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1、 ( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！ ) 畢業(yè)設計說明書 題目：直列四缸柴油機配氣機構的設計 畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權說明 原創(chuàng)性聲明 本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設計（論文） ，是我個人在指導教 師的指導下進行的研究工作及取得的成果。 盡我所知，除文中特別加 以標注和致謝的地方外， 不包含其他人或組織已經發(fā)表或公布過的研 究成果，也不包

2、含我為獲得 及其它教育機構的學位或學歷 而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻的個人或集體， 均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。 作者 簽名： 日 期： 指導教師簽名： 日 期： 使用授權說明 本人完全了解 大學關于收集、保存、使用畢業(yè)設計（論 文）的規(guī)定，即：按照學校要求提交畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版本；學校有權保存畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務； 學?？梢圆捎糜坝　?縮印、數(shù)字化或其它復制手段保存論文； 在不以贏利為目的前提下， 學?？?/p>

3、以公布論文的部分或全部內容。 作者簽名： 日 期： 蘭州工業(yè)高等?？茖W校 畢業(yè)設計（論文）任務書 交通工程 系 2012 屆 汽車檢測與維修 專業(yè) 畢業(yè)設計（論文）任務書 畢業(yè)設計（論文）題目課題內容性質課題來源性質 校內（外）指導教師 職 稱 副教授  直列四缸柴油機配氣機構設計 工程設計 教師收集的結合生產實際的課題學生自立課題 設計 工作單位及部門 聯(lián)系方式 蘭州工業(yè)高等專科學校交通工程系 一、 題目說明

4、（目的和意義） ： 畢業(yè)設計是一個綜合性較強的實踐環(huán)節(jié)，是對學生三年的學習效果的檢驗。 本題目要求學生完成柴油發(fā)動機配氣機構的設計。 通過該題目的設計加強學生對相關知識的深入了解并鍛煉學生的機構設計的動手能力。 通過畢業(yè)設計，學生應達到以下基本要求： 1、具有綜合應用所學理論知識和實踐技能， 初步解決本專業(yè)范圍內的工程技術問題的能 力，善于應用新技術、新工藝、新材料。 2、具有查閱科技文獻資料、使用各種標準、手冊以及獨立工作、創(chuàng)新的能力。 3、綜合考核學生掌握知識的廣度和深度、運用知識處理問題的能力、實驗能力、 外語應 用水平、計算機應用水

5、平、科技寫作能力、口頭表達能力等。 二、設計（論文）要求（工作量、內容） ： 設計內容： 以某一車型柴油機的相關參數(shù)作為參考，對直列四缸柴油機的配氣機構的主要零部件進 行結構設計。 完成內容 : 1．氣門組裝配圖 1 張 (1 號圖 )。 2．氣門傳動組裝配圖 1 張(1 號圖 )。 3．零件圖 4．設計計算說明書 1 份 三、進度表 日 期 內 容

6、 2011 年 11 月 根據(jù)畢業(yè)設計任務，收集、閱讀整理有關資料 （秋季學期第 15 調查研究、分析課題與畢業(yè)實習 （ 0.5 周） 周）開始 氣門組設計 （ 2.5 周） 氣門傳動組設計 （ 2.0 周） 撰寫設計說明書 （ 1.0 周） 2012.3. （春季學期第 2 周） 結束 完成日期 2012年 1月 答辯日期 2012年 3月 四、主要參考文獻、資料、設備和實習地點及翻譯工作量： （一

7、）、參考文獻： [1]高秀華．內燃機 [M] ．北京：化學工業(yè)出版社， 2005．9． [2]楊連生．內燃機設計 [M] ．北京：中國農業(yè)機械出版社， 1980．6． [3]汽車工程手冊編委會．汽車工程手冊：設計篇 [M] ．北京：人民交通出版社， 2001．5． [4]陳家瑞．汽車構造 [M] ．北京：人民交通出版社， 2009．4． [5]束永平．汽車發(fā)動機曲柄連桿機構動力學分析 [J]．東華大學學報， 2005．12． [6]周松鶴．工程力學（教程篇） [M] ．北京：機械工業(yè)出版社． 2003．2． [7]石

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9、 直列四缸柴油機配氣機構設計 摘要 氣門配氣機構是四沖程柴油機所特有的機構，它是按照發(fā)動機的點火次序和各缸工作循環(huán)的要求，定時開啟和關閉進、排氣門，完成換氣過程。因此配氣機構要滿足：進、排氣的定時和準確；氣門關閉要嚴密可靠；氣流阻力要??；結構簡單拆裝方便。 氣門配氣機構由氣門組、氣門傳動組、凸輪軸傳動機構三部分組成。氣門 組主要由：氣門、閥座、氣門導管、氣門彈簧和連接鍵組成， 195B 型柴油機采用不帶閥殼的氣門組氣門的開啟和關閉是靠傳動機構來實現(xiàn)的，傳動機構可分為機械和液壓傳動機構。 195B 型柴油機采用下置式傳

10、動形式，由凸輪、挺柱、 推桿、搖臂、搖臂座、搖臂軸、調整螺釘?shù)冉M成。凸輪軸與曲軸之間的傳動機 構與柴油機的型式、凸輪軸與曲軸的相對位置、氣門傳動機構的型式等有關， 一般有齒輪傳動和鏈傳動。 195B 型柴油機采用齒輪傳動，柴油機曲軸與凸輪軸 的傳動比為 2：1. 配氣機構控制發(fā)動機進排氣過程 , 直接影響著發(fā)動機的性能， 是衡量發(fā)動機可靠性的指標之一 . 關鍵詞：柴油機；配氣機構；凸輪型線 ABSTRACT The valve train is one of the most important mechanisms in

