汽车进排气的瞬时运动分析 - 图文

本科学生毕业设计

汽车进排气的瞬时运动分析

院系名称： 机电工程学院 专业班级： 机械08级3班 学生姓名： 指导教师： 职 称：

二○一二年六月

The Graduation Design for Bachelor's Degree

Movement Simulation of Input Air and Outputair Valve of Engine based on Pro/e

Candidate：

Specialty：Mechanical Design

Manufacturing and Automation

Class： Supervisor：

2012-06·

摘 要

配气机构作为内燃机的重要组成部分，其设计合理与否直接关系到内燃机的动力性能、经济性能、排放性能及工作的可靠性、耐久性。随着内燃机高功率、高速化，人们对其性能指标的要求越来越高，要求其在高速运行的条件下仍然能够平稳、可靠地工作，因而对其配气机构提出了更高的要求。配气凸轮型线是配气机构的核心部分，配气凸轮型线设计是配气机构优化设计的重要途径之一。模拟计算和实验研究是内燃机配气机构研究两种重要手段。本文对配气机构给零件形状、尺寸进行了设计，并且应用pro-engineer进行了实体建模，得到了配气机构的三维装配图。再将配气机构模型导入ADAMS软件进行约束的建立以及驱动的添加，使得配气机构能够在ADAMS软件中进行仿真，从而得到各种数据曲线对整个机构的性能进行分析，根据各种数据分析得到配气机构的最优设计。

关键词：内燃机；配气机构；虚拟样机技术；建模；仿真

I

ABSTRACT

The valve train is one of the most important mechanisms in a internal combustion engine, whether the performances are good or bad, that affecting the power performance, economic performance, emissions performance of the engine, as well as affecting the reliability and wear performances of the whole engine. Along with the requests of the engine’s high power, super-speed, people demand a higher index. That is, when the engine runs under a high speed, it can still work steadily and dependably, which demand that the valve train system should have a high performance. Cam profile is the hard core of the valve train, which design is one of the important ways to carry out valve train optimal design. Simulation calculation and experimentation research are two important ways to carry out research and development on valve train of internal-combustion engine. This thesis devise the parts shape and dimension for the valve train, obtain the 3D assembly diagram base on model entities by pro-engineer. Importing the valve train to ADAMS software, then creating the constraints and adding drives. Sequentially, analyze the whole organization performance, after get the various data curve from valve train be capable simulation in ADAMS software. Finally, obtain the optimum design of valve train according to various data analysis.

Key words: Internal combustion engine; Valve train VPT; Virtual prototyping technology; Modeling; Simulation

II

目 录

摘要…………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract …………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 绪论………………………………………………………………………………1

1.1 课题研究的目的和意义…………………………………………………………1 1.1.1 设计的目的……………………………………………………………… 1 1.1.2 设计的意义……………………………………………………………… 1

1.2 柴油机配气机构现状……………………………………………………………1 1.3 设计内容…………………………………………………………………………2 1.4 用计算机辅助配气机构设计分析………………………………………………3 1.5本文研究内容………………………………………………………………………3

第2章 配气机构零部件设计…………………………………………………5

2.1气门………………………………………………………………………………5 2.1.1 气门设计的基本要求…………………………………………………… 5 2.1.2气门的工作条件分析及材料的选择…………………………………… 5 2.1.3 气门头的设计…………………………………………………………… 6 2.1.4气门杆的设计…………………………………………………………… 7 2.1.5 气门的主要损坏形式和预防措施……………………………………… 8

2.2气门弹簧的设计……………………………………………………………………9 2.2.1 气门弹簧的设计要求…………………………………………………… 9 2.2.2弹簧介绍………………………………………………………………… 9 2.2.3 气门弹簧的有关计算……………………………………………………11

2.3摇臂的设计………………………………………………………………………13 2.3.1 摇臂的工作原理…………………………………………………………13 2.3.2摇臂与气门杆顶面间接触应力的计算………………………………14

2.4推杆的设计………………………………………………………………………14 2.4.1 推杆的功能结构形式……………………………………………………14 2.4.2尺寸设计…………………………………………………………………14

2.5 挺柱的设计……………………………………………………………………16 2.5.1 挺柱的结构………………………………………………………………16

2.5.2平面挺柱导向面与导向孔之间的挤压应力的计算……………………16 2.5.3 平面挺柱的最大速度……………………………………………………16 2.5.4凸轮与挺柱间接触应力的计算…………………………………………17

2.6凸轮的设计………………………………………………………………………18 2.7 凸轮轴的设计…………………………………………………………………19 2.7.1 凸轮轴基本要求…………………………………………………………19 2.7.2凸轮轴计算………………………………………………………………20

2.8本章小结………………………………………………………………………21

第3章Pro-engineer和Adams软件理论基础……………………………………23

3.1虚拟样机技术介绍……………………………………………………………23 3.2虚拟样机强有力的工具…………………………………………………………24 3.3 用Proe和Adams开发虚拟样机的主要流程…………………………………24 3.4 多体动力学………………………………………………………………………25 3.5本章小结…………………………………………………………………………28

第4章 建模与仿真…………………………………………………………………29

4.1 Proe实体建模……………………………………………………………………29 4.2建立Proe装配图…………………………………………………………………32 4.3将装配图导入Adams……………………………………………………………34 4.4配气机构多体动力学仿真结果及分析…………………………………………35 4.5本章小结…………………………………………………………………………42

结论………………………………………………………………………………………43 参考文献 ………………………………………………………………………………44 致谢………………………………………………………………………………………46

第1章 绪 论

1.1 课题研究的目的和意义

1.1.1设计的目的

建立在计算机实体建模及可视化基础上的虚拟样机技术是应用于现代工程设计领域的数字化设计及分析工具。应用计算机技术对柴油机配气机构进行仿真分析，从而得到发动机在供作时，配气机构中个零件的参数。为配气机构的设计提供便利。 1.1.2设计的意义

气门机构是发动机进/排气系统的重要组成部分。同时，进排气阀门噪声也是发动机噪声的主要来源之一。随着发动机转速不断提高以及广泛采用的多气门方案都可能导致发动机进排气阀门噪声的增加。在发动机噪声法规的日益严格的今天，对发动机进排气阀门的运动分析是很有意义的。

计算机辅助设计也是意义重大。现代社会分工中，设计工作是一项各行业都需要的重要工作，其对行业的发展、各项工作的开展都有着重要的积极。服装设计、机械设计、工程设计、汽车设计、图形图像设计等已经成为了行业工作所必须的工作。计算机辅助系统的出现为设计人员的工作带来了巨大的变化，其极大的缓解了传统手工制图设计存在的劳动量大、不易修改等缺点，促进了设计工作的改革以及工作效率的提高。科学的分析计算机辅助设计对设计工作的重要意义有助于相关软件企业针对行业应用细化计算机辅助设计系统，为设计工作提供更加便捷、稳定的辅助设计系统。

1.2柴油机配气机构现状

过去的配气机构设计，只单一研究凸轮，而没有考虑其他零部件产生的影响。由于配气机构是一个弹性系统，它由许许多多的零部件所组成，往往一个成功柴油机所采用的凸轮应用于其他类型的柴油机上不一定效果会好，凸轮必须和整个配气机构系统结合在一起进行考虑，良好的凸轮设计也必须与系统的其他零部件正确匹配，才能达到希望的效果图[1~4]。

为了准确研究配气机构的动态性能，了解气门的实际运动规律，在机构动力学仿真分析方面，目前已采用了多种 分析模型。其中比较基础的是单自由度质量模型。它是将机构简化成由一个质点、弹簧及阻尼器组成的系统，它把机构的质量简化到一个质点上，把机构的弹性等加到一个等刚度无质量的弹簧上，阻尼等效到阻尼器上，该

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模型具有简单、方便等特点，可以满足一般的低、中速柴油机的要求，但由于把质量和刚度都等效到一个点上，不能求出机构各部件的运动和受力情况，不能判断机构零件之间是否发生飞脱，也无法得知弹簧的振动情况。为了克服单自由度模型存在的不足，发展了多自由度质量模型。多自由度质量模型具有比单自由度质量模型更为真实反映实际机构状况的优点，利用多自由度质量模型能精确地研究各传动部件的运动规律和受力情况，也能分析气门弹簧的振动情况[5~10]。对于多自由度质量模型，最主要的问题是计算的复杂性，随着计算机技术的发展和广泛应用，各种商业配气机构软件的推广，多自由度质量模型已逐渐成为配气机构动力学建模的主要方式。

