分析和實驗 輸出式凸輪閥系統 的 液壓挺桿 Won-Jin Kim-, Hyuck-Soo Jeon- and Youn-Sik Park- （ 1989 年 9 月 11 日） 在本文中，跟隨型凸輪式閥系統采用了液壓挺桿的運動分析和實驗研究研究。首先，為每個相應的凸輪角度 和 凸輪與從動件之間的接觸點， 做 精確的運動分析。 6 自由度 J 彈簧 阻尼器模型構建模擬閥動作解析。構建模型時，大多數參數 已 確定。但一些值，這是很難派生 的 ,如阻尼系數的實驗測定與工程 參數 。為了顯示的效果分析模型，預測凸輪閥動作，直接比較，測得的氣門和挺桿運動 。 關鍵詞：指跟隨（ Oscillati W 滾子從動件），頂置凸輪軸（ OHC），凸輪閥門系統，跳躍，彈跳 NOMENCLATURE- A E：在挺桿油腔的等效截面積， C.C.2 C.3：等效阻尼系數閥 閥座 C.e：阻尼系數， N-S / M C， F， CVF， CFE：等效阻尼系數接觸 C， P：挺桿： ns / m 的等效阻尼系數 0：基本的自然頻率，氣門彈簧，赫茲 H：汽缸和活塞，毫米之間的空隙。 K.1K. 2 K.3：閥的等效剛度系數 K.：剛度挺桿， N / m 的彈簧軟 K， F， KVF， KFE：接觸的等效剛度系數 L：柱塞長度， mm 杠桿臂，力 Ff“毫米 VF：毫米力 FVF，杠桿臂 跟隨質量， kg MT：相當于挺桿質量， kg MV：相當的閥門質量， kg； 1 簡介 設計凸輪的氣門傳動裝置的內部燃燒引擎，有很多事情要考慮，如閥面積，峰 值 的凸輪加速，正確的凸輪 運行 角度，由于增加的速度斜坡內燃機，凸輪閥的動態效果系統變得更重要。最近，一些研究聚焦的動態效果上的凸輪氣門系統已經完成。秋葉等（ 1981）構建了一個自由度模型來分析 OHV（頂置氣門）式凸輪氣門系統，并研究了系統運動的動態效 果。 Jean 和 Pink（ 1989 年）試圖來分析同一個類型的閥門集中質量的動態模型，并設計了一個系統最佳的凸輪形狀考慮動態 模型 。皮薩諾和弗羅丹斯頓（ 1982）開發了一個動態模型的高速度閥系統能夠預測既有正常系統響應以 非正常系統 的跳躍。 目前 幾乎 出現 集中在高速凸輪系統的研究系統上具有恒定的搖桿臂比和閥 體的 分離現象。特別是凸輪的分析系統 與 液壓挺桿 的關系 一直沒有徹底研究。在這項工作中，一個頂置凸輪軸凸輪的氣門液壓挺桿和 從動件的分析 ，解析與分析集中質量模型 的疑難 和驗證了其可靠性。這項工作中所用的凸輪 從動 系統是具有復雜的 動態液壓挺桿和非線性不同搖臂比率 的 。 從搖臂比值偏離高達 34的基線值和凸輪之間的接觸跟隨移動。 從動件 的擺動不支持在一個固定的點 擺動 ，但 可以 在一個頂部安裝垂直移動的支點的液壓挺桿 下擺動 。液壓挺桿的主要作用是消除氣門間隙， 排除 氣門機構內的有害影響。但是在高工作速度區域，液壓挺桿可以 讓 一個不尋常的氣門運動 恢復正常 。因此，液壓挺桿的特性，必須考慮 其 在配氣機構的動態模型 中的地位 。研究的 主要目標 類似 CAM 系統 ，它 是由陳和皮薩諾（ 1987 年）建立 的 六自由度模型考慮平移和旋轉運動的跟隨 型 閥門。 遺憾的是 他們用一個簡單的單自 由度模型的液壓挺桿 作為分析對象 。他們只注重分析工作，并沒有試圖驗證實驗的結果 2 閥門建模 OHC 式凸輪氣門實際的整體形狀是 如圖 1.