XD474汽油机凸轮设计

摘要随着我国经济不断的发展，汽车在国内的发展前景越来越好。打破国外汽车在国内的优势对我国汽车产业的发展至关重要。随着人们生活水平不断的提高，人们对汽车综合性能的要求也越来越高，安全、舒适、低耗油、低噪声、低排放是现代汽车发展的趋势。XD474汽油发动机是四冲程发动机，采用了整体四缸的结构，采用水冷方式。本设计参考了LJ474汽油发动机。XD474汽油机有重量轻、尺寸小和低温起动性能好、转速高、结构简单、紧凑的特点，采用立式结构、直喷燃烧室。由于其重量轻，尺寸小，起动性能好，转速高等特点，被广泛用于中小型汽车上。在该设计中，涉及到了XD474汽油机的基本参数的选择、总体设计、热力学计算，重点是凸轮轴的设计。在专题设计中，凸轮采用高次方多项凸轮，介绍了凸轮轴的一些典型加工工艺、热处理、磨损、强度计算。[关键词]：汽油机凸轮轴热力学计算凸轮型线TheDesignofthetypeofXD474GasolineEngineAbstractAlongwithourcountryeconomydevelopment，theprospectofthedevelopmentofcarisgettingbetterandbetterinthedomestic.BreakingtheadvantageofforeigncarinChinaisveryimportanttothedevelopmentofChina'sautomotiveindustry.Withtheimprovementoflivinglevel,people'srequirementforthecomprehensiveperformanceofvehicleisgettinghigherandhigher，thetrendofthedevelopmentofthemoderncarissafe,comfortable,lowfuelconsumption,lownoise,lowemission.XD474petrolengineisfour-strokeengine,usingtheoverallstructureofthemulti-cylinder,havefourcylinder,usinghydrocooling.ItreferencetotheLJ474gasolineengine.XD474gasolineenginehaslightweight,smallsizeandlow-temperaturestart-upperformanceandhighspeed,simplestructure,compactcharacteristics.ItusesverticalstructureandDIchamber.Becauseofitslightweight,smallsize,goodstartingperformances,highspeed,arewidelyusedinsmallandmedium-sizedvehicles.Inthisdesign,relatedtoXD474gasolineengineselectionofbasicparameters,generaldesign,thermodynamiccalculation,thispaperfocusesonthecamshaftdesign.Intheprojectdesign,camusinghighordermultiplecam,thispaperintroducessometypicalcamshaftprocessingtechnologyheattreatment,wear,strengthcalculation.Keywords:gasolineenginescamshaftsthermodynamicCalculationcamprofile目录前言第一章XD474汽油机的主要技术参数 1第一节设计目的 1第二节设计原则 2第三节XD474汽油机主要参数的选择 3第二章XD474整体设计 9第一节机体与气缸盖设计 9第二节曲柄连杆机构和配气机构设计 11第三节五大系统设计 15第三章热力计算、动力计算【1】～【5】 21第一节热力计算 21第二节动力计算 29第四章XD474凸轮轴专题设计 35第一节凸轮设计 35第二节凸轮轴设计 47第三节凸轮轴的加工工艺 50第四节凸轮挺柱的磨损【12】 53第五节凸轮轴强度校核【6】 58第五章设计总结 60主要参考文献 61附录 63致谢 74前言本设计主要是对XD474汽油机凸轮设计。该设计中对于XD474整体设计参考了LJ474汽油发动机，我们在设计中尽可能的选用了LJ474汽油机的零部件及附件，保证用原来的生产线和工艺来生产出新产品，提高产品的经济效益。并在此基础上结合当前汽车行业对汽油机的发展新要求,配合当前的工艺，选择合适的转速与功率，及其他参数，以达到设计要求。XD474汽油机为四冲程发动机，采用了整体四缸的结构，每缸四个气门（两进两排），采用顶置的凸轮轴以减少传动件使得气门运作更灵活更适合于高速发动机上。由于汽油机增压困难，所以XD474汽油机没有采用增压来提高冲量。XD474不用于特殊地方运行的车辆上（如沙漠上），所以采用大多数发动机冷却方式即水冷。喷油系统和点火系统淘汰了传统的化油器喷油系统和蓄电池点火系统，采用电控喷油系统和电控点火系统。配气机构对发动机的动力性和经济性有着至关重要的影响，而凸轮轴是配气机构中最重要的部件，凸轮的形状决定了进、排气门运动规律，进而影响进排气的好坏，因此凸轮的设计至关重要。XD474的凸轮采用多项式动力凸轮。该种凸轮负加速度小，正向惯性力小、不易飞脱，凸轮桃尖处的接触压力小，加速度曲线连续，冲击小，有利于向高速发展，可达到现代发动机向高速的要求。由于这次毕业设计是我第一次用所学的知识对内燃机进行设计，所以在设计过程中难免会存在或多或少的错漏，希望各位老师和同学予以批评指正，并提出宝贵的意见。第一章XD474汽油机的主要技术参数第一节设计目的本设计目的是设计出动力性好、燃料经济性好、排放性好、价格合理，并跟得上国内发展的汽油机。其次，配气机构是内燃机换气过程的控制机构，它根据气缸工作循环的要求，定时地打或关闭进、排气门。使气缸排除废气，充入新鲜充量。其工作不仅对内燃机动力性能和经济性能有很大影响，而且还影响内燃机的可靠性和耐久性。因此，配气机构设计尤为重要。而在配气机构中凸轮轴的作用首当其冲最为重要。设计出的XD474汽油机凸轮轴首先必须满足动力性要求。对于凸轮必须根据内燃机性能要求设计出相应的凸轮轮廓。设计出的凸轮应满足：能够获得足够大的时面值，以保证气门通过能力，提高气缸充量效率；保证合适的配气正时；正、负加速度不宜过大，最好不要产生突变，以避免各零部件间作用力过大或产生冲击；气门落座和开启速度不能太大，避免气门座合面及阀座过快磨损。对于凸轮轴的设计必须保证其上凸轮的配置位置正确，有足够的刚度、疲劳强度、冲击韧性、表面硬度和耐磨性。第二节设计原则在满足技术任务书的前提下，按以下原则设计：1、功率和转速在使用范围内，最大转矩以及转矩特性应满足汽车动力性的要求；2、发动机的排气中有害污染物的排放和运转噪声能满足法规要求；3、尽可能高的燃料经济性；4、可能高的工作可靠性和足够的使用耐久性；5、结构紧凑、外形尺寸小，重量轻；6、制造工艺性好，成本低，主要零件满足系列化，标准化，通用化“三化”要求。