《485柴油機(jī)設(shè)計(jì)（配氣機(jī)構(gòu)）畢業(yè)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《485柴油機(jī)設(shè)計(jì)（配氣機(jī)構(gòu)）畢業(yè)設(shè)計(jì)（49頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

I 485 柴油機(jī)設(shè)計(jì) 配氣機(jī)構(gòu) 摘要 本設(shè)計(jì)介紹了 485 柴油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 主要是其各零部件的設(shè)計(jì) 本次 設(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)主要用于輕型載貨車 配氣機(jī)構(gòu)的功用就是實(shí)現(xiàn)換氣過程 即根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸的工作順序 定時(shí)的 開啟和關(guān)閉進(jìn)排氣門 以保證氣缸排出廢氣和吸進(jìn)新鮮空氣 配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的好 壞直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)整體的經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性 因此配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)在發(fā)動(dòng)機(jī)整體設(shè) 計(jì)上占有相當(dāng)重要的作用 在氣門選擇上 采用每缸兩個(gè)氣門的方案 其優(yōu)點(diǎn)是 比較簡單 可靠 對于自然吸氣式柴油機(jī)可以提高新鮮空氣的進(jìn)氣量 降低氣缸 的熱負(fù)荷 增加氣缸的耐久性和使用壽命 氣門的驅(qū)動(dòng)采用凸輪軸 挺柱 推桿 搖臂 氣門機(jī)構(gòu) 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(jié)構(gòu)簡單 加工精度高 能有良好的互換性 本次配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 主要包括進(jìn) 排氣門的設(shè)計(jì) 氣門彈簧的設(shè)計(jì) 以及 凸輪軸的設(shè)計(jì) 編寫 Matlab 程序 計(jì)算得到挺柱升程表 繪出挺柱升程 速度 加速度曲線 關(guān)鍵詞 柴油機(jī) 配氣機(jī)構(gòu) 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(jī)的設(shè)計(jì)要求 3 第二章 485 柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算 6 2 1 485 柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算已知參數(shù) 6 2 2 485 柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算 6 2 2 1 一般參數(shù)的計(jì)算 6 2 2 2 進(jìn)排氣過程計(jì)算 7 2 2 3 壓縮終點(diǎn)參數(shù)計(jì)算 8 2 2 4 燃燒過程的計(jì)算 8 2 2 5 膨脹終點(diǎn)參數(shù)的計(jì)算 8 2 2 6 指示參數(shù)的計(jì)算 9 2 2 7 有效參數(shù)的計(jì)算 9 第三章 485 柴油機(jī)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(jī)構(gòu)總體布置 14 4 1 氣門數(shù)目 布置和驅(qū)動(dòng) 14 4 2 凸輪軸的布置和傳動(dòng) 14 第五章 氣門組的設(shè)計(jì) 15 5 1 氣門的設(shè)計(jì) 15 5 1 1 氣門的工作條件與設(shè)計(jì)要求 15 5 1 2 氣門的結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì) 16 IV 5 1 3 氣門材料的選擇 19 5 2 氣門導(dǎo)管的設(shè)計(jì) 19 5 3 氣門通路面積的校核 19 第六章 氣門彈簧的設(shè)計(jì) 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(qiáng)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(dòng)件的設(shè)計(jì) 31 7 1 凸輪軸的設(shè)計(jì) 31 7 1 1 凸輪軸的設(shè)計(jì)要求及結(jié)構(gòu) 31 7 1 2 凸輪軸尺寸的設(shè)計(jì) 31 7 2 挺柱的設(shè)計(jì) 35 7 3 推桿和搖臂的設(shè)計(jì) 36 結(jié) 論 37 參考文獻(xiàn) 38 附 錄 39 1 前 言 柴油機(jī)的發(fā)展 已有一百多年的歷史 通過這一長時(shí)間的不斷改進(jìn)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(yīng)性好 功率范圍廣 柴油 機(jī)已廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè) 工業(yè) 交通運(yùn)輸業(yè)和國防建設(shè)事業(yè) 因此 柴油機(jī)工業(yè)的 發(fā)展 對國民經(jīng)濟(jì) 國防建設(shè)以及人民生活都具有十分重要的意義 近三十年來 柴油機(jī)朝著提高柴油機(jī)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(jī)產(chǎn)業(yè)自 20 世紀(jì) 80 年代以來有了較快發(fā)展 但我國柴油機(jī)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(lǐng)域 柴油車所占比例仍很少 2 柴油機(jī)行業(yè)投入不足 嚴(yán)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(jī)技術(shù)基礎(chǔ)薄弱 還不具備完整的全新柴油機(jī)產(chǎn)品 和關(guān)鍵零部件開發(fā)能力 3 我國柴油機(jī)技術(shù)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(dǎo)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(huì)產(chǎn)生 厭柴 心理 4 柴油品質(zhì)差 柴油標(biāo)準(zhǔn)的修訂嚴(yán)重滯后于汽車工業(yè)發(fā)展的需要 對柴油 機(jī)技術(shù)的發(fā)展以及各種新技術(shù) 改善柴油機(jī)排放措施的應(yīng)用造成障礙 我國柴油機(jī)技術(shù)的攻關(guān)重點(diǎn)應(yīng)放在電控技術(shù) 排放后處理技術(shù) 整機(jī)開發(fā)和 匹配技術(shù)等關(guān)鍵技術(shù)研究和材料開發(fā)上 加快開發(fā)與配套主機(jī)更加適應(yīng)的節(jié)能 