20世纪初仿真技术已得到应用。例如在实验室中建立水利模型，进行水利学方面的研究。1940～1950年航空、航天和原子能技术的发展推动了仿真技术的进步。1960年计算机技术的突飞猛进，为仿真技术提供了先进的工具，加速了仿真技术的发展。采用仿真技术，可以在计算机内对内燃机产品的部件装配并进行机构运动仿真，由仿真运行可校核部件运动轨迹，及时发现运动中部件干涉隐患；对部件装配进行动力学仿真，可校核机构受力情况；根据机构运动约束及保证性能最优的目标进行机构设计优化，可最大限度地满足性能要求，对设计提供指导和修正。通过几个五年计划的努力，我国仿真技术得到了快速发展，并取得了突破性成果。在国防工业领域，建成了不同类型的半实物仿真系统。在军事领域建立了指挥、作战、训练的仿真系统及半实物仿真试验室。我国的多媒体仿真技术正处于起步和发展时期，清华大学、北京大学、华中理工大学和一些部队院校已开始了有关这方面的研究。目前，国内大学和企业己进行了机构运动、动力学仿真方面的研究和局部应用，能在设计初期及时发现内燃机曲柄连杆机构运动干涉，校核配气机构运动、动力学性能等，为设计人员提供了基本的设计依据。

1.3设计内容

气门-凸轮式配气是目前内燃机上应用最广泛的配气形式 ,本文采用的柴油机配气机构为下置凸轮轴式、滚轮随动件、叉型摇臂双气门配气机构，主要由凸轮轴、滚轮、推杆、挺柱、摇臂、气门垫块、气门、气门座等部件组成。

用Pro/E软件对配气机构各零部件进行立体建模，根据各零部件之间的位置和约束关系建立起配气机构的装配模型。考虑到该模型进行仿真分析时的可视化效果，各机构模型均按照实际结构建立。各零部件的质量、转动惯量、质心位置等物理特性参数均由三维CAD软件Pro/E精确计算得到[11~14]。

再将模型导入ADAMS软件进行多体动力学计算，MSC.ADAMS采用世界上广泛

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流行的多刚体系统动力学理论中的拉格朗日方程方法，建立系统的动力学方程。对于刚体i,采用质心在惯性参考系中的笛卡尔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，接着建立约束方程和作用力方程 ,并将它们都写成广义坐标的表达式，最后用拉格朗日乘子法建立系统的运动微分方程[15~18]。

1.4用计算机辅助配气机构设计分析

在静态优化设计中，将配气机构看作绝对刚体，不考虑它在运动时的弹性变形，用该方法设计凸轮型线，主要用以下三项指标来判别其好坏：（1）静态充气性能。通常用挺柱升程、丰满系数和时面值来表示，希望此值越大越好。（2）静态加速度峰值。即挺柱的最大正负加速度值。其绝对值越小，凸轮轴的高速动态性能越好。（3）轮廓面最小曲率半径或凸轮与挺柱表面的接触应力。设计凸轮时，应避免凸轮曲率半径过小，否则会导致接触应力过大，使凸轮出现过早磨损。用静态优化设计的凸轮，虽然加速度曲线不连续，配气机构惯性力可能会产生突变，时面值较大。但当柴油机转速上升时，配气机构的弹性变形会引起气门的剧烈振动，严重时会破坏气门的正常工作，产生飞脱和反跳，这不仅加剧了柴油机的振动、噪声和零件间的磨损，还会使充气效率下降，为了解决静态设计的不足，人们提出了动态设计的方法[19~25]。

在动态设计中，考虑到系统的弹性变形，气门在工作中会产生振动，影响配气机构动力性能和平稳性，因此必须对配气机构在工作中的动态特性进行评估。在动态优化设计中，考虑弹性变形，把配气机构看成弹性系统，主要由下列指标来评价凸轮型线：（1）气门的动态加速度峰值：根据单质点振动模型或多质点振动模型计算出最大加速度峰值和第一个负加速度峰谷，以及落座后的气门动态响应。（2）动态充气性能：考虑进排气管压力波动、多缸机各缸的进气不均现象及配气相位对充气性能的影响。随着柴油机转速的提高，静态和动态充气性能的差别越来越大，这主要是由两部分因素引起的，一是当转速提高，吸气冲程时间缩短，进排气管压力波的动态响应增大；另外一方面气门发生脱离和反跳，破坏了正常的静态充气性能。（3）挺柱与凸轮表面的动力润滑磨损情况以及气门头部的磨损情况[26~30]。

1.5 本文研究内容

本文主要对配气机构的个零件的形状和尺寸进行设计，得到个零件图的详细尺寸，再通过计算机软件即Pro-engineer进行三维的实体建模，得到个零件的三维图，将各个零件装配到一起，得到配气机构的装配图。通过三维转配模型导入ADAMS软件，通过ADAMS软件对配气机构进行仿真分析。主要内容如下：

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（1）通过对配气机构的运动学与动力学的分析与计算、配气机构杆构受力的分析与计算，建立S195型柴油机曲轴连杆机构的数学模型。

（2）根据设计要求运用Pro/e三维绘图软件在计算机内建立准确的轴系各构件的实体模型，主要包括凸轮轴、挺柱、推杆、摇臂、气门等。

（3）对S195型柴油机曲轴连杆机构模型运用ADAMS多体动力学软件进行动态仿真。

（4）根据仿真导出数据曲线，对曲线进行分析。

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第2章 配气机构零部件设计

2.1气门

2.1.1气门设计的基本要求 （1）材料方面

气门的工作温度是确定气门材料的主要因素。在气门工作温度范围内材料应具有足够的强度。韧性和表面硬度。由于排气呢锥面磨损常为腐蚀磨损，因此在选择材料时候必须考虑化学腐蚀（主要是硫和磷）的性能。进气门锥面多属磨损摩擦，因此进气门侧重耐磨。 （2）结构方面

要求结构简单、加工方便，且颈部形状也要恰当，以便减少气体的流动阻力，增加其进气冲量。在保证足够的强度、刚度和耐磨性的前提下的重量选择。 2.1.2气门的工作条件分析及材料的选择

气门室发动机的重要零件之一。工作时需要承受较高的机械负荷和热负荷，尤其是排气门，由于经常高温燃气的冲刷，因而易于产生漏气。腐蚀与烧损等现象，工作条件也更为严酷。气门工作时承受落座冲击负荷及燃气压力给以的静负荷，这种静负荷一般在4kgf/mm左右，而冲击负荷一般为11.6kgf/mm左右；气门的工作温度：进气门约为200o450o，而排气门则可达650o850o，甚至更高，下面是195 柴油机的排气门的温度场。

气门材料的选择必须考利到它的工作温度、腐蚀、冲击载荷以及气门杆部与端面的耐磨等因素。而且进、排气门的对材料的要求也是不同。就S195发动机的选材：进气门的材料用40Cr；排气门的材料用40Cr9Si2。气门选择材料的方法： （1）马氏体钢

一般气门中采用铁素体合金钢，含碳量在0.350.80%之间，经淬火后可得到马氏体组织以上耐磨的要求，这种材料的机械性能加工性好，滑动性好，在工作温度超过650℃的排气门上广泛应用，如4crsi2、4Cr、10Si2Mn等。但在强化程度较高的发动机上，由于热负荷和机械负荷高，因而对气门锥面的耐磨、耐腐蚀性能提出更高的要求，这时，可采用堆焊气门，这是一种头部采用奥氏体钢，杆部采用马氏体钢的气门。

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可用摩擦焊或闪光焊来堆焊。堆焊气门设计的关键是正确地焊接部位。应从以下两个方面来考虑：首先界面处应在气门头部应力区之外并离颈部顶圆弧中点附近的热点较远；其次耐热性较差的杆部材料不要受到高温燃气的侵蚀；焊接的部位以选在气门全开时界面与导管下端相齐或略高为宜。 （2）奥氏体钢