便于组织生产和日常维护保养；7、使用方便、操作性能良好。本机的零部件尽量和LJ474汽油机通用，其他通用件在设计及工艺上都应有高度的继承性，保持原有的标定转速和压缩比，使XD474的动力性和经济性有所提高。[1]第三节XD474汽油机主要参数的选择主要技术性能参数表1—1？？？？？？气缸排列方式立式直列气门配置形式顶置气缸数4冲程数4缸径×行程（mm×mm）74×76活塞总排量(L)压缩比9.5：1燃烧室形式直喷型燃烧室工作顺序1－3－4－2润滑方式压力、飞溅润滑冷却方式离心水泵强制循环起动方式电起动标定功率/转速（kW/r/min）62/6000标定转矩/转速（NM/r/min）102/3000总质量（kg）150怠速转速（r/min）850±50全负荷耗油量(g/KW·h)275进气提前角（°CA）25°±5°（上止点前）进气滞后角（°CA）40°±5°（下止点后）排气提前角（°CA）60°±5°（下止点前）排气滞后角（°CA）20°±5°（上止点后）进气门间隙（mm）排气门间隙（mm）供油提前角（°CA）7～9(上止点前曲轴转角)噪声限值LwdB(A)≤119二、主要参数的分析和选择[1]～[4]内燃机的主要参数是进行内燃机设计时的主要依据和设计目标，掌握这些参数对内燃机各项性能的影响及其变化规律，对于内燃机设计来说是非常的必要。一般情况下总是用与动力性指标直接相关的参数进行选择。内燃机有效功率计算式如下：=(kw)(2-1)式中：—为平均有效压力（MPa）；—单缸工作容积(L)；Z—气缸数；—冲程数；n—转速（r/min）；—活塞平均速度（m/s）D—气缸直径（mm）由上式可知：要提高内燃机的有效功率，一般应从下面几个参数考虑：（一）、平均有效压力平均有效压力是标志内燃机整个工作过程的有效性和内燃机制造完善性的指标之一。因此，值的提高，是内燃机技术发展的重要标志。平均有效压力与混合气形成的方法、燃料的种类、燃烧和换气过程的质量、进气温度和压力以及机械效率等有关。平均有效压力可用下公式计算：(MPa)（2-2）其中，—指示热效率；—充气效率；—充量系数；—过量空气系数；—有效热效率；—机械效率；—燃料低热值（kJ/kg）；—理论空气量；—进气压力；—进气温度（K）；提高平均有效压力值可使功率增加，比重下降。但是机械负荷和热负荷也随之增加，影响汽油机的可靠性及寿命。现代汽油机在功率点的最大平均有效压力=0.7～1MPa，而XD474汽油机参数选取为：表1-2？？？？(kJ/kg)(MPa)(K)43960360把数据代入公式（2-2）得：=(MPa)计算出的平均有效压力值，在0.7~1MPa之间，故符合要求。（二）、活塞平均速度活塞平均速度也是表征活塞式内燃机强化程度（热负荷和机械负荷）的重要参数之一。活塞平均速度对于内燃机的性能、工作可靠性和使用寿命有很大的影响。一般来说，活塞平均速度增大使发动机功率增高，但是活塞组的热负荷和曲柄连杆机构的惯性负荷增大，磨损加剧，寿命下降。同时，由于进排气流速增大，进排气阻力与气流速度平方成比例地增加，使充气系数ηv下降，所以随着活塞平均速度的提高，对活塞组的材料和加工工艺等就应要求越高。由公式：==15.2（m/s）式中，S—活塞行程；n—转速；由可知，>9m/s,故XD474汽油机属于高速内燃机。由有效功率公式得：=59.52（kw）因为，(62-59.52)/6=4%，误差在5%以内，故参数选则符合要求范围。（三）、气缸直径D和汽缸数Z现代内燃机厂往往是通过改变内燃机气缸直径来达到扩大内燃机的功率。气缸直径D加大，有效功率P以直径平方的速度增加，但是惯性力以直径平方的速度增加，导致振动和机械负荷加剧，还会导致发动机气缸、活塞组、汽缸盖、气门等零件的热负荷加重。汽油机受到爆燃的影响，气缸直径一般不超过110mm。气缸数Z与气缸直径D、转速n有密切的联系。在同样功率要求下，气缸数越多，气缸直径就可以缩小，转速就可以继续提高。气缸数增加，平均有效压力线性提高，发动机长度加大，平衡性改善。因此，通过增加汽缸数是比较好的提高内燃机功率的办法。（四）、行程S行程S增加，可以提高平均有效压力，但是在气缸直径不变的情况下，S的增加即行程缸径比S／D增加，导致活塞平均速度提高，有磨损加速、寿命降低等问题。一般S的变化主要用于：1、调节整机排量2、调节耐久性减小行程S，即降低S／D，可以减少侧向力和，减轻磨损。3、调节转矩值M≤=式中，为切向力。（五）、评定参数发动机型式和主要参数选择的合理性和结构的完善性，常用以下三个参数来评定：强化指标·、比重量、升功率、气缸中心距与缸径的比值1、强化指标·平均有效压力和活塞平均速度的乘积通常称为强化指标（或称强化程度）。它是与单位活塞面积所做功率（比功率）成正比的，它一方面代表了功率和转速的强化，另一方面又代表了发动机机械负荷和热负荷的高低。内燃机的发展趋势是强化程度的不断提高，但是随着强化程度的提高，发动机的热负荷和机械负荷相应迅速增加，气缸内最高燃烧压力和零件惯性力都随之增大。一般内燃机的强化指标不超过140，因为超过了140就要采取相应的措施来提高机器的刚度和强度，使结构复杂，工艺要求更高。而XD474汽油机的强化指标等于:·×13.17m/s=106.68<140即其对材料强度和工艺要求适中。2、比重量比重量是单位千瓦的净重（kg/kw），它表征工作过程的强化程度和结构的完善程度。降低这一数值，就可以节约金属材料、降低制造成本。自重的减轻意味着功率消耗的节约或有效载重的增加，从而提高了运输效率。因此在设计发动机时，在保证所要求的强度、刚度和制造条件许可的情况下，应不断地降低比重量。升功率升功率kw/L，它决定于、n和，表征着发动机工作过程的完善性，也可以用来评定发动机的结构紧凑性和外形尺寸大小。现代汽车发动机的发展趋向之一是升功率的继续提高。4、气缸中心距与缸径的比值气缸中心距及缸径的比值，是表征汽油机长度的紧凑性和重量指标的重要参数。它与汽油机的强化程度、气缸排列和机体的刚度有关。缸心距的大小主要取决于气缸盖型式、气缸套型式、直列式还是V型、水冷还是风冷、以及曲轴的结构型式和尺寸分配。5、曲柄半径与连杆长度比R/L行程S既定后，选择主要考虑以下因素：选择较大的R/L，使连杆短、重量轻，往复和离心质量小，有利于发动机高速化。虽然缩短了连杆长度，但是增大连杆摆角和活塞侧压力，对缸套磨损不利；在选则连杆长度时，要保证活塞在下止点时不与曲轴平衡块相碰，活塞在上止点时曲柄不可与缸套相碰。因而该机的R/L选为1/3.6。第二章XD474整体设计设计原则为了满足生产及维修的方便，本机的零部件尽量通用且在设计及工艺上都应有高度的继承性，同时还必须满足三化的要求，满足用于重型货运汽车和大型客车以及重型工程机械的动力要求。第一节机体与气缸盖设计一、机体设计中小型高速水冷内燃机的气缸体与曲轴一般做成一体，总称为机体。XD474型汽油机机体包括气缸体、主轴承盖、油底壳等。机体构成内燃机的骨架，机体内外安装着内燃机所有主要零件和附件。为了保证内燃机活塞、连杆、曲轴、气缸等主要零件工作可靠、耐久，它们互相之间必须严格保持精确的相对位置，因此在机体设计中必须对重要表面的尺寸、几何形状、相互位置等提出很严格的公差要求。