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1 重慶工學院 畢 業(yè) 設 計 論 文 題目 135 柴油機配氣機構設計 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 I 摘 要 本篇論文是關于 135 型柴油機配氣機構設計的 主要是對 135 型柴油機的 主要運動零件設計以及一些輔助系統(tǒng)的簡要設計 通過熱力計算 動力計算 并根據(jù)性能進行合理的零件設計 從而使 135 柴油機具備更好的經(jīng)濟性能和動 力性能 本文除了包括配氣機構的設計外 還包括進排氣及配氣系統(tǒng)設計 關鍵詞 135 型 柴油機 設計 動力計算 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 II Abstract This thesis is about the design of gas distribution mechanism of 135 type diesel engine mainly is the brief design mainly exercise on type 135 diesel engine parts and some auxiliary system design Through the calculation of thermodynamic calculation dynamic and parts of reasonable design according to performance so that the 135 diesel engine has the better economic performance and dynamic performance In addition to this design includes a gas distribution mechanism also includes the design of inlet and exhaust and the gas distribution system Key words type 135 diesel engine design dynamic calculation 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 III 目 錄 引 言 1 1 前 言 1 1 1 研究目的和意義 1 1 2 國內(nèi)外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 2 1 3 研究內(nèi)容和方法 3 2 135 柴油機工作過程熱計算 1 2 1 柴油機工作過程熱計算已知參數(shù) 1 2 2 135 柴油機工作過程熱計算 2 2 2 1 一般參數(shù)的計算 2 2 2 2 進排氣過程計算 3 2 2 3 壓縮終點參數(shù)計算 4 2 2 4 燃燒過程的計算 4 2 2 5 膨脹終點參數(shù)的計算 5 2 2 6 指示參數(shù)的計算 5 2 2 7 有效參數(shù)的計算 6 2 3 平均有效壓力 meP 6 2 4 活塞平均速度 C 7 2 5 行程缸徑比 DS 8 3 配氣機構總體設計 11 3 1 氣門數(shù)目 布置和驅(qū)動 11 3 2 凸輪軸的布置和傳動 11 3 3 配器系統(tǒng)設計 13 3 3 1 氣門組 14 3 3 2 進排氣門設計 15 3 3 3 氣門傳動組 16 4 氣門組的設計 19 4 1 氣門的結(jié)構和設計 19 4 2 氣門材料的選擇 22 4 3 氣門導管的設計 23 4 4 曲軸的設計 24 4 4 1 曲軸的材料及結(jié)構 25 4 4 2 曲軸尺寸的設計 26 5 氣門彈簧的設計 28 5 1 氣門彈簧概述 28 5 2 氣門彈簧尺寸的確定 29 5 3 氣門內(nèi)彈簧計算過程 33 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 IV 5 4 氣門彈簧的校核 39 5 4 1 氣門彈簧的強度校核 39 5 4 2 氣門彈簧的共振校核 41 6 凸輪軸與氣門傳動件的設計 43 6 1 凸輪軸的設計 43 6 1 1 凸輪軸的設計要求及結(jié)構 43 6 1 2 凸輪軸尺寸的設計 43 6 2 挺柱的設計 47 6 3 推桿和搖臂的設計 47 結(jié) 論 49 參考文獻 50 致 謝 51 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 1 引 言 柴油直接在發(fā)動機內(nèi)部燃燒產(chǎn)生熱能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能對外作功的熱機稱為柴 油機 柴油機是內(nèi)燃機的一種 和內(nèi)燃機的另一基本成員汽油機相比 它還有 如下優(yōu)點 一 熱效率高 汽油機的熱效率一般在 25 35 之間 而柴油機的熱效率 可以達到 35 52 二 功率范圍廣 適應性好 柴油機的缸徑可大可小 受限制很小 而汽油 機因受爆震影響 缸徑不能太大 同時 柴油機對增壓適應性好 可以實現(xiàn)較 大的增壓度 而汽油機 增壓度很有限 因此 在大功率發(fā)動機領域 諸如大 型船用發(fā)動機 幾乎都是柴油機的天下 三 堅固可靠 壽命長 柴油機中的大部分零部件比汽油機堅固可靠 壽命 長 當然 柴油機也有缺點 主要表現(xiàn)在以下幾個方面 一 結(jié)構復雜 要求較高的加工制造水平 成本較高 二 振動 噪音大 操作人員容易疲勞 三 通常情況下 相對汽油機而言 重量 體積大 四 啟動性不如汽油機 柴油機的缺點 多數(shù)可用技術手段加以改善或?qū)⑵湎拗圃诳山邮艿姆轿?