这类钢在常温和工作温度下基本上全是奥氏体组织，不能淬硬。它的高温强度好，耐腐蚀性好、奥氏体钢用做高功率柴油机的排气门，其最高工作温度允许达870℃。国产奥氏体钢4Cr14NiW2Mo广泛用作机车和大型载重汽车的柴油机排气门。 2.1.3气门头的设计 （1）气门头部的形状

气门头部的形状除了影响气体的流通特性之外，还会影响到气门的刚度、重量、导热性能以及制造成本等，同时也关系到气门的使用期限。因此根据不同发动机的不同情况进行具体的分析，然后确定合理的方法。根据195柴油发动机的结构采用平底型气门。因为这种气门

的结构简单、工艺性好、受热面小，具有一定的刚度， 图2.1平底型气门 基本上式满足进排去的要求。这种型号在各类柴油机得到了广泛的运用。图2.1是平底型气门的示意图。 （2）气门头部的直径

增大进、排气流通截面是减少进、排气阻力，提高进气量的途径，同时气门头部直径的选择还要考虑到燃烧室的形状，气缸盖进、排气门的布置，气道之间冷却水套的设计以及气门受热和冷却的均匀性等因素。综上的条件195柴油发动机的进、排气门的直径都取36mm。 （2）气门锥面斜角

在气门开启初期及接近关闭时，气门锥面斜角?的大小对于气体的流通断面有较大的影响。这时的流通断面大致与斜角?的余弦成正比。此外，气门与气门座之间的单位压力随斜角的增加而增大，而气门与气门座之间的相对滑移则随斜角的减小人减小，因此气门?的确定必须根据发动机的综合情况而定，对于195柴油发动机的气门斜角都是45°。

（4）气门头部厚度及锥面宽度

气门头部厚度Ｔ的设计，主要是从气门的刚度来考虑，气门在燃烧压力的作用下会引起变形，变形过大会使气门的密封性下降，锥面磨损加剧。由于头部厚度Ｔ对气

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门的刚度影响比颈部圆弧Ｒ要大得多，因此当需要增加气门刚度时首先考虑增加头部的厚度。如果还受到气门质量的限制，则常用适当减小颈部圆弧半径来得到弥补。厚度Ｔ与气门头部的外径有一定的比例，一般

T?(0.10~0.12)D （2.1）

式中，T为气门头部锥面厚度，D为气门头部外圆直径。

S195柴油机气门的头部厚度：

T=（0.10~0.12）D=（3.6~4.32）取4.0mm。

气门锥面的宽度b与厚度T有关，一般当??45?时：

b?(0.9~1.05)T （2.2）

式中，b为气门锥面的宽度。

对于S195柴油机的气门锥面宽度

b?(0.9~1.05)T?(3.6~4.2)mm。

取b为4.0mm注意提醒的是，并不是所有的b都参与了密封，真正起到密封的是一条位于宽度b中间附近的密封带，密封带的宽度b小得多，气门的大部分热量是通过这条密封带传出去的，密封带较宽则传热的效果就较好，气门的工作温度就较低，但气门的密封性就较差。反之，密封带太窄，虽然密封性较好，但散热不良，且接触压力较大，会加速气门的磨损，因此需综合这两个方面的因素来选取气门密封带的宽度，其宽度一般取1.53.0, S195柴油机的密封带宽度，经过查表是2.3mm。 2.1.4气门杆的设计 （1）气门杆的结构

气门杆通常是做成实心的，但是为了减轻质量，对于高速发动机，它的温度很高，

将气门杆做成空心，并在排气门的杆内充油金属钠进行冷却以降低热负荷，对也S195柴油机为了考虑到它的成本问题，就直接将它设计成实心气门杆。 （2）气门杆颈

气门杆的颈部选择决定也排气所需的耐久性，增加杆的颈部有利于气门的热量逸散。杆的颈部选择还决定于它在导管中运动时侧向力的大小。气门通过凸轮挺柱和摇臂来驱动时，杆部受到的侧向力就比较小。气门杆的颈部增大也会引起质量的增加，工作时的惯性力增加，落座时冲击负荷增加的一系列问题。根据经验公式，气门杆的颈部可取头部外径的（1625）%。考虑到加工和维修的方便，一般进排气门杆的颈

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部取相等。195柴油机的气门杆的直径：

d?(16~25)%D?(6.72~10.05) mm。 （2.3）

根据195型柴油机选取气门杆直径d?9 mm。 （3）气门杆长度

气门杆长度决定于气缸盖和气门弹簧的设计，一般总希望短些，以便降低发动机的总高度，减小气门的质量，通常

L?(2.5~3.5)D （2.4）

S195柴油机的L?(2.5~3.5)D=（105~147） mm。 （4）气门杆表面的热处理工艺

要经过淬火处理，要求的硬度不小于HRC50。才能满足其工作条件。 （5）气门杆与弹簧的锁紧

为了防止气门弹簧和气门锁夹断裂时气门落入气缸而引起严重的事故，可以在气门锁夹槽的下部增加一段凹槽，然后嵌入弹簧圈，凹槽的位置应能保证气门的下落量只比气门最大升程大12mm就可以。如图2.2柴油机的锁紧的组合图。

1- 气门 2— 气门锁夹 3—弹簧座 4—气门弹簧

图2.2气门弹簧锁紧图

2.1.5气门的主要损坏形式和预防措施 （1）排气门的烧损原因 a. 材料的高温耐蚀性不够。

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b. 燃烧残渣沉积在锥面，不能自行排出，使气门与气门座之间的导热性变坏，造成

锥面局部温度升高，促使气门材料烧损。

c. 气门座由于热应力或装配不当产生扭曲，在高温和气体压力作用下气门头部变形，因而造成气门漏气。 2.预防的措施：

a. 选择在高温下耐腐蚀性好的材料。应考虑柴油中含硫、重油中含钒的影响。 b. 在气门锥面堆焊基合金。

c. 适当的增加气门头部厚度，借以减少气门在工作时的变形和在头部边缘的热积

蓄。

d. 改善冷却水道的布置，适当的增加气门座圈的接触高度，以利充分散热，降低气

门的工作温度。

e. 采用气门选装机构。

2.2气门弹簧的设计

2.2.1气门弹簧的设计要求

要使气门在气门座上严密的配合和在挺柱沿着基圆r0运动的整个周期内保持气门关闭状态密封；在挺柱带有负加速度时，在气门、挺柱和凸轮要保证不变的运动学关系。要保证气门严密配合：

\Pnpmin?Frop(pr?pa)

（2.5）

式中，Pnpmin是在气门关闭时最小的弹簧力，Frop为喉口的面积，Pr\及Pa是排气管的压力和在进气时气缸内的压力，柴油机的压差为0.020.03MPa。 在气门机构零件之间运动学的关系保证在：

Pnp?KPjnp2

（2.6）

式中，K为储备系数（对柴油机机械离心式调速器时，取K=1.281.5,对化油器式发动机取K=1.331.66；Pjnp2是在挺柱有负加速运动时，换算到气门一边的机构惯性力。 2.2.2弹簧介绍

（1）气门弹簧的作用

气门关闭时，确保气门和气门座的闭合密封,气门开启时，使气门准确的随凸轮运动。

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（2）气门弹簧的工作条件

气门弹簧承受高频交变载荷，工况恶劣，故需精心设计，才能使其长期可靠地工作。气门弹簧一旦断裂会造成严重的发动机事故。气门弹簧的设计常常受到尺寸上的限制，因此气门弹簧应有合理的结构与尺寸，弹簧材料应有较高的疲劳强度，制造上应保证一定的精度并尽力避免各种缺陷。 （3）气门弹簧的结构

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两个气门弹簧，它既可充分利用空间，减小弹簧高度尺寸，又易保证弹簧所需要的弹簧力，并且在一个弹簧万一断裂时，也有可能在一定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相反。此外，由于两个弹簧的自振率不相同，可以相反阻尼作用，从而减少共振危险。气门弹簧钢丝直径d大多在（2.55.55）mm范围

