电控可变气门驱动机构设计

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1 引言

现在，能源的枯竭和环境的污染正困扰着汽车工业的发展前景。汽车发动机的配气相位对其动力性、经济性以及排气污染都有重要的影响，对于普通汽车发动机，发动机转速改变将会引起气流的速度和进排气门早开迟闭的绝对时间的变化，因为凸轮轴驱动发动机驱动气门，进气门、排气门的早开角、迟闭角保持不变，这将导致发动机只能在一个转速范围内保持配气机构的最佳相位，而在发动机处于极低转速或者极高转速时，其配气相位处于不太合适的位置。发动机低速运转时，会由于气门叠开角大于理想值，导致废气带走部分新鲜混合气，从而油耗和排污将增加；高速运转时，因为气门叠开角比理想值小，进气量不足，发动机的最大功率将会被限制。

为了保护环境，人类的可持续发展，低能源和低能耗将是汽车发展的方向，这对发动机在保证良好动力性的同时，又要使燃油的消耗量降低提出了要求。因此我们需要设计出一套可变气门驱动机构对气门正时、气门开启持续时间及气门升程等参数中的一个或多个随发动机的工况变化进行随时调节，即同时也要改变配气相位角。当位于最佳的配气相位时，发动机能在很短的换气时间内充入最多的新鲜空气（可燃混合气），排气阻力也会减小，废气残留量也会最少，从而使燃油经济性提高，扭矩和功率特性将会变高，汽车怠速稳定性也会变高，尾气排放降低。

配气相位是指发动机的进气门和排气门的开启开始与关闭终止的时刻，一般用曲轴转角来表示。发动机运行时的转速很高，对于四冲程发动机来说，一个工作行程仅需千分之几秒，这么短暂的时间往往会导致发动机进气不充足，排气不干净，从而使功率下降。为了解决这个难题，设计师想出了一个办法：采用进，排气门的开启时间变长，气体的进出容量增大来改善进，排气门的工作状态，从而使发动机的性能提高。

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图1.配气相位图

从上图配气相位图上我们可以看到活塞从上止点移到下正点的进气过程中（绿色），进气门会提前开启（α）和延迟关闭（β）。当发动机作功完毕，活塞从下止点移到上止点的排气过程中（桔色），排气门会提前开启（γ）和延迟关闭（δ）。

显而易见，使气门开启时间延长的做法，将会使一个进气门和排气门同时开启，这种情况配气相位上称为“重叠阶段”，可能会导致废气倒流。尤其是在在发动机的转速低于1000转以下的怠速时候最明显（怠速工作下的“重叠阶段”时间是中等速度工作条件下的7倍）。很容易造成怠速工作不畅顺，振动过大，功率下降等问题。特别是有的采用四气门的发动机，由于“帘区”值过大，“重叠阶段”更容易造成怠速运转不畅顺的现象。为了解决这个问题，工程师就以“变”对“变”，提出了“可变式”的气门驱动机构。本次我在查阅资料的基础上设计了这样一套驱动系统，来对气门正时和气门升程，气门开启速度进行灵活控制。

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2 可变气门正时控制机构的设计

2.1气门正时技术

汽车发动机的配气相位对其动力性、经济性以及排气污染都有重要的影响，对于普通汽车发动机，发动机转速改变将会引起气流的速度和进排气门早开迟闭的绝对时间的变化，因为凸轮轴驱动发动机驱动气门，进气门、排气门的早开角、迟闭角保持不变，这将导致发动机只能在一个转速范围内保持配气机构的最佳相位，而在发动机处于极低转速或者极高转速时，其配气相位处于不太合适的位置。发动机低速运转时，会由于气门叠开角大于理想值，导致废气带走部分新鲜混合气，从而油耗和排污将增加；高速运转时，因为气门叠开角比理想值小，进气量不足，发动机的最大功率将会被限制。为了改变这种现状，工程师们提出了可变气门正时技术。

最近这些年，发动机可变气门正时技术(VVT, Variable Valve Timing)作为新技术中的一种被逐渐应用于汽车发动机上，发动机采用可变气门正时技术可以提高进气充量，增加充量系数增加，使发动机的扭矩和功率进一步提高。 2.2气门正时控制机构

该机构中，发动机进气凸轮的相位是可以变化的。图2所示为气门正时机构的简图

图2.1 气门正时机构简图

发动机曲轴的旋转通过正时带和正时带轮传到进排气凸轮轴。如图所示，本机构采用变频电机代替实际发动机驱动配气机构。在无凸轮发动机中，由于气门运动直接受电磁驱动机构控制，气门的运动性能受到气体燃烧的影响。在气门-凸轮式发动机中，为了防止弹簧反跳和飞脱，气门弹簧需设定一合适的初始压缩量(x0)，则弹簧恢复力