11、 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 eng

12、ine ’s the engine runs under a still work steadily and dependably, which demand that the valve train system should , 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

13、out research and development on valve train of internal-combustion engine. Key words: Diesel engine; Valve train; Cam profile 直列四缸柴油機配氣機構設計 概述 1. 配齊機構的簡介： 配氣機構是發(fā)動機的重要組成部分。它的功能是實現(xiàn)換氣過程，即根據(jù)氣缸的工作次序，定時地開啟和關閉進、排氣門，以保證氣

14、缸吸入新鮮空氣和排除燃燒廢氣。一臺內燃機的經濟性能是否優(yōu)越，動力性是否足夠大，工作是否可靠，噪音與振動能否控制在較低的限度，常常與其配氣機構設計是否合理有密切關系。 配氣機構設計的優(yōu)劣不僅影響發(fā)動機的結構緊湊性和制造、使用的成本， 而且還決定了高速運轉時柴油機的工作可靠性、耐久性。配氣機構設計的好壞 對柴油機的性能指標有著很重要的影響。 配氣機構的功用是按照發(fā)動機每一氣缸內所進行的工作循環(huán)和發(fā)火次序的 要求，定時開啟和關閉進、排氣門，使新鮮充量得以及時進入氣缸，而廢氣得 以及時從氣缸排出。新鮮充量充滿氣缸的程度用充量系數(shù) 來表示。充量系數(shù)

15、 c 越高，表明進入氣缸內的新鮮空氣或可燃混合氣的質量越多，發(fā)動機發(fā)出的功率越大。壓力越高，溫度越低，則一定容積的氣體質量越大，因此充量系數(shù)越 高。由于在實際工作中，壓力，溫度都有不利因素，所以充量系數(shù)總是小于 1，一般在 0.8 — 0.9 。就配氣機構而言，主要是要求其結構有利于減小進氣和排氣 的阻力，而且進、排氣門的開啟時刻和持續(xù)開啟時間比較適當，使進氣和排氣都盡可能充分。 一般說來，設計合理的配氣機構應具有良好的換氣性能，進氣充分，排氣徹底，即具有較大的時間 - 斷面值，泵氣量損失小，配氣正時恰當。與此同時，配氣機構還應具有良好的動力性能，工作時運動平穩(wěn)，振動

16、和噪音較小，不發(fā)生強烈的沖擊磨損等現(xiàn)象，這就要求配氣機構的從動件具有良好的運動加速度變化規(guī)律，以及不太大的正、負加速度值。 例如，對氣門通過能力的要求，實際上可理解為是對由凸輪外形所決定的氣門位移規(guī)律的要求。顯然，氣門開閉迅速就能增大時面值，但這將導致氣門機構運動件的加速度和慣性負荷增大，沖擊、振動加劇，機構動力特性變差。因此，對氣門通過能力的要求與對機構動力特性的要求之間存在一定矛盾，應視所設計發(fā)動機的特點，如發(fā)動機工作轉速、性能要求、配氣機構系統(tǒng)剛度大小等，在凸輪外形設計中兼顧解決。 配氣機構的結構形式是多種多樣的，四行程發(fā)動機廣泛地采用氣門式配氣機構。氣門式配氣機構可從不同角

17、度分類。按氣門的布置形式不同，主要有氣門頂置式和氣門側置式；頂置氣門式的配氣機構又可根據(jù)凸輪軸的布置位置及凸輪軸數(shù)目的不同分為凸輪軸下置式、凸輪軸中置式和凸輪軸上置式。 側置氣門式配氣機構的進、排氣門設置在氣缸體的一側。氣門不但是氣體流動的通道，而且是燃燒室的組成部分，這種燃燒室只適應于早期低壓縮比內 燃機。它不緊湊，單位燃燒室體積的表面積大，燃燒室散熱面積大，熱損失多。 此外，進、排氣道由于氣門側置拐彎增多，進、排氣阻力大，但結構簡單，目 前只用于廉價小功率汽油機。 為減少進、排氣流通阻力，改進換氣性能，將低壓縮比燃燒室變?yōu)楦邏嚎s 比燃

18、燒室，以提高燃燒熱效率和降低熱損失 ; 將氣門從氣缸體上移到氣缸蓋上， 因而出現(xiàn)了頂置氣門式的配氣機構，大大的改善了內燃機的動力型和經濟性而 廣泛采用在現(xiàn)代內燃機上。 2. 2 、配氣機構的要求： 對于一個正常工作的配氣機構應該具有如下的要求： ① 進、排氣門的時間足夠大，泵氣量損失小，配氣正時恰當，在排氣過程中能較好的排出廢氣，進氣過程中能吸入較多的新鮮空氣，因而使發(fā)動機具有較高的充量系數(shù)和合適的扭矩特性。 ② 振動、噪聲較小，并且工作可靠和耐磨。 ③ 結構簡單、緊湊。 ④ 為了減輕慣性負荷，使配氣機構運動零件的質量減到最小。 3、配氣機

