车辆工程毕业设计（论文）-发动机链传动式配气机构设计【全套图纸三维】 .doc

摘要配气机构作为内燃机的重要组成部分，其设计合理与否直接关系到内燃机的动力性能、经济性能、排放性能及工作的可靠性、耐久性。随着内燃机高功率、高速化，人们对其性能指标的要求越来越高，要求其在高速运行的条件下仍然能够平稳、可靠地工作，因而对其配气机构提出了更高的要求。配气凸轮型线是配气机构的核心部分，配气凸轮型线设计是配气机构优化设计的重要途径之一。模拟计算和实验研究是内燃机配气机构研究两种重要手段。关键词：内燃机；配气机构；凸轮型线；全套图纸，加153893706abstract 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 engines 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 录摘要iabstractii第1章 绪 论11.1 概述11.2 配气机构的研究历程21.3配气机构优化设计的目的及意义21.4配气机构采用的新技术31.4.1顶置凸轮轴技术31.4.2 多气门技术41.4.3 可变气门正时配气机构51.5本章小结5第2章 配气机构的总体布置62.1 气门的布置形式62.2 凸轮轴的布置形式62.3 凸轮轴的传动方式62.4 每缸气门数及其排列方式62.5 气门间隙72.6 本章小结7第3章 配气正时的工作原理83.1配气正时的介绍83.2工作原理83.3本章小结9第4章 配气机构的零件及组件104.1 气门组104.1.1 气门104.1.2 气门座圈154.1.3 气门导管154.1.4 弹簧设计计算164.2 气门传动组214.2.1 凸轮轴214.2.2 凸轮型线设计224.2.3 缓冲段设计244.2.4 凸轮轴进排气凸轮角度设计244.2.5 基本段设计254.2.6 曲轴正时链轮与凸轮轴正时链轮264.2.7 挺柱26第5章 正时链设计方法275.1汽车链服役条件及失效形式275.1.1汽车链的服役条件275.1.2汽车链的失效形式275.2汽车链的选择285.3汽车链传动系统设计295.4本章小结33结论34致谢35参考文献36附录 三维建模过程及部分渲染图片3741 第1章 绪 论1.1 概述配气机构是发动机的重要组成部分。它的功能是实现换气过程，即根据气缸的工作次序，定时地开启和关闭进、排气门，以保证气缸吸入新鲜空气和排除燃烧废气。一台内燃机的经济性能是否优越，动力性是否足够大，工作是否可靠，噪音与振动能否控制在较低的限度，常常与其配气机构设计是否合理有密切关系。配气机构设计的优劣不仅影响发动机的结构紧凑性和制造、使用的成本，而且还决定了高速运转时柴油机的工作可靠性、耐久性。配气机构设计的好坏对柴油机的性能指标有着很重要的影响。配气机构的功用是按照发动机每一气缸内所进行的工作循环和发火次序的要求，定时开启和关闭进、排气门，使新鲜充量得以及时进入气缸，而废气得以及时从气缸排出。新鲜充量充满气缸的程度用充量系数来表示。充量系数越高，表明进入气缸内的新鲜空气或可燃混合气的质量越多，发动机发出的功率越大。压力越高，温度越低，则一定容积的气体质量越大，因此充量系数越高。由于在实际工作中，压力，温度都有不利因素，所以充量系数总是小于1，一般在0.80.9。就配气机构而言，主要是要求其结构有利于减小进气和排气的阻力，而且进、排气门的开启时刻和持续开启时间比较适当，使进气和排气都尽可能充分。一般说来，设计合理的配气机构应具有良好的换气性能，进气充分，排气彻底，即具有较大的时间-断面值，泵气损失小，配气正时恰当。与此同时，配气机构还应具有良好的动力性能，工作时运动平稳，振动和噪音较小，不发生强烈的冲击磨损等现象，这就要求配气机构的从动件具有良好的运动加速度变化规律，以及不太大的正、负加速度值。