2]魏宇明.汽车发动机配气机构的分析设计研究[D].重庆大学，2012（04）.

[3]李世瑛.LC250摩托车发动机配气机构的开发设计研究[D].天津大学，2011（09）.

[4]吴玉民.汽车发动机配气机构的故障现象及排除[J].黑龙江科技信息，2013（16）.

[5]刘梁.发动机电磁驱动配气机构的研究[D].南京理工大学，2012（03）.

配气机构的检修方法 第4篇

1. 配气机构的作用。

配气机构的功用是按照柴油机工作循环的要求, 定时打开和关闭各气缸的进、排气门, 保证气缸及时吸入新鲜空气和排出废气;在压缩和做功行程时封闭气缸。

2. 配气机构的组成。

配气机构由气门组、传动组以及驱动组三部分组成。配气机构按气门的布置形式, 可分为顶置式和侧置式。按凸轮轴的布置位置, 可分为凸轮轴上置式和凸轮轴下置式。按曲轴和凸轮轴之间的传动方式, 可分为齿轮传动式、链传动式和齿形带传动式。按每缸气门数, 又可分为二气门式和四气门式等。

(1) 气门组。气门组包括气门、气门导管、气门锁片 (锁夹) 、气门弹簧等零件。

(2) 传动组。传动组包括摇臂、摇臂轴、推杆、挺柱等零件。

(3) 驱动组。驱动组包括凸轮轴和凸轮轴正时齿轮。

二、配气机构的检修

1. 气门的检修

柴油机在工作中, 气门始终作开启和关闭运动, 在气门关闭时还和气门座产生撞击, 气门经过一定时间工作后, 其工作面就会出现损伤, 气门工作面发生变化。特别是排气门直接受到气缸内高温气体的冲刷, 造成工作面氧化烧蚀出现斑点和凹槽, 导致气门和气门座关闭不严。气门工作面出现损伤后, 就会影响发动机的动力输出。因此, 在柴油机运转时, 发现有气门和气门座关闭不严故障, 就应及时检修, 排除故障。

(1) 使用专用的气门拆装工具, 压下气门弹簧, 拆下气门锁夹, 取下气门弹簧、弹簧座, 抽出进、排气门。如果没有专用拆装工具, 也可用两根铁管或铁棒拆卸。对拆下来的气门要做好标记, 并按顺序整齐摆放, 其他小零件不要丢失。

(2) 气门杆弯曲的检查与修理。若检查气门杆弯曲变形超过允许极限, 应校正或更换气门。气门杆弯曲校正应在压床上进行冷压校正, 方法是使弯曲拱面向上, 用压床使其产生反变形, 校压量一般为实际弯曲变形量的10倍, 保持2 min。气门杆的弯曲变形量用直线度误差表示, 一般应不大于0.03 mm。

(3) 气门磨损与烧蚀的检查与修理。气门磨损情况可通过测量气门头部厚度、气门头部直径、气门总长度和气门杆直径等的相关尺寸进行检查, 若测得尺寸不符合规定, 应更换气门。气门密封锥面有轻微斑痕、沟槽或烧蚀, 可在专用气门光磨机上进行光磨修理。修理后的气门尺寸应符合规定要求, 修理气门后还应铰修气门座, 并进行气门研磨。气门密封锥面出现斑痕、沟槽或烧蚀严重时, 应更换气门。

2. 配气相位的检查与调整

(1) 配气相位。用曲轴转角来表示进、排气门开启、关闭时刻和气门开启的延续时间, 称为柴油机的配气相位。用图解表示的相位称为配气相位图。

(2) 配气相位的检查。检查各缸的配气相位, 应在各缸气门间隙调整完毕后进行。配气相位的检查方法是: (1) 用左手捏住气门推杆的头部, 转动推杆, 右手按曲轴旋转方向缓慢转动飞轮, 当飞轮不能转动的瞬间就是该气门开启的时刻, 从曲轴前端皮带轮记号上可读出该气门的曲轴转角。 (2) 继续转动飞轮, 在气门开启的过程中, 推杆难以转动, 当曲轴转至气门关闭的瞬间, 推杆刚刚能用手轻轻转动, 此时同样可在曲轴皮带轮上估算出气门关闭的曲轴转角。对于多缸机只判断第一缸的配气相位即可。

(3) 配气相位的调整。通过检查, 若发现柴油机配气相位不合适, 可用偏位法进行总体调整。调整方法是:改变凸轮轴正时齿轮半圆键的断面形状 (将半圆键的断面形状由矩形改变为梯形) , 从而使正时齿轮与凸轮轴的位置相对提前或延后一个角度, 来达到调整配气相位的目的。