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F?k(x0?x)，其中k为气门弹簧刚度，x为凸轮运动时弹簧位移。弹簧力必须大于气门的惯性力，这主要取决于安全系数。因为发动机燃烧的影响被考虑在了安全系数之内，可以忽略不记，这就意味着在传统发动机中气门的运动规律只取决于凸轮轮廓。所以，用电机代替发动机来校核控制性能是可行的。

本系统中，正时带轮的内部是行星齿轮机构，并且通过该机构将正时带轮的转动传递到凸轮轴。因为太阳轮的一根轴与控制电机通过蜗轮传动机构相连，控制电机可以转动太阳轮，而由凸轮传向控制电机的力矩则被涡轮锁止。控制电机安装在发动机机体上，由于控制电机可以改变凸轮的转动角度，从而进排气门的相位得到控制。

紧凑的机构对于发动机而言是理想的。本文论述了一种结构紧凑且包含前文所述行星齿轮机构的气门正时控制机构，如图3所示。在带轮内部，两个行星齿轮与带轮的内齿相啮合，两行星齿轮的轴与一根有轴（图3所示输出轴）的连杆连接在一起，且该输出轴与凸轮轴相连。正时带轮的旋转按照一定的传动比传到凸轮轴。行星齿轮的内部与一个连接有涡轮的太阳轮啮合，涡轮与蜗杆（图3所示输入轴）相啮合，控制电机安装在台架（实际运用时为发动机）上并与蜗杆相连。因此，当控制电机转动时，旋转运动通过涡轮传到太阳轮，进排气门的相位就会改变。在该机构中，如果控制电机不转动，涡轮蜗杆机构就会将太阳轮锁止，因而曲轴的转动就会直接传到凸轮轴。当需要改变配气相位时，驱动电机就可以控制气门正时了。

图2.2 行星齿轮式带轮机构

通过查阅资料以及课本，给出了如下表一的数据。表1列出了行星齿轮的尺寸参数，Za表示太阳轮A的齿数，Zb指行星轮B的齿数，Zc指内齿轮C的齿数。当太阳轮固定时，内齿轮与连杆之间的传动比是i1?1/(Za/Zc?1)?0.8 。即，正时带轮每转动一

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圈，凸轮轴随之转动0.8圈。发动机内凸轮轴与曲轴的转速比应该是1/2，而驱动电机的带轮齿数为30。由于本系统拥有紧凑的齿轮减速机构，较之传统的发动机，其尺寸要小。

表1 行星齿轮机构尺寸

齿轮型式 模数 压力角（） 齿数 0太阳轮A，常规 Za 行星轮B, 常规 Zb 内齿轮C, 常规 Zc 带轮 XL型 1 20 16 1 20 24 24 1 20 64 64 —— —— 48 77.62 节圆直径（mm） 16 当内齿轮固定时，太阳轮与连杆之间的传动比：i2?1/(Zc/Za?1)?1/5。紧凑型的电机对发动机是有益的，并且行星齿轮的运动需由控制电机来锁止。考虑到这一情况以及控制运行速度的需要，涡杆与蜗轮的齿数比被设定为1/30。因此，当与太阳轮相连的控制轴转动150转时，凸轮轴只转动一周。

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3 可变气门升程机构设计

3.1可变气门升程技术

可变气门升程另一种说法，即VVT技术。普通的的汽油发动机的气门升程是不可变的。即凸轮轴的凸轮型线只有一种。这就使该升程不可能使发动机在高速范围和低速范围都获得良好响应。普通汽油发动机的气门升程——凸轮型线设计是对发动机在全工况下的平衡性选择。其结果是发动机既获得不了最佳的高速效率，也得不到最佳的低速扭矩，但可以得到全工况下最平衡的性能。

VVT的采用，让发动机的气门升程在高速区和低速区都能得了满足，从而发动机高速功率和低速扭矩也得到了改善。 3.2.可变气门升程机构

如图3.1，图3.2所示为可变气门升程的原理图，同传统的凸轮连杆控制结构不同，虽也是样采用凸轮轴和摇臂等元件，但凸轮与摇臂的数目及控制方法和传统发动机相比有很大不同。除了基本的2个气门的一对凸轮和和一对摇臂外，该系统增加了一个较高的中间凸轮及相

图3.1凸轮轮廓 图3.2可变气门升程机构

应的摇臂，液压控制移动的小活塞装在摇臂内部。发动机以较低速度运行时，小活塞处于不动，此时3个摇臂分离，左右2个凸轮分别推动与之相应的摇臂，来控制2个进气门的开闭，此时的气门升程较小。由于中间摇臂已与左右两臂分离，因此这两个臂不受它的控制，所以气门的开闭状态不会受其影响。但当发动机的转速比较大时，发动机电脑会指挥电磁阀启动液压系统，推动摇臂内的小活塞，使3个摇臂形成一个整体体，这