例如，对气门通过能力的要求，实际上可理解为是对由凸轮外形所决定的气门位移规律的要求。显然，气门开闭迅速就能增大时面值，但这将导致气门机构运动件的加速度和惯性负荷增大，冲击、振动加剧，机构动力特性变差。因此，对气门通过能力的要求与对机构动力特性的要求之间存在一定矛盾，应视所设计发动机的特点，如发动机工作转速、性能要求、配气机构系统刚度大小等，在凸轮外形设计中兼顾解决。配气机构的结构形式是多种多样的，四行程发动机广泛地采用气门式配气机构。气门式配气机构可从不同角度分类。按气门的布置形式不同，主要有气门顶置式和气门侧置式；顶置气门式的配气机构又可根据凸轮轴的布置位置及凸轮轴数目的不同分为凸轮轴下置式、凸轮轴中置式和凸轮轴上置式。侧置气门式配气机构的进、排气门设置在气缸体的一侧。气门不但是气体流动的通道，而且是燃烧室的组成部分，这种燃烧室只适应于早期低压缩比内燃机。它不紧凑，单位燃烧室体积的表面积大，燃烧室散热面积大，热损失多。此外，进、排气道由于气门侧置拐弯增多，进、排气阻力大，但结构简单，目前只用于廉价小功率汽油机。为减少进、排气流通阻力，改进换气性能，将低压缩比燃烧室变为高压缩比燃烧室，以提高燃烧热效率和降低热损失;将气门从气缸体上移到气缸盖上，因而出现了顶置气门式的配气机构，大大的改善了内燃机的动力型和经济性而广泛采用在现代内燃机上。1.2 配气机构的研究历程作为发动机的重要组成部件，配气机构的研究内容从最初单纯的凸轮经验设计，发展到常将配气机构传动链当作完全刚性物体只进行运动学计算，再发展到了整个配气机构的运动学与动力学的综合研究。国外自20世纪初就有许多学者开始进行这方面的深入研究；相比而言，国内则起步较迟，20 世纪 70 年代起才开始全面研究凸轮设计与动力学分析，研究的重点放在凸轮型线设计、多质量动力学研究方面。电子计算机的采用和测试技术的发展为配气机构动力学的研究开辟了新途径。利用电子计算机进行多方案的选择, 并预测配气机构动力学的性能已经成为有效而节省的手段。目前，国际上已有各种配气凸轮设计软件，国内也出现了一些类似的软件，这些软件在速度与计算精度上都有所提高。1.3配气机构优化设计的目的及意义目前，随着人们生活水平的提高，汽车、摩托车日益成为人们生活当中重要交通工具，对机械产品的需求量是越来越大，产品质量要求是越来越高。同时，随着科学技术的发展，机械产品与设备也日益向高速、高效、精密、轻量化和自动化方向发展。产品的结构也日趋复杂，对其工作性能的要求也越来越高，为使产品能够安全可靠地工作，其结构系统必须具有良好的静动态特性。同时，设备在工作时产生的振动和噪声，会损害操作者的身心健康，污染环境。因此必须对机械产品进行动态分析和动态设计，以满足机械结构静、动态特性与低振动、低噪声的要求。这一切都要求工程师在设计阶段就能精确的预测出产品或工程的技术性能，需要对结构的静、动力强度以及温度场等技术参数进行分析计算。为了在工程应用中节约成本、提高设计效率、缩短设计周期，很多厂家已经把前期的软件模拟作为检验设计成败的一个关键步骤。发动机在车辆中是动力部件，其性能直接影响车辆在使用中的工作状况和可靠性。发动机的发展向着大功率轻重量的方向发展，使得其刚度不断减少，从而加剧了发动机的振动和结构噪声，这类振动将直接影响发动机的寿命。因此对发动机必须进行动态设计与分析，把动态特性作为设计的重要目标。配气机构是发动机的重要组成部分，发动机配气机构，经常处在高温、高压下工作，因此气门机构是发动机最容易发生故障的零部件之一。而配气机构性能的好坏, 直接影响到发动机的经济性、可靠性, 并对发动机噪声与振动产生直接影响。 1.4配气机构采用的新技术配气机构的作用是根据内燃机工况的需要适时适度地开闭进排气门，对气缸进行换气。目前广泛采用的是气门凸轮式配气机构，它具有保证气缸密封性的优点。气门凸轮式配气机构按气门布置分侧置气门和顶置气门机构。现代发动机配气机构采用的技术主要有以下三方面：顶置凸轮轴技术，多气门技术，可变配气定时及气门升程技术。