19、構設計的計算參數(shù)確定： 從確定氣門座處的通過截面 Fxn 以及確定喉口流通截面 f rop 開始。氣 閥處的流通截面積可以根據(jù)氣體不可壓縮連續(xù)流動的條件確定，也即在額定轉速 I 情況，氣門最大升程時，按氣門座截面處假設的平均速度來確定。 已知：氣缸直徑 D=95， 氣道喉口的最大直徑， 在氣缸直徑 D 處，配氣機構的結構方案以及燃燒 室的形式都已給定的情況下， 氣門布置在氣缸上可能性的限制。進氣門 drop 的數(shù)值應大于下列規(guī)定的范圍： 采用氣門頂置式：  drop  (0.35 ~ 0.52 )D ， 

20、 則可以得到： drop  (33.25 ~ 44.9)  ， 根據(jù)柴油機的  195B 的結構，選擇  drop  =36mm, 排氣門的氣道喉口的直徑， 通常取得比進氣門的氣道喉口直徑小 10%~~20%， 氣閥升程 h 時，某研究瞬間具有圓錐密封面之氣門的流通截面為： Fkn hkn drop * cos a sin a cos 2a 式中 a—氣門頭 斜面角（現(xiàn)代發(fā)動機上， a=45 度); hkn 氣門的升程，它的取值一般是氣門頭的 25%左右，氣

21、門頭的直徑是 40.mm， 則：  hkn  =10mm 所以 :  fkn  = Fkn  hkn  drop  * cos a  sin a cos 2a =10 π（35*COS45+10*Sin45*Cos45) =865 mm 對 drop 進行校核： ∵Frop=（ 1.1~1.2 ） Fxn=(1.1~1.2)x865=(951.5~1038) 取 1000mm 喉口的直徑為： drop = 4Frop /

22、3.14 x10 =36mm ∴喉口的直徑經過檢驗取值正確。 配氣機構的零件和組件的設計 一、凸輪軸的設計 1、凸輪軸設計的要求： 1）正確的設計進排氣凸輪的位置，實現(xiàn)配氣正時，使柴油機正確的按照 一定規(guī)律運轉。 2）從柴油機的總體布局來設計凸輪的允許彎曲變形，合理的計算出支撐 它的軸頸數(shù)目，軸頸的直徑、和凸輪軸的最小直徑尺寸。 3）選擇合理的材料和熱處理工藝，使它不僅有足夠的剛度與韌性，而且 要使凸輪和支撐軸的表面有合理的硬度，具有較好的耐磨性。 2、凸輪軸的結構：

23、 195B 柴油機是小功率柴油機， 可以采用整體式凸輪軸， 它的結構較緊湊， 這種結構都是將凸輪軸從機體一端插入的，所以將它的兩個支撐軸頸加工的尺 寸大小是不同，前端的支撐軸頸尺寸大，后端的小些，而且前端軸頸的尺寸必 須大于凸輪軸的高度，這樣便于安裝。軸頸上安裝滑動軸承。 3、凸輪軸支承軸頸的數(shù)目： 由于該柴油機是單缸四沖程發(fā)動機，不需要將支承軸頸設計的過多，只 是將凸輪軸的前后端各設計一個就已經足夠了，所以將該軸頸數(shù)目為 2 個。 4、凸輪軸的選材： 因為凸輪軸要承受一定的機械強度，必須要有足夠的強度和韌性，同時 還應具

24、有一定的耐磨性，才能讓發(fā)動機在正常的工況下工作，選擇碳鋼，一般 選擇 45 鋼就可以滿足要求了。 5、凸輪軸的支承軸頸軸承的材料： 195B 柴油機經過查表得知， 采用鐵基粉末冶金， 它是將它直接安裝在凸 輪軸軸承座孔內，它的型號： 195— 01018 內徑 外徑 寬度 前端 40 47 27 后端 28 35 26 6、凸輪軸的定位方式： 定位的原因 :由于汽車的上下坡或者在加速的時候，都可能使凸輪軸發(fā) 生軸向竄動。為防止由此引起的對配氣定時的不良影響，需要采用軸向定位措 施。對也

25、 195B 型柴油機的采用的是軸向定位方式。 7、凸輪軸的最小直徑確定： 凸輪軸的最小尺寸可以按照下面的公式： Db=2Ro—（ 2~4）（ mm） 上式中的 Ro 是凸輪的基圓半徑，由表可知： Ro=14.5 Db=2Ro—（ 2~4） =2x14.5—（ 2~4） =（25~27） 當轉速較高時，支承軸頸間距離較大、凸輪上受力較大時取上限值。 凸輪軸支承軸頸與軸 承孔 德徑 向間 隙一般在 0.02~0.03mm，范圍內，軸向間 隙為0.01~0.25mm。 8、凸輪軸的熱處理工藝： a 滲碳；

26、 b 滲碳； c 機械加工； d 高頻淬火（回火）； f 機械加工； 9、凸輪軸的損壞形式： （1）支承軸頸的磨損。 （2）凸輪表面的磨損、刮傷和點蝕。 10、凸輪軸的計算： 根據(jù)氣門彈簧和配氣的計算的：配氣機構運動零件的質量 Mkn=115g Mmr=0 R2=8.3mm  ， 和  Mn=75g Mn=120g Htmax=7mm  Mr=0 ，凸輪的尺寸 搖臂的尺寸：  Ro=14.5mm Lr=46 L=32  ， R1=1