節(jié)材和高可靠性的新一代機(jī)型 現(xiàn)有產(chǎn)品要提高可靠性 降低噪音和煙度 下一 步應(yīng)推廣直噴化 輕量化 多缸化 同時(shí)還應(yīng)提高柴油品質(zhì) 為各類柴油機(jī)新技 術(shù)的應(yīng)用奠定基礎(chǔ) 485 柴油機(jī)結(jié)構(gòu)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(jī)具有許多方面的優(yōu)點(diǎn) 所以不論在國外還是在國內(nèi) 其應(yīng)用越來越廣泛 特別是輕型運(yùn)輸車輛 把 485 柴油機(jī)作為其首選動(dòng)力 隨著 國民經(jīng)濟(jì)建設(shè)和生產(chǎn)的發(fā)展 485 柴油機(jī)已越來越廣泛地得到應(yīng)用 它為我國國 民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展作出了不可磨滅的貢獻(xiàn) 2 總之 本次設(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)具備動(dòng)力大 油耗低 使用可靠性高 經(jīng)久耐 用 經(jīng)濟(jì)省油和維修方便等優(yōu)點(diǎn) 是更省油 更清潔的環(huán)保機(jī)型 特別是其強(qiáng)勁 的動(dòng)力 合理的價(jià)格必將深受廣大客戶青瞇 因此 此機(jī)型在未來的市場應(yīng)用中 有很大的發(fā)展?jié)摿?3 第一章 485 柴油機(jī)的設(shè)計(jì)要求 485 柴油機(jī)主要應(yīng)用于農(nóng)用 輕型載重汽車 工程機(jī)械等車輛中 從 485 柴 油機(jī)的使用范圍就可以知道其特點(diǎn) 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(chǎn) 而且這類柴油機(jī)除了和其他機(jī)械一樣 都要求產(chǎn)品重 量輕 體積小 質(zhì)量好 效率高 結(jié)構(gòu)簡單 使用方便和維修 保養(yǎng)簡單 對于 這一類柴油機(jī)是具體要求可以概括為 一 經(jīng)濟(jì)性指標(biāo) 柴油機(jī)的經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)通常都是以燃油消耗率和機(jī)油消耗率作為柴油機(jī)經(jīng)濟(jì)性 的主要指標(biāo) 柴油機(jī)的燃油消耗率是隨運(yùn)轉(zhuǎn)工況的不同而變化的 一般常以額定工況時(shí)每 千瓦時(shí)有效功率所消耗的燃油克數(shù)作為衡量指標(biāo) 有的采用外特性最低的燃油消耗 率作為衡量指標(biāo) 燃油消耗率主要與柴油機(jī)的工作過程 燃燒室結(jié)構(gòu)以及機(jī)械效 率等有密切關(guān)系 高速柴油機(jī)在額定工況時(shí)的燃油消耗率一般在 215 285 g 間 kwh 二 動(dòng)力性指標(biāo) 柴油機(jī)的動(dòng)力性指標(biāo)是指柴油機(jī)的額定功率 額定轉(zhuǎn)速及扭矩 這些指標(biāo)是 根據(jù)與之配套的使用要求而確定的 一臺(tái)柴油機(jī)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(nóng)用柴油機(jī) 為了具備良好的動(dòng)力性 其性能 結(jié)構(gòu)和 使用情況隨地區(qū)不同而差別懸殊 而且大部分柴油機(jī)的工作環(huán)境惡劣 同時(shí)使用 負(fù)荷不均勻 有時(shí)超負(fù)荷 有時(shí)較低負(fù)荷運(yùn)行 而且有時(shí)候可能連續(xù)工作幾十個(gè) 小時(shí) 因此這類柴油機(jī)應(yīng)有較好的動(dòng)力性 三 可靠性與耐久性指標(biāo) 柴油機(jī)的可靠性是指柴油機(jī)在設(shè)計(jì)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(jī)正常工作的能力 可靠性指標(biāo)通常是以在保證期內(nèi)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(jī)可靠性指標(biāo) 并以 使用壽命作為衡量柴油機(jī)耐久性的指標(biāo) 使用壽命是指柴油機(jī)從開始使用到第一 次大修前累計(jì)運(yùn)轉(zhuǎn)的小時(shí)數(shù) 或車輛行駛的公里數(shù) 柴油機(jī)的大修期一般決定于 4 氣缸套和曲軸磨損到達(dá)規(guī)定極限的時(shí)間 即此時(shí)柴油機(jī)不能繼續(xù)正常工作 中小 型工程機(jī)械的柴油機(jī)使用壽命大約在 6000 10000 小時(shí) 本次設(shè)計(jì)中的 485 柴油機(jī) 主要應(yīng)用在輕型卡車 農(nóng)用運(yùn)輸車 裝卸車 叉車等各種中小型工程機(jī)械中 其 工作負(fù)荷變化較大 因此要有較高的可靠性與耐久性指標(biāo) 3 5 四 運(yùn)轉(zhuǎn)性指標(biāo) 柴油機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)性指標(biāo) 主要是指操縱使用是否方便 運(yùn)轉(zhuǎn)是否平穩(wěn) 起動(dòng)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(hù) 保養(yǎng) 運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)是指柴油機(jī)平衡良好 振動(dòng) 小 起動(dòng)性好即指柴油機(jī)起動(dòng)迅速可靠 一般柴油機(jī)要求在 5 氣溫下不附加任 何輔助裝置就能順利起動(dòng) 加速性好是指速度提升得快 一般在柴油機(jī)在短時(shí)間 內(nèi)能夠達(dá)到所需的速度 噪聲與排放污染是指柴油機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)噪聲和排放要在一 定的范圍內(nèi) 五 緊湊性指標(biāo) 柴油機(jī)的緊湊性指標(biāo) 通常是指柴油機(jī)的重量和外形尺寸指標(biāo) 衡量柴油機(jī) 的外形尺寸指標(biāo)是單位體積功率 它是評價(jià)柴油機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊性和金屬材料利用程 度的一個(gè)指標(biāo) 衡量柴油機(jī)重量的指標(biāo)是比重量 本次設(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)主要應(yīng) 用于中小型工程機(jī)械 因此緊湊性指標(biāo)較低 1 六 三化 問題 所謂三化問題是指產(chǎn)品系列化 零部件通用化和設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)化 1 產(chǎn)品系列化 柴油機(jī)的用途雖然十分廣泛 但是從生產(chǎn)和管理的角度看 卻希望產(chǎn)品的類型不要過多 機(jī)型少就便于集中力量進(jìn)行深入研究 也便于組織 大規(guī)模生產(chǎn) 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(jī) 缸徑和基本結(jié)構(gòu)相同 通過改變缸數(shù)以及其他結(jié)構(gòu)上的變形來滿 