汽油机配气机构设计

1、重庆理工大学毕业论文 173F汽油机设计配气机构目录摘要Abstract1绪论11.1通用汽油机的总体状况11.1.1通用汽油机的定义11.1.2 通用汽油机的产销量11.1.3 我国通机的现有技术及发展方向11.2 173F配气机构设计的目的和意义31.2.1 性能方面的意义41.2.2 排放方面的意义41.2.3 价格方面的意义52 选型与布置62.1 整机的基本选型62.2 热计算72.3 气门布置122.4 凸轮轴布置形式122.5 气缸中心斜置132.6 挺柱和摇臂133气门驱动件的设计153.1 凸轮轴的设计163.1.1凸轮轴缓冲段设计173.1.2 凸轮轴工作段的设计193.1

2、.3 凸轮轴结构尺寸设计223.2 挺柱的设计233.2.1 挺柱与凸轮间的关系233.2.2 挺柱的设计尺寸233.3 推杆的设计243.4 摇臂的设计254 气门组件的设计264.1 气门设计264.1.1 进气门设计264.1.2 排气门设计274.2 气门座的设计284.2.1 气门座设计的重要性284.2.2 气门座的材料与尺寸294.3 气门导管设计294.3.1 气门导管的作用294.3.2 气门导管的材料与尺寸304.4 气门弹簧设计304.4.1 气门弹簧的材料304.4.2 弹簧特性314.4.3 弹簧的结构尺寸314.4.4 气门弹簧疲劳强度校核335 总结与展望355.

3、1 结论355.2 展望36致谢37参考文献38摘要 173F是通用小型汽油机，我国现阶段对173F通用机械的生产量大，并且百分之八十用于出口其他国家，因此我国生产的通用机械必须满足国外各项排放法规。本设计意在设计173F配气机构，使173F汽油机的充气效率得到提高，减少有害气体的排放，增加使用经济性。在设计中首先对发动机进行了基本的选型，然后用C语言程序对其进行了必要的热计算。本设计中对比了通用汽油机的各种布置形式，选择了顶置式气门，凸轮轴下置式配气机构，利用平底挺柱驱动推杆带动摇臂打开气门。用Excel软件对凸轮型线进行了设计，并绘出了相关的挺柱位移规律曲线。并且重点设计了气门驱动件凸轮、

4、挺柱、推杆、摇臂以及气门组件进气门、排气门、气门座、气门导管、气门弹簧等零件的具体尺寸，对气门弹簧疲劳强度进行了校核。通过以上工作得到了较优的173F配气机构。 关键词：配气机构，热计算，凸轮轴，Excel，挺柱，气门，气门弹簧 Abstract173F is a small utility gasoline engine of the motor type.Now,because of the 173F has a spread use in utility machine,and 80 of percent of it has export to the another country.S

5、o,this type of machine has to satisfied the other countries emission standard.In order to improve the 173Fs charging efficiency,and also decrease the emission of noxious gas,we rebuild the valve mechanism.first ,we need to choose the suitable engine,and then use C programming language to solve

6、the thermal calculation. In this design,we contrast various of the engines layout form. Final ,the OHV with the camshaft underlying is the most suitable layout form. Design the cam profile with the Excel,and profit the Lifter displacement curve. Finally ,we design the exact dimensions to cam, t

7、appet,push rod,rocker and the valve assembly which with intake valve,valve exhaust, valve seat,valve shaft guide,valve spring. Among of them,the valve spring is need to be intensity check. Above of all,we have a success in designing in 173Fs valve mechanism.Key words：Valve mechanism，Thermal calculat

8、ion，Cam，Excel，Valve spring，Valve1 绪论1.1 通用汽油机的总体状况1.1.1 通用汽油机的定义通用汽油机是指车用、航空用以外的，拥有广泛用途的往复式二冲程或四冲程活塞汽油机，它的功率国内定义在30kw以内，欧美定义在19kw以内 刘荣利.改善LC188F发动机排放性能的研究D.天津：天津大学机械工程学院，2011，也叫做小型汽油机。现如今国内的小型汽油机的功率大多在0.63kw24kw，它的体积和质量小，价格便宜，操作方便。伴随着我国制造业的不断发展，通用汽油机的技术也在不断提高，现目前传统的磁电机无触点式点火系统在通用小型汽油机上应用广泛。1.1.2 通用汽

9、油机的产销量20世纪50年代，我国开始生产小型汽油机。上世纪我国小型通用汽油机的产量稳定3050万台，2002年后产量急剧增多，到2010年产品数量已经超过了19001万台。随着我国的不断发展，城乡建设不断加强，对通用机械的用途和用量将会不断增多。我国的通用机械生产企业已经超过了200家，我国产量约占世界总产量的30%，其中有80%左右的产品用于出口，其主要市场集中在欧洲、北美和日本等相对发达的国家和地区。现如今通用机械已经成为了人们的生活必须品，经济越发达的地区通用机械的使用越普遍。1.1.3 我国通机的现有技术及发展方向现目前我国的很多通用小型汽油机产品都是参照国外的产品研发的，产品的性能

