配氣機構畢業(yè)設計,機構,畢業(yè)設計 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 摘要 配氣機構作為內燃機的重要組成部分，其設計合理與否直接關系到內燃機的動力性能、經濟性能、排放性能及工作的可靠性、耐久性。隨著內燃機高功率、高速化，人們對其性能指標的要求越來越高，要求其在高速運行的條件下仍然能夠平穩(wěn)、可靠地工作，因而對其配氣機構提出了更高的要求。配氣凸輪型線是配氣機構的核心部分，配氣凸輪型線設計是配氣機構優(yōu)化設計的重要途徑之一。模擬計算和實驗研究是內燃機配氣機構研究兩種重要手段。 關鍵詞：內燃機；配氣機構；凸輪型線； ABSTRACT The valve train is one of the most important mechanisms in a internal combustion engine, whether the performances are good or bad, that affecting the power performance, economic performance, emissions performance of the engine, as well as affecting the reliability and wear performances of the whole engine. Along with the requests of the engine’s high power, super-speed, people demand a higher index. That is, when the engine runs under a high speed, it can still work steadily and dependably, which demand that the valve train system should have a high performance. Cam profile is the hard core of the valve train, which design is one of the important ways to carry out valve train optimal design. Simulation calculation and experimentation research are two important ways to carry out research and development on valve train of internal-combustion engine. Key words:Internal combustion engine; Valve train; Cam profile; 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒 論 1 1.1 概述 1 1.2 配氣機構的研究歷程 2 1.3配氣機構優(yōu)化設計的目的及意義 2 1.4配氣機構采用的新技術 3 1.4.1頂置凸輪軸技術 3 1.4.2 多氣門技術 4 1.4.3 可變氣門正時配氣機構 5 1.5本章小結 5 第2章 配氣機構的總體布置 6 2.1 氣門的布置形式 6 2.2 凸輪軸的布置形式 6 2.3 凸輪軸的傳動方式 6 2.4 每缸氣門數及其排列方式 6 2.5 氣門間隙 7 2.6 本章小結 7 第3章 配氣正時的工作原理 8 3.1配氣正時的介紹 8 3.2工作原理 8 3.3本章小結 9 第4章 配氣機構的零件及組件 10 4.1 氣門組 10 4.1.1 氣門 10 4.1.2 氣門座圈 15 4.1.3 氣門導管 15 4.1.4 彈簧設計計算 16 4.2 氣門傳動組 21 4.2.1 凸輪軸 21 4.2.2 凸輪型線設計 22 4.2.3 緩沖段設計 24 4.2.4 凸輪軸進排氣凸輪角度設計 24 4.2.5 基本段設計 25 4.2.6 曲軸正時鏈輪與凸輪軸正時鏈輪 26 4.2.7 挺柱 26 第5章 正時鏈設計方法 27 5.1汽車鏈服役條件及失效形式 27 5.1.1汽車鏈的服役條件 27 5.1.2汽車鏈的失效形式 27 5.2汽車鏈的選擇 28 5.3汽車鏈傳動系統(tǒng)設計 29 5.4本章小結 33 結論 34 致謝 35 參考文獻 36 附錄 三維建模過程及部分渲染圖片 37 40 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 概述 配氣機構是發(fā)動機的重要組成部分。它的功能是實現(xiàn)換氣過程，即根據氣缸的工作次序，定時地開啟和關閉進、排氣門，以保證氣缸吸入新鮮空氣和排除燃燒廢氣。一臺內燃機的經濟性能是否優(yōu)越，動力性是否足夠大，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。 配氣機構設計的優(yōu)劣不僅影響發(fā)動機的結構緊湊性和制造、使用的成本，而且還決定了高速運轉時柴油機的工作可靠性、耐久性。配氣機構設計的好壞對柴油機的性能指標有著很重要的影響。 配氣機構的功用是按照發(fā)動機每一氣缸內所進行的工作循環(huán)和發(fā)火次序的要求，定時開啟和關閉進、排氣門，使新鮮充量得以及時進入氣缸，而廢氣得以及時從氣缸排出。新鮮充量充滿氣缸的程度用充量系數來表示。