足多方面的不同需要 同一系列柴油機(jī)應(yīng)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(shí)上 工業(yè)中使用廣泛的產(chǎn)品其規(guī)格已 經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化了 所以零部件通用化也包含了凡是能采用標(biāo)準(zhǔn)件時(shí)就采用標(biāo)準(zhǔn)件的含 義 3 零件設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)化 它是指在設(shè)計(jì)中應(yīng)按國家機(jī)械制圖標(biāo)準(zhǔn)繪圖 并盡可能 地按照有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)制定技術(shù)條件 但是發(fā)動(dòng)機(jī)要想同時(shí)滿足上述全部要求是相當(dāng)困難的 因?yàn)檫@些要求是相互 5 矛盾的 因此應(yīng)在保證主要要求的前提下 盡可能的滿足其他要求 對于農(nóng)用來 說主要應(yīng)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(jī)工作過程熱計(jì)算 在柴油機(jī)設(shè)計(jì)開始階段 根據(jù)選定的參數(shù)進(jìn)行工作過程熱計(jì)算 其主要作用 有 1 對柴油機(jī)的動(dòng)力性能和經(jīng)濟(jì)性能參數(shù)起一定的校核作用 提供柴油機(jī)主要 熱力參數(shù)之間相互關(guān)系的簡單計(jì)算方法 2 提供在設(shè)計(jì)階段零部件強(qiáng)度計(jì)算的依據(jù) 3 為柴油機(jī)的性能改進(jìn)提供初步的理論依據(jù) 2 1 485 柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算已知參數(shù) 485 柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算的已知參數(shù)見表 2 1 所示 表 2 1 485 柴油機(jī)的相關(guān)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(jī)轉(zhuǎn)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(jī)工作過程熱計(jì)算 本章對 485 柴油機(jī)工作過程進(jìn)行熱計(jì)算 分以下七個(gè)部分 1 一般參數(shù)計(jì)算 2 進(jìn)排氣過程計(jì)算 3 壓縮終點(diǎn)參數(shù)計(jì)算 4 燃燒過程計(jì)算 5 膨脹終點(diǎn)參數(shù) 計(jì)算 6 指示參數(shù)計(jì)算 7 有效參數(shù)計(jì)算 2 2 1 一般參數(shù)的計(jì)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(chǎn)物量 M 24 34kg432OHgL 0 126 43 六 理論分子變更系數(shù) 0 1 0010 2431L 七 實(shí)際分子變更系數(shù) 1 00101r 2 2 2 進(jìn)排氣過程計(jì)算 一 排氣壓力 kPa rp 110kpa1 ra 二 缸內(nèi)排溫 K80rT 三 進(jìn)氣終點(diǎn)壓力 kPa dep kPa 91deap 四 進(jìn)氣終點(diǎn)溫度 K dr K2930 5836 211drrT 五 沖量系數(shù) 8c 六 柴油機(jī)總空氣流量 kg h aA 49 17g s 177kg h0 5910 56420334893absacdpVinART 8 2 2 3 壓縮終點(diǎn)參數(shù)計(jì)算 一 壓縮終點(diǎn)壓力 kPa cop kPa 4 5MPa11 359840ncodecp 二 壓縮終點(diǎn)溫度 K coT K11 35629 6ncodecT 2 2 4 燃燒過程的計(jì)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(diǎn)時(shí)的熱量利用系數(shù) 燃料低熱值 kJ kg z uH pzmC 燃燒產(chǎn)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(diǎn)氣缸容積 zV L1 270 3 7zcV 2 2 5 膨脹終點(diǎn)參數(shù)的計(jì)算 一 膨脹終點(diǎn)壓力 exp kPamax21 25800 78973 exnp 式中 c 二 膨脹終點(diǎn)溫度 exT 9 K2max10 257189 59exnT 2 2 6 指示參數(shù)的計(jì)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(jì)算 一 機(jī)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(jī)主要性能參數(shù)的選擇 柴油機(jī)的主要參數(shù)的選擇必須緊密結(jié)合實(shí)際情況進(jìn)行選擇 它需要設(shè)計(jì)師在 整機(jī)尺寸應(yīng)盡可能小 總質(zhì)量盡可能輕和具有較高的動(dòng)力性 熱可靠性與機(jī)械可 靠性這兩個(gè)互相矛盾的開發(fā)目標(biāo)之間找到折中點(diǎn) 同時(shí)還應(yīng)考慮整機(jī)外形美觀 針對設(shè)計(jì)任務(wù)的要求正確選擇這些參數(shù) 在估計(jì) Pe 值時(shí) 一方面應(yīng)考慮技術(shù) 力量的因素 另一方面還應(yīng)該給發(fā)動(dòng)機(jī)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(jī)在額定功率時(shí)的平均有效壓力是表示柴油機(jī)整個(gè)工作過程完善性和熱 力過程強(qiáng)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(jī)械效率 進(jìn)氣壓力和溫度以及 柴油機(jī)的冷卻方式與沖程數(shù) 是標(biāo)志柴油機(jī)熱力循環(huán)進(jìn)行的有效性 結(jié)構(gòu)合理性和制造完善性的綜合mep 指標(biāo) 平均有效壓力 30430 61 5672eme asPMPVni br 3 2 活塞平均速度 mC 柴油機(jī)的額定轉(zhuǎn)速和活塞平均速度指柴油機(jī)在額定功率時(shí)的轉(zhuǎn)速和活塞平均 速度 活塞平均速度也是決定柴油機(jī)高速性的指標(biāo) 提高柴油機(jī)的額定轉(zhuǎn)速與活 塞平均速度是提高柴油機(jī)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(jī)的單位體積功率 一 對性能的影響mC 當(dāng)其他參數(shù)不變化時(shí) 與柴油機(jī)功率 成正比 但是當(dāng)柴油機(jī)結(jié)構(gòu)不變mCeP 時(shí) 進(jìn)排氣阻力與 成正比 在柴油機(jī)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(dǎo)致mmC 11 的下降 meP 二 對熱負(fù)荷的影響C 