485柴油機設計（配氣機構）畢業(yè)設計

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I 485 柴油機設計 配氣機構 摘要 本設計介紹了 485 柴油機配氣機構的設計 主要是其各零部件的設計 本次 設計的 485 柴油機主要用于輕型載貨車 配氣機構的功用就是實現(xiàn)換氣過程 即根據(jù)發(fā)動機氣缸的工作順序 定時的 開啟和關閉進排氣門 以保證氣缸排出廢氣和吸進新鮮空氣 配氣機構設計的好 壞直接影響發(fā)動機整體的經濟性和動力性 因此配氣機構的設計在發(fā)動機整體設 計上占有相當重要的作用 在氣門選擇上 采用每缸兩個氣門的方案 其優(yōu)點是 比較簡單 可靠 對于自然吸氣式柴油機可以提高新鮮空氣的進氣量 降低氣缸 的熱負荷 增加氣缸的耐久性和使用壽命 氣門的驅動采用凸輪軸 挺柱 推桿 搖臂 氣門機構 凸輪軸布置形式是下置式 采用的是整體式凸輪軸 這樣的 凸輪軸結構簡單 加工精度高 能有良好的互換性 本次配氣機構的設計 主要包括進 排氣門的設計 氣門彈簧的設計 以及 凸輪軸的設計 編寫 Matlab 程序 計算得到挺柱升程表 繪出挺柱升程 速度 加速度曲線 關鍵詞 柴油機 配氣機構 凸輪軸 氣門 II THE DESIGN OF VALVE TIMING MECHANISM OF 485 DIESEL ENGINES ABSTRACT This thesis introduces the design of valve timing mechanism of 485 diesel engines mainly the design of its various components The 485 diesel engine in this design is mostly used in light truck The function of valve timing mechanism is to realize the exchange process namely according to engine cylinder working order ensure that the intake and exhaust valves open and close at the proper time The valve gear play a direct impact on the economy and power parameters of the engine therefore the design of gas distribution agency in the overall design of the engine play a rather important role Arranging two valve per cylinder the advantages are that it is relatively simple reliable for the naturally aspirated diesel engines can improve the fresh air into the cylinder reduce the heat load of the cylinder to increase the durability of the cylinder and use life The driving mechanism of valves is camshaft tappet pushrod rocker valve train Camshaft arrangement is under the form of home style using the integral camshaft such camshafts have simple structure high precision machining and good interchangeability This design including exhaust valve intake valve valve spring and camshaft Write Matlab program calculate tappet lift table map the curves of tappet lift speed and acceleration KEY WORDS Diesel engine Valve timing mechanism Camshaft Valve III 目 錄 前 言 1 第一章 485 柴油機的設計要求 3 第二章 485 柴油機工作過程熱計算 6 2 1 485 柴油機工作過程熱計算已知參數(shù) 6 2 2 485 柴油機工作過程熱計算 6 2 2 1 一般參數(shù)的計算 6 2 2 2 進排氣過程計算 7 2 2 3 壓縮終點參數(shù)計算 8 2 2 4 燃燒過程的計算 8 2 2 5 膨脹終點參數(shù)的計算 8 2 2 6 指示參數(shù)的計算 9 2 2 7 有效參數(shù)的計算 9 第三章 485 柴油機主要性能參數(shù)的選擇 10 3 1 平均有效壓力 10meP 3 2 活塞平均速度 10C 3 3 行程缸徑比 11DS 3 4 曲柄連桿比 12LR 3 5 氣缸中心距 13 第四章 配氣機構總體布置 14 4 1 氣門數(shù)目 布置和驅動 14 4 2 凸輪軸的布置和傳動 14 第五章 氣門組的設計 15 5 1 氣門的設計 15 5 1 1 氣門的工作條件與設計要求 15 5 1 2 氣門的結構和設計 16 IV 5 1 3 氣門材料的選擇 19 5 2 氣門導管的設計 19 5 3 氣門通路面積的校核 19 第六章 氣門彈簧的設計 23 6 1 氣門彈簧概述 23 6 2 氣門彈簧尺寸的確定 23 6 3 氣門彈簧的校核 28 6 3 1 氣門彈簧的強度校核 28 6 3 2 氣門彈簧的共振校核 29 第七章 凸輪軸與氣門傳動件的設計 31 7 1 凸輪軸的設計 31 7 1 1 凸輪軸的設計要求及結構 