充量系數越高，表明進入氣缸內的新鮮空氣或可燃混合氣的質量越多，發(fā)動機發(fā)出的功率越大。壓力越高，溫度越低，則一定容積的氣體質量越大，因此充量系數越高。由于在實際工作中，壓力，溫度都有不利因素，所以充量系數總是小于1，一般在0.8—0.9。就配氣機構而言，主要是要求其結構有利于減小進氣和排氣的阻力，而且進、排氣門的開啟時刻和持續(xù)開啟時間比較適當，使進氣和排氣都盡可能充分。 一般說來，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，即具有較大的時間-斷面值，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運動加速度變化規(guī)律，以及不太大的正、負加速度值。 例如，對氣門通過能力的要求，實際上可理解為是對由凸輪外形所決定的氣門位移規(guī)律的要求。顯然，氣門開閉迅速就能增大時面值，但這將導致氣門機構運動件的加速度和慣性負荷增大，沖擊、振動加劇，機構動力特性變差。因此，對氣門通過能力的要求與對機構動力特性的要求之間存在一定矛盾，應視所設計發(fā)動機的特點，如發(fā)動機工作轉速、性能要求、配氣機構系統(tǒng)剛度大小等，在凸輪外形設計中兼顧解決。 配氣機構的結構形式是多種多樣的，四行程發(fā)動機廣泛地采用氣門式配氣機構。氣門式配氣機構可從不同角度分類。按氣門的布置形式不同，主要有氣門頂置式和氣門側置式；頂置氣門式的配氣機構又可根據凸輪軸的布置位置及凸輪軸數目的不同分為凸輪軸下置式、凸輪軸中置式和凸輪軸上置式。 側置氣門式配氣機構的進、排氣門設置在氣缸體的一側。氣門不但是氣體流動的通道，而且是燃燒室的組成部分，這種燃燒室只適應于早期低壓縮比內燃機。它不緊湊，單位燃燒室體積的表面積大，燃燒室散熱面積大，熱損失多。此外，進、排氣道由于氣門側置拐彎增多，進、排氣阻力大，但結構簡單，目前只用于廉價小功率汽油機。 為減少進、排氣流通阻力，改進換氣性能，將低壓縮比燃燒室變?yōu)楦邏嚎s比燃燒室，以提高燃燒熱效率和降低熱損失;將氣門從氣缸體上移到氣缸蓋上，因而出現(xiàn)了頂置氣門式的配氣機構，大大的改善了內燃機的動力型和經濟性而廣泛采用在現(xiàn)代內燃機上。 1.2 配氣機構的研究歷程 作為發(fā)動機的重要組成部件，配氣機構的研究內容從最初單純的凸輪經驗設計，發(fā)展到常將配氣機構傳動鏈當作完全剛性物體只進行運動學計算，再發(fā)展到了整個配氣機構的運動學與動力學的綜合研究。國外自20世紀初就有許多學者開始進行這方面的深入研究；相比而言，國內則起步較遲，20 世紀 70 年代起才開始全面研究凸輪設計與動力學分析，研究的重點放在凸輪型線設計、多質量動力學研究方面。 電子計算機的采用和測試技術的發(fā)展為配氣機構動力學的研究開辟了新途徑。利用電子計算機進行多方案的選擇, 并預測配氣機構動力學的性能已經成為有效而節(jié)省的手段。目前，國際上已有各種配氣凸輪設計軟件，國內也出現(xiàn)了一些類似的軟件，這些軟件在速度與計算精度上都有所提高。 1.3配氣機構優(yōu)化設計的目的及意義 目前，隨著人們生活水平的提高，汽車、摩托車日益成為人們生活當中重要交通工具，對機械產品的需求量是越來越大，產品質量要求是越來越高。同時，隨著科學技術的發(fā)展，機械產品與設備也日益向高速、高效、精密、輕量化和自動化方向發(fā)展。產品的結構也日趨復雜，對其工作性能的要求也越來越高，為使產品能夠安全可靠地工作，其結構系統(tǒng)必須具有良好的靜動態(tài)特性。同時，設備在工作時產生的振動和噪聲，會損害操作者的身心健康，污染環(huán)境。因此必須對機械產品進行動態(tài)分析和動態(tài)設計，以滿足機械結構靜、動態(tài)特性與低振動、低噪聲的要求。這一切都要求工程師在設計階段就能精確的預測出產品或工程的技術性能，需要對結構的靜、動力強度以及溫度場等技術參數進行分析計算。為了在工程應用中節(jié)約成本、提高設計效率、縮短設計周期，很多廠家已經把前期的軟件模擬作為檢驗設計成敗的一個關鍵步驟。 發(fā)動機在車輛中是動力部件，其性能直接影響車輛在使用中的工作狀況和可靠性。發(fā)動機的發(fā)展向著大功率輕重量的方向發(fā)展，使得其剛度不斷減少，從而加劇了發(fā)動機的振動和結構噪聲，這類振動將直接影響發(fā)動機的壽命。因此對發(fā)動機必須進行動態(tài)設計與分析，把動態(tài)特性作為設計的重要目標。 配氣機構是發(fā)動機的重要組成部分，發(fā)動機配氣機構，經常處在高溫、高壓下工作，因此氣門機構是發(fā)動機最容易發(fā)生故障的零部件之一。而配氣機構性能的好壞, 直接影響到發(fā)動機的經濟性、可靠性, 并對發(fā)動機噪聲與振動產生直接影響。 1.4配氣機構采用的新技術 配氣機構的作用是根據內燃機工況的需要適時適度地開閉進排氣門，對氣缸進行換氣。目前廣泛采用的是氣門—凸輪式配氣機構，它具有保證氣缸密封性的優(yōu)點。氣門—凸輪式配氣機構按氣門布置分側置氣門和頂置氣門機構?，F(xiàn)代發(fā)動機配氣機構采用的技術主要有以下三方面：頂置凸輪軸技術，多氣門技術，可變配氣定時及氣門升程技術。 1.4.1頂置凸輪軸技術 頂置氣門配氣機構，內燃機的充氣系數較高，燃燒室比較緊湊，內燃機有較好的性能指標，是側置氣門機構所不能達到的，故側置氣門機構已被淘汰。 頂置氣門配氣機構又由凸輪軸的放置位置分成凸輪軸下置型和頂置凸輪軸型。絕大部分發(fā)動機采用凸輪軸下置型，但這種機構高速運轉時產生較大的慣性力和振動及噪聲，消耗較大的動力。