柴油機(jī)氣缸內(nèi)單位時(shí)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(fù)荷與 成正比 即熱負(fù)荷隨 的增大而增大 如果當(dāng) 過大時(shí) mmCmC 可能造成熱負(fù)荷過大 甚至造成發(fā)動(dòng)機(jī)因?yàn)闊嶝?fù)荷超過極限 使發(fā)動(dòng)機(jī)不能正常 工作 9 10 三 對磨損和壽命的影響mC 柴油機(jī)氣缸活塞組由氣壓引起的磨損速率可認(rèn)為與摩擦功率成正比 即隨 提高 柴油機(jī)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(dòng)機(jī)的功率提高 但活塞組的熱負(fù)荷和曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性負(fù)荷m 增大 磨損加劇 壽命下降 同時(shí)由于進(jìn)排氣流量增大 進(jìn)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(dāng) 首先mC 是對于給定工作容積的柴油機(jī)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(dǎo)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(jī)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(shí) 應(yīng)注意三個(gè)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(shè)計(jì)且使整臺(tái)柴油機(jī)的尺寸最為緊湊 當(dāng)每一氣缸工作容積一定時(shí) 應(yīng)采用較小的 值 其優(yōu)點(diǎn)為 S 1 可相應(yīng)地提高柴油機(jī)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(jī)的高度 因而可以減小外形尺寸并相應(yīng)地減輕重量 12 3 由于柴油機(jī)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(yīng)力狀態(tài)改善 同時(shí) 連桿也可以短一些 這對其強(qiáng)度和剛度都有 利 4 由于柴油機(jī)氣缸直徑的增大 氣缸蓋上的氣道和配氣機(jī)構(gòu)的安排較容易 然而 當(dāng)采用較小的 值時(shí) 由于氣缸直徑的增大 熱負(fù)荷 機(jī)械負(fù)荷和DS 噪聲都加大 同時(shí) 由于單列式柴油機(jī)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(shè)計(jì)不利 而且對直流S 式換氣的換氣品質(zhì)將變壞 因此 在選定 值時(shí)必須適當(dāng) 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(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)該慎重考慮的一個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù) 通 常用連桿比 來表示 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(jī)的設(shè)計(jì)實(shí)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(shè)計(jì)過程中應(yīng)該滿足 1 對于四沖程高速柴油機(jī)來說 最合理的連桿長度應(yīng)該是保證連桿及相關(guān)機(jī) 件在運(yùn)動(dòng)中不與其他機(jī)件相碰情況下的最短長度 2 值越大 連桿越短 則發(fā)動(dòng)機(jī)總高度或總長度越小 所以使發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu) 緊湊 而且 柴油機(jī)總高度減小 總重量減小 且連桿越短 重量越輕 往復(fù)直 線運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量和不平衡回轉(zhuǎn)部分的質(zhì)量件減小 其運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的慣性力也減 小 可以減少發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng) 3 值越大 連桿縮短會(huì)引起活塞側(cè)壓力 加大 可能增加活塞與氣缸的np 磨檫與磨損 本設(shè)計(jì)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(jī)長度的緊湊性和重量指標(biāo)的重要參數(shù) 缸心距大小 取決于氣缸蓋型式和曲軸的結(jié)構(gòu)型式和尺寸分配 缸心距的選取要考慮氣缸蓋上的進(jìn)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(huì)降低發(fā)動(dòng)機(jī)的整體緊湊性 造成材料 浪費(fèi) 使制造成本提高 同樣給機(jī)體的冷卻造成困難 但是若氣缸中心距選取過 小則會(huì)使氣缸蓋的設(shè)計(jì)造成困難 有可能造成進(jìn) 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(jì)性降低 同樣會(huì)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(qiáng)度 本設(shè)計(jì)中缸心距 mm 0123521pLh 14 第四章 配氣機(jī)構(gòu)總體布置 配氣機(jī)構(gòu)的任務(wù)是實(shí)現(xiàn)換氣過程 即根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)工作次序定時(shí)開啟和關(guān)閉進(jìn) 排氣門 以保證氣缸排除廢氣和吸進(jìn)新鮮空氣 其要求為 1 進(jìn)排氣門的時(shí)面值足夠大 泵氣損失小 2 振動(dòng) 噪聲較小 并且工作可靠和耐磨 3 結(jié)構(gòu)簡單 緊湊 1 應(yīng)該指出 同時(shí)滿足這三個(gè)要求是比較困難的 因此在設(shè)計(jì)時(shí)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 4 1 氣門數(shù)目 布置和驅(qū)動(dòng) 本設(shè)計(jì)采用每缸一進(jìn)一排兩氣門的設(shè)計(jì)方案 氣門的驅(qū)動(dòng)采用凸輪軸 挺柱 推桿 搖臂 氣門機(jī)構(gòu) 4 2 凸輪軸的布置和傳動(dòng) 目前 除強(qiáng)化強(qiáng)度特別高的發(fā)動(dòng)機(jī)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(shí)應(yīng)考慮以下原則 1 決定凸輪軸橫向尺寸和位置時(shí) 應(yīng)保證不與曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)軌跡相碰 并盡可能靠近氣缸中心線 以便減小機(jī)體和發(fā)動(dòng)機(jī)寬度 2 在決定凸輪軸高度位置時(shí) 應(yīng)保證曲軸對凸輪軸的傳動(dòng) 并要求配氣機(jī)構(gòu) 驅(qū)動(dòng)也比較簡便 