27、38 凸輪軸的 角速度 ω =115rads  彈簧的最小彈力是  P=239  牛頓，進氣門的喉口直徑 d=36mm  。 從排氣門作用到凸輪上的最大的力為： Prmax=[ Pnp min + π d n2 4 （ Pr — p"r ） ]LnLr+Mr wx2 （ r1 — r2 ） =[239+3.14* 0.33 4x （ 0.445 —0.1） x 10 6 x4632+374x1152 x （138 —14.5 ）x 10 6 =2539 牛頓 注： 式中的

28、 da =36mm 為排氣門的直徑 d ba =42mm 為進氣門的直徑 Pr 0.445 兆帕，是由指示功圖而確定 pr ≈ p0 =0.1 兆帕 Mr= （ nk + mnp 3 ）x （ nr lr )2 +99=374g m l mn = mk lkn2 3 l r2 =120x 462 3x 322 =81g 凸輪軸的彎曲量： Ptmax a2b2 2417* 262 * 692 Y=0.8 El (d p4

29、p4 ) 0.8 4 ) 2.2* 105 * 95* (324 10 =0.0003mm 式中 E=2.2* 10 5 兆帕——鋼的彈性模量 ; L=a+b=26+70=96mm--- 凸輪軸跨距長度 根據(jù)結構總體布置來?。? 2r0 2 2* 14.5 2 32mm --- 軸的外徑 p 10mm——軸的外徑， 選取時要考慮利用軸的外徑向凸輪供給潤滑油和保持 軸要具有足夠的剛度。 擠壓應力： cm 0.418 Pr max E / bn r1 =0.418 0.0

30、02417* 2.2 * 106 / 0.025* 0.0572 =255 兆帕 式中 ： bn =25mm—凸輪的寬度 二、凸輪的設計 雖然瞬時的打開和關閉氣門能夠獲得最大的時間截面，但是這樣做會使零 件產生很大的慣性力。因此在設計配氣機構時選用這樣的凸輪型線，使它保證 可以有足夠的氣缸沖量的同時，同時也保證運動零件的慣性力數(shù)值在允許的范 圍內。 1、凸輪的設計時應該滿足以下的要求： 1) 具有合適的配氣相位。它能照顧到發(fā)動機功率、扭矩、轉速、燃油消耗量、怠速工況和啟動等各方面的性能要求。

31、 2) 為使發(fā)動機具有良好的充氣性能，因而時間面積值應盡可能大些。 3) 加速度不宜過大，并應連續(xù)變化。 4) 具有恰當?shù)臍忾T落座速度，以免氣門和氣門座的過度磨損和損壞。 5) 應使配氣機構在所有工作轉速范圍內都在平穩(wěn)工作，不產生脫離現(xiàn)象和過大的振動。 6) 工作時噪聲較小。 7) 應使氣門彈簧產生共振的傾向達到最小程度。 8) 應使配氣機構各傳動零件受力和磨損較小，工作可靠，使用期長。 上述這些要求往往相互矛盾，必須根據(jù)發(fā)動機的具體情況要求，抓住主 要矛盾，協(xié)調各種因素，妥善解決。 凸輪線性通常根據(jù)所選的線型形成規(guī)律做出，這樣保證制

32、造比較簡單的凸 輪線形。 2、凸輪的基圓設計： 凸輪型線從基圓開始繪制，從保證配氣機構有足夠剛性的條件出發(fā)選 擇它的基圓半徑 R ，其值在 R= （1.5~2.5 ）x hn max 范圍。 ① 基圓半徑：R=(1.5~2.5)x10=15~25 對與 195B 柴油機取 14.5mm 。 105B 柴油機的配氣相位角，根據(jù)手冊可以得到： 進氣提前角 190 進氣滯后角 490 排氣提前角 47 0 排氣滯后角 210 ② 凸輪的布置：（進排氣

33、的夾角） 9001 r a 4 =90+14 （47-21+49-19 ） =104 ③ 配氣相位與凸輪的作用角： Φ =0.5 （ 180 a1 a2 ) 式中分別為進排氣的提前開啟角、進排氣的滯后關閉角。 Φ =0.5 （ 180 a1 a2 ) = 0.5 * 1080 190 210 = 1100 ④ 凸輪頂部的圓弧半徑： r 2 r0 hr max * cos po 1 cos po =

34、 7 * cos620 =14.5 1 cos 620 — =8.3 a ( r0 hr max r2 )mm ro2 a2 r22 2ro acos po r1 2 r0 r2 a cosapo 2 2 2 = 14.5 14.5 7 8.3 2* a * cosa / 2( r0 r2 acosa) =138 為了保證氣門的間隙，凸輪的背面部分的半徑 r0 加工的比 rk 小 一個間隙 s:

35、rn ro so s值中包括了配氣機構的溫度間隙及彈性 變形量。對于進氣 s =（0.25~0.35）mm，而排氣門則 s =（0.35~0.50） mm。半徑為 r 的圓與半徑為 r1 的圓弧或者與直線 （r1=∽）的接合， 可以按拋物線或者按某給定半徑的圓弧連接。 三、挺柱的設計 1、挺柱的結構： 挺柱的功能是按凸輪的運動規(guī)律推動傳動機構，同時承受凸輪的側向壓 力。特別是挺柱的底面，由于和凸輪表面接觸的面積很小，接觸應力很大，表 面磨損很大，甚至可能刮傷，因此挺柱側面以及底面要求耐磨。形狀是筒型