机体在内燃机工作时承受很复杂的负荷。气压力使机体受到拉伸，而且在气压力的传递过程中，会使机体不同部分承受附加的弯曲和扭曲。往复惯性力和离心力在高速内燃机中可能达到很大数值，它们也使机体受到弯曲和扭转作用。所以机体应具有足够的强度以及纵向和横向弯曲刚度。当曲轴向外输出扭矩时，机体要受到由侧压力构成的反扭矩的扭转，因此，机体要有足够的扭转刚度。为了保证曲轴主轴承工作可靠，主轴承座应有足够的刚度。为了保证燃烧室密封可靠，气缸体上平面密封部位也应有足够的刚度，否则在燃气压力作用下或在预紧气缸盖螺栓时，上平面密封部位就会变形漏气，影响内燃机工作。缸体是发动机的基础。在它的上部固定着气缸盖，为了密封，在其中垫有气缸垫，在它的四个缸套内上下滑行着四个活塞总成。前端安装着传动机构的正时齿轮，以及机油泵、水泵、风扇。右侧安装着发电机、进气管、空气细滤器。左侧安装排气管、机油滤清器，后端与汽车变速器和起动电机连接在一起。该机型选用气缸体与曲轴箱做成一体的平底式机体结构，采用封闭水套的双层结构。为了冷却气缸，机体上部应设置冷却水套。冷却水套沿气缸轴向的长度，应保证活塞环（主要是气环）在上下点位置时，依然在水套范围之内，以保证活塞环的有效冷却。水套的结构还应使整个内燃机的冷却尽可能均匀。采用纵向布置水道，使冷却水沿此道直接供向各缸，以保证供给各缸的水温和水量相同。水套的放水管应布置在水套的最下部，保证在放水时能将水套中的水放尽，防止水套的存水将会在冬天冻结，使机体冻裂。机体横向尺寸主要取决于连杆螺栓最外点的运动轨迹，纵向尺寸取决于缸心距，用评价紧凑性，取=1.23，则×74=91.02mm。缸体顶面壁厚取12mm，底面壁厚取10mm,水套壁和横隔板的厚度主要由铸造条件决定取4mm。缸体材料用HT25—47的普通铸铁。机体与曲轴前后端面采用自紧式橡胶油封来防止漏油，平面密封材料选用耐油橡胶制成的O行圈。二、气缸和气缸套设计内燃机的气缸是气体压缩、燃烧和膨胀的空间，并对活塞起导向作用。燃烧过程中燃气最高温度可达2000～2500C，最高压力可达5～15×10帕，因此它的内壁直接受到高温高压的燃气作用；而它的外壁又受到冷却水的冷却。在内外壁温差及爆发压力作用下，气缸套受到相当大的机械应力和热应力。因此要求气缸套要有足够的强度和刚度，并保证在工作时不致有过大的变形。气缸套还承受活塞的侧压力，而且活塞在它的表面做高速相对运动，使气缸内壁受到强烈的摩擦。因此，气缸镜面还必须具有一定的磨性。气缸套外壁还受到冷却水的穴蚀作用。因此，气缸套外壁还应有抗“穴蚀作用”。该机型选用球墨铸铁材料的湿缸套。湿缸套的壁厚决定于内燃机的指标和缸套材料。一般认为当壁厚取0.9D时缸套穴蚀就很少发生。湿缸套一般用两个定位带支承在气缸体中作为径向定位。缸套保持足够长度，下止点时活塞裙部只能露出5～10mm，以保证导向。三、气缸盖设计气缸盖的作用是密封气缸，并与活塞共同形成燃烧室空间，并承受高温高压燃气作用。为了保证缸盖与气缸套之间的密封，缸盖还要受到很大的螺栓预紧力(一般为爆发压力的3～4倍)；气缸盖各部分温度很不均匀，如缸盖底面燃烧室部分温度最高，而冷却水套部分温度较低，进气道和排气道温度也不相同，因此，气缸盖的机械应力和热应力很大。气缸盖的结构复杂，铸造残余应力很大。因此，气缸盖应当满足下面要求：气缸盖应具有足够的强度和刚度，工作时缸盖变形最小并保证与气缸的接合面有良好的密封。要根据混合气形成和燃烧方式布置出合理的燃烧室形式，气门、气道布置合理，力求使内燃机性能良好。结构力求简单，铸造工艺良好，冷却合适，缸盖温度场分布均匀，尽可能减少热应力，避免气门之间形成裂纹。因为气缸直径D<105mm,所以该机型选用整体式的气缸盖，采用合金铸铁。气缸盖高度取H=D=74mm,底面厚度取△=13mm，进气门喉口直径取，排气门喉口直径取。气缸盖螺栓的布置尽量相对气缸中心线均匀分布，各气缸螺栓中心线沿气缸周边切线布置，以增强密封能力。各螺栓所分摊的压紧面积要基本相同，以保证压力均匀。该机型每缸用4个螺栓，采用优质合金钢40Cr材料。螺栓直径取M12，预紧力矩取150N/m。在装配发动机拧紧气缸盖螺栓时，为了避免气缸盖衬垫和气缸盖局部变形，引起压力不均匀，必须依次由气缸盖的中央向四周对角逐渐拧紧，并分三次拧紧。四、油底壳油底壳因基本不受力，所以采用钢板冲压而成。油底壳为湿式，主要用来存储机油，同时还具有散热作用和防止机油飞溅，减少氧化及清除泡沫的作用。油底壳是用18个M6的螺栓拧紧到气缸体下平面和后盖及机油泵外体下平面的。气缸体和油底壳之间垫有软木垫，用来密封机油防止外漏。油底壳下面有放油螺塞，左为更换机油时放油用。[1]～[6]第二节曲柄连杆机构和配气机构设计一、曲柄连杆机构曲柄连杆机构是发动机的主要运动机构，其功用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，同时将作用于活塞上的力转变为曲轴对外输出的转矩，以驱动汽车车轮转动。曲柄连杆机构是由活塞组、连杆组和曲轴飞轮组的零件组成。（一）、活塞组活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是活塞式发动机中工作条件最严酷的组件。发动机的工作可靠性与使用耐用性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。活塞组的主要作用是与气缸组成燃烧室，承受燃气作用，并传递作用力；密封气缸，防止燃气泄漏及润滑油窜入燃烧室；将活塞顶部接受的热量传给气缸壁，进而传给冷却介质；配气，完成进气、压缩和排气功能。活塞工作条件恶劣，工作时，顶部承受高温高压作用并高速滑动。在考虑材料选择时必须考虑材料强度、刚度、密度、耐磨性、耐高温性等。综合考虑以上各方面因素，XD474汽油机选择活塞材料用EL109—GB1175—74，系共晶硅铝合金铸造。活塞裙部采用拖鞋式。活塞环用两道气环和一道油环，采用灰铸铁加合金元素材料的桶面环，该种环能保证良好的润滑，可避免凌缘负荷，密封性能好，磨合性好。活塞销采用浮动式结构，这种形式使得活塞销与销座的相对滑动速度小，磨损小，而且均匀。活塞通过活塞销与双、三联齿轮连接起来。为保证双、三联齿条与输出轴上的离合器齿套的啮合，在齿条的一侧用定位块定位，又可防止齿条窜动。为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的强度和刚度，一般多用精选含碳量的优质中碳钢45模锻。考虑本机设计的输出功率不大，故选择用45号钢模锻。（二）、连杆组连杆组包括连杆体、连杆盖、连杆螺栓和连杆轴承等零件。连杆组的作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞组上的力传给曲轴。连杆组一般均经喷丸处理以提高其零件的强度。连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作往复运动，连杆大头与曲柄销连接和同曲轴一起作旋转运动。因此，连杆体除了有上下运动外，还左右摆动，作复杂的平面运动。连杆组主要受压缩、拉伸和弯曲等交变负荷。最大压缩载荷和连杆组作平面运动时产生的横向惯性力的共同作用下，连杆体可能发生弯曲变形。