1.4.1顶置凸轮轴技术顶置气门配气机构，内燃机的充气系数较高，燃烧室比较紧凑，内燃机有较好的性能指标，是侧置气门机构所不能达到的，故侧置气门机构已被淘汰。顶置气门配气机构又由凸轮轴的放置位置分成凸轮轴下置型和顶置凸轮轴型。绝大部分发动机采用凸轮轴下置型，但这种机构高速运转时产生较大的惯性力和振动及噪声，消耗较大的动力。目前的趋向是把凸轮轴放在气门上方，省去了推杆、挺柱，称顶置凸轮轴型(ohc)；还有些机构将顶置凸轮轴放在气门室罩里，凸轮直接作用于气门上，这种机构省去了摇臂，高速时气门工作良好，零件惯性力极小，工作平稳。顶置凸轮轴型(ohc)又可分成shoc型和dhoc型。前者只用一根凸轮轴来驱动进、排气门；而后者采用两根凸轮轴来分别驱动进、排气门。这种结构适用于进、排气门呈v形排列的内燃机。凸轮轴的传动类型有三种：正时齿轮传动、正时链轮传动和驱动带传动。其中，正时齿轮传动主要用于要求长寿命和大载荷的内燃机，如船用、商用车和赛车内燃机；正时链轮传动，广泛应用于轿车内燃机，一般来说，它比正时齿轮传动机构噪音小；驱动带传动或齿形带传动是最新出现的传动方式，主要用于顶置凸轮轴内燃机上。1.4.2 多气门技术配气机构的最新发展是改善燃料经济性，其关键在于如何提供更多的新鲜空气，多气门内燃机很早就己经出现了，但仅用于赛车，目的是减轻排气门的热负荷和机械负荷，但并未能在内燃机制造业得到推广。意大利布加奇公司首先创出具有四个排气门和一个进气门的内燃机。促进多气门内燃机产量迅速提高的原因在于自动控制技术的快速发展和生产的工艺水平越来越高，可以充分发挥多气门配气方案的优越性，保证内燃机在整个负荷和速度范围内形成最佳混合气，并适时适度送入气缸。多气门内燃机优点很明显，如用两个进气门取代一个进气门，流通截面加大30%左右，可大大改进充气系数。因此，多气门内燃机可以提高功率。四气门内燃机曲轴在中低转速范围内，扭矩一般比二气门内燃机大10%15%，高转速范围内大10%20%。多气门内燃机不仅可以提高内燃机功率，还可以降低燃油消耗，减少排污。据分析，四气门内燃机燃油消耗比二气门内燃机燃油消耗低%68%。多气门内燃机的优越性是二气门内燃机无法比拟的。因而，世界各国的内燃机制造业都将生产转向多气门内燃机的制造。船用内燃机则多为四气门配气机构，如pa6，620等船用机。由于新的设计技术和加工技术的应用，不仅研制新内燃机时间短、投产快，而且生产周期也短。90年代日本多气门内燃机有了很大的发展，几乎所有的新内燃机系列都是多气门内燃机。美国几大公司于1990.1991年已开始并正在大量生产多气门内燃机。多气门配气方式是配气机构发展的大势所趋。1.4.3 可变气门正时配气机构常规内燃机配气相位都是按内燃机性能要求，通过试验确定某一转速和负荷条件下较为适合的配气相位，自然只达到一种转速最为有利。然而为了在更大的曲轴转速范围内提高功率指标，降低燃料消耗，现代多气门内燃机气门开启相位可以改变、升程也可以改变，称作可变气门运动配气机构(vva)。通过这套机构对配气过程的调节和控制，低、中转速时，活塞运动速度低，气流动力学特性差，因而要求“缩小”相位重叠角，以减少工作混合气倒流，保证低、中转速时扭矩曲线形状较好，可显著地降低燃油消耗率。在中高转速时，活塞运动速度快，气流动力学特性好，因而要求“放大”相位重叠角，废气排放彻底，进气量充分可相应增加内燃机扭矩。显然，采用这一机构，可以提高内燃机性能、降低污染、改善怠速性能。目前，可变气门正时配气系统，大致可分成两种形式，一种称为可变凸轮相位的配气机构(wt)，另一种称为可变配气正时及气门升程的配气机构(wt&wl)。当今内燃机配气机构的发展趋向是，在排量不变的前提下，提高内燃机性能指标。不论是多气门配气机构还是在此基础上演化而来的可变气门运动配气机构，其基本出发点都是，在更大范围内使内燃机动力指标、经济指标和生态指标等达到最优，这是传统配气机构无法完成的。