內(nèi) 而其優(yōu)點則是汽油機難以相比的 因此柴油機在近些年來獲得極大的發(fā) 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 2 展 即使在汽油機的傳統(tǒng)領域 轎車發(fā)動機方面 柴油機也對汽油機發(fā)出 了挑戰(zhàn) 車用柴油機是柴油機的一種 與船用柴油機相比 車用柴油機功率要求 高 對外形 體積和重量要求也較高 但車用柴油機的耐久性與可靠性一般 不如船用柴油機 一個最明顯的例子就是 車用柴油機的功率是 15 分鐘功率 即允許汽車用此功率連續(xù)開 15 分鐘 而船用柴油機的功率多數(shù)是 12 小時功 率或持久功率 顯然 車用柴油機對功率要求較高 而船用柴油機對可靠性 要求較高 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 1 1 前 言 1 1 研究目的和意義 柴油機的技術性能指標取決于各工作參數(shù) 而其工作參數(shù)又取決于其結(jié)構 參數(shù) 并且柴油機結(jié)構參數(shù)之間存在著有機的內(nèi)在聯(lián)系 一個結(jié)構參數(shù)變化 其他結(jié)構參數(shù)隨之改變 通過對整機的布局 實際循環(huán)熱計算 動力計算 增 壓器的選擇和對柴油機配氣系統(tǒng) 供油系統(tǒng) 潤滑系統(tǒng) 冷卻系統(tǒng) 起動系統(tǒng) 的了解與掌握 能夠找出影響柴油機的動力性能指標 經(jīng)濟性能指標 運轉(zhuǎn)性 能指標和可靠性耐久性指標的主要參數(shù)以及各結(jié)構參數(shù)之間的最佳配合狀態(tài) 內(nèi)燃機是目前世界上應用范圍最廣 熱效率最高的熱動力機械 廣泛應用 于國民經(jīng)濟和國防的各個領域 占有重要地位 近年來 隨著能源問題和環(huán)境 問題的日益突出 對內(nèi)燃機性能的要求越來越高 尤其是在交通運輸領域 隨 著人們環(huán)保意識的加強以及能源形勢的變化 如何提高柴油機的效率 改善柴 油機的排放已經(jīng)越來越受到人們的重視 對柴油機整機進行研究是解決這個問 題的最有效途徑 大多數(shù)人認為 柴油機黑煙滾滾 污染嚴重 其實這是一個誤解 之所以 會這樣 與柴油機技術落后有著不可分割的關系 隨著柴油機技術的進步 環(huán) 保性能已大有改善 自1998年以來 新型公路用柴油機的顆粒物排放量已降低 了83 氮氧化物的排放量也已降低了63 達到歐洲3號或歐洲4號排放標準的 柴油發(fā)動機已經(jīng)基本消除了黑煙 這主要得益于90年代以來柴油機技術的不斷 創(chuàng)新與發(fā)展 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 2 1 2 國內(nèi)外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 發(fā)動機柴油化已成為當今汽車行業(yè)不可阻擋的發(fā)展趨勢 與汽油發(fā)動機相 比 柴油發(fā)動機具有優(yōu)良的燃油經(jīng)濟性能和很大的排放性能改進潛力 重型汽車中 歐洲 美國和日本已經(jīng)實現(xiàn)100 柴油化 商用汽車中 歐 洲和美國都達到了90 日本為38 轎車中歐洲達33 日本是9 在大眾3L 路波柴油轎車開發(fā)成功以后 世界上許多大汽車公司在3L以上轎車上使用了柴 油發(fā)動機 中國的車用動力柴油化也得到長足的發(fā)展 按照2000年實際銷售統(tǒng)計 在 重型汽車中柴油化已經(jīng)接近100 大型客車達到90 如果視農(nóng)用運輸車為一 種低檔的 汽車 的話 該領域柴油化也已經(jīng)達到100 按照國外商用車的概 念 2000年我國商用車的柴油化率約為40 當然 這是按照2000年車輛實際 銷售數(shù)量計算的 即在新銷售的動力車中使用柴油發(fā)動機車輛所占的比重 如 果以柴油機為動力的車輛與社會車輛總保有量之比來計算 我國的車用動力柴 油化的比例要低一些 我國柴油機產(chǎn)業(yè)自 20 世紀 80 年代以來有了較快的發(fā)展 2006 年 已有車 用發(fā)動機生產(chǎn)企業(yè) 60 多家 車用發(fā)動機生產(chǎn)能力 600 多萬臺 其中汽油機 450 萬臺左右 柴油機 150 萬臺左右 近十年來 我國在車用柴油機生產(chǎn)方面也取 得了較快的發(fā)展 雖然我國現(xiàn)有的車用發(fā)動機的生產(chǎn)能夠基本滿足輕型車和重 型車的需要 但仍然缺少技術含量高的產(chǎn)品 還缺少城市交通用的低排放車用 柴油機 適合于轎車配套用的柴油機也極少 我國現(xiàn)生產(chǎn)的車用柴油機就其技 術來源而言 引進系列和自主開發(fā)系列基本上是平分秋色 但從發(fā)展來看 引 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 3 進機型將會進一步增加 而自主開發(fā)機型將會因為性能落后而逐步減少 從總 體上講 我國柴油機產(chǎn)品的技術水平與國際先進水平相比還有一定的差距 引 進的產(chǎn)品只相當于國際 90 年代初期水平 自主開發(fā)的產(chǎn)品也就相當于國際 50 年代中期水平 柴油機以其經(jīng)濟性好 排放低和轉(zhuǎn)矩大等優(yōu)勢 在車用動力方 面有很大的發(fā)展?jié)摿?