31 7 1 2 凸輪軸尺寸的設計 31 7 2 挺柱的設計 35 7 3 推桿和搖臂的設計 36 結 論 37 參考文獻 38 附 錄 39 1 前 言 柴油機的發(fā)展 已有一百多年的歷史 通過這一長時間的不斷改進和更新 已經發(fā)展到了比較完善的程度 由于它的效率高 適應性好 功率范圍廣 柴油 機已廣泛應用于農業(yè) 工業(yè) 交通運輸業(yè)和國防建設事業(yè) 因此 柴油機工業(yè)的 發(fā)展 對國民經濟 國防建設以及人民生活都具有十分重要的意義 近三十年來 柴油機朝著提高柴油機功率 降低油耗 污染和噪聲以及提高工作可靠性和延長 使用壽命的方向發(fā)展 我國柴油機產業(yè)自 20 世紀 80 年代以來有了較快發(fā)展 但我國柴油機產業(yè)的 整體發(fā)展仍然面臨著許多問題 1 我國重型柴油車的產量在逐年增加 中型 輕型車柴油化步伐也在加快 但在微型汽車 轎車領域 柴油車所占比例仍很少 2 柴油機行業(yè)投入不足 嚴重制約了生產工藝水平 規(guī)模發(fā)展和自主開發(fā) 能力的提高 現(xiàn)在 我國柴油機技術基礎薄弱 還不具備完整的全新柴油機產品 和關鍵零部件開發(fā)能力 3 我國柴油機技術的落后 產品質量差以及車輛使用中維修保養(yǎng)措施不力 導致低性能 高排放柴油車在使用中對城市環(huán)境和大氣質量造成不良影響 使社 會產生 厭柴 心理 4 柴油品質差 柴油標準的修訂嚴重滯后于汽車工業(yè)發(fā)展的需要 對柴油 機技術的發(fā)展以及各種新技術 改善柴油機排放措施的應用造成障礙 我國柴油機技術的攻關重點應放在電控技術 排放后處理技術 整機開發(fā)和 匹配技術等關鍵技術研究和材料開發(fā)上 加快開發(fā)與配套主機更加適應的節(jié)能 節(jié)材和高可靠性的新一代機型 現(xiàn)有產品要提高可靠性 降低噪音和煙度 下一 步應推廣直噴化 輕量化 多缸化 同時還應提高柴油品質 為各類柴油機新技 術的應用奠定基礎 485 柴油機結構簡單 維修方便 制造成本也較低 比較省油 且具有較大 的輸出扭矩 由于 485 柴油機具有許多方面的優(yōu)點 所以不論在國外還是在國內 其應用越來越廣泛 特別是輕型運輸車輛 把 485 柴油機作為其首選動力 隨著 國民經濟建設和生產的發(fā)展 485 柴油機已越來越廣泛地得到應用 它為我國國 民經濟的發(fā)展作出了不可磨滅的貢獻 2 總之 本次設計的 485 柴油機具備動力大 油耗低 使用可靠性高 經久耐 用 經濟省油和維修方便等優(yōu)點 是更省油 更清潔的環(huán)保機型 特別是其強勁 的動力 合理的價格必將深受廣大客戶青瞇 因此 此機型在未來的市場應用中 有很大的發(fā)展?jié)摿?3 第一章 485 柴油機的設計要求 485 柴油機主要應用于農用 輕型載重汽車 工程機械等車輛中 從 485 柴 油機的使用范圍就可以知道其特點 其材料盡可能采用一般鋼材 零部件工藝性 要好 要適合于大量生產 而且這類柴油機除了和其他機械一樣 都要求產品重 量輕 體積小 質量好 效率高 結構簡單 使用方便和維修 保養(yǎng)簡單 對于 這一類柴油機是具體要求可以概括為 一 經濟性指標 柴油機的經濟性指標通常都是以燃油消耗率和機油消耗率作為柴油機經濟性 的主要指標 柴油機的燃油消耗率是隨運轉工況的不同而變化的 一般常以額定工況時每 千瓦時有效功率所消耗的燃油克數(shù)作為衡量指標 有的采用外特性最低的燃油消耗 率作為衡量指標 燃油消耗率主要與柴油機的工作過程 燃燒室結構以及機械效 率等有密切關系 高速柴油機在額定工況時的燃油消耗率一般在 215 285 g 間 kwh 二 動力性指標 柴油機的動力性指標是指柴油機的額定功率 額定轉速及扭矩 這些指標是 根據(jù)與之配套的使用要求而確定的 一臺柴油機的功率 根據(jù)不同的使用要求 需要隨工況而變化 現(xiàn)代農用柴油機 為了具備良好的動力性 其性能 結構和 使用情況隨地區(qū)不同而差別懸殊 而且大部分柴油機的工作環(huán)境惡劣 同時使用 負荷不均勻 有時超負荷 有時較低負荷運行 而且有時候可能連續(xù)工作幾十個 小時 因此這類柴油機應有較好的動力性 三 可靠性與耐久性指標 柴油機的可靠性是指柴油機在設計規(guī)定的使用條件下 具有持續(xù)工作 不致 因故障而影響柴油機正常工作的能力 可靠性指標通常是以在保證期內不停車故 障次數(shù) 停車故障次數(shù)以及更換主要零件和非主要零件的數(shù)目來表示 目前 一 般還只采用保證期中的故障情況以及使用壽命作為衡量柴油機可靠性指標 并以 使用壽命作為衡量柴油機耐久性的指標 使用壽命是指柴油機從開始使用到第一 次大修前累計運轉的小時數(shù) 或車輛行駛的公里數(shù) 柴油機的大修期一般決定于 4 氣缸套和曲軸磨損到達規(guī)定極限的時間 即此時柴油機不能繼續(xù)正常工作 中小 型工程機械的柴油機使用壽命大約在 6000 10000 小時 本次設計中的 485 柴油機 主要應用在輕型卡車 農用運輸車 裝卸車 叉車等各種中小型工程機械中 其 工作負荷變化較大 因此要有較高的可靠性與耐久性指標 3 5 四 運轉性指標 柴油機的運轉性指標 主要是指操縱使用是否方便 運轉是否平穩(wěn) 起動性 與加速性的好壞以及噪聲與排放污染等 操縱使用方便是指使用人員不需要很特 別的專門技能 可方便操作 維護 保養(yǎng) 運轉平穩(wěn)是指柴油機平衡良好 振動 小 起動性好即指柴油機起動迅速可靠 一般柴油機要求在 5 氣溫下不附加任 何輔助裝置就能順利起動 加速性好是指速度提升得快 一般在柴油機在短時間 內能夠達到所需的速度 噪聲與排放污染是指柴油機在運轉時噪聲和排放要在一 定的范圍內 五 緊湊性指標 柴油機的緊湊性指標 通常是指柴油機的重量和外形尺寸指標 衡量柴油機 的外形尺寸指標是單位體積功率 它是評價柴油機結構緊湊性和金屬材料利用程 度的一個指標 衡量柴油機重量的指標是比重量 本次設計的 485 柴油機主要應 用于中小型工程機械 因此緊湊性指標較低 1 六 三化 