36、， 這種結構可以減輕它的質量，從而達到減小它的往復慣性力。它的這種結構同 時也保證凸輪軸在旋轉時，挺柱底面所受的偏心切向力使挺柱產生旋轉運動， 保證工作表面的磨損時很均勻的挺柱的軸線相對于凸輪的軸線的偏移量為 1~3， 而 195B 柴油機的偏移量為 2mm。 對于 195B 柴油機采用的是平面挺柱，它的特點是結構簡單，質量輕。對于 高速發(fā)動機也是比較適合的。 2、挺柱的材料： 挺柱的材料一般用的是低碳鋼底部堆焊

37、合金，或者鑄鐵底部采用冷激，或 球墨鑄鐵制造，其摩擦表面應經過熱處理提高硬度后精磨。挺柱的材料和底面 的硬度是和凸輪軸材質及凸輪表面的硬度相匹配的。對與 295B 柴油機的是 20 鋼制造，底部堆焊合金，熱處理的硬度≧ HBC55。凸輪軸的材料為 45 鋼，凸輪 表面淬火處后，硬度為 BRC54~65。 3、平面挺柱導向面與導向孔之間的擠壓應力的計算 ： 最大擠壓應力 km a 按x下式計算： kmax 6m 2 max2 kgf / mm drl 上式中： dl ——挺柱導向面直徑（ mm）； L——在凸輪的

38、計算位置是，挺柱插入導向孔中的長度（ mm）； m m a x——作用在凸輪上的最大力矩 k max 6 m max kgf / m m 2 d r l 2 = 6* 4482 kgf / mm2 16* 6.5 =39.36 kgf m m2 4、平面挺柱的最大速度： 平面挺柱的最大速度受限于挺柱端面的直徑 D t ，依據(jù)平面挺柱的凸 輪機構運動學可知，挺柱與凸輪的接觸點偏移量 e 與挺柱的速度 vr 成正比：

39、 v r ew e d nr d 因此，如挺柱端面直徑 D r 35mm ， 由發(fā)動機的總體布置決定，則確定挺柱的 dht 最大速度（ d max時，必須保證凸輪與平面挺柱不產生干涉，為此滿足 dht 2 2 m a x em a x Dt B d 2 a 2 em a x ( D t / 2) 2 a B / 2 2 (35 / 2)2 2 2 14/2 1~2 306

40、.25 81 1 ~ 2 224 .25 1 ~ 2 13 ~ 14 m / s 5、凸輪與挺柱間接觸應力的計算： 平面挺柱接觸應力 r 的計算： F r 0565 B 1 ur2 1 ue2 Er Ee 式中： F— 作用在凸輪上的力（ kgf）; Ρ—凸輪廓線瞬時曲率半徑（ mm）； B—凸輪與挺柱底面間的接觸線寬度（ mm）；

41、 ue ur — 分別為凸輪材料與挺柱所用材料的泊松比； Ee Er — 分別為凸輪材料與挺柱所用材料的彈性模量（ kgfmm） 以上 ue 或 ur 當使用的材料為鑄鐵可取做 0.27，材料為鋼材是取 0.30。 彈性模量經過查表可知 :碳鋼： 2.0x104 （kgf m m2 ） 如使 ur ue 0.30 并將此值代入公式中則可以簡化： r 0565 F kgf / m m 2 1 1 B E e E r 4.6 0.592

42、 1 1 p * 18 4 2.0*104 2.0* 10 5.67x106 6、挺柱的導向面直徑 d r 與長度 Lr 按照下面的公式確定： dr =(0.15~0.20）D （ mm） =（0.15~0.20）*95 =(14.25~19) 取 16mm 式中 D—氣缸直徑 (mm） Lr =（ 3.0~3.5） dr （mm） =（ 3.0~3.5)*16 =(48~59)mm 根據(jù) 195 的結構取 d r =58mm 挺柱的導向面直徑與挺柱孔間的徑向間隙一般在 0.02~0.

43、08mm的范圍內。 7、挺柱頭部球面支座的設計： 挺柱頭部加工有凹形的球面支座，它是支撐推桿球頭的。在這種球頭與球面 支座的配合副中， 為了再兩者之間形成楔形油膜， 球面支座半徑 r2 應比推桿的球 頭半徑略大，但 r2 與 r1 也不應相差過大，否則將使接觸應力劇增，一般 r2 r1 0.2 ~ 0.3mm ，如圖： 8、凸輪和挺柱的主要損壞形式及其預防： 一、表面刮傷 刮傷的原因：由于凸輪和挺柱讓潤滑情況

44、惡化引起的。 防止的方法： 1、改善潤滑：（1）保證在凸輪與挺柱面之間經常供給黏度、成分、溫度和數(shù)量均勻合適的潤滑油； （2）采用具有特殊添加劑的潤滑 油；（3）使凸輪與挺柱的接觸面光潔度盡可能的高一些； 2、降低接觸應力：（1）盡量減輕配氣機構的往復運動質量； （2）增加凸輪的剛度 ;(3)采用彈性模量較小的但有較高硬度和強度的金屬作為凸輪和挺柱的材料。 3、表面磷化處理。 4、凸輪、挺柱的化學成分及其金相組織的選擇適當。 5、采用熱導性好的材料。 二、表面蝕點 發(fā)生的主要原因：點蝕是金屬的疲勞過程。 預防的措施： 1、改善潤滑； 2、降低接觸應力； 3、降低

