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485柴油机设计（配气机构）摘要本设计介绍了 485柴油机配气机构的设计，主要是其各零部件的设计。 本次设计的485柴油机主要用于轻型载货车。配气机构的功用就是实现换气过程，即根据发动机气缸的工作顺序，定 时的开启和关闭进排气门，以保证气缸排出废气和吸进新鲜空气。配气机构 设计的好坏直接影响发动机整体的经济性和动力性，因此配气机构的设计在 发动机整体设计上占有相当重要的作用。在气门选择上，釆用每缸两个气门 的方案，其优点是比较简单、可靠，对于自然吸气式柴油机可以提高新鲜空 气的进气量，降低气缸的热负荷，增加气缸的耐久性和使用寿命。气门的驱 动采用凸轮轴一挺柱一推杆一摇臂一气门机构。凸轮轴布置形式是下置式， 采用的是整体式凸轮轴，这样的凸轮轴结构简单，加工精度高，能有良好的 互换性。本次配气机构的设计，主要包括进、排气门的设计，气门弹簧的设计， 以及凸轮轴的设计。编写Matlab程序，计算得到挺柱升程表，绘出挺柱升程、 速度、加速度曲线。关键词：柴油机，配气机构，凸轮轴，气门THE DESIGN OF VALVE TIMING MECHANISM OF 485 DIESEL ENGINESABSTRACTThis thesis introduces the design of valve timing mechanism of 485 diesel engines，mainly the design of its various components. The 485 diesel engine in this design is mostly used in light truck.The function of valve timing mechanism is to realize the exchange process， namely according to engine cylinder working order，ensure that the intake and exhaust valves open and close at the proper time. The valve gear play a direct impact on the economy and power parameters of the engine，therefore, the design of gas distribution agency in the overall design of the engine play a rather important role. Arranging two-valve per cylinder, the advantages are that it is relatively simple，reliable, for the naturally aspirated diesel engines can improve the fresh air into the cylinder, reduce the heat load of the cylinder to increase the durability of the cylinder and use life. The driving mechanism of valves is camshaft, tappet, pushrod，rocker, valve train. Camshaft arrangement is under the form of home-style, using the integral camshaft, such camshafts have simple structure, high precision machining, and good interchangeability.This design, including exhaust valve, intake