問題 所謂三化問題是指產品系列化 零部件通用化和設計標準化 1 產品系列化 柴油機的用途雖然十分廣泛 但是從生產和管理的角度看 卻希望產品的類型不要過多 機型少就便于集中力量進行深入研究 也便于組織 大規(guī)模生產 為此目的 國家擬訂出以缸徑為基本尺寸的系列型譜 型譜中同一 系列的柴油機 缸徑和基本結構相同 通過改變缸數(shù)以及其他結構上的變形來滿 足多方面的不同需要 同一系列柴油機應該作到多數(shù)零件或總成 尤其是易損件 通用 2 零部件通用化 意義如上所述 事實上 工業(yè)中使用廣泛的產品其規(guī)格已 經標準化了 所以零部件通用化也包含了凡是能采用標準件時就采用標準件的含 義 3 零件設計標準化 它是指在設計中應按國家機械制圖標準繪圖 并盡可能 地按照有關標準制定技術條件 但是發(fā)動機要想同時滿足上述全部要求是相當困難的 因為這些要求是相互 5 矛盾的 因此應在保證主要要求的前提下 盡可能的滿足其他要求 對于農用來 說主要應具有足夠的使用壽命 其他要求都是次要的 6 8 6 第二章 485 柴油機工作過程熱計算 在柴油機設計開始階段 根據(jù)選定的參數(shù)進行工作過程熱計算 其主要作用 有 1 對柴油機的動力性能和經濟性能參數(shù)起一定的校核作用 提供柴油機主要 熱力參數(shù)之間相互關系的簡單計算方法 2 提供在設計階段零部件強度計算的依據(jù) 3 為柴油機的性能改進提供初步的理論依據(jù) 2 1 485 柴油機工作過程熱計算已知參數(shù) 485 柴油機工作過程熱計算的已知參數(shù)見表 2 1 所示 表 2 1 485 柴油機的相關參數(shù) 參數(shù)名稱 參數(shù)值 參數(shù)名稱 參數(shù)值 有效功率 kW eP30 壓縮比 c 18 柴油機轉速 n r min 2600 最高燃燒壓力 MPa maxp8 氣缸數(shù) i 4 過量空氣系數(shù) 1 7 氣缸直徑 mm 85 充量系數(shù) c0 85 活塞行程 S mm 100 2 2 485 柴油機工作過程熱計算 本章對 485 柴油機工作過程進行熱計算 分以下七個部分 1 一般參數(shù)計算 2 進排氣過程計算 3 壓縮終點參數(shù)計算 4 燃燒過程計算 5 膨脹終點參數(shù) 計算 6 指示參數(shù)計算 7 有效參數(shù)計算 2 2 1 一般參數(shù)的計算 一 氣缸工作容積 L sV 0 567L 24sDVS 28510 7 二 燃燒室容積 L cV L0 567 318sc 三 理論空氣量 0 kg0 0 870 434 341 26 1 29788COHgL 四 新鮮空氣量 L 24 31kg01 7a 五 燃燒產物量 M 24 34kg432OHgL 0 126 43 六 理論分子變更系數(shù) 0 1 0010 2431L 七 實際分子變更系數(shù) 1 00101r 2 2 2 進排氣過程計算 一 排氣壓力 kPa rp 110kpa1 ra 二 缸內排溫 K80rT 三 進氣終點壓力 kPa dep kPa 91deap 四 進氣終點溫度 K dr K2930 5836 211drrT 五 沖量系數(shù) 8c 六 柴油機總空氣流量 kg h aA 49 17g s 177kg h0 5910 56420334893absacdpVinART 8 2 2 3 壓縮終點參數(shù)計算 一 壓縮終點壓力 kPa cop kPa 4 5MPa11 359840ncodecp 二 壓縮終點溫度 K coT K11 35629 6ncodecT 2 2 4 燃燒過程的計算 一 壓力升高比 p max801 745pco 二 最高燃燒溫度 K axTma0 8 31 1 zupz pcmpcorHCCTL 式中 燃燒終點時的熱量利用系數(shù) 燃料低熱值 kJ kg z uH pzmC 燃燒產物和新鮮空氣的平均等壓摩爾比熱容 kJ kg mol K pem 14687 8ax0 75418 3 8 31 78 924 63 T 1770Kma 三 初期膨脹比 ax1 071 28946pcoT 四 燃燒終點氣缸容積 zV L1 270 3 7zcV 2 2 5 膨脹終點參數(shù)的計算 一 膨脹終點壓力 exp kPamax21 25800 78973 exnp 式中 c 二 膨脹終點溫度 exT 9 K2max10 257189 59exnT 2 2 6 指示參數(shù)的計算 一 平均指示壓力 mip1 2 112 npdecmin nncp 1 35 1 251 2598 78630 7 63 597 38i 729 4kPamip 二 指示功率 iP kW0 729 560435 833isiVn 三 指示熱效率 i 40 3 01 704927 48 18 085admiiuabcLTpH 四 指示油耗 i 202 6g kW h 3360601 4iiub 2 2 7 有效參數(shù)的計算 一 機械效率 m 83 8 305 8emiP 二 平均有效壓力 mep 611kPa0 3729 4meip 三 有效熱效率 et 0 338 8 eti 四 有效比油耗 eb 242g kW h 20 683iemb 10 第三章 485 柴油機主要性能參數(shù)的選擇 柴油機的主要參數(shù)的選擇必須緊密結合實際情況進行選擇 它需要設計師在 整機尺寸應盡可能小 總質量盡可能輕和具有較高的動力性 熱可靠性與機械可 靠性這兩個互相矛盾的開發(fā)目標之間找到折中點 同時還應考慮整機外形美觀 針對設計任務的要求正確選擇這些參數(shù) 在估計 Pe 值時 一方面應考慮技術 力量的因素 另一方面還應該給發(fā)動機留一定的余地 以免影響其壽命 3 1 平均有效壓力 meP 柴油機在額定功率時的平均有效壓力是表示柴油機整個工作過程完善性和熱 力過程強烈程度的重要參數(shù)之一 它決定于混合氣形成的方法 燃料的種類 混 合氣形成的過程 燃燒過程與換氣過程的質量 機械效率 進氣壓力和溫度以及 柴油機的冷卻方式與沖程數(shù) 