45、殘余應力； 4、材料的化學成分和金相組織； 4、采用熱導性好的材料 6、材料內部應 盡量減少氣泡。夾渣等缺陷。 7、提高材料的抗疲勞強度和抗腐蝕能力。 三、表面磨損 凸輪磨損有兩種情況：（1）是一個緩慢的拋光過程， 最后形 成一個硬而光滑的摩擦表面。 這種拋光的過程常開始于凸輪廓線 的加速度為零的位置， 而止于凸輪廓線的頂端之前， 頂端不會被 磨平。（2）隨著時間加長會迅速磨損下去， 直至影響發(fā)動機的性 能。不正常的迅速磨損， 嚴重者則在幾個小時內即可將凸輪定磨 平。

46、 四、推桿的設計 1、推桿的功能： 把凸輪的運動從凸輪軸傳至頂置氣門處，完成發(fā)動機的配氣。 2、推桿的材料： 45 鋼。 3、推桿的結構形式： 推桿是一個細長桿，在工作時容易發(fā)生縱向彎曲，它是配氣機構中剛度薄弱 的環(huán)節(jié)。在 195B 型柴油機上是采用冷拔無縫鋼管（或鋁制空心管）制造。采用 冷拔無縫鋼管可減輕它的質量，減小往復慣性力。此外，縮短推桿的長度是減 輕質量，提高縱向彎曲應力和整個配氣機構剛度的有效辦法。 二、 尺寸設計： 根據(jù) 195B 柴油機的結構， 它的長度設計為 291mm ，外徑 9mm

47、，球頭 半徑 4.5mm。才可以滿足其要求。 三、 推桿穩(wěn)定性安全系數(shù)的確定 推桿的縱向彎曲按下列計算： Prp  2Ej l 2  kgf 3.142 * E*1.19*106 = 3302 2.5 x105 kgf 式中： P—作用于推桿上的臨界力； E—推桿材料的彈性模量； J—推桿中央橫斷面的慣性力； J d f 2 dm2 64 3.14 / 64 94 54 1.19 x10 6 m m2

48、 d f —推桿的外徑 dm —空心推桿的孔徑 L—推桿的長度 P xp n p P p =2.5 x105 4 6.25x105 式中 Pt — 作用在推桿上的最大作用力 對于各種用途的發(fā)動機， np 在如下的范圍： （1）、高功率輕型發(fā)動機， np =2.5~3 (2)、汽車拖拉機發(fā)動機。高速船用發(fā)動機， np =3~5 （3）、固定式和船用發(fā)動機 np =4~6 四、 推桿球頭與挺柱球面支座， 推桿球頭與搖臂調節(jié)螺釘球面支座 間接觸應力的

49、計算： 接觸應力按下面的公式計算： 2 2 1 1 r 0.3383 Pp Em r1 r 2 2 5 2 1 1 0.3383 2.5x10 Em 4.5 5 = 180 kgf / mm2 式中 pp —作用于推桿上的最大作用力（ kgf） Em— 挺柱與推桿兩種材料的平均彈量 kgf / mm2 r1 —推桿的球頭半徑（ mm） r2 — 挺柱球面支座的半徑（ mm） 對于各種用途發(fā)動機的許用接觸應力 r 如

50、下： (1)汽車拖拉機發(fā)動機， r =150~200 kgf / mm2 （2）固定式和船用發(fā)動機， r =100~120 kgf / mm2 五、搖臂的設計 1、搖臂的工作原理： 搖臂是推桿和氣門之間的傳動件，它是推桿傳來的力改變方向后作用于氣 門尾部以推開氣門。 2、搖臂的結構： 搖臂的幾何尺寸決定于氣門和凸輪軸的相對位置。為了獲得較輕的質量剛 性好的結構，往往才有 T 字型的或者 I 字型的斷面。 195B 柴油機采用的就是 T 字型搖臂斷面。

51、 3、搖臂比： 搖臂有長、短臂之分，長短之比成為搖臂比，其值在 1.6 左右。 長臂推動氣門的桿端，短臂端的螺孔中裝有氣門間隙調節(jié)螺釘和鎖緊螺母，氣 門間隙調節(jié)螺釘?shù)那蝾^與推桿上端的凹球端頭接觸， 195B 柴油機的搖臂比： 4632=1..43。 4、搖臂潤滑： 搖臂依靠搖臂軸支撐在搖臂支座上，搖臂鉆有油孔，搖臂軸為中空型，機 油由支座油道經搖臂軸內腔潤滑到搖臂的襯套，然后從搖臂上油道上流出，滴 落在搖臂兩端進行潤滑。 5、搖臂的定位 ： 搖臂軸上兩搖臂間裝有搖臂彈簧，防止搖臂軸向竄動，從而保證各搖臂相 對

52、氣門桿的確定位置。 在 195B 柴油機上，采用的是用搖臂支座將兩個搖臂分開， 并且在兩邊緣處用卡簧將其鎖緊。 6、搖臂的材料： 所采用的材料是 QT60 —2 搖臂在與氣門的尾部接觸時既有滾動又有滑動， 所以對材料的要求是要耐磨，為了防止磨損影響正常的配氣相位，故該表面要 求淬火熱處理的工藝。 7、搖臂與氣門桿頂面間接觸應力的計算： r 0.338 PeEm2 2 r 2kgf / mm 2.5x105 Em2 0.338 82 420 kfg / mm2 式中 Pr —氣門桿頂面上

