【導(dǎo)讀】燃機的動力性能、經(jīng)濟性能、排放性能及工作的可靠性、耐久性。配氣凸輪型線是配氣機構(gòu)的核心部分，配氣凸輪型線設(shè)計是配氣。模擬計算和實驗研究是內(nèi)燃機配氣機構(gòu)研。究兩種重要手段。

　　

【正文】 ?????? ??????? ????????? ???? 2 8432 43171 8 01 8 02?? t 基本段設(shè)計 在本設(shè)計中，氣門驅(qū)動機構(gòu)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 ，排氣門間隙為 ，氣門搖臂比 i=， 由此，可計算出緩沖段的高度：進氣凸輪 0h 為 ，排 25 氣凸輪0h為 。如若加上提前落座量，則凸輪0h可取 ，排氣凸輪0h可取 。 通過對各參數(shù)的調(diào)整，試算，最終得出配氣機構(gòu)動力學(xué)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(shù)和升程曲線如下： 表 42 凸輪 參數(shù) 參數(shù) 進氣凸輪 排氣凸輪 凸輪軸頸（ mm） 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） 上升（下降）緩沖段半包角（度） 60 60 上升緩沖段起點升程（ mm） 緩沖段型線類型 復(fù)合擺線帶平段 基本工作段型線類型 高次多項次型線 表 43 進氣凸輪左側(cè)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 44 排氣凸輪左側(cè)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 26 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 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(qū)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，曲軸正時帶輪周節(jié)為 。凸輪軸正時鏈輪齒數(shù)為 40，曲軸正時鏈輪齒數(shù)為 20。 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(zhuǎn)時所施加的側(cè)向力。挺柱在其頂部裝有調(diào)節(jié)螺釘，用來調(diào)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(yīng)經(jīng)熱處理后研磨。 本章小結(jié) 通過這章進行配氣機構(gòu)的總體設(shè)計和計算，得出基本數(shù)據(jù)，進而為最后的繪圖做足準備。 27 第 5章 正時鏈設(shè)計方法 汽車鏈服役條件及失效形式 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(zhuǎn)速遠大于普通工業(yè)鏈條，汽車鏈在 1z =19， 1n =5000 minr 時所傳遞的功率可達P=10kw，其工作點已遠超出由 202018150 ?TGB 、 ISO108232020《滾子鏈傳動選擇指導(dǎo)》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(zhuǎn)速 1n =4500~8000 minr ，有的甚至已超過 10000 minr 。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。 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(jié)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 41020? km 后，其允許的磨損伸長率 %1?? ，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(yīng)力作用下，在棍子的應(yīng)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(dǎo)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(jié)構(gòu)形式所限，其軸銷與外鏈板、套筒與內(nèi)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(dǎo)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(nèi)鏈板上。 28 汽車鏈的選擇 目前， 202018150 ?TGB 、 ISO108232020《滾子鏈選擇指導(dǎo)》所規(guī)定的額定功率曲線不適用于汽車連產(chǎn)品系列，雖然其中的某些鏈號，如： 05B、06B 等與汽車鏈產(chǎn)品的連號和尺寸相同，但其所傳遞的功率和轉(zhuǎn)速均遠小于汽車鏈產(chǎn)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(guān)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(zhuǎn)速 1n ，從 動鏈輪轉(zhuǎn)速 2n ，則傳動比 21 nni? 圖 51 05BT、 06BT 汽車鏈的額定功率曲線（ 201?z ） 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(shù) 21min1 ?z ， 并取奇數(shù)齒，則 12 ziz ?? ，汽車鏈傳動的計算功率為 521 ffPfPe ? （ 51） 式中： 1f 為工作情況系數(shù)（見表 51）； 2 f 為尺系數(shù)（見表 52）； 5 f 為排系數(shù)（見表 53）。 