valve, valve spring, and camshaft. Write Mat lab program，calculate tappet lift table，map the curves of tappet lift，speed and acceleration.KEY WORDS: Diesel engine, Valve timing mechanism，Camshaft，Valve教-学第一章485柴油机的设计要求3第二章485柴油机工作过程热计算62.1 485柴油机工作过程热计算已知参数62.2 485柴油机工作过程热计算62.2.1 一般参数的计算62.2.2进排气过程计算72.2.3压缩终点参数计算82.2.4燃烧过程的计算82.2.5膨胀终点参数的计算82.2.6指示参数的计算92.2.7有效参数的计算9第三章485柴油机主要性能参数的选择103.1平均有效压力p 10vme3.2活塞平均速度Cw103.3行程缸径比113.4曲柄连杆比123.5气缸中心距13第四章配气机构总体布置144.1气门数目、布置和驱动144.2凸轮轴的布置和传动14第五章气门组的设计155.1气门的设计155.1.1气门的工作条件与设计要求155.1.2气门的结构和设计165.1.3气门材料的选择195.2气门导管的设计195.3气门通路面积的校核20第六章气门弹簧的设计236.1气门弹簧概述236.2气门弹簧尺寸的确定236.3气门弹簧的校核286.3.1气门弹簧的强度校核286.3.2气门弹簧的共振校核29第七章凸轮轴与气门传动件的设计317.1凸轮轴的设计317.1.1凸轮轴的设计要求及结构317.1.2凸轮轴尺寸的设计317.2挺柱的设计357.3推杆和摇臂的设计36 i仑37参考文献38附录39教-学柴油机的发展，已有一百多年的历史，通过这一长时间的不断改进和更 新，己经发展到了比较完善的程度。由于它的效率高，适应性好、功率范围 广，柴油机已广泛应用于农业、工业、交通运输业和国防建设事业。因此， 柴油机工业的发展，对国民经济、国防建设以及人民生活都具有十分重要的 意义。近三十年来，柴油机朝着提高柴油机功率，降低油耗、污染和噪声以 及提高工作可靠性和延长使用寿命的方向发展。我国柴油机产业自20世纪80年代以来有了较快发展，但我国柴油机产 业的整体发展仍然面临着许多问题。1、我国重型柴油车的产量在逐年增加，中型、轻型车柴油化步伐也在加 快，但在微型汽车、轿车领域，柴油车所占比例仍很少。2、柴油机行业投入不足，严重制约了生产工艺水平、规模发展和自主开 发能力的提高。现在，我国柴油机技术基础薄弱，还不具备完整的全新柴油 机产品和关键零部件开发能力。3、我国柴油机技术的落后、产品质量差以及车辆使用中维修保养措施不 力，导致低性能、高排放柴油车在使用中对城市环境和大气质量造成不良影 响，使社会产生厌柴心理。4、柴油品质差、柴油标准的修订严重滞后于汽车工业发展的需要，对柴 油机技术的发展以及各种新技术、改善柴油机排放措施的应用造成障碍。我国柴油机技术的攻关重点应放在电控技术、排放后处理技术、整机开 发和匹配技术等关键技术研究和材料开发上，加快开发与配套主机更加适应 的节能、节材和高可靠性的新一代机型。现有产品要提高可靠性、降低噪音 和烟度，下一步应推广直喷化、轻量化、多缸化，同时还应提高柴油品质， 为各类柴油机新技术的应用奠定基础。485柴油机结构简单、维修方便、制造成本也较低、比较省油，且具有 较大的输出扭矩。由于485柴油机具有许多方面的优点，所以不论在国外还 是在国内，其应用越来越广泛，特别是轻型运输车辆，把485柴油机作为其 首选动力。随着国民经济建设和生产的发展，485柴油机已越来越广泛地得 到应用，它为我国国民经济的发展作出了不可磨灭的贡献。总之，本次设计的485柴油机具备动力大、油耗低、使用可靠性高、经 久耐用、经济省油和维修方便等优点，是更省油，更清洁的环保机型。特别 是其强劲的动力，合理的价格必将深受广大客户青眯。因此，此机型在未来 的市场应用中有很大的发展潜力。