车辆工程毕业设计（论文）液压式可变配气系统设计【全套图纸】.doc

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1、第1章 绪 论 伴随着社会经济的发展，人类生活水平的提高，我们对生活质量也提出了越来越高的要求。但是事实总是事与愿违，综观历史，我们周围的生活环境是越来越恶化全球气温变暖，酸雨不断致使植被死亡等，都在一步一步的威胁着我们人类的生存。据统计，90%以上的污染来自汽车的废气排放。所以要改善我们的生活环境，其首要的任务就是降低、限制汽车的废气排放，低污染、低油耗、大功率、大扭矩的发动机也就是我们的追求目标。而配气机构严重的影响着发动机的燃烧特性和排放特性。本文就配气机构的改进发展情况加以论述和展开说明。全套图纸，加1538937061.1发动机配气机构的可变技术可变技术(Variable Techn

2、ology) 是指随着使用工况及要求的变化,或者为了解决矛盾及避免内燃机不正常工作现象的出现,使相关系统的结构或参数作相应的变化,从而使内燃机在各种工况下,综合性能指标能大幅度地提高,而且避免不正常燃烧及超负荷现象的产生。可变技术涉及范围较广,如可变压缩比、可变进气系统、可变配气定时、可变喷油系统、可变增压系统等 。在解决较大转速范围内动力性和经济性的矛盾方面,可变技术显示出独特的优势。近代电子技术的发展,促成了可变技术的迅速推广,使可变技术在车用内燃机上的应用和影响日渐突出。1.1.1可变进气系统 传统的进气歧管长度不可变，只能在一定的转速范围内有较好的充气效率，具有良好的性能； 在运行过程

3、中无法进行调节，其动力性在某些工况下必然要受到限制，使内燃机在两种极端的工况下性能下降，影响发动机的经济性和排放性。长期以来人们发现进气管的长度变化影响内燃机的充气效率。进气管较短时，在高速运行有较好的充气效果；进气管较长时，在低速运行有较好的充气效果。如图1.1。使用可变长度的进气管，可使内燃机在较宽的转速范围内都有叫好的充气效果。图1.2所示的是一个进气管长度可变的进气控制系统，在内燃机低速运转时，进气控制阀关闭，管道变长，提高了进气流速，加强了惯性进气的作用，从而提高了充气效率。在内燃机高速运转时，进气控制阀打开，管道变短降低了进气阻力，从而提高了充气效率。图1.3所示的为进气管长度无级

4、变化的进气系统示意图，这种系统可以利用动态效应充气，在内燃机的所有转速范 围内都能达到最佳的效果。这种进气管长度可变系统的结构简单、费用不大、可靠性高，比较适用于汽车、拖拉机、摩托车等的发动机上。 图1.1 四缸汽油机进气管长度对充气系数的影响随转速的变化关系图1.2 可变进气管长度控制系统图1.3 长度无级可变进气系统示意图1.1.2 可变配气相位传统内燃机配气相位在内燃机运转过程中是固定不变的,不能同时兼顾各种转速的要求,也就很难达到真正的最佳配气相位。而采用可变配气相位则可以在内燃机整个工作范围内,提供合适的气门开启、关闭时刻或升程,从而改善内燃机进、排气性能,较好地满足高转速和低转速,

5、大负荷和小负荷时的动力性、经济性以及废气排放的要求。综上所述,可变配气相位改善内燃机性能,主要体现在以下几个方面：1) 能兼顾高速及低速不同工况,提高内燃机的动力性和经济性;2) 改善内冉机怠速及低速时的性能及稳定性;3) 降低内燃机的排放。目前有两类可变配气相位机构,一类为可变配气相位,这类方法能提高中、低速转矩,改善低速稳定性,但由于最大气门升程保持不变,所以对燃油经济性改善不大,在此不作详细论述。另一类为在低速和高速时应用不同的凸轮来同时调节配气正时和气门升程,并对高速凸轮和低速凸轮及工况转换点同时进行优化,使内燃机在整个转速范围内获得良好的性能。由于可变配气相位技术的优越性,在美国已有

6、800多项专利产品。可变配气相位(VVT) 典型代表为日本本田车用公司的VTEC系统。VTEC系统结构及工作原理如图4。其配气凸轮轴上布置了高、低速两种凸轮,采用特殊设计的摇臂,能够 根据内燃机转速高低自动切换凸轮,使摇臂分别被高速或低速凸轮驱动,从而实现了配气正时和气门升程同时调节的目的。凸轮轴上中间为高速凸轮,与中间摇臂相对应,左右各有一个低速凸轮,分别位于第1和第2摇臂位置。3个摇臂内装有液压活塞A、B和限制活塞。其工作过程为: 转速低于6000r/ min 时,液压活塞不移动,中间摇臂在高速凸轮驱动下,压下空动弹簧,而第1和第2摇臂则在2个低速凸轮作用下驱动2个气门;转速高于6000