10、和各方面的指标普遍低于1国外同类产品。其主要体现在下面几个方面：1、 压缩比，是影响发动机功率、扭矩输出的重要因素，是衡量一个发动机强化程度的重要指标。目前，除了个别机型以外，我国产出的通用小型汽油机的压缩比均低于国外发达国家水平。2、 平均有效压力，单位气缸工作容积发出的有效功。平均有效压力越大，发动机的作功能力越强。我国通用小型汽油机的平均有效压力较国外先进水平低，其中二冲程汽油机更弱。3、 活塞平均速度，是压缩机的重要结构参数，它反映了往复运动零件的高速性。4、 最低油耗率，近年来由于世界能源越来越稀缺，这就要求通用小型汽油机在满足其基本性能以外还要极大限度的降低油耗。5、 比质量，发动

11、机的质量与标定功率的比值，是发动机的一个紧凑型指标。对于通用小型汽油机，现在人们更加注重其轻便性，在这方面我国企业还有很多需要向国外学习的地方。6、 升功率，单位气缸工作容积所发出的功率，是衡量发动机动力性和经济性的重要指标。国内大多企业的产品均处于中等水平。 伴随着人们对通用小型汽油机的使用越来越多，我国对于通用小型汽油机技术3的前进方向主要在以下几个方面：1、 提高压缩比，其中四冲程机将气门改为顶置式气门1，采用表面积/容积更小的燃烧室，以提高动力性和经济性并降低油耗。压缩比一旦提高，汽油机的气缸压力和温度相应也会提高，使得汽油分子气化更加完全，颗粒更细。这使汽油的燃烧更完全，汽油机排放的

12、有害气体（主要是HC和CO）减少；发动机爆发出更大的能量，其动力性提高。2、 优化点火系统，如采用CDI无触点点火、热火花晶体无触点点火等。点火系统稳定，具有适宜的点火提前角，防止爆燃和减低有害物质NOx的排放，使发动机每循环作功尽量多。3、 采用轻质耐磨材料，机体采用铝合金、化油器采用树脂、凸轮轴的齿轮和凸轮部分则采用压铸铝（表面许用压力127kPa）。汽油机的质量更小更便携。4、 减小机器体积，采用缸头、机体、曲轴箱整体化设计，将顶置凸轮轴低位布置和使用拐臂式摇臂，把凸轮轴布置在曲轴上方并使用拐臂式推杆。减小发动机的体积可有效减小整机体积，使用更加方便。5、 强调可拆式结构，使材料可以再生

13、循环使用。减少机械废弃物，降低制造成本。日本报废汽车材料使用率已经超过90%，我国在这方面还远远不够。经过多年的经济发展，通用汽油机的节能减排等技术方面有很大提高，我国已经是通用汽油机的生产和使用大国 路琼琼，李智，雷晶.内燃机配气机构技术现状及发展J.机械，2009,36(4):1-4。我国通用汽油机的发展虽然迅速，但是整体优势并不突出：产量很大，总体技术水平并不发达；生产产品的知名度不高，国际竞争力弱；核心技术及软件开发等方面受制于人；市场环境的优化和技术提高方面有很大空间 赵世林.小型通用汽油机生产和技术发展情况J.小型内燃机与摩托车，2001,30(2):44-46。1.2 173F配

14、气机构设计的目的和意义通用汽油机的市场广阔。随着社会及经济的不断进步和发展，现如今人们对机械的依赖性越来越强烈，通用汽油机的使用范围也越来越广阔。可用于园林机械、小型机具、发电机组、建筑机械、消防系列机具、航空模型动力、水上动力和娱乐用卡丁车、背式机动喷雾器和侧挂式收割机 孙贵.小型通用汽油机排放的研究D.天津：天津大学研究生学院，2008等。 汽油机喷雾器 草坪机 家用发电机 水泵图11 各种通用机械由于通用汽油机的价格较低，使用方便，很多已被当成低值易耗品。通用汽油机的市场广阔，我国的生产量和销售量庞大。对通用汽油机的作改进设计意义重大。1.2.1 性能方面的意义本设计欲优化通用汽油机17

15、3F的使用性能。通用汽油机的良好的使用性是汽油机设计的目标。通用汽油机的有效功率为 5 （1-1）式子中平均有效压力； 活塞平均速度； 气缸数，本设计中=1； 转速，本设计中=1800rpm； 冲程数，本设计中=4。只有通用汽油机的有效功率增大，才能提高其动力性。分析得知，在缸径与缸数不变的条件下，增大有效功率即增大转速。转速一旦增大，必定会引起发动机的惯性力、工作频率、摩擦损失及进气系统的阻力 袁兆成.内燃机设计M.北京：机械工程车版社.2012.1增加，从而影响发动机的工作。因而在设计中要尽量优化发动机的平衡性、耐磨性，增大充气效率。经济性，发动机的经济性主要是指燃油消耗率。本文欲采用提高