根据连杆组的工作条件，连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。为此，应保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度。若强度不够，连杆螺栓、连杆盖甚至连杆体都可能断裂。若刚度不够，则可能由于大头变形而使连杆螺栓弯曲；由于大头孔失圆而使连杆轴承的润滑遭到破坏；由于杆身弯曲而造成活塞与气缸壁、连杆轴承与曲柄销偏磨、气缸漏气和窜机油等弊病。但是，为了增加连杆的强度和刚度，不能简单地依靠加大结构尺寸来达到。为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸；采取提高强度的工艺措施等。目前，连杆设计的趋向是采用短连杆方案。并且一般多用精选含碳量的优质中碳结构钢45模锻。常用连杆比λ的范围为1/4～1/3.2。连杆长度越短，则连杆比λ越大，这就可以降低发动机的高度，减轻运动件重量和整机重量，对高速化有利，但λ过大会使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸套相碰的可能性。因此XD474汽油机的λ取1/3.6,属于中等连杆比。杆身设计一般采用“工”字形截面钢，以加强连杆的结构刚度和强度；小头设计采用三圆弧过渡。大头设计合理的加强筋，尽量缩短连杆螺栓的距离，采用45°斜切口措施，使安装方便，达到最佳的设计效果。此外，为了减少磨损，还要选用合适的轴承和保证良好的润滑条件。（三）、曲轴飞轮组曲轴是发动机的最重要机件之一，发动机的全部功率都通过它输出。它的尺寸参数在很大程度上不仅影响着发动机的整体尺寸和重量，而且也在很大程度上影响着发动机的可靠性与寿命。曲轴在周期性变化的气体力、惯性力及其力矩的共同作用下工作，承受弯曲和扭转交变载荷。因此，曲轴应有足够的抗弯曲、抗扭矩的疲劳强度和刚度；轴颈应有足够大的承压表面和耐磨性；曲轴的质量应尽量小；对各轴颈的润滑应该充分。本机曲轴采用整体式曲轴，同时采用45号钢模锻，采用分路供油。曲轴前端装减震器，在曲轴和机体之间设置止推轴承，曲轴轴向间隙应保持△=0.05～0.2（mm）。二、配气机构内燃机的配气机构应保证各气缸换气良好，充气系数尽可能高。四冲程内燃机都采用气门凸轮式配气机构，因为这种机构工作可靠，尤其是进排气门能够持久地保证燃烧室的密封性。当然这种机构高速运转时易于发生振动、噪音和不正常磨损等问题，所以要特别注意使它具有良好的动力特性。XD474机采用顶置凸轮轴，有四对进排气控制凸轮，它们按顺时针方向旋转和1、3、4、2的气缸工作顺序工作，相互间成90°角排列布置。XD474的配气机构有凸轮轴、摇臂、挺住、气门和气门弹簧组成。配气机构的功用是按照发动机各缸的工作顺序和工作循环的要求，定时的开启和关闭各缸的进排气门，以便引进新的充量和排出废气。配气机构受到气体压力，惯性力和弹簧力的作用，在急剧变化的高速下工作、承受很大的载荷。配气机构的运动件应该具有较小的质量和较大的刚度，以使配气机构具有良好的动力特性。气门又是燃烧室表面的一部分承受高温和高压。尤其是排气门，受到高温燃烧气体的冲刷，是发动机中温度最高的零件。此外，凸轮与从动件在高接触应力下的接触疲劳和磨损、气门弹簧的疲劳破坏，都是内燃机重要的可靠性问题。发动机对配气机构的要求是：1、要使进气充分，排气干净，泵气损失小，以保证发动机的动力性指标和经济性指标；2、结构紧凑，工作可靠，寿命长；3、制造工艺性好，调整简便。XD474型汽油机采用顶置气门、顶置凸轮轴。凸轮轴通过挺住控制摇臂摆动来控制气门开与闭。每缸两个进气门，两个排气门，每个进（排）气门配备一根变节距的气门弹簧。进气门的工作温度较低采用40Cr合金结构钢材料，排气门的工作温度较高采用高温下仍有良好热稳定性和强度4Cr9Si2材料。气门锥角采用45度，气门头部背锥角采用20度。进气门座不镶圈，排气门采用合金铸铁的镶圈。气门导管设计成没有任何台肩的圆柱形，采用灰铸铁材料。摇臂的作用是将推杆和凸轮传来的运动和作用力，改变方向传给气门使其开启。摇臂是一个双臂杠杆，两臂承受较大弯曲应力，所以应保证它有一定抗弯强度，为了在较小的重量下获得较大刚度，两臂采用“丁”字形截面，摇臂采用空心轴。它与凸轮轴接触的那个臂为圆弧面。气门弹簧的作用是防止气门开启时，因惯性力使气门脱离摇臂调整螺钉，造成气门运动规律失去控制，同时气门关闭时，将气门压合在气门座上，以防止漏气。本机每个气门配备一根变节距的气门弹簧，采用变节距的弹簧，既可减少弹簧数量，又可防止发动机在运转过程中，弹簧发生共振以致断裂。第三节五大系统设计一、燃油供给系统汽油机燃油系统的功用是，根据汽油机各种不同工况的要求，配制出一定数量和浓度的可燃混合气，供入气缸，使之在临近压缩终了时点火燃烧而膨胀做功。现代汽油机的燃料供给系统一般有两种类型——化油器式燃油供给系和燃油喷射系统[7]。考虑到化油器空燃比控制精度低和排放控制要求等因素，XD474汽油机采用电控汽油喷射系统。除实现了空然比的精确控制以外，与化油器供油方式相比，电子控制汽油喷射还具有以下几方面的优越性：1、在进气系统，由于没有像化油器供油那样的喉管部位，进气压力损失小。2、在汽车加减速行驶的过渡运转阶段，空燃比控制系统能够迅速响应，使汽车加减速反应灵敏。3、当车在不同地区行驶时，对大气压力或外界环境温度变化引起的空气密度变化，可以进行适量的空燃比修正。4、在发动机起动时，可以用ECU计算出起动供油量，并且能使发动机顺利经过暖机运转。使发动机起动更容易，且暖机性能提高。5、能提供各种工况下最适当的混合气空燃比，且汽油雾化好，各缸分配均匀，使燃烧效率提高。因此，能有效地降低排放，节省汽油。6、减速断油功能，也能降低排放，节省汽油。XD474汽油机采用电控多点喷射系统以及顺序喷射、闭环控制、直接检测进气量方式。电控汽油喷射系统由空气系统、燃料系统和控制系统组成。空气供给系统为发动机可燃混合气的形成提供必需的空气。空气经过空气滤清器、空气流量计、节气门、进气总管、进气支管进入各缸。一般行驶时，空气量由节气门控制。怠速时，由怠速调整螺钉和怠速空气调整器调整流经旁通道的空气来实现。空气滤清器采用纸式空气滤清器，流量计采用热膜式。燃料系统的功用是向气缸提供燃烧时所需的汽油量。汽油供给系统由油箱、汽油泵、汽油滤清器、汽油压力脉动减震器、喷油器、汽油压力调节器及汽油分配管等组成。汽油由汽油泵从油箱中泵出，经过汽油滤清器，除去杂质及水分后，再送至汽油脉动减震器，以减少其脉动。这样具有一定压力的汽油流至汽油分配管，再经各供油支管送至各缸喷油器，喷油器在ECU的喷油指令下喷油。XD474的汽油泵装在油箱内，采用轴针式电磁喷油器。电子控制系统的功用是根据各传感器的信息，由计算机进行综合分析和处理，通过执行装置控制喷油量等，使发动机具有最佳性能。该系统中用到的基本传感器有空气流量计、发动机转速传感器。修正传感器有曲轴位置传感器、水温传感器、氧传感器、爆燃传感器、节气门位置传感器等。[19]二、冷却系统发动机的冷却系统主要由水泵、散热器、风扇、节温器、补偿水桶、发动机机体和气缸盖中的水套以及其他附加装置等组成。冷却系统的功用是使发动机在所有工况下都保持在适当的温度范围内。