教-学485柴油机主要应用于农用、轻型载重汽车、工程机械等车辆中。从485 柴油机的使用范围就可以知道其特点。其材料尽可能采用一般钢材，零部件 工艺性要好，要适合于大量生产，而且这类柴油机除了和其他机械一样，都 要求产品重量轻、体积小、质量好、效率高、结构简单、使用方便和维修、 保养简单，对于这一类柴油机是具体要求可以概括为：一、经济性指标柴油机的经济性指标通常都是以燃油消耗率和机油消耗率作为柴油机经 济性的主要指标。柴油机的燃油消耗率是随运转工况的不同而变化的，一般常以额定工况 时每千瓦时有效功率所消耗的燃油克数作为衡量指标(有的采用外特性最低 的燃油消耗率作为衡量指标)。燃油消耗率主要与柴油机的工作过程、燃烧室 结构以及机械效率等有密切关系。高速柴油机在额定工况时的燃油消耗率一 般在 sisdssg/aw./z)间。二、动力性指标柴油机的动力性指标是指柴油机的额定功率、额定转速及扭矩，这些指 标是根据与之配套的使用要求而确定的。一台柴油机的功率，根据不同的使 用要求，需要随工况而变化。现代农用柴油机，为了具备良好的动力性，其 性能、结构和使用情况随地区不同而差别悬殊，而且大部分柴油机的工作环 境恶劣，同时使用负荷不均匀，有时超负荷，有时较低负荷运行，而且有时 候可能连续工作几十个小时，因此这类柴油机应有较好的动力性。三、可靠性与耐久性指标柴油机的可靠性是指柴油机在设计规定的使用条件下，具有持续工作、 不致因故障而影响柴油机正常工作的能力。可靠性指标通常是以在保证期内 不停车故障次数、停车故障次数以及更换主要零件和非主要零件的数目来表 示。目前，一般还只采用保证期中的故障情况以及使用寿命作为衡量柴油机 可靠性指标，并以使用寿命作为衡量柴油机耐久性的指标。使用寿命是指柴 油机从开始使用到第一次大修前累计运转的小时数，或车辆行驶的公里数。教-学柴油机的大修期一般决定于气缸套和曲轴磨损到达规定极限的时间（即此时 柴油机不能继续正常工作），中小型工程机械的柴油机使用寿命大约在 6000-10000小时。本次设计中的485柴油机主要应用在轻型卡车、农用运输 车、装卸车、叉车等各种中小型工程机械中，其工作负荷变化较大，因此要 有较高的可靠性与耐久性指标3_5。四、运转性指标柴油机的运转性指标，主要是指操纵使用是否方便，运转是否平稳，起 动性与加速性的好坏以及噪声与排放污染等。操纵使用方便是指使用人员不 需要很特别的专门技能，可方便操作、维护、保养。运转平稳是指柴油机平 衡良好，振动小。起动性好即指柴油机起动迅速可靠，一般柴油机要求在-5C 气温下不附加任何辅助装置就能顺利起动。加速性好是指速度提升得快，一 般在柴油机在短时间内能够达到所需的速度。噪声与排放污染是指柴油机在 运转时噪声和排放要在一定的范围内。五、紧凑性指标柴油机的紧凑性指标，通常是指柴油机的重量和外形尺寸指标。衡量柴 油机的外形尺寸指标是单位体积功率。它是评价柴油机结构紧凑性和金属材 料利用程度的一个指标。衡量柴油机重量的指标是比重量。本次设计的485 柴油机主要应用于中小型工程机械，因此紧凑性指标较低1。六、“三化”问题所谓三化问题是指产品系列化、零部件通用化和设计标准化。1. 产品系列化。柴油机的用途虽然十分广泛，但是从生产和管理的角度 看，却希望产品的类型不要过多。机型少就便于集中力量进行深入研究，也 便于组织大规模生产。为此目的，国家拟订出以缸径为基本尺寸的系列型谱。 型谱中同一系列的柴油机，缸径和基本结构相同，通过改变缸数以及其他结 构上的变形来满足多方面的不同需要。同一系列柴油机应该作到多数零件或 总成，尤其是易损件通用。2. 零部件通用化。意义如上所述。事实上，工业中使用广泛的产品其规 格己经标准化了，所以零部件通用化也包含了凡是能采用标准件时就采用标 准件的含义。3. 零件设计标准化。它是指在设计中应按国家机械制图标准绘图，并尽 可能地按照有关标准制定技术条件。但是发动机要想同时满足上述全部要求是相当困难的，因为这些要求是 相互矛盾的。因此应在保证主要要求的前提下，尽可能的满足其他要求。对 于农用来说主要应具有足够的使用寿命，其他要求都是次要的6-8。