3. 凸轮轴轴向间隙的检查与调整

(1) 凸轮轴轴向间隙的检查。柴油机齿轮轮系中若使用了斜齿轮, 那么凸轮轴在工作时就会受到轴向力的作用, 即使圆柱直齿轮也难免由于加工、安装误差而受到轴向力的作用, 另外有些凸轮轴还是特殊设计和加工的, 加之凸轮轴本身受热伸长, 所以凸轮轴安装时必须预先留有一定的轴向余隙, 这一轴向余隙就是凸轮轴的轴向间隙。凸轮轴的轴向间隙过小, 凸轮轴转动不灵活, 易加速机件磨损和发热;凸轮轴的轴向间隙过大, 又容易造成机件撞击, 产生异响等不良现象。 (1) 对于止推螺钉式的凸轮轴止推装置, 应检查其止推销与销钉之间有无磨损或松动。 (2) 对于止推板式的凸轮轴止推装置, 因其是用调整环的厚度大于止推板厚度之差来调节和保证轴向移动量的, 因此, 应检查止推板与凸轮轴轴颈接触端面及齿轮轮毂接触面有无磨损。

发动机配气机构主要部件的检测 第5篇

发动机在正常工作中, 会因配气机构零件的磨损而影响正常的气门间隙。气门间隙过大, 不仅会产生不正常的工作噪声, 而且还会导致气门开启高度过小, 引起充气不足和排气不畅。为保证发动机的正常工作, 应按规定调整气门间隙。检测和调整气门间隙时, 该气门必须完全关闭, 气门挺杆落在最低位置 (即凸轮的基圆上) , 这时方可进行。顶置式气门调整摇臂端头的调整螺钉, 先松开锁紧螺母及调整螺钉, 将塞尺插入气门与摇臂或调整螺钉之间, 旋紧调整螺钉, 使塞尺被轻轻压住, 再旋紧锁紧螺母, 最后用塞尺再复检一次, 直至调整到符合原厂要求为止, 技术要求一般为0.20～0.30 mm范围。

2.气门杆的检验。

气门杆弯曲检验, 利用平板上两V型块相距100 mm搁置好气门杆, 并以百分表触头来测量。一表测气门杆的弯曲;另一表测气门头部的径向圆跳动。当弯曲度大于0.03 mm, 径向圆跳动大于0.05 mm时, 应在压床上校正。用外径千分表检查气门杆的磨损, 若超过0.125 mm, 应更换新件;或镀铬后再光磨至修理尺寸。

3.气门导管的检测。

气门密封件损坏、硬化;导管磨损严重, 使气门杆摆动量大, 破坏了气门密封件的密封性能, 机油会从气门导管窜入燃烧室而烧机油。利用百分表固定在气缸盖气门一侧, 同时提升气门头到最大升程位置, 使百分表测杆触头与气门头边缘紧贴, 在侧向推动气门头时, 观看表上指针读数, 即为实测间隙。读数值超过极限时, 应更换新件 (一般气门杆和导管允许间隙:进气门为0.02～0.12 mm, 排气门为0.02～0.15 mm) 。

气门导管检修时, 把气门杆放入气门导管测量它们之间的间隙, 比较测量的气门导管的内径和气门杆的外径, 确定它们的磨损量。如果磨损量超出0.15 mm, 则应更换气门导管。发动机工作时, 气门杆在气门导管中滑动, 气门导管起着导向作用, 使气门头部与气门座同心。当气门导管与气缸盖承孔过盈量过小, 或气门导管磨损严重, 会使气门杆与气门导管的配合间隙超过限度, 应予以更换。例如桑塔纳轿车发动机进气门与导管配合间隙为+0.035 mm～+0.070 mm, 使用极限为+1.00 mm, 排气门与导管配合间隙为+0.035 mm～+0.070 mm, 使用极限为+1.30 mm。

气门导管材料选用与气缸体相同的耐磨材料, 目前多用粉末冶金导管, 其耐磨性较好。新的气门导管外径必须大于导管承孔的内径, 过盈量为0.03～0.06 mm。气门导管使用过久, 磨损超限后应予更换。导管的更换, 应采用专用工具, 将导管小心地冲出, 以免损坏气缸盖。

4.气门弹簧的检测。

气门弹簧经长期使用后会出现断裂、歪斜、弹力减弱。气门弹簧的歪斜将影响气门关闭时的对中性, 使气门关闭不严, 容易烧蚀密封带, 并破坏气门旋转机构的正常工作。在车辆的维护和修理中, 应检查气门弹簧的技术状况。如发现其有裂损应更换新件。气门弹簧的检测可采用卡尺测量弹簧的自由长度, 如缩短超过3 mm应更换, 在3 mm之内可加垫片调整。用90°角尺检查弹簧的弯曲、变形, 超过2°的应更换, 用弹簧试验器检测气门弹簧张力是否合乎技术规范, 必要时予以更换新件。气门弹簧的外圆柱面在全长上对底面的垂直度公差为1.5 mm。

气门弹簧弹力的检测应在弹簧检验仪上进行。当弹簧弹力的减小值大于原厂规定10%时, 应予以更换。气门弹簧弹力降低, 将使气门关闭时回弹振抖, 不但影响气缸的密封性, 也容易烧蚀气门。在无弹簧的原厂数据时, 一般可采用新旧弹簧对比或测量弹簧的自由长度减少值来判断, 当其自由长度减小值超过2 mm时, 应予更换。对于气门旋转机构的检验, 如片弹簧和线圈弹簧变形、断裂、弹力减弱等应更换。

5.检查气门密封性。

常见检查气门密封性的方法有以下几种:

(1) 用铅笔画线检查气门密封性:

在研磨好后, 气门接触面宽度符合要求时, 用软铅笔在气门工作面上, 每隔5 mm均匀地画上若干道线条, 使气门工作面和与其相配的气门座工作面接触, 并转动气门1/4圈, 取出气门, 检查气门锥面上的铅笔线条。中间全部被均匀切断, 并出现有光泽的线圈光环, 则表示接触良好, 密封可靠。

(2) 用红丹油鉴别:

在气门工作面上淡淡地涂抹一薄层红丹油, 将气门压在座圈上旋转1/4圈后取出, 如气门被刮去的红丹油布满阀座接触面, 无间断现象则为合格。

(3) 用液体检验气门密封性:

将缸盖搁平, 燃烧室朝上, 将洗净后的气门插入导管, 倒入煤油 (或侧放时从进排气道倒入) , 若5 min内无渗漏现象即可表明气门密封性良好。

(4) 用仪器检查气门密封性:

490柴油机配气机构的改进设计 第6篇

柴油机的发展,已有100多年的历史,通过长时间的不断改进和更新,在向降低油耗、污染和噪声以及提高工作可靠性和延长使用寿命的方向发展。由于它效率高,适应性好、功率范围广,已广泛应用于农业、工业、交通运输业和国防建设事业。因此,柴油机工业的发展,对国民经济和国防建设都具有十分重要的意义。

我国柴油机产业自20世纪80年代以来有了较快的发展,但仍然面临许多问题。我国柴油机技术的攻关重点应放在电控技术、排放后处理技术、整机开发和匹配技术等关键技术研究和材料开发上,加快开发与配套主机更加适应的节能、节材和高可靠性的新一代机型。

鉴于490柴油机在农村市场有着广大的需求,此次改进设计针对配气机构保留原490机型上的重要参数(如转速),提高功率,要尽可能的降低成本,还要考虑到最大限度的与原490柴油机通用。降低成本的方法有很多,现采取了加大行程,减小外型及安装尺寸的方法。

在高速机上采用长行程来提高功率是非常常见的,相对于短行程来说,中低速扭矩大,功率储备增大、燃油消耗降低、排烟浓度减小,但是高速震动大。采用长行程可以提高发动机刚度和强度的上限,还可以满足发动机更高的强化要求。总之,采用长行程以后,发动机的寿命延长了,可靠度升高。

1 配气机构主要零件的设计要求

配气机构的任务是实现换气过程,即根据发动机的工作次序,定时开启和关闭进、排气门,以保证气缸排除废气和吸进新鲜空气。内燃机的配气机构应保证各缸换气良好,充气系数应尽可能高[1]。四冲程内燃机都采用气门凸轮式配气机构,因为这种机构工作可靠,尤其是进排气门能够持久地保证燃烧室的密封性。但是这种机构高速运转时易发生振动、产生噪声和不正常磨损等问题,所以设计高速内燃机的配气机构时,要特别注意它具有良好的动力性。

1.1 气门数目、布置和驱动

从缸径等角度综合考虑,采用每缸两气门的设计方案,由于比较简单、可靠,并能满足一般发动机的要求,因此广泛用于各种类型的发动机中。为了减少排气对进气的加热以增加充量,因此,在发动机总体布置允许的条件下,每一进、排气门皆单独用一个气道。这种形式气缸盖及进、排管结构较复杂但热负荷较低。气门的布置采用气门顶置,这样发动机的燃烧室结构紧凑,充气阻力小,具有良好的抗爆性和高速性,发动机的动力性和经济性指标易于提高,且柴油机压缩比高,则只能采用顶置气门机构。

气门的驱动采用凸轮挺柱摇臂气门机构。气门、摇臂直接由较长的挺柱驱动,这样可使气门机构的刚性加大。气门上都设有2个气门弹簧座和2个气门弹簧。

1.2 490柴油机配气机构凸轮轴的布置和传动

凸轮轴的布置和传动,不仅在很大程度上决定发动机的总体布置和外形尺寸,而且对气门机构能否良好的工作亦有影响,因此,在选择方案时,应仔细分析,综合考虑,周密设计。

目前,除强化强度特别高的发动机采用顶置式凸轮轴外,一般都采用下置式凸轮轴和中置凸轮轴的布置。凸轮轴的传动方式主要有齿轮传动、链条与链轮传动、齿形皮带传动等。其中链传动的主要问题是工作的可靠性和耐久性不如齿轮传动。

综合考虑上述要求,490柴油机的凸轮轴采用上置式配气机构。由于凸轮轴的中心线距离曲轴中心线较远,若用一对齿轮来传动,齿轮的直径必然会过大。在这种情况下,要在中间加一个中间齿轮(惰轮)。

1.3 490柴油机气门弹簧的设计

气门弹簧在气门关闭时,确保气门与气门座的闭合密封;气门开启时,使气门准确地随凸轮运动[2]。气门弹簧承受高频交变载荷,工况恶劣,故需精心设计,才能使其长期可靠的工作。气门弹簧通常采用圆柱螺旋压缩弹簧。目前在大多数柴油机上都是一个气门装2个弹簧,它既可充分利用空间,减小弹簧尺寸,又易保证所需的弹簧弹力,并且在一个弹簧万一断裂时,也有可能在一定的时间内防止气门落入气缸。采用双弹簧时,内、外弹簧的螺旋方向应向反。此外,由于2个弹簧的自振频率不同,可以互起阻尼作用,从而减少共振的危险。