國外大中型汽車基本上都用柴油機 而我國重型車動力 以柴油機為主 中型和輕型車還有較大比例的汽油機 轎車類仍然是汽油機一 統(tǒng)天下 從全球的角度來看 車用柴油機的競爭一直十分激烈 因而促進了其技術 的不斷創(chuàng)新和發(fā)展 為了滿足市場需求 擴大市場占有率 增強競爭實力 近 幾年世界各大汽車廠 車用柴油機制造商競相推出了一批新研制或改進提高的 產(chǎn)品或技術 這些新產(chǎn)品或新技術基本上體現(xiàn)了車用柴油機的發(fā)展方向 電控 噴射技術 共軌燃油噴射系統(tǒng) 可變氣門正時系統(tǒng) 渦輪增壓中冷技術 混合 動力 代用燃料等諸多方面 1 3 研究內(nèi)容和方法 本論文主要研究的內(nèi)容是 135 型車用柴油機總體設計 包括各個系統(tǒng)零件 的設計選擇 通過實際循環(huán)熱計算 動力計算 得到 135 型柴油機的各個特性 曲線 通過對整機的布局 對柴油機配氣系統(tǒng) 供油系統(tǒng) 潤滑系統(tǒng) 冷卻系 統(tǒng) 起動系統(tǒng)的了解與掌握 找出影響柴油機的動力性能指標 經(jīng)濟性能指標 運轉(zhuǎn)性能指標和可靠性耐久性指標的主要參數(shù)以及各結(jié)構參數(shù)之間的最佳配合 狀態(tài) 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 1 2 135 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(jīng)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 柴油機工作過程熱計算已知參數(shù) 135 柴油機工作過程熱計算的已知參數(shù)見表 2 1 所示 三缸柴油機設計原始數(shù)據(jù) 項 目 數(shù) 據(jù) 環(huán)境壓力 P0 0 1013 MPa 環(huán)境溫度 T0 293 K 幾何壓縮比 16 5 過量空氣系數(shù) 1 57 殘余廢氣系數(shù) 0 02 殘余廢氣溫度 Tr 720 K 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 2 最大燃燒壓力 Pz 7 6 MPa Z 點熱利用系數(shù) z 0 70 B 點熱利用系數(shù) b 0 85 燃燒室掃氣系數(shù) 1 12 燃油重量成分 C 0 87 H 0 126 O 0 004 燃油低熱值 Hu 42286 KJ kg 額定功率 50 KW 計算轉(zhuǎn)速 1500 rpm 基本結(jié)構 三缸 立式 四沖程 蒸發(fā)水冷 2 2 135 柴油機工作過程熱計算 本章對 135 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 1 4306L 24sDVS 21350 二 燃燒室容積 L c L1 306 95sc 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 3 三 理論空氣量 0L kg0 0 870 434 1 341 26 1 29788COHgL 四 新鮮空氣量 L 24 31kg01 743aL 五 燃燒產(chǎn)物量 M 24 34kg432OHgL 0 126 43 六 理論分子變更系數(shù) 0 1 0010 2431ML 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(nèi)排溫 K80rT 三 進氣終點壓力 kPa dep kPa0 91deap 四 進氣終點溫度 K drT K290 586 211drrT 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 4 五 沖量系數(shù) 0 85c 六 柴油機總空氣流量 kg h aA 49 17g s 177kg h 910 5674203034893absacdpVinART 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 3562894 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 axTmax0 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 燃燒產(chǎn)物和新鮮空氣的平均等壓摩爾比熱容 kJ kg mol K pzm pe 14687 8ax0 75418 3 8 31 78 924 63 T 1770Kmax 三 初期膨脹比 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 5 max1 071 28946pcoT 四 燃燒終點氣缸容積 zV L1 270 3 72zcV 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 K2max10 257189 59exnT 2 2 6 指示參數(shù)的計算 一 平均指示壓力 mip1 2 112 npdecminpnncp 1 35 1 251 2598 78630 7 63 597 38i 729 4kPamip 二 指示功率 iP kW0 729 560435 833misipVn 三 指示熱效率 i 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 6 40 3 01 70495237 48 318 308admiiuabcLTpH 四 指示油耗 i 202 6g kW h 33601601 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 83729 4meip 三 有效熱效率 et 0 3380 83 4etmi 四 有效比油耗 eb 242g kW h 2 6083iemb 2 3 平均有效壓力 eP 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(zhì)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) 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 7 是標志柴油機熱力循環(huán)進行的有效性 結(jié)構合理性和制造完善性的綜mep 合指標 平均有效壓力 304301 5 567eme asPMPVni br 2 4 活塞平均速度 mC 柴油機的額定轉(zhuǎn)速和活塞平均速度指柴油機在額定功率時的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)構不mCeP 