53、的最大作用力（ kgf）； R—搖臂敲擊部分的球面半徑（ mm）； 搖臂與氣門頂面間的許用接觸應力： r 450 kfg/ mm2 。 搖臂斷面 A-A 中的總應力為： （如圖） P a P cosa1 G WA FA kgf / mm2 1800* 5 1800* cosa1 WA 25 =400 kgf / mm2 式中 Pr —氣門上的最大作用力； Wa —氣門側搖臂計算斷面的斷面模數(shù)；

54、 FA —氣門側搖臂斷面的面積； A1—從計算斷面重心到作用力的垂直距離 A2—作用力的垂直線與計算斷面 A-A 的夾角； 斷面 B_B 中的總應力： G P aP cosa1 kgf / mm2 WAFA 1900* 5 1900* cosa1 WA 25 =420 kgf / mm2 式中 Pr —氣門上的最大作用力； Wa —氣門側搖臂計算斷面的斷面模數(shù)； FA —氣門側搖臂斷面的面積； A1—從計算斷面重心到作用力的垂直距離 A2—作用力的垂直線

55、與計算斷面 A-A 的夾角； 上述應力 c 的許用值 c 如下： （1）鑄鐵： r  2 .5 kgf / mm 2 （ ）鍛造碳鋼： r 10 kgf / mm 2 2 （3）鍛造合金鋼： r 20 kgf / mm 2 (4) 鑄鋼： r 5 kgf / mm 2 （ ）輕合金： r 2.0kgf / mm 2 5 對于 195B 柴油機選擇（ 4）式中的 r 5 kgf / mm 2 。 六、氣門組的設計 一、氣門的設計： 1、氣

56、門設計的基本要求： ① 材料方面： 氣門的工作溫度是確定氣門材料的主要因素。 在氣門工作溫度范圍內材料 應具有足夠的強度。 韌性和表面硬度。 由于排氣呢錐面磨損常為腐蝕磨損， 因此在選擇材料時候必須考慮化學腐蝕（主要是硫和磷）的性能。進氣門 錐面多屬磨損摩擦，因此進氣門側重耐磨。 ② 機構方面： 要求結構簡單、加工方便，且頸部形狀也要恰當，以便減少氣體的流動 阻力，增加其進氣沖量。在保證足夠的強度、剛度和耐磨性的前提下的重量 選擇。 ③ 盡可能的降低熱負荷，是氣門設計的一個重要方面。排氣門是氣門組中 的高溫零件，氣門頭部 7

57、5% 左右的熱量經氣門座導出， 25% 的熱量經氣門導管 導出，因此，氣門的設計應與氣缸蓋的設計密切配合，氣門座周圍必須加強冷 劑，并使溫度盡量均勻。此外，如結構允許，盡量增加導管的長度，適當減小 氣門桿與導管的間隙，以減低氣門的溫度。 ④ 氣門室配氣機構從凸輪開始的整個運動鏈中的末端零件。 它的運動受到 凸輪廓線、挺柱、搖臂、氣門彈簧等零件特性的制約，因此氣門的設計還必須 從整個配氣結構來考慮分析，要避免氣門在落座時承受過大的沖擊和振動，因 為在這些機械負荷也是造成氣門及氣門座磨損的原因之一。 2、氣門的工作條件分析：

58、 氣門室發(fā)動機的重要零件之一。 工作時需要承受較高的機械負荷和 熱負荷，尤其是排氣門，由于經常高溫燃氣的沖刷，因而易于產生漏氣。腐 蝕與燒損等現(xiàn)象，工作條件也更為嚴酷。氣門工作時承受落座沖擊負荷及燃 氣壓力給以的靜負荷， 這種靜負荷一般在 4 kgf / mm 2 左右，而沖擊負荷一般 為 11.6kgf / mm 2 左右；氣門的工作溫度：進氣門約為 200~450 度，而排氣 門則可達 650~850度，甚至更高，下面是 195 B 柴油機的排氣門的溫度場。

59、3、氣門材料的選擇： 氣門材料的選擇必須考利到它的工作溫度、腐蝕、沖擊載荷以及氣門 桿部與端面的耐磨等因素。而且進、排氣門的對材料的要求也是不同。因為進 氣門的溫度要低一些，排氣門的溫度要高些。就 195B 發(fā)動機的選材：進氣門的 材料用 40Cr；排氣門的材料用 40Cr9Si2。 氣門選擇材料的方法：（ 1）馬氏體鋼 一般氣門中采用鐵素體合金鋼， 含碳量在 0.35~0.80%之間，經淬火后可得到馬氏體組織以上耐磨的要求，這種 材料的機械性能加工性好， 滑動性好，在工作溫度超過 650 0 c 的排氣門上廣泛應 用，如 4crsi2.