是標志柴油機熱力循環(huán)進行的有效性 結構合理性和制造完善性的綜合mep 指標 平均有效壓力 30430 61 5672eme asPMPVni br 3 2 活塞平均速度 mC 柴油機的額定轉速和活塞平均速度指柴油機在額定功率時的轉速和活塞平均 速度 活塞平均速度也是決定柴油機高速性的指標 提高柴油機的額定轉速與活 塞平均速度是提高柴油機單位體積功率的有效措施之一 通常采用短沖程而提高 轉速 使活塞平均速度在不至于過高的情況下來提高柴油機的單位體積功率 一 對性能的影響mC 當其他參數(shù)不變化時 與柴油機功率 成正比 但是當柴油機結構不變mCeP 時 進排氣阻力與 成正比 在柴油機摩擦磨損中占最大份額的是活塞組的摩擦 損失 而活塞組的磨檫損失平均壓力 與 成正比 因此 的提高導致mmC 11 的下降 meP 二 對熱負荷的影響C 柴油機氣缸內單位時間所發(fā)出的熱量與功率 成正比 因而與 成正比 ePMD 2 所以氣缸的熱負荷與 成正比 即熱負荷隨 的增大而增大 如果當 過大時 mmCmC 可能造成熱負荷過大 甚至造成發(fā)動機因為熱負荷超過極限 使發(fā)動機不能正常 工作 9 10 三 對磨損和壽命的影響mC 柴油機氣缸活塞組由氣壓引起的磨損速率可認為與摩擦功率成正比 即隨 提高 柴油機的壽命可能急速下降 因此必須合理的選擇活塞速度 mC 增大使發(fā)動機的功率提高 但活塞組的熱負荷和曲柄連桿機構的慣性負荷m 增大 磨損加劇 壽命下降 同時由于進排氣流量增大 進排氣阻力與氣流速度 平方成正比例的增加 使沖氣系數(shù) 下降 所以隨活塞平均速度提高 必須增大v 氣門通道面積 選用好材料 提高加工精度 但是 選取過低也不恰當 首先mC 是對于給定工作容積的柴油機來說 所發(fā)出的功率將過小 即每升工作容積所發(fā) 出的功率將過低 其次 過低將導致活塞環(huán)和氣缸壁在表面間不能建立起有效mC 的潤滑油膜而使摩擦加劇 活塞平均速度 2 23048 67 50 7856 7856 110emmPC msDz 3 3 行程缸徑比 S 對柴油機的影響是多方面的 小則氣缸余隙容積比減小 影響混DS DS 合氣形成和燃燒 在具體選擇 值時 應注意三個問題 盡量使氣缸的散熱面 積與氣缸的容積之比為最小 有利于燃燒室設計且使整臺柴油機的尺寸最為緊湊 當每一氣缸工作容積一定時 應采用較小的 值 其優(yōu)點為 S 1 可相應地提高柴油機曲軸轉速而不至于使活塞平均速度超過許可值 因而 可以提高升功率 2 可降低直列式柴油機的高度 因而可以減小外形尺寸并相應地減輕重量 12 3 由于柴油機曲柄半徑減小 曲軸主軸頸和曲柄銷軸頸的重疊度則增大 因 而剛度增加 應力狀態(tài)改善 同時 連桿也可以短一些 這對其強度和剛度都有 利 4 由于柴油機氣缸直徑的增大 氣缸蓋上的氣道和配氣機構的安排較容易 然而 當采用較小的 值時 由于氣缸直徑的增大 熱負荷 機械負荷和DS 噪聲都加大 同時 由于單列式柴油機的長度主要決定于氣缸直徑 所以對于一 般直列式來說長度將增大 此外 較小的 值對燃燒室設計不利 而且對直流S 式換氣的換氣品質將變壞 因此 在選定 值時必須適當 1 行程 33601608 71022mCSmn 所以 5 D 3 4 曲柄連桿比 LR 連桿長度 大小頭孔中心距 是設計時應該慎重考慮的一個結構參數(shù) 通 常用連桿比 來表示 值越小 連桿越長 連桿質量對慣性力的影響可 能更大 因此在現(xiàn)代高速柴油機的設計實踐中 一般都是盡量縮短連桿長度 L 也就是說采用大的 值 設計過程中應該滿足 1 對于四沖程高速柴油機來說 最合理的連桿長度應該是保證連桿及相關機 件在運動中不與其他機件相碰情況下的最短長度 2 值越大 連桿越短 則發(fā)動機總高度或總長度越小 所以使發(fā)動機結構 緊湊 而且 柴油機總高度減小 總重量減小 且連桿越短 重量越輕 往復直 線運動部分的質量和不平衡回轉部分的質量件減小 其運動時產生的慣性力也減 小 可以減少發(fā)動機的振動 3 值越大 連桿縮短會引起活塞側壓力 加大 可能增加活塞與氣缸的np 磨檫與磨損 本設計中曲柄連桿比 50 3167RL 13 3 5 氣缸中心距 氣缸中心距是表征柴油機長度的緊湊性和重量指標的重要參數(shù) 缸心距大小 取決于氣缸蓋型式和曲軸的結構型式和尺寸分配 缸心距的選取要考慮氣缸蓋上的進排氣道的布置 冷卻系統(tǒng)的布置以及潤滑 系統(tǒng)的布置 若氣缸中心距選取過大 則會降低發(fā)動機的整體緊湊性 造成材料 浪費 使制造成本提高 同樣給機體的冷卻造成困難 但是若氣缸中心距選取過 小則會使氣缸蓋的設計造成困難 有可能造成進 排氣道與氣缸蓋緊固螺栓相打 架 這樣就影響充氣效率 造成燃燒不充分 經濟性降低 同樣會使排氣阻力增 大 使氣缸壓力過高而降低充氣效率 確定氣缸中心距的大小 考慮曲柄臂和主軸徑 曲柄銷長度 使主軸承和連 桿軸承有足夠的承壓面積 并保證曲柄有良好的剛度和強度 本設計中缸心距 mm 0123521pLh 14 第四章 配氣機構總體布置 配氣機構的任務是實現(xiàn)換氣過程 即根據(jù)發(fā)動機工作次序定時開啟和關閉進 排氣門 以保證氣缸排除廢氣和吸進新鮮空氣 其要求為 1 進排氣門的時面值足夠大 泵氣損失小 2 振動 噪聲較小 并且工作可靠和耐磨 3 結構簡單 緊湊 1 應該指出 同時滿足這三個要求是比較困難的 因此在設計時必須根據(jù)具體 情況綜合考慮 有所側重 盡可能合理滿足這些要求 4 1 氣門數(shù)目 布置和驅動 本設計采用每缸一進一排兩氣門的設計方案 氣門的驅動采用凸輪軸 挺柱 推桿 搖臂 氣門機構 4 2 凸輪軸的布置和傳動 目前 除強化強度特別高的發(fā)動機采用頂置式凸輪軸外 一般都采用下置式 凸輪軸和中置凸輪軸的布置 在凸輪軸布置時應考慮以下原則 1 決定凸輪軸橫向尺寸和位置時 應保證不與曲柄連桿機構運動軌跡相碰 并盡可能靠近氣缸中心線 以便減小機體和發(fā)動機寬度 2 在決定凸輪軸高度位置時 應保證曲軸對凸輪軸的傳動 并要求配氣機構 驅動也比較簡便 3 當發(fā)動機轉速較高時 為了減小氣門傳動機構的往復運動質量 