7、r/ min时,在压力油作用下,液压活塞A和B移动,中间摇臂与左右摇臂锁在一起在高速凸轮的作用下驱动气门,低速凸轮随凸轮轴空转。图1.4 日本本田公司可变配气相位、升程（VETC）机构工作原理图1-液压活塞B；2-液压活塞A；3-凸轮轴；4-高速凸轮；5-低速凸轮；6-限制活塞；7-第2摇臂；8-中间摇臂；9-第1摇臂1.1.3可变进气涡流强度传统的柴油机进气涡流强度取决于柴油机的转速。对于一个恒定的柴油机进气道而言,随柴油机转速的升高进气涡流增强,反之涡流强度减弱。进气道的设计一般只能保证在某一转速范围内的涡流强度使柴油机性能最佳,而转速改变时,进气涡流就会过强或过弱,不利于柴油机正常工作。

8、图5 为副气道控制进气涡流强度结构示意图。副气道以一定角度与主气道相连,形成与主气道反向的进气涡流,通过改变副气道的进气量可以很好地改变整个进气涡流强度。该种控制方法结构简单,涡流强度的改变不会恶化流量系数,因而得到了广泛的应用。图1.5 副气道控制进气涡流强度结构图1-主气道；2-汽缸盖；4-控制阀；5-控制阀行程传感器；6-电磁阀；7-副气道总之，可变技术的应用可使内燃机的各项性能在整个使用工况变化范围内得到优化。如果说,活塞式内燃机经过百余年的研究与发展,在技术上已达到相当高的水平,那么,可变技术就是使其性能进一步取得重大突破的途径之一。因而,可变技术的发展前景十分诱人。可变技术的广泛应

9、用需解决两个关键问题:其一是研制出可改变参数的结构;其二是确保这种结构在工作过程中的可靠性。近代电子技术的发展,使改变结构参数的调控过程更易实施,有些可变技术已在轿车上使用并取得了较好的效果,我国应加大在此方面的投入,优化内燃机设计,使可变技术在内燃机上获得普遍应用,进一步提高内燃机的综合性能。1.2发动机气门驱动机构的发展1.2.1凸轮轴气门驱动机构绝大多数活塞式内燃机是采用传统的机械驱动凸轮结构来驱动进排气门的，其气门的升程、配气定时一般是基于某一狭小工况范围发动机性能的局部优化而确定，在工作过程中是固定不变的，是一种折中选择，气门运动规律完全由凸轮的型线确定的。这种气门驱动机构难于满足发

10、动机动力性、经济性和环保性能不断提高的要求，尤其是车用发动机，由于其工作范围非常宽，要求配气相位可变、气门升程可调。但由于它简单、可靠、相对来说不昂贵，至今仍广泛的使用。1.2.2凸轮轴可变气门驱动机构凸轮轴可变气门驱动机构是在传统气门驱动机构的基础上改进的，有两种实现形式：一种是凸轮轴和凸轮可变系统；另一种是气门-挺杆可变系统，工作时凸轮轴和凸轮不变动，气门、挺杆、摇臂或拉杆靠机械力或液力作用而改变，从而改变配气相位和气门升程。 凸轮轴调相机构是通过正时带轮与凸轮轴内轴之间设置一环型柱塞，柱塞和凸轮轴内轴以直键或花键传动，电控单元通过液压或电子控制柱塞，使柱塞带动凸轮轴相对于曲轴转动一个角度

11、，从而改变配气定时。如图1.6所示为带有Valvetronic的可变气门系统，它保留了传统的凸轮轴，增加了一根偏心轴、滚轴和顶杆机构，电控单元根据油门信号控制步进电机，步进电机改变偏心凸轮的偏移量，经中间摇臂间接地改变进气门动作。Valvetronic可任意控制进气门升程，取代了节气门的功能，从而将泵气损失减至最低。Valvetronic有利于提高冷车时的运转性能、降低排放，并使运转更加平稳。图1.6 传统进气机构与Valvetronic机构的比较1.2.3无凸轮轴驱动配气机构无凸轮电液驱动配气机构在所有工况下都能连续、独立地控制气门运动,使发动机获得低排放、低能耗、高扭矩和高功率输出等优点。