3 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速較高時(shí) 為了減小氣門傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量 可將凸輪 軸位置移動(dòng)到氣缸體上部 有凸輪軸經(jīng)過挺柱直接驅(qū)動(dòng)搖臂而省去推桿 1 綜合考慮上述要求 本次設(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)的凸輪軸采用下置式 15 第五章 氣門組的設(shè)計(jì) 5 1 氣門的設(shè)計(jì) 5 1 1 氣門的工作條件與設(shè)計(jì)要求 一 氣門的工作條件 氣門是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要零件之一 工作時(shí)需要承受較高的機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷 尤其是排氣門 由于經(jīng)常受到高溫燃?xì)獾臎_刷 因而易產(chǎn)生漏氣 腐蝕與燒損現(xiàn) 象 工作條件就更為嚴(yán)酷 氣門工作時(shí)承受落座沖擊負(fù)荷及燃?xì)鈮毫λo的靜負(fù) 荷 這種靜負(fù)荷一般為 5kgf mm2 左右 而沖擊負(fù)荷一般為 11 6kgf mm2 左右 氣 門的工作溫度 進(jìn)氣門約為 200 450 而排氣門則可達(dá) 650 850 甚至更高 盡可能使氣門在較低的熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷下進(jìn)行工作是氣門設(shè)計(jì)的重要任務(wù) 1 二 氣門設(shè)計(jì)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(nèi)材料 應(yīng)具有足夠的強(qiáng)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(shí)排氣門必須考慮耐化學(xué)腐蝕 主要是硫和釩 的性能 進(jìn)氣門錐面多屬 摩擦磨損 因此排氣門則著重耐磨 2 結(jié)構(gòu)方面 要求結(jié)構(gòu)簡單 加工方便 且頸部形狀也要恰當(dāng) 以便減少氣體的流動(dòng)阻力 增加其進(jìn)氣沖量 在保證足夠的的強(qiáng)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(fù)荷 盡可能降低熱負(fù)荷是氣門設(shè)計(jì)的一個(gè)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(jīng)氣門座導(dǎo)出 25 左右的熱量經(jīng)氣門導(dǎo)管傳出 因此 氣門的設(shè)計(jì)應(yīng)與汽缸蓋密切配合 氣門座周圍必須加強(qiáng)冷卻 并使溫度盡 量均勻 因此 若結(jié)構(gòu)允許 應(yīng)盡量增加導(dǎo)管長度 適當(dāng)減小氣門桿與導(dǎo)管的配 合間隙 以降低氣門溫度 12 另外 氣門的運(yùn)動(dòng)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(shè)計(jì)還必須從整個(gè)配氣機(jī)構(gòu)來分析考慮 要避免氣門在落座時(shí)承受過大的 16 沖擊和振動(dòng) 因?yàn)檫@些機(jī)械負(fù)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(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì) 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(jié)構(gòu)及名稱 圖 5 1 氣門的基本結(jié)構(gòu)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(shè)計(jì) 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(dǎo)熱性能 以及制造成本等 同時(shí)以關(guān)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(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單 工藝性好 受熱面小 具有一定的剛度 基本上能滿足進(jìn) 排氣門的工作要求 因此在多種 類型的柴油機(jī)中得到了廣泛應(yīng)用 本次設(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)采用平底型氣門 2 2 氣門頭部直徑 增大進(jìn) 排氣的流通斷面是減少進(jìn)排氣阻力 提高充量的途徑 同時(shí)氣門頭 部直徑的選擇還應(yīng)考慮到燃燒室的型式 汽缸蓋進(jìn) 排氣門的布置 氣道之間冷 卻水套的設(shè)計(jì)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(jī)設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)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(shè)計(jì)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(jìn)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(jī)中也 取 45 因此 在本次 485 柴油機(jī)的設(shè)計(jì)中 進(jìn) 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(jìn)氣門的頸 部圓弧半徑 R 可取進(jìn)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(shè)計(jì)原則 氣門頭部厚度的設(shè)計(jì)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(huì)引起變形 變形過大會(huì)引起氣門的密封性下 降 錐面磨損增加 參考柴油機(jī)設(shè)計(jì)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(jìn)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(shè)計(jì)原則 由于氣門的大部分熱量是經(jīng)密封帶導(dǎo)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(huì)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(jī)設(shè)計(jì)手冊 氣門錐面寬度 b 的公式為 b 0 9 1 05 1t 因此 對于進(jìn)氣門 b 0 9 1 05 4 5 4 4 7 取 b 4 2mm 對于進(jìn)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(jìn)氣口直徑 d 1 0 37 0 46 D 31 45 39 1 本設(shè)計(jì)取進(jìn)氣口直徑 d1 32 排氣口直徑 d 2 0 33 0 37 D 27 2 31 45 本設(shè)計(jì)取進(jìn)氣口直徑 