目前的趨向是把凸輪軸放在氣門上方，省去了推桿、挺柱，稱頂置凸輪軸型(OHC)；還有些機構將頂置凸輪軸放在氣門室罩里，凸輪直接作用于氣門上，這種機構省去了搖臂，高速時氣門工作良好，零件慣性力極小，工作平穩(wěn)。 頂置凸輪軸型(OHC)又可分成SHOC型和DHOC型。前者只用一根凸輪軸來驅動進、排氣門；而后者采用兩根凸輪軸來分別驅動進、排氣門。這種結構適用于進、排氣門呈V形排列的內燃機。凸輪軸的傳動類型有三種：正時齒輪傳動、正時鏈輪傳動和驅動帶傳動。其中，正時齒輪傳動主要用于要求長壽命和大載荷的內燃機，如船用、商用車和賽車內燃機；正時鏈輪傳動，廣泛應用于轎車內燃機，一般來說，它比正時齒輪傳動機構噪音??；驅動帶傳動或齒形帶傳動是最新出現(xiàn)的傳動方式，主要用于頂置凸輪軸內燃機上。 1.4.2 多氣門技術 配氣機構的最新發(fā)展是改善燃料經濟性，其關鍵在于如何提供更多的新鮮空氣，多氣門內燃機很早就己經出現(xiàn)了，但僅用于賽車，目的是減輕排氣門的熱負荷和機械負荷，但并未能在內燃機制造業(yè)得到推廣。意大利布加奇公司首先創(chuàng)出具有四個排氣門和一個進氣門的內燃機。促進多氣門內燃機產量迅速提高的原因在于自動控制技術的快速發(fā)展和生產的工藝水平越來越高，可以充分發(fā)揮多氣門配氣方案的優(yōu)越性，保證內燃機在整個負荷和速度范圍內形成最佳混合氣，并適時適度送入氣缸。 多氣門內燃機優(yōu)點很明顯，如用兩個進氣門取代一個進氣門，流通截面加大30%左右，可大大改進充氣系數。因此，多氣門內燃機可以提高功率。四氣門內燃機曲軸在中低轉速范圍內，扭矩一般比二氣門內燃機大10%—15%，高轉速范圍內大10%—20%。多氣門內燃機不僅可以提高內燃機功率，還可以降低燃油消耗，減少排污。據分析，四氣門內燃機燃油消耗比二氣門內燃機燃油消耗低%6—8%。多氣門內燃機的優(yōu)越性是二氣門內燃機無法比擬的。因而，世界各國的內燃機制造業(yè)都將生產轉向多氣門內燃機的制造。船用內燃機則多為四氣門配氣機構，如PA6，620等船用機。由于新的設計技術和加工技術的應用，不僅研制新內燃機時間短、投產快，而且生產周期也短。90年代日本多氣門內燃機有了很大的發(fā)展，幾乎所有的新內燃機系列都是多氣門內燃機。美國幾大公司于1990—.1991年已開始并正在大量生產多氣門內燃機。多氣門配氣方式是配氣機構發(fā)展的大勢所趨。 1.4.3 可變氣門正時配氣機構 常規(guī)內燃機配氣相位都是按內燃機性能要求，通過試驗確定某一轉速和負荷條件下較為適合的配氣相位，自然只達到一種轉速最為有利。然而為了在更大的曲軸轉速范圍內提高功率指標，降低燃料消耗，現(xiàn)代多氣門內燃機氣門開啟相位可以改變、升程也可以改變，稱作可變氣門運動配氣機構(VVA)。通過這套機構對配氣過程的調節(jié)和控制，低、中轉速時，活塞運動速度低，氣流動力學特性差，因而要求“縮小”相位重疊角，以減少工作混合氣倒流，保證低、中轉速時扭矩曲線形狀較好，可顯著地降低燃油消耗率。在中高轉速時，活塞運動速度快，氣流動力學特性好，因而要求“放大”相位重疊角，廢氣排放徹底，進氣量充分可相應增加內燃機扭矩。顯然，采用這一機構，可以提高內燃機性能、降低污染、改善怠速性能。目前，可變氣門正時配氣系統(tǒng)，大致可分成兩種形式，一種稱為可變凸輪相位的配氣機構(WT)，另一種稱為可變配氣正時及氣門升程的配氣機構(WT&WL)。 當今內燃機配氣機構的發(fā)展趨向是，在排量不變的前提下，提高內燃機性能指標。不論是多氣門配氣機構還是在此基礎上演化而來的可變氣門運動配氣機構，其基本出發(fā)點都是，在更大范圍內使內燃機動力指標、經濟指標和生態(tài)指標等達到最優(yōu)，這是傳統(tǒng)配氣機構無法完成的。 1.5本章小結 對發(fā)動機配氣機構整體發(fā)展現(xiàn)狀進行了綜合分析，同時合理的研究了論文的目的及意義，肯定了本次設計的合理性和必要性。同時為以后的設計及論文的研究打下了基礎。 第2章 配氣機構的總體布置 2.1 氣門的布置形式 氣門頂置式配氣機構應用廣泛，其進氣門和排氣門都倒掛在氣缸頂上。發(fā)動機工作時，曲軸通過定時齒輪驅動凸輪軸旋轉。當凸輪軸轉到凸輪的凸起部分頂起挺柱時，通過推桿和調整螺釘使搖臂繞搖臂軸擺動，壓縮氣門彈簧，使氣門離座，當凸輪凸起部分離開挺柱后，氣門便在氣門彈簧的作用下落座，即氣門關閉。 四沖程發(fā)動機每完成一個工作循環(huán)，曲軸旋轉兩周，各缸的進、排氣門各開啟一次，此時凸輪軸只旋轉一周。曲軸與凸輪軸轉速比為2：1。在此，選用氣門頂置式配氣機構。 2.2 凸輪軸的布置形式 凸輪軸位于曲軸箱內的配氣機構稱為凸輪軸下置式配氣機構。凸輪軸下置式配氣機構的主要優(yōu)點是凸輪軸離曲軸近，可以簡單地用一對齒輪傳動，缺點是零件多，傳動鏈長，整機機構的剛度差。在發(fā)動機高速時，可能破壞氣門的運動規(guī)律和氣門的定時啟閉。在此，選用凸輪軸下置式配氣機構。 2.3 凸輪軸的傳動方式 凸輪軸下置、中置的配氣機構大多采用圓柱形定時齒輪傳動。一般曲軸與凸輪軸之間的傳動只需一對定時齒輪，必要時加裝中間齒輪。為了嚙合平穩(wěn)，減小噪聲，定時齒輪多采用斜齒輪。在中小功率發(fā)動機上，曲軸定時齒輪用鋼來制造，而凸輪定時齒輪則用鑄鐵或夾布膠木制造，以減小噪聲。在此，選用齒輪傳動。 2.4 每缸氣門數及其排列方式 一般發(fā)動機都采用每缸量氣門，即一進一排的結構。為了進一步改善氣缸的換氣，在可能的情況下，應盡量加大氣門的直徑，特別是進氣門的直徑。