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样左右两边凸轮处于轮空状态，整个由中间凸轮带动。因为中间凸轮比左右凸轮高，升程大，所以进气门开启时间延长，升程也随之增大。当发动机转速比较小于设定值时，摇臂内的液压会降低，电脑控制活回位弹簧作用在活塞上，活塞回到原位，3个摇臂分开。

发动机电脑控制整个机构，转速、进气压力、车速及冷却液温度等信息传到电脑并由电脑进行处理，输出对应的信号，由电磁阀调节摇臂活塞液压系统，从而使发动机在不同的转速工况下由不同的凸轮控制，改变进气门的开度和时间，来控制气门升程的大小。

3.2.1凸轮的设计

1、设计凸轮时应该有如下几点要求：

1) 配气相位要合适。它能顾及到发动机功率、扭矩、转速、燃油消耗量、怠速和启动等各方面的性能要求。

2) 时间面积值应尽可能大些，这样发动机会具有良好的充气性能。 3) 应该有连续变化的加速度，并且加速度不宜太大。

4) 具有恰当的气门落座速度，以免气门和气门座的过度磨损和损坏。

5) 应使配气机构在所有工作转速范围内都在平稳工作，不产生脱离现象和过大的振动。

6) 工作时噪声较小。

7) 应使气门弹簧产生共振的倾向达到最小程度。

8) 应使配气机构各传动零件受力和磨损较小，工作可靠，使用期长。 2.凸轮的选材

凸轮轴各部分工作条件不同，因此所要求的材料机械性能也不尽相同。例如凸轮工作时与挺住接触，受到挤压和磨损，要求耐疲劳耐磨损并能与挺住材料匹配。对于整体凸轮轴材料料根据凸轮的要求来选择。

凸轮轴的材料科选用45、45Mn等中碳钢或20、20Mn等低碳钢。对于强化内燃机一般用18CrMnTi、20Cr、22CrMnMo等低碳合金钢或50Mn中碳钢制造。对于中碳钢凸轮工作表面要进行中频淬火，低碳合金钢应进行表面渗碳淬火，使表面硬度达到HRC52~63。为了保证凸轮轴本身有一定的韧性，其表面及中心硬度不大于HRC30~40。当凸轮轴用钢

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制造时，挺住工作面乳痈冷激硬化合金铸铁制造，则匹配工作性能较好。本设计中选用冷激铸铁

3.凸轮的主要参数

凸轮的主要参数有凸轮作用角?c、挺住最大升程htmax、基圆半径r0、气门间隙△，挺住滚子直径D0。

1.凸轮作用角?c

凸轮作用角指凸轮工作段所占凸轮基圆圆周角，它是由配气正时要求决定的，可根据热

c。由于

四冲程内燃机的凸轮转速时曲轴的一半，故：

12?a—进（排）气门提前开启角（曲轴转角）；

?c?（180??a??d）?d—进（排）气门迟后关闭角（曲轴转角）。

??查表可得?

进气提前角 进气滞后角 排气提前角 排气滞后角 2.挺住最大升程htmax

挺住升程ht与气门升程hv之间存在摇臂比i的比例关系。气门升程增大使气门通流截面面积增加。如前所述，当气门通流截面的面积等于气道喉口截面面积时，气门通流截面对气流影响较小。因此，此时的气门通流截面面积为最大值，其对应的气门升程为最大升程hvmax，则htmax?hvmax/i ；摇臂比i=1.4

式中hvmax=11.6；（查表系列气门最大升程为8.3m） 3.凸轮基圆半径r0

20.25~0.35）d1，d1为缸径。 凸轮基圆半径r0?1/（26° 55° 66° 15° 4.气门间隙

为使气门在内燃机任何工况下能够紧密关闭，机构留有间隙△。

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气门间隙的大小，与配气机构的结构形式，气缸及汽缸盖的材料和结构有关，一半