1.3.1 气门弹簧力及弹簧特性的确定

气门关闭时,弹簧预紧力要确保气门与气门座的良好密封。由于进、排气门的弹簧相同,所以一般认为弹簧预紧力p1>1.5πd12/4=12kgf。弹簧最大弹力p2应克服配齐机构的最大惯性力并有一定的裕量,可取p2=Χpjmax(kgf),其中pjmax为在发动机最高转速下,气门全开时作用气门上的最大惯性力,Χ为储备系数,一般Χ≥1.3,所以p2=120kgf。根据统计,内外弹簧的载荷分配的比例一般为1∶2.0～1∶2.5,这里取为1∶2。

1.3.2 490柴油机气门弹簧尺寸的确定

预取内弹簧直径d1=2mm,内弹簧的许用切应力为则由d1=d2e/c=2.21,圆整得d1=2.2mm;预取外弹簧直径d2=4mm,外弹簧的许用切应力为:则由d2=D2e/c2=3.636,圆整得d2=3.5mm。经计算,内外弹簧有效圈数和总圈数均为5和7。在计算弹簧高度时,应使气门全开时弹簧各工作圈之间保持一定的最小间隙Δmin,一般Δmin≥0.5mm,弹簧高度参数如表1所示。

2 490柴油机配气机构主要尺寸的确定

2.1 气门尺寸的选择

为了减少进、排气的泵气损失和提高发动机的充量系数,应该在气缸盖布置允许的条件下,尽可能将气门头部直径和气口尺寸取得大一些。在确定气门头部直径时,还应考虑到气门外缘至气门边缘的距离(这对发动机的充量系数有影响),见图1所示。根据一般试验,这个距离通常在1.0～2.0mm的范围较合适。由于一般气门头部的外径约取为气门口直径的1.10～1.15倍,所以只要气门头部外径选定后,气门口直径便可确定。在通常情况下,允许气门头在气门座上面或下面露出一定的宽度,一般在0.40～0.75mm的范围内。

对490柴油机,采用的是两气门配气机构,进气门头部外径DVi和气缸直径D的比值DVi/D≈0.35～0.40;排气门头部外径DVe和气缸直径D的比值DVe/D 0.35～0.43;进气门最大升程hVimax与进气门头部直径DVi的比值hVimax/DVi≈0.23～0.29;排气门最大升程hVemax与排气门头部直径DVe的比值hVemax/DVe≈0.23～0.29[1]。

2.2 凸轮轴的尺寸选择

凸轮外形设计的任务是根据发动机的性能要求选择适当的凸轮轮廓线,编制依凸轮转角为自变量的挺柱升程表,以作为加工凸轮的依据,同时计算出挺柱或气门运动的一些重要参数,如速度、加速度、惯性力、时间面积等,以便对配气机构进行分析和比较。

过去一般发动机凸轮的外形设计中通常先选定凸轮外形和挺柱的形式,然后求出挺柱和气门的升程、速度、加速度和时间面积值,在根据求出的这些数值来校核所选凸轮的几何形状是否能满足设计要求,常常采用的是圆弧凸轮和切线凸轮;在近代高速化发动机中大多从保证较大的时间面积值和较佳的配气机构动力学特性出发,预先给定挺柱升程规律而后求出几何形状,主要采用的是函数凸轮[3]。

2.2.1 凸轮轴尺寸参数的确定

圆弧凸轮外形的几个主要参数:基圆半径r0,挺住最大有效升程hTmax和凸轮作用角。本次设计可选择db=27mm,因此本次设计r0=15mm。挺住最大有效升程hTmax决定于气门最大升程hVmax和气门驱动机构传动比i,传动比(摇臂比)一般在i=1.3～1.8之间[4],因此hTmax取8mm。凸轮作用角的选取决定于发动机的性能要求,并应与发动机气流通道的形状和断面尺寸相适应。但选择最佳配气相位和凸轮作用角目前尚无公式可循,一般根据实际经验或者统计资料选取。实际上选定了配气相位角后即可算出凸轮作用角=126°。

2.2.2 凸轮的缓冲过渡曲线设计

由于存在气门间隙,挺柱与气阀的运动不能同步,为了获得足够大气阀开启时间截面,挺柱总是以较大的加速度从零开始运动和以较大的速度突然停止运动,这样当它克服了不大的气门间隙后,就会以很大的速度去撞击挺柱,落座时也一样,即当气门与挺柱分离时,气门落座时速度突然为零,气门在开启和闭合的瞬间都会有强烈的冲击。因此,凸轮外形应保证挺柱刚开始运动这一段升程内,至少在克服气门间隙和压缩驱动机构,并产生静变形至气门开始升起时,一直保持很小的速度。这一段凸轮形线称为缓冲过度曲线。一般在理论基圆半径略微小于一个值形成实际基圆。气门在开启和闭合的速度很小,而使气门在开启或落座时的速度得到了控制,防止了强烈冲击[5]。