12、无凸轮配气机构就是取消发动机配气机构中的凸轮轴以及从动件,而以电液、电磁、电气或者其他方式驱动气门。相对于传统的机械式配气机构来说,电液驱动配气机构的优点可以概括为:降低了能耗、增加了扭矩、提高了输出功率和怠速稳定性、减少了磨损和冲击噪声、可以简化发动机结构,降低了发动机的加工成本和重量、实现了发动机的制动性能等等。1.2.4电液驱动配气机构无凸轮电液驱动配气机构就是取消凸轮轴和弹簧,利用一种压缩流体的弹性特征对气门的开启和闭合起加速和减速的作用,为气门定时、气门升程和速度提供了连续的可变控制。加速时流体的势能转化为气门的动能;减速时气门的动能又转化为流体的势能,在整个过程中能量损失很少。Da

13、imler - Benz公司研究员Letsche研制的电液气门驱动机构如图1.7所示。该系统通过加速踏板位置、发动机转速等数据,精确计算出气门开启时刻和持续时间。使用电磁阀控制液压系统就可使发动机气门动作。气门在其起始(全闭) 和终了(全开) 位置之间振动,开启力来自气门开启弹簧,关闭力来自气门关闭弹簧。这项技术既可节省10%以上燃油,获得更好的发动机工作特性,有效地降低排放,又可实现新的发动机制动技术。图1.7 Benz的电液气门驱动系统 Ford公司的Schechter和Levin研究的电液气门驱动工作原理如图1.8所示 。液压活塞与气门相连,活塞上端的液压腔与高、低压源连通,下端的液压腔

14、则只能连通高压源。通过两个电磁阀的适时开、闭可实现气门的开启和关闭。他们在该系统上进行的单个气门实验得出:该电液气门驱动系统可达到相当于发动机转速在8000r/ min下的响应速度。但是，内燃机无凸轮电液气门驱动现仍然处于实验室研究阶段,还有许多问题等待解决,例如响应速度不够高、气门落座冲击、能耗过大和系统复杂等等,有待进一步探索。而且无凸轮电液气门驱动的大部分试验结论仅仅限制在四缸机上。图1.8 Ford的电液气门机构驱动原理1.2.5电磁气门驱动机构随着电控技术在汽车上的广泛应用,电磁气门驱动系统已成为颇受重视的前沿课题之一。电磁气门驱动发动机相对于传统的凸轮轴驱动发动机在结构、性能、燃油

15、经济性和排放方面都具有潜在的优势。 如图1.9所示是采用双弹簧、双线圈的电磁气门驱动机构。发动机不工作时,两线圈均不通电。衔铁4及气门1在弹簧7 的作用下,处于半开半闭的中间状态。发动机在起动的初始时刻对该装置进行初始化。控制系统根据曲轴转角判定各气门应打开或关闭,使关门线圈5或开门线圈2通电,电磁力克服弹簧力将气门1关闭或开启。若系统判定气门应开启,则开门线圈2通电,衔铁4与开门铁芯3间的电磁力克服弹簧力,使气门1向下运动直至最大开启位置。为保持气门的开启状态,开门线圈2必须继续维持较小的电流使电磁力等于或大于弹簧力. 需要关闭气门时,开门线圈2断电,衔铁4和气门1在弹簧7 的作用下向上运动

16、.在无阻尼的理想情况下,气门可达到完全关闭的位置(即落座) ,在气门落座的一瞬间,关门线圈5开始通电,衔铁4与关门铁芯6间的电磁力与弹簧力平衡或大于弹簧力,使气门1保持在关闭状态.需要开启时,关门线圈5断电,衔铁4和气门1在弹簧7作用下向下运动. 如此循环往复. 因该系统存在空气阻力和摩擦力的阻尼作用. 气门1在弹簧7作用下从最大开启位置向上运动时不可能到达关闭位置.因此在气门1 接近关闭位置时,关门线圈5就需提前开始通电,使电磁力帮助气门1快速运动至关闭位置。气门1从关闭位置向开启位置运动时情况相同。图1.9 电磁气门驱动机构原理图1-气门 ；2-开门线圈；3-开门铁芯；4-衔铁；5-关门线

17、圈；6-关门铁芯；7-弹簧；8-气门导管1.2.6电气气门驱动机构电气气门驱动和电液气门驱动的工作原理相似，只不过所用的介质为空气。与电液相比，空气的粘度低、运动惯性小，有利于提高电气气门的响应速度；但空气的可压缩性更高，更难精确控制，会削弱采用它作为介质带来的好处。同电液气门驱动一样，电气气门驱动也有气门落座冲击大、能耗大、响应速度不够及结构复杂等问题。因此，空气作为传动介质的优越性并不明显。所以寻找合适的传动介质是提高此类气门驱动机构性能的关键。1.2.7其他的气门驱动机构近年来研究无凸轮轴气门驱动机构还包括电机凸轮驱动、旋转驱动器摇臂驱动和电机驱动等等。如图所示是P.Fitsos 等人提