所示 ,為了準確地描述閥運動，閥 為 6個 自由度。閥的開閉運動 YV，液壓挺桿平移運動 Y， 跟隨平移和旋轉運動 Y 和8，和兩個額外程度的自由 YS 和 YS2 代表氣門彈簧平移運動。采取氣門彈簧 YS和 YS2 的原因 是考慮氣門彈簧激增的現象。它是已知的的閥簧影響閥動作 之一 ，尤其是在運行速度是很高的 時候 。由于凸輪軸可視為剛性 的 和固定在其軸承上，其動態特性在模型中被忽略 ， 建模過程的細節解釋如下。 圖 1 結構示意圖 2.1 聯絡點建模 如圖 1 中所示 ，跟隨型凸輪氣門有 4 個氣門傳動 的 部件之間的接觸點。那些是從動件 和挺桿之間 的聯系 ， 凸輪 從動和閥的閥座和閥。閥座的接觸 點 與 其他接觸件 發生周期性的 運動 ，不同 接觸件 應該保持 其自身的運動方式 。閥座剛度（ KSE）和阻尼（ CSE）的的均取自以前發表的文獻（陳和皮薩諾， 1987）上 ， 另一方面，相當于阻尼和剛度系數在其他的接觸點進行了預測接觸理論利用形狀系數，彈性模量 。 AJ 假設適當的范圍內的接觸的力量，相應 于 接觸剛度計算 中的 接觸理論。然后，等效剛度在每個接觸點的最小誤差曲線 中 獲 得的接觸剛度（ Roark 和青年，1976 年）。它假定挺桿和從動件之間的接觸是凸輪和跟隨器兩個領域之間的內在聯系 相當于互相 接觸的兩個氣缸，從動件和閥之間是在一個平面上的氣缸的接觸。在每個接觸點的阻尼系數假設為 0.06，臨界阻尼系數（ CCR）使用式（ I）的計算。 M，和 Mz 相當于群眾每個接觸的部件。它假定每個接觸組件的等效質量（ M，和 Mz）被連接由一個彈簧和一個阻尼器連接。 在每個接觸從動件的等效質量（ Me）的點，可以得到由式（ 2）考慮到跟隨器的轉動慣量。 MF 是跟隨同等質量和 同等 距離之間的的 從動件 質量 中心和每個相應的聯系點。在接觸點的等效質量的凸輪軸點估計到無窮大的，它是剛性的，固定在其軸承 上 。相當于群眾的挺桿和閥在其他的接觸點 M，和 MV。 圖 2 使用的模型 2.2 氣門彈簧建模 為了考慮閥彈簧緩沖效果，該閥彈簧建模與 式 2（ M， MZ），一些假設的閥簧建模。這些是：（ 1）對稱性（ K.， KSA 和 C），（ 2）等效的靜態剛度和基本的自然頻率與模型模型和實際之間 具有 固有 的 頻率系統，（ 3）適當的阻尼假設。由于考慮到氣門彈簧夾緊，夾緊邊界條件，次級自然頻率閥春時的基本春天的兩倍自然頻率。所有的上述假設給 出： 彈 簧剛度和固有頻率的使用閥彈簧假定比例為 4的粘性阻尼。 2.3 液壓挺桿建模 圖 3 所 示液壓挺桿的橫截面 示意圖 。油通過入口進入和填充中央挺桿柱塞腔。當柱塞向下移動 時 單向閥被關閉，油從油室通過狹窄的活塞和汽缸之間的間隙產生出的 阻尼力。在下一步驟中，當柱塞向上移動，由于內部的彈簧定位腔室，所述單向閥被 油 打開，油重新填充 閥 室。液壓挺桿 的變化如 簡化圖 3 所示， 右側等效剛度的挺桿被 假設 估計，所流體是完全以壓縮 的形式 流過徑向間隙。 關系 式： 其中， E 是體積彈性模量，他的長度是壓縮的油室， Ae 是柱塞面積。另一方面 ，等效阻尼 系數 證明 油是完全不可壓縮的。它認為過多的油脂因柱塞運動完全通過流動的徑向間隙。然后等效阻尼值可以預測理論流體力學。它是已知的阻尼系數柱塞運動的方向變化。