缓冲曲线的种类很多,它们的设计要点是把在过渡段上运动的速度设计的很小,伴随着发动机工况的改变而配气机构间隙变化时,气门落座速度控制在很小的范围内,目前,常采用等加速等速型缓冲曲线、余弦缓冲曲线和变平行缓冲曲线。本次设计通过matlab软件编程计算,采用的是余弦型缓冲曲线的对称型五项式高次方的凸轮,绘出挺柱升程、速度、加速度曲线[6](见图2,3,4)。

3 气门通路面积的校核

气门头部直径、升程和气门口直径选择的是否合适,主要看气门口和气门的通路面积是否足够的大(图5)。

可用气门最大升程下,流通通路断面处的假定平均气流速度值来进行校核[8],校核公式:

式中:Wv整个进气或排气过程中,气门经常保持最大升程时,气门通路断面处的假定平均气流速(m/s);

C一个气缸中同名气门的数目;

Fv气门在最大升程时的通路面积(m 2);

Fp活塞面积(m 2),

Cm活塞平均速度(m/s);

D气缸直径(m),D=90mm;

S活塞行程,S=110mm;

n发动机转速,n=2 600r/min。

式中:DV气门头部外径(mm);

lk1,k2间的距离(mm);

dv气门头部内径(mm)。

对柴油机的进气门的校核:

WVi在高速柴油机进气门的60～80(m/s)的范围内,满足要求。

对排气门的校核:

WVe在高速柴油机的排气门的70～100m/s的范围内,满足要求。

4 结论

通过上述分析,该490柴油机的设计能够能满足柴油机总体性能的要求。其动力性和经济性较好,排放性能也相对有所改善。此次设计的490柴油机属于中小功率高速柴油机,主要用于农用、载重汽车用、工程机械用、内燃机车用等,设计力求:体积小、质量轻、使用维修方便等。通过综合可虑,所选总体参数能够满足柴油机总体性能的要求。

配气机构是内燃机的重要组成部分,而配气凸轮式配气机构的心脏,在配气系统中起着决定性的作用,配气机构的设计优良与否直接影响内燃机的性能指标,这些指标不仅包括动力性、经济性,也包括运转性能,如内燃机的振动、噪声及排放指标。此外,它对内燃机的耐久和可靠性能也会产生直接影响。这次设计凸轮形线使用MATLAB编程计算高次方凸轮,克服了工作中不连续的缺点,获得了比较比较理想的凸轮型线及挺柱升程、速度和加速度运动曲线,缓冲段避免了气门与气门座圈的大力碰撞,避免了柴油机高速运转时所引起的配气机构的强烈振动,也避免了很大的噪声和磨损,改善了工作品质,也增加了配气机构及整机的使用寿命。

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柴油机配气机构的常见故障及排除 第7篇

柴油机配气机构的常见故障部位及分析见下表。

2. 柴油机配气机构的气门烧蚀

柴油机气门烧蚀故障的现象、原因和排除方法如下:当某缸气门烧蚀后, 可明显地发现该缸的压力降低, 柴油机功率下降。柴油机工作时可听到进气歧管发出“喔喔”声音, 在消声器外可以听到“突突”声。原因是气门接触面部分积碳, 导致散热不良。气门间隙过小或没有间隙, 导致气门关闭不严, 在高温高压作用下烧蚀。排除方法:清除气门积碳, 然后正确调整气门间隙。例如康明斯B系列和C系列柴油机的气门间隙, 分别为 (冷态) 进气门0.25 mm和0.30 mm, 排气门0.50 mm～0.61 mm。进行气门间隙检查和调整时要先对准I缸 (或Ⅵ缸) 爆发上止点 (压住柴油机的正时销, 缓慢转动曲轴, 当正时销进入凸轮轴齿轮的孔中时, 即为I缸的爆发上止点。若要找Ⅵ缸爆发上止点, 则将曲轴旋转360°即可) , 然后将所调整气门摇臂上的调整螺栓的锁紧螺母松开, 旋松调整螺栓, 在气门尾部与摇臂间插入规定厚度的厚薄规, 拧进调整螺栓, 使摇臂轻轻压住厚薄规, 固定调整螺栓的位置, 拧紧锁紧螺母即可。

N系列柴油机的气门间隙为 (冷态) 进气门0.28 mm, 排气门0.58 mm。调整时一般与喷油器柱塞升程的调整同时进行。调整方法为:顺着柴油机旋转方向转动曲轴, 同时查看附件传动胶带轮上的标记 (A、B、C点) 与齿轮室盖上的箭头是否对准。若A点与箭头对准, 可调整Ⅱ缸或V缸的气门, 若Ⅱ缸的进、排气门均处于关闭状态, 则该缸进、排气门均可调;旋转曲轴一圈, 可调整V缸的进、排气门。依次类推, B点对准时可调Ⅲ缸或Ⅳ缸的气门;C点对准时可调I缸或Ⅵ缸的气门。

