内燃机设计--配气机构

1、 目录 第1章 绪论31.1 汽油机的发展31.2 配气机构发展及现状41.3 原型机的选择6第2章 配气机构的设计82.1 配气机构的总体布置82.1.1 顶置气门凸轮轴的布置82.1.2 配气机构传动形式92.2 气门组的结构设计102.2.1 气门的设计102.2.2 气门座的设计132.2.3 气门导管的结构设计132.2.4 气门弹簧的设计142.3 气门传动组的结构设计152.3.1 凸轮轴的设计162.3.2 挺住设计172.3.3 推杆172.3.4 摇臂的设计172.4 凸轮设计182.4.1 凸轮设计的任务和要求182.4.2凸轮缓冲段设计192.4.3凸轮工作段设计202

2、.4.4凸轮型线的确定24第3章 总结26参考文献27第 26 页 共 26 页 第1章 绪论1.1 汽油机的发展1886年1月29日，德国人奥姆勒和卡尔.本茨在里诺卧式气压煤气发动机以及四冲程理论的基础上制造出了第一台汽油发动机，使汽车正式进入汽油动力时代。1886年卡尔本茨制造出世界上第一辆以汽油为动力的三轮汽车。该车装有卧置单缸二冲程汽油发动机,785CC容积,0.89匹马力,每小时行走15公里。1892年，美国人杜里埃发明了化油器后，化油器就成了发动机燃料供给系统的重要部件。随着技术的演进，化油器功能愈加完备，直到上个世纪中后期，化油器已经分为五部分：主供油系统、起动系统、怠速系统、大

3、负荷加浓系统和加速系统。图1-1 化油器简图由于化油器存在许多弱点如，在冷车启动、怠速运转、急加速或低气压环境等运行时，供油方式无法全面满足引擎的运转需求，甚至可能因而产生黑烟、燃烧不全与马力不足等状况。所以逐渐被电喷式发动机代替。2002年起，中国已经明令禁止销售化油器轿车。电喷技术最早出现于1967年，由德国保时捷公司研制的D型电子喷射装置，随后被用在大众等德系轿车上。这种装置是通过喷油器把燃油直接喷射到进气道或气缸内。它与化油器相比，具有流动阻力小、充气性能好，混合气分配均匀性较好，加速性能好，能适应各种工况并保证经济性和动力性，燃油供给控制十分精确，让引擎在任何状态下都能有正确的空燃比

4、，不仅让引擎保持运转顺畅，其废气也能合乎环保法规的规范。电喷技术从早期的单点喷射，演化至多点喷射，气门数量从两个增加至五个。 图1-2 进气道喷射示意图 图1-3 缸内直喷示意图进气道喷射由于内燃机构造的先天限制，电喷喷嘴安装在气门旁，只有在气门打开时才能完成油气喷射，因此喷射会受到开合周期的影响，产生延迟，因而影响电脑对喷射时间的控制。因此出现了缸内喷射，喷油嘴被移到了汽缸内部，因此缸内油气的量不会受气门开合的影响，而是直接由电脑自动决定喷油时机与份量，至于气门则仅掌管空气的进入时程，两者则是在进入到汽缸内才进行混合的动作。与多点气道喷射的汽油机相比，缸内喷射能有效降低发动机的未燃碳氢化合物

5、的排放，使汽油在燃烧室内雾化、蒸发，降低了燃烧室内空气的温度，从而增加了燃烧室内空气的质量，使发动机能很容易实现分层燃烧，提高发动机的热效率。一般而言，应用了缸内直喷技术的发动机要比同排量的多点喷射发动机的峰值功率提升10%-15%，而峰值扭矩能提升5%-10%。1.2 配气机构发展及现状配气机构的作用是按照发动机每一气缸内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，使新鲜空气及时进入气缸，废气及时从气缸排出。传统的凸轮配气机构由气门组和传动组构成，气门组包括气门、气门座、气门导管、油封、气门弹簧、气门锁夹等零件，传动组由凸轮轴、凸轮、挺柱、推杆、摇臂组等组成。凸轮轴的驱动机构，

