【正文】 本設計凸輪升程曲線的表達式為： 0() p 。 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。凸輪轉角處。凸輪轉角處，第四缸的進氣凸輪在第三缸進氣凸輪后 90176。 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。+ 21176。； 因此，進排氣凸輪 作用角一樣，即： ? =? (180176。； 排氣凸輪： ? ? ??? ????? 其中 1?—— 排氣提前開啟角，本設計取 1? =53176。+ 1? + 2? ) 其中 1?—— 進氣提前開啟角，本設計取 1? =21176。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。因此，本設計凸輪軸的支承軸頸數(shù)確定為 3 個。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。 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。0r = 0r +i? 式中氣門冷間隙 m a x( ) ? ??mm，取 ?? mm 39。 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]。 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。 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。 7. 應使氣門彈簧產(chǎn)生共振的傾向達到最小程度。 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(chǎn)生脫離現(xiàn)象和過大的振動。 3. 加速度不宜過大，并應連續(xù)變化。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。 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。 167。 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。 凸輪軸的設計 167。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。 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。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]。 167。 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(chǎn)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。安全系數(shù)應不小于 。 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? 。安全系數(shù)應不小于 。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? 。 氣門彈簧的校核 167。 本 次 設 計 中 內 彈 簧 最 小 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。 從彈簧特性的相似三角形（如圖 61 所示），可得 彈簧預緊變形量 m a x 11 21 9 1 8 61 8 2 .5 1 8vhPf PP ?? ? ?? ? ?mm 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 26 彈簧最大變形量 2 1 m a x 6 9 15vf f h? ? ? ? ?mm 式中 maxvh —— 氣門最大升程 （ mm） ， maxvh =9mm。 外彈簧鋼絲直徑的確定： 彈簧材料選用 65Mn 彈簧鋼絲， 假設內彈簧鋼絲直徑約為 ，查柴油機設計手冊表 1324 得彈簧的抗拉強度 σ b=150(kgf/mm2)： 許用切應力 ? ? 15 0 0. 3 45? ? ? ?kfg/mm2 將上述數(shù)據(jù)代入式（ 53），得 38 KC 1014? ? ； 查柴油機設計手冊表 1325 得旋繞比 C =； 由 2d ee DC?得， d=，圓整到國家標準規(guī)定的鋼絲直徑： de =。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 25 鋼絲 直徑 d 可按公式 (51)計算，彈簧的最大工作切應力應小于或等于材料的許用應力，為便于計算，將公式改寫成如下形式： ? ? 22328 K DC P?? ? (53) 式中 ??? —— 材料的許用切用力（ kgf/mm2）。 三、內外彈簧載荷的分配 內外彈簧載荷的分配比例一般為 1: 到 1:。 在確定作用于氣門上的力 P2 時，考慮彈簧特性需與發(fā)動機氣門慣性力曲線相適應，參考柴油機設計手冊， P1=(～ )P2[1]， 作用于進氣門上的力P2=。 氣門彈簧尺寸的確定 一、彈簧中徑 2D 的選取 在本次設計的 485 柴油機中，采用雙氣門彈簧，則其內彈簧中徑為： 2iD =(～ )d? =(～ ) 32=～ (mm) 取 2iD =18mm 2eD =(～ )d? =(～ ) 32=～ (mm) 取 2eD =26mm 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 24 式中 d? —— 氣口直徑 (mm) 本設計中 d? =32mm 二、彈簧預緊力 P1 的確定 氣門關閉時，彈簧預緊力要保證氣門與氣門座的良好密封。 在本次設計的 485 柴油機中，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)點是熱穩(wěn)定性好，可適用于 較高的工作溫度 [1315]。 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械性能，而且應有足夠的抗應力 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]。彈簧一旦斷裂便會造成發(fā)動機的嚴重事故。 4. 在進氣過程中防止排氣門被吸開。 2. 彈簧使配氣機構回位，保證配氣機構的所有零件能夠保持正常的接觸。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 23 第六章 氣門彈簧的設計 167。 校核公式： vW = mpvCFCF?? 式中， vW —— 相當于在整個進氣或排氣過程中，氣門經(jīng)常保持最大升程時，氣門通路斷面處的假定平均氣流速 (m/s) C —— 一個氣缸中同名氣門的數(shù)目 vF —— 氣門在最大升程時的通路面積 (m2) PF —— 活塞面積 (m2)，PF = 42D? mC —— 活塞平均速 度， Cm=D —— 氣缸直徑 (m), D =85mm S —— 活塞行程， S=100mm N —— 發(fā)動機轉速， n=2600r/min 氣門在最大升程時的通路面積公式： vF = ldD VV 2?? [ 1] 式中， vD —— 進氣門頭部外徑 (mm) vd —— 進氣門頭部內徑 (mm) l —— k k2 間的距離 (mm) l = ? ? ?? tanc o s2 m a x2m a x2 ??????????? ??VVVVVV hdDhdD 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 21 圖 52 氣門最大升程示意圖 對柴油機的進氣門的校核： l = ? ?2 23 8 3 2 9 3 8 3 2 9 ta n 4 52 c o s 4 5??? ? ? ? ? ? ???????=（ mm） 3 8 3 2 6 . 7 1 7 3 7 . 82ViF ? ?? ? ? ?（ mm2） 4 737 .8ViW ? ????? （ mm/s） 2 21 32 8 0 4 .2 544Vi dF ? ? ?? ? ?（ mm2） 對排氣門的校核： l = ? ?2 23 2 2 8 9 3 2 2 8 9 ta n 4 52 c o s 4 5??? ? ? ? ? ? ???????=（ mm） veF = 32 28 ???=（ mm2） veW =41 ???? =（ m/s） 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 22 veF ? 4 22d?? = 2284?? =（ mm2） 因此，滿足設計要求。 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。綜合考慮，在此取 l=50mm。進、排氣門工作條件不同，所取間隙也不同，一般進氣門取氣門桿直徑的 ～ 倍，排氣門取氣門桿直徑的 ～ 倍 。 導管與氣門桿的配合間隙應認真選擇，間隙過大則散熱不良，同時氣門在導管中易擺動、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。 導管的外表面一般都設計成光滑的圓柱，沒有任何凸臺 ，以便無心磨床的加工。導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，因此要求導管在潤滑較差的情況下能耐磨。 167。 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。 三、氣門升程 進氣門最大升程 m a x ( 4 6) ( 2 8 )v i V ihD??mm 排氣門最大升程 m a x ( 0 .2 8 0 .3 0 ) ( 8 .9 6 9 .6 )v e V emm 綜合進排氣門的最大升程考慮：本設計取進、排氣門最大升程均為 9mm。 氣門桿端面要淬硬，一般要求硬度不小于 HRC50。 2. 氣門桿長度的設計 氣門桿長度 L 取決于氣缸蓋和氣門彈簧的設計，一般希望短些，以便降低發(fā)動的總高度，減小氣門重量。考慮到加工和維修的方便，一般進、排氣門桿直徑相等。氣門桿直徑的選擇還決定于它在導管運動時側向力大小 。 進氣口直徑： d1=(～ )D=～ ，本設計取進氣口直徑