16、充气效率，优化燃烧性能，以降低燃油消耗率。发动机的经济性是发动机设计师和使用者一直追求的目标。可靠性和耐久性，可靠性是指在规定的时间规定的转速下发动机不会发生影响正常运转的故障，本设计中希望通过改变机构的布置以及零件的选择来保证发动机的可靠性。耐久性的指标是从开始使用到大修的时间，主要取决于缸套和曲轴磨损。1.2.2 排放方面的意义减少通用汽油机173F的排放。近年来，由于通用汽油机使用数量的增多，人们越来越重视其排放对环境的影响。对于出口产品，欧洲EC、美国EPA 王召兵，倪成茂.小型通用汽油机美国EPA排放法规介绍J.小型内燃机与摩托车，2007,36（6）:78-93等排放法规越来越严苛

17、，使得国内通用汽油机产家不得不作出改善。本文意在改进173F汽油机的配气机构，使得燃烧更加充分，减少有害气体的排放，适应各项排放法规的要求，增加我国出口量。减小燃油消耗，节约世界现有资源，降低173F汽油机的使用成本 袁盈.非道路发动机排放法规现状与趋势J.市场分析，2011,10(1):72-75。1.2.3 价格方面的意义降低通用汽油机173F的价格。作为人们心目中的低值易耗品，在考虑通用汽油机的各方面性能以及各国的排放法规的同时，还必须考虑一个重要的问题，那就是价格。降低产品的价格，提高性价比，这是行业内注重的中心问题。从市场上来看，现在一个普通的173F汽油机的价格在900元人民币左右

18、。本文的设计希望可以通过173F汽油机配气机构零件的合理选择来减少制造成本，改变零件的布置形式来减少机构传动件，最终达到降低汽油机整体成本的目的。2 选型与布置2.1 整机的基本选型通过对具体产品的分析，发现通用小型汽油机存在功率与质量相互冲突的问题。人们希望可以在减小通用小型汽油机质量的同时增大其功率，拟通过以下手段来达到目标： 1、详细考虑气门与凸轮轴的布置形式，以减小整机的质量以及增大充气效率。2、采用风冷式发动机，减少水冷系统带来的质量。3、采用飞溅式润滑，减少机油泵质量。由此可以使发动机的功率在一定程度上增大并且使发动机的质量减小，减少有害气体的排放。在发动机的启动设计方面，采用手拉

19、反冲式启动和电启动并行。对于173F发动机的冲程数，在比较了二冲程与四冲程发动机以后，发现四冲程有利于提高发动机的强化程度，并且进、排气效率高，气门的质量轻、尺寸小，喷油器和火花塞可以沿燃烧室中心垂直布置，更加适用于高速发动机，所以在本设计中采用四冲程式。本设计中欲使173F产品质量控制在25kg以内，整机长、宽、高均控制在380mm以内。图21 173F汽油机整机（1）图22 173F汽油机整机（2）2.2 热计算在对所设计的发动机进行了基本的选型之后，对其进行了必要的热计算。热计算的基本流程：(一)充气过程参数热计算过程开始处 压缩始点温度 压缩始点压力冲气系数(二)压缩过程参数平均多变压

20、缩指数压缩终点温度 压缩终点压力(三)燃烧过程参数燃烧所需理论空气量燃烧所需的实际空气量 理论分子变化系数实际分子变化系数Z点燃烧产物的定容平均摩尔比b点燃烧产物的定容平均摩尔比Z点燃烧产物的定压平均摩尔比=+8.315燃油发热量cyz段的燃烧公式，求最大燃烧温度压力升高比，后膨胀比，求多边指数及膨胀终点温度、zb膨胀线上的后燃公式膨胀终点压力(四)指示参数理论平均指示压力实际平均指示压力（=0.98示功图丰满系数）指示油耗指示效率(五)有效参数平均有效压力 （=0.85，发动机总机械效率） 有效油耗有效效率重新调节有关参数，绘出示功图运行程序，输出计算结果，并打印结束设计原始数据项 目数 据

21、环境压力0.1013MPa环境温度293K几何压缩比8.2过量空气系数1.57残余废气系数0.02残余废气温度720K最大燃烧压力7.6MPaZ点热利用系数0.70B点热利用系数0.85燃烧室扫气系数1.12燃油重量成分C=0.86 H=0.136 O=0.004燃油低热值Hu43960KJ/kg额定功率5.1KW计算转速1800rpm基本结构单缸，立式，四冲程，强制风冷 运行程序，得到相关结果（程序见附录）2.3 气门布置 侧置气门 使用侧置气门的汽油机零件少、重量轻、成本较低，但燃油消耗量高 赵浚英.顶置气门在小型内燃机上的应用R.天津内燃机研究所.1994。 顶置气门 使用顶置气门的汽油

22、机进气道短、进气气流转弯少，因而进气量大、充气效率高，燃烧室的结构紧凑可产生较大的压缩比，降低燃油消耗率1，提高汽油机的热效率。侧置式气门由于充气效率低并且火焰传播速度慢1，难以满足汽油机的使用要求，现已经很少用于通用机械。本设计中选择顶置式气门。2.4 凸轮轴布置形式 下置式凸轮轴 使用下置凸轮轴的汽油机是将凸轮轴安装在曲轴箱内。其优点是凸轮轴靠近曲轴，可以采用齿轮传动，这使得发动机的高度减小，便于V型发动机的布置。缺点是凸轮到气门的传动链长，运动件多，使得运动质量大，使得整个机构的刚度减小，出现机构脱节、气门反跳等现象。下置式凸轮轴适合低速发动机。 中置式凸轮轴 使用中置式凸轮轴的汽油机是