6、有齿轮传动、链传动和同步齿形带传动。现在凸轮轴一般都是顶置式，即顶置凸轮轴技术，分为单顶置凸轮轴和双顶置凸轮轴。传统的发动机多是每缸一个进气门和一个排气门，这种二气门配气机构相对比较简单，制造成本也低，但不能满足高速大功率发动机的性能要求，多气门就能很好的解决这个问题。多气门发动机是指每一个气缸的气门数目超过两个，即两个进气门和一个排气门的三气门式；两个进气门和两个排气门的四气门式；三个进气门和两个排气门的五气门式。多气门的目的是在一个循环中增大进气量从而使发动机输出功率增加，目前汽车一般为四气门。改变内燃机气门开启持续时间、气门升程和气门正时等，使其随着内燃机工况变化而变化，改善怠速的稳定性

7、、增加低速下外特性转矩、改善内燃机部分负荷时的燃油经济性和减少有害排放。发动机转速不同时，对配气定时要求不同。高转速下可以充分利用进气惯性而提高进气量和扫气效率，所以气门早开晚闭，低转速反之。为了使高速和低速都能得到最佳的配气定时，20世纪80年代后，出现了可变配气定时的控制机构，通过改变配气定时和气门运动规律实现不同速度的配气要求。1989年本田首次发布了“可变气门配气相位和气门升程电子控制系统”，也就是我们常见的VTEC。此后，各家企业不断发展该技术，到今天已经非常成熟，如丰田VVT-i，保时捷Variocam，现代DVVT，宝马Valvetronic等。凸轮配气机构气门开启持续时间、气门

8、升程和气门正时等受到曲轴、凸轮驱动机构和气门传动组等的影响不能独立工作，从而使得发电机一些性能较差如怠速稳定性、低速时经济性。无凸轮气门机构取消了凸轮轴及其相关零部件，通过电液、电气和电磁驱动等控制气门开启和关闭，从而气门开启时刻、气门升程、开启持续时间和气门在内燃机各个循环中的开启位置等可以相互独立。无凸轮气门机构主要有电液驱动气门、电气驱动气门、和电磁驱动气门。无凸轮气门机构由于取消了凸轮轴及其相关零部件，从而简化了内燃机的结构，减小了内燃机的重量和高度，使得内燃机结构更为紧凑，同时，增大了气门布置的灵活性；能灵活、单独、精确地控制气门的运行；可以通过改变气门定时来改变多燃料内燃机的有效压

9、缩比，以适应不同燃料的要求；可以实现发动机部分停缸、发动机内部废气再循环等。 图1-3 电液驱动气门机构原理图 图1-5 电磁驱动气门机构原理图1.3 原型机的选择通过查找资料文献对比，最终我们选择奥迪“3.0L-TFSI-机械增压-DOHC-V6”发动机。奥迪的这台3.0升机械增压发动机已经是连续第四年“榜上有名”(沃德十佳发动机)，其实力不容小觑。这款发动机可谓“物尽其用”，从A4L一直到A8和Q7，同样一台发动机，在不同车款上却有着超过4种以上的不同调校版本。 这款机械增压发动机使用罗茨式机械增压器，两个四叶转子能够以每分钟2万3千转的速度为发动机提供压缩空气。由于靠曲轴驱动，因此在响应

10、速度上比涡轮增压更有优势。它的峰值扭矩在2900rpm即可到来，440牛米的扭矩可以一直持续到5300rpm。机械增压器布置于呈90夹角的气缸的进气歧管处，显然增压后的进气路径很短，这意味着更快的油门响应。这款发动机可以在5500rpm时达到333马力（245Kw）的最大功率。官方资料显示,搭载3.0TFSI的奥迪S5 Couped 0-100km/h加速时间仅需4.9秒。3.0 TFSI发动机在尺寸上非常紧凑，大量零部件采用集成化设计，既兼顾了强度，也节省了空间，位于V型气缸中间的机械增压器下面直接集成了中冷，充分利用了V型气缸夹角内的空间，附件的布置也充分利用发动机下部左右的空间，使其在宽

