配气相位“检验点”的确定

为提高汽车发动机的修理质量,发动机配气相位的检验是必不可少的。在各种检验方法中,检查进排气门刚刚处于开闭状态的曲轴转角或其它间接表示量的方法,应用较普遍。在凸轮轮廓曲线上使气门处于上述状态的点,设计上称作“控制点”,也即是检验配气相位时常用的“检验点”。“检验点”与“控制点”是一致好呢?还是在凸轮轮廓曲线上选用其它的点为“检验点”好呢?为说明该问题,首先应了解有关配气凸轮的设计问题。发动机配气机构的运动基本上取决于三个因素:凸轮线型;弹簧特性;凸轮轴的转速。为了获得足够大的气门开启时断面,设计凸轮型线时总希望在基本工作段的开始和终止部分升程变化较快,而这样势必使挺杆克服气门间隙而与静止不动的气门尾端接触时已具有了较     

解放牌汽车发动机的改造(二)——梯形加速度凸轮型线的设计

一、对解放牌CA-10B发动机圆弧凸轮的分析1.解放牌CA-10B发动机的凸轮轮廓是由缓冲段加上四个圆弧(包括基圆)构成并左右对称的。由于凸轮轮廓曲率半径变化不连续,造成挺杆及气门加速度突变,加速度曲线不连续,因此不容易满足气门机构高速工作平稳性的要求。但是由于气门运动学参数选择适当,既有足够的缓冲段升程贮备,而且又有正加速度段宽度很宽,正加速度形状设计合理,所以在发动机转速n=3000转/分以下时,还能保持良好的动态气门运动规律。     

摩托车发动机凸轮型线设计新方法

非对称Ｎ次谐波凸轮的气门上升段的气门开启速度可取得较大，并将缓冲段包角增大，可以有效地提高上升段的挺柱升程丰满系数，改善充气性能；在气门下降段，将气门的落座速度和下降段缓冲包角取小些，使得气门落座平稳，无激烈的冲击现象。     

配气机构动变形随转速及气门间隙的变化规律

为确定N次谐波凸轮配气机构动变形响应的精确变化规律,将二阶微分方程全解的解析解法转用于配气机构动力学微分方程。根据这种解法编制了计算机程序,对某发动机配气机构的动变形响应随凸轮轴转速和气门间隙变化的规律进行了仿真计算。计算结果表明,配气机构的动变形规律主要取决于当量气门运动加速度的大小和形状;凸轮轴转速的变化,在气门开启阶段对配气机构的动变形影响较小,在落座阶段对配气机构的动变形影响较大。气门间隙在设计值附近变化不大时,仅在气门开启阶段对配气机构动变形稍有影响。     

一种连续可变气门升程机构的动力学仿真

设计了一种连续可变气门升程（CVVL）机构,气门升程可在0～9．5 mm连续可变,为该CVVL机构设计计算了凸轮型线和中间摇臂型线。利用GT‐Power对该机构进行了动力学仿真,结果表明：在所有气门升程下,气门具有相同的开启、落座缓冲段,气门动力学性能良好;凸轮与滚轮接触应力偏大,分析了应力偏大的原因,并指出优化方向。     

德国INA(依纳)公司的低噪声液压挺杆(二)

四、气门升程损失和噪声的关系 众所周知,决定理论气门升程曲线的凸轮型线上从基圆到升起部分以及从升起部分到基圆都有一个缓冲段,其目的是保证在气门开启以及落座的刹那,气门的加速度接近于零,从而最大限度地减少气门对气缸盖的冲击,降低气门传动链的振动和噪声。     

调整气门切忌调大不调小

在对汽车发动机配气系统进行检查、维修中,我们经常发现一些驾修人员,对于气门间隙的调整,只注意调整间隙过大的气门,而忽视了对间隙过小气门的调整。气门间隙过大,不但会产生气门摇臂与气门脚之间的撞击噪声,影响摇臂与气门的使用寿命,还会使配气机构的进、排气提前角向后推移。同时由于间隙过大又影响了进、排气门的开度。致使该缸的进气不充分或排气不彻底。但是,理论和实践证明,气门间隙过小的危害,往往     

顶置凸轮轴配气机构有限元动力模型计算及试验研究

采用有限元动力模型，对顶置凸轮轴配气机构进行了动力分析计算，在已知凸轮升程数据的条件下，求出凸轮轴不同转速时的气门运动规律，配气机构各阶自振频率和振动振型，并研究了油温，油压及混入气泡量不同时，气门间隙液压调节器对配气机构运动特性的影响。     

浅析摩托车CG发动机双凸轮的应用

基于原凸轮轴下置式配气机构,把原单凸轮分开为进、排气双凸轮。采用现有的CB机型气门升程曲线重新设计CG机型进、排气凸轮和气门配气相位,并对新设计凸轮进行了运动学和动力学计算分析,保证新设计的双凸轮配气机构具有良好的可靠性。     

摩托车发动机顶置配气凸轮的设计研究（1）

设计摩托车发动机顶置配气凸轮时,应先根据发动机配气机构的要求确定气门理论运动规律,然后再根据气门和凸轮的几何传动关系将确定的气门理论升程函数转化为对应的凸轮升程数据.设计计算表明,凸轮挺柱运动规律比气门理论运动规律前移或推迟了一定角度△ k值;试验表明,这种设计方法是可行的,新设计的配气凸轮改善了摩托车发动机的进气性能.     

