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車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
NANCHANG UNIVERSITY
學 士 學 位 論 文
THESIS OF BACHELOR
題 目：X2110N-15型農(nóng)用柴油機配氣機構設計
學 院： 科學技術學院 系
專 業(yè)： 車輛工程
班 級： 101
學 號：
學生姓名：
指導教師： 程文明
起止日期：
目 錄
摘要 Ⅰ
Abstract Ⅱ
前 言 1
第一章 X2110N-15型柴油機改型設計任務 3
1.1 改型設計的主要技術要求 3
1.2 改型設計的依據(jù)及意義 3
第二章 X2110N-15柴油機主要性能參數(shù)的選擇 5
2.1 平均有效壓力 5
2.2 活塞平均速度 6
2.3 行程缸徑比 7
2.4 曲柄連桿比 8
2.5 氣缸中心距 9
第三章 配氣機構總體布置 10
3.1 氣門數(shù)目、布置和驅(qū)動 10
3.1.1 氣門數(shù)目選擇 10
3.1.2 氣門的布置與驅(qū)動 10
3.2 凸輪軸的布置和傳動 11
第四章 凸輪軸與氣門驅(qū)動件設計 14
4.1 凸輪軸的設計 14
4.1.1 凸輪軸的設計要求及結構 14
4.1.2 凸輪軸尺寸的設計 15
4.2 挺柱的設計 19
4.3 推桿和搖臂的設計 20
第五章 氣門彈簧的設計 22
5.1 氣門彈簧概述 22
5.1.1氣門彈簧作用 22
5.1.2工作條件與設計要求 22
5.1.3氣門彈簧材料的選擇 22
5.2 氣門彈簧尺寸的確定 23
5.3 氣門彈簧的校核 27
5.3.1 氣門彈簧的強度校核 27
5.3.2 氣門彈簧的共振校核 29
第六章 配氣機構其它零件設計 31
6.1 氣門 31
6.1.1 氣門材料 31
6.1.2 氣門構造及尺寸 31
6.2 氣門座圈 35
6.3 氣門導管 36
6.4氣門通路面積的校核 36
設計總結 39
參考文獻 40
X2110N-15型農(nóng)用柴油機配氣機構設計
摘要
本課題是在X6110型柴油機的基礎上改型設計出X2110N-15型柴油機，即將六缸柴油機改為兩缸柴油機。重點介紹了X2110N-15柴油機配氣機構的設計，主要是其各零部件的設計。
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(jīng)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(qū)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。
關鍵詞：柴油機，改型，配氣機構，氣門
II
The valve mechanism design of the X2110N-15
Agricultural diesel
ABSTRACT
In this topic, we modified design a X2110N-15 diesel engine based on theX6110-type diesel engine.The two-cylinder diesel engine is about to replace the six-cylinder diesel engine.Especially introduces the design of valve timing mechanism of X2110N-15 diesel engines, mainly the design of its various components.
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.
KEY WORDS: Diesel engine, Modification, Valve timing mechanism, Valve
車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
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(jīng)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(nóng)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(jīng)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)品和關鍵零部件開發(fā)能力。
3、我國柴油機技術的落后、產(chǎn)品質(zhì)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(zhì)量造成不良影響，使社會產(chǎn)生"厭柴"心理。
4、柴油品質(zhì)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?，F(xiàn)有產(chǎn)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(zhì)，為各類柴油機新技術的應用奠定基礎[9-10]。
X2110N-15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(nèi)，其應用越來越廣泛，特別是農(nóng)用機械，把X2110N-15柴油機作為其首選動力。隨著國民經(jīng)濟建設和生產(chǎn)的發(fā)展，X2110N-15柴油機已越來越廣泛地得到應用，它為我國國民經(jīng)濟的發(fā)展作出了不可磨滅的貢獻。
總之，本次設計的X2110N-15柴油機具備動力大、油耗低、使用可靠性高、經(jīng)久耐用、經(jīng)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Α?