1.5本章小结对发动机配气机构整体发展现状进行了综合分析，同时合理的研究了论文的目的及意义，肯定了本次设计的合理性和必要性。同时为以后的设计及论文的研究打下了基础。第2章 配气机构的总体布置2.1 气门的布置形式气门顶置式配气机构应用广泛，其进气门和排气门都倒挂在气缸顶上。发动机工作时，曲轴通过定时齿轮驱动凸轮轴旋转。当凸轮轴转到凸轮的凸起部分顶起挺柱时，通过推杆和调整螺钉使摇臂绕摇臂轴摆动，压缩气门弹簧，使气门离座，当凸轮凸起部分离开挺柱后，气门便在气门弹簧的作用下落座，即气门关闭。四冲程发动机每完成一个工作循环，曲轴旋转两周，各缸的进、排气门各开启一次，此时凸轮轴只旋转一周。曲轴与凸轮轴转速比为2：1。在此，选用气门顶置式配气机构。2.2 凸轮轴的布置形式凸轮轴位于曲轴箱内的配气机构称为凸轮轴下置式配气机构。凸轮轴下置式配气机构的主要优点是凸轮轴离曲轴近，可以简单地用一对齿轮传动，缺点是零件多，传动链长，整机机构的刚度差。在发动机高速时，可能破坏气门的运动规律和气门的定时启闭。在此，选用凸轮轴下置式配气机构。2.3 凸轮轴的传动方式凸轮轴下置、中置的配气机构大多采用圆柱形定时齿轮传动。一般曲轴与凸轮轴之间的传动只需一对定时齿轮，必要时加装中间齿轮。为了啮合平稳，减小噪声，定时齿轮多采用斜齿轮。在中小功率发动机上，曲轴定时齿轮用钢来制造，而凸轮定时齿轮则用铸铁或夹布胶木制造，以减小噪声。在此，选用齿轮传动。2.4 每缸气门数及其排列方式一般发动机都采用每缸量气门，即一进一排的结构。为了进一步改善气缸的换气，在可能的情况下，应尽量加大气门的直径，特别是进气门的直径。但是，由于燃烧室尺寸的限制，气门直径最大一般不能超过气缸直径的一半。当气缸直径较大，活塞平均速度较高时，每缸一进一排的气门机构就不能保证良好的换气质量。因此，可采用4气门，甚至5气门的机构，采用这种结构后，进气门总的通过面积较大，充量系数较高，排气门的直径可适当减小，使其工作温度相应降低，提高了工作可靠性。此外，采用四气门后，还可适当减小气门升程，改善配气机构的动力性，多气门的汽油机还有利于改善hc与co的排放性能。当每缸用两个气门时，为使结构简化，大多数采用气门沿机体纵向轴线排成一列的方式。这样，相邻两缸的同名气门就有可能合用一个气道，这样有助于气缸盖冷却均匀。柴油机的进、排气道一般分置于机体的两侧，以免排气对进气加热。在此，采用两气门沿凸轮轴轴线成一列的方式。2.5 气门间隙发动机工作时，气门将因温度的升高而膨胀。如果气门及其传动件之间在冷态时无间隙或间隙过小，则在热态下，气门及其传动件的受热膨胀势必引起气门关闭不严，从而使功率下降，严重时不易启动。气门间隙的大小一般由发动机制造厂根据试验确定。在冷态时，进气门的间隙一般为0.230.3mm，排气门的间隙为0.30.35mm。如果间隙过小，发动机在热态下可能发生漏气，导致功率下降甚至气门烧坏。如果气门间隙过大，则使传动零件之间以及气门和气门座之间产生撞击声，而且加速磨损，同时也会使得气门开启的持续时间减少，气缸的充气及排气情况变坏。在此，进气门间隙选0.25mm。排气门间隙选0.3mm。2.6 本章小结本章通过对配气机构的一般基础知识的介绍，对配气机构有了初步的认识，了解其分类，功能，设计要求。熟悉本章内容，对后文的分析和设计起基础作用。 第3章 配气正时的工作原理3.1配气正时的介绍配气正时就是按活塞的工作行程去配置进排气门的开启时间。进气冲程：活塞从上止点往下止点运动，进气门开、排气关；压缩冲程：活塞从下止点往上止点运动，进排气门关闭；做功冲程，活塞从上止点往下止点运动，进排气门关闭；排气冲程，活塞从下止点往上止点运动，进气门关，排气门开。3.2工作原理配气正时就是进、排气门的实际开闭时刻，通常用相对于上、下止点曲拐位置的曲轴转矩的环形图来表示。