18、出了用旋转驱动器摇臂驱动气门的方法,旋转驱动器工作原理类似于计算机中驱动读写磁头的驱动装置,能够快速运动,准确定位。但目前只对此驱动方式进行了仿真计算。图1.10 电机-凸轮气门驱动机构示意图R. P. Henry 等人提出了电机凸轮驱动气门的方案如图10所示。电机轴、凸轮、凸轮从动件总成及气门在同一轴线上。电机及凸轮转动时, 凸轮从动件及气门作往复运动;控制电机的瞬时转速和旋转方向,即可改变气门正时和升程。样机试验表明,在相当于发动机转速2500 r/ min以上时能量消耗很大, 并且气门落座速度随转速增加而增大, 在2500r/min时达0.30m/s。电机直接控制凸轮的可变气门驱动机构中

19、，每一气门都由一套永磁无刷直流电机通过凸轮驱动，并通过增加或减少电机的角速度、改变电机的旋转方向来改变气门的开启和关闭相位和升程。该系统的转速灵活性范围很大。这些驱动气门的方式都有气门落座冲击、响应速度、能量消耗和机构复杂等问题。对旋转电气气门驱动和旋转驱动器摇臂气门驱动的研究远不如对电磁、电液气门驱动的研究那样深入。还有人进行了以旋转气门代替往复运动的菌形气门的尝试 ,但可靠密封和润滑的老问题依然没有解决。1.3本课题的意义和主要工作内容以上所有分析表明：可变配气系统在国内外己经进行过大量的研究，伴随着微电脑技术的飞速发展及其在发动机上的应用。可变配气系统也开始由结构简单的、调节范围有限的、

20、机械式的可变配气系统，向精确的、多自由度的、全柔性控制的、智能型电子控制可变配气系统发展。在前期工作中，基于东安465发动机，在保留气门弹簧的基础上，己设计出可变配气驱动机构，但由于其结构简单，落座冲击大，液体泄露等原因，整体结构需要进行改进。本课题就是在前期工作的基础上，完成做了以下一些工作： 1.电控液压驱动可变配气系统的液压系统设计； 2.电控液压驱动可变配气系统的执行机构设计； 3.电控液压驱动可变配气系统的电磁阀的选型。第2章 确定系统方案、拟定液压原理图在不改变气缸盖结构的基础上，设计一种电控液压驱动气门执行机构，将该执行机构安装在4102BG发动机气缸盖上，代替原来的凸轮轴配气机

21、构。这套机构初步能够实现气门正时、气门升程连续变化的目的，同时还能在一定的程度上缓解柱塞对执行机构的冲击。2.1电控液压驱动可变配气系统的构成 电控液压驱动可变配气系统原理如图21所示。该系统主要包括液压系统部分、气门驱动部分、电子控制部分，各部分的组成及功能简单介绍如下：图21电控液压驱动可变配气系统原理示意图 1.液压系统部分：由油箱、滤油器、溢流阀、液压泵、电动机、压力表、压力表开关以及蓄能器等元件组成。主要任务是为系统提供驱动气门运动的能量。2.气门驱动部分：包括可变配气系统执行机构、执行机构支撑架、两位两通高速开关电磁阀和气门弹簧组件组成。其中可变配气系统执行机构由两个两位两通高速开

22、关电磁阀控制液压油路，依靠往复运动的柱塞驱动气门来回运动。气门回位靠气门弹簧复位。主要任务是完成液压能与气门动能及气门弹簧势能三者之间的能量转换。3.电子控制部分：电子控制部分主要是对液压及气门驱动部分进行控制，可选用两种控制方法：l：PLC控制；2：DSP控制。(本文主要研究液压系统，电控部分不作详细说明)2.2电控液压驱动可变配气系统的工作原理 如图22所示，该系统的工作过程主要分以下几阶段： 1、气门开启过程：首先电动机带动液压泵转动，经网式滤油器过滤后，将油箱中的油液吸入液压泵内。油液在液压泵内经增压后，通过单向阀送入蓄能器。蓄能器稳定油液的压力，并将油液以恒定的压力送到高压电磁阀。当