（0.03~0.05）htmax 气门冷态间隙为??气门间隙换算到凸轮上，则为实际基圆到工作段始点的挺住升程hr

hr??/i。 5.挺住滚子直径D0

一般D0=(0.8~1.5)htax，本设计中取的、D0=9mm。

6.应该使凸轮最小曲率半径?min不小于2mm，以保证接触应力较低，减少摩擦。 3.2.2缓冲曲线的设计

由于配气机构中的气门在很高的温度下工作，从冷态到热态将会产生较大的热变形，为保证气门关闭可靠，气门与摇臂间必须留有一定的间隙，一般配气机构间隙冷态时为0.03~0.05倍的气门最大有效升程，与此相对应，把凸轮的理论基圆半径减小0.2~0.4mm，形成实际基圆，再用一曲线光滑连接实际基圆和工作段，这段曲线称为缓冲曲线。设计缓冲曲线应保证缓冲曲线与基圆和工作段的光滑连接，即在接点处相切且在该点附近挺柱速度足够小，以减小配气机构的撞击，因此对气门落座速度应进行限制。但落座速度也不能过小，否则不利于气门撞碎气门座上的杂质; 此外，在缓冲段接近终点时，升程变化过于平缓，当配气机构间隙略有变化时，造成气门启闭时刻有较大变化。一般气门开启或关闭时的挺柱速度在0.0127~0.0524mm之间，缓冲曲线所占凸轮转角?0在15?~40?之间。选定的?0应与缓冲段终点处的挺柱升程hT0及缓冲段的函数表达式综合考虑。

常用的缓冲段曲线有：等加速型、等加速-等速型、余弦型及摆线型等。 接下来介绍下等加速-等速型缓冲曲线，挺住升程hT0、速度VT0和加速度AT0计算如下：

（0????1）等加速段

hT?hRB1?0(2?B1)2?2 （3.1）

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?0? VT0?hT2hRB1?0(2?B1)2hR22? （3.2）

??? AT0?hT0等速段（?1????0)

hT0? （3.3） B1?0（2?B1）2hRBh??1R （3.4）

?（2?B102?B1)2hR (3.5)

?0(2?B1)?0? VT0?hT??0?0 (3.6) AT0?hT?0--------挺住升程对凸轮转角的一阶导数（mm/rad）； 式中 hT

2? h?T0--------挺住升程对凸轮转角的二阶导数（mm/rad）；

hR--------缓冲段终点的挺住升程（慢慢）； B1---------比例系数，B1??1/?0； ?0----------缓冲段张角（rad）。

一般高速强化发动机，应采用等加速—等速型缓冲曲线为宜。它具有以下的特点： （1） 缓冲段终点的加速度为零，冲击和噪声较小；

（2） 在气门的开启或关闭侧，气门间隙和配气机构刚度的变化不大； 影响挺柱的速度和加速度，对配气正时的影响也不明显；

（3） 缓冲段曲线终点时挺住升程对凸轮转角的二阶、三阶导数均为零，所以它可

以与凸轮基本轮廓线较好的衔接。

3.2.3 凸轮工作段运动曲线设计

发动机对配气凸轮外形设计的要求归根到底为对从动件运动规律的要求。而从动件升程规律的微小差异会导致加速度规律的很大变动，因此加速度规律的确定最为重要。如前所述，从动件运动规律型式有多种，在内燃机上常用的有多项式高次方型、复合正弦抛物线加速度型、多项式低次方型、复合摆线型、多项动力修正型、N次谐波型、样

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条函数型等。

复合正弦抛物线加速度函数凸轮因为具有比较可靠的综合性能，同时计算又不过于复杂，因而得到了较多的应用。这种凸轮的挺柱运动规律如图3-1所示。运动规律的工作段由三段组成，各区段的凸轮转角为中:?1、?2和?3，挺柱加速度曲线第一段为1/2正弦函数，第二段为1/4长周期正弦函数，其顶部段由4次抛物线组成。?0为缓冲段凸轮转角。挺柱的升程、速度、加速度的计算如下:

（1）缓冲段(设为余弦型缓冲曲线)(0??0??0)

???0）?2?0????sin?0? (3.7) VT0?hR2?02?0??2?AT0?hR()cos?0?2?02?0??hT0?h（R1-cos（0??1??1）(2)第一工作段(1/2正弦曲线正加速）

hT1?hR?C11?1-C12sin

VT1?C11-C12AT1??1?1???C12()2sin?1?1?1???1?1???? （3.8） ????（3）腹部第二工作段（1/4波正弦曲线负加速度） （0??2??2）??22?2?? VT2?C21?C22cos?22?22?2?2?AT2?-C22()sin?22?22?2hT2?hT1?C21?2-C22sin????? （3.9） ????（4）顶部工作段（抛物线曲线，负加速度主要部分） （0??3??3） 第 11 页 共 11 页

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hT3?hT2E?C31(?3-?3)4-C32(?3-?3)2?C32?? VT3?-4C31(?3-?3)3?2C32(?3-?3)? (3.10)