在柴油机设计开始阶段，根据选定的参数进行工作过程热计算，其主要 作用有：1) 对柴油机的动力性能和经济性能参数起一定的校核作用；提供柴油机 主要热力参数之间相互关系的简单计算方法。2) 提供在设计阶段零部件强度计算的依据。3) 为柴油机的性能改进提供初步的理论依据。2.1 485柴油机工作过程热计算已知参数485柴油机工作过程热计算的已知参数见表2-1所示。表2-1 485柴油机的相关参数参数名称参数值参致名称参数值有效功率t (kW)30压缩比18柴油机转速n(r/min)2600最高燃烧压力/ax (MPa)8气缸数i4过量空气系数1.7气缸直径(mm)85充量系数0.85活塞行程S(mm)1002.2 485柴油机工作过程热计算本章对485柴油机工作过程进行热计算，分以下七个部分：1) 一般参数 计算；2)进排气过程计算；3)压缩终点参数计算；4)燃烧过程计算；5)膨 胀终点参数计算；6)指示参数计算；7)有效参数计算。2.2.1 般参数的计算一、气缸工作容积r (L)v = s = 85 n xioo =0.567L教-学二、燃烧室容积匕(L)V 0.567TV = = 0.033 L -1 18-1C三、理论空气量L。=14.297 kggcga0.870.004L. = 34.41(+ g - ) = 34.41(+ 0.126 3 838四、新鲜空气量1L L。=1.7xl4.3=24.31kg五、燃烧产物量MgH g()0.1260.004M = L + + = 24.31 +=24.34kg432432六、理论分子变更系数M 24.34fj = =1.001L 24.31七、实际分子变更系数#ft =/o+ =1.001 i + T 293 + 0.05 x 800T,Td = = 336.2 K1 +(j)r1 + 0.05五、冲量系数=0.85六、柴油机总空气流量人（kg/h)49.17g/s=177kg/hPahVsin 0.85 x 0.98xl01x 0.5 67 x 4 x 2600A : (p - = 30rRdTd30 x 4 x 0.287 x 293教-学2.2.3压缩终点参数计算一、压缩终点压力L(kPa)P = P/te nX = 91 xi8 35 = 4 5 0 4 kPa4.5MPa* co r de c二、压缩终点温度l(k)T =TAe w,_1 = 336.2 x 1 8I35_1 = 924.6 Kcode c2.2.4燃烧过程的计算一、压力升高比、p8000A = flmax = 1.78p4504r CO二、最高燃烧温度rmax(K)8 HlUiC ) T = -+ (/C ) + 8.313(/l - l)-r厂 厂 pz / m maxLpcy mv p / J co弋 M1 + Ln Ta p ,1.7 x 0.495293729.4ih = 8.3138.3 13 x xx=40.3%Hp h (j44100990.85u1 ab T c四、指示油耗3600 x 1 03600x10/iib. =202.6g/(kW*h)TJ H0.403X44100、 Iu2.2.7有效参数的计算一、机械效率/?=83.8%Pe 30Pi 35.8二、平均有效压力p = n p = 0.838x 729.4 =611kPame 1 m * mi三、有效热效率rj ef = rj m rj t = 0.838 x 0.403 =0.338四、有效比油耗be = = 202 6 =242g/(kW-h)n 0.838、,m柴油机的主要参数的选择必须紧密结合实际情况进行选择。它需要设计 师在整机尺寸应尽可能小、总质量尽可能轻和具有较高的动力性、热可靠性 与机械可靠性这两个互相矛盾的开发目标之间找到折中点，同时还应考虑整 机外形美观。针对设计任务的要求正确选择这些参数，在估计Pe值时，一方面应考虑 技术力量的因素，另一方面还应该给发动机留一定的余地，以免影响其寿命。3.1平均有效压力Pme柴油机在额定功率时的平均有效压力是表示柴油机整个工作过程完善性 和热力过程强烈程度的重要参数之一。