11、度上得到控制，使得A4的发动机舱也能够容纳下这样一款正经的V6发动机。发动机的轻量化也是其实现良好通用性的基础，硅铝合金铸造的曲轴箱和缸体为这台发动机减轻了不少体重，曲轴箱仅有33公斤，包括增压器在内的发动机的重量也不过189公斤，已经和2升左右排量的铸铁直列4缸发动机非常接近。发动机的具体技术参数见下表。表1-1 奥迪3.0 V6TFSI发动机技术参数项目技术参数汽油机型式V型六缸，双顶置气门气缸直径84.5mm活塞行程89.0mm压缩比10.3:1缸盖/缸体材料铝合金/铝合金最大功率333Ps(245kW)/5500-6500rpm最大扭矩440Nm/2900-5300rpm排量2995m

12、l特有技术缸内直喷、机械增压 第2章 配气机构的设计 2.1 配气机构的总体布置2.1.1 顶置气门凸轮轴的布置现代内燃机均采用顶置气门，即进、排气门置于气缸盖内，倒挂在气缸顶上。气道平滑，充气效率高价现代内燃机设计多采用这种结构模式。根据凸轮轴的位置的不同，分为下置式、中置式和顶置式3种。1) 下置凸轮轴式凸轮轴位于曲轴箱内的配气机构为下置凸轮轴式的配气机构。内燃机工作时，曲轴通过正时齿轮副驱动凸轮轴旋转，凸轮轴再通过挺柱、推杆及摇臂控制气门的开启和关闭。这种配气机构，凸轮轴离凸轮近，可以简单地用一对齿轮传动，简化了曲轴与凸轮轴之间的传动装置，有利于发动机的布置。但是凸轮轴与气门相距较远，动

13、力传递路线较长，零件多，整个机构的刚度差。在高转速时，可能破坏气门的运动规律和气门的正时启闭，因此不适用于高速内燃机，多用于转速较低的内燃机。图2-1 顶置气门配气机构2) 中置凸轮轴式中置凸轮轴式的配气机构凸轮轴位于机体上部，与下置凸轮轴式的配气机构相比，减少了推杆或者推杆较短，从而减轻了传动机构的往复运动质量，增大了机构的刚度，适用于转速较高的内燃机。3) 顶置凸轮轴式传统的顶置气门机构中，气门布置在气缸盖中，而凸轮轴一般都布置在曲轴附件的机体中部(即采用下置凸轮轴式)，两者相距较远，因此需要较多的传动零件，从而使机构复杂，提高了制造成本;另一方面，由于运动件质量大，刚度低，在发动机高速运

14、转时易出现振讥气门机构脱离、气门反跳等现象，严重影响发动机的动力，性和工作可靠性，缩短发动机的寿命，并产生噪声，在顶置凸轮轴式配气机构中，凸轮轴被放置在气缸盖中气门的旁边，这样，凸轮通过摆动的杠杆就可把运动传给气门，传动机构运动件质量减轻，刚度提高，适于高速运转。现代的中小型车用内燃机，其额定转速都比较高，因而，顶置式凸轮配气机构得到了越来越广泛的应用。但是，由于凸轮轴与曲轴相距较远，一般需要精密的高速传动链来驱动。顶置凸轮轴式配气排构可分为单顶置凸轮轴式配气机构一(SOHO)和双顶置凸轮轴式配气机构(DOHC)两类。本次设计的配器机构为V型六缸汽油发动机的配器机构，根据同类发动机的性能要求，

15、考虑到车用汽油机高速要求，减轻传动机构运动件质量，本次设计选用顶置双凸轮轴的配器机构。2.1.2 配气机构传动形式图2-2 配气机构传动形式按曲轴与凸轮轴一的传动方式有链条与齿轮传动以及齿形皮带传动。齿轮传动准确性和可靠性好，但噪声较大。为了啮合平稳减少噪声，正时齿轮多采用一斜齿轮。在中小功率的内燃机上，曲轴正时齿轮用钢制造，而凸轮轴齿轮则用铸铁或夹布胶木制造以减少噪声。这种传动方式多用于下置凸轮轴式或中置凸轮轴式配气机构。另这种传动方式主要用于要求长寿命和大载荷的内燃机,链条传动，是在、曲轴和凸轮轴上各布置一个链轮，由、链、条驱动凸轮轴、转动。常用的链条传动有单列链和双列链。单列链传动，中，