如图3-1：图3-1 曲轴转矩环形图在排气行程接近终了，活塞到达上止点之前，即曲轴转到曲拐离上止点的位置还差一个角度时，进气门便开始开启，直到活塞过了下止点重又上行，即曲轴转到曲拐超过下止点位置以后一个角度时，进气门才关闭。这样，整个进气行程持续时间相当于曲轴转角180+。一般为1030，角一般为4080。同样，做功行程接近终了，活塞到达下止点前，排气门便开始开启，提前开启的角度一般为4080。经过整个排气行程，在活塞越过上止点后，排气门才关闭，排气门关闭的延迟角一般为1030。整个排气过程的持续时间相当于曲轴转角180+。3.3本章小结通过对配气正时以及其工作原理的介绍，对配气正时有了进一步的了解，熟悉本章内容后，对后文的分析和设计起基础作用。第4章 配气机构的零件及组件4.1 气门组a)气门组包括气门、气门导管、气门座及气门弹簧等零件。气门组应保证气门与气门座严密贴合，在高温、冷却和润滑条件都较差的情况下工作时，能有足够的强度并耐磨、耐腐蚀。为此，对气门组提出以下设计要求：b)气门与气门座应密封；c)气门能沿气门轴心线在导管中作往复直线运动；d)气门弹簧的两端面应与气门杆的中心线垂直，以保证气门头在气门座上不偏斜；e)气门弹簧应有足够的弹力和刚度，以保证气门能迅速关闭并严密压紧在气门座上；f)弹簧座的固定应可靠。4.1.1 气门气门由头部和杆部两部分组成。头部的工作温度很高，因此，要求气门必须具有足够的强度、刚度、耐热和耐磨能力。进气门的材料采用40cr，排气门则采用4cr9si2。气门头顶部的形状选用平顶，平顶气门头结构简单，制造方便，吸热面积小，质量也小，进、排气门都可以采用。气门密封锥面的锥角，一般做成45。气门头的边缘应保持一定的厚度，一般为13mm，以防止工作中由于气门座之间的冲击而损坏或被高温气体烧蚀。为了减少进气阻力，提高气缸的充量系数，多数发动机进气门的头部直径比排气门的大。在此，气门头的边缘厚度选1mm。任一气门开度时的气门开启断面积f可以认为就是气门处气体通道的最小断面积。在常用的气门升程不大的情况下，通常认为这个f就是以气门头部最小直径（一般等于气门喉口直径dh）为小底，直径dt为大底，为斜高的截锥体的测表面积。气门的作用是专门负责向发动机内输入燃料并排出废气，传统发动机每个汽缸只有一个进气门和一个排气门，这种设计结构相对简单，成本较低，维修方便，低速性能较好，缺点是功率很难提高，尤其是高转速时充气效率低、性能较弱。为了提高进排气效率，现在多采用多气门技术，常见的是每个汽缸布置有4个气门（也有单缸3或5个气门的设计，原理一样，如奥迪a6的发动机），4汽缸一共就是16个气门，我们在汽车资料上经常看到的“16v”就表示发动机共16个气门。这种多气门结构容易形成紧凑型燃烧室，喷油器布置在中央，这样可以令油气混合气燃烧更迅速、更均匀，各气门的重量和开度适当地减小，使气门开启或闭合的速度更快。 图4-1 气门截面简图上图示气门口的基本尺寸及其通道断面积： （4-1） （4-2） （4-3） （4-4）式中为气门密封锥面的锥角，取=45。由上式可知，在气门尺寸一定时，气门口通道断面积与气门升程有直接关系。由于它们都是时间的函数，因此，气门开启“时间值”可以用积分式（毫米/秒）表示。可用丰满系数来评价气门机构的时间断面，丰满系数定义为气门通路的平均断面面积与最大通过断面积之比。 时间值与丰满系数用来表示气门的通过能力。在同一气流速度下，此参数越大，进气量就越大。通常有： 进气门喉口直径dhi=（0.400.45）d=3539.37mm,取为35 mm排气门喉口直径dhe= (0.350.40)d=30.6335 mm,取为32mm进气门头部直径dvi=(0.420.50)d=36.7543.75mm,取为38mm排气门头部直径dve=(0.370.42)d=32.3836.75mm,取为34mm进气门直径di=(0.320.50)d=2843.75 mm,取为40mm排气门直径de=(0.800.85)di=28.857.8 mm,取为36mm图4-2 气门相对升程与流量的关系 图4-3 马赫指数与容积效率气门相对升程与进气流量间的关系如图3。