它决定于混合气形成的方法、燃料的 种类、混合气形成的过程、燃烧过程与换气过程的质量、机械效率、进气压 力和温度以及柴油机的冷却方式与冲程数。是标志柴油机热力循环进行的有效性、结构合理性和制造完善性的 综合指标。平均有效压力：30tP30x4x30P = = 0.610MP = 6.1 barVni 0.567 x 2600 x 43.2活塞平均速度cm柴油机的额定转速和活塞平均速度指柴油机在额定功率时的转速和活塞 平均速度。活塞平均速度也是决定柴油机高速性的指标。提高柴油机的额定 转速与活塞平均速度是提高柴油机单位体积功率的有效措施之一。通常采用 短冲程而提高转速，使活塞平均速度在不至于过高的情况下来提高柴油机的 单位体积功率。一、C对性能的影响m当其他参数不变化时，q与柴油机功率匕成正比。但是当柴油机结构不教-学变时，进排气阻力与C成正比，在柴油机摩擦磨损中占最大份额的是活塞组m的摩擦损失，而活塞组的磨檫损失平均压力/_与成正比。因此，C的提ntmmm高导致的下降。二、c对热负荷的影响m柴油机气缸内单位时间所发出的热量与功率匕成正比，因而与成正 比。所以气缸的热负荷与成正比。即热负荷随q的增大而增大。如果当 过大时，可能造成热负荷过大，甚至造成发动机因为热负荷超过极限，使发 动机不能正常工作91()。三、c对磨损和寿命的影响m柴油机气缸活塞组由气压引起的磨损速率可认为与摩擦功率成正比，即 随C提高，柴油机的寿命可能急速下降。因此必须合理的选择活塞速度C。mmC增大使发动机的功率提高，但活塞组的热负荷和曲柄连杆机构的惯性m负荷增大，磨损加剧，寿命下降。同时由于进排气流量增大，进排气阻力与 气流速度平方成正比例的增加，使冲气系数下降。所以随活塞平均速度提 高，必须增大气门通道面积，选用好材料，提高加工精度。但是，C选取过m低也不恰当。首先是对于给定工作容积的柴油机来说，所发出的功率将过小， 即每升工作容积所发出的功率将过低。其次，过低将导致活塞环和气缸壁 在表面间不能建立起有效的润滑油膜而使摩擦加剧。30x485、0.7856 x 4 x 6.1 x/lioo J活塞平均速度：0.7856zP1,1003.3行程缸径比S/D对柴油机的影响是多方面的。D小则气缸余隙容积比减小，影响 混合气形成和燃烧。在具体选择值时，应注意三个问题：尽量使气缸的 散热面积与气缸的容积之比为最小，有利于燃烧室设计且使整台柴油机的尺 寸最为紧凑。当每一气缸工作容积一定时，应采用较小的值。其优点为：1.可相应地提高柴油机曲轴转速而不至于使活塞平均速度超过许可值，因而可以提高升功率。2. 可降低直列式柴油机的高度，因而可以减小外形尺寸并相应地减轻重JS-o3. 由于柴油机曲柄半径减小，曲轴主轴颈和曲柄销轴颈的重叠度则增 大，因而刚度增加，应力状态改善。同时，连杆也可以短一些，这对其强度 和刚度都有利。4. 由于柴油机气缸直径的增大，气缸盖上的气道和配气机构的安排较容易。然而，当采用较小的s/D值时，由于气缸直径的增大，热负荷、机械负 荷和噪声都加大。同时，由于单列式柴油机的长度主要决定于气缸直径，所 以对于一般直列式来说长度将增大。此外，较小的s/d值对燃烧室设计不利， 而且对直流式换气的换气品质将变坏。因此，在选定s/d值时必须适当。160C x 10360x8.67x103打程：S = = = lOOmwIn2x2600所以 S/Z) = 100/8 5= 1.13.4曲柄连杆比连杆长度I (大小头孔中心距）是设计时应该慎重考虑的一个结构参数， 通常用连杆比来表示，A值越小，连杆越长，连杆质量对惯性力的影 响可能更大。因此在现代高速柴油机的设计实践中，一般都是尽量缩短连杆 长度L,也就是说采用大的X值。设计过程中应该满足：1. 对于四冲程高速柴油机来说，最合理的连杆长度应该是保证连杆及相 关机件在运动中不与其他机件相碰情况下的最短长度。2. 人值越大，连杆越短，则发动机总高度或总长度越小。所以使发动机 结构紧凑。而且，柴油机总高度减小，总重量减小，且连杆越短，重量越轻， 往复直线运动部分的质量和不平衡回转部分的质量件减小，其运动时产生的 惯性力也减小，可以减少发动机的振动。