41
第一章 X2110N-15型柴油機改型設計任務
1.1 改型設計的主要技術要求
1) 在X6110柴油機的基礎上改型設計出X2110N-15型柴油機，即將六缸柴油機改型為二缸柴油機。
2) 改型后的X2110N-15 型柴油機的性能指標為:
型式：直列、水冷、四沖程、直噴式
氣缸數(shù)：2
缸徑×行程（mm）：110×130
標定功率/轉速（kw/r/min）：22/1548
標定工況燃油消耗率(g/Kw.h):<231
機油消耗率（g/kw.h）：2.71(磨合后為2.04)
3) 在滿足上述性能指標的前提下進行X2110N-15型柴油機的配氣機構設計。
1.2 改型設計的依據(jù)及意義
內(nèi)燃機的應用在所有熱機中一直居于領先地位，無論是過去還是現(xiàn)在，均廣泛應用于國民經(jīng)濟和國防建設(陸、海、空軍的動力裝備)的各個領域。從農(nóng)業(yè)機械、汽車、摩托、賽車、工程機械、機車、戰(zhàn)車、電站、艦艇和民用船舶，乃至于飛機都廣泛采用內(nèi)燃機，特別是在水陸交通運輸和農(nóng)用動力中占有壓倒優(yōu)勢。
在中、低速大型動力裝置中幾乎毫無例外地采用柴油機。
我國現(xiàn)在正處在基礎設施建設的重要時期，新農(nóng)村的建設也正在進行中，農(nóng)用機械化還在進一步普及，農(nóng)民的生活水平和知識水平也有了很大的提高，所以柴油機的市場將是非常廣闊的，農(nóng)村的需求量非常大。
配氣機構作為內(nèi)燃機的重要組成部分，其性能好壞對內(nèi)燃機的性能指標有著很重要的影響。一臺內(nèi)燃機的經(jīng)濟性能是否優(yōu)越，工作是否可靠，噪音與振動能否控制在較低的限度，常常與其配氣機構設計是否合理有密切關系。設計合理的配氣機構應具有良好的換氣性能，進氣充分，排氣徹底，即具有較大的時面值，泵氣損失小，配氣正時恰當。與此同時，配氣機構還應具有良好的動力性能，工作時運動平穩(wěn)，振動和噪音較小，不發(fā)生強烈的沖擊磨損等現(xiàn)象，這就要求配氣機構的從動件具有良好的動加速度變化規(guī)律，以及合適的正、負加速度值[6]。
第二章 X2110N-15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。它需要設計者在整機尺寸應盡可能小、總質(zhì)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。
2.1 平均有效壓力
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)。
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指標。
平均有效壓力：
式中：—平均有效壓力（巴）；
?。l(fā)動機沖程數(shù)；
－發(fā)動機額定功率；
?。瓎胃坠ぷ魅莘e（升）；
－發(fā)動機轉速（轉/分）；
－發(fā)動機氣缸數(shù)。
2.2 活塞平均速度
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
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，的提高導致的下降。
二、對熱負荷的影響
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，使發(fā)動機不能正常工作[9-10]。
三、對磨損和壽命的影響
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。
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的潤滑油膜而使摩擦加劇[3]。
活塞平均速度：
式中：－活塞平均速度（m/s）；
－發(fā)動機沖程數(shù)；
－發(fā)動機額定功率（kw）；
－發(fā)動機氣缸數(shù)；
－平均有效壓力（巴）；
－活塞直徑（mm）。
2.3 行程缸徑比
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：
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。
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：
式中：－活塞行程（mm）；
－活塞平均速度（m/s）；
－發(fā)動機轉速（轉/分）。
所以
2.4 曲柄連桿比
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λ=來表示，λ值越小，連桿越長，連桿質(zhì)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，也就是說采用大的λ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) λ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(zhì)量和不平衡回轉部分的質(zhì)量件減小，其運動時產(chǎn)生的慣性力也減小，可以減少發(fā)動機的振動。