16、曲轴通过链条驱动凸轮轴。为防止链条,因磨损松弛而产生定时误差，在链条侧面设肴张紧机构和链条导板，用以调整链条的张力。双列链传动中，轮之间，布置了一个惰轮，利用惰轮实现凸轮轴的双级减速。在凸轮轴链轮和曲轴、链传维链条一传动可靠性好、动阻力比齿轮小，在内燃机的布置上也比较容易。但润滑要求高、传动噪声较大、护比较麻烦。这种传动方式多用于轿车顶置凸轮轴式配气机构。齿形皮带传动就是在以合成橡胶为基体的传动带上压出齿形，与传动齿轮啮合而传递转矩。目前，常用的齿敬带材料是高分子氯丁橡胶，中间夹有玻璃纤维和尼龙织物，以保证齿形带有较大的强度和较小的拉伸变形。齿形带的优点是无须润滑，工作噪声小，和链条相比，寿命

17、略短。这种传动方式多用于顶置凸轮轴式配气机构。由于本次设计选用顶置凸轮轴的配器机构，又考虑到齿形带传动相对与链条传动的的优点，故选用齿形带传动。2.2 气门组的结构设计2.2.1 气门的设计气门组成:头部和杆部。功用:头部是用来密封气缸的进、排气通道；杆部是用来为气门的运动导向。工作条件：受高温、气体压力、气门弹簧力以及转动零件惯性力的作用。材料：进气门为中碳合金钢、耐热合金钢；排气门为耐热合金钢。形状、结构：气门头顶面为平顶、球面顶、喇叭顶。其中，平顶机构简单、制造方便，目前使用最多；球面顶强度高、排气阻力小、废气的清除效果好，用于排气门；喇叭顶进气阻力小、顶部受热面积大，用于进气门。1)

18、气门头部的设计气门头部的形状和基本尺寸直接影响气门刚度、气体的流动阻力、以及气门的制造工艺。图2-3 气门头部的形式图本次设计选用气门头顶面为平顶形状。现确定气门头部直径,气门座合面角，气门座合锥面宽度b和气门升程。根据气缸换气良好的要求，气门头部直径应大些。为了提高进气充量，减小排气门的热负荷，通常将进气门直径设计的比排气门直径大10%20%。当每缸四门结构时：气道的喉口直径为 ,可取为30mm。进气门直径 ，可取为33mm。气门升程用气门最大升程表示，设计时一般取： ，可取为9mm。气门锥角角的选取对气体流动阻力、通道截面积以及气门的座合压力、气体刚度等都有影响，一般采用45或30。图2-

19、4 气门座面锥角图气门头部的背锥角，影响着气门刚度和进气阻力，实验结果表明=20时有最大的进气流量，因此本设计选择=20。气门座合锥面宽度b的选择：当选定后，b 的大小将影响气门盘的厚度，从而影响气门刚度和气门盘的导热，从这些角度看，锥面宽度b越宽，则导热好、刚度大。一般取 气门头部尺寸确定后，应决定气门盘到气门杆的过渡部分（气门的颈部），在设计时，应取较大过渡圆弧半径以减少气体流动阻力。一般取 2) 气门杆的设计气门杆直径的选取应保证杆部耐用，因此它由导管中运动时的侧压力大小来决定。当气门是通过挺柱、推杆、摇臂来驱动时，由于侧压力较小，因而直径可小些，通常为或更小些。当气门直接由凸轮驱动时，

20、气门杆收到较大侧压力，直径应取较大值，一般选取范围为：， 取为12mm.气门长度L与总体布置有关，它由气门弹簧和气缸盖的高度尺寸来决定。一般总希望短一些，以便降低采油机高度，但它受到弹簧设计尺寸的限制，一般选取范围为。气门杆的尾部端面受摇臂冲击，应淬硬或加焊硬质合金，一般硬度大于HRC50。尾部与弹簧盘相连接，当气门通过摇臂驱动时，一般用锁夹连接，锁夹槽直径取，锁夹锥角取为1015，锁夹高度尺寸大致等于气门直径。2.2.2 气门座的设计气门座一般在气缸盖上直接镗出。功用：与气门头部共同对气缸其密封作用，并接受气门传来的热量。工作条件：高温、磨损严重。类型：直接镗出（进气门座）、镶嵌式（排气门和

