外文翻譯--分析和實驗輸出式凸輪閥系統(tǒng)的液壓挺桿 中文版

分析和實驗 輸出式凸輪閥系統(tǒng) 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(tǒng)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(yīng)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(gòu)建模擬閥動作解析。構(gòu)建模型時，大多數(shù)參數(shù) 已 確定。但一些值，這是很難派生 的 ,如阻尼系數(shù)的實驗測定與工程 參數(shù) 。為了顯示的效果分析模型，預(yù)測凸輪閥動作，直接比較，測得的氣門和挺桿運動 。 關(guān)鍵詞：指跟隨（ Oscillati W 滾子從動件），頂置凸輪軸（ OHC），凸輪閥門系統(tǒng)，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(shù)閥 閥座 C.e：阻尼系數(shù)， N-S / M C， F， CVF， CFE：等效阻尼系數(shù)接觸 C， P：挺桿： ns / m 的等效阻尼系數(shù) 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(shù) K.：剛度挺桿， N / m 的彈簧軟 K， F， KVF， KFE：接觸的等效剛度系數(shù) L：柱塞長度， mm 杠桿臂，力 Ff“毫米 VF：毫米力 FVF，杠桿臂 跟隨質(zhì)量， kg MT：相當(dāng)于挺桿質(zhì)量， kg MV：相當(dāng)?shù)拈y門質(zhì)量， kg； 1 簡介 設(shè)計凸輪的氣門傳動裝置的內(nèi)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(nèi)燃機，凸輪閥的動態(tài)效果系統(tǒng)變得更重要。最近，一些研究聚焦的動態(tài)效果上的凸輪氣門系統(tǒng)已經(jīng)完成。秋葉等（ 1981）構(gòu)建了一個自由度模型來分析 OHV（頂置氣門）式凸輪氣門系統(tǒng)，并研究了系統(tǒng)運動的動態(tài)效 果。 Jean 和 Pink（ 1989 年）試圖來分析同一個類型的閥門集中質(zhì)量的動態(tài)模型，并設(shè)計了一個系統(tǒng)最佳的凸輪形狀考慮動態(tài) 模型 。皮薩諾和弗羅丹斯頓（ 1982）開發(fā)了一個動態(tài)模型的高速度閥系統(tǒng)能夠預(yù)測既有正常系統(tǒng)響應(yīng)以 非正常系統(tǒng) 的跳躍。 目前 幾乎 出現(xiàn) 集中在高速凸輪系統(tǒng)的研究系統(tǒng)上具有恒定的搖桿臂比和閥 體的 分離現(xiàn)象。特別是凸輪的分析系統(tǒng) 與 液壓挺桿 的關(guān)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(zhì)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(tǒng)是具有復(fù)雜的 動態(tài)液壓挺桿和非線性不同搖臂比率 的 。 從搖臂比值偏離高達(dá) 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(gòu)內(nèi)的有害影響。但是在高工作速度區(qū)域，液壓挺桿可以 讓 一個不尋常的氣門運動 恢復(fù)正常 。因此，液壓挺桿的特性，必須考慮 其 在配氣機構(gòu)的動態(tài)模型 中的地位 。研究的 主要目標(biāo) 類似 CAM 系統(tǒng) ，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(zhuǎn)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(jié)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(zhǔn)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(zhuǎn)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(xiàn)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(tài)特性在模型中被忽略 ， 建模過程的細(xì)節(jié)解釋如下。 圖 1 結(jié)構(gòu)示意圖 2.1 聯(lián)絡(luò)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(lián)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(fā)生周期性的 運動 ，不同 接觸件 應(yīng)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(fā)表的文獻(xiàn)（陳和皮薩諾， 1987）上 ， 另一方面，相當(dāng)于阻尼和剛度系數(shù)在其他的接觸點進(jìn)行了預(yù)測接觸理論利用形狀系數(shù)，彈性模量 。 AJ 假設(shè)適當(dāng)?shù)姆秶鷥?nèi)的接觸的力量，相應(yīng) 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(lǐng)域之間的內(nèi)在聯(lián)系 相當(dāng)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(shù)假設(shè)為 0.06，臨界阻尼系數(shù)（ CCR）使用式（ I）的計算。 M，和 Mz 相當(dāng)于群眾每個接觸的部件。它假定每個接觸組件的等效質(zhì)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(zhì)量（ Me）的點，可以得到由式（ 2）考慮到跟隨器的轉(zhuǎn)動慣量。 MF 是跟隨同等質(zhì)量和 同等 距離之間的的 從動件 質(zhì)量 中心和每個相應(yīng)的聯(lián)系點。在接觸點的等效質(zhì)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(dāng)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(shè)的閥簧建模。這些是：（ 1）對稱性（ K.， KSA 和 C），（ 2）等效的靜態(tài)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(tǒng)，（ 3）適當(dāng)?shù)淖枘峒僭O(shè)。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(shè)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(jìn)入和填充中央挺桿柱塞腔。當(dāng)柱塞向下移動 時 單向閥被關(guān)閉，油從油室通過狹窄的活塞和汽缸之間的間隙產(chǎn)生出的 阻尼力。在下一步驟中，當(dāng)柱塞向上移動，由于內(nèi)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(cè)等效剛度的挺桿被 假設(shè) 估計，所流體是完全以壓縮 的形式 流過徑向間隙。 關(guān)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(shù) 證明 油是完全不可壓縮的。它認(rèn)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(yù)測理論流體力學(xué)。