變時 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mCmC 高導致 的下降 meP 二 對熱負荷的影響C 柴油機氣缸內(nèi)單位時間所發(fā)出的熱量與功率 成正比 因而與 成正ePMD 2 比 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mCmC 過大時 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mC 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 8 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 m 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C 負荷增大 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 v 必須增大氣門通道面積 選用好材料 提高加工精度 但是 選取過低也mC 不恰當 首先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mC 面間不能建立起有效的潤滑油膜而使摩擦加劇 活塞平均速度 2 23048 67 150 7856 7856 10emmPC msDz 2 5 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D DS 混合氣形成和燃燒 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 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 9 當每一氣缸工作容積一定時 應采用較小的 值 其優(yōu)點為 DS 1 可相應地提高柴油機曲軸轉(zhuǎn)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 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DS 荷和噪聲都加大 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 DS 而且對直流式換氣的換氣品質(zhì)將變壞 因此 在選定 值時必須適當 1 行程 33601608 71025mCSmn 所以 4D 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 10 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 11 3 配氣機構總體設計 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(jié)構簡單 緊湊 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(cè)重 盡可能合理滿足這些要求 3 1 氣門數(shù)目 布置和驅(qū)動 本設計采用每缸一進一排兩氣門的設計方案 氣門的驅(qū)動采用凸輪軸 挺 柱 推桿 搖臂 氣門機構 3 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 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 12 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(qū)動也比較簡便 3 當發(fā)動機轉(zhuǎn)速較高時 為了減小氣門傳動機構的往復運動質(zhì)量 可將 凸輪軸位置移動到氣缸體上部 有凸輪軸經(jīng)過挺柱直接驅(qū)動搖臂而省去推桿 1 綜合考慮上述要求 本次設計的 135 柴油機的凸輪軸采用下置式 根據(jù)具體布置方案與有關參數(shù)來選擇現(xiàn)有內(nèi)燃機工作可靠的機件 一方面 使機件通用化 降低成本 便于維修 另一方面省去新機件的研制工作 縮短 整個內(nèi)燃機的研制時間 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 13 3 3 配器系統(tǒng)設計 配氣系統(tǒng)由氣門組 驅(qū)動組 傳動組 減壓機構和進排氣系統(tǒng)組成 如圖 4 1 配氣機構的功用是按照發(fā)動機每一氣缸內(nèi)所進行的工作循環(huán)和發(fā)火次序的 要求 定時開啟和關閉各氣缸的進 排氣門 使新鮮沖量的空氣得以及時進入 氣缸 廢氣得以及時從氣缸排出 在壓縮與膨脹過程中 保證燃燒室的密封 圖 4 2 傳動齒輪裝置圖 配氣相位的選定 進氣門提前角為 15 一般范圍為 10 30 遲后 角 45 一般范圍為 40 60 持續(xù)角 300 圖 4 1 柴油機配氣系統(tǒng) 1 鎖緊環(huán) 2 11 搖臂軸彈簧 3 搖臂軸 4 9 搖臂 5 搖臂調(diào)整螺釘 6 調(diào)整螺母 7 14 24 27 螺栓 8 墊圈 10 搖臂支撐架 12 支撐架雙頭螺栓 13 螺母 15 彈簧墊圈 16 搖臂挺柱 17 推桿 18 氣門蓋帽 19 鎖片 20 彈簧支撐座 21 22 氣門彈簧 23 氣門 25 正時齒輪平墊圈 26 28 止推板 29 半圓鍵 30 凸輪軸 31 密封塞 32 凸輪軸軸承 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 14 排氣門提前角 45 一般范圍為 40 60 遲后角 15 一般范圍 為 10 30 持續(xù)角 300 氣門重疊 49 3 3 1 氣門組 包括氣閥 氣門導管 氣門座 氣門彈簧 氣門彈簧座 氣門鎖片 如 圖 4 3 所示 圖 4 3 氣門總成 氣門導管 氣門導管的作用是 導向 保證氣門與氣門座之間的密封 承受氣門運動 