3. 柴油机的气门座圈松脱和气门弹簧折断

(1) 气门座圈松脱。气门座圈松脱故障的现象、原因和排除方法如下:柴油机工作时, 从气缸盖处发出较大的“嚓嚓”的破碎声, 随转速变化, 时大时小。严重时, 排气管有较大的敲鼓声。原因是气门座圈的材料和加工精度不合要求, 与气缸盖配合过盈量不够。排除方法:更换气门座圈时, 应选择质量和尺寸符合规定的零件:安装时, 先拆掉旧座圈, 然后要对座圈孔进行检查, 是否有凸起, 若有, 应先修平。新座圈安装时, 一定要到位。气门装入后, 还应检查气门的沉降量。B系列柴油机进、排气门的沉降量为0.99～1.52 mm;C系列柴油机进气门的沉降量为0.59～1.12 mm, 排气门的沉降量为1.109～1.62 mm。

配气机构 第8篇

无凸轮配气机构取消了传统驱动机构中的凸轮轴,而以液压、电磁等方式来驱动气门动作。无凸轮电液驱动配气机构具有在所有工况下都能连续地、独立地控制气门运动,使发动机获得低排放、低能耗、高扭矩和功率输出等特点。本文在美国DDC6V53发动机配气机构的基础上进行改进并设计了一种电子控制液压驱动的无凸轮配气机构,该配气机构实现了气门单独、灵活、精确地根据发动机工况进行合理的柔性调节,可以很好地实现发动机换气过程和燃烧过程的合理匹配,优化发动机的性能特性;可以实现HCCI燃烧方式中内部EGR控制;同时可以适应无旋转机构的特种发动机的配气机构驱动要求,比如液压自由活塞发动机[1]的配气机构驱动。

1 无凸轮配气机构工作原理

1.1 液压原理

本文所设计的电液驱动无凸轮配气机构是在传统下置凸轮式配气机构的基础上改造而成,保留了传统凸轮式配气机构的气门组、摇臂、推杆、挺柱等零件,利用电子控制按一定规律运动的液压柱塞的往复动作代替原配气机构中凸轮轴上的凸轮对挺柱的作用。其原理图如图1所示。

从原理图可知其工作过程:液压油源系统为该液压配气机构提供高压油源,开关电磁阀1、2分别为控制高压液压油进入液压缸和从液压缸中排出液压油的作用,柱塞在液压缸中的往复运动推动配气机构的推-挺-摇动作实现气门的开启和关闭。其中气门的正时控制是基于精确测量气缸内活塞的位移实现触发电磁阀1开启信号来实现的。当发动机活塞运动到需要气门打开的位置时,通过活塞位移传感器的信号触发控制进油的开关电磁阀1通电,使其打开,高压油进入液压缸中,由于此时控制出油的开关电磁阀2处于关闭状态,所以,柱塞在高压油作用下推动气门传动组动作,使气门打开。当气门达到设定的最大升程时,电磁阀1失电关闭,液压缸内维持的液压力使气门保持最大升程,当气缸内活塞运动到需要气门关闭时,活塞位移传感器触发控制出油的电磁阀2通电,使其打开,液压缸内的高压油通过电磁阀2流回油箱,柱塞在气门弹簧作用下回位,气门落座。完成一次气门开启和关闭动作。如此反复实现气门的启合。

1.2 控制原理

开关电磁阀1、2的控制信号是基于精确测量气缸内活塞的位移实现触发的,即根据活塞在气缸内运动的具体位置判断两电磁阀的动作时机,从而取代了传统发动机曲轴与凸轮轴的正时齿轮的作用。图2给出控制进油的开关电磁阀1的信号、控制出油的开关电磁阀2的信号和气门升程曲线之间的对应关系。该配气机构理想状态的气门升程曲线是一个梯形,不同于传统凸轮轴驱动的抛物线型气门升程曲线。当给电磁阀1施加脉宽为t1的控制信号时,电磁阀打开完成气门的开启过程,图中时间段t2是指当气门运动到最大升程时,电磁阀1和电磁阀2均处于关闭状态,气门最大升程处停滞时间段,当给电磁阀2施加脉宽为t3的驱动信号时,电磁阀2打开,液压缸内高压油通过电磁阀泄回到油箱,柱塞回位,气门落座。完成气门的一次开闭动作,结合活塞运动情况实现柴油机的换气过程[2]。

1.3 气门升程曲线特性分析

根据以上分析,气门升程曲线的形状可以通过调节电磁阀1、2的控制信号相位和脉宽实现柔性调节:(1)气门开启时刻。根据发动机对气门正时的要求可以实时地改变触发电磁阀1信号的时刻来改变气门的开启时刻,从而实现气门正时随发动机工况的改变而改变的要求;(2)气门最大升程。通过改变控制进油的开关电磁阀1的信号脉宽可以改变气门的最大升程,即电磁阀1的开启时间越长,高压油作用于柱塞的时间越长,从而推动柱塞升程越大,进而增大气门的最大升程,反之则减小升程[3];(3)气门开启时面值。从图2可以看出:改变2个电磁阀(同时关闭)的时间段t2的长短,可以改变气门在最大升程维持的时间,从而改变气门开启时面值;(4)气门关闭时刻。通过改变电磁阀2信号的触发时间可以改变气门的关闭时刻[4]。