可將凸輪 軸位置移動到氣缸體上部 有凸輪軸經過挺柱直接驅動搖臂而省去推桿 1 綜合考慮上述要求 本次設計的 485 柴油機的凸輪軸采用下置式 15 第五章 氣門組的設計 5 1 氣門的設計 5 1 1 氣門的工作條件與設計要求 一 氣門的工作條件 氣門是發(fā)動機的重要零件之一 工作時需要承受較高的機械負荷和熱負荷 尤其是排氣門 由于經常受到高溫燃氣的沖刷 因而易產生漏氣 腐蝕與燒損現(xiàn) 象 工作條件就更為嚴酷 氣門工作時承受落座沖擊負荷及燃氣壓力所給的靜負 荷 這種靜負荷一般為 5kgf mm2 左右 而沖擊負荷一般為 11 6kgf mm2 左右 氣 門的工作溫度 進氣門約為 200 450 而排氣門則可達 650 850 甚至更高 盡可能使氣門在較低的熱負荷和機械負荷下進行工作是氣門設計的重要任務 1 二 氣門設計的基本要求 1 材料方面 氣門的工作溫度是確定氣門材料的主要依據(jù) 在氣門工作溫度的范圍內材料 應具有足夠的強度 韌性和表面硬度 由于排氣門錐面的磨損常為腐蝕磨損 因 此選材時排氣門必須考慮耐化學腐蝕 主要是硫和釩 的性能 進氣門錐面多屬 摩擦磨損 因此排氣門則著重耐磨 2 結構方面 要求結構簡單 加工方便 且頸部形狀也要恰當 以便減少氣體的流動阻力 增加其進氣沖量 在保證足夠的的強度 剛度和耐磨性的前提下氣門的重量要輕 3 盡可能降低熱負荷 盡可能降低熱負荷是氣門設計的一個重要方面 排氣門是氣門組中的高溫零 件 氣門頭部有 75 左右的熱量經氣門座導出 25 左右的熱量經氣門導管傳出 因此 氣門的設計應與汽缸蓋密切配合 氣門座周圍必須加強冷卻 并使溫度盡 量均勻 因此 若結構允許 應盡量增加導管長度 適當減小氣門桿與導管的配 合間隙 以降低氣門溫度 12 另外 氣門的運動受到凸輪 挺柱 搖臂 氣門彈簧等零件特性的制約 因 此氣門設計還必須從整個配氣機構來分析考慮 要避免氣門在落座時承受過大的 16 沖擊和振動 因為這些機械負荷也是造成氣門與氣門座磨損的原因之一 1 5 1 2 氣門的結構和設計 氣門主要由桿部和頭部兩部分組成 圖 5 1 所示為氣門的基本結構及名稱 圖 5 1 氣門的基本結構及名稱 1 氣門頭部 2 氣門桿部 3 氣門徑部 4 鎖夾槽 5 氣門桿端面 6 氣門錐面 7 氣門頭部端面 Dv 氣門頭部直徑 d0 氣門桿直徑 氣門頭厚度 R 氣門頸部圓弧半徑 氣門錐面斜角1t 一 氣門頭部的設計 1 氣門頭部形狀 氣門頭部形狀除影響氣體流通特性外 還影響氣門的剛度 重量 導熱性能 以及制造成本等 同時以關系到氣門的使用期限 氣門頭部形狀基本上有三種形 式 平底型 凸底型 凹底型 其中平底型氣門的優(yōu)點是結構簡單 工藝性好 受熱面小 具有一定的剛度 基本上能滿足進 排氣門的工作要求 因此在多種 類型的柴油機中得到了廣泛應用 本次設計的 485 柴油機采用平底型氣門 2 2 氣門頭部直徑 增大進 排氣的流通斷面是減少進排氣阻力 提高充量的途徑 同時氣門頭 部直徑的選擇還應考慮到燃燒室的型式 汽缸蓋進 排氣門的布置 氣道之間冷 卻水套的設計以及氣門受熱和冷卻的均勻性等因素 氣門頭部直徑尺寸的確定 依據(jù)柴油機設計手冊中冊 1 中參考公式 0 4 8 viD 0 37 41 veD 0 82 veviD 根據(jù)缸徑 D 85mm 代入上式得 mm mm vi 314 85 17 考慮燃燒室 噴油器和缸蓋螺栓等多方面因素 本設計取 38viDm 32veDm 3 氣門錐面斜角 氣門錐面斜度一般為 30 和 45 兩種 在設計中考慮到排氣門中氣門與氣門座 之間的單位壓力較大 則錐面上的積炭就容易被壓扁或擦掉 因此我們采用 45 斜角 對于進氣門的斜角 考慮到制造和維修的方便 一般在非增壓柴油機中也 取 45 因此 在本次 485 柴油機的設計中 進 排氣門錐面斜角 均取 45 頸部圓弧半徑 R 為一般取氣口直徑的 0 25 0 50 倍 多數(shù)情況下進氣門的頸 部圓弧半徑 R 可取進氣口直徑的 0 25 倍 排氣門的頸部圓弧半徑 R 可取排氣口 直徑的 0 35 倍 考慮到加工方便的原則我們統(tǒng)一取頸部圓弧半徑為 9 5mm 1 4 氣門頭部厚度及錐面寬度的確定 1 氣門頭部厚度 設計原則 氣門頭部厚度的設計主要是從氣門的剛度來1t 考慮的 氣門在燃燒壓力的作用下會引起變形 變形過大會引起氣門的密封性下 降 錐面磨損增加 參考柴油機設計手冊中冊 1 氣門頭部厚度 的公式為 1t 0 10 0 12 1tvD 因此 對于進氣門 0 10 0 12 38 3 8 4 56 取 4 5mm 1t 1t 對于排氣門 0 10 0 12 32 3 2 3 84 取 3 5mm 2 氣門錐面寬度 b 的設計原則 由于氣門的大部分熱量是經密封帶導出 密封帶較寬則傳熱效果好 氣門的工作溫度就較低 但氣門的密封性就較差 反 之密封帶太窄 雖然密封性較好 但散熱不良 且接觸壓力較大 會加速氣門的 磨損 因此綜合考慮這兩方面的因素來選取氣門密封帶的寬度 其寬度的一般范 圍是 1 5 3 0 毫米之間 參考柴油機設計手冊 氣門錐面寬度 b 的公式為 b 0 9 1 05 1t 因此 對于進氣門 b 0 9 1 05 4 5 4 4 7 取 b 4 2mm 對于進氣門 b 0 9 1 05 3 5 3 15 3 675 取 b 3 2mm 5 氣口直徑的確定 進氣口直徑 d 1 0 37 0 46 D 31 45 39 1 本設計取進氣口直徑 d1 32 排氣口直徑 d 2 0 33 0 37 D 27 2 31 45 本設計取進氣口直徑 18 d2 28 二 氣門桿部的設計 1 氣門桿直徑的設計 氣門桿直徑的選擇取決于氣門所需的耐久性 增加氣門桿直徑有利于氣門熱 量的逸散 氣門桿直徑的選擇還決定于它在導管運動時側向力大小 根據(jù)經驗 氣門桿徑取為頭部外徑的 16 25 考慮到加工和維修的方便 一般進 排氣門 桿直徑相等 因此 本次設計的 485 柴油機氣門桿直徑為 38 16 32 25 6 08 8 在此取氣門的桿直徑為 d 0 8mm 2 氣門桿長度的設計 氣門桿長度 L 取決于氣缸蓋和氣門彈簧的設計 一般希望短些 以便降低發(fā) 