?AT3?12C31(?3-?3)2-C32?凸轮工作段升程、速度、加速度曲线见图3-1，3-2，3-3

htht

图3-1 凸轮工作段升程曲线

vtvt

图3-2 凸轮工作段速度曲线

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atat

图3-3 凸轮工作段加速度曲线

式中 C11,C12,??,C33—待定系数，决定于运动便捷条件；

hR、hTMAX----缓冲段终点的挺住升程及挺住最大有效升程（mm）；

（i?0,1,2,3） ?i -----挺住在运动曲线每一段起点算起的凸轮转角(rad)(;

hTi-----相应工作段挺住升程； （mm）（mm/rad）； VTi-----相应工作段挺住速度 （mm/rad2） ATi-----相应工作段的挺住加速度

根据运动规律连续性的边界条件，即在各区段交接点上挺住升程、速度、加速度对应相等，由这些边界条件得到下列方程组：

hT3E?hTmax?hR:C11?1?C21?2?C22?C33-hTmax?0?42?hT3C?hT2E: C31?3-C32?3?C33?0???VT1C?VT0E: C11-C21-V0E?0??1??? （3.11）

VT2C?ATIE: C11-C12-C21-C22?0???12?2?3VT3C?VT2E: C21?4C31?3-2C32?3?0??2?2AT3C?AT2E: C22()?12C31?3-2C32?0?2?2?式中 hTiC、hTiE-----相应工作段的试点与终点挺住升程（mm）；

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VTiC、VTiE----相应工作段的始点与终点挺住速度（mm/rad）； ATiC、ATiE----相应工作段的始点与终点挺住加速度（mm/rad2)。

上式所列的六个方程组中有七个待定系数为未知数，还应补充一个条件才可求解。补充的条件可对负加速度段的主要部分的负加速度曲线形状加以适当限制而得出。取 AT3C/AT3E?Z?1 （3.12） 由（3-6）得

6C31?3?（1?Z)C32?0 （3.13） 由（3-5）、（3—7）两个方程组得：

K1VT0E?K2hTmax??,C12?(C11-VT0E)1?2K1?K2?1???2C11?VT0E1?Z,C32? C31?C32? （3.14） 2K26?3??C21?C32k3,C22?C32k1,C33?C32k2??C11?2?25?Z24?2Z)2,k2??3,k3??3?63式中

?2K1?k1?k2?k3?2,K2?k3?4Z?k1?8Z(复合正弦抛物线加速度凸轮设计时的原始参数是工作段的凸轮转角?1、?2.、?3，缓冲段最大升程hR，挺住最大有效升程hTmax，缓冲段终点挺住速度VT0E。

为了获得比较适当的凸轮外形，使加速度曲线在整个工作区段范围内尽可能圆滑，根据实践统计资料，一般可取

???3A5?Z?，2?0.10~0.15,2?1.5~3.0,Tmax?1.5~4.0

8?3?1ATmin其中

?2??3是振幅加速度段所占角度的比值，它对复合正弦抛物线函数凸轮的性能?1有很大的影响，必须仔细选择。此比值对高速发动机应取下限，对于低速发动机取上限。

凸轮外形的最小曲率半径：

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?min?r0?hR?hTmax?2C32 （3.15）

式中r0为凸轮基圆半径。 3.2.4 工作段凸轮型线坐标计算

1）凸轮的理论轮廓线方程 式中：

r0为基圆半径，h为推杆产生的相应位移，?为推杆产生的位移h时凸轮转过的角

x?（rb?h)sin??? （3.10）

y?(rb|?h)cos??度。

因为工作廓线与理论廓线在法线方向的距离等于滚子半径 rr，故当已知理论廓线上任意一点（x，y）时，只要沿里轮廓线在该店的法线方向上的相应点（x?，y?）。由高等数学可知，理论廓线此点处法线的斜率应为

tan??(dx/d?)/(?dy/d?)?sin?/cos? （3.11）

根据式（3-10）有

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dx/d??(dh/d?)sin??(rb?h)cos?? ? （3.12）

dy/d??(dh/d?)cos??(rb?h)sin??可得

sin??(dx/d?)/(dx/d?)2?(dy/d?)2?? ? （3.13） cos???(dy/d?)/(dx/d?)2?(dy/d?)2??工作廓线上对应点

（x?,y?)的坐标为

x??x?rrcos??y??y?r? rsin??此即为凸轮的工作廓线方程。

（3.14）

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4 凸轮轴的设计

4.1轴的轴颈的设计

本设计中采用全支撑凸轮轴，即每缸有2个支撑，全支撑凸轮轴抗弯刚度好。因凸轮轴最高位置距离中心=15.3+8.73=24.03mm，所以轴颈暂取50mm。 4.2进排气凸轮之间距离及支撑与凸轮之间距离的设计