通过以上参数的控制实现了该配气机构的全柔性调节,使得气门的动作和发动机工况实时联系起来,其有益效果是很明显的[5]。

2 试验装置及测试设备

2.1 试验装置

试验台的搭建是基于美国DDC6V53发动机的气缸盖及配气机构,其配气机构为凸轮轴下置推-挺-摇驱动,实测气门升程曲线如图3所示。

从气门升程曲线中可知:最大升程为8.5mm,持续角为188°CA。对配气机构进行运动学分析得出其速度和加速度曲线,如图4所示。由图4可知:气门最大速度为2.17m/s;气门最大加速度为1300m/s2。

无凸轮配气机构的液压驱动部分是通过在机体上加工油道实现油路沟通和液压力的传递,电磁阀安装与机体上相应位置。

2.2 试验测试设备

本文中所采用的测试设备如表1所示。

3 试验结果及其分析

根据工作原理和试验测试设备搭建电液驱动无凸轮配气机构的试验平台,试验测得如下结果。

3.1 气门升程

气门升程曲线如图5所示。由图5可见:无凸轮配气机构的气门升程曲线近似梯形,气门最大升程为8.51mm,持续时间为25ms。

比较无凸轮配气机构的气门升程曲线(图5)和原DDC凸轮驱动气门升程曲线(图3)可知:两种结构气门最大升程相当;气门开启持续时间按转速折合后,无凸轮配气机构持续时间为187°CA,和DDC基本相当。

图6为无凸轮配气机构和DDC气门时面值比较。由图6可知:在相同气门最大升程和气门持续角的情况下,无凸轮配气机构的时面值比DDC的大。

3.2 气门速度

通过对试验测得的气门升程曲线进行曲线拟合并对其求导可得出无凸轮配气机构的气门运动速度曲线如图7所示。由图7可知:无凸轮配气机构气门最大速度为2.5m/s,最小速度为-3.2m/s。与原凸轮轴驱动的DDC(图4)相比速度有所增加,所不同的是在气门最大升程处速度为0滞留一段时间。

3.3 气门加速度

通过对气门升程曲线进行二阶求导可得无凸轮配气机构的气门加速度,如图8所示。由图8可见:无凸轮配气机构最大加速度为2100m/s2,位于气门落座处,相比凸轮驱动的DDC(图4)增加较大,导致气门的落座冲击较大,配气机构工作振动和噪声较大,严重时影响气门的使用寿命。关于该配气机构研究的下一步工作重点将考虑通过合理控制驱动电磁阀信号来缓解该处的加速度峰值,以实现气门落座时的“软着落”减小气门的落座冲击问题。

3.4 气门柔性调节试验结果

针对无凸轮配气机构的柔性调节特点通过改变控制信号来实现气门的柔性调节。改变电磁阀1的主脉宽时间时测得气门升程曲线的试验结果如图9所示。由图9可见:电磁阀1的主脉宽越大则气门升程越大。

改变2个电磁阀之间的开启时间间隔t2可得到如图10所示的试验测试结果。由图10可知:时间间隔越长则气门的时面值越大。

对于气门开启时刻的调节可以根据不同发动机工况适时调节电磁阀1的给电时间来实现。

试验结果表明:无凸轮配气机构可通过改变2个电磁阀的驱动信号实现发动机配气的全柔性调节。

4 结论

(1) 电子控制液压驱动无凸轮配气机构成功实现了无旋转机构驱动的配气功能。

(2) 电子控制液压驱动无凸轮配气机构气门最大升程为8.51mm;气门运动最大速度为2.5m/s;最大加速度为2100m/s2。

(3) 该无凸轮配气机构可以实现气门开启时刻、气门最大升程、气门关闭时刻、气门时面值等参数的全柔性调节。

(4) 由于气门落座加速度较大,导致气门落座冲击较大,有待于进一步改善。

摘要：通过对传统下置凸轮轴驱动式配气机构的驱动系统进行改造,以适应无旋转机构的特种发动机配气机构及对配气机构有柔性调节要求的传统发动机配气机构的驱动需求,实现了电子控制液压驱动的无凸轮柔性调节配气。与原凸轮轴驱动的配气机构对比试验结果表明:该配气机构在气门开启速度、气门时面值等方面明显优于原机;同时实现气门正时、气门升程、气门开启持续时间等参数的柔性调节。

关键词：内燃机,无凸轮配气机构,电液驱动,柔性调节

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配气机构 第9篇

配气机构是内燃机重要系统部件之一,它控制着内燃机的换气过程,直接关系着发动机运转的可靠性,对发动机性能起着决定性的影响。随着发动机性能和转速不断提高,配气机构的各个零件载荷也不断增大[1]。由凸轮开始的运动,经过传动链传到气门,中间的运动过程会发生很多的变化。尤其是近来国内增压直喷类发动机的涌现,对传统的配气机构提出了不少的挑战。

气门弹簧的设计与配气机构及凸轮特性有密切联系。在凸轮所给的周期性干扰力矩作用下,当弹簧的自振频率为凸轮轴转速的整数倍时,行将发生共振,共振严重时则出现所谓的弹簧颤振现象,使弹簧有效弹力减小,弹簧钢丝截面上产生附加应力。