冷却系统既要防止发动机过热，也要防止冬季发动机过冷。在发动机冷启动之后，冷却系统还要保证发动机迅速升温，尽快达到正常的工作温度。在发动机工作期间，与高温燃气相接触的零件受到强烈的加热。在这种情况下，若不进行适当的冷却，发动机将会过热，工作过程恶化，零件强度降低，机油变质，零件磨损加剧，最终导致发动机动力性、经济性、可靠性及耐久性的全面下降。但是冷却过度也是有害的。过度冷却或使发动机长时间在低温下工作，均会使散热损失及摩擦损失增加，零件磨损加剧，排放恶化，发动机工作粗暴，发动机功率下降及燃油消耗率增加。现代内燃机的转速和功率不断提高，热负荷也越来越高，一个良好的冷却系统应满足下列要求：1、散热能力能满足内燃机在各种工况下运转时的需要；2、冷却系统消耗功率小，起动后能在短时间内达到正常的工作温度；3、体积小、重量轻，又便于拆装维修；4、使用可靠，寿命长，制造成本低；从冷却系统的性能来看，闭式强制冷却是最完善的冷却系统，XD474汽油发动机的冷却系统采用闭式强制冷却系统，故该发动机能在冷却水温95～100℃下正常运转，同时还可以减少冷却液的蒸发损失。冷却强度的调节，主要靠蜡式节温器来完成。采用五叶片轴流式风扇。风扇的叶型有特殊要求，其叶身型面是简单的圆弧，五个叶片等角度分布。冷却水泵采用离心式水泵，水泵与风扇同轴，其间安置一个皮带轮，通过三角皮带同输出轴上的皮带轮相连从而被带动旋转进入工作状态。散热器加水口上装有散热器盖，主要用来密封散热器，使发动机整个冷却系统成为一个闭式冷却系统。冷却系统分两路，一为水路，由水泵、内燃机冷却水套、散热器、调温设备和管道等组成。另一部分为气路，由风扇、散热器和空气导流装置等组成。[1]三、润滑系统润滑系统的主要任务是供应一定数量的机油至摩擦表面，并起冷却和清洁磨粒作用，还增加活塞与活塞环的密封性；在个别情况下，它还担负起受热零件的冷却和传力控制的任务。摩擦表面上的油膜，能够防止金属表面直接接触，减少零件之间的摩擦和磨损。摩擦表面上的机油可以冲掉摩擦表面上的机械杂质，减少磨料磨损，带走摩擦热量，保证轴承等在合适的温度状态下工作。气缸壁上的油膜，还可以保护摩擦表面，减少腐蚀性磨损。因此，润滑系在减少机械损失、提高机械效率、延长内燃机使用寿命等方面起着重要的作用。润滑系统对内燃机的性能指标和工作可靠性也有重大的影响。为使内燃机润滑良好，必须使用合适的机油，必须用专门的机油滤清器不断对机油进行滤清，在必要时采用强制冷却装置，使机油温度不超过允许的数值。现代内燃机的转速和功率不断提高，热负荷也越来越高。一个良好的润滑系统应满足下列各项的要求：1、以一定的压力（压力不能过高也不能过低）和一定的油量（油量不应过多也不应过少）供油至摩擦表面；2、能够自动地将机油滤清，清除机油中的机械杂质，经常保持机油清洁；3、能够自动地冷却机油，不断地散发出传给机油的热量，将油温保持在一定的范围以内；4、润滑系统的部件功率消耗小，机油耗量少；5、工作可靠，油路不会堵塞和不会有漏油现象。起动后，能及时供油至摩擦面；6、能防止腐蚀性磨损；7、能对活塞环、活塞和缸壁起密封作用；8、修理和维护（调整、加油、检查）方便；XD474汽油机采用复合式润滑系，既用压力润滑，又用飞溅润滑，以压力润滑为主。这样润滑效果较好，能更有效地保证发动机的正常工作。机油储存在油底壳里，并把机油泵布置在油底壳内。采用全流式方式滤清，滤清器串联于机油泵和主油道之间。机油泵采用内齿轮式机油泵。泵体为铝合金压铸件，机油滤清器采用工业细毛毡折叠式机油滤。[1]～[6]循环机油量=18.4（）主油道压力油底壳机油温度≤95油底壳贮油量=4.5（L）四、点火系统点火系统的基本功用是在发动机各种工况和使用条件下，在气缸内适时、准确、可靠地以能量足够的高电压，使火花塞两极间产生足够强的火花，以点燃气缸中被压缩的可燃混合气，从而使发动机做功。点火系统性能的好坏将直接影响汽油机的燃烧过程，因而对汽油机的性能有重大的影响。传统的点火系统——蓄电池点火系统和磁电机点火系，其点火时刻的调整是依靠机械离心式调节装置和真空式调节装置完成的，由于机械的滞后、磨损及装置本身的局限性，故不能保证点火时刻在最佳值。而用ECU控制的点火系统，则可方便地解决以上问题。因为用微机可考虑更多的对点火提前角影响的因素，使发动机在各工况下均能达到最近点火时刻，从而提高发动机的动力性、经济性、改善排放指标[20]。鉴于上面因素，XD474汽油机采用有分电器式电控点火系统。ECU控制的点火系统主要ECU、传感器和点火执行器三大部分组成。ECU接受各中传感器送来的信号经过数据处理后，输出信号（缸序信号和点火信号）并通过电能输出级传到点火执行器。[19]五、起动系统内燃机不能依靠自身的力量从停车状态下开始运转，必须用外来的能量转动曲轴，这种转动内燃机曲轴并保证内燃机起动的装置，称为起动系统。起动系统的作用就是在正常使用条件下，通过起动机将蓄电池储存的电能转变为机械能，带动发动机以足够高的转速运转，以顺利起动发动机。起动系统的工作性能对内燃机的可靠性、使用方便性、耐久性和使用燃料经济性等有很大的影响。起动可靠性是内燃机工作可靠性的重要表现之一。如果起动不方便，不但增加操作者的劳动强度，而且使内燃机丧失了机动性。好的起动系统不仅应保证可靠起动，而且应保证起动磨损少。所以，良好的起动性能，从来就是内燃机的重要性能指标之一。起动系统要完成内燃机的起动，必须同时具备以下五个条件：1、须供给足够大的起动力矩，克服内燃机的起动阻力矩；2、起动系统必须将曲轴加速到一定的转速；3、在压缩冲程终了时，所形成的混合气具有着火限度以内的过量空气系数；4、在压缩冲程终了时，空气的温度高于燃料燃点的温度；5、每次爆发后的气体功都应大于阻力功，才能使内燃机逐渐地上升到稳定转速；上述五个条件中，前两个条件所需的动力必须由内燃机的附属设备即起动系统的动力装置供给，它是内燃机起动的必备条件。而只有同时具备了这五个条件，内燃机才能起动。对于汽油机来说，上述五个条件中的第三条即混合气具有着火限度以内的过量空气系数，对于起动的顺利是一个重要的关键。在汽油机起动时，它的温度很低，汽油雾化不良，为了保证起动时能够得到着火限度以内的混合比，必须在汽油机中设有起动加浓装置；为了在进气系统中形成必需的真空度，加速汽油的蒸发雾化，要求汽油机在启动时必须达到一定的起动转速。实验证明，当汽油机在大气温度很低的条件下起动时，要求汽油机中含有较多的轻馏分，同时应有合适的加浓装置，方能保证汽油机在低温条件下可靠起动。该机采用直流电机启动。电机启动功率N=0.59（KW），蓄电池容量为120安培小时，电压为12V，型号为ST811。最低启动转速取为：60转／分。启动功率取N=4.2（KW）。第三章热力计算、动力计算第一节热力计算大章节不能写引用一、已知参数缸径：D=74mm行程S=76mm缸数=4压缩比﹕1标定功率/转速62/6000kw/r/min标定转矩/转速102/3000NM/r/min大气状态=1bar=295K燃料平均重量成份C=0.855；H=45；mT=115二、根据有关资料和实际情况，选取一些设计参数（一）、过量空气系数α对汽油机来说，在整过运行工况中，可以遇到α>1和α≤1的各种情况。