23、将凸轮轴布置在气缸体的上部。与下置式凸轮轴相比，减少了推杆，从而减小了汽油机的往复惯性力，增大了配气机构的刚度。中置式凸轮轴适合较高速发动机。 顶置式凸轮轴 使用顶置式凸轮轴的汽油机是将凸轮轴放置在气缸盖内，燃烧室上。与下置式凸轮轴相比，减少了一系列传动件，可以不通过推杆而直接驱动气门，从而大大减少了发动机的往复惯性力，增加了配气机构的刚度，提高了传动效率，降低了发动机的工作噪声。顶置式凸轮轴适合高速发动机 陈家瑞.汽车构造M.北京：人民交通出版社.2002.03。本设计中采用下置式凸轮轴，曲轴和凸轮轴之间使用齿轮传动，减低了发动机的高度，减少了往复惯性力和发动机的工作噪声，改善平衡性。2.5

24、 气缸中心斜置近年来，随着人们对通机振动的研究越来越多，陆存豪、刘胜吉、李志丹等人通过Adams软件模拟计算气缸的斜置角不同时小型汽油机的振动特性，提出气缸中心斜置45°，不采用平衡轴的布置，以此来减小发动机的剧烈振动，结论得出气缸这样的布置较斜置25°汽油机整机的当量振动剧烈强度减少了29.5% 陆存豪，刘胜吉，李志丹.通用小型汽油机气缸布置方式对振动的影响J.车用发动机,2013,(207):75-78（无水平轴、用曲轴平衡块平衡往复惯性力）。现市场上的173F成熟产品大多采用气缸中心斜置25°加用水平轴的方式来减少汽油机工作时的振动，增大机器的稳定性。本次设

25、计中采用气缸中心斜置25°，使用水平轴的形式。使用现在成熟产品的形式既可以达到减小发动机振动的目的，又保证了发动机在使用时的稳定性。2.6 挺柱和摇臂 挺柱的作用是传递凸轮轴给气门的力，承受凸轮轴旋转时施加的侧压力，挺柱的顶部有调节螺钉，用来调节气门间隙。挺柱有机械挺柱和液力挺柱两种类型。机械挺柱包括杯形平面挺柱、听子形平面挺柱、菌形平面挺柱、吊杯形平面挺柱、滚子挺柱3等等。其中薄壁杯形平面挺柱结构简单、质量轻，常用于中小发动机中。平面挺柱易受磨损，常采用以下方法改进：挺柱轴线偏离凸轮的对称轴线；在挺柱与凸轮的接触面镶嵌耐磨金属；将挺柱的下表面制成球面；挺柱侧面制成桶形。与平面挺柱相

26、比，滚子挺柱的突出优点是耐摩擦，磨损小。但是通常滚子挺柱的结构复杂，价格要高于平面挺柱。 杯形平面挺柱 听子形平面挺柱 菌形平面挺柱 吊杯形平面挺柱 滚子挺柱图21机械挺柱液力挺柱可以消除配气机构中预留气门间隙使发动机工作时产生撞击和噪声。气门传动件因温度而膨胀收缩或因磨损而缩短都可以用液力来自行调整补偿。但是液力挺柱的结构较复杂，加工精度要求高，成本高，磨损之后无法调整只能更换，现多是轿车发动机使用3。摇臂是将推杆或者凸轮传来的力改变方向传给气门使其开启。摇臂是一个双臂杠杆，两臂不等长。本次设计中采用菌形平面挺柱、推杆、摇臂驱动气门开启和关闭。这样的选择不仅可以满足通用汽油机对机构刚度的要求

27、，并且选择的零件市场价格便宜，严格控制了汽油机的成本。3 气门驱动件的设计在进行零件设计之前，我们将首先讨论气门的通过能力。为保证发动机气缸进气充分、排气彻底，在设计时要求气门有尽可能大的通过能力。气门的通过能力与气门开启断面（）息息相关。 1 （3-1） 式中的字母具体表示如图3-1所示。气门的开启与关闭会持续一定的时间（），并且在这段时间内气门断面会随时改变。所以考虑气门平均通过断面积 1 （3-2）对于同样的气门，可以用平均通过断面（）与最大断面（）的比来表征它的通过能力 图31 气门顶部的基本尺寸 （3-3）其中 （3-4）式子中时间断面丰满系数；气门最大升程。 在其他系数已定的情况下

