【導讀】本設計介紹了485柴油機配氣機構的設計，主要是其各零部件的設計。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。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。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。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，編寫Matlab程序，計算得到挺柱升程表，繪出挺柱升程、速度、加速度曲線。

　　

【正文】 間 隙 取min? =，外彈簧最小間隙 min? =， 彈簧并圈時高度 bH ： ? ?1n ?? 氣門全開時彈簧的高度 2H ： 2 minbH H n? ? ? 氣門彈簧關閉時的高度 1H ： 1 2 maxvH H h?? 彈簧的自由高度 0H ： 0 2 2 1 1H H f H f? ? ? ? h vmax 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 27 彈簧并圈變形量 bf ： 0bbf H H?? 彈簧自由狀態(tài)的螺距 t : 2 d dn? ? ? 將相關數(shù)據(jù)代入上式得彈簧的相關參數(shù)，見表 61 所示。 表 61 彈簧長度計算值 內彈簧 外彈簧 Hb H2 26 26 H1 35 35 H0 41 41 fb t 6 8 七、彈簧展開長度的計算 內彈簧展開長度的計算： 彈簧螺旋角 ? ： 26ta n ta n ta n 0 . 1 0 6 0 . 0 0 1 8 518tD? ??? ? ? ? 彈簧的展開長度 L： 21 1 8 9 5 0 8 .9 4c o s c o s 0 .0 0 1 8 5DnL ? ?? ?? ? ?mm 外彈簧展開長度的計算： 彈簧螺旋角 ? ： 28ta n ta n ta n 0 . 0 9 8 0 . 0 0 1 7 126tD? ??? ? ? ? 彈簧的展開長度 L： 21 2 6 7 5 7 1 .7 7c o s c o s 0 .0 0 1 7 1DnL ? ?? ?? ? ?mm 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 28 167。 氣門彈簧的校核 167。 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 1P (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應力在 min? 和 max? 之間變化： 內彈簧的切應力 3 21min 8 d DKP?? ?=38 1 .2 1 3 6 1 8 2 1 .3 52 .5?? ? ? ??kgf/mm2 22max 38KP Dd? ?? = 38 1 .2 1 3 1 5 1 8 5 3 .52 .5?? ? ? ?? kgf/mm2 疲勞強度的安全系數(shù) N 可按下式求出： m axm in0 ? ?? ?? 式中 0? 為彈簧材料的脈動疲勞極限，對于常用氣門彈簧材料， 0? = b? 。經(jīng)噴丸處理的彈簧 0? 可提高 20%以上。安全系數(shù)應不小于 。 ? ?0 0. 3 16 5 1 20 % 59 .4? ? ? ? ? ?kgf/mm2 則： 5 9 .4 0 .7 5 2 1 .3 5N 1 .4 15 3 .5????＞ 因此，內彈簧的疲勞強度滿足要求。 外彈簧 的切應力 3 21min 8 d DKP?? ?=38 1 .2 1 6 1 5 2 6 2 8 .1 73 .5?? ? ? ??kgf/mm2 22max 38KP Dd? ?? = 38 1 .2 1 6 3 0 2 6 5 6 .33 .5?? ? ? ?? kgf/mm2 疲勞強度的安全系數(shù) N 可按下式求出： m axm in0 ? ?? ?? 式中 0? 為彈簧材料的脈動疲勞極限，對于常用氣門彈簧材料， 0? = b? 。經(jīng)噴丸處理的彈簧 0? 可提高 20%以上。安全系數(shù)應不小于 。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 29 ? ?0 0 .3 1 5 0 1 2 0 % 5 4? ? ? ? ? ?kgf/mm2 則： 5 4 0 .7 5 2 8 .1 7N 1 .3 45 6 .3????＞ 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，稱為工作極限載荷 jP ，可按下式計算： nD fGdP bj 3248?（ kgf） （ 54） 相應的彈簧鋼絲端面里的應力稱為工作極限切應力 j? ，可按下式計算： 3 28 d DKPjj ?? ?（ kgf/mm2） （ 55） 彈簧在工作極限載荷下應產生永久變形，要求： b?? ? （ kgf/mm2） 由式（ 54）和式（ 55）知j 22bGdf KnD? ?? 內彈簧的工作極限切應力 j 222 8 0 0 0 2 . 5 1 9 . 7 5 1 . 2 1 3 6 7 . 2 91 8 7bG d f KnD? ??? ? ?? ? ??kgf/mm2 6 7 .2 9 0 .5 0 .5 1 6 5 8 2 .5jb??? ? ? ? ?，內彈簧的工作極限切應力滿足要求。 外彈簧的工作極限切應力 j 222 8 0 0 0 3 . 5 1 8 . 2 5 1 . 2 1 6 5 8 . 5 22 6 5bG d f KnD? ??? ? ?? ? ??kgf/mm2 58 .52 15 0 75jb??? ? ? ? ? 因此，外彈簧的工作極限切應力滿足要求。 167。 氣門彈簧的共振校核 當彈簧的自振頻率為發(fā)動機凸輪軸轉速的整數(shù)倍時，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 時噪音增加，彈簧有效彈力下降，并在彈簧鋼絲斷面上產生附加應力。