這些 得出 其中 J1 是油的粘性系數， L 是柱塞長度， RP 柱塞的半徑， h 為間隙缸和柱塞。所有挺桿尺寸和性能列于表 1 中。方程（ 4， 5），來自上述兩種極端的情形。一為 假設完全壓縮，和另一種是完全不可壓縮 的 。但在實際情況中，由于阻力（ FD） ，柱塞運動將被放置在中間的某個地方兩個值（ Kreuter，馬薩諸塞州， 1987）。 于是 于推出了兩款系數 a 和 P（ O A I， OP 1），阻力可建模為式（ 6）。 其中， a 和 p 可以通過比較模型確定模擬結果與實驗測得的記錄 。 2.4 質量和轉動慣量建模 閥，柱塞挺桿，和 從動件 質量（ MV，山和 MF）直接測量。從動件的轉動慣量如果考慮其幾何形狀 必須 經過精心計算。所有用過的質量 ， 剛度和阻尼值進行了總結于表 2。 圖 3 液壓挺桿和簡單的操作圖 。 表 1 挺桿的尺寸和性能 和表 2 使用的模型參數 3 分析 手指跟隨型 ORC 凸輪氣門系統的特征在于與不同的凸輪軸搖臂比旋轉。所以搜索確切的運動學分析聯絡點凸輪與從動件之間是不可避免的，做動態分析。 3.1 運動學分析 凸輪和從動接觸 時 ，挺桿被認為是固定的點。結果發現，挺桿運動時接觸點的影響是可以忽略不計。挺桿運動，這是在大多數 O.I（毫米）。就足夠 小了 ，可以忽略不計不同凸輪升程的幅度。當凸輪給出的數據是與所需的實際的凸輪形狀的凸輪升程 時 （ S），（ X， Y），接觸與平坦的跟隨，可以得到由式（ 7）的基準搖臂比為 1.47 的波動范圍搖桿在循環過程中，臂比從 1.15 至 1.97 不等。 其中， Rc 為凸輪基圓。 0 是凸輪角， S 是平面從動位移，且 X 和 Y 指定的凸輪形狀。增量可以計算出三條曲線間的平面從動位移，當凸輪的形狀 （ X. Y），凸輪和從動件之間的接觸點，可以 進行 運動學分析。圖 4 所示的想法 是 如何找到聯系點的 順序 。首先，旋轉的 從動件 圍繞一個固定的凸輪。然后再找出軌跡跟隨中心（ CC）。搜索每個跟隨的聯絡點旋轉角度（ OC） ， 使用原則的接觸點的連接線的 凸輪中心（ A）和跟隨中心（任何點位點 CC） ， 交叉對應的凸輪角度的切線。然后 CON 軌跡可以通過以下來確定旋轉接觸點 下 落 后 可能相應凸輪角（ 8e）的。的運動學尺寸圖。 4 給出于表 3。瞬時搖臂比的計算方法除以與手指跟隨器的總長度樞轉點和凸輪和之間的水平距離為每個相應的凸輪從動接觸點角 度。得到的接觸點軌跡和相應的波動搖臂比本研究示于圖中。圖 5（ a），（ b）所示。 圖 4 滾子從動件的運動學分析 圖 5 接觸點軌跡和波動搖臂比 3.2 動力學分析 根據 凸輪形狀，操作速度和從動件的形狀的 運動規律， 運動方程可以很容易地構造。在計算過程中的接觸點，所有尺寸的 L FC（挺桿和 跟隨質心之間的距離），之間，和 L 的（閥和從動質量中心之間的距離 ， L u 和 LVF 表 3 中給出的是恒定的。 LFC 計算的 是 瞬時接觸點。影響波動的氣門搖臂比動力學表示通過 LFC 改變。 所以 方程的運動可以被構造為 其中 Fo 是氣門彈簧的預壓 縮力（在本研究中， FO= 275N）的接觸迫使 Ff 的FFC， FOF 可以被確定為式（ 9）。 由于研究式（ 8， 9），被耦合所有方程 是 非線性的。因此，數值積分方法（在本研究中龍格 - 庫塔法），讓所有的組件運動。