時所產(chǎn)生的側(cè)壓力 將氣門的部分熱量散出 增壓柴油機的進氣門導管內(nèi)孔上端有 9 錐角 以加強進氣門桿和導管孔 及氣門與氣門座之間的潤滑 氣門導管采用減磨性能好的灰鑄鐵 其內(nèi)孔的粗 糙度不能太低 這樣可保證在配合面上有一定數(shù)量的潤滑油 防止熔著磨損 進氣門桿與導管之間的間隙為 0 06mm 排氣門桿與導管之間的間隙為 0 08mm 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 15 氣門彈簧 氣門彈簧的材料選擇 65Mn 其特點是機械性能高 耐疲勞和耐沖擊韌性好 表面脫碳傾向小 高溫穩(wěn)定性好 但價格較貴 噴丸處理可使其疲勞強度提高 20 70 此外還應對氣門彈簧表面進行氧化 鍍鋅 磷化等耐腐防銹處理 采用彈簧鋼絲制成圓柱形螺旋彈簧 它的一端支撐在汽缸蓋的相應凹槽內(nèi) 另一端壓在與氣門桿端連接的彈簧座上 兩根彈簧的繞轉(zhuǎn)方向不同 這樣可以 防止共振而且保證萬一個彈簧折斷時另一彈簧仍支住氣門不至落入氣缸內(nèi) 3 3 2 進排氣門設計 氣門材料選擇 4Cr10Si2Mo 具有較高的耐高溫強度和良好的耐磨性 耐蝕 性較好 熱膨脹系數(shù)小 切削性能也好 但它的導熱性差些 為了更大的提高 氣門的耐熱 耐磨 耐腐蝕性能 在氣門座合面 氣門桿端部還需要鍍覆鈷基 或鎳基合金 或在氣門桿上進行鍍鉻等化學處理 為了獲得最佳容積效率 氣門頭部直徑通常是越大越好 但因受燃燒室間 的限制 進氣門直徑為氣缸直徑的 42 48 即 48mm 一般來說 考慮到吸 氣作用 進氣門直徑要比排氣門大 15 20 以改善充氣效率 即 td 39mm 通常允許氣門頭部外圓伸出已精加工的氣門座之外約 0 5 1 0mm 氣門盤外圓通常為氣口直徑的 1 15 倍 這樣可以使氣門座有足夠的寬度以利 于氣門頭的傳熱 進氣門直徑 48mm 排氣門直徑 40mm 氣門錐角 45 這樣有利于提高氣門的剛度 當氣門落座時有良好的自位 作用 而且氣門與氣門座之間座合壓力較大 有利于傳熱和密封 進 排氣門 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 16 閥盤厚 4 5mm 進氣門頭部直徑與桿部直徑的比值一般為 4 5 5 5 1 所以取進氣門桿部直徑 d 8mm 排氣門桿部直徑為 7mm 頭部厚度 t 4 5mm 通常氣門桿部長度為進氣門盤外圓的 2 5 3 5 倍 或者為氣缸直徑為 1 1 1 3 倍 所以取 h 110mm 氣門冷間隙 進氣門為 0 30mm 排氣門 0 35mm 熱間隙 進氣門 0 20mm 排氣門 0 20mm 3 3 3 氣門傳動組 包括凸輪軸 正時齒輪 挺柱 導管 推桿 搖臂及搖臂軸 135 柴油機 的配氣機構為下置式 下置式凸輪軸的突出優(yōu)點是凸輪軸與曲軸相距較近 凸 輪軸可通過齒輪直接驅(qū)動 使二者之間的傳動裝置可以簡化 有利于柴油機的 整體布置 它可以保證使進 排氣門能按配氣相位規(guī)定的時刻開閉 且具有足 夠的開度 凸輪軸通過挺柱 推桿 搖臂驅(qū)動氣門 凸輪軸與曲軸間的定時傳 動關系 靠傳動齒輪上的記號來保證 氣門與氣門座的配合面要求密封好 氣 門開啟時要求對氣流的阻力要小 氣門處在高溫 排氣門溫度達到 900 1000 進氣門溫度達 300 400 冷卻和潤滑困難的條件下工作 因 而要求耐熱和耐磨 氣門由頭部和桿部組成 進氣門采用一般的合金鋼制造 氣門頭部采用簡 單的平頂結(jié)構 氣門與氣門座之間的配合面做成錐面 使接觸良好 防止漏氣 密封錐面的錐角一般做成 45 氣門頭部到氣門桿的過度圓弧一般比較大 以減 少氣流阻力 同時也增加強度 改善頭部的散熱 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 17 圖 氣門搖臂 門導管中往復運動 其表面經(jīng)過磨光以提高耐磨性 1 門挺柱 常用鋼或鑄鐵制造 工作表面經(jīng)熱處理提高硬度后精磨 使表面光潔尺寸 精確 進氣門挺柱上有環(huán)形槽 氣門挺柱底面是平的 為使工作表面均勻 氣 門挺柱軸線相對凸輪軸線偏移 1 3mm 使氣門挺柱旋轉(zhuǎn) 挺柱的配合間隙在 0 02 0 08mm 范圍內(nèi) 如圖 4 4 氣門推桿 由空心鋼管制造 空心桿兩端焊有不同形狀的端頭 上端是凹球形 氣門搖臂調(diào)節(jié)螺釘?shù)那蝾^落在其中 下端是圓形 插在氣門挺 柱的凹球形座內(nèi) 上下兩端都用鋼制成 并經(jīng)過熱處理 2 門搖臂 采用鋼模鍛成 氣門搖臂兩端的長短不等 長短的比值約為 1 6 左右 長 臂端用于推動氣門桿端 這樣在一定的氣門開度下 可以減少凸輪的最大升程 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 18 長臂端與氣門桿端接觸部位經(jīng)熱處理后磨光 氣門搖臂中心孔中裝有青銅襯套 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 19 4 氣門組的設計 4 1 氣門的結(jié)構和設計 氣門主要由桿部和頭部兩部分組成 圖 1 所示為氣門的基本結(jié)構及名稱 圖 4 1 氣門的基本結(jié)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 D v 氣門頭部直徑 d 0 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 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 20 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(jié)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 135 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 135mm 代入上式得 mm 