它是已知的阻尼系數(shù)柱塞運動的方向變化。這些 得出 其中 J1 是油的粘性系數(shù)， 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(shè)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(shù) 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(jié)果與實驗測得的記錄 。 2.4 質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量建模 閥，柱塞挺桿，和 從動件 質(zhì)量（ MV，山和 MF）直接測量。從動件的轉(zhuǎn)動慣量如果考慮其幾何形狀 必須 經(jīng)過精心計算。所有用過的質(zhì)量 ， 剛度和阻尼值進(jìn)行了總結(jié)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(shù) 3 分析 手指跟隨型 ORC 凸輪氣門系統(tǒng)的特征在于與不同的凸輪軸搖臂比旋轉(zhuǎn)。所以搜索確切的運動學(xué)分析聯(lián)絡(luò)點凸輪與從動件之間是不可避免的，做動態(tài)分析。 3.1 運動學(xué)分析 凸輪和從動接觸 時 ，挺桿被認(rèn)為是固定的點。結(jié)果發(fā)現(xiàn)，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(shù) 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(dāng)凸輪給出的數(shù)據(jù)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(zhǔn)搖臂比為 1.47 的波動范圍搖桿在循環(huán)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(dāng)凸輪的形狀 （ X. Y），凸輪和從動件之間的接觸點，可以 進(jìn)行 運動學(xué)分析。圖 4 所示的想法 是 如何找到聯(lián)系點的 順序 。首先，旋轉(zhuǎn)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(lián)絡(luò)點旋轉(zhuǎn)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(yīng)的凸輪角度的切線。然后 CON 軌跡可以通過以下來確定旋轉(zhuǎn)接觸點 下 落 后 可能相應(yīng)凸輪角（ 8e）的。的運動學(xué)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(zhuǎn)點和凸輪和之間的水平距離為每個相應(yīng)的凸輪從動接觸點角 度。得到的接觸點軌跡和相應(yīng)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(xué)分析 圖 5 接觸點軌跡和波動搖臂比 3.2 動力學(xué)分析 根據(jù) 凸輪形狀，操作速度和從動件的形狀的 運動規(guī)律， 運動方程可以很容易地構(gòu)造。在計算過程中的接觸點，所有尺寸的 L FC（挺桿和 跟隨質(zhì)心之間的距離），之間，和 L 的（閥和從動質(zhì)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(xué)表示通過 LFC 改變。 所以 方程的運動可以被構(gòu)造為 其中 Fo 是氣門彈簧的預(yù)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(shù)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(xiàn)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(biāo)準(zhǔn)判斷在每一個接觸點的跳躍現(xiàn)象是如下所示， 不明原因發(fā)熱， Ffeo 是在每一個初次接觸力聯(lián)系點。在計算凸輪閥動作，分離的每次實例 的 標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了測試。上述標(biāo)準(zhǔn)是較為滿意，則接觸力變?yōu)榱?，并且我們可以判斷發(fā)生分離之間的相應(yīng)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(jīng)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(gòu)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(xué)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(huán)發(fā)動機油所引起的問題。所有的測量進(jìn)行改變凸輪軸的運行速度從 600 轉(zhuǎn)上升 至 2450 轉(zhuǎn) 。 5 RUSULT 與討論 圖 7 比較了測量和模擬的挺桿凸輪軸轉(zhuǎn)速 900 每分鐘 1600 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)， 100/ LM 接近限制的約 60/lm凸輪軸速度超越 3000 轉(zhuǎn)，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(jié)果發(fā)現(xiàn)，加權(quán)參數(shù)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(zhuǎn)，但值分別改 變?yōu)?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(qū)動 600 轉(zhuǎn) 。它可以是說，該模型不僅可以模擬峰值閥位移也相當(dāng)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(zhuǎn) 2450rpm。 （一）凸輪軸轉(zhuǎn)速 900 轉(zhuǎn)（ 二 ）凸輪軸轉(zhuǎn)速 1600 轉(zhuǎn) 圖 7 挺桿下落分析 圖 8 最大挺桿 下落 與凸輪軸轉(zhuǎn)速 9， 10,11，我們可以得出這樣的結(jié)論： 6 自由度集中質(zhì)量模型 用于這項工作是相當(dāng)可靠的預(yù)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(zhuǎn)。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(tǒng)。由于檢查接觸力的記錄，我們可以很容易地預(yù)測最可能的領(lǐng)域和相應(yīng)的凸輪角不必要的閥分離可以發(fā)生。實驗驗證模型可擴展不只預(yù)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(zhuǎn)速 600 轉(zhuǎn)） 圖 10 閥的位移和速度（ 凸輪 轉(zhuǎn)速 1600 轉(zhuǎn) ) ） 圖 11 閥的位移 和速度（ 凸輪 轉(zhuǎn)速 2450 轉(zhuǎn) ) （一） 挺桿和從動件的關(guān)系 （二）凸輪與從動件 的關(guān)系 （ 三 ）在閥和 從動件的關(guān)系 圖 12 接觸力模擬（凸輪軸轉(zhuǎn)速 2450 轉(zhuǎn) ） 6 結(jié)論 在這項工作中，一個 6 自由度集中質(zhì)量模型構(gòu)建和有效性實驗驗證。變搖臂比有效地納入動態(tài)模型的運動學(xué)分析和其效果從仿真結(jié)果可以觀察到接觸力。為支點的 液壓 挺桿模型，構(gòu)建