由于計算的運動方程，分離在閥的現象，如跳躍，可以在每次實例檢查 得到 。該分離可以被檢測通過檢查的接觸力。標準判斷在每一個接觸點的跳躍現象是如下所示， 不明原因發熱， Ffeo 是在每一個初次接觸力聯系點。在計算凸輪閥動作，分離的每次實例 的 標準進行了測試。上述標準是較為滿意，則接觸力變為零，并且我們可以判斷發生分離之間的相應的組件。 表 3 運動尺寸 圖 6 實驗裝置 4 實驗 為了證明模型模擬的有效性，實驗工作已經完成， 且 相互比較。圖 6 示出 的是 實驗裝置。雖然 OHC 式凸輪配氣機構主要由一個 100 千瓦 DC 電機，閥門位移和液壓挺桿運動同時測量。閥位移測量 的 選擇如下（非接觸式光學位移測定裝置），和挺桿運動測量間隙傳感器。的編碼器被放置在凸輪軸的一端，所測量的信號的平均值。特別注意消除循環發動機油所引起的問題。所有的測量進行改變凸輪軸的運行速度從 600 轉上升 至 2450 轉 。 5 RUSULT 與討論 圖 7 比較了測量和模擬的挺桿凸輪軸轉速 900 每分鐘 1600 轉的 下落過程 。圖 8 顯示測得的最大挺桿 下落條件 。這是眾所周知，液壓挺桿被硬化的速度凸輪軸增加。最大壓縮液壓挺桿大約是每分鐘 800 轉， 100/ LM 接近限制的約 60/lm凸輪軸速度超越 3000 轉，如示于圖 8。如前所述，在測量挺桿的運動來確定確定柱塞拖力，通過最小二乘法擬合曲線之間的測量和分析記錄。結果發現，加權參數隨操作速度。例如， a 和 圖 3 其中 0.0071 和 0.28 時，凸輪軸是由 900 轉，但值分別改 變為 0.0094 和 0.30 時的運行速度提高到 1600RPM。圖 9，圖 10，圖11 示出的測量和模擬閥位移和速度。閥速度通過不同的測量閥位移記錄。圖 9比較了測量和分析的閥運動時，凸輪軸驅動 600 轉 。它可以是說，該模型不僅可以模擬峰值閥位移也相當精確的凸輪的角度。圖 10，圖 11 顯示的分析 的是 測量凸輪軸的速度是每分鐘 1600 轉 2450rpm。 （一）凸輪軸轉速 900 轉（ 二 ）凸輪軸轉速 1600 轉 圖 7 挺桿下落分析 圖 8 最大挺桿 下落 與凸輪軸轉速 9， 10,11，我們可以得出這樣的結論： 6 自由度集中質量模型 用于這項工作是相當可靠的預測閥運動，即使在高運行速度 情況下也適用 。圖 12 顯示了一個示例，在所有接觸的接觸力點時的運行速度是 2450 轉。它可以觀察到，在第一峰值位置的接觸力減少，并在所述第二峰值位置突出與恒定搖臂比凸輪值相比搖臂比的系統。由于檢查接觸力的記錄，我們可以很容易地預測最可能的領域和相應的凸輪角不必要的閥分離可以發生。實驗驗證模型可擴展不只預測的最大操作速度也閥 氣門和凸輪形狀。 圖 9 閥門的位移和速度（凸輪軸轉速 600 轉） 圖 10 閥的位移和速度（ 凸輪 轉速 1600 轉 ) ） 圖 11 閥的位移 和速度（ 凸輪 轉速 2450 轉 ) （一） 挺桿和從動件的關系 （二）凸輪與從動件 的關系 （ 三 ）在閥和 從動件的關系 圖 12 接觸力模擬（凸輪軸轉速 2450 轉 ） 6 結論 在這項工作中，一個 6 自由度集中質量模型構建和有效性實驗驗證。變搖臂比有效地納入動態模型的運動學分析和其效果從仿真結果可以觀察到接觸力。為支點的 液壓 挺桿模型，構建