但是，由于燃燒室尺寸的限制，氣門直徑最大一般不能超過氣缸直徑的一半。當氣缸直徑較大，活塞平均速度較高時，每缸一進一排的氣門機構就不能保證良好的換氣質量。因此，可采用4氣門，甚至5氣門的機構，采用這種結構后，進氣門總的通過面積較大，充量系數較高，排氣門的直徑可適當減小，使其工作溫度相應降低，提高了工作可靠性。此外，采用四氣門后，還可適當減小氣門升程，改善配氣機構的動力性，多氣門的汽油機還有利于改善HC與CO的排放性能。 當每缸用兩個氣門時，為使結構簡化，大多數采用氣門沿機體縱向軸線排成一列的方式。這樣，相鄰兩缸的同名氣門就有可能合用一個氣道，這樣有助于氣缸蓋冷卻均勻。柴油機的進、排氣道一般分置于機體的兩側，以免排氣對進氣加熱。在此，采用兩氣門沿凸輪軸軸線成一列的方式。 2.5 氣門間隙 發(fā)動機工作時，氣門將因溫度的升高而膨脹。如果氣門及其傳動件之間在冷態(tài)時無間隙或間隙過小，則在熱態(tài)下，氣門及其傳動件的受熱膨脹勢必引起氣門關閉不嚴，從而使功率下降，嚴重時不易啟動。氣門間隙的大小一般由發(fā)動機制造廠根據試驗確定。在冷態(tài)時，進氣門的間隙一般為0.23—0.3mm，排氣門的間隙為0.3—0.35mm。如果間隙過小，發(fā)動機在熱態(tài)下可能發(fā)生漏氣，導致功率下降甚至氣門燒壞。如果氣門間隙過大，則使傳動零件之間以及氣門和氣門座之間產生撞擊聲，而且加速磨損，同時也會使得氣門開啟的持續(xù)時間減少，氣缸的充氣及排氣情況變壞。在此，進氣門間隙選0.25mm。排氣門間隙選0.3mm。 2.6 本章小結 本章通過對配氣機構的一般基礎知識的介紹，對配氣機構有了初步的認識，了解其分類，功能，設計要求。熟悉本章內容，對后文的分析和設計起基礎作用。 第3章 配氣正時的工作原理 3.1配氣正時的介紹 配氣正時就是按活塞的工作行程去配置進排氣門的開啟時間。進氣沖程：活塞從上止點往下止點運動，進氣門開、排氣關；壓縮沖程：活塞從下止點往上止點運動，進排氣門關閉；做功沖程，活塞從上止點往下止點運動，進排氣門關閉；排氣沖程，活塞從下止點往上止點運動，進氣門關，排氣門開。 3.2工作原理 配氣正時就是進、排氣門的實際開閉時刻，通常用相對于上、下止點曲拐位置的曲軸轉矩的環(huán)形圖來表示。如圖3-1： 圖3-1 曲軸轉矩環(huán)形圖 在排氣行程接近終了，活塞到達上止點之前，即曲軸轉到曲拐離上止點的位置還差一個角度時，進氣門便開始開啟，直到活塞過了下止點重又上行，即曲軸轉到曲拐超過下止點位置以后一個角度時，進氣門才關閉。這樣，整個進氣行程持續(xù)時間相當于曲軸轉角180°++。一般為10°—30°，角一般為40°—80°。 同樣，做功行程接近終了，活塞到達下止點前，排氣門便開始開啟，提前開啟的角度一般為40°—80°。經過整個排氣行程，在活塞越過上止點后，排氣門才關閉，排氣門關閉的延遲角一般為10°—30°。整個排氣過程的持續(xù)時間相當于曲軸轉角180°++。 3.3本章小結 通過對配氣正時以及其工作原理的介紹，對配氣正時有了進一步的了解，熟悉本章內容后，對后文的分析和設計起基礎作用。 第4章 配氣機構的零件及組件 4.1 氣門組 a)氣門組包括氣門、氣門導管、氣門座及氣門彈簧等零件。氣門組應保證氣門與氣門座嚴密貼合，在高溫、冷卻和潤滑條件都較差的情況下工作時，能有足夠的強度并耐磨、耐腐蝕。為此，對氣門組提出以下設計要求： b)氣門與氣門座應密封； c)氣門能沿氣門軸心線在導管中作往復直線運動； d)氣門彈簧的兩端面應與氣門桿的中心線垂直，以保證氣門頭在氣門座上不偏斜； e)氣門彈簧應有足夠的彈力和剛度，以保證氣門能迅速關閉并嚴密壓緊在氣門座上； f)彈簧座的固定應可靠。 4.1.1 氣門 氣門由頭部和桿部兩部分組成。頭部的工作溫度很高，因此，要求氣門必須具有足夠的強度、剛度、耐熱和耐磨能力。進氣門的材料采用40cr，排氣門則采用4cr9si2。 氣門頭頂部的形狀選用平頂，平頂氣門頭結構簡單，制造方便，吸熱面積小，質量也小，進、排氣門都可以采用。 氣門密封錐面的錐角，一般做成45°。氣門頭的邊緣應保持一定的厚度，一般為1~3mm，以防止工作中由于氣門座之間的沖擊而損壞或被高溫氣體燒蝕。為了減少進氣阻力，提高氣缸的充量系數，多數發(fā)動機進氣門的頭部直徑比排氣門的大。在此，氣門頭的邊緣厚度選1mm。 任一氣門開度時的氣門開啟斷面積f可以認為就是氣門處氣體通道的最小斷面積。在常用的氣門升程不大的情況下，通常認為這個f就是以氣門頭部最小直徑（一般等于氣門喉口直徑dh）為小底，直徑dt為大底，為斜高的截錐體的測表面積。 氣門的作用是專門負責向發(fā)動機內輸入燃料并排出廢氣，傳統(tǒng)發(fā)動機每個汽缸只有一個進氣門和一個排氣門，這種設計結構相對簡單，成本較低，維修方便，低速性能較好，缺點是功率很難提高，尤其是高轉速時充氣效率低、性能較弱。為了提高進排氣效率，現(xiàn)在多采用多氣門技術，常見的是每個汽缸布置有4個氣門（也有單缸3或5個氣門的設計，原理一樣，如奧迪A6的發(fā)動機），4汽缸一共就是16個氣門，我們在汽車資料上經常看到的“16V”就表示發(fā)動機共16個氣門。這種多氣門結構容易形成緊湊型燃燒室，噴油器布置在中央，這樣可以令油氣混合氣燃燒更迅速、更均勻，各氣門的重量和開度適當地減小，使氣門開啟或閉合的速度更快。 圖4-1 氣門截面簡圖 上圖示氣門口的基本尺寸及其通道斷面積： （4-1） （4-2） （4-3） （4-4） 式中為氣門密封錐面的錐角，取=45°。