59 6 vi mm49 5 3ve 考慮燃燒室 噴油器和缸蓋螺栓等多方面因素 本設計取 60viDm 52veDm 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 135 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 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 21 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1t 來考慮的 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(jīng)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 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 22 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 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(cè)向力大小 根據(jù)經(jīng) 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 135 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 LvD 4 2 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 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 23 次 135 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 4 3 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(cè)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(jié)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(cè)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 135 柴油機中 氣門導管長度取 l 6d 0 6 8 48mm 綜合考 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 24 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 4 4 曲軸的設計 曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力 往復和旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的慣性力以及 它們的力矩 扭矩和彎矩 共同作用下工作的 使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲 產(chǎn)生疲 勞應力狀態(tài) 曲軸形狀復雜 應力集中現(xiàn)象相當嚴重 特別在曲軸至軸頸的圓 角過渡區(qū) 潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應力集中現(xiàn)象尤為突出 曲軸各軸頸在很高的比壓下 以很大的相當速度在軸承中發(fā)生滑動摩擦 這些 軸承在實際變工況運轉(zhuǎn)條件下并不總能保證液體摩擦 故設計曲軸時 要使其 各摩擦表面耐磨性 各軸頸應具有足夠的承壓面積 同時給予盡可能好的工作 條件 曲軸是曲柄連桿機構中的中心環(huán)節(jié) 其剛度亦很重要 由于內(nèi)燃機轉(zhuǎn)速 較高 同時要求其質(zhì)量較輕 故曲軸在強度 剛度 耐磨 輕巧上都有要求 但它們之間又存在相互矛盾 4 4 1 曲軸的材料及結(jié)構 曲軸是發(fā)動機中承受沖擊載荷 傳遞動力的重要零件 在發(fā)動機五大件中 最難以保證加工質(zhì)量 目前車用發(fā)動機曲軸材質(zhì)有球墨鑄鐵和鋼兩類 由于球 墨鑄鐵的切削性能良好 可獲得較理想的結(jié)構形狀 并且和鋼質(zhì)曲軸一樣可以 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 25 進行各種熱處理和表面強化處理來提高曲軸的抗疲勞強度 硬度和耐磨性 球 墨鑄鐵曲軸成本只有調(diào)質(zhì)鋼曲軸成本的 1 3 左右 所以球墨鑄鐵曲軸在國內(nèi)外 得到了廣泛應用 曲軸從整體結(jié)構上看 可以分為整體式和組合式 隨著復雜結(jié)構鑄造技術 的進步 現(xiàn)代內(nèi)燃機幾乎全部采用整體式曲軸 從支撐方式看 曲軸有全支持 結(jié)構和浮動支撐結(jié)構 但本次設計為單缸高速發(fā)動機 用于大型雙缸車 故曲 軸需采用組合式和全支撐結(jié)構 由于曲軸采用組合式 故選用鍛造制造 鋼制曲軸除少數(shù)應用鑄鋼外 絕 大多數(shù)采用鍛造 鍛造曲軸的材料有碳素鋼和合金鋼 本次設計曲軸采用鍛造 制造 選用 45 號碳鋼模鍛曲軸 但曲軸在鍛造后應進行第一次熱處理 退火 或正火 在精磨前應進行第二次熱處理 調(diào)質(zhì) 以改善鋼的機械性能并能提 高周靜表面硬度 對軸頸表面 圓角和油孔邊緣應拋光 以提高曲軸的疲勞強 度 綜上所述 曲軸采用 45 號鋼模鍛 采用組合式結(jié)構和全支撐式結(jié)構 4 4 2 曲軸尺寸的設計 曲軸主要由曲軸前端 自由端 曲拐 包括主軸頸 連桿軸頸和曲柄 和 曲軸后端 功率輸出端 三個部分組成 其中曲拐的數(shù)目與氣缸數(shù)目及排列方 式有關 直列式內(nèi)燃機曲軸的曲拐數(shù)與氣缸數(shù)相等 