在全负荷时α的取值范围：α=0.85～1.1；当α=0.8～0.9时，火焰传播速度最高，爆燃倾向最大；当α=1.03～1.1时，燃油消耗率达较佳值，但过稀混合气会使热效率下降。考虑到排放要求，把α控制在1左右。因此，取α=0.95。（二）、进气温升ΔT新鲜冲量在进入气缸的过程中，受到高温零件加热和冲量动能转化为热能的影响，使新鲜冲量得到的温升。影响的主要因素有：发动机的冷却方式，转速和负荷，配气系统的结构布置，发动机工作时的环境温度等。1、当负荷不变而转速增加时，因循环重复次数多而气缸壁面稍有提高，但由于空气与壁面接触时间减少，使壁面传至空气的热量减少。后者的影响一般比前者大，故随转速的上升而下降。2、当转速不变而增加发动机的负荷时，缸壁温度被提高，使吸气过程中的增高，降低了发动机的充气效率。3、缸壁冷却强度直接影响到缸壁温度，冷却强度愈小缸壁温度愈高，则相应的亦愈大。四冲程汽油机：=0～40XD474为水冷式发动机，所以不应很大，取=。（三）、残余废气温度一般四冲程汽油机=900～1100k；的大小与发动机的负荷、转速、ε等都有关系。1、负荷增加时，后期膨胀比减小，升高。2、转速的提高时，部分燃烧延长至膨胀过程中进行，使提高；压缩比大则膨胀比大，膨胀较充分，这会使有所下降。3、直喷式燃烧室使燃烧速度加快，燃烧较完善，后燃期缩短。故取=1000K。（四）、残余废气系数γ残余废气系素的值与其压缩比，进气压力、配气正时等有关。汽油机的压缩比低，进气有节流，气门叠开角较小，所以残余废气系素高。四冲程汽油机：γ=0，06～0.16。该机型压缩比较高，取γ（五）、平均多变压缩指数水冷汽油机的范围在1.36～1.39之间，其大小主要取决于工质与气缸壁的传热情况，因而也就受到下面一些因素的影响。1、转速大，热交换的时间少，向缸壁的传热量和气体泄露量减少，提高。2、负荷大，气缸壁平均温度高，使工质在压缩初期从缸壁接受的热量较多，后期放热少，增大。3、气缸尺寸较大，传热损失少，增大。4、直喷式燃烧室，较高。5、ε较大，工质后期传热量大，泄露增加，使得下降。6、采用水冷方式，冷却强度大，较小。7、进气终了温度较高，工质在压缩过程中传热量大。综上所述，该机型取=1.36（六）、平均多变膨胀指数平均多变膨胀指数主要取决于后然的多少，工质与气缸壁间的热交换及泄漏情况。凡是使后燃增加，传热损失减小，漏气减小的因素均使减小，通常保持较高值可提高循环效率和内燃机工作可靠性。1、当混合气形成与燃烧不好时，后然增加，减小。2、转速增加时，后然增加，传热损失和漏气减少，则减少。3、负荷增加时，减少。4、气缸尺寸增大时，减少。5、气缸散热强烈时，增大。汽油机：=1.20～1.28。该机型取=1.24。（七）、热量利用系数是一个用以反映实际燃烧过程中燃烧不完善、通道节流、高温分解和传热等损失大小程度的一个重要参数，它的数值主要受内燃机燃烧品质的影响。凡是能改善燃烧过程和减少传热损失的因素和措施一般都有利于的提高。例如：1、排气门早开晚关，排气效果好，加上气门重叠，可取大些；2、对低速汽油机而言，燃料损失小，可取大些；3、采用顶置气门，热损失也较小，可取大些；4、直喷式燃烧室，传热损失小，燃烧性能好，也较大；汽油机：=0.85～0.95。该机型取=0.9。（八）、机械效率一般四冲程车用汽油机=0.80～0.90，由于XD474机的润滑条件较好，磨损较小，齿轮齿条传动效率高，故可取=0.85。（九）、示功图丰满系数是把实际循环中的时间损失和部分换气损失在理论循环中给予考虑。此值越小，表示时间损失和换气损失越大。的数值与转速、排气提前角、供油提前角、点火提前角等因素有关。2～0.97之间。该机型取=0.95。（十）、最高燃烧压力汽油机[2]取值在80～120bar，由于是高速汽油机，应取较大值。取=110bar。燃烧热化学计算表3—1？？？？、燃料自然温度／K元素成分（重量%）化学计量空燃比低热值／kJ·kg辛烷值（RON）CH0汽油493～533044171～4396180～971、理论所需的空气量(kmol/kg)（3—1）2、新鲜空气量（kmol/kg）（3—2）3、燃烧产物总量=0.529（kmol/kg）（3—3）4、理论分子变更系数（3—4）5、实际分子变更系数（3—5）四、换气过程参数的计算1、取进气终点压力。2、进气温升，则进气终点温度为：350.5（k）（3—6）3、充气效率（3—7）五、压缩过程的计算1、选取平均多变压缩指数2、压缩过程中任意点的压力：(bar）（3—8）式中，—为点的气缸容积；3、压缩终点压力和温度（bar）（3—9）（K）（3—10）（℃）（3—11）其中，—为压缩比；—为进气终点压力；—为进气终点温度。六、燃烧过程的计算根据=9.5，采用93#汽油，燃料平均元素成分和分子量：C=0.855；H=0.145；m=115kg/kmol；根据门捷列夫公式计算燃料低热值：（9H+W）=43929.5（kJ/kg）由于过量空气系数α=0.95，因不完全燃烧而损失的热量为：（kJ/kg）（3—12）1、压缩终点的空气平均等容比热由（K），根据资料查得7.2(kcal/kgmol·℃),所以：=-1.986=21.83(kJ/kgmol·℃)（3—13）2、压缩终点的残余废气平均等容比热由α（K），根据资料查得=8.1(kcal/kgmol·℃),所以(kJ/kgmol·℃)（3—14）3、压缩终点的混合气平均等容比热(kJ/kgmol·℃)（3—15）4、燃烧终点的温度由公式：（3—16）即：(kJ/kgmol)用试凑法求得[19]：℃因此，(K)5、压力升高比（3—17）6、最高燃烧压力（bar）（3—18）七、膨胀过程的计算选取平均多变膨胀系数：；1、初期膨胀比（3—19）2、后期膨胀比（3—20）3、膨胀过程中任意点的压力：（3—21）式中，—为任意点的气缸容积；4、膨胀终点的压力和温度；（bar）（3—22）(K)（3—23）（）八、平均指示压力的计算（3—24）（bar）（bar）（3—25）九、指示热效率（3—26）十、指示比油耗(g/kw·h)（3—27）十一、有效热效率和比油耗（3—28）(g/kw·h)（3—29）十二、平均有效压力和有效功率的校核（bar）（3—30）(L)（3—31）(kw)（3—32）5%（3—33）与给出的有效功率Pe=62KW误差不超过5%，热力计算的参数的选取基本达到要求.与估算值也基本相符。第二节动力计算往复活塞式内燃机的特征之一是运动的不均匀性。虽然作为内燃机功率输出主轴的曲轴，其转动也基本均匀的，但活塞连杆组运动极不均匀，伴随着很大的加、减速度，产生超重上千倍的惯性负荷，对受力件的强度和耐久性影响很大，并导致振动和噪声。随着内燃机转速越来越高，动力学的计算显得尤为重要。一、连杆机构运动学计算在常用的中心曲柄连杆机构中，活塞A做往复直线运动，曲柄作旋转运动，而连杆作平面运动。在现代高速内燃机中，在稳定工况下，可以认为曲柄作匀速运动，其角速度为：，式中，n是曲轴转速（r/min）。图3-1活塞—中心曲柄机构简图1、活塞位移（3—34）由，得：（3—35）2、活塞速度（3—36）式中：ω—曲轴旋转角速度；rad/s则：=m/s3、活塞加速度=394384（（3—27）二、曲柄转角α与气缸工作容积、的关系1、2、在曲柄转角α为时，气缸工作容积（3—28）==三、压力与曲柄转角α的关系1、吸气过程（α＝0°～180°）大气压力=1bar，而吸气过程中气缸内为真空状态，热力计算中已确定进气时气缸压力为=0.9bar。