28、，想要提高时间断面丰满系数，就必须提高气门升程曲线丰满系数。而它的值由凸轮外形而决定，所以本设计的重点将是改善凸轮型线，提高凸轮型线丰满系数。这个参数对于讨论气门的通过能力比较有实际意义。提高发动机的充气效率，是在进行凸轮轴设计、气门设计以及其他配气机构的零件设计时的不二目的。下面我们将进行具体零件的设计。3.1 凸轮轴的设计发动机的充气性能和动力性能很大程度上取决于凸轮轴轮廓线设计的好坏。评价凸轮设计的好坏通常用凸轮型线丰满系数。 （3-5）式子中挺柱位移；凸轮工作半包角；挺柱最大升程；缓冲段高度；挺柱位移对应凸轮转角。在设计中，要求>0.5 1。配气机构由很多零件组成，在发动机的实际

29、工作中，它们会有不同程度的伸缩，所以在配气机构的传动链中必须要留有一定的间隙。正是由于这个间隙的存在，使得气门与传动件不能同步，气门就可能在很短的时间内从零变到和从动件相同的速度。落座时也同样，气门和从动件脱离自行落座时就会对气门座产生猛烈的冲击，这不仅会发出噪声，还会加快气门和气门座的损坏。为了补偿气门间隙，在凸轮实际的工作段前后要设计缓冲段，以保证气门在开启和落座时速度较小，消除气门对气门座的冲击 刘树臣，任宁宁，薛超.单缸汽油机配气凸轮的改进设计J.中国农机化，2012,(6):101-108。图32 凸轮的缓冲段与工作段因此凸轮的设计包括两部分的内容，即凸轮缓冲段与工作段的设计。3.1

30、.1 凸轮轴缓冲段设计在凸轮缓冲段的设计时，应该确定缓冲段的高度、缓冲段所占的凸轮转角以及选择合适的缓冲段函数。缓冲段的高度应该从以下这几方面考虑。在从动件上升段，当机构消除了气门间隙以后，气门还不能立即升起，挺柱要进一步升高，使得驱动机构受压产生的静变形抵消气门弹簧预紧力后，气门才能开启，所以缓冲段的高度应为以下两项之和：一是用以消除气门间隙的高度；二是使机构变形到气门刚开启的高度。凸轮下降段和上升段的缓冲段高度是相等的，通常=0.150.20mm。本设计中取=0.2mm。挺柱在缓冲段上的运动速度应在允许范围之内。速度过高，气门会发生冲击，产生噪声；速度过低，不能碾碎气门座上的杂质，并且使时

31、间-断面减小，所以挺柱的速度=0.0060.025mm/°2。本设计中取=0.015 mm/°。缓冲段所占的凸轮转角一般为=15°40°2。本设计中取=30°。缓冲段型线的函数形式有多种。通常使用的有等加速-等速型和余弦型。对于本设计中的通用汽油机，选择等加速-等速型函数。其特点有：(1) 缓冲段末端的加速度为零，冲击和噪声比较小；(2) 在气门的上升或降落侧，气门间隙和配气机构刚度的变化不会影响挺柱的速度和加速度，对配气正时的影响也很小；(3) 缓冲段终点时挺柱升程对凸轮转角的二阶、三阶导数皆为零，它与凸轮基本轮廓线衔接的光滑性较好 徐仪.

32、基于丰满度的汽油机配气凸轮型线优化设计J. 农业装备与车辆工程,2011 ,（237）:45-54。在实际的生产中，由于安装误差、加工误差、气门间隙的变化等情况，实际的气门开启或者挺柱移动时刻都不能保证在相对应的点上。采用等加速-等速型缓冲段，只要保证气门在缓冲段开启和落座，就能保证其加速度为零。缓冲段的气门位移如下：等加速段： （） （3-6）式子中挺柱升程；凸轮转角；二次项系数。当时，。式子中为二次项系数，为等加速段包角。等速段： （） （3-7）式子中等加速结束处的气门位移。当时，。由已知=30°，=0.015 mm/°，=0.2mm，并且，所以取=20°。

33、将已知边界条件带入上述式子中，得到=0.05mm，=0.000125。所以：等加速段： （020°）等速段： （20°30°）由EXCEL计算得出凸轮缓冲段凸轮转角和挺柱位移的关系，并绘制曲线图：图33等加速段的挺柱位移图34 等速段的挺柱位移3.1.2 凸轮轴工作段的设计凸轮工作段的设计通常有以下方法：1、圆弧凸轮，由四段或六段圆弧组成，它的正加速度曲线近似为矩形，凸轮型线的丰满系数高，但是它的加速曲线不连续，工作中冲击严重。2、高次方多项式凸轮，它的上升段和下降段相同，在设计时只需设计工作段的一半。由此设计出的凸轮曲线连续，冲击小，正向惯性力小，不易飞脱。3、

34、低次方组合多项式凸轮，该凸轮型线通常由五段曲线组成，设计时比较灵活，时间断面大，但是三阶以上倒数不连续，对发动机工作的平稳性有影响。综合各方面考虑，本设计中采用高次方多项式凸轮。首先，建立高次方程凸轮型线方程，本设计中采用六项式，建立方程如下： （3-8）在式中挺柱位移；凸轮工作半包角； 挺柱位移对应凸轮转角。，是方程的各项系数，均未知，需要根据方程的各个边界条件来求解方程的到。为了保证凸轮在上升段和下降段在最大生成处连续，方程第二项的指数规定为2。，为幂指数，幂指数的选取对凸轮的丰满程度和凸轮的加速度均有影响。通常来说取较大的幂指数，可以使凸轮的升程曲线变丰满，加速度变小，凸轮外形最小曲率半