23、高压开关电磁阀接收驱动信号打开，使执行机构液压缸与高压油源连通，液压油进入执行机构液压缸，液压缸内压力迅速升高，液压油推动柱塞向下运动。柱塞克服气门弹簧阻力推动气门逐渐打开。当气门达到最大升程时，高压电磁阀停止接收驱动信号，立即处于关闭状态，执行机构液压缸内液压油油量保持不变，油压恒定，柱塞位置被油压锁定，气门保持最大升程位置。 2、气门定位过程：此时高压电磁阀和低压电磁阀都处于关闭阶段。由于液压缸内压力保持等于气门弹簧阻力，气门保持全开状态。3、气门关闭过程：气门保持全开一段时间后，此时低压电磁阀打开，低压电磁阀连通液压缸与低压油箱。液压油回流到油箱，气门逐渐恢复到关闭状态。在气门关闭过程中

24、，由于柱塞回位过程中，柱塞头部的回流口为可变节流式，柱塞越往上回位，回流面积较小，节流作用就越强，这样降低了落座速度，减小气门落座冲击。4、压力保持过程：电动机带动齿轮泵转动，向蓄能器供油，使蓄能器压力保持设定的压力值。当蓄能器内液压油的压力大于设定压力时，溢流阀打开，蓄能器向油箱回油，直到蓄能器内液压油的压力等于设定压力时为止。设定压力通过溢流阀上的开关调节，其数值显示在压力表上。2.3拟定液压原理图图2.2 液压原理图1-液压泵；2-单向阀；3-油滤器；4-压力表；5-溢流阀；6-蓄能器；7-减压阀；8-二位二通常闭高速电磁阀；9-二位二通常闭高速电磁阀；10-执行机构2.4本章小结本章以

25、设计整体方案为目标，按照在不改变气缸盖结构的基础上，设计一种电控液压驱动气门执行机构，将该执行机构安装在4102BG发动机气缸盖上，代替原来的凸轮轴配气机构。这套机构初步能够实现气门正时、气门升程连续变化的目的，同时还能在一定的程度上缓解柱塞对执行机构的冲击。第3章 液压系统的设计计算3.1液压系统额定压力的选取额定压力：是指液压系统的最高工作压力，单位：MPa (3.1)P-液压系统的最高工作压力，Mpa-液压系统总的压力损失-液压系统的安全裕度-柱塞头部直径，mm-柱塞中部直径，mm-气阻尼隔板直径，mm L-气门位移 mm K-气门弹簧强度 N/min-气门弹簧力 N-摩擦力 N-气门内

26、外弹簧预紧力，N-行机构液压腔最大液压阻力，N-空气阻尼力，N进气门开启时，因为气门上下两面压差很小，缸压力大小可以忽略。 (3.2) (3.3) (3.4)3.2液压系统额定流量的选取额定流量：是指液压系统的工作流量Q，单位：Lmin。 （3.5）Q-压系统额定流量，Lmint-门开启动作完成时间，ms-压系统总的流量损失系数精确的计算出t值是选取额定流量值的关键，也就是气门开启动作完成时间T计算。 从式(3-5)中可以发现，只有气门开启动作完成时间t是未知数，所以精确的计算出t值是选取额定流量值的关键，也就是气门开启动作完成时间的计算。t= （3.6）如图3.1所示的是可变配气系统工作特性

27、原理图，高压电磁阀打开，气门在一段延迟时间后开始打开。气门打开到最大升程并持续一段时间；当低压电磁阀打开，气门在一段延迟时间后开始关闭。气门匀速关闭直到完全关闭气门。图3.1 可变配气系统工作特性原理图气门开启延迟与气门开启动作完成时间一起构成开启响应时间： （3.7）气门关闭延迟与气门关闭动作完成时间一起构成关闭响应时间： （3.8）气门关启延迟与气门开启保持时间一起构成气门全开持续期： （3.9）可计算出其中气门开启持续期： （3.10）估计气门开启需要的时间： （3.11）3.3液压系统设计参数为了方便计算，将液压系统计算所需要一些参数进行汇总。如表31所示：表3-1 液压系统计算参数再

28、又上述公式可计算出：P=8.88MPa Q=9L/min3.4液压元件的选择与计算3.4.1液压泵的选择首先根据设计要求和系统工况确定泵的类型，然后根据液压泵的最大供油量和系统工作压力来选择液压泵的规格。1. 液压泵的最高供油压力 （3.12）式中：执行元件的最高工作压力； 进油路上总的压力损失。如系统在执行元件停止运动时才出现最高工作压力，则；否则，须计算出油液流过进油路上的控制、调节元件和管道的各项压力损失，初算时可凭经验进行估计，对简单系统取MPa，对复杂系统取MPa。2. 确定液压泵的最大供油量液压泵的最大供油量为 （3.13）式中：k系统的泄漏修正系数(The Correction