则真空度为：（3—29）2、压缩过程（α＝180°～360°）压缩过程的气体压力为：其中气缸容积：L（3—30)则：（3—31）式中：－气缸在任意点的工作容积；由此计算出值后，代入上式求各α角的对应值3、膨胀过程（α＝360°～540°）膨胀过程气体为：则：（3—32）式中：－x点的气缸容积，求法同4、排气过程[20]（α＝540°～720°）一般发动机的），作为功的损失来看并不大，又因为XD474汽油机发动机泵损失影响较少，因此取：bar（3—33）bar（3—34）四、气体压力的修正1、吸气过程的压力修正由于吸气过程之初，气缸内的压力受排气终了压力的影响，不可能一下就降到进气压力0.9bar，气缸内的压力变化需要一个过程，所以吸气过程之初的几个气体压力需要修正。2、膨胀过程气体压力的修正由于排气提前，部分工质在活塞运行到下止点前就排出气缸外，使缸内气体压力要小于计算值，所以这几组数据也要修正。3、排气过程气体压力的修正虽然排气提前，气体压力比理论值要小，但还是比排气终点压力大。因此，实际工作的气体压力降到也需要一个过程，这个过程中的数值也应加以修正。五、曲柄－活塞机构的受力分析曲柄连杆机构中的作用力分为：气体作用力、惯性力（往复惯性力和旋转惯性力）、合成力F。1、气体作用力（3—35）式中：（MPa）为缸内绝对气压力；（MPa）为大气压力；A（）为活塞定投影面积。2、惯性力往复惯性力：（3—36）旋转惯性力：（3—37）式中：为活塞组质量和连杆集中在小头的当量质量之和；为曲轴组质量；连杆集中在大头的当量质量。3、气体压力与往复惯性力的合力F：F=+（3—38）4、曲柄连杆机构作用力的分析合成力F沿气缸轴线作用于活塞，活塞受力F分解为两个力，即侧压力和连杆的压力：（3—39）（3—40）式中，—为连杆提前角；由三角关系可知：（3—41）连杆对曲轴销的作用力可分解为两个分：切向力：（3—42）径向力：（3—43）3．作单缸转矩M（3—44）第四章XD474凸轮轴专题设计凸轮轴是配气机构中的主要驱动零件，必须正确设计，为此拟定如下设计要求：1、正确配置各缸的进、排气凸轮的位置，保证内燃机正常运转；并且能满足发动机功率、扭矩、转速、燃油消耗率、怠素和启动等各方面的要求。2、使发动机具有良好的的充气性能，因而时间面值应尽可能大些。3、加速度不宜过大，并且连续变化。4、具有适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、工作时噪声较小。7、应该使气门弹簧产生共振的倾向达到最小程度。8、应该使配气机构各传动零件受力和磨损较小，工作可靠使用期长。上述这些要求往往相互矛盾，必须根据发动机的具体要求，抓住主要矛盾，协调各种因素，妥善解决。第一节凸轮设计一、凸轮设计的任务和要求凸轮设计的主要任务是根据内燃机性能要求设计凸轮外形的轮廓曲线。凸轮外形的轮廓曲线决定着配气机构的通过能力，即时间-截面值和惯性力的作用情况，对配气机构的工作能力和动力性能有着决定性影响。因此，合理设计凸轮外形轮廓曲线是配气机构设计的关键。从配气机构的基本工作任务出发，对凸轮设计有以下几点要求：1、能获得足够大的时面值，以保证气门通过能力，提高气缸充量效率。2、保证合适的配气正时，要顾及内燃机功率、扭矩、转速、经济性、低负荷运转及启动等方面的要求。3、正、负加速度不宜过大，最好不产生加速度突变现象，以免配气机构各零件间作用力过大或产生冲击，从而保证机构工作可靠，使用寿命长。4、气门落座和开启速度不能太大，避免气门座合面及阀座过快磨损。5、工作中产生的噪声小。6、具有良好的工艺性，便于制造。内燃机配气凸轮外形轮廓线设计，可归纳为两种方法：1、根据对所设计内燃机分析和也有的经验，选定凸轮外形轮廓线。即确定凸轮几何形状和挺柱形式，然后计算出挺柱运动规律。从而校验所选定的凸轮几何形状是否满足设计要求。用这种方法设计的凸轮称为几何凸轮，它由几段圆弧组成。2、从内燃机性能对气门通过能力和配气机构动力性能的要求出发，先拟定挺柱的运动规律，而后求出凸轮外形轮廓曲线。用这种方法设计出的凸轮称为函数凸轮。二、凸轮主要设计参数的选择[2]凸轮的主要参数有凸轮作用角2、挺柱最大升程、基圆半径、气门落座速度、凸轮最小曲率半径等。（一）、凸轮作用角2凸轮作用角指工作段所占凸轮基圆圆周角，它由配气正时要求决定的，可根据热计算初选决定通常配气正时是用曲轴转角表示的，应换算成凸轮作用角。由于四冲程内燃机的凸轮轴转数是曲轴转速的一半，故：式中——进(排)气门提前开启角(曲轴转角)；——进(排)气门迟后关闭角(曲轴转角)。取进气提前角=25，进气迟闭角=40。所以对进气凸轮有：取排气提前角，排气迟闭角。所以对排气凸轮有：（二）、挺柱最大升程挺柱升程与气门升程之间存在摇臂传动比ⅰ的比例关系。气门最大升程与气门直径直接有关系。一般进气门的=0.26～0.28。排气门的=0.3～0.35。一般气门直径（0.32～0.5）D，取0.4D=26.2mm。取进气门=0.27，则=7.07mm；取排气门=0.33，则=8.646mm。i=1.2～1.8，取i=1.5，则进气门挺柱最大升程=mm，排气门挺柱最大升程=mm。（三）、基圆半径它是根据凸轮轴直径决定的，而应保证凸轮轴具有足够的抗弯刚度和扭转刚度。对于整体制造的凸轮轴，为了保证加工凸轮外形和大修时重磨凸轮的需要，应使基圆半径+（2～3）mm。一般=（0.25～0.35）D，取=0.3D=20mm，取=20mm，则：取×20+2=16mm。（四）、气门落座速度气门落座速度对气门座合面及气门座的阀面磨损及密封性能有很大影响。气门落座瞬间的速度和气门机构的运动质量大小决定了落座冲击力的大小。不同气门材料，容许的气门最大落座速度值也不同，根据一般经验应在下列范围：但气门落座速度，往往由专门设计的凸轮缓冲段来保证。（五）、凸轮最小曲率半径凸轮最小曲率半径应不小于3mm,以保证接触应力较低，减少磨损。三、凸轮缓冲段设计（一）、设计缓冲段的必要性1、由于气门间隙的存在，使得气门实际开启时刻迟于挺柱动作时刻。2、由于弹簧预紧力的存在，使得机构在一开始要产生压缩弹性变形，等到弹性变形里克服了气门弹簧预紧力之后，气门才开始运动。3、由于缸内气压力的存在，尤其是排气门，气缸压力的作用与气门弹簧预紧力的作用形同，都是阻止气门开启，使气门迟开。上述原因的综合作用使得气门的实际开启时刻迟于理论开启时刻，如果没有缓冲段，气门的初速度短时间内由零变得很大，有很强的冲击作用。同样，当气门落座时末速度很大，会对气门座产生强烈冲击，气门机构的噪声和磨损加剧。为了补偿气门间隙以及与紧力和气缸压力造成的弹性变形，要在实际工作段前后增设缓冲，保证气门开启和落座时处于很小的速度。（二）、如何将缓冲段与工作段连接如把缓冲段直接置于基本工作段的开始和最后阶段，即改变基本工作段的开始和终了部分曲线，上述要求虽然能得到满足，但将造成实际配气定时收缩，气门最大升程下降和气门开启时间-断面减小，这是不利的。因此，一般均是把理论基圆半径缩小一个值，形成实际基圆，然后用上述缓冲段把实际基圆同凸轮的基本工作段圆滑相连（如图所示）。