曲軸主要尺寸如下圖 6 1 所示 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 26 圖 6 1 曲軸的主要尺寸圖 參考 內(nèi)燃機設計 楊連生 可得到主要尺寸范圍如下表二 表二 曲軸主要尺寸比例范圍 主要參數(shù) 比例范圍 主要參數(shù) 比例范圍 D2 D 0 60 0 65 D2 d2 0 40 0 60 L2 D 0 35 0 45 D1 D 0 65 0 75 L1 D1 0 40 0 60 b D 0 75 1 20 h D 0 18 0 25 曲柄銷直徑 81 87 75mm 取 D 2 85mm 采用滾針軸承 D 65 0 2 曲柄銷長度 L2與軸承寬度配合 由于曲軸轉(zhuǎn)速高 曲柄銷與連桿大頭處采用滾針軸承 選用型號為 K35 即 L2 22mm 04 由比例范圍可得 L 2 0 35 0 45 D 19 6 25 2mm 取 L2 22mm 符合 要求 此處的主要是指與連桿大頭的配合長度 由于采用組合結(jié)構 需要與曲 柄臂連接 故兩端還需各加上曲柄臂的厚度 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 27 主軸頸采用深溝球軸承 型號為 6208 由于轉(zhuǎn)速較高 故采用油潤滑 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 28 5 氣門彈簧的設計 5 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(jié)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(chǎn)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 135 柴油機中 氣門彈簧材料選用油淬火 回火狀態(tài)的碳素 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 29 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 5 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 135 柴油機中 采用雙氣門彈簧 則其內(nèi)彈簧中徑為 0 4 0 7 0 4 0 7 60 24 42 取 30mm2i d 2iD 0 6 0 9 0 6 0 9 60 36 54 取 40mmeD e 式中 氣口直徑 mm 本設計中 60mmd d 二 彈簧預緊力 P1的確定 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(nèi)外彈簧載荷的分配 內(nèi)外彈簧載荷的分配比例一般為 1 2 0 到 1 2 5 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 30 本設計中內(nèi)外彈簧的載荷分配如下 彈簧最大彈力 P2 kgf 內(nèi)彈簧 P 21 15 外彈簧 P 22 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 32P8dKD mm 5 2 42Gnf 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d 料的許用應力 為便于計算 將公式改寫成如下形式 5 3 238KDCP 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 31 式中 材料的許用切用力 kgf mm 2 內(nèi)彈簧鋼絲直徑的確定 彈簧材料選用 65Mn 彈簧鋼絲 假設內(nèi)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(nèi)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?cè)?shù) 的確定n1 彈簧有效圈數(shù) 可從其計算公式求出 4238GdfnPD 式中彈簧最大變形量 21max vfh 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 32 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 mmmax112986 5vhPf 彈簧最大變形量 mm1axvf 式中 氣門最大升程 mm 9mm maxvhmaxvh hvmax 圖 6 1 彈簧載荷三角形 彈簧材料切變模量 G 8000 kfg mm2 內(nèi)彈簧 6 67 取 7 圈 4238GdfnPD n 9 圈1i 外彈簧 4 27 取 5 圈 4238dfnP n 7 圈1e 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 33 5 3 氣門內(nèi)彈簧計算過程 1 工作時 假設彈簧所受最大工作載荷為 600N 工作環(huán)境有腐蝕性 故選擇 材料為 1Cr18Ni9 類彈簧 許用切應力 許用彎曲應力 a 40 彈性模量 切變模量 ab 50 E 1970aG 730 此種材料耐腐蝕 耐高溫 有良好的工藝性 適用于小彈簧 2 選擇旋繞比 暫取 C8 則根據(jù)公式 K615 04 計算出曲度系數(shù) 184 8 3 根據(jù)安裝空間 初定彈簧中徑 mD2 則根據(jù)公式 dC 計算出 m3 4 計算彈簧絲直徑 mKCFd 4 54081 6 1 6 1max 取 d6 5 對于壓縮彈簧 工作圈數(shù)根據(jù)公式 計算3max8CFGdn 實際工作中正常情況下 為保證檢測時鉆桿1 2 7 149 過度偏向一邊時的儀器的安全 這里取 4max 彈簧內(nèi)徑 dD26481 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 34 彈簧外徑 