29、Coefficient of System Leakage)，一般取k=1.11.3，大流量取小值，小流量取大值；同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果液压泵的供油量是按工进工况选取时，其供油量应考虑溢流阀的最小流量。3. 选择液压泵的规格型号液压泵的规格型号按计算值在产品样本选取，为了使液压泵工作安全可靠，液压泵应有一定的压力储备量，通常泵的额定压力可比工作压力高25%60%。泵的额定流量则宜与相当，不要超过太多，以免造成过大的功率损失。由已知条件和上诉公式可选取高压齿轮泵型号：CB一306。齿轮泵各种参数：额定压力16MPa，转数1440rmin，供油量63mlr，这种齿轮泵满足试

30、验需要前提下，价格低廉，且对液压油的品质要求不高。3.4.2选择驱动液压泵的电动机驱动液压泵的电动机根据驱动功率和泵的转速来选择。在整个工作循环中，泵的压力和流量在较多时间内皆达到最大工作值时，驱动泵的电动机功率(Power)为 （3.14）式中：液压泵的总效率，数值可见产品样本。限压式变量叶片泵的驱动功率，可按泵的实际压力流量特性曲线拐点处的功率来计算。在工作循环中，泵的压力和流量变化较大时，可分别计算出工作循环中各个阶段所需的驱动功率，然后求其均方根值即可。在选择电动机时，应将求得的功率值与各工作阶段的最大功率值比较，若最大功率符合电动机短时超载25%的范围，则按平均功率选择电动机；否则应

31、按最大功率选择电动机。选取电动机型号：22kW普通电机。电动机参数：功率为22kW，转速1420rmin。3.4.3液压阀的选择1、高速电磁阀的选取高速电磁阀是可变配气系统中的一个关键部件，它的动作时间决定着整个系统动作的快慢，电磁阀的流通面积决定了其在一定压差下的流量，从而决定了气门的开启速度和关闭速度。设计中选用贵州红林机械厂与美国BKM合作开发的HSV系列高速开关式电磁阀。这种产品结构紧凑、体积小、重量轻、响应快速、可靠性高。当线圈通电时，衔铁5产生的电磁力通过阀杆2使球阀1打开，液压油通过控制口输出：当线圈断电时，球阀l在供油口和控制口压差的作用下使供油球阀落座，则供油口与控制口断开。

32、由上述已知条件可以确定选额定流量为4-9L/min的高速电磁阀 2、溢流阀的选取溢流阀是一种压力控制阀，常用于节流调速系统中，它和流量控制阀配合使用，调节进入系统的流量，并保持系统的压力基本恒定。用于过载保护的溢流阀一般称为安全阀。本液压系统设计中需要的是保持系统压力稳定，所以也就被称为定压阀，平时阀芯在弹簧力的作用下压在阀座上，阀呈关闭状态，因而阀芯不起作用。压力油通过入口作用于锥形阀芯上，当油压对阀芯的作用力大于弹簧所调整的压力时，锥形阀芯被打开，高压油便经溢流口排回油箱使得系统中的压力不再升高，保持恒定压力。拧动调压螺钉，可以改变控制压力，直动式溢流阀是靠液压力和弹簧力直接平衡，控制溢流

33、口启闭及其开口大小来进行工作的。这种阀的主要缺点是阀门开口量有变化时候，弹簧力变化比较大，油压也相应的产生较大的波动，所以控制压力的精确度就会降低。由于系统的工作压力要求为4一1OMPa范围内，所以，溢流阀只在低压时使用。选取型号：YF型板式系列先导式溢流阀。基本参数为：最大压力1OMPa、最小压力05MPa、卸荷压力02MPa。3.4.4油箱的选择由于电动机带动齿轮泵频繁启动，工作油液温度会升高很快。液压系统工作时，工作油液温度不能超过50度，这就要求工作油液有充分的冷却时间。一般来说，油箱容积为齿轮泵每分钟供油量的5至10倍选取油箱体积为48L：长宽高=300300400mm。3.4.5蓄

34、能器的选取蓄能器容积和液压缸容积、气门每分钟启闭次数有如下关系： （3.15）蓄能器容积和压力脉动、工作油液温度有直接关系。蓄能器容积越大，压力脉动越小；蓄能器容积越大，电动机运行时间越少，工作油液温度越低。选取蓄能器参数：容积为1L。3.4.6管道尺寸的确定1. 管道内径计算 （4）式中 Q通过管道内的流量（m3/s）； 管内允许流速（m/s），见表。计算出内径d后，按标准系列选取相应的管子。 2.管道壁厚的计算 （5）表4-1 允许流速推荐值管道推荐流速/（m/s）液压泵吸油管道0.51.5，一般常取1以下液压系统压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值液压系统回油管道1.52.6 式中