35、径增大，这些对于减低凸轮磨损，减小接触应力都有很大作用。各幂指数的关系<<<,并且均应为偶数。幂指数的选择条件为：，并且=39，=110。综上所述，在本设计中取=18，=38，=58，=78。(1) 根据边界条件建立方程组当=0时（即凸轮最大升程处），所以当时，所以 本设计中，基于市场产品参数以及各方面优化考虑，取=56°，=5.8mm，将已知参数带入上列线性方程中，利用EXCEL求解 赵红宁.用EXCEL解线性代数方程组直接法研究J.数学技术与应用,2012图35凸轮工作段方程系数的计算得到=-6.28766，=0.363477，=0.833691，=-0.662

36、69，=0.153186。将所求得的系数以及所取的幂指数带入原方程中：由此方程可以计算出凸轮工作段凸轮转角与挺柱升程的关系，画出曲线图：图36 凸轮工作段中下降段的挺柱位移上图为凸轮工作段的下降段，本设计中采用对称凸轮工作段，所以凸轮工作段的上升段可由所设计的下降段对称得到。3.1.3 凸轮轴结构尺寸设计凸轮轴的刚度和拆装条件由凸轮轴的横断面尺寸决定。凸轮轴的横断面尺寸由凸轮轴的直径直接确定。发动机凸轮轴的刚度十分重要，它不仅影响着凸轮与挺柱的接触情况，还影响着整个机构的动力特性。根据经验，。本设计中取mm，mm。凸轮宽度的宽度与凸轮的直径有关，通常，本设计中取mm，本设计中取=10.5mm。

37、同一气缸的进、排气凸轮的相对角位置取决于发动机的缸数、气缸排列和发火次序。进、排气凸轮的夹角为： （3-9）式子中排气提前角；排气滞后角；为进气提前角；为进气滞后角。 配气定时的大致范围是排气提前角（40°80°），排气滞后角（10°30°），进气提前角（10°30°），进气滞后角（30°80°） 朱仙鼎.中国内燃机工程师手册M.上海：上海科学技术出版社.2000.8。 图37 配气相位 本设计中=45°，=10°，=15°，=30°。所以=115°。为保证发动机有

38、正确的配气定时，必须使凸轮轴相对曲轴有正确的相对位置，这通过正时齿轮啮合来实现，设计时要有正确的啮合记号，发动机装配时要按照啮合记号安装。3.2 挺柱的设计3.2.1 挺柱与凸轮间的关系挺柱与凸轮轴配合工作时，接触面的压力很大。它包括各运动部件的惯性力以及由于振动造成的附加惯性力。挺柱与凸轮间的接触看起来是线接触，实际上由于零件的变形，可以看作是面接触。再考虑到由于加工误差，配气机构工作时挺柱面不能与凸轮轴线垂直，从而形成尖点接触，所以工作面上的接触应力很大 徐红漫，陈国华.凸轮与挺柱间接触应力计算J.加工技术，2011,1(25)：25-26。并且工作面上凸轮与挺柱的相对滑动也很大，两者摩擦

39、生热，散热条件又差，所以工作条件恶劣，工作面磨损很大。接触应力过大，引起局部剥落，产生点蚀现象；温度过高，产生拉毛现象。在发动机的运动中，凸轮与挺柱是最容易磨损的零件之一。在它们的设计中，主要考虑的是接触应力、润滑条件、相对滑动等，主要从材料、公艺和外形设计等来改善 王红梅，刘宝昌. 平底挺柱与凸轮的润滑状态分析J. 林业机械与木工设备，2007，4(22)：22-23。在凸轮与挺柱的工作条件已经确定的情况下，合理选择两者的材料配副和热处理可以减轻凸轮和挺柱由于线接触或点接触引起的早期磨损，如铸铁挺柱配冷激铸铁凸轮。凸轮轴的材料为钢时，配用冷激白口化的合金铸铁挺柱。3.2.2 挺柱的设计尺寸挺

40、柱要承受凸轮的侧向力并且实现凸轮的运动规律，前文已经讲到对于各方面的充分考虑，本设计中采用平面挺柱。其结构简单、重量轻，广泛用于小型高速发动机中。为了发动机工作时零件间不至于卡住，因此挺柱工作面的最小直径为图38 凸轮与挺柱的运动规律 （3-10）式子中凸轮相对挺柱轴向偏移，通常=1.53mm； 为凸轮宽度，本设计中=10.5mm；挺柱的几何速度，即挺 柱和凸轮接触点的偏移量。 根据实际使用中，凸轮不一定会以全宽与挺柱接触，通常 （3-11）由计算得到mm（计算见附Excel文件）。本设计中，则=0.1822+2=2.1822mm。本设计中为安全起见以及考虑到实际生产中的应用，取挺柱半径=12