18 d2 28 二 氣門桿部的設(shè)計(jì) 1 氣門桿直徑的設(shè)計(jì) 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(dǎo)管運(yùn)動(dòng)時(shí)側(cè)向力大小 根據(jù)經(jīng)驗(yàn) 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(jìn) 排氣門 桿直徑相等 因此 本次設(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)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(shè)計(jì) 氣門桿長度 L 取決于氣缸蓋和氣門彈簧的設(shè)計(jì) 一般希望短些 以便降低發(fā) 動(dòng)的總高度 減小氣門重量 根據(jù)柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊 氣門桿長度 L 的設(shè)計(jì)公式為 2 5 3 5 vD 將 mm mm 代入上式得 進(jìn)氣門桿長 L 95 133 排氣門桿38ve 32i 長 L 80 112 綜合考慮進(jìn)排氣門總長相等的設(shè)計(jì)原則和設(shè)計(jì)方案取進(jìn)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(yīng)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(jī)的設(shè)計(jì)中采 用鎖夾槽來連接 槽內(nèi)不允許出現(xiàn)尖角 三 氣門升程 進(jìn)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(jìn)排氣門的最大升程考慮 本設(shè)計(jì)取進(jìn) 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(jī)的設(shè)計(jì)中 因其適用于運(yùn)輸車輛中 所以其負(fù)荷較高 因此 取進(jìn)氣 門取材料為 40Cr 排氣門取材料為 4Cr9Si2Mn 1 19 5 2 氣門導(dǎo)管的設(shè)計(jì) 氣門桿工作時(shí)在導(dǎo)管中滑動(dòng) 使導(dǎo)管承受側(cè)向壓力 并且氣門的部分熱量也 從導(dǎo)管中逸出 導(dǎo)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(dǎo)管 在潤滑較差的情況下能耐磨 近年來 我國開始廣泛應(yīng)用鐵基粉末冶金導(dǎo)管 在 不良的潤滑條件下 工作可靠 磨損小 同時(shí)工藝性好 造價(jià)低 導(dǎo)管的外表面一般都設(shè)計(jì)成光滑的圓柱 沒有任何凸臺(tái) 以便無心磨床的加 工 導(dǎo)管的長度取決于氣缸蓋的布置 只要位置允許 應(yīng)盡量長些 最好不要小 于氣門桿直徑的 6 倍 以減小對導(dǎo)管的側(cè)壓力 并有利于氣門的導(dǎo)向和散熱 導(dǎo)管與氣門桿的配合間隙應(yīng)認(rèn)真選擇 間隙過大則散熱不良 同時(shí)氣門在導(dǎo) 管中易擺動(dòng) 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(bǔ)償能力下降 還會(huì)因氣門桿受 熱而卡在導(dǎo)管中 進(jìn) 排氣門工作條件不同 所取間隙也不同 一般進(jìn)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(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)中 氣門導(dǎo)管長度取 l 6d0 6 8 48mm 綜合考慮 在此取 l 50mm 間隙值為 進(jìn)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(jìn)行校核 校核公式 vWmpvCF 式中 相當(dāng)于在整個(gè)進(jìn)氣或排氣過程中 氣門經(jīng)常保持最大升程時(shí) v 氣門通路斷面處的假定平均氣流速 m s 一個(gè)氣缸中同名氣門的數(shù)目C 氣門在最大升程時(shí)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 n 2600r minN 氣門在最大升程時(shí)的通路面積公式 1 vFldDV2 式中 進(jìn)氣門頭部外徑 mm vD 進(jìn)氣門頭部內(nèi)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(jī)的進(jìn)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(shè)計(jì)要求 本次設(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為 2600r min 屬中高速柴油機(jī) 根據(jù)柴油機(jī)設(shè) 計(jì)手冊表 13 2 進(jìn)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(shè)計(jì)計(jì)算得出進(jìn)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(shè)計(jì)要求 ve 22 第六章 氣門彈簧的設(shè)計(jì) 6 1 氣門彈簧概述 一 氣門彈簧作用 1 氣門關(guān)閉時(shí) 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(jī)構(gòu)回位 保證配氣機(jī)構(gòu)的所有零件能夠保持正常的接觸 3 在負(fù)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(jìn)氣過程中防止排氣門被吸開 二 工作條件與設(shè)計(jì)要求 氣門彈簧承受高頻交變載荷 工況惡劣 故需精心設(shè)計(jì) 才能使其長期可靠 地工作 彈簧一旦斷裂便會(huì)造成發(fā)動(dòng)機(jī)的嚴(yán)重事故 氣門彈簧的設(shè)計(jì)常常受到尺 寸上的限制 因此氣門彈簧應(yīng)有合理的結(jié)構(gòu)尺寸和允許的應(yīng)力范圍 氣門彈簧應(yīng) 有較高的疲勞強(qiáng)度 制造上應(yīng)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(jī)械性能 而且應(yīng)有足夠的抗應(yīng)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(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)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(diǎn)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(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)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 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(shè)計(jì)中 32mm d 二 彈簧預(yù)緊力 