21、铝合金发动机的进、排气门座）。气门座与气门头部的锥面配合其密封作用，它可直接在气缸盖上镗出，也可做成单独的环形零件压入气缸盖中。由于气门座与气缸盖的材料、工作温度和膨胀系数不同，工作时气门座的温度高，因此气门座承受很大的压缩应力。根据实践经验，镶入气门座的端面尺寸一般比较合适的壁厚为其内径的0.10.15倍，高度则为镶入气门座外径的0.130.22倍，这样无论对于传热和防止松落都较合理。镶入的气门座与气缸盖座孔的配合应采用过盈配合，一般过盈量取镶入气门座外径的0.0010.002倍。2.2.3 气门导管的结构设计功用：导向作用、导热作用。工作条件:高温、磨损严重。材料：灰铸铁、球墨铸铁或铁剂粉

22、末冶金材料。气门导管内外圆柱面经加工后压入气缸盖的气门导管孔中，然后再精铰内孔。并用卡环定位。图2-5 导管图考虑到工作温度、积碳、摩擦等因素，一般要求导管在润滑条件差的情况下能耐磨，气门导管的材料应与气门杆能相匹配，并保证轴承性能，一般用灰铸铁HT20-40、灰铸铁HT27-47、球磨铸铁QT50-15和合金铸铁制造。近年来广泛采用铁基粉末冶金来制造，因粉末冶金导管能在润滑条件相当差的情况下可靠地工作，磨损小，工艺性好。导管的长度取决于气门杆的长度和气缸盖的布置，在位置许可的情况下尽可能取才些，以保证导向和传热。一般取导管长度为气门杆直径的68倍（或气门头直径的1.21.6倍）。导管外表面一

23、般设计成圆柱形以便于用无心外圆磨床加工。导管壁厚一般为3mm，导管与气缸盖上的孔用过盈配合，一般取过盈量为导管外径的0.0030.005倍。气门杆与导管间的间隙将影响气门杆的温度。理想的气门间隙大小与气门的工作温度及气门杆直径有关。通常，进气门的间隙为其气门杆直径的0.0050.01倍；排气门的间隙为其气门杆直径的0.0080.012倍。2.2.4 气门弹簧的设计1）气门弹簧的设计要求要使气门在气门座上严密的配合和在挺柱沿着基圆0r运动的整个周期内保持气门关闭状态密封；2.在挺柱带有负加速度时，在气门、挺柱和凸轮要保证不变的运动学关系。2）气门弹簧的作用气门关闭时，确保气门和气门座的闭合密封；

24、2.气门开启时，使气门准确的随凸轮运动。3）气门弹簧的工作条件气门弹簧承受高频交变载荷，工况恶劣，故需精心设计，才能使其长期可靠地工作。气门弹簧一旦断裂会造成严重的发动机事故。气门弹簧的设计常常受到尺寸上的限制，因此气门弹簧应有合理的结构与尺寸，弹簧材料应有较高的疲劳强度，制造上应保证一定的精度并尽力避免各种缺陷。（4）气门弹簧的结构气门弹簧通常采用圆柱螺旋压缩弹簧。目前在大多数汽油机上都是一个气门装两个气门弹簧，它既可充分利用空间，减小弹簧高度尺寸，又易保证弹簧所需要的弹簧力，并且在一个弹簧万一断裂时，也有可能在一定时间内防止气门落入气缸。采用双弹簧时，内、外弹簧的螺旋方向应相反。此外，由于