由上式可知，在氣門尺寸一定時，氣門口通道斷面積與氣門升程有直接關系。由于它們都是時間的函數，因此，氣門開啟“時間值”可以用積分式（毫米/秒）表示。可用豐滿系數來評價氣門機構的時間斷面，豐滿系數定義為氣門通路的平均斷面面積與最大通過斷面積之比。 時間值與豐滿系數用來表示氣門的通過能力。在同一氣流速度下，此參數越大，進氣量就越大。 通常有： 進氣門喉口直徑dhi=（0.40——0.45）D=35——39.37mm,取為35 mm 排氣門喉口直徑dhe= (0.35——0.40)D=30.63——35 mm,取為32mm 進氣門頭部直徑dvi=(0.42——0.50)D=36.75——43.75mm,取為38mm 排氣門頭部直徑dve=(0.37——0.42)D=32.38——36.75mm,取為34mm 進氣門直徑di=(0.32——0.50)D=28——43.75 mm,取為40mm 排氣門直徑de=(0.80——0.85)di=28.8——57.8 mm,取為36mm 圖4-2 氣門相對升程與流量的關系 圖4-3 馬赫指數與容積效率 氣門相對升程與進氣流量間的關系如圖3。因此，一般取進氣門升程hi=（0.26——0.28）46=9.36——10.08mm，取hi=9.5mm；排氣門升程為he=(0.28——0.32)de=8.4——9.6mm,取he=9.5mm。 氣門口的時面值在氣口和氣門尺寸決定后，主要決定于氣門升程曲線的形狀，同時也與發(fā)動機的配氣相位有關。提高氣門的開啟速度、加寬配氣定時都能夠提高氣門通過能力。但是，在氣道中的氣體流動過程中決定氣體通過氣門的阻力的大小有一系列的因素。進氣門頭部向桿過渡部分的形狀、氣門座內孔的形狀、氣道內氣門導管處的形狀以及氣體的流速等都影響氣體流動阻力，從而影響氣門的實際通過能力。 氣門出氣體的通過能力可以用進氣馬赫數與流量系數的比值，即馬赫數Z來評價。試驗表明，當Z>0.6時，充氣效率就大大下降，如圖4所示。設計中校核發(fā)動機最大轉速時的馬赫指數，保證Z<0.5-0.6。 （4-5） （4-6） 式中D——氣缸直徑，D=95mm； a——進氣門口處的聲速m/s； g——重力加速度，g=9.8m/ k——絕熱指數，k=1.4； R——氣體常數，R=287J/Kgk； To——進氣門的絕熱溫度，To=293K； Vm——活塞平均速度，Vm=4.8m/s； m——進氣平均流量系數； 所以 （4-7） （4-8） 這時的充氣效率在0.90左右，符合設計要求。 氣門的主要尺寸是氣門頭部直徑和氣門總長度，其中氣門頭部直徑根據氣缸換氣良好的要求應盡可能大，進、排氣門的頭部直徑根據相關的資料已經確定。而氣門總長度完全取決于氣缸蓋及氣門彈簧的高度。一般希望盡量縮小氣門總長度以降低發(fā)動機的總高度。一般l=(1.1—1.3)D。在此取l=98mm。 氣門桿部直徑應該足夠大，以利于熱的傳出和承受可能產生的側向力。當氣門有搖臂或擺桿驅動時，側向力很小，一般， 這里取 。 頭部的結構尺寸 頭部除影響氣體的流動阻力外，還關系到它的結構剛度、重量、溫度和制造工藝，從而關系到它的使用壽命。進氣門頭部端面為平頂，氣門座合面錐角45°。進氣門頭部最大直徑為38mm，排氣門頭部最大直徑為34mm。進氣門、排氣門頭部厚度為3.50.1mm。 a) 桿部 進氣門桿直徑，排氣門桿直徑。進氣門長度，排氣門長度。氣門桿尾部用鎖夾槽和錐形卡塊與上彈簧座的結合必須是可靠的，且保證不能降低桿身的強度。 b) 材料 進、排氣門工作條件不同，對材料的要求也不同。進氣門使用溫度較低，排氣門工作溫度高，由于氣門工作條件苛刻，因此對氣門材料要求較高。在此選用的進氣門材料為40Cr。為提高桿部和密封錐面的耐磨性，采用了高頻淬火工藝，桿部表面采用工藝鍍鉻工藝。因鎖夾處是氣門的薄弱環(huán)節(jié)，為了提高該鎖夾處的疲勞強度，采用滾壓強化處理。 排氣門采用了國內較成熟的兩種材料對焊工藝。即頭部材料為奧氏體鋼硅鉻鋼4Cr9Si2，桿部材料為馬氏體鋼4Cr10Si4Mo頭部和桿部采用摩擦焊接，排氣門桿部采用厚鍍鉻，可改善桿部和導管的耐磨性。桿端部采用了高頻淬火，排氣門密封錐面采用堆焊鉆基合金，用以增加耐磨性。氣門桿端面與搖鈴摩擦，應有很高的耐磨性。 4.1.2 氣門座圈 柴油機有的是進、排氣門座均用鑲嵌式，有的只鑲進氣門座，這是因為柴油機的排氣門與氣門座常能得到由于燃燒不完全而夾雜在廢氣中的柴油、機油以及煙粒等潤滑而不致被強烈地磨損；但是柴油機的進氣門面臨的情況則完全不同，從導管漏人的機油很少，而且柴油機有較高的氣體壓力，加上進氣門的直徑大，容易變形，這些因素都將導致進氣門座的磨損加劇。氣門座與氣缸蓋的工作溫度、材料膨脹系數不同，必須仔細確定他們間的配合尺寸。經驗表明，氣門座外徑過盈達氣門座外徑的0.002—0.0035左右即可。鋁缸蓋時應取上限。此外，為了保持這一過盈量，氣門座圈還應該有足夠的斷面尺寸，一般取其壁厚為座圈內徑的0.1—0.15倍，取氣門座高度為氣門座外徑的0.16—0.22倍。但是依靠很大的過盈來防止氣門座的松脫，可能會導致很大的變形，所以有所利用鋁氣缸蓋或鋼氣門座的局部塑性變形來提高防松的可靠性，這時允許取較小的配合過盈。在此，選取座圈徑向厚度為4.5mm，高度為6mm。 4.1.3 氣門導管 氣門導管除引導氣門正確地上下運動外，同時還將氣門桿的熱量傳遞給蓋或缸體。為了便于調換或修理，氣門導管都制成單件，壓入缸蓋或缸體的氣門導管空座中。氣門導管一般用鑄鐵制成，因為鑄鐵中的石墨有較好的耐磨和滑動作用。為了限制流入氣門導管的潤滑油的溢出，以及防止?jié)櫥屯ㄟ^導管中的間隙而落入氣缸，在頂置式的氣門上部、彈簧盤的下面裝有薄金屬片或橡膠制成的油封。