因此，一般取进气门升程hi=（0.260.28）46=9.3610.08mm，取hi=9.5mm；排气门升程为he=(0.280.32)de=8.49.6mm,取he=9.5mm。气门口的时面值在气口和气门尺寸决定后，主要决定于气门升程曲线的形状，同时也与发动机的配气相位有关。提高气门的开启速度、加宽配气定时都能够提高气门通过能力。但是，在气道中的气体流动过程中决定气体通过气门的阻力的大小有一系列的因素。进气门头部向杆过渡部分的形状、气门座内孔的形状、气道内气门导管处的形状以及气体的流速等都影响气体流动阻力，从而影响气门的实际通过能力。气门出气体的通过能力可以用进气马赫数与流量系数的比值，即马赫数z来评价。试验表明，当z0.6时，充气效率就大大下降，如图4所示。设计中校核发动机最大转速时的马赫指数，保证z0.5-0.6。 （4-5） （4-6）式中d气缸直径，d=95mm； a进气门口处的声速m/s； g重力加速度，g=9.8m/ k绝热指数，k=1.4； r气体常数，r=287j/kgk； to进气门的绝热温度，to=293k； vm活塞平均速度，vm=4.8m/s； m进气平均流量系数； 所以 （4-7） （4-8） 这时的充气效率在0.90左右，符合设计要求。气门的主要尺寸是气门头部直径和气门总长度，其中气门头部直径根据气缸换气良好的要求应尽可能大，进、排气门的头部直径根据相关的资料已经确定。而气门总长度完全取决于气缸盖及气门弹簧的高度。一般希望尽量缩小气门总长度以降低发动机的总高度。一般l=(1.11.3)d。在此取l=98mm。气门杆部直径应该足够大，以利于热的传出和承受可能产生的侧向力。当气门有摇臂或摆杆驱动时，侧向力很小，一般， 这里取 。头部的结构尺寸头部除影响气体的流动阻力外，还关系到它的结构刚度、重量、温度和制造工艺，从而关系到它的使用寿命。进气门头部端面为平顶，气门座合面锥角45。进气门头部最大直径为38mm，排气门头部最大直径为34mm。进气门、排气门头部厚度为3.50.1mm。a) 杆部进气门杆直径，排气门杆直径。进气门长度，排气门长度。气门杆尾部用锁夹槽和锥形卡块与上弹簧座的结合必须是可靠的，且保证不能降低杆身的强度。b) 材料进、排气门工作条件不同，对材料的要求也不同。进气门使用温度较低，排气门工作温度高，由于气门工作条件苛刻，因此对气门材料要求较高。在此选用的进气门材料为40cr。为提高杆部和密封锥面的耐磨性，采用了高频淬火工艺，杆部表面采用工艺镀铬工艺。因锁夹处是气门的薄弱环节，为了提高该锁夹处的疲劳强度，采用滚压强化处理。排气门采用了国内较成熟的两种材料对焊工艺。即头部材料为奥氏体钢硅铬钢4cr9si2，杆部材料为马氏体钢4cr10si4mo头部和杆部采用摩擦焊接，排气门杆部采用厚镀铬，可改善杆部和导管的耐磨性。杆端部采用了高频淬火，排气门密封锥面采用堆焊钻基合金，用以增加耐磨性。气门杆端面与摇铃摩擦，应有很高的耐磨性。4.1.2 气门座圈柴油机有的是进、排气门座均用镶嵌式，有的只镶进气门座，这是因为柴油机的排气门与气门座常能得到由于燃烧不完全而夹杂在废气中的柴油、机油以及烟粒等润滑而不致被强烈地磨损；但是柴油机的进气门面临的情况则完全不同，从导管漏人的机油很少，而且柴油机有较高的气体压力，加上进气门的直径大，容易变形，这些因素都将导致进气门座的磨损加剧。气门座与气缸盖的工作温度、材料膨胀系数不同，必须仔细确定他们间的配合尺寸。经验表明，气门座外径过盈达气门座外径的0.0020.0035左右即可。铝缸盖时应取上限。此外，为了保持这一过盈量，气门座圈还应该有足够的断面尺寸，一般取其壁厚为座圈内径的0.10.15倍，取气门座高度为气门座外径的0.160.22倍。