P1 的確定 23 氣門關(guān)閉時(shí) 彈簧預(yù)緊力要保證氣門與氣門座的良好密封 由于進(jìn) 排氣門的彈簧相同 參考柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊 得預(yù)緊力 P1 的公式 預(yù)緊力 12 kgf 式中 d1 為進(jìn)氣口直徑 cm 211 54Pd 在確定作用于氣門上的力 P2 時(shí) 考慮彈簧特性需與發(fā)動(dòng)機(jī)氣門慣性力曲線相 適應(yīng) 參考柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊 P 1 0 4 0 65 P 2 1 作用于進(jìn)氣門上的力 P2 2 5P1 設(shè)計(jì)彈簧時(shí) 考慮到彈簧的最大彈力需有一定的裕量 本設(shè)計(jì)中彈簧最大彈 力按照 P1 18kgf 計(jì)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 本設(shè)計(jì)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 P21 15 外彈簧 P22 30 四 彈簧鋼絲直徑的確定 彈簧計(jì)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(yīng)力 kgf mm 2 曲度系數(shù) 考慮鋼絲橫切面上切應(yīng)力分布不均勻影響的系數(shù) K 鋼絲直徑 可按公式 5 1 計(jì)算 彈簧的最大工作切應(yīng)力應(yīng)小于或等于材料的d 許用應(yīng)力 為便于計(jì)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(nèi)彈簧鋼絲直徑的確定 彈簧材料選用 65Mn 彈簧鋼絲 假設(shè)內(nèi)彈簧鋼絲直徑約為 2 2 2 5mm 查柴 油機(jī)設(shè)計(jì)手冊表 13 24 得彈簧的抗拉強(qiáng)度 b 165 kgf mm2 許用切應(yīng)力 kfg mm2 1650 349 將上述數(shù)據(jù)代入式 5 3 得 38KC1069 查柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊表 13 25 得旋繞比 7 0 由 得 d 2 47mm 圓整到國家標(biāo)準(zhǔn)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(shè)內(nèi)彈簧鋼絲直徑約為 3 5mm 查柴油機(jī) 設(shè)計(jì)手冊表 13 24 得彈簧的抗拉強(qiáng)度 b 150 kgf mm2 許用切應(yīng)力 kfg mm2 150 34 將上述數(shù)據(jù)代入式 5 3 得 38KC104 查柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊表 13 25 得旋繞比 7 4 由 得 d 3 51mm 圓整到國家標(biāo)準(zhǔn)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(jì)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(yù)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(nèi)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(jì)算 在計(jì)算彈簧高度時(shí) 應(yīng)使氣門全開時(shí)彈簧各工作圈之間保持一定的最小間隙 一般 mm 本次設(shè)計(jì)中內(nèi)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(shí)高度 bH 1n0 5bd 氣門全開時(shí)彈簧的高度 22minb 氣門彈簧關(guān)閉時(shí)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(guān)數(shù)據(jù)代入上式得彈簧的相關(guān)參數(shù) 見表 6 1 所示 表 6 1 彈簧長度計(jì)算值 內(nèi)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(jì)算 內(nèi)彈簧展開長度的計(jì)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(jì)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(qiáng)度校核 一 疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 氣門彈簧工作時(shí)承受交變載荷 故應(yīng)對其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核計(jì)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(yīng)力在 和 之間變化 min ax 內(nèi)彈簧的切應(yīng)力 kgf mm2321in8dDK 3 6182 5 kgf mm22max3P3 疲勞強(qiáng)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(dòng)疲勞極限 對于常用氣門彈簧材料 0 3 經(jīng)0 0 b 噴丸處理的彈簧 可提高 20 以上 安全系數(shù)應(yīng)不小于 1 3 kgf mm2 0 316520 59 4 則 1 394 713N 因此 內(nèi)彈簧的疲勞強(qiáng)度滿足要求 外彈簧的切應(yīng)力 kgf mm2321min8dDKP 3 61528 7 kgf mm22ax33 06 疲勞強(qiáng)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(dòng)疲勞極限 對于常用氣門彈簧材料 0 3 經(jīng)0 0 b 噴丸處理的彈簧 可提高 20 以上 安全系數(shù)應(yīng)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(qiáng)度滿足要求 二 工作極限切應(yīng)力的校核計(jì)算 氣門彈簧在進(jìn)行安裝時(shí) 可能出現(xiàn)并圈的情況 此時(shí)彈簧承受最大靜載荷 稱為工作極限載荷 可按下式計(jì)算 jP kgf 5 4 nDfGdbj32 48 相應(yīng)的彈簧鋼絲端面里的應(yīng)力稱為工作極限切應(yīng)力 可按下式計(jì)算 j kgf mm 2 5 5 32dKPjj 彈簧在工作極限載荷下應(yīng)產(chǎn)生永久變形 要求 kgf mm 2 b 5 0j 由式 5 4 和式 5 5 知 j2bGdfKnD 內(nèi)彈簧的工作極限切應(yīng)力 kgf mm2j2280 5197 367 9bGdfKnD 內(nèi)彈簧的工作極限切應(yīng)力滿足要求 67 9 68 j b 外彈簧的工作極限切應(yīng)力 kgf mm2j22803 51 5 6bdfKn 5 7j b 因此 外彈簧的工作極限切應(yīng)力滿足要求 6 3 2 氣門彈簧的共振校核 當(dāng)彈簧的自振頻率為發(fā)動(dòng)機(jī)凸輪軸轉(zhuǎn)速的整數(shù)倍時(shí) 