導管與其座套的過盈取氣門桿直徑的0.003—0.005mm，一般進氣門間隙取,排氣門桿取，是氣門桿直徑。導管壁厚一般為3—5毫米，在此取3毫米。 4.1.4 彈簧設計計算 A)彈簧預緊力，氣門關閉時彈簧預緊力要保證氣門與氣門座的良好密封。一般認為，彈簧預緊力應在進氣口面積上產生150Kpa以上的壓強，據此推出式中，為進氣口直徑（mm），根據前面的設計知，為46mm。。取為250N。 彈簧的最大彈力,在選取時可取，,取750N。 B)氣門彈簧基本尺寸的確定： 外彈簧，取=30.5mm； 內彈簧，取=20.5mm； 簧絲直徑； 式中為許用剪切應力，可取，為氣門彈簧在氣門全開時的最大彈力，它應該克服氣門機構在這時的最大負加速度所產生的最大慣性力，以免機構各構件之間相互脫開，破壞機構的正常工作。采用雙彈簧是外彈簧一般為3—5mm,內彈簧為2—3.5mm。這里取外彈簧=4.5mm,內彈簧=3mm。 彈簧的有效圈數一般取=5—7，而彈簧的總圈數，有效圈數外彈簧取5，內彈簧取7.5，則彈簧的總圈數外彈簧取7，內彈簧取9.5。 內外彈簧載荷分配的比例范圍為1：2—1：2.5，此次設計取1：2。故內彈簧的預緊力為166.7N，最大彈力233.3N，外彈簧的預緊力為233.3N，最大彈力為466.7N。 彈簧最大彈力時的高度，其中為彈簧的安裝高度，對于外彈簧為56.9mm，對于內彈簧為53.9mm，為最大氣門升程17mm，所以最大彈力高度，外彈簧為44.9mm，內彈簧為41.9mm。 C)彈簧參數的計算 a) 彈簧剛度為 式中，G為彈簧簧絲材料的切變模量（Mpa）,為80000；為彈簧的有效圈數，為彈簧的中徑，為彈簧簧絲的直徑。 外彈簧： （4-9） 內彈簧： （4-10） b) 彈簧并圈高度和并圈變形量為 (4-11) (4-12) 外彈簧： 內彈簧： 彈簧自由狀態(tài)時的節(jié)距t(mm)、螺旋角（°）和展開長度（mm）分別為： 節(jié)距t： （4-13） 螺旋角： （4-14） 展開長度： （4-15） 外彈簧： 內彈簧： D)氣門彈簧的強度校核 靜強度計算 彈簧安裝時承受最大靜載荷，考慮最危險的情況，彈簧處于并圈狀態(tài)。并圈時彈簧鋼絲截面的應力為： 式中，為最大靜載荷（N），，為曲度系數，是考慮鋼絲橫截面上切應力不均勻分布影響的系數，可由下式計算： 。式中，c為旋繞比， 外彈簧：c=28/3.5=8 內彈簧：c=18/2.5=7.2 彈簧并圈時的切應力應小于材料的許用切應力，即<，可取鋼絲材料抗拉強度的50%—55%，為1570Mpa，則為863Mpa，上述的內、外彈簧都能滿足要求。 E)疲勞強度校核 氣門彈簧工作時承受交變載荷，故應對其進行疲勞強度計算，彈簧載荷在和之間循環(huán)變化，彈簧鋼絲截面上的切應力和之間循環(huán)變化，即： ， (4-17) (4-18) 疲勞強度的安全系數為 (4-19) 式為彈簧材料的脈動疲勞極限，對于常用氣門材料， 外彈簧： 內彈簧： 安全系數應不小于。所以，上述內，外彈簧滿足要求。 氣門彈簧是用碳鉻礬鋼絲或硅鉻鋼絲制成的螺旋狀等距的圓柱形彈簧，在此選用50CrVA。氣門彈簧的功用是保證氣門和氣門座緊緊密合，防止氣門在開啟和關閉過程中因氣門，搖臂等運動件的慣性力而產生脫離的現(xiàn)象，并能盡量地減少氣門落座時的沖擊力，同時還要考慮降低整機高度。三缸柴油機氣門彈簧是采用內，外同心的兩個等螺距的圓柱彈簧，氣門大小彈簧分別為左，右旋向，防止兩彈簧互相卡住。為了防止工作時兩個彈簧互相摩擦，大小彈簧之間每邊有1mm的間隙。氣門彈簧經噴丸處理，提高了疲勞強度，表面采用回火處理。 氣門彈簧座用鋼板沖壓而成。座上為彈簧，座下用鎖塊固定，為襯拖彈簧之用。 總結彈簧參數如下： 表4-1 彈簧參數 參數 外彈簧 內彈簧 彈簧中徑 24 18 簧絲直徑 3.5 2.5 總圈數 7.5 9.5 有效圈數 5 7 彈簧剛度G 10.34 4.67 自由長度 88.7 71.8 安裝高度 56.9 53.9 最大彈力高度 44.9 41.9 并圈高度 21.875 23.1255 預緊力 233.3 116.7 最大彈力 466.7 233.3 節(jié)距t 14.65 10.18 螺旋角 9.46 10.21 展開長度 1091.4 885.4 安全系數 1.3749 1.3751 4.2 氣門傳動組 氣門傳動組由凸輪軸，搖臂，挺柱等。其使氣門及時開啟和關閉。 4.2.1 凸輪軸 它是一根直的在其上有偏心凸輪的軸。它的作用是控制各氣缸氣門的開啟和閉合。 凸輪軸用鍛鋼或特種鑄鐵制成。凸輪及油頸須經熱處理，以提高其硬度及耐磨性能。凸輪軸由曲軸通過齒輪驅動，凸輪軸軸承用以支撐凸輪軸，為了減少磨損，常用巴氏合金澆鑄在鋼固底板上而制成。 凸輪軸止推板的用途是防止凸輪軸作軸向移動，它位于凸輪軸第一軸頸端面與正時齒輪轂之間。它們的間隙一般在0.05—0.20mm之間。 四缸柴油機推挺搖機構的凸輪軸為整體式。采用函數凸輪型線。凸輪基圓直徑為38mm，凸輪升程為12mm，支承軸頸為52.4875mm。軸上加工有22mm的中空油道。為了保證配氣定時正確，必須使凸輪軸相對于曲軸的相位關系正確。為此在凸輪軸后端面設有刻線，在裝配時與機體上的刻線對正安裝。支承軸頸與襯套的配合為cp67H/e6(mm)，凸輪軸軸向間隙為0.10—0.266mm。凸輪軸材料為15CrMn。 4.2.2 凸輪型線設計 凸輪型線設計，主要是設計其輪廓。一般采用的表示法為：給出凸輪基圓半徑及對應的挺柱升程曲線。