25、两个弹簧的自振率不同，可以相反阻尼作用，从而减少共振危险。（5）气门弹簧的选材气门弹簧在应的工作温度下承受交变载荷，为使弹簧能长期的可靠工作，要求弹簧材料不仅具有良好的机械性能，而且应有足够的抗应力温度松弛的能力，在工作中不致产生过大的弹力消失现象。一般认为弹簧力小于名义值的85%以下时，弹簧就已经失效，不能继续使用，这是决定弹簧使用期限的一个重要因素，在弹簧设计时应根据弹簧的工作温度和应力大小合理的选择弹簧材料。气门弹簧材料一般为碳素弹簧钢丝（I、II、III组）、65mn和50CrVA弹簧钢丝等碳素弹簧钢丝有冷拉和油催化回火两种状态。对于普通柴油机的气门弹簧用的就是冷拉钢丝。因为冷拉钢丝有

26、较高的抗拉强度（钢丝的直径越小，强度就越高），成本低廉，但是抗应力温度松弛能力较差，使用与中等负荷的发动机使用，对于油淬火钢丝的强度与钢丝直径关系不大，与冷拉钢丝相比较，直径在3mm左右的钢丝，它们的弹性极限大致相同，小于此直径的，冷拉钢丝强度高，反之，油催化回火钢丝强度高。油淬火回火钢丝的优点在于热稳定性较好，可适应用较高工作温度。2.3 气门传动组的结构设计气门传动组由凸轮轴、正时齿轮、挺柱、导管、推杆、摇臂及摇臂轴组成。功用是使进、排气门能按配气相位规定的时刻开闭，而且保证有足够的开度。2.3.1 凸轮轴的设计1) 凸轮轴设计的要求1 正确的设计进排气凸轮的位置，配齐正时，使柴油机正确的

27、按照一定的规律运转。2 从柴油机的总体布局来设计凸轮的允许弯曲变形，合理的计算出支撑它的轴颈数目，轴颈的直径，和凸轮轴的最小直径尺寸。3 选择合理的材料和热处理工艺，使它不仅有足够的刚度和韧性，而且要使凸轮和支撑轴的表面有合理的硬度，具有较好的耐磨性。2) 凸轮轴的结构采用整体式凸轮轴，它的结构较紧凑，这种结构都是将凸轮轴从机体一端插入的，所以将它的两个支撑轴颈加工的尺寸大小是不同，前端的支撑轴颈尺寸大，后端的小些，而且前端轴颈的尺寸必须大于凸轮轴的高度，这样方便安装。轴颈上安装滑动轴承。3) 凸轮轴支撑轴颈的数目：由于是四冲程发动机，不必将支撑轴颈设计的过多，只是将凸轮轴的前后端和中间各设计

28、一个就已经足够了，所以轴颈数目为3个。4) 凸轮轴的选材：因为凸轮轴要承受一定的机械强度，必须要有足够的强度和韧性，同时还要具有一定的耐磨性，才能让发动机在正常的工况下工作，选择碳钢，一般选择45钢就可以满足要求了。5) 凸轮轴的支撑轴颈轴承的材料:采用铁基粉末冶金，它是将它直接安装在凸轮轴轴承坐孔内。6) 凸轮轴的定位方式：定位原因：由于汽车的上下坡或者在加速的时候，都可能使凸轮轴发生轴向窜动。为防止由此引起的对配气定时的不良影响，需要采用轴向定位措施。采用轴肩定位7) 凸轮轴的最小直径确定：凸轮轴的最小尺寸可以按照下列公式：。上式中的是凸轮的基圆半径，当转速较高时，支撑轴颈间距离较大、凸轮

29、上受力较大时取上限值。凸轮轴支撑轴颈与轴承孔的径向间隙一般在0.020.03mm范围内，轴向间隙为0.010.25mm。8) 凸轮的热处理工艺： a 渗碳 c机械加工 d高频淬火（回火）9) 凸轮轴的损坏形式： （1）支撑轴颈的磨损。 （2）凸轮表面的磨损、刮伤和点蚀。2.3.2 挺住设计在本次设计中选用液力挺柱。其组成部件包括：挺住体、卡簧、球座、柱塞、单向阀架、柱塞弹簧、单向阀蝶形弹簧等组成。功用：挺柱的功用是将凸轮的传力给推杆，并承受凸轮轴旋转时所施加的侧向力。工作原理：当凸轮转到工作面使挺柱上推时，挺柱向一个刚体一样推动气门开启。当凸轮转到非工作面，推杆压力解除，柱塞下部压力室内油压降