进、排凸轮之间轴向的位置取决于进、排气门挺柱之间的距离，取d1=46mm，支撑与凸轮之间的距离d2=22mm，见图4.2.1

图4.2.1

4.3．凸轮轴的校核

凸轮轴作为机构的驱动件，承受着很大的扭矩和弯曲力矩，因此，必须对设计完的轴进行校核。

4.3.1凸轮轴的强度校核 1．按照扭转强度条件计算

按轴所受的扭矩来计算轴的强度。轴的扭转强度条件为：

P9550000Tn???? （4.1） ? ?T?TWT0.2d3式中：?T-----扭转应力，MPa；

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T-----轴所受的扭矩，N·mm； WT----轴的抗扭截面系数，mm3；

n-----轴的转速，r/min；

P-----轴传递的功率，kW； ??T?----许用扭转切应力，Mpa。 式中：

T=F*L （4.2）

F=512N L=45mm

所以

T=F*L=512*45=23040N·mm （4.3） 轴的最小直径在开键槽处，即

d=30mm

???TW=

T23040=16.3 （4.4）

0.2?30*30*30查机械设计手册知：?T为35~55之间，故

?T???T?

所以，本设计合格。 2．按弯矩合成强度计算

通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，外载荷和支反力的作用位置已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可以按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核。

由材料力学知： Mo?FB?OB?512?22?26?6103.33N?mm （4.5）

48已知轴的弯矩和扭矩，可以按第三强度理论计算应力：

?ca??2?4?2 （4.6） 由于弯矩和扭矩所产生的弯曲应力?是循环变应力，引入折合系数?，则计算应力

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为：

?ca??2?4(??)2 （4.7） 式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时，取?≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取?≈0.6；若扭转切应力亦为对称循环变应力，则取

?=1，此处取?=1。

对于直径为d的圆轴，弯曲应力为： ??MW 扭转切应力为： ??TTW?2W T将?和?代入式（4-11），则轴的弯曲合成强度条件为：

?M2?(?T)2ca?(MW)2?4(?T22W)?W????1?式中：

?ca为轴的计算应力，MPa； M为轴所受的弯矩，N·mm。

W为轴的抗弯截面系数，mm3，圆柱是新轴的计算方法为： W??d332?1356.48 将式（4-7）（4-9）、（4-15）代入（4-14）得

?M2?(?T)2ca?W?17.715?35

所以，本次弯矩校核合格。

（4.8） （4.9） （4.11）

第 19 页 共 19 页

(4.10)

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4.3.2凸轮轴的刚度校核

凸轮轴在气门挺柱的作用力下，将产生弯曲和扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响凸轮的正常工作，进而影响发动机的性能。因此，在设计凸轮轴时，必须进行刚度校核计算。

轴的弯曲刚度以挠度或偏转角来度量；扭转刚度以扭转角来度量。 1、轴的弯曲刚度校核

由材料力学的知道可知最大挠度计算公式：

l2?b2在x?3处，

22?Fb?l?b?32max??93EIl 偏转角

?Fab?l?b?A??6EIL ??Fab?l?a?B6EIL

确定公式内各值：

F=512N

E为材料的弹性模量

E=173GPa

I为截面系数，对于圆柱实心轴

I??d43.14*24464?64?16277.76 l和b由简图可知：

l=60mm b=20mm

代入式（4-25），（4-27）

4.12）

4.13）

（4.14）

（4.15） 第 20 页 共 20 页

（（

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?max??

Fbl?b?2322?93EIl=-0.0009mm （4.16）

?B?Fab?l?a?=0.0404°=0.00075rad (4.17) 6EIL根据机械设计手册，对刚度要求比较严格的轴，允许挠度为0.0002*l，所以此轴段的允许挠度为0.0002*60=0.012mm，允许的偏转角0.005rad。

所以，此轴的弯曲刚度校核合格。 2、凸轮轴的扭转刚度校核

轴的扭转变形用每米长的扭转角?来表示。圆轴扭转角?的计算公式为： ??式中：

T—轴所受的扭矩，N*mm；T=23040N·mm

G—轴的材料的剪切弹性模量，MPa，对于钢材，G?0.81*103MPa；

Ip—轴截面的极惯性矩，mm4，对于圆轴

T180* （4.18） GIp?3.14*244IP???32572 （4.19）

3232代入式（4.31）得：

?d4?=0.05（°）/mm

根据机械设计手册，对于精密传动轴，可取[?]=0.25-0.5（°）/mm[25]，所以，此轴的扭转刚度也合格。

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5 摇臂的设计

5.1摇臂的工作原理

摇臂是推杆和气门之间的传动件，它是推杆传来的力改变方向后作用于气门尾部以推开气门。

5.2摇臂的结构

摇臂的几何尺寸决定于气门和凸轮轴的相对位置。为了获得较轻的质量刚性好的结构，往往才有T字型的或者I字型的断面。采用的就是T字型摇臂断面。 5.3摇臂比

摇臂有长、短臂之分，长短之比成为摇臂比，其值在1.6左右。长臂推动气门的杆端，短臂端螺孔中装有气门间隙调节螺钉和锁紧螺母，气门间隙调节螺钉的球头与推杆上端凹球端头接触，本次选用摇臂比：46/32=1..43。 5.4摇臂润滑