如果能給出當凸輪轉過角度a時挺柱從靜止位置上升的位移A，即給出函數A=A(a)，并且同時給出凸輪基圓半徑，則凸輪廓形也就唯一地確定了。配氣凸輪所對應的挺柱升程函數一般由兩部分組成，一部分是緩沖段，另一部分是基本段，如果設計符合理想那么氣門應在上升緩沖段終點開啟，并在基本段終點關閉。實際上由于機構存在變形等原因，一般不可能這樣準確，氣門啟閉的時刻與理想狀態(tài)總會有些誤差，只要誤差不大就可以了。 配氣凸輪設計的準則： 有準確的配氣相位。 使配氣機構有良好的充氣性能，進氣充分，排氣徹底。 能否做到這一點的衡量標準通?？捶从硽忾T通過能力大小的“氣門瞬時通路面積”或“時間斷面”的大小。假設當凸輪軸轉角為0度時P氣門升程為Y，則Y=Y(a)，此時氣門的通路面積為： (4-20) 氣門開啟的時間斷面為： (4-21) 為了便于對工作段包角和最大升程不同的各種凸輪比較其對充氣性能的影響；常常用豐滿系數：。一般認為豐滿系數較大對充氣性能有利，但也非絕對如此。 1） 使配氣機構工作平穩(wěn)，振動和噪音較小 可做到以下幾條 A. h(a)應有較好的光滑性，即盡可能使h(a)的二階，三階以至更高階導數連續(xù)。 B. 最大正加速度和最大負加速度的數值均不能過大，脈沖（三階導數）的最大值也不要過大。 C. 正加速度段的寬度與配氣機構的自振周期間應有較好的配合，一般，正加速度寬度不應太小。 D. 緩沖段高度應適當選擇，一般不應過小。 2） 凸輪與搖臂間的接觸應力不應過大 設將凸輪與搖臂看成不同材料的兩個金屬柱體，兩者間作線接觸，則其接觸應為 (4-22) 凸輪設計時，應避免其最小曲率半徑過小，因為這樣會導致接觸應力很大，并會使凸輪過早磨損。一般認為P1的最小值應>2mm，能再大些更好。凸輪曲率半徑的大小受其基圓半徑的影響很大，因此在進行內燃機設計的總體布置時就應注意給配氣凸輪軸留出充裕的地位，使凸輪基圓半徑足夠大。 3） 凸輪應有良好的潤滑特性 在設計凸輪時，凸輪與挺柱之間承載潤滑油膜的形成及其形態(tài)，對工作的可靠性和耐久性也很重要。凸輪軸與平底挺柱之間最小潤滑油膜厚度計算公式為：。如引進無量剛參數，（稱為流體動力潤滑判別特性數），是凸輪轉角的函數。 4） 氣門與活塞不能相碰 4.2.3 緩沖段設計 配氣凸輪所對應的搖臂升程曲線在上升段及下降段各有一段緩沖段。上升緩沖段與下降緩沖段的設計可以是相同的，也可以不同。 1） 基本參數的選取 進氣凸輪緩沖段高度為0.205mm，凸輪緩沖段作用角20度。進氣凸輪型線采用對稱的凸輪型線。進氣工作曲線升程為12mm，進氣凸輪型線采用復合擺線型帶平段。型線方程為： 上升緩沖段： (4-23) (4-24) 上升工作段： (4-25) 下降工作段；對稱。 下降緩沖段：對稱。 4.2.4 凸輪軸進排氣凸輪角度設計 各缸進（或排）氣凸輪彼此間的夾角均為，點火順序為1—3—2。排氣延遲角，排氣提前角。吸氣延遲角，吸氣提前角。 同一缸進排氣凸輪夾角為 。 進排氣凸輪工作段半包角為 排氣凸輪與挺柱軸線的夾角為： 4.2.5 基本段設計 在本設計中，氣門驅動機構壓縮靜變形不予考慮，且凸輪上升段和下降段的緩沖高度相等。而進氣門間隙為0.25mm，排氣門間隙為0.30mm，氣門搖臂比i=1.2，由此，可計算出緩沖段的高度：進氣凸輪為0.21mm，排氣凸輪為0.25mm。如若加上提前落座量，則凸輪可取0.30mm，排氣凸輪可取0.35mm。 通過對各參數的調整，試算，最終得出配氣機構動力學性能基本滿足進，排氣凸輪各段型線方程，選取的進，排氣凸輪基本參數和升程曲線如下： 表4-2 凸輪 參數 參數 進氣凸輪 排氣凸輪 凸輪軸頸（mm） 52.485 52.485 基圓半徑（mm） 15 15 上升（下降）過度包角（度） 27．5 27．5 上升（下降）緩沖段終點速度（mm/deg） 0.0118 0.0137 上升（下降）緩沖段半包角（度） 60 60 上升緩沖段起點升程（mm） 0.21 0.25 緩沖段型線類型 復合擺線帶平段 基本工作段型線類型 高次多項次型線 表4-3 進氣凸輪左側升程曲線表 升程 H(mm) 升程 H(mm) 升程 H(mm) 0 12 30 7．619 60 1．518 5 11．784 35 6．112 65 1．477 10 11．141 40 5．688 70 0．706 15 10．061 45 4．315 75 0．235 20 8．919 50 3．017 80 0．117 25 7．262 55 2．626 85 0．021 表4-4 排氣凸輪左側升程曲線表 升程 H(mm) 升程 H(mm) 升程 H(mm) 0 12 30 7．586 60 1．425 5 11．798 35 6．379 65 1．479 10 11．189 40 5．590 70 0．683 15 10．174 45 4．947 75 0．229 20 9．717 50 3．579 80 0．108 25 8．763 55 2．529 85 0．020 4.2.6 曲軸正時鏈輪與凸輪軸正時鏈輪 兩種正時帶輪是為了把曲軸運動按2：1的速比傳給凸輪軸以便進一步驅動進排氣門。這兩種正時帶輪的周節(jié)不一樣，凸輪軸正時帶輪周節(jié)為9.24mm，曲軸正時帶輪周節(jié)為8.95mm。凸輪軸正時鏈輪齒數為40，曲軸正時鏈輪齒數為20。 4.2.7 挺柱 挺柱的功用是將凸輪的推力傳給推桿，并承受凸輪軸旋轉時所施加的側向力。挺柱在其頂部裝有調節(jié)螺釘，用來調節(jié)氣門間隙。挺柱常用鎳鉻合金鑄鐵或冷激合金鑄鐵制造，其摩擦表面應經熱處理后研磨。 