30、低。若气门、推杆受热膨胀、挺柱回落后向柱体箱内的补有过程便会减少补油量或者是挺柱体腔内的油液从柱塞与挺柱间的间隙中泄露一部分。液力挺柱特点：可消除配气机构的间隙，减少零件的冲击在和和噪声，同时凸轮轮廓可设计的较陡些，这样可以使气门开启和管壁更快，以减少排气阻力，改善发动机的换气，提高发动机的性能。特别适用于高速发动机。2.3.3 推杆功用：推杆的作用是将凸轮轴经过挺柱传来的力传给摇臂。材料：本次推杆用钢管制成，球头是直接锻成的。2.3.4 摇臂的设计功用：摇臂将凸轮传来的力改变方向，作用到气门杆以推动气门。工作过程：实际是一个双臂杠杆。为了在较小的重量下的到较大的刚度，摇臂的两臂采用工字型截面

31、（如图2-4）。图2-6 摇臂结构图材料：本次设计摇臂是由45钢冲压而成的，它与液压挺柱联合使用，所以摇臂上不安装气门间隙调节螺钉。其一端接触凸轮，另一端接触气门尾部顶端，摇臂摆动推着气门移动，接触面上必然产生摩擦，是接触面磨损，并使气门承受侧向力，加速我们与气门导管的磨损。设计中减小气门杆尾部顶端平面和摇臂接触面的滑动量最小。气门关闭时，气门杆顶端应高出垂直于气门轴线的摇臂轴直径平面，高出量为气门最大升程的5/12。摇臂传动比对配气机构的动力特性有较大的影响。在气门升程相同的情况下，增大摇臂的比将使凸轮升程减小，相应的气门驱动机构个零件的速度，加速度也都降低，他们的作用在凸轮的表面的惯性力减

32、小。而且凸轮最小的曲率半径增大，从这几方面看，似乎可能降低凸轮挺柱见的接触应力提高工作耐久性，但是气门组零件作用在凸轮挺柱间的惯性力却因要比比的增大而增大，这是两个相反的因素。另外在要比比总厂因结构所限制不能改变时摇臂传动比增大会是气门一侧的摇臂长度增大，因而刚度下降，影响配气机构的动力特性，最佳摇臂传动比选择较复杂，与汽油机结构特定有很大的关系，综合考虑之下，本次设计摇臂比选取i=1.5。2.4 凸轮设计2.4.1 凸轮设计的任务和要求凸轮型线设计的任务是根据发动机的性能要求选择适当的凸轮廓线，编制以凸轮转角为自变量的挺柱升程表，以作为加工凸轮的依据，同时计算出挺柱或气门运动的一些重要参数，

33、如速度、加速度、惯性力、时间面积等，以便对配气机构进行分析和比较。一个良好的配气凸轮，既应使发动机具有好的重启性能，又要能保证配气机构工作平稳，安全可靠。具体要求可归纳为如下几点。(1)具有合适的配气相位。它能照顾到发动机功率、扭矩、转速、燃油消耗率、 怠速和起动等各方面性能的要求。(2)为使发动机具有良好的充气性能，因而时间面积值应尽可能大一些。(3)加速度不宜过大，并应连续变化。(4)具有恰当的气门落座速度，以免气门和气门座的过大磨损和损坏。(5)应使配气机构在所有工作转速范围内都能平稳工作，不产生脱离现象和过大的振动。(6)工作室噪声较小。(7)应使气门弹簧产生共振的倾向达到最低程度。(

34、8)应使配气机构各传动零件受力和磨损较小，工作可靠，使用期限长。2.4.2凸轮缓冲段设计凸轮型线上的缓冲段高度主要是用于消除气门间隙和配气机构弹性形变。凸轮所对应的挺柱升程曲线在上升段和下降段各有一缓冲段，目前所见到的多数设计其上升和下降缓冲段取成相同的。缓冲段基本曲线类型要兼顾到缓冲段高度和缓冲段末段速度。缓冲段设计包括两个问题：一是缓冲段函数的选择；而是缓冲段高度及其所占凸轮转角的确定。使挺柱沿设计的缓冲段运动时，速度不超过允许值。满足这个条件的缓冲段方程或函数有很多种，一般常用的有等加速等速型，余弦函数型等，我们选择余数型。1) 缓冲段高度的确定为了保证气门的启、闭均在缓冲段上进行，高度