41、mm。挺柱上的球面支座半径比推杆上的球头半径略大，以便在两者的配合副中形成油膜，通常取：球面支座半径-推杆球头半径=0.10.3mm。3.3 推杆的设计图39 推杆推杆是所做的工作是把下置凸轮的运动传到摇臂，使摇臂产生运动将气门打开。在设计推杆时应该在保证刚度的前提下使推杆的质量尽量小。推杆的刚度是整个配气机构的薄弱环节，增大它的刚度也就是增大整个配气机构的刚度。值得一提的是，减小推杆的长度是增大配气机构刚度的有效措施。推杆通常由冷拔圆钢制成，生产过程中应十分注意推杆的校直问题，因为推杆若在制造中不直，则在工作过程中更容易发生弯曲。所以，推杆的不直度小于0.10.2mm。3.4 摇臂的设计摇臂

42、是将推杆的运动传递给气门，它是一个双臂的杠杆，两臂均承受着较大的弯曲应力，因此必须保证它有足够的抗弯强度。摇臂通常用45钢中碳钢精密铸造或模锻而成，近年来也用球墨铸铁铸造。摇臂与气门接触的那个头部铸有圆柱表面，使其在工作时连滚带滑移动，这不仅增大了摩擦面的磨损，还使气门受到偏心载荷，故必须将该表面淬硬处理。摇臂支座的柔度很大程度上决定着气门驱动机构的柔度，设计中应该保证它有足够的刚度。摇臂比的确定应该考虑它对发动机的充气性能、与挺柱间的接触应力和对配气机构动力性的影响。若减小摇臂比可以保证配气机构动力性并且增大气门开启时间-断面，但会使凸轮顶部曲率半径减小，影响凸轮挺柱工作副的耐久性。若增大摇

43、臂比则会改善以上缺点，但是会影响整个机构的换算质量的大小和刚度。所以摇臂比=1.21.8。本设计中取=1.2。4 气门组件的设计4.1 气门设计气门是影响发动机的经济性、动力性、可靠性、耐久性的重要零件之一。其中进气门的设计直接影响气缸的充气效率，保证充气效率是进气门的设计重点。对于排气门的设计则更多的考虑到排气充分程度以及排气门所处的高温环境。除此之外，还要考虑气门的运动平稳性、落座时对气门座的冲击载荷、工作温度、耐磨性和密封性等。气门的主要结构尺寸为头部直径，气门杆直径，气门锥角，气门头部背锥角和气门总高。4.1.1 进气门设计进气门设计的要求：有足够的进气，图41 气门 且进气阻力小，气

44、门质量小，耐磨性和密封性好。为了保证气门的进气量，通常进气门的直径都要大于排气门。 影响气门头部直径的主要因素有：气缸的直径，每个气缸的气门数量，气门的几何形状，火花塞的位置，气门座和气缸盖的设计结构 内燃机气门手册M.美国TRW公司气门部。根据通过能力良好的要求，一般来说进气门头部直径2。其上限适用于高速发动机。本设计中考虑到增大发动机的充气效率以及本次设计的173F的实际工作转速，选择。为了方便实际生产，取mm。设计气门杆部直径时，应考虑气门头部直径和发动机使用条件的影响。气门杆直径大时，可以增大气门外表面积，利于散热；但是气门杆的直径过大会增大气门的质量，使发动机的运动惯性力增大。所以通

45、常2。本设计中取mm。进、排气门直径相同。气门锥角对气体通道截面积、气体流动阻力、气门密封性以及气门的刚度都有较大的影响。气门锥角小，气体流通断面积大，但随着气门升程增大，气门锥角大的流动阻力反而小。并且，当气门锥角大时更有利于碾碎杂质，保证气缸的密封性。所以，现在大多发动机的气门锥角。本设计中，173F的气门锥角为。气门背锥角会影响进气阻力和气门刚度。由实际实验中得出时进气流量最大。本设计中，气门背锥角 张敬援，杨成璞，刘振强.气门标准化设计探讨R.蓬莱动力机械配件厂。气门总高主要受缸盖厚度和气门弹簧的安装高度影响。通常来说只要不会引起气门弹簧在设计上的困难，会尽量减小气门总高，以此来降低发

46、动机的高度，。本设计中取mm，为实际生产方便，取mm。进气门的材料，通常要考虑到进气门所处环境的温度，以及气门的强度、刚度和耐磨性。较排气门来说，进气门的温度较低（300°C400°C），所用材料一般为40Cr、38CrSi、42Mn2V、35CrMo。根据市场上大多相似产品的实际使用性能的比较，本设计中进气门的材料选择40Cr。4.1.2 排气门设计排气门的气门头部直径通常小于进气门头部直径，因为排气门所处环境的温度较高，较小的气门头部直径可以减小它的受热面积。但是考虑到要使发动机排气充分，所以排气门的头部直径也不可以设计得过分小，通常。本设计中取mm，所以mm。在确定气