共振校核就是以彈簧自振頻率大于凸輪轉速倍數(shù)作為衡量彈簧共振情況的一項車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 30 技術指標 [1]。 彈簧自振頻率 nf 按下式計算： 522215 10n df nD?? 內彈簧的自振頻率： 552222 .52 1 5 1 0 2 1 5 1 0 2 3 6 9 9 .37 1 8inidf nD? ? ? ? ??c/min 式中 id —— 彈簧鋼絲直徑 （ mm） ； 2iD —— 彈簧中徑（ mm）。 一般 認為彈簧自振頻率與發(fā)動機凸輪軸最高工作轉速之比應大于 10，這樣設計的彈簧則是安全的。即 m a x2 3 6 9 9 .3 1 8 .2 31300ncfn ??＞ 10 因此設計的內彈簧是安全的。 外彈簧的自振頻率： 552223 . 52 1 5 1 0 2 1 5 1 0 2 2 2 6 3 . 35 2 6enedf nD? ? ? ? ??c/min 式中 ed —— 彈簧鋼絲直徑 （ mm） ； 2eD —— 彈簧中徑（ mm）。 一般認為彈簧自振頻率與發(fā)動機凸輪軸最高工作轉速之比應大于 10，這樣設計的彈簧則是安全的。即 m a x2 2 2 6 3 .3 1 7 .1 31300ncfn ??＞ 10 因此設計的外彈簧是安全的。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 31 第七章 凸輪軸與氣門傳動件的設計 167。 凸輪軸的設計 167。 凸輪軸的設計要求及結構 1. 正確配置各缸進、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?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]。 167。 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 [ 16 18]。 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. 具有合適的配氣相位。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都能平穩(wěn)工作，不產生脫離現(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。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 32 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)調各種因素，妥善解決。 在本次 485 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 0r 0r = bd +(1～ 2) （ mm） 最小直徑 bd ： bd =(～ )D （ mm） 其中， D 為缸徑， D=85mm bd =(～ )85=～ 本次設計中取 db=23mm 0r =23+(1～ 2)=+=13mm 理論基圓半徑： 39。0r = 0r +i? 式中氣門冷間隙 m a x( ) ? ??mm，取 ?? mm 39。0r = 0r +i? =13+ =13+= 2. 凸輪寬度 b b =(～ ) 0r =～ 13(mm) 取 b =12mm 3. 挺住最大有效升程 maxTh maxTh 決定于氣門最大升程 maxVh 和氣門驅動機構傳動比 i,由于 i=～ , 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 33 本次設計取 i= 因此 maxTh = maxVh /i=9/= 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 ～ (mm)。 在本次 485 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(13++)=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： ? =? (180176。+ 1? + 2? ) 其中 1?—— 進氣提前開啟角，本設計取 1? =21176。； 2? —— 進氣滯后關閉角，本設計取 2? =53176。； 排氣凸輪： ? ? ??? ????? 其中 1?—— 排氣提前開啟角，本設計取 1? =53176。； 2? —— 排氣滯后關閉角，本設計取 2? =21176。； 因此，進排氣凸輪 作用角一樣，即： ? =? (180176。+53176。+ 21176。)=127176。 同名夾角為： 720 9024? ?? ? ?? 本次設計的 485 柴油機的發(fā)火順序為 1— 3— 4— 2。因此，第三缸的進氣凸輪在第一缸進氣凸輪后 90176。凸輪轉角處，第四缸的進氣凸輪在第三缸進氣凸輪后 90176。凸輪轉角處，第二缸的進氣凸輪在第四缸進氣凸輪后 90176。凸輪轉角處。 異名夾角為： 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 34 ? ? ? ?1 2 1 2119 0 9 0 5 3 2 1 2 1 5 3 1 0 644? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 所以同一氣缸的進、排 氣凸輪之間的夾角為： ??106? 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 th =0；為了計算方便，以無因次量01?? ??? 作為自變量 ( 0? 為工作段半包角 )，挺柱工作段始點 1?? ；挺柱最大升程處 0??? ，0?? ；工作段終點處 02??? ，對應 1??? 。 本設計凸輪升程曲線的表達式為： 0(