内，弹簧旋绕比D2/d 一般为69（D2为弹簧的中径）。 （4）气门弹簧的选材

气门弹簧在应的工作温度下承受交变载荷，为使弹簧能长期的可靠工作，要求弹簧材料不仅具有良好的机械性能，而且应有足够的抗应力温度松弛的能力，在工作中不致产生过大的弹力消失现象。一般认为弹簧力小于名义值的85%以下时，弹簧就已经失效，不能继续使用，这是决定弹簧使用期限的一个重要因素，在弹簧设计时应根据弹簧的工作温度和应力大小合理的选择弹簧材料。

气门弹簧材料一般为碳素弹簧钢丝（I、II、III组）、65mn和50CrVA弹簧钢丝等。 碳素弹簧钢丝有冷拉和油催化—回火两种状态。对于195B柴油机的气门弹簧用的就是冷拉钢丝。因为冷拉钢丝有较高的抗拉强度（钢丝的直径越小，强度就越高），成本低廉，但是抗应力—温度松弛能力较差，使用与中等负荷的发动机使用，对于油淬火—钢丝的强度与钢丝直径关系不大，与冷拉钢丝相比较，直径在3mm左右的钢丝，它们的弹性极限大致相同，小于此直径的，冷拉钢丝强度高，反之，油催化—回火钢丝强度高。油淬火—回火钢丝的优点在于热稳定性较好，可适应用较高工作温度。对于各种弹簧材料适用的最高工作温度见表2.2.1。

表 2.1 各弹簧材料最高工作温度表

材料 碳素弹簧钢丝和65Mn弹簧钢丝 油淬火—回火碳素弹簧钢丝 50CrVA弹簧钢丝 10

最高工作温度（℃） 120 150 210

（5）气门弹簧特性曲线与气门惯性力曲线的配合

在设计时首先作出气门升程曲线和发动机最高转速时的加速度曲线，将加速度的坐标乘以配气机构在气门端的总当量质量即得到气门惯性力曲线（实际惯性力应与加速度方向相反）、由气门运动规律测试表明，实际的气门惯性力变化如下图虚线所示的情况，在从正惯性力过渡到负惯性力的波动最大，最易发生系统的脱落，弹簧力应超过气门系数振动时的惯性力，并且有一定的余量。在初步选定了p2和p1后，在气门升程曲线右方作出弹簧曲线方程，并在方程曲线上的C1、C2、C3 、C0等点处引水平线和垂直线，将水平线上截得的弹簧长度量到对应的垂直线上，在惯性力图上（图2.3） 得到弹簧力曲线，弹簧力至少要比惯性力大30%，在惯性力从正变负区域弹簧力的储备量还应更大一些，此时可对P2、P1作出适当的调整，以来满足要求。

图2.3弹簧惯性力

2.2.3气门弹簧的有关计算

已知：凸轮轴的转速np?0.5nn?1100r/min，和凸轮轴的角速wx?115rad/s，进气门的最大升程hxnmax?6.96mm，进气门喉口直径drop?32.5mm，圆弧凸轮线的尺寸：

r0?18mm,r1?138mm,r2?6mm,hTmax?7mm, a?r0?hrmax?r2?18.96mm，摇臂的尺寸： lr?32mm, 挺柱的升程、速度和加速度曲线图。弹簧的材料采用弹簧钢，lxn?46mm，

??1=35Mpa，?n?1500Kpa。

弹簧的最大弹力

2Pnpmax?kmxnalrnwx/lr

11

?236N （2.7）

式中 ，mxn为单面气门机构总重量，a为挺柱升程,lm/lr为摇臂比,wx为凸轮轴角速度。

弹簧最小的弹力：

2Pnpmin?kmxn(r0?r2)lrn?r/lr

=149N （2.8） 弹簧预压缩变形量：

fmin?(r0?r2)lm/lr

=17.25mm （2.9） 式中，r0为凸轮基圆半径，r2为凸轮顶部半径。

内、外弹簧之间的负荷分配： 内弹簧：

Pnp.nmax?0.3Pnp.max?70.8NPnp.nmin?0.3Pnpmin?44.7N

（2.10）

式中，Pnp.nmax为内弹簧最大压力，Pnp.nmin为内弹簧最小压力。 外弹簧：

Pnp.wmax?Pnpmax?Pnp.nmax?166.2N Pnp.wmin?Pnpmin?Pnp.nmin?104.3N （2.11）

式中，Pnp.wmax为外弹簧最大压力，Pnp.wmin为外弹簧最小压力。

弹簧的尺寸：

a、弹簧钢丝直径 ：外弹簧钢丝直径?w?4mm，内弹簧钢丝直径?np.n?3mm。 b、弹簧的平均直径：外弹簧平均直径Dnp.w?28，内弹簧平均直径Dnp.n?19mm。 c、弹簧的工作圈数：

ip.n?4G?np.nfmax8Pnp.nmaxD3np.n?5.6

ipw?

G?n4p..nfmax8PD3np.nmaxnpn. ?6.6 （2.12）

12

式中，G=8.3是钢丝剪切弹性模量，Dnp为弹簧直径，?np.n为最大变形量。 d、弹簧总圈数:

inn?ipn?2?7.6 inw?ipn?2?8.6 e、气门全开时弹簧的长度:

（2.13）

Lwmin?in.n?np.n?ip.n?min?29.1mm Lnmin?in.n?np.n?ip.n?min?22.6mm f、 自由弹簧的长度：

（2.14）

Ln.cn?Lnmin?fmax?48.22mm

Ln.cn?Lnmin?fmax?41.72mm （2.15）

2.3摇臂的设计

2.3.1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。

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。195柴油机采用的就是T字型摇臂断面。

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，短臂端的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的凹球端头接触，根据195柴油机的外形结构确定其摇臂比为46/32=1.44。

摇臂润滑：摇臂依靠摇臂轴支撑在摇臂支座上，摇臂钻有油孔，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。

摇臂的定位：摇臂轴上两摇臂间装有摇臂弹簧，防止摇臂轴向窜动，从而保证各摇臂相对气门杆的确定位置。在195柴油机上，采用的是用摇臂支座将两个摇臂分开，并且在两边缘处用卡簧将其锁紧。

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

13

求淬火热处理的工艺。

2.3.2摇臂与气门杆顶面间接触应力的计算

2PErm?r?0.3383 2r ?420?kfg/mm? （2.16）

2式中，Pr为气门杆顶面上的最大作用力，r为摇臂敲击部分的球面半径； 摇臂与气门顶面间的许用接触应力：??r??450?kfg/mm2?。 摇臂断面总应力为：

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

=400?kgf/mm2? （2.17）

式中，Pr为气门上的最大作用力，Wa为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。

上述应力?c的许用值??c?如下：铸铁??r??2.5kgf/mm2，锻造碳钢??r??10kgf/mm2，锻造合金钢：??r??20kgf/mm2，铸钢：??r??5kgf/mm2，轻合金：??r??2.0kgf/mm2。对于195柴油机选择??r??5kgf/mm2。

2.4推杆的设计

2.4.1推杆的功能结构形式

推杆是把凸轮的运动从凸轮轴传至顶置气门处，完成发动机的配气。

推杆是一个细长杆材料为45号钢，在工作时容易发生纵向弯曲，它是配气机构中刚度薄弱的环节。在S195型柴油机上是采用冷拔无缝钢管（或铝制空心管）制造。采用冷拔无缝钢管可减轻它的质量，减小往复惯性力。此外，缩短推杆的长度是减轻质量，提高纵向弯曲应力和整个配气机构刚度的有效办法。 2.4.2尺寸设计

根据195柴油机的结构，拟取它的长度设计为291mm ，外径9mm，球头半径4.5mm。 （1）推杆校核

14

推杆的纵向弯曲按下列计算：

Prp??2Ejl2?kgf?

5?1k0gf （2.18） ?2.5式中，P为作用于推杆上的临界力，E为推杆材料的弹性模量，J推杆中央横断面的惯性力；

J?

?1.19?10mm （2.19）

62?d64?2f2?dm?