47、门的直径时还应该考虑到气门的密封锥面磨损后仍能可靠的密封，气门直径应该小于或等于气门座最大密封锥面。气门锥面最小的直径通常略大于或等于气道口的直径。进气门和排气门的结构尺寸除了气门头部直径不相同以外，气门杆直径，气门锥角，气门头部背锥角和气门总高均取相同值。排气门的材料，在选择排气门的材料时主要考虑排气门所处环境的温度影响。排气门的工作温度较高（500°C650°C），所选择的材料必须保证排气门在高温下仍有良好的热稳定和强度 William Giles.Valve Problems with Lead Free Gasoline.SAE。排气门常使用的材料有4Cr10Si2

48、Mo、4Cr9Si2、4Cr14Ni14W2Mo等。其中Cr可以塔高耐腐蚀性和热强度，但4Cr9Si2的淬火温度窄，温度稍微过高会造成晶粒粗大，温度低又会出现铁素体使气门热稳定性、耐磨性和高温强度下降，4Cr10Si2Mo中的Mo可以改善上述情况，所以本设计中排气门的材料选择4Cr10Si2Mo。气门经调质处理之后，要求头部和杆部的硬度达到HRC3040。在受摇臂高频冲击的气门尾部硬度不得低于HRC48，淬火层的深度不小于3mm。4.2 气门座的设计4.2.1 气门座设计的重要性气门座是和气门配合的孔座，它可以直接在气缸盖上镗出，但是由于气门与气门座的频繁冲击导致汽缸盖磨损而影响气门的密封性，

49、所以经常用更耐磨损的合金座圈镶嵌在气缸的气孔上。气门座圈的内孔和外孔的加工精度都很高，座圈内孔与气门锥面配合，保证密封性。座圈外圆压入到缸盖孔座内，若配合不当，很容易导致发动机在使用中座圈脱落而引发重大事故 艾兆虎，秦娟英.进口与国产摩托车构造M.北京：人民交通出版社.1996,3。气门座的主要的问题是扭曲变形。其扭曲变形主要原因是：气压力或热负荷；装配时的机械应力；发动机各零件的蠕变。一旦气门座扭曲变形，气门的温度便骤然升高，在气门顶部产生弯曲应力。为了减小气门座的扭曲变形，必须对冷却、汽缸盖的刚度、气缸衬垫的压紧力多加注意。由于气门座的磨损较严重，并且一直处于高温环境中。因此，我们考虑气门

50、座可以采用较好的材料制作镶嵌在气缸盖中，损坏后还可以更换，这样可以减少一定的使用成本。本设计中，直接在气缸盖中加工出气门座面，然后将气门座压入气缸盖的气门座面中。4.2.2 气门座的材料与尺寸图42 气门座由于气门座和气缸盖的材料不同，所以在实际的工作中它们的膨胀系数也不相同。经验表明，气门座与气缸盖配合的过盈量为气门座外径的0.0020.0035即可。另外，为了保证过盈量，气门座还应有足够的断面尺寸，取其壁厚为内径的0.10.15倍，取其高度为外径的0.160.22倍。本设计中，进气门座的内径为30mm，进气门座与气缸盖配合的过盈量=0.003×30=0.09mm，壁厚=0.15&

51、#215;30=4.5mm，外径=30+4.5×2=39mm，高度=0.2×39=7.8mm。排气门座的内径为23mm，排气门座与气缸盖配合的过盈量=0.003×23=0.069mm，壁厚=0.15×23=3.45mm，外径=23+3.45x×2=29.9mm，高度=0.2×29.9=5.98mm。气门座的材料通常采用球墨铸铁、可锻铸铁、奥氏体钢、青铜或合金铸铁等，它们均是在高温下塑形变形小的材料，并且硬度较高，耐磨损。本设计中气门座材料选择合金铸铁。4.3 气门导管设计4.3.1 气门导管的作用气门导管是一中空的圆柱体，气门在气门导

52、管中运动，可以通过气门导管传出部分热量，这就要求气门导管在润滑不良的条件下有较好的耐磨性和耐高温性。气门导管的外圆压入气缸盖上的导管孔，外圆常常有两级台阶，防止气门脱落造成事故；导管的内孔要求精度较高，保证气门在导管中平稳运动而不晃动。4.3.2 气门导管的材料与尺寸导管的结构尺寸也有一定的限制，为了使气门在导管中得到良好的导向以及减小导管的侧压力，要求导管长度为气门杆直径的七倍，导管的壁厚通常为3mm，本设计中考虑到要给导管制作台阶，则导管与气缸盖配合的过盈量为导管外径的0.0010.003倍。导管与气门杆之间的间隙是由温度决定的。若间隙过小，零件膨胀过后会影响气门杆和导管之间的相对运动；若间隙过大，则容易产生沉积物，润滑效果降低，导致气门杆刮伤、磨损，甚而引起气门头部过度地带的疲劳破坏。一般来说，进气门与气门导管的间隙为（0.0030.007），排气门与气门导管的间隙为（0.0050.010）。本设计中为了实际生产方便，将进、排气门和气门导管之间的间隙设置成相同值，为0.005=0.005×6.6=0.033mm。气门导管的材料大多为球墨铸铁QT50-1.5，灰铸铁HT20-40、HT25-47，近年来开始使用铁基