mdD526482 彈簧節(jié)距 p 19 0 彈簧自由長度 mdnH6 125 82 5 0 因在實際安裝中 允許的空間滿足不了所設計的彈簧自由高度值 也即 過大 不符合實際應用要求 需重新設計 0H 重新設計如下 重選 6 C 則 曲度系數(shù) 25 16 04 K 彈簧絲直徑 取mCFd 96 40 1max md5 彈簧中徑 D30 彈簧內(nèi)徑 md251 彈簧外徑 302 彈簧節(jié)距 Dp124 彈簧工作圈數(shù) 取 5 860837n 8 n 彈簧自由長度 取 mdpH5 109 12 mH10 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 35 7 驗算穩(wěn)定性 細長比 符合兩端固定彈簧的選擇3 567 301 DHb 標準 故不需要進行穩(wěn)定性驗算 8 疲勞強度和靜應力強度的驗算 疲勞強度驗算公式 23max8FdKD 已知 NF602 N10 21 m24 由 可得 21 8 41 aFdKD 7 216053 83max 3 82 133in 對于變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧 疲勞強度安全系數(shù)值按公式 計算 FcaSS maxin075 式中 彈簧疲勞強度的設計安全系數(shù) 當彈簧的設計計算和材料的力學性能caS 數(shù)據(jù)精確性高時 取 7 1 3 FS 彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限 按變載荷作用次數(shù) N 由下表查取 0 表 3 1 彈簧參數(shù)表 變載荷作用次數(shù) N 4105106710 a 0 B 5 B3 B 3 B 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 36 取 5 1 FS aB 6308 03 0 5 12 7 4156 caS 故設計合理 1 選材 1Cr18Ni9 NF60max Mp40 pb50 MpE197 G73 2 旋繞比 取 則 C6 25 16 04 K 3 彈簧中徑 Dm30 4 彈簧絲直徑 取d mCF96 4025 16 6 1ax md5 5 對于壓縮彈簧工作圈數(shù)根據(jù)公式 計算 其中 3max8CFGdn aG 730 在實際工作中正常情況下 15 02 9 14 這里取 m15 30ax 則 取 61 0685 3783ax CFGdn 5 n 6 計算彈簧內(nèi)徑 外徑 節(jié)距 自由長度 彈簧內(nèi)徑 mdD25301 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 37 彈簧外徑 mdD3502 彈簧節(jié)距 p9 3 彈簧自由長度 取mdnH105 135 0 mH10 7 驗算穩(wěn)定性 細長比 符合兩端固定彈簧的選擇 67 0 Db 標準 故不需要進行穩(wěn)定性驗算 8 疲勞強度和靜應力強度的驗算 疲勞強度驗算公式 23max8FdKD NF602 1 2 m382 由 可得 21F m8 31 adKD 7 421605 833max F 5 2 133in 對于變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧 疲勞強度安全系數(shù)值 按公式 演算 FcaSS maxin075 5 16 4316 axin0 ca 即 故彈簧設計合理 FcS 大彈簧的有關參數(shù)如下表 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 38 表 3 2 彈簧參數(shù)表 參數(shù)名稱及代號 計算公式 結(jié)果 中徑 CdD 30mm 內(nèi)徑 1D 1 25mm 外徑 2 dD 2 35mm 旋繞比 C 6 長細比 bDHb 0 3 67 自由長度 0Hdpn5 10 110mm 工作長度 n nnH 0 30 15mm 有效圈數(shù) max3a8CFGd11 5 圈 總?cè)?shù) 1n21 n13 5 圈 節(jié)距 pDp3 09mm 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 39 軸向間距 dp 4mm 展開長度 L cos1DnL1277 5mm 螺旋角 p arctn 5 458 質(zhì)量 0m Ldms42 0 203Kg 5 4 氣門彈簧的校核 5 4 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1P 的切應力在 和 之間變化 min ax 內(nèi)彈簧的切應力 kgf mm2321min8dDKP 3 6182 5 kgf mm22ax33 疲勞強度的安全系數(shù) N 可按下式求出 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 40 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 0 3 經(jīng)噴丸處理的彈簧 可提高 20 以上 安全系數(shù)應不小于 1 3 0 b 0 kgf mm2 31652 59 4 則 1 3940 713N 因此 內(nèi)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 0 3 經(jīng)噴丸處理的彈簧 可提高 20 以上 安全系數(shù)應不小于 1 3 0 b 0 kgf mm2 3152 54 則 1 340 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 大學畢業(yè)論文 135 柴油機配氣機構設 計 41 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(chǎn)生永久變形 要求 kgf