動的總高度 減小氣門重量 根據(jù)柴油機設計手冊 氣門桿長度 L 的設計公式為 2 5 3 5 vD 將 mm mm 代入上式得 進氣門桿長 L 95 133 排氣門桿38ve 32i 長 L 80 112 綜合考慮進排氣門總長相等的設計原則和設計方案取進氣門桿長 95mm L 排氣門桿長 L 96 5mm 氣門桿端面要淬硬 一般要求硬度不小于 HRC50 氣門桿端部與彈簧盤相連 接 應保證連接可靠但又不致過分使氣門桿削弱 在本次 485 柴油機的設計中采 用鎖夾槽來連接 槽內不允許出現(xiàn)尖角 三 氣門升程 進氣門最大升程 mmmax 0 24 6 9 12 8 vi VihD 排氣門最大升程 mm836e e 綜合進排氣門的最大升程考慮 本設計取進 排氣門最大升程均為 9mm 5 1 3 氣門材料的選擇 在氣門材料的選擇必須考慮到其工作溫度 腐蝕情況 沖擊載荷以及氣門桿 桿部與端面的耐磨等因素 綜合考慮到氣門的溫度和沖擊載荷的限制 在本次 485 柴油機的設計中 因其適用于運輸車輛中 所以其負荷較高 因此 取進氣 門取材料為 40Cr 排氣門取材料為 4Cr9Si2Mn 1 19 5 2 氣門導管的設計 氣門桿工作時在導管中滑動 使導管承受側向壓力 并且氣門的部分熱量也 從導管中逸出 導管與氣門這對摩擦副由于靠近氣門頭部 所以溫度較高 潤滑 油易結炭 但供給摩擦副的潤滑油又不能過多 以免流入燃燒室 因此要求導管 在潤滑較差的情況下能耐磨 近年來 我國開始廣泛應用鐵基粉末冶金導管 在 不良的潤滑條件下 工作可靠 磨損小 同時工藝性好 造價低 導管的外表面一般都設計成光滑的圓柱 沒有任何凸臺 以便無心磨床的加 工 導管的長度取決于氣缸蓋的布置 只要位置允許 應盡量長些 最好不要小 于氣門桿直徑的 6 倍 以減小對導管的側壓力 并有利于氣門的導向和散熱 導管與氣門桿的配合間隙應認真選擇 間隙過大則散熱不良 同時氣門在導 管中易擺動 沖擊 使氣門和氣門座磨損不均勻而造成漏氣 漏油 這種滲漏甚 至使氣門頭部燒損 間隙過小對氣門座偏心的的補償能力下降 還會因氣門桿受 熱而卡在導管中 進 排氣門工作條件不同 所取間隙也不同 一般進氣門取氣 門桿直徑的 0 005 0 01 倍 排氣門取氣門桿直徑的 0 008 0 012 倍 在本次設計的 485 柴油機中 氣門導管長度取 l 6d0 6 8 48mm 綜合考慮 在此取 l 50mm 間隙值為 進氣門 0 005 0 01 8 0 04 0 08mm 排氣門 0 008 0 012 8 0 064 0 096mm 5 3 氣門通路面積的校核 氣門頭部直徑 升程和氣門口直徑選擇的是否合適 主要看氣門口和氣門的 通路面積是否足夠的大 可用氣門最大升程下 如圖 5 2 流通通路斷面處的假 定平均氣流速度值來進行校核 校核公式 vWmpvCF 式中 相當于在整個進氣或排氣過程中 氣門經常保持最大升程時 v 氣門通路斷面處的假定平均氣流速 m s 一個氣缸中同名氣門的數(shù)目C 氣門在最大升程時的通路面積 m 2 vF 20 活塞面積 m 2 PFPF42D 活塞平均速度 C m 8 67m sm 氣缸直徑 m 85mmD 活塞行程 S 100mmS 發(fā)動機轉速 n 2600r minN 氣門在最大升程時的通路面積公式 1 vFldDV2 式中 進氣門頭部外徑 mm vD 進氣門頭部內徑 mm d k1 k2 間的距離 mm l tancos2mx2max2 VVVV hdDh 圖 5 2 氣門最大升程示意圖 對柴油機的進氣門的校核 6 71 mm l 23893829tan45cos45 mm 2 6 71 2ViF 21 mm s 285 6746 13 ViW mm 2 2280 5VidF 對排氣門的校核 7 28 mm l 2389389tan45cos45 3 14 685 78 mm 2 veF7 2 71 74 m s veW85 641 7 615 75 mm 2 veF 42d2 因此 滿足設計要求 本次設計的 485 柴油機轉速為 2600r min 屬中高速柴油機 根據(jù)柴油機設 計手冊表 13 2 進氣平均氣流速度 的范圍為 60 80m s 排氣平均氣流速veW 度 的范圍為 70 100m s 設計計算得出進氣平均氣流速度 66 68m s veWveW 排氣平均氣流速度 71 74m s 因此氣門通路滿足設計要求 ve 22 第六章 氣門彈簧的設計 6 1 氣門彈簧概述 一 氣門彈簧作用 1 氣門關閉時 依靠彈簧彈力 使氣門壓在座圈上 起到封閉作用 2 彈簧使配氣機構回位 保證配氣機構的所有零件能夠保持正常的接觸 3 在負加速度段氣門彈簧的彈力要大于慣性力 防止零件發(fā)生脫離 4 在進氣過程中防止排氣門被吸開 二 工作條件與設計要求 氣門彈簧承受高頻交變載荷 工況惡劣 故需精心設計 才能使其長期可靠 地工作 彈簧一旦斷裂便會造成發(fā)動機的嚴重事故 氣門彈簧的設計常常受到尺 寸上的限制 因此氣門彈簧應有合理的結構尺寸和允許的應力范圍 氣門彈簧應 有較高的疲勞強度 制造上應保證一定的精度并盡力避免各種缺陷 三 氣門彈簧材料的選擇 氣門彈簧在一定的工作溫度下承受交變載荷 為使彈簧能長期地可靠工作 要求彈簧材料不僅有良好的機械性能 而且應有足夠的抗應力 溫度松弛的能力 在工作中不致產生過大的彈力消失現(xiàn)象 1 氣門彈簧材料一般為碳素彈簧鋼絲 65Mn 和 50CrVA 彈簧鋼絲等 在本次設計的 485 柴油機中 氣門彈簧材料選用油淬火 回火狀態(tài)的碳素彈簧 鋼絲 其優(yōu)點是熱穩(wěn)定性好 可適用于較高的工作溫度 13 15 6 2 氣門彈簧尺寸的確定 一 彈簧中徑 的選取2D 在本次設計的 485 柴油機中 采用雙氣門彈簧 則其內彈簧中徑為 0 4 0 7 0 4 0 7 32 12 8 22 4 mm 取 18mm2id 2iD 0 6 0 9 0 6 0 9 32 19 2 28 8 mm 取 26mme e 式中 氣口直徑 mm 本設計中 32mm d 二 彈簧預緊力 P1 的確定 23 氣門關閉時 彈簧預緊力要保證氣門與氣門座的良好密封 由于進 