式中，df为推杆的外径，dm为空心推杆的孔径。

np?PxpPp

?6.25?105 （2.20）

式中，Pt 为作用在推杆上的最大作用力。

对于各种用途的发动机，np在如下的范围：高功率轻型发动机，np?2.5~3，汽车拖拉机发动机，高速船用发动机，np?3~5，固定式和船用发动机np?4~6。 （2）接触应力的计算

接触应力按下面的公式计算：

2?1? 1?r?0.3383PpE???rr?12?2m

2 ??112?0.33832.5x105Em???4.55?? = 180kgf/mm2 （2.21） 式中 ，pp为作用于推杆上的最大作用力，Em为挺柱与推杆两种材料的平均弹量，r1为推杆的球头半径，r2为挺柱球面支座的半径。

对于各种用途发动机的许用接触应力??r?如下：汽车拖拉机发动机的接触许用应力为??r?=150200kgf/mm2，固定式和船用发动机为??r?=100120kgf/mm2，因

15

??????

为?r???r?故设计尺寸满足要求，即，推杆的长度为291mm ，外径9mm，球头半径4.5mm。

2.5挺柱的设计

2.5.1挺柱的结构

挺柱的功能是按凸轮的运动规律推动传动机构，同时承受凸轮的侧向压力。特别是挺柱的底面，由于和凸轮表面接触的面积很小，接触应力很大，表面磨损很大，甚至可能刮伤，因此挺柱侧面以及底面要求耐磨。形状是筒型，这种结构可以减轻它的质量，从而达到减小它的往复惯性力。它的这种结构同时也保证凸轮轴在旋转时，挺柱底面所受的偏心切向力使挺柱产生旋转运动，保证工作表面的磨损时很均匀的挺柱的轴线相对于凸轮的轴线的偏移量为1~3，而195柴油机的偏移量为2mm。

对于195柴油机采用的是平面挺柱，它的特点是结构简单，质量轻。对于高速发动机也是比较适合的。

挺柱的材料一般用的是低碳钢底部堆焊合金，或者铸铁底部采用冷激，或球墨铸铁制造，其摩擦表面应经过热处理提高硬度后精磨。挺柱的材料和底面的硬度是和凸轮轴材质及凸轮表面的硬度相匹配的。对与195柴油机的是20钢制造，底部堆焊合金，热处理的硬度≧HBC55。凸轮轴的材料为45钢，凸轮表面淬火处后，硬度为BRC54~65。

2.5.2平面挺柱导向面与导向孔之间的挤压应力的计算

最大挤压应力kmax按下式计算：

? kmax6mmax 2drl （2.22）

l是在凸轮的计算位置是，dl为挺柱导向面直径，式中，挺柱插入导向孔中的长度mmax是作用在凸轮上的最大力矩。

kmax?6mmax 2drl?39.36kgf/mm2

2.5.3平面挺柱的最大速度

平面挺柱的最大速度受限于挺柱端面的直径Dt，依据平面挺柱的凸轮机构运动

16

学可知，挺柱与凸轮的接触点偏移量e与挺柱的速度vr成正比：vr?ew 因此，挺柱端面直径Dr?35mm， 由发动机的总体布 置决定，则确定挺柱的最大速度dht/d?max必

须保证凸轮与平面挺柱不产生干涉，为此满足

?dhtd??max?emax?B??Dt??????a??2???2?222

emax?(Dt/2)2??a?B/2?

??13~14?m/s2.5.4凸轮与挺柱间接触应力的计算

（1）平面挺柱接触应力?r的计算：

F ?r?056522?1?ur?1?ue??B?????ErEe

（2.23）

? （2.24）

式中，F作用在凸轮上的力，P凸轮廓线瞬时曲率半径，B为凸轮与挺柱底面间的接触线宽度，ue、ur分别为凸轮材料与挺柱所用材料的泊松比， Ee、Er 分别为凸轮材料与挺柱所用材料的弹性模量。

以上ue或ur当使用的材料为铸铁可取做0.27，材料为钢材是取0.30。弹性模量经

2过查表可知:碳钢：2.0?104（kgf/mm），如使ur?ue?0.30并将此值代入公式中则可以

简化：

?r?0565F?11??B???Ee??Er

?5.67?106

（2）挺柱的导向面直径 dr与长度lr按照下面的公式确定

dr?(0.15~0.20)D （2.25）

=（14.2519） 取 16mm

式中，D气缸直径，Lr?(3.0~3.5)dr=（4859）mm。

17

根据S195的结构取dr=58mm,挺柱的导向面直径与挺柱孔间的径向间隙一般在0.020.08mm的范围内。 （3）挺柱头部球面支座的设计

挺柱头部加工有凹形的球面支座，它是支撑推杆球头的。在这种球头与球面支座的配合副中，为了再两者之间形成楔形油膜，球面支座半径r2应比推杆的球头半径略大，但r1与r2也不应相差过大，否则将使接触应力剧增，一般r2?r1?0.2~0.3mm。

2.6 凸轮的设计

虽然瞬时的打开和关闭气门能够获得最大的时间截面，但是这样做会使零件产生很大的惯性力。因此在设计配气机构时选用这样的凸轮型线，使它保证可以有足够的气缸冲量的同时，同时也保证运动零件的惯性力数值在允许的范围内。 （1）凸轮的设计时应该满足以下的要求

a. 具有合适的配气相位。它能照顾到发动机功率、扭矩、转速 b. 燃油消耗量、怠速工况和启动等各方面的性能要求。

c. 为使发动机具有良好的充气性能，因而时间面积值应尽可能大些。 d. 加速度不宜过大，并应连续变化。

e. 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。

f. 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。

g. 工作时噪声较小。

h. 应使气门弹簧产生共振的倾向达到最小程度。

i. 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。

上述这些要求往往相互矛盾，必须根据发动机的具体情况要求，抓住主要矛盾，协调各种因素，妥善解决。

凸轮线性通常根据所选的线型形成规律做出，这样保证制造比较简单的凸轮线形。 （2）凸轮的基圆设计

圆弧凸轮凸轮的外形轮廓由若干段圆弧构成。为了使圆弧凸轮可靠的工作，必须使其外形圆滑，各段圆弧在交接点处有公切线，这就要求圆弧凸轮各几何参数只见满足一定的关系式。这种凸轮设计比较方便，被广泛应用于一般柴油机配气机构。

凸轮型线从基圆开始绘制，从保证配气机构有足够刚性的条件出发选择它的基圆

18

半径r0，其值是根据凸轮轴直径dc来决定的，已知凸轮轴的直径dc?28mm，一般取

r0?0.5dc?(1~4)mm，取r0?18mm。

S195柴油机的配气相位角，根据手册可以得到：

表2.2 配气相位角

进气前角 19° 进气滞后角 49° 排气提前角 47° 排气滞后角 21° 配气相位与凸轮的作用角 ??0.5(180?a1?a2)? （2.26）

式中，a1为进排气的提前开启角，a2进排气的滞后关闭角。

??0.5(180?a1?a2)?

?110?

凸轮顶部的圆弧半径

r2?r0?D01?cos?2

?r0?htmaxcos??/2?