摇臂依靠摇臂轴支撑在摇臂支座上，摇臂上钻有油孔，摇臂轴为中空型，机油由支座油道经摇臂轴内腔润滑到摇臂的衬套，然后从摇臂上油道上流出，滴落在摇臂两端进行润滑。 5.5摇臂的材料

所采用的材料是QT60—2摇臂在与气门的尾部接触时既有滚动又有滑动，所以对材料的要求是要耐磨，为了防止磨损影响正常的配气相位，故该表面要求淬火热处理的工艺。

5.6 摇臂与气门杆顶面间接触应力的计算

2PE?r?0.3383e2mr

?kgf/mm?

2

?0.338322.5x105Em82

第 22 页 共 22 页

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?420kfg/mm2??

式中 Pr—气门杆顶面上的最大作用力（kgf）； R—摇臂敲击部分的球面半径（mm）； 摇臂与气门顶面间的许用接触应力：

摇臂断面A-A中的总应力为： （如图）

??r??450?kfg/mm?。

2

2?G?P?a?WA?P?cosa1FA

?kgf/mm?

1800*51800*cosa1??WA25 =400

?kgf/mm?

2 式中 Pr—气门上的最大作用力；

Wa—气门侧摇臂计算断面的断面模数； FA—气门侧摇臂断面的面积；

A1—从计算断面重心到作用力的垂直距离 A2—作用力的垂直线与计算断面A-A的夹角；

断面B_B中的总应力： ?G?P?a?WA?P?cosa1FA?kgf/mm?

2 第 23 页 共 23 页

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51900*cosa ?1900*W?1

A25 =420

?kgf/mm2?

式中 Pr—气门上的最大作用力；

Wa—气门侧摇臂计算断面的断面模数； FA—气门侧摇臂断面的面积；

A1—从计算断面重心到作用力的垂直距离 A2—作用力的垂直线与计算断面A-A的夹角；

上述应力?c的许用值??c?如下：

（1）铸铁：??2r??2.5kgf/mm （2）锻造碳钢：??r??10kgf/mm2 （3）锻造合金钢：

??r??20kgf/mm2 (4) 铸钢：??/mm2r??5kgf （5）轻合金：??r??2.0kgf/mm2 对于选择（4）式中的??r??5kgf/mm2。 第 24 页 共 24 页

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6 可变气门的控制

6.1可变气门正时控制

机构中，正时带轮的内部是行星齿轮机构，并且通过该机构将正时带轮的转动传递到凸轮轴。因为太阳轮的一根轴与控制电机通过蜗轮传动机构相连，控制电机可以转动太阳轮，而由凸轮传向控制电机的力矩则被涡轮锁止。控制电机安装在发动机机体上，由于控制电机可以改变凸轮的转动角度，从而进排气门的相位得到控制。

紧凑的机构对于发动机而言是理想的。本文论述了一种结构紧凑且包含前文所述行星齿轮机构的气门正时控制机构，如图2.1所示。在带轮内部，两个行星齿轮与带轮的内齿相啮合，两行星齿轮的轴与一根有轴（所示2.2输出轴）的连杆连接在一起，且该输出轴与凸轮轴相连。正时带轮的旋转按照一定的传动比传到凸轮轴。行星齿轮的内部与一个连接有涡轮的太阳轮啮合，涡轮与蜗杆（图-2所示输入轴）相啮合，控制电机安装在台架（实际运用时为发动机）上并与蜗杆相连。因此，当控制电机转动时，旋转运动通过涡轮传到太阳轮，进排气门的相位就会改变。在该机构中，如果控制电机不转动，涡轮蜗杆机构就会将太阳轮锁止，因而曲轴的转动就会直接传到凸轮轴。当需要改变配气相位时，驱动电机就可以控制气门正时了。 6.2可变气门升程控制

如下图，所示为可变气门升程的原理图，同传统的凸轮连杆控制结构不同，虽也是样采用凸轮轴和摇臂等元件，但凸轮与摇臂的数目及控制方法和传统发动机相比有很大不同。除了基本的2个气门的一对凸轮和和一对摇臂外，该系统增加了一个较高的中间凸轮及相应的摇臂，液压控制移动的小活塞装在摇臂内部。发动机以较低速度运行时，小活塞处于不动，此时3个摇臂分离，左右2个凸轮分别推动与之相应的摇臂，来控制2个进气门的开闭，此时的气门升程较小。由于中间摇臂已与左右