3) λ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磨檫與磨損。
根據(jù)本設計的要求和總體尺寸的確定，將曲柄直徑暫時定為66mm，連桿長長度為240mm。
因此本設計中曲柄連桿比：
式中：R－曲柄的直徑（mm）；L－連桿的長度（mm）。
2.5 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(jīng)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：。
式中：－缸中心距（mm）；
－主軸頸長度（mm）；
－曲柄銷長度（mm）；
－曲柄厚度（mm）。
到此本設計的基本參數(shù)已確定下來，接下來進行配氣機構總體布置及所需零件的設計。
第三章 配氣機構總體布置
內(nèi)燃機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。四沖程內(nèi)燃機都采用氣門－凸輪式配氣機構，因為這種機構工作可靠，尤其是近排氣門能夠持久地保證燃燒室的密封性。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，使它具有良好的動力特性。
3.1 氣門數(shù)目、布置和驅(qū)動
3.1.1 氣門數(shù)目選擇
一般內(nèi)燃機都采用每缸兩個氣門，即一個進氣門，一個排氣門的結構，因為該種氣門機構簡單、制造容易、成本低，能滿足一般發(fā)動機對配氣機構的要求。所以本設計就采用此設計方案，氣門的驅(qū)動采用凸輪軸—挺柱—推桿—搖臂—氣門機構。
3.1.2 氣門的布置與驅(qū)動
氣門側置的發(fā)動機雖有配氣機構及缸蓋形狀簡單、使用維修方便等優(yōu)點，但是發(fā)動機發(fā)動機性能指標低是其致命的弱點。而頂置氣門發(fā)動機，則由于燃燒室結構緊湊，充氣阻力而具有良好的抗爆性和高速性，發(fā)動機的動力性和經(jīng)濟性指標易于提高，因為柴油機壓縮比高，則只能采用頂置氣門機構。
至于氣門排列方式，當每缸兩個氣門時，為了簡化結構，大多采用氣門沿曲軸軸線排成一列的方式(圖3-1a)。氣門分置于曲軸軸線兩側，因而進、排氣道也相應分置于氣缸蓋兩側的布置方案(3-1b)，多用于風冷發(fā)動機中，因為這種布置使氣門中心線能傾斜，從而可能增大氣門直徑，因此本設計采用方案a。
(a) (b)
圖3-1 氣門的布置與驅(qū)動
在頂置氣門機構中，氣門布置在氣缸中，凸輪軸布置在曲軸附近的機體中部，兩者相距較遠，因此氣門須通過傳動零件（挺柱、推桿、搖臂及支承）來驅(qū)動。
3.2 凸輪軸的布置和傳動
內(nèi)燃機的配氣機構凸輪軸一般都直接由曲軸驅(qū)動。為使傳動機構簡單，要盡量縮短凸輪軸與曲軸之間的軸矩，所以凸輪軸應布置在盡可能接近曲軸的機體中部。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(qū)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(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。[4]
對于大多數(shù)柴油機來說，因轉速相對較低，對配氣機構動力特性要求不高，采用下置凸輪即可。
綜合考慮上述要求，本次設計的X2110N-15型柴油機的凸輪軸采用下置式。
圖3-2 下置配氣凸輪的配氣機構
下置式凸輪軸通常采用星形齒輪組（即控制輪），輥子鏈或齒條與曲軸相連。為了控制噪聲，直徑較大的凸輪軸端傳動通常由塑料或者輕金屬制造，而相對直徑較小的曲軸端傳動輪則大多采用鋼材，為了結構簡單、緊湊，保證傳動精度，此處采用齒輪嚙合來驅(qū)動。
第四章 凸輪軸與氣門驅(qū)動件設計
4.1 凸輪軸的設計
凸輪軸是發(fā)動機配氣系統(tǒng)中的重要部件，凸輪軸的旋轉是靠曲軸帶動的，用來保證各個氣缸內(nèi)進、排氣門按一定的時間正常開啟和關閉，保證發(fā)動機充分換氣，使進、排氣門持久地保持燃燒室的密封性，確保發(fā)動機保持良好的可持續(xù)性和動力性。另外凸輪軸還要用來驅(qū)動燃燒系統(tǒng)等零件。凸輪軸在工作過程中除承受一定的彎曲和扭轉載荷外，主要是凸輪部分承受周期變化的擠壓應力以及與挺桿體相互接觸產(chǎn)生的滑動帶滾動的摩擦。要求凸輪軸本身具有足夠的強度和硬度，還要有良好的抗擦傷性、抗接觸疲勞能力和耐磨性，能承受沖擊負荷，受力后變形小。
4.1.1 凸輪軸的設計要求及結構
對于凸輪軸的設計，必須具有以下性能要求：
（1）凸輪軸要有一定的抗彎強度和足夠的韌性，能承受一定的抗扭轉載荷，保證受力后無明顯的變形；
（2）凸輪軸表面要有較高的粗糙度、中等強度和硬度以及一定的耐磨性，防止凸輪軸在工作過程中產(chǎn)生磨損、刮傷、斷裂等缺陷；
（3）凸輪軸需要具有較好的耐磨性能和切削加工性能；