35、应包括消除气门间隙所需要的挺柱升程和挺柱继续升起补偿传动机构为克服弹簧预紧力所产生的静变形 （2-1） 即 （2-2）式中气门弹簧预紧力；气门开启前作用在气门盘上的气体压力；传动机构的刚度缓冲段高度一般为0.150.50mm，这里取 =0.40mm。2) 缓冲段凸轮转角和缓冲段速度的确定缓冲段凸轮转角一般为。当缓冲段最大高度确定后，越大，则缓冲段的速度和加速度变化越平坦，但气门间隙变化时，配气相位变化大。而小时，则缓冲段速度、加速度变化就陡些，当气门间隙变化时，配气相位变化小，如图68所示。这里取20度。3) 缓冲段挺住升程、速度、加速度 （2-3） （2-4） （2-5）2.4.3凸轮工作段

36、设计工作段时配气凸轮型线的关键部分，直接影响到配气机构的性能。气门最大升程由发动机热力学性能要求决定，而凸轮的最大升程是由气门最大升程和气门间隙决定的。本设计工作段选用四圆弧凸轮。圆弧凸轮的外形轮廓由若干段圆弧构成，为了使圆弧凸轮可靠地工作，必须使其外形满足一定的关系式。这种凸轮设计较方便，被广泛应用。图2-7 圆弧凸轮的几何参数1) 凸轮理论基圆半径是根据凸轮轴直径来决定得，应保证凸轮轴具有足够得弯曲刚度,，D为气缸直径，mm。为了保证制造时磨削凸轮得方便和大修时重磨凸轮的可能，一般取，又有，经多次验算为确保凸轮型线曲率半径，最后取则。2) 凸轮作用角决定于气门的开启持续角，根据选定的配气定

37、时计算，因为配气定时角度都是以曲轴转角计算的，所以反映在凸轮轴上要小一半。即，表示气门提前开启角，表示气门滞后关闭角。3) 挺柱最大升程决定于所求气门最大升程，它的关系为 （2-6）式中摇臂传动比，即气门升程与挺柱升程之比。4) 选取腹弧半径和顶弧半径 （2-7）其中 （2-8)计算证明，可供选择的范围很大，而范围很小，所以，先选取后计算是合理的。选取时，应考虑大修磨削余量，一般，故这里取5mm，所以。5) 工作段挺住升程、速度、加速度 当挺住与凸轮A点相接触时（图2-8），挺住开始上升，转动角处的升程为（在第一段弧上的升程）图2-8 平面挺住升程确定1 （2-9）代入， 挺住与半径圆弧相接触

38、的最大角（图2-8），在中，由正弦定理得 （2-10）所以在计算挺住第二阶段沿半径圆弧上升段的升程时，为了计算方便，凸轮转角将由相当于气门全开位置的射线OC开始，反凸轮转向计算。图2-9 平面挺住升程确定2在角处，挺住的升程（图2-9） （2-11） 代入，最大角由下式求得 （2-12）2.4.4凸轮型线的确定建立固定在凸轮上的极坐标，过基圆圆心O及凸轮工作段始点T引射线OX，假定凸轮不动，滚轮沿逆时针方向在凸轮轮廓线上滚动。基圆圆心O与滚轮圆心连线与OX轴夹角，滚轮与凸轮轮廓线相切于P点，OP为矢径，等于，而其与OX夹角为。其中为基圆半径，为滚轮半径取，为转角时挺柱升程。所以其矢径及极坐标角的计算公式如下 （2-13）其中 （2-14）所以 （2-15）凸轮型线的曲率半径 （2-16）其中 （2-17）由上式可知最小曲率半径发生在几何加速度最小的地方，即负加速度最大的地方凸轮顶点（=18.27）。所以：572.34mm。 第3章 总结 经过将近两周的时间，通过查找文献资料、团队协作和向老师咨询等，