1?cos??/2?8 （2.27） ?6.5mm取r2?8mm。 凸轮腹弧半径r1

r1min?r?h??0tmax2?r02?2r0?r0?htmax?cos?2

?214.99mm （2.28）

取r1?216mm。

?2??r0??r0?htmax?cos2??2.7 凸轮轴的设计

2.7.1 凸轮轴基本要求

凸轮轴设计的要求,（1）正确的设计进排气凸轮的位置，实现配气正时，使柴油机正确的按照一定规律运转。（2）从柴油机的总体布局来设计凸轮的允许弯曲变形，合理的计算出支撑它的轴颈数目，轴颈的直径、和凸轮轴的最小直径尺寸。（3）选择

19

合理的材料和热处理工艺，使它不仅有足够的刚度与韧性，而且要使凸轮和支撑轴的表面有合理的硬度，具有较好的耐磨性。

凸轮轴的结构,S195柴油机是小功率柴油机，可以采用整体式凸轮轴，它的结构较紧凑，这种结构都是将凸轮轴从机体一端插入的，所以将它的两个支撑轴颈加工的尺寸大小是不同，前端的支撑轴颈尺寸大，后端的小些，而且前端轴颈的尺寸必须大于凸轮轴的高度，这样便于安装。轴颈上安装滑动轴承。

凸轮轴支承轴颈的数目,由于该柴油机是单缸四冲程发动机，不需要将支承轴颈设计的过多，只是将凸轮轴的前后端各设计一个就已经足够了，所以将该轴颈数目为2个。因为凸轮轴要承受一定的机械强度，必须要有足够的强度和韧性，同时还应具有一定的耐磨性，才能让发动机在正常的工况下工作，选择碳钢，一般选择45钢就可以满足要求了。S195柴油机经过查表得知，采用铁基粉末冶金，它是将它直接安装在凸轮轴轴承座孔内，它的型号：195—01018 如表2.3。

表2.3轴承座尺寸

前端 后端 内径 40 28 外径 47 35 宽度 27 26 2.7.2凸轮轴计算

（1）凸轮轴的定位方式：

定位的原因:由于汽车的上下坡或者在加速的时候，都可能使凸轮轴发生轴向窜动。为防止由此引起的对配气定时的不良影响，需要采用轴向定位措施。对s195型柴油机的采用的是轴向定位方式。 （2）凸轮轴的最小直径确定：

凸轮轴的最小尺寸可以按照下面的公式：Db?2R0?(2~4)上式中的R0是凸轮的基圆半径，由表可知：R0=14，当转速较高时，支承轴颈间距离较大、凸轮上受力较大时取上限值。 凸轮轴支承轴颈与轴承孔德径向间隙一般在0.020.03mm，范围内，轴向间隙为0.010.25mm。 （3）凸轮轴的热处理工艺： a. 渗碳； b. 渗碳； c. 机械加工；

20

d. 高频淬火（回火）； f. 机械加工；

（4）凸轮轴的损坏形式： a. 支承轴颈的磨损。

b. 凸轮表面的磨损、刮伤和点蚀。 （5）凸轮轴的计算：

根据气门弹簧和配气的计算的：配气机构运动零件的质量Mkn?115g，Mn?75g，

Mr?0，Mmr?0和Mn?120g，摇臂的尺寸：Lr?45mm, L=32mm 凸轮轴的角速度ω=115rad/s弹簧的最小弹力是P=239N，进气门的喉口直径d=36mm。 从排气门作用到凸轮上的最大的力为：

2\2prmax???Pnpmin??dn/4(pr?pr)??ln/lr?Mrwx(r1?r2)

?259N （2.29） 式中，da?36mm 为排气门的直径，dba?42mm为进气门的直径。

凸轮轴的弯曲量：

Y?0.8Ptmaxa2b244El(dp??p)?0.0003mm5式中，E?2.2?10mpa为钢的弹性模量。

（2.30）

凸轮轴跨距长度：L?a?b?26?70?96mm； 根据结构总体布置来取轴的外径

2r0?2?38mm，?p?10mm轴的外径，选取时要考虑利用轴的外径向凸轮供给润滑油和保持轴要具有足够的刚度。 挤压应力：

/bn?r1?cm?0.418PmErax? =25Mpa （2.31） 式中 ，bn=25mm为凸轮的宽度。

2.8 本章小结

通过理论的计算，结合实际。从而计算出各零部件的详细尺寸，本章分别设计了

21

气门的尺寸、摇臂的详细尺寸、推杆、挺柱以及凸轮轴的尺寸。从而的到个零件的cad图纸，为设计中的三维建模打下基础。

22

第3章 Pro-engineer和ADAMS软件理论基础

3.1虚拟样机技术介绍

在现代产品设计中，传统的经验设计、类比设计和静态设计已不能满足工程需要，必须进行动态分析和动态设计。因此现在产品设计必须突破二维图样电子化的框架转向以三维实体建模、动力学模拟仿真和有限元分析为主的机械系统动态仿真设计。

在工业产品生产发展的200多年的进程中，创造性的设计活动发生了巨大的变化。在手工业时代，设计是面向车间的。随着大批量生产的出现，也就出现面向标准的设计。而随着计算机的出现及其发展，出现了计算机辅助设计。计算机辅助二维设计已相当普遍，基本实现了二维设计的电子化。真正的计算机辅助设计不仅是简单的二维设计的电子化，还应当包括零部件的结构工艺性、可装配性和可制造性分析，以及用FEA（有限元）技术分析零部件的结构强度、刚度和模态等。

人们发现，即使机械系统的每个零件都是优化的，也不能保证整个系统的性能良好，从而出现了系统设计技术，系统设计在计算机上的实现就是虚拟样机技术。所谓虚拟样机技术就是将分散的零部件设计和分析技术柔合在一起，在计算机上建造出产品的整体模型，对产品在投入使用中的各种工况进行仿真分析，预测产品的整体性能，进而改进产品设计、提高产品性能的一种新技术。由于虚拟样机技术是建立在产品性能的基础之上，解决了设计与制造过程中的弊端，必将提高产品设计品质、缩短开发周期和降低开发费用。

机械系统虚拟样机主要研究的是如何利用计算机辅助进行机械系统的运动学和动力学分析，以确定系统及结构在任意时刻的位置、速度、加速度，同时确定系统及构件所需的作用力和反作用力 。

虚拟样机技术的理论基础是系统动力学，古典的刚体力学、分析力学和计算机技术的结合产生了多体系统动力学。多体系统动力学分为多刚体系统动力学和多柔体系统动力学。多刚体系统动力学已形成了比较系统的研究方法，主要的研究方法有：牛顿一欧拉方法；拉格朗日方程法；图论方法；凯恩方法；变分法等。多柔体系统动力学研究的方法有：牛顿一欧拉向量力学法；拉格朗日方程分析力学法等。现在市场上有多种多体系统动力仿真商品化软件，主要有ADAMS（automatic dynamic analy—sis of mechanical system），DAD S（dynamic analysis and design system）。

23

3.2虚拟样机强有力的工具

Pro-engineer．ADAMS在建立虚拟样机过程中，必须建立产品的虚拟模型并对其进行动力分析。在三维建模软件中，作者采用Pro-engineer，动力仿真软件采用AD AMS。

Pro-engineer是美国参数化技术公司（Para—metric Technology Corporation）的三维设计软件，是一套由设计至生产全面覆盖的机械自动化软件。PTC基于单一数据库、参数化、特征、全相关的概念开发了Pro-engineer，并已成为机械CAD ／CAE／CAM 领域的标准。Pro—e广泛用于机械设计、模具设计、加工制造设计、并且能用于结构分析、优化设计、二维和三维的动态造型仿真设计及数据库管理等。软件包Pro-engineer是该系统的基本部分，其中主要功能包括参数化功能定义、实体零件及组装造型、三维上色实体或线框造型、完整工程图产生。另外常用的模块有：Pro／Designer（概念设计）、Pro／Assembly（实体装配）、Pro／Sheetmetal（板金造型和组装）、Pro／NC-check（NC仿真）等。另外，Pro—e中还有一些数据交换模块，实现与其他常用软件如：CATIA 、UG、CIMATRON、MDT等的数据交换 J。

ADAMS是美国机械动力公司（MechanicalDynamics Inc．）研制的可视化仿真分析软件，AD AMS使用交互式图形环境以及部件库、约束库和力库，建立三维机械系统参数化模型并通过其动力仿真分析和比较虚拟样机，提供最佳设计方案。AD AMS仿真可估计机械系统的性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷及计算有限元的载荷输入。

ADAMS的核心模块有：a. 用户界面模块（ADAMS／View），它将简单的图标、菜单、交互式图形建模、仿真计算、动画显示、曲线图处理和结果分析等功能集成在一起；b. 求解器（ADAI、／IS／Solver），该模块自动形成机械系统的动力学方程，提供静力学、运动学和动力学的解算结果；c. 专用后处理模块（AD SMS／

Postproces—OR），可以用来输出高性能的动画，各种数据曲线等。ADAMS的功能扩展模块主要有：a. 试验设计与分析模块（AD AM S／Insight）；b. 振动分析模块（AD AMS／V ibration）；c. 液压系统模块（AD AMS／Hydraulics）等。还有一些功能强大的专业模块如：轿车模块（AD AMS／Car）和铁道模块（ADAMS／Rai1）等。