排氣門的彈簧相同 參考柴油機設計手冊 得預緊力 P1 的公式 預緊力 12 kgf 式中 d1 為進氣口直徑 cm 211 54Pd 在確定作用于氣門上的力 P2 時 考慮彈簧特性需與發(fā)動機氣門慣性力曲線相 適應 參考柴油機設計手冊 P 1 0 4 0 65 P 2 1 作用于進氣門上的力 P2 2 5P1 設計彈簧時 考慮到彈簧的最大彈力需有一定的裕量 本設計中彈簧最大彈 力按照 P1 18kgf 計算 則 P2 2 5P1 45 kgf 三 內外彈簧載荷的分配 內外彈簧載荷的分配比例一般為 1 2 0 到 1 2 5 本設計中內外彈簧的載荷分配如下 彈簧最大彈力 P2 kgf 內彈簧 P21 15 外彈簧 P22 30 四 彈簧鋼絲直徑的確定 彈簧計算的基本公式 kgf mm 2 5 1 328dKD mm 5 2 42GnPf 式中 彈簧力 kgf P 彈簧中徑 mm 2D 彈簧鋼絲直徑 mm 彈簧有效圈數(shù) n 彈簧材料切變模量 G 彈簧變形量 mm f 斷面切應力 kgf mm 2 曲度系數(shù) 考慮鋼絲橫切面上切應力分布不均勻影響的系數(shù) K 鋼絲直徑 可按公式 5 1 計算 彈簧的最大工作切應力應小于或等于材料的d 許用應力 為便于計算 將公式改寫成如下形式 24 5 3 238KDCP 式中 材料的許用切用力 kgf mm 2 內彈簧鋼絲直徑的確定 彈簧材料選用 65Mn 彈簧鋼絲 假設內彈簧鋼絲直徑約為 2 2 2 5mm 查柴 油機設計手冊表 13 24 得彈簧的抗拉強度 b 165 kgf mm2 許用切應力 kfg mm2 1650 349 將上述數(shù)據(jù)代入式 5 3 得 38KC1069 查柴油機設計手冊表 13 25 得旋繞比 7 0 由 得 d 2 47mm 圓整到國家標準規(guī)定的鋼絲直徑 2 5mm 2diiDC di 外彈簧鋼絲直徑的確定 彈簧材料選用 65Mn 彈簧鋼絲 假設內彈簧鋼絲直徑約為 3 5mm 查柴油機 設計手冊表 13 24 得彈簧的抗拉強度 b 150 kgf mm2 許用切應力 kfg mm2 150 34 將上述數(shù)據(jù)代入式 5 3 得 38KC104 查柴油機設計手冊表 13 25 得旋繞比 7 4 由 得 d 3 51mm 圓整到國家標準規(guī)定的鋼絲直徑 3 5mm 2deDC de 五 彈簧有效圈數(shù) 和總圈數(shù) 的確定n1 彈簧有效圈數(shù) 可從其計算公式求出 4238GdfPD 式中彈簧最大變形量 21max vfh 從彈簧特性的相似三角形 如圖 6 1 所示 可得 彈簧預緊變形量 mmax112986 5vfP 彈簧最大變形量 mmmaxvfh 式中 氣門最大升程 mm 9mm maxvhaxv 25 hvmax 圖 6 1 彈簧載荷三角形 彈簧材料切變模量 G 8000 kfg mm2 內彈簧 6 67 取 7 圈 4238GdfnPD n 9 圈1i 外彈簧 4 27 取 5 圈 4238dfnn 7 圈1e 六 彈簧高度的計算 在計算彈簧高度時 應使氣門全開時彈簧各工作圈之間保持一定的最小間隙 一般 mm 本次設計中內彈簧最小間隙取 0 678mm 外min 5 0min min 彈簧最小間隙 0 65mm i 彈簧并圈時高度 bH 1n0 5bd 氣門全開時彈簧的高度 22minb 氣門彈簧關閉時的高度 112axvHh 彈簧的自由高度 0021ff 彈簧并圈變形量 b0bf 26 彈簧自由狀態(tài)的螺距 t20 ftdn 將相關數(shù)據(jù)代入上式得彈簧的相關參數(shù) 見表 6 1 所示 表 6 1 彈簧長度計算值 內彈簧 外彈簧 Hb 21 25 22 75 H2 26 26 H1 35 35 H0 41 41 fb 19 75 18 25 t 6 8 七 彈簧展開長度的計算 內彈簧展開長度的計算 彈簧螺旋角 26tanttan0 1 858D 彈簧的展開長度 L mm21950 4cos 8L 外彈簧展開長度的計算 彈簧螺旋角 28tanttan0 9 176D 彈簧的展開長度 L mm21751 cos0 L 27 6 3 氣門彈簧的校核 6 3 1 氣門彈簧的強度校核 一 疲勞強度校核計算 氣門彈簧工作時承受交變載荷 故應對其進行疲勞強度校核計算 彈簧載荷 在 最小工作載荷 和 P2 最大工作載荷 之間循環(huán)變化 彈簧鋼絲斷面上的切1P 應力在 和 之間變化 min ax 內彈簧的切應力 kgf mm2321in8dDK 3 6182 5 kgf mm22max3P3 疲勞強度的安全系數(shù) N 可按下式求出 maxin075 N 式中 為彈簧材料的脈動疲勞極限 對于常用氣門彈簧材料 0 3 經0 0 b 噴丸處理的彈簧 可提高 20 以上 安全系數(shù)應不小于 1 3 kgf mm2 0 316520 59 4 則 1 394 713N 因此 內彈簧的疲勞強度滿足要求 外彈簧的切應力 kgf mm2321min8dDKP 3 61528 7 kgf mm22ax33 06 疲勞強度的安全系數(shù) N 可按下式求出 maxin075 N 式中 為彈簧材料的脈動疲勞極限 對于常用氣門彈簧材料 0 3 經0 0 b 噴丸處理的彈簧 可提高 20 以上 安全系數(shù)應不小于 1 3 28 kgf mm2 0 31520 54 則 1 34 78 1N 36 因此 外彈簧的疲勞強度滿足要求 二 工作極限切應力的校核計算 氣門彈簧在進行安裝時 可能出現(xiàn)并圈的情況 此時彈簧承受最大靜載荷 稱為工作極限載荷 可按下式計算 jP kgf 5 4 nDfGdbj32 48 相應的彈簧鋼絲端面里的應力稱為工作極限切應力 可按下式計算 j kgf mm 2 5 5 32dKPjj 彈簧在工作極限載荷下應產生永久變形 要求 kgf mm 2 b 5 0j 由式 5 4 和式 5 5 知 j2bGdfKnD 內彈簧的工作極限切應力 kgf mm2j2280 5197 367 9bGdfKnD 內彈簧的工作極限切應力滿足要求 67 9 68 j b 外彈簧的工作極限切應力 