图4—1凸轮形状有了缓冲段后，挺柱便在凸轮外形上的B点开始升起，在B′点停止运动，气门则随着实际气门热间隙及机构刚度的不同，而在凸轮转到BA或A′B′之间的某一点开始运动或落座，且最迟必须在A点启动，最早在A′点落座。所以，A、A′点被称为凸轮外形的控制点，即凸轮外形工作段与缓冲段的分界点。这样的凸轮外形既保证了原设计提出的气门最大升程、气门运动规律和最佳配气定时，还能由于挺柱在BA和A′B′这两段范围内的运动速度总是保持很小，而使气门在生启或落座的速度得到控制，防止了强烈冲击。（三）、缓冲段参数及曲线选择1、缓冲段基本参数的选择和确定缓冲段高度一般应该这样来考虑，在从动件上升段，当从动件升起并消除了气门间隙后，由于机构的弹性，气门还不能立即升起，挺柱进一步升高，使驱动机构受压产生静变形，当该静变形对应的弹性恢复力足以抵消气门弹簧预紧力后（排气门还应考虑气缸内气体压力），气门才开始升起，所以缓冲度高度应为以下两项之和：一是用于消除间隙，其值等于换算到凸轮一边的最大气门间隙；二是为把驱动机构变形到气门刚要移动是所必需的凸轮升程。凸轮在下降段与上升段的缓冲段高度通常是相等的，一般取=，还有少数内燃机则还考虑到由于气门杆与气门导管的间隙引起气门侧向摆动，会使气门提前落座，为补偿这个提前落座量△，凸轮缓冲段还应相应增加一个高度△，一般△在0.05～0.1mm之内。挺柱在缓冲段上运动的最大速度大于允许的范围，则气门发生冲击，产生噪音，气门与气门座很快损坏。但速度太低则不利于辗碎气门座上的杂质，并且使时间-断面减小，不利于充气，另外还将使缓冲段在近终点处升程变化缓慢，这样当气门间隙或气门机构刚度略有差异时，气门开闭时刻就将有较大变化。根据内燃机转速及对运转平稳性的要求不同，可取挺柱在缓冲段的最大速度=，转速高的发动机取下限。缓冲段所占的凸轮转角一般在（5°～40°）之间，它应与缓冲段高度及缓冲段的函数表达式配合起来考虑，使缓冲段速度在所要求的范围内。由以上取：缓冲段高度：=。缓冲段速度：=0.015mm/(°)。缓冲段包角：=20°。2、缓冲段曲线的选择缓冲段曲线种类很多，目前用得较多有两种型式：等加速﹣等速型和余弦型。这两种缓冲段曲线相比较，等加速﹣等速型应用较多，几乎所有高速发动机的凸轮都采用这种缓冲段，主要因为其等速段保证气门机构间隙变化时，气门仍以不变的速度升起或落座，而且由于这种段在等速段的升程变化率较大，使实际气门间隙的变动时气门定时影响不大。至于等加速段则可保证从动件由实际基圆过渡到缓冲段工作时，速度由零逐渐增大，无突变，工作平稳，且凸轮在实际基圆与缓冲度相接处圆滑无尖点。所以XD474缓冲段曲线选择等加速﹣等速型。等加速段（0）（5-1）当时，。等速段（）（5-2）当时，。一般为4～6°，相应使在0.02～0.035mm范围内。取°，由已知条件和式边界条件得：（5-3）（5-4）由上得。所以缓冲段曲线为：等加速段（0）（5-5）等速段（）（5-6）四、工作段凸轮设计（一）、工作段凸轮选择目前工作段采用的凸轮主要有两大类型，即圆弧凸轮和函数凸轮。其中圆弧凸轮轮廓线的曲率半径不是连续变化的，因而引起挺柱运动的加速度不连续变化，使配气机构惯性力有突变。这就相当于在配气机构上施加冲击载荷，在高速内燃机中就会引起配气机构振动，造成气门不跟随、反跳，打乱配气正时，产生噪声，并导致零件磨损。因此，目前这种凸轮只用在转速不高和配气机构传动链短，刚度大的内燃机上。随着内燃机向高速发展，为了避免上述严重缺点，研制了函数凸轮。函数凸轮的主要共同特点是运动规律的连续性，即它的加速度曲线是连续的，因此不会引起惯性力突变。函数凸轮的轮廓曲线有多种，大体上可分两类：一类称“组合式”，它的运动规律是一个分段函数，由几段函数曲线叠加组成。常见的有复合正弦抛物线凸轮、复合摆线凸轮等。这类凸轮优点是设计比较灵活，缺点是在各段形线连接点处不易保持三阶导数的连续性，对机构运转平稳性有些影响；另一类称为“整体式”，它的整个基本段运动曲线是一个统一的充分光滑的函数，连接点处三阶导数的连续，对改善高速下的振动有利。常见的有整体式函数凸轮有高次方多项式凸轮和N次谐波凸轮等。目前常用的函数凸轮是高次方多项式凸轮。因此，XD474汽油机工作段凸轮选择对称的高次方五项式凸轮。（二）、对称的五项式高次方凸轮设计1、基本方程式的确定五项式高次方凸轮挺柱升程可表达为如下的多项式：当时当时为计算简化，令代入上式转换为：（5-7）边界条件为：当时，挺柱处于最大升程。当时，气门关闭，升程为零。当时，气门落座。而，所以得：由，得：故式中，——缓冲段终点的挺柱速度（mm/(°)）——工作半包角（°）——从缓冲段终点开始计算的凸轮转角（°）当时，要求气门开启和关闭时加速度为零，即。当时，要求气门在开启和关闭时无冲击，即。公式（5-7）必须满足以上五个边界条件。将代入公式（5-7）得：将代入公式（5-7）得：即将代入的一阶导数求得：将代入的二阶导数求得：将代入的三阶导数求得：以上方程中p、q、r、s为幂指数，可以根据需要选择合适的数值，与为设计时给定的。因此，在四个方程式中只有四个未知数、、、，可以由行列式求解。求得后可得：(5-8)式中，（mm）——缓冲段终点的挺住速度（mm/(°)）——工作半包角（°）由上式可见，在设计多项式高次方凸轮时，只要、、p、q、r、s和摇臂比i选定后，便可求出待定系数、、、、，一旦各待定系数求得后，即可进行挺柱升程、速度和加速度的计算。下面讨论一下幂指数应该如何选取：幂指数的选取对挺柱升程曲线的丰满程度，对加速度曲线形状等均有直接影响。一般指数取得越大，则升程曲线越丰满，且最大负加速度越小，使凸轮外形最小曲率半径增大，这对减小该处接触应力有利，因而降低磨损是有利的，但其负加速度初段形状不好，会提高对弹簧的要求，而且还使最大正加速度增大，正加速度宽度减小，因而配气机构振动加剧。幂指数选取需满足以下要求：1、气凸轮型线是对称的，且在最大升程位置时，即时，，所以幂指数 p、q、r、s应该是偶数，而且总是 p<q<r<s。2、为了使挺柱在处有一负加速度，p应等于2。3、在挺柱最大升程位，即处，加速度变化率应为一常数，即，显然应满足q、r、s中最低的一个幂指数，即q>4。通常可按下式选取：q=2nr=2n+ms=2n+2m其中，n=3,4,5,6…m=2,4,6,8 通过参考C++编程所得的结果，取n=5、m=6得：q=10，r=16，s=22将上面取得的幂指数（q=10、r=16、s=22）和凸轮相关参数（mm/(°)、、°）代入式（5-8）得：-4.716*22*16*10+0.92*(22*16+22*10+16*10-22-16-10+1)/(22-2)*(-4.716*22*16*2+0.92*(22*16+22*2+16*2-22-16-2+1)/(22-10)*(16--4.716*22*10*2+0.92*(22*10+22*2+10*2-22-2-10+1)/(22-16)*(10--4.716*16*2*10+0.92*(16*2+16*10+2*10-16-2-10+1)/(10-22)*(16-因此，凸轮挺柱升程、速度、加速度的表达式式如下：1、升段挺柱升程、速度、加速度的表达式（）（mm）（5-9）-19.12(mm/rad)（5-10）(mm/rad)（5-11）2