3.3 用Proe-engineer和Adams开发虚拟样机的主要流程

虚拟样机作为多体动力学和数字技术的设计平台，在一定程度上有与物理样机相似的功能和真实度，虚拟样机利用精确逼真的数字模型表示物理样机的各组成部分及整个原型样机，虚拟样机可贯穿于整个设计过程。在概念设计阶段，利用虚拟样机技术从众多的设计方案中选择最佳的设计方案；在设计细化阶段利用虚拟样机技术评定

24

系统的稳定性和操作性，进行优化设计；在设计验证阶段，利用虚拟样机代替物理样机，通过不同的输入，能够有效地观察系统的一系列运动过程，对暴露出来的问题，查找原因并提出解决方法；在样机试制阶段，可通过虚拟样机技术进行系统试验和性能演示。另外，也可用虚拟样机技术进行系统的故障诊断，进行工作状态再现。构造系统虚拟样机的主要流程如下：

a. Pro-e建立机构简图，进行运动方案设计； b. 用Pro-e建立三维模型，在Pro-e环境中建

c. 用ADAMS／Exchange模块将三维模型转换成ADAMS机构模型（也可用ADAMS内部实体库存建立简单的机构模型）；

d. 在ADAMS／View工作环境中增加运动约束和驱动，并建立需要观察的动力学参数；

e. 利用AD AM S／Solver模块进行动力学分析；

f. 利用ADAMS／lostprocessor模块进行仿真结果的后处理，绘制曲线图；

g. 可以将以前物理样机的测试数据输入ADAM S／Postprocessor进行曲线绘制，并比较虚拟样机的曲线，从而验证所设计的方案；

h. 利用Optimize（优化）功能进行优化设计，满意后输出分析结果。

3.4 多体动力学软件

随着虚拟样机技术（Virtual Prototyping, VP）的发展，美国MDI（Mechanical Dynamics Inc）公司开发的ADAMS（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System）软件是世界上最具权威性的，使用范围最广的虚拟样机仿真软件。传统的机械系统仿真过程如图3.2中的6个步骤，ADAMS将其中的3、4、5、6这四个关键步骤自动化、交互化，把机械系统仿真技术推到一个新的高度，从而达到缩短产品开发周期、降低开发成本、提高产品质量及竞争力的目的。

由于多体系统的复杂性，在建立系统的动力学方程时，采用系统独立的拉格朗日坐标将非常困难，而采用不独立的笛卡尔广义坐标比较方便。ADAMS采用拉格朗日乘子法建立系统的动力学方程。它选取系统内每个刚体质心在惯性参考系中的三个直角坐标和确定刚体方位的三个欧拉角作为笛卡儿广义坐标，用带乘子的拉格朗日方程处理具有多余坐标的完整约束或非完整约束系统，导出以笛卡儿广义坐标为变量的运动学和动力学方程[13]。

d?TT?TT()?()??T???T??Q （3.1） dt?q?q25

完整约束方程：?(q,t)?0

1 识别大位移机械系统 2 简化系统 （零件、约束、3 建立系统的数学模型 4 列出系统运动5 求解系统运动方程 6 后处理 （数据、动画、曲

由ADAMS/Solver自动图3.2机械系统仿真步骤

由ADAMS/View交互非完整约束方程：?(q,q,t)?0

式中，T为系统动能；q为系统广义坐标列阵，Q广义力列阵，?为对应于完整约束的拉氏乘子列阵，?为对于非完整约束的拉氏乘子列阵。对于每个刚体列出6个形如式（3-1）的微分方程和相应的约束方程，并化简为一阶微分方程组的初值问题，

运用修正的Newton-Raphson迭代算法迅速求解。其求解数据流程如图3.3。

ADAMS 微分方程组 转化为代数方程组 1、积分器（GSTIFF&WSTIFF求解代数方程时域解组 输出文件 图3.3 ADAMS求解流程图

代数方程组 转化为线性方程组 3、 高斯消元 求解线性方程组 2、Newton-Raphs ADAMS中的系统以数据库（database）形式存储和管理，一个典型的数据库文件包括

26

构件（part）、运动副（constrain）、力（force）、输出（plot）、视图（GUI）等其逻辑结构如图3.4。

数据库 模型 测量 函数组 重力加速度 约束 零件 作用力 测试数据曲线仿真分析图 仿真结果 几何体 标记点 数据分量

图3.4 ADAMS数据管理流程图

ADAMS主要由VIEW、SOLVER、POSTPROCESSOR三部分组成。另外还有若干专业模块：ENGINE、AIRCRAFT、VAIL、CAR、FLEX等。这里主要介绍一下ADAMS/VIEW模块。ADAMS/VIEW是ADAMS系列产品的核心模块。它将简单的图标、菜单、鼠标点取操作与交互式图形建模、仿真计算、动画显示、X-Y曲线处理、结果分析和数据打印等功能完美的结合在一起。其界面如图3.5。

ADAMS/VIEW采用简单的分层方式完成建模工作，提供了丰富的零件几何图形库、约束和力/力矩库，并且支持布尔运算，采用Parasolid作为实体建模的核，支持FORTRAN/77和FORTRAN/90中所有的函数。除此之外，还提供了丰富的位移函数、速度函数、加速度函数、接触函数、样条函数、力/力矩函数、合力/力矩函数、数据元函数、若干用户子程序函数以及常量和变量等。自9.0版后，ADAMS/View采用用户熟悉的Motif界面（UNIX系统）和Windows界面（NT系统），从而大大提高了快速建模能力。在ADAMS/View中，用户利用TABLE EDITOR，可像用EXCEL一样方便地编辑模型数据，同时还提供了PLOT BROWSER和FUNCTION BUILDER工具包。DS（设计研究）、DOE（实验设计）及OPTIMIZE（优化）功能可使用户方便地进行优化工作。ADAMS/View有自己的高级编程语言，支持命令行输λ命令和C++语言，有丰富的宏命令以及快捷方便的图标、菜单和对话框创建和修改工具包，而且具有在线帮助功能。

27

图3.5ADAMS/VIEW的界面

3.5 本章小结

本章对计Pro-engineer和ADAMS软件进行了简单的介绍，计算机仿真设计已经成为机械工业行业的主流，计算机仿真可以缩短设计周期，减少设计成本。

28

第4章 建模与仿真

4.1 Pro-engineer实体建模

（1）气门

利用proe中的旋转命令，根据气门的尺寸画出气门如图4.1。

图4.1 气门

（2）弹簧座、锁片

利用旋转命令，得到气门锁片、弹簧座，如图4.2。 （3）弹簧

利用旋转扫描命令，获得内外弹簧的三维模型，如图4.3 。 （4）摇臂

利用拉伸命令，在草绘图上绘制出摇臂二维图形，经对称拉伸后获得摇臂的三维模型。如图4.4 。

29

图4.2锁片（左）、弹簧座（右）

图4.3内弹簧（左）、外弹簧（右）

图4.4 摇臂

30

（5）推杆

利用旋转命令获得推杆三维模型，如图4.5 。

图4.5推杆

（6）挺柱

利用旋转命令获得挺柱的三维模型，如图4.6 。

图4.6 挺柱

（7）凸轮轴

利用拉伸命令得到凸轮轴，如图4.7 。

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图4.7凸轮轴

4.2建立Proe装配图

（1）气门组

在proe中新建组建，插入组建，元件装配。分别插入，气门、锁片、弹簧座、内弹簧、外弹簧。按照一定的位置关系组装在一起获得气门组，如图4.8 。

图4.8 气门组

（2）摇臂组

将摇臂和调整间隙螺栓装配到一起，获得装配图。如图4.9 。

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图4.9 摇臂组

（3）总装配图

将凸轮轴插入到组件图中，确定位置后将挺柱插入，挺柱在凸轮轴的正上方，挺柱底面与凸轮相切。再将推杆插入，推杆与挺柱相切并且在同一轴线上。在京摇臂组插入，调整间隙螺栓与推杆相切，摇臂与凸轮轴相互垂直。插入气门组，气门组在摇臂的下方，之间有0.8mm的调整间隙。单面组装完毕，同样原理组装另一半，便可得到最终的 总装配图。如图4.10 。