kgf mm2j22803 51 5 6bdfKn 5 7j b 因此 外彈簧的工作極限切應力滿足要求 6 3 2 氣門彈簧的共振校核 當彈簧的自振頻率為發(fā)動機凸輪軸轉速的整數(shù)倍時 在氣門升程曲線某一諧 波 其頻率等于彈簧自振頻率的諧波 的激發(fā)下 彈簧將發(fā)生共振 共振時噪音 增加 彈簧有效彈力下降 并在彈簧鋼絲斷面上產生附加應力 共振校核就是以 彈簧自振頻率大于凸輪轉速倍數(shù)作為衡量彈簧共振情況的一項技術指標 1 29 彈簧自振頻率 按下式計算 nf 5210ndfD 內彈簧的自振頻率 c min5522 1010369 78indfD 式中 彈簧鋼絲直徑 mm id 彈簧中徑 mm 2i 一般認為彈簧自振頻率與發(fā)動機凸輪軸最高工作轉速之比應大于 10 這樣設 計的彈簧則是安全的 即 10max2369 18 230ncf 因此設計的內彈簧是安全的 外彈簧的自振頻率 c min55223 10106 3endfD 式中 彈簧鋼絲直徑 mm ed 彈簧中徑 mm 2 一般認為彈簧自振頻率與發(fā)動機凸輪軸最高工作轉速之比應大于 10 這樣設 計的彈簧則是安全的 即 10max263 17 0ncf 因此設計的外彈簧是安全的 30 第七章 凸輪軸與氣門傳動件的設計 7 1 凸輪軸的設計 7 1 1 凸輪軸的設計要求及結構 1 正確配置各缸進 排氣凸輪的位置以實現(xiàn)配氣正時 保證發(fā)動機的正常運 轉 2 根據(jù)發(fā)動機總體布置的要求以及允許的彎曲變形 合理地確定其支承的軸 頸數(shù) 軸頸大小和凸輪軸的最小直徑尺寸 3 確定恰當?shù)牟牧虾蜔崽幚矸椒?使其具有足夠的韌性和剛度又在凸輪和支 撐軸徑的表面具有合適的硬度 確保具有良好的耐磨性 2 7 1 2 凸輪軸尺寸的設計 一 凸輪外形設計的任務和要求 凸輪外形設計的任務是根據(jù)發(fā)動機的性能要求選擇適當?shù)耐馆嗇喞€ 編制 依凸輪轉角為自變量的挺柱升程表 以作為加工凸輪的依據(jù) 同時計算出挺柱或 氣門運動的一些重要參數(shù) 如速度 加速度 慣性力 時間面積等 以便對配氣 機構進行分析和比較 16 18 一個良好的配氣凸輪 既應使發(fā)動機具有良好的充氣性能 又要能保證配氣 機構工作安全可靠 具體要求可歸結為如下幾點 1 具有合適的配氣相位 它能照顧到發(fā)動機功率 扭距 轉速 燃油消耗率 怠速和啟動等方面性能的要求 2 為使發(fā)動機具有良好的充氣性能 因而時間面積值應盡可能大一些 3 加速度不宜過大 并應連續(xù)變化 4 具有恰當?shù)臍忾T落座速度 以免氣門和氣門座的過大磨損和損壞 5 應使配氣機構在所有工作轉速范圍內都能平穩(wěn)工作 不產生脫離現(xiàn)象和過 大的振動 6 工作時噪聲較小 7 應使氣門彈簧產生共振的傾向達到最小程度 8 應使配氣機構各傳動零件受力和磨損較小 工作可靠 使用期限長 31 上述這些要求往往相互矛盾 必須根據(jù)發(fā)動機的具體要求 抓住主要矛盾 協(xié)調各種因素 妥善解決 在本次 485 柴油機配氣機構的設計中采用的是多項式高次方凸輪的設計方案 二 凸輪軸的傳動設計主要遵循以下原則 1 正確配置各進排氣凸輪的位置以實現(xiàn)配氣正時 保證發(fā)動機的正常運轉 2 根據(jù)發(fā)動機的總體布置的要求以及允許的彎曲變形 合理的確定其支承的 軸頸數(shù) 軸頸大小和凸輪軸的最小直徑尺寸 3 確定恰當?shù)牟牧虾蜔崽幚矸椒?使其既有足夠的韌性和剛性 又在凸輪和 支承軸頸的表面具有合適的硬度 保證具有良好的耐磨性 1 三 凸輪軸尺寸參數(shù)的確定 1 基圓半徑 0r 0 5 1 2 mm 0rbd 最小直徑 0 25 0 35 D mm b 其中 D 為缸徑 D 85mm 0 25 0 35 85 21 25 29 75bd 本次設計中取 db 23mm 0 5 23 1 2 11 5 1 5 13mm0r 理論基圓半徑 0ri 式中氣門冷間隙 mm 取 mmmax 0 3 5 0 27 45vh 0 36 13 13 0 26 13 26mm 0ri 61 8 2 凸輪寬度 b 0 75 1 0 9 75 13 mm b0r 取 12mm 3 挺住最大有效升程 maxTh 決定于氣門最大升程 和氣門驅動機構傳動比 由于 1 3 1 8 maxThV i 本次設計取 1 385i 32 因此 9 1 385 6 5mmmaxThaVi 4 支承軸頸 本次設計選擇的是整體式凸輪軸 在裝配時是將凸輪軸從機體的一端插入的 因為軸承又往往是整體式薄壁軸瓦 所以為了使凸輪軸能通過軸瓦內孔而將支承 軸頸的半徑制成比凸輪軸中心至凸輪頂端距離大 0 25 0 5 mm 在本次 485 柴油機的設計中 根據(jù)柴油機設計手冊 取凸輪軸支承軸頸為 2 13 6 5 0 5 40mm 凸輪軸支承軸數(shù)的選擇與其彎曲剛度和加工工藝性有很 大關系 全支承凸輪軸有很好的彎曲剛度 因而有可能減小軸的直徑 但因凸輪 的基圓半徑常不能隨之減小 所以減小軸直徑的好處不大 另外支承軸頸加多 使加工工藝復雜 成本提高 目前絕大多數(shù)凸輪軸都是每兩缸設置一個支承 因 此 本設計凸輪軸的支承軸頸數(shù)確定為 3 個 5 凸輪作用角 的選取決定于發(fā)動機的性能要求 并應與發(fā)動機氣流通道的 形狀和斷面尺寸相適應 但選擇最佳配氣相位和凸輪作用角目前尚無公式可循 一般根據(jù)實際經驗或者統(tǒng)計資料選取 實際上選定了配氣相位角后即可算出凸輪 作用角 進氣凸輪 0 5 180 1 2 其中 進氣提前開啟角 本設計取 21 1 1 進氣滯后關閉角 本設計取 53 2 2 排氣凸輪 1805 其中 排氣提前開啟角 本設計取 53 1 1 排氣滯后關閉角 本設計取 21 2 2 因此 進排氣凸輪作用角一樣 即 0 5 180 53 21 127 同名夾角為 72094 本次設計的 485 柴油機的發(fā)火順序為 1 3 4 2 因此 第三缸的進氣凸輪 在第一缸進氣凸輪后 90 凸輪轉角處 第四缸的進氣凸輪在第三缸進氣凸輪后 90