（4）凸輪軸要具有準確的尺寸，軸頸要有中等的抗彎強度和抗扭轉載荷及中等的韌性和耐磨性。[4]
凸輪機構由凸輪、從動件和機架組成。凸輪是主動件，從動件的運動規(guī)律由凸輪輪廓決定，根據(jù)形狀分為盤形凸輪、移動凸輪和圓柱凸輪。凸輪機構在應用中的基本特點在于能使從動件獲得較復雜的運動規(guī)律，因為從動件的運動規(guī)律取決于凸輪輪廓曲線，所以在應用時，只要根據(jù)從動件的運動規(guī)律來設計凸輪的輪廓曲線就可以了。
凸輪機構廣泛應用于各種自動機械、儀器和操縱控制裝置，凸輪機構之所以得到如此廣泛的應用，主要是由于凸輪機構可以實現(xiàn)各種復雜的運動要求，而且結構簡單、緊湊。如圖4-1所示：
圖4-1 凸輪機構運動簡圖
本次設計X2110N-15型柴油機由兩缸組成，其中包含兩個進氣門和兩個出氣門，因此需要四組凸輪頂桿機構，現(xiàn)將這四組凸輪設計在同一根軸上，這樣不僅大大減化了結構，而且還使凸輪傳遞運動的準確性得到了保障，能更好的完成配氣的工作，其結構如圖4-2所示：
圖4-2 凸輪軸結構圖
4.1.2 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[5-8]。
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）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(nèi)都能平穩(wěn)工作，不產(chǎn)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(chǎn)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。
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(diào)各種因素，妥善解決。
在本次X2110N-15型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
=0.5+(1～2) （mm）
最小直徑：
=(0.25～0.35)D （mm）
其中，D為缸徑，D=110mm
=(0.25～0.35)×110=27.5~38.5mm
本次設計中取db=32mm
=0.5×32+(1~2)=16+2=18mm
理論基圓半徑：
=+
式中氣門冷間隙mm，取mm
=+=18+0.36/1.385=18.26mm
2. 凸輪寬度b
=(0.75～1.0)=13.5~18mm
取=18mm
3. 挺住最大有效升程
決定于氣門最大升程和氣門驅(qū)動機構傳動比,由于=1.3～1.8,
本次設計取=1.385
因此=/=8/1.385=5.8 mm
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(nèi)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X2110N-15型柴油機的設計中，根據(jù)柴油機設計手冊，取凸輪軸支承軸頸為2×(11+5.5+0.5)=34mm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(jīng)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°++)
其中 ——進氣提前開啟角，本設計取=21°；
——進氣滯后關閉角，本設計取=53°；
排氣凸輪：
其中 ——排氣提前開啟角，本設計取=53°；
——排氣滯后關閉角，本設計取=21°；
因此，進排氣凸輪作用角一樣，即：=0.5(180°+53°+21°)=130°；
同名夾角為：
四、凸輪的設計
本次凸輪的設計按高次多項式型凸輪設計，所設計凸輪為對稱凸輪。
多項高次方凸輪系由多項式高次方曲線組成，它的升程曲線二階導函數(shù)為連續(xù)函數(shù)，即保證正負加速度連續(xù)圓滑過渡。以基本工作段起點作為計算起點，對應=0，挺柱升程=0；為了計算方便，以無因次量作為自變量(為工作段半包角)，挺柱工作段始點；挺柱最大升程處，；工作段終點處，對應。
本設計凸輪升程曲線的表達式為：
式中 ——待定系數(shù)；——待冪指數(shù)。[3]
C0=6.5;
Cp=(-Htmax×s×r×q+Q×(s×r+s×p+r×q-s-r-q+1))/((s-p)×(q-p)×(r-p));
Cq=(-Htmax×s×r×p+Q×(s×r+s×p+r×p-s-r-p+1))/((s-q)×(r-q)×(p-q));
Cr=(-Htmax×s×q×p+Q×(s×q+s×p+q×p-s-q-p+1))/((s-r)×(q-r)×(p-r));
Cs=(-Htmax×r×p×q+Q×(r×p+r×q+q×p-q-r-p+1))/((q-s)×(p-s)×(r-s));
由于凸輪的對稱性，p、q、r、s均為偶數(shù)，并且p
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