35、 p管道内最高工作压力（Pa）； d管道内径（m）； 材料的抗拉强度选取油管和管接头：外径6mm紫铜管和配套型号的卡套式钢管管接头。35本章小结 本章以液压系统的设计为目标，按照液压式可变配气系统的构成设计液压系统。液压系统部分：由油箱、滤油器、溢流阀、液压泵、电动机、压力表、压力表开关以及蓄能器等元件组成。确定了液压系统的主要参数，主要任务是为系统提供驱动气门运动的能量。第4章 气门驱动机构设计液压驱动可变配气系统执行机构的全剖设计方案如图4.1所示：图4.1配气系统执行机构执行机构液压缸的主要作用是给柱塞提供驱动能量，使得柱塞可以克服气门弹簧阻力，控制气门的运动，同时也对柱塞的运动起导向作

36、用。液压缸体积要尽量小，这样可以降低气门开启延迟时间及整个执行机构的体积。可变配气驱动机构有三个腔：上面是柱塞液压控制腔；中间是液压缓冲腔；下面是空气阻尼腔。柱塞液压控制腔由可变配气驱动机构上端盖与柱塞组成。柱塞液压缓冲腔是可变配气驱动机构上端盖、底壳与柱塞组成。柱塞与套筒研磨配合，同时其上应开启油道，与高、低压电磁阀分别连接。下端与柱塞限位体相连，使得柱塞只能在执行机构中以定升程来回运行，控制气门启闭。主要难点在于液压缸的密封及同轴度的保证。液压缸通过原机缸盖上的缸头盖上的螺栓固定。液压缸直接与柱塞大端外径配合，为了保证大直径活塞的开启速度，同时为了确保液压缸与柱塞配合面不漏油，采用研磨配合

37、。4.1上端盖的结构设计上端盖与底壳组成了可变配气系统机构外壳体，上端盖的上部侧面左右两个侧面各有一个口，左边口为进油口，右边口为一个出油口。进油口与进油管路相连接，出油口与回油管路相连接。图4.2 上端盖4.2下底盖得设计底壳的内腔构成了空气缓冲腔。同时为了连接方便，把底壳加工成外螺纹，上端盖加工成内螺纹，底壳和上端盖通过螺纹连接，便于安装与拆卸，同时也减少了零件数和省去了安装空间。图4.3下底盖4.3柱塞的结构设计为了避免柱塞在行程两端与壳体发生机械碰撞，产生冲击，影响设备工作精度，以至于损坏零件，为此本设计中设置许多缓冲装置。缓冲装置的原理是利用柱塞在行程终端时，在柱塞和壳体之间封住一部

38、分油液，强迫它从小孔或很窄的缝隙中挤出，以产生很大的回油阻力使柱塞受到制动而减慢速度，避免柱塞与壳体相碰撞，以达到缓冲的目的。柱塞的设计既要保证柱塞的开启速度，又要尽量减小气门到达最大升程位置时和落座的冲击力。在柱塞上设置节流缓冲装置，其原理如图4.4所示。常见的缓冲装置一般有三种：固定节流式缓冲装置、可调节流缓冲装置和可变节流槽式缓冲装置。柱塞的结构设计综合了上面三种常见的缓冲装置其中的两种：固定节流式缓冲装置和可变节流槽式缓冲装置。这样能既能保证气门的开启速度和降低柱塞在落座时对壳体的冲击。柱塞的下端加工了一个外螺纹，可变配气执行机构空气阻尼隔板通过用一个与柱塞下端的外螺纹相配合的螺帽压紧

39、在柱塞轴上。使的空气阻尼隔板与柱塞形成一体。能够保证柱塞与空气阻尼隔板一起运动，空气阻尼隔板外圈的O型圈对外壳产生的阻尼力能够影响到气门升程曲线。图4.4 柱塞落座图4.4柱塞套筒的结构设计电控可变配气系统执行机构需要一套研磨配合的偶件，即柱塞头部与套筒偶件。基于柱塞和套筒之间配合既要满足相互运动摩擦小，又有满足一定的压力下密封的要求，参照发动机的喷油器针阀偶件结构形式，拟在执行机构上采取类似的结构，同时还能保证同心度的要求。同时套筒设有限位线，当柱塞下降的时候，套筒的限位线限制柱塞下降，这样气门就能保持最大升程不变。图4.3套筒4.5本章小结本章以气门正时及其灵活性为目标，按照电控液压驱动可

