前言六冲程柴油机是一种新型柴油机，由于柴油机在工作时柴油燃烧膨胀做功所产生的热量有3/4都损失掉了，因此设计师们提出了新的设计方案，在发动机完成传统的四冲程后，在气缸内装入水咀，在完成排气行程活塞到达上止点时气缸封闭，水咀向气缸内喷水，水在高温下迅速受热膨胀以推动活塞使曲轴在旋转一圈使发动机实现第二次做功，这样发动机所产生的热量得以充分利用，转化成有效功率，并大大降低了燃油消耗率。与传统的四冲程柴油机一样，发动机设置一根凸轮轴，但每个工作循环曲轴旋转三圈，只有一次进气行程，却有两次排气行程。由于所给定的发动机是两气门，因此对发动机配气机构的要求如下：1、曲轴旋转三圈，凸轮轴旋转一圈，也就是二者传动比为3:1；2、进气凸轮与传统进气凸轮一样，只有一个工作段，而排气凸轮需要前后开启两次，因此排气凸轮需要有两个工作段。任务书首先对凸轮进行设计，然后利用最大速度和最大加速度位置基于高次方程凸轮运动规律进行凸轮型线的优化设计，然后对配气机构进行运动学分析。一、配气机构的运动学分析传统的配气机构动力学计算将配气机构的零部件视为完全刚性,所以只要确定凸轮从动件的运动规律,求出升程曲线系数和最大正、负加速度等参数就足以判断凸轮设计的优劣。但这种方法存在好多弊端,首先配气机构是一个弹性系统,可看作是一个弹簧—质量系统,当配气工作时,会使气门运动产生畸变,使传动链脱节、气门的开闭不正常、整个机构振动噪声加大,甚至机构的正常工作遭到破坏。随着发动机转速的提高,机构的运动件受力以及振动增大,上述现象成为发动机转速提高的障碍,因此需要进行配气机构的动力学分析,研究机构弹性变形下的气门规律。1、动力学模型的建立，把气门的运动用一个当量质量M的运动来描述,M的一端通过刚度为QUOTE的气门弹簧与气缸盖连接,而另一端连接一假想的刚度为QUOTE的弹簧,弹簧的另一端由当量凸轮控制,刚度QUOTE可以通过试验测定,也可以通过有限元软件建立系统的实体模型,算出理论刚度;QUOTEQUOTE是机构为刚性时气门的升程,当系统摇臂比为常数时,hT就是凸轮升程与摇臂比的乘积;QUOTEQUOTE为气门实际升程;QUOTEQUOTE为气门座对气门的刚度(只有在与座圈接触时才有);QUOTEQUOTE为系统内阻尼系数;QUOTEQUOTE为系统外阻尼系数;QUOTEQUOTE为气门座阻尼系数(只有在与座圈接触时才有)。M是挺柱、推杆、摇臂及气门组换算到气门轴线处的当量质量,其计算公式为:式中:——气门质量;QUOTE——弹簧上座及锁夹质量;——气门弹簧质量;——摇臂回转中心到气门轴线的距离;I——摇臂绕旋转中心的转动惯量;i——摇臂比;——推杆质量2、动力学方程的建立集中质量受力分析配气机构的弹性恢复力QUOTE式中:QUOTE——气门间隙;QUOTE——凸轮升程。气门弹簧力QUOTE:。式中:QUOTEQUOTE——气门弹簧预紧力。配气机构中的阻尼力QUOTE式中:QUOTE\*MERGEFORMATQUOTEQUOTE——配气凸轮转速;QUOTE——凸轮转角,当外阻尼力相对于内阻尼力非常小时可以忽略不记。气体压力QUOTE:进气门不用考虑气体压力,排气门的气体压力等于气门头部上、下面的气压差,可以通过示功图获得。集中质量惯性力F2、当量质量M的微分方程当量质量M的微分方程如下:其中:QUOTEQUOTE为气门座在气门弹簧预紧力作用下的初变形量。3、计算当量质量的条件(1)消除气门间隙。挺柱开始运动时,由于气门间隙的存在,摇臂尚未与气门接触,即QUOTE,此时的运动只是推杆摇臂随凸轮型线的刚性从动。(2)气门开始运动但未离座。摇臂开始与气门接触,气门开始运动,但气门座在弹簧预紧力的作用下具有一定的初变形量,气门仍与座接触,即QUOTE。(3)气门正常升起。当QUOTE，时,气门离开气门座,不再受气门座作用,即QUOTE=0,QUOTE=0。(4)系统脱离。当QUOTE时,系统中产生传动链脱节,弹性恢复力消失,即QUOTE=0,QUOTE=0,QUOTEQUOTE=0,QUOTE=0。(5)气门落座。当QUOTE时,气门与气门座接触,弹性恢复力仍然存在;当QUOTE时,气门落座,摇臂与气门分离,此时M不包括推杆、摇臂质量,QUOTEQUOTE=0,QUOTE=0。(6)气门产生反跳的条件。当气门关闭后又出现QUOTE,表