第 25 页 共 25 页

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高速运行时

两臂分离，因此这两个臂不受它的控制，所以气门的开闭状态不会受其影响。但当发动机的转速比较大时，发动机电脑会指挥电磁阀启动液压系统，推动摇臂内的小活塞，使3个摇臂形成一个整体体，这样左右两边凸轮处于轮空状态，整个由中间凸轮带动。因为中间凸轮比左右凸轮高，升程大，所以进气门开启时间延长，升程也随之增大。当发动机转速比较小于设定值时，摇臂内的液压会降低，电脑控制活回位弹簧作用在活塞上，活塞回到原位，3个摇臂分开。

发动机电脑控制整个机构，转速、进气压力、车速及冷却液温度等信息传到电脑并由电脑进行处理，输出相应的控制信号，通过电磁阀调节摇臂活塞液压系统，使发动机在不同的转速工况下由不同的凸轮控制，来控制进气门的开度和时间，从而控制气门升程的大小。

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7 机构的不足及改进

7.1本机构的不足

本机构的设计改变配气相位只是阶段性的，改变配气相位只是在某一转速下的跳跃，而不是在一段转速范围内连续可变。 7.2本机构的改进

在本机构的基础上，增加一组气门凸轮轴正时可变控制机构，即VTC。VTC系统由VTC作动器、VTC油压控制阀、各种传感器以及ECU组成。VTC作动器、VTC油压控制阀可根据ECU的信号产生动作，使进气凸轮轴的相位连续变化。可让令气门重叠时间更加精确，保证进、排气门最佳重叠时间，可将发动机功率提高20%。

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8 总结

本次设计，我采用在传统两凸轮控制的基础上，中间增加了一个大的凸轮，通过活塞控制摇臂与凸轮的配合来控制可变气门的正时及升程。由于这种控制是阶段性的，相位的改变只是在一种情况下跳跃，因此需要改进。在此基础上，我增加了一个vtc控制机构，该机构很好的让凸轮轴的相位连续变化，保证了最佳的进排气气门重叠时间，大大提高了发动机的功率。这次毕业设计，也让我了解了发动机可变气门驱动机构的结构，工作原理。同时，也让我明白以后做事要认真，仔细，严谨。

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参考文献

【1】龚金科. 汽车排放污染及控制〔M〕. 北京:人民交通出版社, 2005. 【2】陈家瑞. 汽车构造〔M〕. 北京:机械工业出版社, 2000. 【3】李晓非.节能减排的新技术《利器菲亚特Multiair技术详解.汽车与运动》,2009年5月

【4】黄锦成.沈捷《车用内燃机排放与污染控制》科学出版社,2012.

【5】王立彪,等. 发动机可变气门技术的研究进展〔J〕. 汽车技术, 2005, 12 (4) 【6】苏岩，李理光等.国外发动机可变配气相位研究进展一机构篇.汽车技术，1999. 【7】柯亚仕，蒋德明.可变气门定时研究的回顾与展望.车用发动机，1996(1) 【8】杨振东,刘琼, 胡可《宝马全可变电子气门控制系统探讨》内燃机,2007年 【9】吴明, 任勇刚 副主编邢世凯, 付建国, 李春荣《汽车发动机原理》机械工业出版社,2013

【10】Jinho Kim, Dennis K. Lieu in Journal of Mechanical Science and Technology《A new electromagnetic engine valve actuator with less energy consumption for variable valve timing》(2007)

【11】Prof. Dr.-Ing Rudolf Flierl, Dipl.-Ing. Stephan Schmitt? in MTZ worldwide eMagazine 《Univalve – A fully variable mechanical valve lift system for future internal combustion engines》

【12】邵显龙.可变配气机构的种类、构造和未来动向.汽车研究与开发，2000(4) 【13】吴明, 任勇刚 副主编邢世凯, 付建国, 李春荣《汽车发动机原理》机械工业出版社,2013.

【14】LIU Jin‐rong ，Jin Bo ，CHEN Ying ，et al ．《Research onvariable valve system based on》（2006）

【15】 舒华《汽车发动机电子控制技术》北京理工大学出版社,2012.

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致谢

经过这几个月的毕业设计，我学到了很多。在这期间，我通过找资料，设计，画图，到最后定稿的过程中，也得到了不少人的帮助。

感谢带我的崔俊杰老师，在论文选题，设计，最终的定稿过程中，得到了崔老师的悉心指导。同时也非常感谢在设计工程中给我帮助的同学，老师，感谢中北大学四年的培养。

最后，谨向百忙中抽出时间评审本论文的各位老师致以崇高的敬意和诚挚的谢意！

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/1nj3.html