40、变配气系统构成、设计气门驱动系统。确定了执行机构的主要参数。执行机构液压缸的主要作用是给柱塞提供驱动能量，使得柱塞可以克服气门弹簧阻力，控制气门的运动，同时也对柱塞的运动起导向作用。第5章 溢流阀的结构设计5.1溢流阀的结构和工作原理溢流阀的基本功用是：当系统的压力达到或超过溢流阀的调定压力时，系统的油液通过阀口溢出一些，以维持系统压力近于恒定，防止系统压力过载，保障泵、阀和系统的安全，此时的溢流阀常称为安全阀或限压阀。溢流阀的根据结构可分为直动型和先导型两种。5.1.1直动型溢流阀 图5-1 直动型溢流阀结构简图 （a）锥阀式 (b)球阀式 (c)滑阀式 (d)溢流阀的基本符号 1-调压螺栓

41、；2-弹簧；3-阀芯；4-阀体（含阀座） 锥阀式和球阀式又叫座阀式溢流阀，特点是动作灵敏，密封性能好，配合没有泄漏间隙，但导向性差，冲击性较强，阀座阀芯易损坏。滑阀式由于阀口有一段密封搭合量，稳定性较好，不易产生自激振动，但动作反应较慢。 下面以锥阀式DBD直动型溢流阀为例说时其工作原理：图5-2 锥阀式DBD直动型溢流阀（插装式） （a）结构图（b）局部放大图（c）简化符号（d）详细符号1-偏流盘；2-锥阀；3-阻尼活塞；4-调节杆；5-调压弹簧；6-阀套；7-阀座（1）工作原理: 设弹簧预紧力为Ft,活塞底部面积为A则：当PA Ft时,阀口打开,PT,稳压溢流或安全保护。 锥阀开启后,由1

42、得锥阀的力平衡方程为： PAK(+)+G F+Fs Fj即： P= K(+)+G F+Fs Fj/A (5.1)式中 ： K、分别为弹簧刚度和预压缩量（m）;G为阀芯自重（水平时不考虑）:F为阀芯与阀套间的摩擦力（N）；Fs为稳态液动力（N）；Fj为射流力(N)。此处 Fs=0, Fj=KX(N) P=( K+G F)/A (5.2)（2） 调压原理：调节调压螺帽改变弹簧预压缩量,便可调节溢流阀调整压力。（3） 特点：从式（5-2）可知这种阀的进口压力P不受流量变化的影响,被控力P变化很小,定压精度高。但由于Ft直接与PA平衡,若 P较高,Q较大时,K就相应地较大,不但手调困难,且Ft略有变化

43、,p变化较大,所以一般用于低压小流量场合。5.1.2先导式溢流阀 先导阀 -直动式锥阀，硬弹簧。（1）组成 : 带有导向圆锥面的锥阀（二级同心式）和软弹簧 主阀 滑阀和软弹簧 带有多节导向圆锥面的锥阀（三级同心式）和软弹簧 图5-3 YF型三节同心先导溢流阀（板式）1-阀体；2-主阀座；3-主阀芯；4-阀盖（先导阀体）；5-先导阀座 ；6-先导阀锥式阀芯；7-调压弹簧；8-调节杆；9-调压螺栓；10-手轮；11-主阀弹簧先导型溢流阀的先导阀是一个小规格的锥阀式直动溢流阀，其弹簧用于调定主阀部分的溢流压力。主阀的弹簧不起调压作用，仅是为了克服摩擦力使主阀芯及时回位而设置。(2) 工作原理：设Ac为先导阀阀座孔面积（m）,Fx、Kx为先导阀弹簧预紧力、刚度,Ft、G、Ff、Ky为主阀弹簧预紧力、自重、摩擦力。当P2Ac Fx时,导阀打开,主阀两端产生压差:p当 p Ft+G+F时,主阀打开稳压溢流或安全保护。由1得主阀芯和导阀的力平衡方程分别为：由上两式可得溢流阀进口压力为： （Pa）(5.3)调压原理：调节调压螺帽,改变硬弹簧力,即可改变压力。特点: 溢流阀稳定工作时,主阀阀芯上部压力小于下部压力。 即使下部压力较大,因有上部压力,弹簧可做得较软,流量变化引起阀心位置变化时,弹簧力的变化量较小,压力变化小。 又 调压弹簧调好后,上部压力为常数。 压力随流量变化较小,克服了直动