图4.10 总装配图

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4.3将装配图导入Adams

（1）利用Proe和Adams的接口软件Mchepro2005将Proe模型转换成Adams文件。 用Mech/Pro菜单管理器，将总装配图进行设置。创建实体后在模型中创建所需的marker点，以便在Adams软件中使用。用interface功能导出Adams viewer文件。 （2）Adams软件import文件

打开Adams软件，导入总装配图cmd文件如图4.11。

图4.11 adams总装配图

（3）添加约束

在凸轮轴、摇臂上添加旋转约束，在挺住、气门上添加直线移动约束，在挺住与推杆之间、推杆与摇臂之间添加求约束。在两挺住与凸轮轴之间、两气门与摇臂之间添加contact力。在气门与地面（即刚体）之间添加弹簧，凸轮轴处添加旋转驱动。如图4.12adams拓补图，其中H1为旋转福即刚体与凸轮轴之间添加旋转福；H2为旋转直线副是凸轮轴与挺柱之间的约束；H3为旋转副，挺柱与推杆之间的约束；H4为旋转副，推杆与摇臂（调整螺钉）之间的约束；H5为接触力，摇臂与气门之间的约束；

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H6为直线移动副，大地（刚体）与气门之间的约束；H7直线移动副，大地（刚体）与挺柱之间的约束；H8为旋转移动副，大地（刚体）与摇臂之间约束。通过adams加完约束后得到可仿真的模型。

H1

H7 H8 H5 凸轮轴 H2 H3 H4 推杆 摇臂 挺柱 大地 （刚体） H6 图4.12 拓补图 气门 4.4配气机构多体动力学仿真结果及分析

（1） 排气门的运动

图4.13到图4.15为排气门升程、速度、加速度随曲轴转角的变化曲线。气门升程和速度曲线光滑，说明配气机构运行平稳，没有发生飞脱现象。气门加速度是配气机构平稳性的重要参数，气门加速度变化率最大值即Jerk值最大为0.01 mm / deg3没有超出限值范围，配气机构平稳。

图4.13 排气门升程曲线

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图4.14 排气门速度曲线

（2）发动机转速对气门速度的影响

仿真分析选择怠速（750 r/min），标定转速（2000 r/min），极限转速（2600 r/min）共3 种发动机转速下排气门的速度。

图4.15 排气门加速度曲线

从图4.16中可以看出，在不同的发动机转速下，气门在开启和落座一瞬间均存在振动，只是在低速转动时振动幅值较小，而高转速时振动幅值较大。

配气机构在工作中，气门往复地不断冲击气门座圈，而且在工作中一般无润滑条件，因此气门与气门座圈之间的摩擦磨损，是其主要失效方式之一。在设计中，除了要对气门与气门座圈的材料进行良好选择匹配外，同时还须控制气门相对于气门座圈的冲击速度。

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图4.16 不同转速下排气门速度曲线

从图中可以得出，当凸轮轴的转速增加时气门的速度也相应的有所增加，但速度总体规律不变。即配气机构气门落座速度随发动机转速的增加而增大。 （3） 凸轮与挺柱间的接触力和接触应力

通过动力学仿真得到的凸轮与挺柱之间接触力与接触应力随凸轮转角的变化，见图4.17。凸轮与挺柱之间的接触力，是随时间不断变化的，如果机构不发生飞脱、反跳等分离现象，该作用力应始终为压力，即数值不发生变号。从图中可以看出，接触力始终为压力，说明该配气机构没有飞脱和反跳发生。

图4.17 凸轮与挺柱之间的接触力

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图4.18 不同转速凸轮与挺柱之间的接触力

由图4.18可以看出当转速增加时凸轮与挺柱之间接触应力也随之增加，但规律没有变化，也就是说凸轮的转速只会影响到接触力的大小，并不影响其规律。通过仿真可以判断最大与最小的接触应力。 （4）摇臂与气门之间的接触应力

通过动力学仿真得到的摇臂与气门间接触力与接触应力随凸轮转角的变化，见图4.19。摇臂与气门之间的接触力是随时间不断变化的。从图4.20中可看出改变凸轮轴的转速只影响到了力的大小，不影响其运动的规律性。

图4.19 摇臂与气门之间的接触应力

从以上可以总结出，凸轮轴的转速大小并不改变配气机构的总体运动规律。只是改变了力的大小以及速度的大小。但当凸轮的转速过大时会导致弹簧的折断，即配气

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机构的力和速度过大使得弹簧或其他零部件不能承受而导致机构被破坏。

图4.20 不同转速下摇臂与气门之间的接触力

S195柴油机配器机构为凸轮轴下置、推一挺一摇型式配气机构．其传动方式是齿轮传动：曲轴齿轮通过齿轮传动机构驱动凸轮轴转动，凸轮轴凸轮通过挺柱、推杆驱动摇臂转动，最终利用摇臂转动和气阀弹簧控制气门运动规律。

文中所选实例柴油机标定转速为2000 r／min，因此选择1000 r／min作为凸轮轴转速进行虚拟配气机构仿真。求解后，可得到大量的各零部件和连接的运动和力学参数。用凸轮升程数据拟合成曲线对比，虽然，凸轮曲线与气门曲线数不相同，但总的变化趋势一致，气阀的具体数值可以根据第一部分的相关公式计算出来。新以选择凸轮的相关数据做对比。

图4.12为排气门和排气挺柱升程位移曲线，从图上对比可以看出，位移战线基本

（a）气门升程

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（b）挺柱升程 图4-20位移曲线

一致，仿真的最大升程为10.03mm，理论升程约为10mm，这是由于实际的摇臂与挺柱不在同一平面和仿真过程中存在一定误差引起的，且曲线也比较光滑。

图4.21为进排气门的速度曲线，从图中可看出进排气门的速度相差101o与进排气门之间凸轮的夹角103o相差不多，证明仿真正确。

图4.21进排气门速度曲线

当把转速设定到足够大时就会使得整个机构的运动失衡，如图4.22可以看出挺柱的速度发生了变化，也就是说挺柱脱离了凸轮，造成整体运动失效，不能达到预期的目的。

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图4.22 失效挺柱速度图

图4.23 失效气门速度图

图4.24为进、排气弹簧的受力曲线，对比可以看出，弹簧的受力曲线与气门的升程曲线基本一致，在工作段过后的时间里，弹簧应该没有位移，但从图中看出却有小的波动，证明气阀落座后会有小的振动，挺柱凸轮间有小的碰撞．但从一个周期内观察，这些波动是微乎其微的，可以忽略。通过上述运动分析与动力仿真，能方便地求出配气机构上各个构件的运动规律（包含各计算点的运动数据）。根据分析与仿真的结果，便可以对配气机构的运动、动力特性及充气性能进行分析、比较、评价，在此基础上寻求改进途径。图4.25为进排气门的位移曲线，由图中可以看出他和弹簧受力曲线相似。

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图4.24 进、排气弹簧受力曲线

图4.25 进、排气门位移曲线

4.5本章小结

本章通过proe软件进行实体建模，再通过接口软件（mechpro）进行中间转换，从而将三维模型导入adams软件进行仿真。仿真对排气门的速度加速度位移进行了分析得到其仿真图形曲线，改变凸轮轴的转速在对各个参数进行测量得到不同的曲线进行比较从而得到凸轮轴的转速对配气机构运动情况的影响。

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结 论

（1）在分析装配约束关系的基础上利用Pro／E软件为工具，实现了S195柴油机配气机构的三维实体建模、装配过程及装配模型，同时在装配过程中利用装配干涉检查，使设计效率大为提高。

（2）利用Pro／E和ADAMS软件相结合的方法建立S195柴油机配气机构虚拟化样机，虽然仿真结果与理论计算结果有一定的误差，但总体来看是合理的，能够满足一般工业的需要。

（3）基于ADAMS建立的配气机构虚拟样机仿真可提供大量的运动学和力学参数，这些依据不仅可用于分析机构运动与动力学特性，也可为进一步有限元结构分析以及系统优化提供基础，从而提高柴油机配气机构设计质量，缩短开发周期、降低开发成本。

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