4.3本章小結 通過這章進行配氣機構的總體設計和計算，得出基本數據，進而為最后的繪圖做足準備。 第5章 正時鏈設計方法 5.1汽車鏈服役條件及失效形式 5.1.1汽車鏈的服役條件 汽車鏈的服役條件不同于普通的工業(yè)鏈條，其傳遞的功率和工作轉速遠大于普通工業(yè)鏈條，汽車鏈在=19，=5000時所傳遞的功率可達P=10kw，其工作點已遠超出由、ISO10823-2004《滾子鏈傳動選擇指導》的額定功率曲線所限定的普通工業(yè)鏈條的工作區(qū)域之外。通常，汽車鏈的主動力鏈輪的工作轉速=4500~8000，有的甚至已超過10000。汽車鏈不僅在高速工況下服役，而且承受著怠速、加速、減速等交變速度的沖擊，表明了汽車鏈服役條件的嚴酷。 5.1.2汽車鏈的失效形式 汽車鏈的主要失效形式為：鏈條的磨損失效、鏈條的斷裂失效、滾子或套筒的破裂失效、鏈條的死結失效。 1） 磨損失效 試驗研究表明，汽車練得主要磨損機制為疲勞磨損，有時伴有莫麗磨損、粘著磨損。 通常，汽車鏈在使用km后，其允許的磨損伸長率，這不僅降低了正時鏈系統(tǒng)的定位精度，而且增大了正時鏈系統(tǒng)的傳動噪音。 2） 滾子破裂失效 汽車鏈在高速區(qū)工作時，滾子（或套筒）的沖擊疲勞破裂是其主要的失效形式。滾子作為鏈條與鏈輪的嚙合元件罵他直接承受著較大的沖擊載荷，在循環(huán)應力作用下，在棍子的應力集中區(qū)即滾子端部會萌生疲勞裂紋，并逐漸向滾子中部擴展，裂紋不斷擴展將導致端部掉塊或整體破裂。 3） 汽車鏈鏈板的斷裂失效，對于單排鏈條并不是主要的失效形式。但對于雙排鏈由于在高速多沖交變循環(huán)載荷作用下，猶豫鏈板與銷軸常為間隙配合的結構形式所限，其軸銷與外鏈板、套筒與內鏈板的聯(lián)接牢固度的衰減程度要比單排鏈嚴重得多，當聯(lián)接牢固度衰減至一定程度后，導致外鏈板向外移出銷軸并斷裂失效，這就是所謂的鏈條“散架”現(xiàn)象。而正常的疲勞斷裂常發(fā)生在內鏈板上。 5.2汽車鏈的選擇 目前，、ISO10823-2004《滾子鏈選擇指導》所規(guī)定的額定功率曲線不適用于汽車連產品系列，雖然其中的某些鏈號，如：05B、06B等與汽車鏈產品的連號和尺寸相同，但其所傳遞的功率和轉速均遠小于汽車鏈產品。可供汽車鏈參照選用05BT、06BT的額定功率如圖5所示。其他鏈號的汽車鏈額定功率曲線可咨詢相關汽車鏈條公司。 汽車練得潤滑方式通常采用噴油潤滑。 汽車鏈傳動選擇計算時，通常已知：傳動功率P，主動鏈輪轉速，從動鏈輪轉速，則傳動比 圖5-1 05BT、06BT汽車鏈的額定功率曲線（） 對于汽車鏈這樣的高速鏈傳動，在空間尺寸允許的條件下，建議主動鏈輪齒數，并取奇數齒，則，汽車鏈傳動的計算功率為 （5-1） 式中：為工作情況系數（見表5-1）；為尺系數（見表5-2）；為排系數（見表5-3）。 表5-1工作情況系數 從動機械特性 主動機械特性 平穩(wěn)運轉 輕微沖擊 中等沖擊 平穩(wěn)運轉 1.0 1.1 1.3 中等沖擊 1.4 1.5 1.7 嚴重沖擊 1.8 1.9 2.1 表5-2 尺系數 15 17 19 21 23 25 1.27 1.12 1.00 0.91 0.83 0.76 表5-3 排系數 排 1 2 3 4 5 6 1.0 1.7 2.5 3.3 4.0 4.6 由計算得到的值和已知的值，在汽車鏈額定功率曲線圖上選擇相應的鏈號，此時汽車鏈的工作點（、）鷹衛(wèi)浴所選擇鏈號的額定功率曲線下方。應該指出，對于沒有額定功率曲線或額定功率曲線表可供參照選用的汽車鏈傳動選擇計算時，可通過靜強度的安全系數方法來進行驗算，這在工程設計中是可行的。根據有關文獻中對鏈傳動動力學的分析闡述，汽車鏈靜強度的安全系數，（Q為汽車鏈的拉伸強度，F(xiàn)為汽車鏈緊邊工作張力： （5-2） 式中：為主動鏈輪分度圓直徑，統(tǒng)計規(guī)律表明，取n=14~20較為適宜。 5.3汽車鏈傳動系統(tǒng)設計 對于汽車發(fā)動機的正時鏈、機油泵鏈、高壓泵鏈、共軌泵鏈、平衡軸鏈等系統(tǒng)，可以是雙軸鏈傳動系統(tǒng)（如：曲軸—機油泵或曲軸—共軌泵或曲軸—單凸輪軸等），也可以試試多軸鏈傳動系統(tǒng)（如：曲軸—雙凸輪軸或曲軸—高壓泵—凸輪軸等），現(xiàn)已某公司發(fā)動機的雙周鏈傳動系統(tǒng)（圖5-2）為例，闡述汽車鏈傳動系統(tǒng)的設計方法。 圖 5-2 正時鏈傳動系統(tǒng)示意圖 關于鏈傳動系統(tǒng)的總布置設計以及鏈傳動中心距的松邊垂度的設計計算，、ISO10823—2004以及國內外許多專注均有論述。但是，對于汽車發(fā)動機正時鏈系統(tǒng)，由于對振動和噪聲有著嚴格的要求，鏈傳動的松邊均安裝張緊器，而緊邊通常也安裝導向器（阻尼器），并且由于鏈傳動中心距和垂直度的設計計算方法已不適用于汽車鏈系統(tǒng)。 汽車連系統(tǒng)設計時，鏈傳動的緊邊一般應是像內凹的圓弧曲線，而不是普通鏈傳動的緊邊通常以相切于從動鏈輪分度圓的一段直線來表示。其松邊的垂度也不采用普通鏈傳動的設計方法而且松邊的圓弧通常不是向外凸而是向內凹。應該說明，再裝設了張緊器之后，送變得懸垂曲線就不是所謂的“懸鏈線”了，而是支承和貼服在張緊板的圓弧曲線上。 如圖2所示，設松邊內凹距離為，緊邊內凹距離為，在中心距a較小，水平或近似水平傳動時，通?？扇?（5%~8%）a，=（2%~5%）a，在中心距a較大，垂直或近似垂直傳動時，=（8%~12%）a，=（4%~7%）a。在不發(fā)生由于鏈條磨損而導致松緊邊內凹曲線段接觸的條件下，松緊