直喷类发动机通常都涉及到喷油装置高压油泵的布置,其一般由凸轮轴直接驱动。根据高压油泵驱动轨迹要求,须在凸轮轴上布置一个油泵凸轮以满足要求,而该油泵凸轮的安装位置则会给凸轮轴带来额外的附加驱动载荷,对凸轮轴的驱动力矩甚至整个配气机构产生比较明显的影响。

我们针对上述气门弹簧和油泵凸轮设计两个配气机构的重点部件在发动机改款(该发动机改款涵盖自然吸气、增压、增压直喷系列)过程中提出了改进方案,将原等节距弹簧改进为变节距弹簧,利用仿真分析及对比的方法,提出了最优的油泵凸轮相位位置,从多个方面验证了改进方案的可行性。

1 气门弹簧的改进

如图1所示为一通常的气门运动过程中的加速度变化曲线,可以将其分为4个阶段。第一阶段,气门在凸轮作用下从静止开始开启,并加速运动,加速度方向与速度方向一致,惯性力则相反,凸轮同时承受弹簧力合惯性力,气门速度达到最大值后开始减速。第二阶段,加速度和气门运动方向相反,惯性力则与气门运动方向相同,起着使气门脱离凸轮的作用,即所说的气门飞脱’现象会在此阶段产生,飞脱现象将使气门运动异常,是不允许发生的。为避免气门飞脱,就要求此时的弹簧力必须超过惯性力。第三阶段,气门越过全开位置,气门在弹簧力的作用下开始关闭,加速度和气门运动方向相同,惯性力则向着相反方向,与第二阶段一致,同样力图使气门脱离凸轮控制。第四阶段,气门速度再次达到最大值后开始逐渐降低,加速度与速度方向相反,惯性力将气门压向凸轮,和第一阶段一致[2]。

由上所述,弹簧力P在发动机任何转速工况下,均应大于气门机构的换算惯性力Pj,即:

该处k为大于1的安全系数,通称弹簧裕度。一般要求k值要大于1.2,对于带液力挺柱的气门机构,该值更须取得足够大以保证液力挺柱的正常工作。但往往过大的k值会使气门机构产生的负载增大,无谓地增加配气机构的功率损失,并且对气门的落座冲击会有影响。

对于该发动机,原先采用的是等节距大刚度的气门弹簧,虽然能够满足发动机的运行要求,但存在很大的优化空间,基于以下四点考虑,采用了变节距弹簧:

a.由于重点须对第二、三阶段的弹簧力保证满足k值要求,所以可采用提高弹簧预紧力,降低弹簧刚度的设计方法从整体整个过程来降低弹簧力,从而降低配气的负载。

b.变节距弹簧自身所产生的交变应力幅相对等节距弹簧要低,并且变节距弹簧由于其本身在工作过程中有效圈数的不断变化在避免共振方面的优势比等节距弹簧更突出,等节距弹簧需要避开更高谐次的谐振频率。

c.采用变节距弹簧后,只须对弹簧本身及其安装位置做简单的变动,不涉及到整个配气机构结构上的变动。

d.设计的新弹簧能够在该发动机系列(包括自然吸气型、增压型和增压直喷性)进行通用化,不需要为某一改款机单独设计一弹簧,从而减轻零部件管理的负担。

表1为该弹簧更改前后对比。

2 高压油泵凸轮相位优化

图2为高压油泵的安装位置图。高压油泵由一四角凸轮驱动,我们论及的高压油泵凸轮相位即为四角凸轮的初始安装相位。由于高压油泵对油泵凸轮会产生负载,而气门弹簧同样会对驱动摇臂的凸轮产生负载,如果由于油泵凸轮的初始相位选择不当,那么在运转过程中将会使弹簧负载和油泵驱动负载相互叠加,增大凸轮轴承的负荷,对配气机构不利。

图3为油泵凸轮的相位相对于一缸凸轮桃尖的角度,分别选了66°,76°和90°三个角度进行计算对比。图4为该三个角度的平面示意图。

根据三种不同相位布置分别作了计算分析,以下为几个方面的对比:

a.驱动力矩。如图5所示为三种相位下的凸轮轴驱动力矩情况对比,从图中可看出,在90°相位下驱动力矩最小。

b.扭振角度。如图6所示为三种相位下凸轮轴前端扭振角度的情况对比,从图中可看出,在66°相位下扭振角度最小,尤其是在高速段。

c.链条拉力。如图7所示为三种相位下的链条拉力的情况对比,从图中可以看出,链条拉力同样在66°相位下峰值最小。

综合这三大方面考虑,选择66°相位为最优方案。

3 结论

上述设计改进均通过多种CAE手段利用成熟的方法进行计算对比评价,对整个配气机构的优化起起到到了了非非常常重重要要的的作作用用。。

a.从气门弹簧的工作机理入手,重新设计了一变节距气门弹簧使之在某系列发动机上实现通用化。

b.从驱动力矩、扭振角度以及链条拉力方面的综合对比分析,对油泵凸轮相位进行了设计优化。

参考文献

[1]杨连生,等.内燃机设计[M].北京:中国农业机械出版社,1981.