但是依靠很大的过盈来防止气门座的松脱，可能会导致很大的变形，所以有所利用铝气缸盖或钢气门座的局部塑性变形来提高防松的可靠性，这时允许取较小的配合过盈。在此，选取座圈径向厚度为4.5mm，高度为6mm。4.1.3 气门导管气门导管除引导气门正确地上下运动外，同时还将气门杆的热量传递给盖或缸体。为了便于调换或修理，气门导管都制成单件，压入缸盖或缸体的气门导管空座中。气门导管一般用铸铁制成，因为铸铁中的石墨有较好的耐磨和滑动作用。为了限制流入气门导管的润滑油的溢出，以及防止润滑油通过导管中的间隙而落入气缸，在顶置式的气门上部、弹簧盘的下面装有薄金属片或橡胶制成的油封。导管与其座套的过盈取气门杆直径的0.0030.005mm，一般进气门间隙取,排气门杆取，是气门杆直径。导管壁厚一般为35毫米，在此取3毫米。4.1.4 弹簧设计计算a)弹簧预紧力，气门关闭时弹簧预紧力要保证气门与气门座的良好密封。一般认为，弹簧预紧力应在进气口面积上产生150kpa以上的压强，据此推出式中，为进气口直径（mm），根据前面的设计知，为46mm。取为250n。弹簧的最大弹力,在选取时可取，,取750n。b)气门弹簧基本尺寸的确定：外弹簧，取=30.5mm；内弹簧，取=20.5mm；簧丝直径；式中为许用剪切应力，可取，为气门弹簧在气门全开时的最大弹力，它应该克服气门机构在这时的最大负加速度所产生的最大惯性力，以免机构各构件之间相互脱开，破坏机构的正常工作。采用双弹簧是外弹簧一般为35mm,内弹簧为23.5mm。这里取外弹簧=4.5mm,内弹簧=3mm。弹簧的有效圈数一般取=57，而弹簧的总圈数，有效圈数外弹簧取5，内弹簧取7.5，则弹簧的总圈数外弹簧取7，内弹簧取9.5。内外弹簧载荷分配的比例范围为1：21：2.5，此次设计取1：2。故内弹簧的预紧力为166.7n，最大弹力233.3n，外弹簧的预紧力为233.3n，最大弹力为466.7n。弹簧最大弹力时的高度，其中为弹簧的安装高度，对于外弹簧为56.9mm，对于内弹簧为53.9mm，为最大气门升程17mm，所以最大弹力高度，外弹簧为44.9mm，内弹簧为41.9mm。c)弹簧参数的计算a) 弹簧刚度为 式中，g为弹簧簧丝材料的切变模量（mpa）,为80000；为弹簧的有效圈数，为弹簧的中径，为弹簧簧丝的直径。外弹簧： （4-9）内弹簧： （4-10）b) 弹簧并圈高度和并圈变形量为 (4-11) (4-12)外弹簧：内弹簧： 弹簧自由状态时的节距t(mm)、螺旋角（）和展开长度（mm）分别为：节距t： （4-13） 螺旋角： （4-14）展开长度： （4-15）外弹簧： 内弹簧： d)气门弹簧的强度校核静强度计算弹簧安装时承受最大静载荷，考虑最危险的情况，弹簧处于并圈状态。并圈时弹簧钢丝截面的应力为： 式中，为最大静载荷（n），为曲度系数，是考虑钢丝横截面上切应力不均匀分布影响的系数，可由下式计算： 。式中，c为旋绕比，外弹簧：c=28/3.5=8 内弹簧：c=18/2.5=7.2 弹簧并圈时的切应力应小于材料的许用切应力，即2mm，能再大些更好。凸轮曲率半径的大小受其基圆半径的影响很大，因此在进行内燃机设计的总体布置时就应注意给配气凸轮轴留出充裕的地位，使凸轮基圆半径足够大。3） 凸轮应有良好的润滑特性在设计凸轮时，凸轮与挺柱之间承载润滑油膜的形成及其形态，对工作的可靠性和耐久性也很重要。凸轮轴与平底挺柱之间最小润滑油膜厚度计算公式为：。如引进无量刚参数，（称为流体动力润滑判别特性数），是凸轮转角的函数。4） 气门与活塞不能相碰4.2.3 缓冲段设计配气凸轮所对应的摇臂升程曲线在上升段及下降段各有一段缓冲段。上升缓冲段与下降缓冲段的设计可以是相同的，也可以不同。1） 基本参数的选取进气凸轮缓冲段高度为0.205mm，凸轮缓冲段作用角20度。进气凸轮型线采用对称的凸轮型线。进气工作曲线升程为12mm，进气凸轮型线采用复合摆线型带平段。