60、、4Cr10Si2Mn 等。但在強化程度較高的發(fā)動機上，由于熱負荷和 機械負荷高，因而對氣門錐面的耐磨、耐腐蝕性能提出更高的要求，這時，可 采用堆焊氣門，這是一種頭部采用奧氏體鋼，桿部采用馬氏體鋼的氣門?？捎? 摩擦焊或閃光焊來堆焊。堆焊氣門設計的關鍵是正確地焊接部位。應從以下兩 個方面來考慮： 1）界面處應在氣門頭部應力區(qū)之外并離頸部頂圓弧中點附近的 熱點較遠； 2）耐熱性較差的桿部材料不要受到高溫燃氣的侵蝕；焊接的部位以 選在氣門全開時界面與導管下端相齊或略高為宜。 （2）奧氏體鋼 這類鋼在常溫和工作溫度下基本上全是奧氏體組織，

61、 不能淬硬。它的高溫強度好，耐腐蝕性好、奧氏體鋼用做高功率柴油機的排氣 門，其最高工作溫度允許達 870 0 c 。國產奧氏體鋼 4Cr14NiW2Mo 廣泛用作機車和大型載重汽車的柴油機排氣門。 國產常用氣門鋼的化學成分以及機械性能見下表： 氣門剛化學成分 氣門剛機械性能 氣門剛參數(shù)性能

62、 除表列的氣門鋼之外，我國還試制了新的氣門鋼種，如 TF —3,奧氏體鋼， 這種鋼在機械性能和耐磨性能方面超過了 4Cr10Si2Mn 從而逐步形成了國 產排氣門鋼系列。 當氣門錐面僅耐磨蝕及耐磨性不能滿足需要時可采用堆焊。 堆焊錢先 把氣門錐面加工出半圓形環(huán)槽，槽的深度由實驗選定，注意不要過分削弱 氣門本體強度，然后再堆焊金屬焊上。焊接方法有手工焊、等離子焊高頻 冷凝焊等。為了使奧氏體鋼氣門桿端面耐磨也可采用堆焊或焊上一小段馬 氏體鋼。用作柴油機排氣門和增壓柴油機進氣門堆焊的材料，目前多數(shù)用 的是鉆基硬質合金，其材料成

63、分： 氣門堆焊材料 4、氣門頭的設計： （1）氣門頭部的形狀： 氣門頭部的形狀除了影響氣體的流通特性之外，還會影響到氣門的 剛度、重量、導熱性能以及制造成本等，同時也關系到氣門的使用期限。因此 根據(jù)不同發(fā)動機的不同情況進行具體的分析，然后確定合理的方法。根據(jù) 195B 柴油發(fā)動機的結構采用平底型氣門。因為這種氣門的結構簡單、工藝性好、受熱面小，具有一定的剛度，基本上式滿足進排去的要求。這種型號在各類柴油機得到了廣泛的運用。下圖是平底型氣門的示意圖：

64、 （ 2）氣門頭部的直徑： 增大進、排氣流通截面是減少進、排氣阻力，提高進氣量的途徑，同時氣門頭部直徑的選擇還要考慮到燃燒室的形狀，氣缸蓋進、排氣門的布置，氣道之間冷卻水套的設計以及氣門受熱和冷卻的均勻性等因素。綜上的條件 195B 柴油發(fā)動機的進、排氣門的直徑 42 和 36mm。（ 3）氣門錐面斜角： 在氣門開啟初期及接近關閉時，氣門錐面斜角 的大小對于氣體的流通斷面有較大的影響。 這時的流通斷面大致與斜角 的余弦成正比。此外，氣門與氣門座之間的單位壓力隨斜角的增加而增大，而氣門與氣門座之間

65、的相對滑 移則隨斜角的減小人減小，因此氣門 的確定必須根據(jù)發(fā)動機的綜合情況而定，對于 195Ｂ柴油發(fā)動機的氣門斜角都是４５度。 （４）氣門頭部厚度及錐面寬度： 氣門頭部厚度Ｔ的設計，主要是從氣門的剛度來考慮，氣門在燃燒壓力的作用下會引起變形，變形過大會使氣門的密封性下降，錐面磨損加劇。由于頭部厚度Ｔ對氣門的剛度影響比頸部圓?。乙蟮枚?，因此當需要增加氣門剛度時首先考慮增加頭部的厚度。如果還受到氣門質量的限制，則常用適當減小頸部圓弧半徑來得到彌補。厚度Ｔ與氣門頭部的外徑有一定的比例，一般 Ｔ＝（０．１０～０．１２）Ｄ （Ｄ是氣門頭部的直徑） １９５Ｂ柴油機的頭部厚度

66、：（０１．０～０．１２）＊４６＝４．２～５．０４） ——進氣門； （０．１０～０．１２）＊３６＝（３．６～４．３２）ｍｍ—— 排氣門； 氣門錐面的寬度ｂ與厚度Ｔ有關，一般ｂ＝（０． 9～１． 1.05）Ｔ。當 ＝ ４５度時，ｂ＝（０．９～１．５）Ｔ 對于１９５ Ｂ柴油機的氣門錐面寬度 b=（0.9~1.05）*4.5=（4.05~4.725） mm ——進氣門（上式中 T 取 4.5） b=（ 0.9~1.05） *4=(3.6~4.2)mm——排氣門（上式中 T 取 4.0）。 注意提醒的是，并不是所有的 b 都參與了密封，真正起到密封的是一條位 于寬度 b 中間附近的密封帶，密封帶的寬度 b 小得多，氣門的大部分熱量是通 過這條密封帶傳出去的，密封帶較寬則傳熱的效果就較好，氣門的工作溫度就 較低，但氣門的密封性就較差。反之，密封帶太窄，雖然密封性較好，但散熱 不良，且接觸壓力較大，會加速氣門的磨損，因此需綜合這兩個方面的因素來 選取氣門密封帶的寬度，其寬度一般取 1.5~3.0