【導(dǎo)讀】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)。時(shí)的開(kāi)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。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。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。動(dòng)采用凸輪軸—挺柱—推桿—搖臂—?dú)忾T機(jī)構(gòu)。凸輪軸布置形式是下置式，編寫(xiě)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。

　　

【正文】 0 0 1 8 518tD? ??? ? ? ? 彈簧的展開(kāi)長(zhǎng)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(kāi)長(zhǎng)度的計(jì)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(kāi)長(zhǎng)度 L： 21 2 6 7 5 7 1 .7 7c o s c o s 0 .0 0 1 7 1DnL ? ?? ?? ? ?mm 28 167。 氣門彈簧的校核 167。 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(duì)其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核計(jì)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(yīng)力在 min? 和 max? 之間變化： 內(nèi)彈簧的切應(yīng)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(qiáng)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(dòng)疲勞極限，對(duì)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(yīng)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(nèi)彈簧的疲勞強(qiáng)度滿足要求。 外彈簧的切應(yīng)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(qiáng)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(dòng)疲勞極限，對(duì)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(yīng)不小于 。 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(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 jP ，可按下式計(jì)算： nD fGdP bj 3248?（ kgf） （ 54） 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 j? ，可按下式計(jì)算： 3 28 d DKPjj ?? ?（ kgf/mm2） （ 55） 彈簧在工作極限載荷下應(yīng)產(chǎn)生永久變形，要求： b?? ? （ kgf/mm2） 由式（ 54）和式（ 55）知j 22bGdf KnD? ?? 內(nèi)彈簧的工作極限切應(yīng)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(nèi)彈簧的工作極限切 應(yīng)力滿足要求。 外彈簧的工作極限切應(yīng)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(yīng)力滿足要求。 167。 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) 30 技術(shù)指標(biāo) [1]。 彈簧自振頻 率 nf 按下式計(jì)算： 522215 10n df nD?? 內(nèi)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(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 m a x2 3 6 9 9 .3 1 8 .2 31300ncfn ??＞ 10 因此設(shè)計(jì)的內(nèi)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(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 m a x2 2 2 6 3 .3 1 7 .1 31300ncfn ??＞ 10 因此設(shè)計(jì)的外彈簧是安全的。 31 第七章 凸輪軸與氣門傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 167。 凸輪軸的設(shè)計(jì) 167。 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ǎ蛊渚哂凶銐虻捻g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(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(duì)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(guò)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(guò)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(guò)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(zhǎng)。 32 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 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(shè)計(jì)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(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比 i,由于 i=～ , 33 本次設(shè)計(jì)取 i= 因此 maxTh = maxVh /i=9/= 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(guò)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 ～ (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(cè)，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(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?jī)筛自O(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(wú)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： ? =? (180176。+ 1? + 2? ) 其中 1?—— 進(jìn)氣提前開(kāi)啟角，本設(shè)計(jì)取 1? =21176。； 2? —— 進(jìn)氣滯后關(guān)閉角，本設(shè)計(jì)取 2? =53176。； 排氣 凸輪： ? ? ??? ????? 其中 1?—— 排氣提前開(kāi)啟角，本設(shè)計(jì)取 1? =53176。； 2? —— 排氣滯后關(guān)閉角，本設(shè)計(jì)取 2? =21176。； 因此，進(jìn)排氣凸輪作用角一樣，即： ? =? (180176。+53176。+ 21176。)=127176。 同 名夾角為： 720 9024? ?? ? ?? 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 90176。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 90176。凸輪轉(zhuǎn)角處，第二缸的進(jìn)氣凸輪在第四缸進(jìn)氣凸輪后 90176。凸輪轉(zhuǎn)角處。 異名夾角為： 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(jìn)、排氣凸輪之間的夾角為： ??106? 四、凸輪的設(shè)計(jì) 本次凸輪的設(shè)計(jì)按高次多項(xiàng)式型凸輪設(shè)計(jì)，所設(shè)計(jì)凸輪為對(duì)稱凸輪。 多項(xiàng)高次方凸 輪系由多項(xiàng)式高次方曲線組成，它的升程曲線二階導(dǎo)函數(shù)為連續(xù)函數(shù)，即保證正負(fù)加速度連續(xù)圓滑過(guò)渡。以基本工作段起點(diǎn)作為計(jì)算起點(diǎn)，對(duì)應(yīng) ? =0，挺柱升程 th =0；為了計(jì)算方便，以無(wú)因次量01?? ??? 作為自變量 ( 0? 為工作段半包角 )，挺柱工作段始點(diǎn) 1?? ；挺柱最大升程處 0??? ，0?? ；工作段終點(diǎn)處 02??? ，對(duì)應(yīng) 1??? 。 本設(shè)計(jì)凸輪升程曲線的表達(dá)式為： 0() p q r st p q r sh c c c c c? ? ? ? ?? ? ? ? ? 式中 0 p q r sc c c c c、 、 、 、—— 待定系數(shù)； p q r s、 、 、 —— 待冪指數(shù)。 C0=。 Cp=(Htmaxsrq+Q(sr+sp+rqsrq+1))/((sp)(qp)(rp))。 Cq=(Htmaxsrp+Q(sr+sp+rpsrp+1))/((sq)(rq)(pq))。 Cr=(Htmaxsqp+Q(sq+sp+qpsqp+1))/((sr)(qr)(pr))。 Cs=(Htmaxrpq+Q(rp+rq+qpqrp+1))/((qs)(ps)(rs))。 由于凸輪的對(duì)稱性， p、 q、 r、 s 均為偶數(shù)，并且 pqrs，為了使負(fù)加速度極值點(diǎn)出現(xiàn)在最大升程處，冪指數(shù) p 必為 2，一般取 q=2n， r=2n+m，s=2n+2m， m， n 為正整數(shù)，常取 n=3， 4， 5， 6，?， m=2， 4， 6， 8，?。本設(shè)計(jì)中選取 n=5， m=6，則 q=10， r=16， s=22。 將上述數(shù)據(jù)代入得： 升程曲線關(guān)系式： H1=C0+Cp((pi/180a1)/(pi/