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(shí)噪音 增加 彈簧有效彈力下降 并在彈簧鋼絲斷面上產(chǎn)生附加應(yīng)力 共振校核就是以 彈簧自振頻率大于凸輪轉(zhuǎn)速倍數(shù)作為衡量彈簧共振情況的一項(xiàng)技術(shù)指標(biāo) 1 29 彈簧自振頻率 按下式計(jì)算 nf 5210ndfD 內(nèi)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(rèn)為彈簧自振頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)凸輪軸最高工作轉(zhuǎn)速之比應(yīng)大于 10 這樣設(shè) 計(jì)的彈簧則是安全的 即 10max2369 18 230ncf 因此設(shè)計(jì)的內(nèi)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(rèn)為彈簧自振頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)凸輪軸最高工作轉(zhuǎn)速之比應(yīng)大于 10 這樣設(shè) 計(jì)的彈簧則是安全的 即 10max263 17 0ncf 因此設(shè)計(jì)的外彈簧是安全的 30 第七章 凸輪軸與氣門傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 7 1 凸輪軸的設(shè)計(jì) 7 1 1 凸輪軸的設(shè)計(jì)要求及結(jié)構(gòu) 1 正確配置各缸進(jìn) 排氣凸輪的位置以實(shí)現(xiàn)配氣正時(shí) 保證發(fā)動(dòng)機(jī)的正常運(yùn) 轉(zhuǎn) 2 根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)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(dāng)?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(shè)計(jì) 一 凸輪外形設(shè)計(jì)的任務(wù)和要求 凸輪外形設(shè)計(jì)的任務(wù)是根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的性能要求選擇適當(dāng)?shù)耐馆嗇喞€ 編制 依凸輪轉(zhuǎn)角為自變量的挺柱升程表 以作為加工凸輪的依據(jù) 同時(shí)計(jì)算出挺柱或 氣門運(yùn)動(dòng)的一些重要參數(shù) 如速度 加速度 慣性力 時(shí)間面積等 以便對配氣 機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析和比較 16 18 一個(gè)良好的配氣凸輪 既應(yīng)使發(fā)動(dòng)機(jī)具有良好的充氣性能 又要能保證配氣 機(jī)構(gòu)工作安全可靠 具體要求可歸結(jié)為如下幾點(diǎn) 1 具有合適的配氣相位 它能照顧到發(fā)動(dòng)機(jī)功率 扭距 轉(zhuǎn)速 燃油消耗率 怠速和啟動(dòng)等方面性能的要求 2 為使發(fā)動(dòng)機(jī)具有良好的充氣性能 因而時(shí)間面積值應(yīng)盡可能大一些 3 加速度不宜過大 并應(yīng)連續(xù)變化 4 具有恰當(dāng)?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(yīng)使配氣機(jī)構(gòu)在所有工作轉(zhuǎn)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(dòng) 6 工作時(shí)噪聲較小 7 應(yīng)使氣門彈簧產(chǎn)生共振的傾向達(dá)到最小程度 8 應(yīng)使配氣機(jī)構(gòu)各傳動(dòng)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(dòng)機(jī)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 485 柴油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)中采用的是多項(xiàng)式高次方凸輪的設(shè)計(jì)方案 二 凸輪軸的傳動(dòng)設(shè)計(jì)主要遵循以下原則 1 正確配置各進(jìn)排氣凸輪的位置以實(shí)現(xiàn)配氣正時(shí) 保證發(fā)動(dòng)機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn) 2 根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)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(dāng)?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(shè)計(jì)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(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比 由于 1 3 1 8 maxThV i 本次設(shè)計(jì)取 1 385i 32 因此 9 1 385 6 5mmmaxThaVi 4 支承軸頸 本次設(shè)計(jì)選擇的是整體式凸輪軸 在裝配時(shí)是將凸輪軸從機(jī)體的一端插入的 因?yàn)檩S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 485 柴油機(jī)的設(shè)計(jì)中 根據(jù)柴油機(jī)設(shè)計(jì)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(guān)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(fù)雜 成本提高 目前絕大多數(shù)凸輪軸都是每兩缸設(shè)置一個(gè)支承 因 此 本設(shè)計(jì)凸輪軸的支承軸頸數(shù)確定為 3 個(gè) 5 凸輪作用角 的選取決定于發(fā)動(dòng)機(jī)的性能要求 并應(yīng)與發(fā)動(dòng)機(jī)氣流通道的 形狀和斷面尺寸相適應(yīng) 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(shí)際經(jīng)驗(yàn)或者統(tǒng)計(jì)資料選取 實(shí)際上選定了配氣相位角后即可算出凸輪 作用角 進(jìn)氣凸輪 0 5 180 1 2 其中 進(jìn)氣提前開啟角 本設(shè)計(jì)取 21 1 1 進(jìn)氣滯后關(guān)閉角 本設(shè)計(jì)取 53 2 2 排氣凸輪 1805 其中 排氣提前開啟角 本設(shè)計(jì)取 53 1 1 排氣滯后關(guān)閉角 本設(shè)計(jì)取 21 2 2 因此 進(jìn)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(shè)計(jì)的 485 柴油機(jī)的發(fā)火順序?yàn)?1 3 4 2 因此 第三缸的進(jìn)氣凸輪 在第一缸進(jìn)氣凸輪后 90 凸輪轉(zhuǎn)角處 第四缸的進(jìn)氣凸輪在第三缸進(jìn)氣凸輪后 90