配气机构动力学仿真与凸轮型线优化设计

应用AVL-tycon软件对某柴油机配气机构建立运动学和动力学计算模型,进行运动学和动力学计算,以便对配气凸轮型线进行优化设计。通过气门丰满系数、凸轮与挺柱的接触应力和润滑效果、气门落座时是否出现反跳、气门弹簧是否出现并圈来评价凸轮型线的可行性。     

丰田汉兰达 发动机气门异响

行驶里程：3527km。 故障现象：该车进水造成发动机曲轴抱死，大修后发动机气门异响。 故障诊断：可能的故障原因有：①气门间隙过大，气门间隙处两接触面不平；②凸轮外形加工不准或磨损过大，加重了液压挺杆对气门的冲击；③润滑不良；     

内燃机配气机构动力分析的多柔体动力学模型

本文针对以往内燃机配气机构动力模型的不足,首次将多柔体动力学理论应用于配气机构,建立了配气机构动力分析的多柔体动力学模型。同时考虑了气门初始间隙以及由此产生的冲击现象,并研究了凸轮轴刚度、摇臂支座刚度及凸轮升程高阶频率对气门运动规律的影响。最后本文以6102Q柴油机配气机构为例进行了实际计算,所得的气门运动规律与实测结果相符合。     

谈谈CG125顶杆发动机异响的维修

CG125顶杆发动机异响的维修(特别是老、旧发动机)一直是维修中的难点。笔者通过长期的维修实践,总结了一点经验。1.检查。拆下缸盖罩,用14套筒转动曲轴,找到T杆记,让进排气门处于关闭状态。检查气门间隙,如过大,则调整到正常。再按反时针方向继续转动曲轴,每转动一定角度,检查一下进气门间隙,直至排气门打开。配气凸轮基圆磨损,应更换;或下摇臂R3圆弧磨损,出现凹坑,应更换。更换后应按上述方法再检查一下气门间隙。如不正常,则是配气凸轮不标准,基圆跳动过大。2.拆机时,应将顶杆分开放置做上标记,以免前后错装。检查缸体上摇臂轴12轴孔,…     

浅议摩托车发动机气门弹簧的设计

在发动机运转中,气门弹簧不仅用来保证气门在需要关闭时关闭,更重要的是在整个配气过程中,能保证气门按照配气凸轮轮廓形状确定的运动规律运动。为了防止挺杆(或摇臂)瞬时离开凸轮型面的发生,即确保气门的密封性能,气门弹簧应拥有足够的刚度,使其压紧力始终大于配气机构产生脱离趋势的惯性力。但若弹簧刚度过大,则气门运动过程中相关零部件需克服的弹簧力也相应变大,这就要求增加受     

确定发动机可调气门的新方法

发动机在使用中需要经常地检查和调整气门间隙。一般是逐缸调整,需要多次转动曲轴,逐缸确定活塞位于压缩行程上止点的位置,这样费时费力,特别是对于多缸柴油机这样工作起来更为困难。下面介绍一种调整气门的新方法,用转动曲轴二次,可以调完全部气门。一、简述调整气门间隙必须使挺杆完全落下,即挺杆的下平面落到凸轮的基圆上,这样调整气门间隙才是准确的,所以凸轮外廓形状上的基圆部分构成了气门间隙可以调整的部分,简称可调带。     

浅谈气门摇臂与凸轮轴检修要点

四冲程发动机一般采用气门式配气机构,它由气门组和气门传动组组成（如图1所示）,其中顶置式气门配气机构是将进、排气门倒挂在气缸盖燃烧室的顶部,凸轮置于曲轴附近,曲轴通过正时齿轮带动凸轮轴旋转,凸轮推动挺杆,最后推杆带动置于气缸体中的摇臂开闭气门。现代四冲程发     

MFB2带圆弧段凸轮优化设计

构造了MFB2带圆弧段凸轮型线,该类型线具有大的气门开启时面值。给出了型线的构造和设计方法.在机构动力学分析的基础上,建立了以凸轮型线时面值为目标函数,以气门落座速度、凸轮最大接触应力、凸轮最小曲率半径、气门活塞最小距离等为约束条件的动态优化设计模型。数值算例表明,该型线具有很好的充气性能及较好的动力性能。     

四冲程发动机异响判断

(一)四冲程顶杆机发动机(CG机)敲击声:CG机敲击声诸如气门响、凸轮下摇臂响等较为多见,只不过气门响较清脆且是从缸头部位发出;对气门间隙调整后声音即可清除。凸轮下摇臂响较沉闷、沙哑,是从曲轴箱体与缸体结合处发出的,且声音比气门响还要响一些,轻微的磨损可以通过调整气门间隙来减弱噪声,通常情况下凸轮与下摇臂磨损后产生的异响     

浅谈气门摇臂与凸轮轴检修要点

在四冲程发动机结构中,一般采用气门式配气机构,它由气门组和气门传动组组成,如图1所示。其中,顶置式气门配气机构,是将进、排气门倒挂在气缸盖燃烧室的顶部,凸轮置于曲轴附近,曲轴通过正时齿轮带动凸轮轴旋转,凸轮推动挺杆,最后推杆带动置于气缸体中的摇臂开闭气门,如图2所示。