表 51 工作情況系數(shù) 1f 從動機械特性 主動機械特性 平穩(wěn)運轉(zhuǎn) 輕微沖擊 中等沖擊 29 平穩(wěn)運轉(zhuǎn) 中等沖擊 嚴重沖擊 表 52 尺系數(shù) 2f 1z 15 17 19 21 23 25 2f 表 53 排系數(shù) 5f 排 1 2 3 4 5 6 5f 由計算得到 的 CP 值和已知的 1n 值，在汽車鏈額定功率曲線圖上選擇相應(yīng)的鏈號，此時汽車鏈的工作點（ 1n 、 CP ）鷹衛(wèi)浴所選擇鏈號的額定功率曲線下方。應(yīng)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(shù)方法來進行驗算，這在工程設(shè)計中是可行的。根據(jù)有關(guān)文獻中對鏈傳動動力學(xué)的分析闡述，汽車鏈靜強度的安全系數(shù) FQn? ，（ Q 為汽車鏈的拉伸強度， F 為汽車鏈緊邊工作張力： )(95502 11 dnPF ?? （ 52） 式中： 1d 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。 汽車鏈傳動系統(tǒng)設(shè)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 52）為例，闡述汽車鏈傳動系統(tǒng)的設(shè)計方法。 30 圖 52 正時鏈傳動系統(tǒng)示意圖 關(guān)于鏈傳動系統(tǒng)的總布置設(shè)計以及鏈傳動中心距的松 邊垂度的設(shè)計計算， 202018150 ?TGB 、 ISO10823— 2020 以及國內(nèi)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(dǎo)向器（阻尼器），并且由于鏈傳動中心距和垂直度的設(shè)計計算方法已不適用于汽車鏈系統(tǒng)。 汽車連系統(tǒng)設(shè)計時，鏈傳動的緊邊一般應(yīng)是像內(nèi)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(shè)計方法而 且松邊的圓弧通常不是向外凸而是向內(nèi)凹。應(yīng)該說明，再裝設(shè)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(shè)松邊內(nèi)凹距離為 1C ，緊邊內(nèi)凹距離為 2C ，在中心距 a較小，水平或近似水平傳動時，通?？扇?1C =（ 5%~8%） a， 2C =（ 2%~5%）a，在中心距 a 較大，垂直或近似垂直傳動時， 1C =（ 8%~12%） a， 2C =（ 4%~7%）a。在不發(fā)生由于鏈條磨損而導(dǎo)致松緊邊內(nèi)凹曲線段接觸的條件下，松緊邊內(nèi)凹后可以減小鏈傳動系統(tǒng)所占用的空間，便于總成的合理布局。如果總 31 成布局需要松邊和緊邊分別向外凸，其外 凸距離也可參照上述 1C 、 2C 值可選用。 由圖 2 可導(dǎo)出： （ 53） 式中： arr )(sin 12 ??? ； ； 1r 為主動鏈輪分度圓半徑； 2r 為從動鏈輪分度圓半徑； R 為松邊或緊邊曲率半徑以及張緊器工作行程的設(shè)計方法。 解方程組可求出 R 和 1a 現(xiàn)以實例闡述正時鏈傳動系統(tǒng)的鏈條長度、張進板和導(dǎo)向板曲率半徑以及張緊器工作行程的設(shè)計方法。 已知發(fā)動機曲軸與凸輪軸的中心距 a=400mm，所配 用正時鏈為單排滾子鏈，其節(jié)距為 ，主動鏈輪齒數(shù) 1z =20，從動鏈輪齒數(shù) 2z =40. 1） 鏈條長度計算 由圖 52 可以導(dǎo)出，正時鏈條的鏈節(jié)數(shù)為 （ 54） 式中： 11R 為松邊初始位置曲率半徑； 2R 為緊邊曲率半徑。 式（ 54）中的 2a 、 3a 、 4a 的計算方法與方程組（ 53）中的 1a 的計算方法一致，只需調(diào)整相應(yīng)的有關(guān)參數(shù)。 由式（ 54）計算得出的鏈接數(shù) PL 需圓整為最鄰近的偶數(shù)，則鏈長 pLL p?? 。 當取 2C =10mm（ 2C =%a）， 1 C =20mm（ 1C =%a）。則由式（ 53）和（ 2）計算可得 2R =； 11R =； pL =，將 pL 圓整為臨近的整數(shù)后 pL =80mm， L=80?=762mm 2） 導(dǎo)向板和張進板曲率半徑的選擇 導(dǎo)向板曲率半徑可取為緊邊曲率半徑 2R ，并直接由方程（ 53）求出，而張進板曲率半徑的選擇應(yīng)根據(jù)鏈條的磨損伸長率的變化規(guī)律來確定。在鏈條的工作中，隨著磨損伸長率 ? 的增大。由方程組（ 53）計算得出的松邊內(nèi)凹距離逐漸增大，而松邊曲率半徑逐漸減小，由圖 53 可以看出，當鏈條?????????????????????)(2)()(a r c c o s90)c o s1)((122212111RraRrRrarRCo??? ? ? ?)(2)()(c o s 122212 RraRrRra ???????? ? paaRpaaRz aaazaaaaL p )()(2 )2(2)()(4322111242131 ????? ?????????? ? ??? 32 磨損伸長率 ? 為 0、 %、 %、 %時的松邊曲率半徑 分別為 11R =321mm、12R =231mm、 13R =188mm、 14R =165mm。通常，由于汽車鏈系統(tǒng)的玉虛磨損伸長率 ? =%。由于汽車鏈系統(tǒng)的張緊器常為擺動式鉸鏈副結(jié)構(gòu)，因而可將張緊器擺動鉸鏈副一側(cè)（約占張緊板圓弧的 32 ）的張緊板曲率半徑取1R = 11R ，而張緊器施力點一側(cè)（約占張緊板圓弧全長的 31 ）的 張緊板曲率半徑為 139。R = 13R ，則張緊板有兩段圓弧 1R ， 139。R 光滑連接而成。從而，既有利于在鏈條使用全過程中張緊作用的有效發(fā)揮，又有利于提高容納磨損伸長的能力以及確保磨損伸長后的鏈條與張緊板膜材運動 的通暢性。當然這種情況下，鏈條送變得曲線形狀也相應(yīng)有所變化。