型线方程为：上升缓冲段： (4-23) (4-24)上升工作段： (4-25)下降工作段；对称。下降缓冲段：对称。4.2.4 凸轮轴进排气凸轮角度设计各缸进（或排）气凸轮彼此间的夹角均为，点火顺序为132。排气延迟角，排气提前角。吸气延迟角，吸气提前角。同一缸进排气凸轮夹角为 。进排气凸轮工作段半包角为排气凸轮与挺柱轴线的夹角为： 4.2.5 基本段设计在本设计中，气门驱动机构压缩静变形不予考虑，且凸轮上升段和下降段的缓冲高度相等。而进气门间隙为0.25mm，排气门间隙为0.30mm，气门摇臂比i=1.2，由此，可计算出缓冲段的高度：进气凸轮为0.21mm，排气凸轮为0.25mm。如若加上提前落座量，则凸轮可取0.30mm，排气凸轮可取0.35mm。通过对各参数的调整，试算，最终得出配气机构动力学性能基本满足进，排气凸轮各段型线方程，选取的进，排气凸轮基本参数和升程曲线如下：表4-2 凸轮参数 参数进气凸轮排气凸轮凸轮轴颈（mm）52.48552.485基圆半径（mm）1515上升（下降）过度包角（度）275275上升（下降）缓冲段终点速度（mm/deg）0.01180.0137上升（下降）缓冲段半包角（度）6060上升缓冲段起点升程（mm）0.210.25缓冲段型线类型复合摆线带平段基本工作段型线类型高次多项次型线 表4-3 进气凸轮左侧升程曲线表升程 h(mm)升程 h(mm)升程 h(mm)01230761960151851178435611265147710111414056887007061510061454315750235208919503017800117257262552626850021表4-4 排气凸轮左侧升程曲线表升程 h(mm)升程 h(mm)升程 h(mm)012307586601425511798356379651479101118940559070068315101744549477502292097175035798001082587635525298500204.2.6 曲轴正时链轮与凸轮轴正时链轮两种正时带轮是为了把曲轴运动按2：1的速比传给凸轮轴以便进一步驱动进排气门。这两种正时带轮的周节不一样，凸轮轴正时带轮周节为9.24mm，曲轴正时带轮周节为8.95mm。凸轮轴正时链轮齿数为40，曲轴正时链轮齿数为20。4.2.7 挺柱挺柱的功用是将凸轮的推力传给推杆，并承受凸轮轴旋转时所施加的侧向力。挺柱在其顶部装有调节螺钉，用来调节气门间隙。挺柱常用镍铬合金铸铁或冷激合金铸铁制造，其摩擦表面应经热处理后研磨。4.3本章小结通过这章进行配气机构的总体设计和计算，得出基本数据，进而为最后的绘图做足准备。第5章 正时链设计方法5.1汽车链服役条件及失效形式5.1.1汽车链的服役条件汽车链的服役条件不同于普通的工业链条，其传递的功率和工作转速远大于普通工业链条，汽车链在=19，=5000时所传递的功率可达p=10kw，其工作点已远超出由、iso10823-2004滚子链传动选择指导的额定功率曲线所限定的普通工业链条的工作区域之外。通常，汽车链的主动力链轮的工作转速=45008000，有的甚至已超过10000。汽车链不仅在高速工况下服役，而且承受着怠速、加速、减速等交变速度的冲击，表明了汽车链服役条件的严酷。5.1.2汽车链的失效形式汽车链的主要失效形式为：链条的磨损失效、链条的断裂失效、滚子或套筒的破裂失效、链条的死结失效。1） 磨损失效试验研究表明，汽车练得主要磨损机制为疲劳磨损，有时伴有莫丽磨损、粘着磨损。通常，汽车链在使用km后，其允许的磨损伸长率，这不仅降低了正时链系统的定位精度，而且增大了正时链系统的传动噪音。2） 滚子破裂失效汽车链在高速区工作时，滚子（或套筒）的冲击疲劳破裂是其主要的失效形式。滚子作为链条与链轮的啮合元件骂他直接承受着较大的冲击载荷，在循环应力作用下，在棍子的应力集中区即滚子端部会萌生疲劳裂纹，并逐渐向滚