3. 入值越大，连杆缩短会引起活塞侧压力&加大，可能增加活塞与气 缸的磨檫与磨损。教-学本设计中曲柄连杆比：L 1673.5气缸中心距气缸中心距是表征柴油机长度的紧凑性和重量指标的重要参数。缸心距 大小取决于气缸盖型式和曲轴的结构型式和尺寸分配。缸心距的选取要考虑气缸盖上的进排气道的布置、冷却系统的布置以及 润滑系统的布置。若气缸中心距选取过大，则会降低发动机的整体紧凑性， 造成材料浪费，使制造成本提高，同样给机体的冷却造成困难。但是若气缸 中心距选取过小则会使气缸盖的设计造成困难。有可能造成进、排气道与气 缸盖紧固螺栓相打架，这样就影响充气效率，造成燃烧不充分，经济性降低。 同样会使排气阻力增大，使气缸压力过高而降低充气效率。确定气缸中心距的大小，考虑曲柄臂和主轴径、曲柄销长度，使主轴承 和连杆轴承有足够的承压面积，并保证曲柄有良好的刚度和强度。本设计中缸心距：l0 +112mm。教-学第四章配气机构总体布置配气机构的任务是实现换气过程，即根据发动机工作次序定时开启和关 闭进、排气门，以保证气缸排除废气和吸进新鲜空气。其要求为：1. 进排气门的时面值足够大，泵气损失小。2. 振动、噪声较小，并且工作可靠和耐磨。3. 结构简单、紧凑。1应该指出，同时满足这三个要求是比较困难的。因此在设计时必须根据 具体情况综合考虑，有所侧重，尽可能合理满足这些要求。4.1气门数目、布置和驱动本设计釆用每缸一进一排两气门的设计方案，气门的驱动采用凸轮轴一 挺柱一推杆一摇臂一气门机构。4.2凸轮轴的布置和传动目前，除强化强度特别高的发动机采用顶置式凸轮轴外，一般都采用下 置式凸轮轴和中置凸轮轴的布置。在凸轮轴布置时应考虑以下原则：1. 决定凸轮轴横向尺寸和位置时，应保证不与曲柄连杆机构运动轨迹相 碰，并尽可能靠近气缸中心线，以便减小机体和发动机宽度。2. 在决定凸轮轴高度位置时，应保证曲轴对凸轮轴的传动，并要求配气 机构驱动也比较简便。3. 当发动机转速较高时，为了减小气门传动机构的往复运动质量，可将 凸轮轴位置移动到气缸体上部,有凸轮轴经过挺柱直接驱动摇臂而省去推杆。综合考虑上述要求，本次设计的485柴油机的凸轮轴采用下置式。第五章气门组的设计5.1气门的设计5.1.1气门的工作条件与设计要求一、气门的工作条件气门是发动机的重要零件之一。工作时需要承受较高的机械负荷和热负 荷，尤其是排气门，由于经常受到高温燃气的冲刷，因而易产生漏气、腐蚀 与烧损现象，工作条件就更为严酷。气门工作时承受落座冲击负荷及燃气压 力所给的静负荷，这种静负荷一般为5kgf/mm2左右，而冲击负荷一般为11.6kgPmm2左右；气门的工作温度，进气门约为200450C,而排气门则 可达650850C,甚至更高。尽可能使气门在较低的热负荷和机械负荷下进 行工作是气门设计的重要任务。二、气门设计的基本要求1. 材料方面气门的工作温度是确定气门材料的主要依据。在气门工作温度的范围内 材料应具有足够的强度、韧性和表面硬度。由于排气门锥面的磨损常为腐蚀 磨损，因此选材时排气门必须考虑耐化学腐蚀（主要是硫和钒）的性能。进 气门锥面多属摩擦磨损，因此排气门则着重耐磨。2. 结构方面要求结构简单、加工方便，且颈部形状也要恰当，以便减少气体的流动 阻力，增加其进气冲量。在保证足够的的强度、刚度和耐磨性的前提下气门 的重量要轻。3. 尽可能降低热负荷尽可能降低热负荷是气门设计的一个重要方面。排气门是气门组中的高 温零件，气门头部有75%左右的热量经气门座导出，25%左右的热量经气门 导管传出，因此，气门的设计应与汽缸盖密切配合，气门座周围必须加强冷 却，并使温度尽量均匀。因此，若结构允许，应尽量增加导管长度，适当减 小气门杆与导管的配合间隙，以降低气门温度12。另外，气门的运动受到凸轮、挺柱、摇臂、气门弹簧等零件特性的制约，因此气门设计还必须从整个配气机构来分析考虑，要避免气门在落座时承受过大的冲击和振动，因为这些机械负荷也是造成气门与气门座磨损的原因之 1o5.1.2气门的结构和设计气门主要由杆部和头部两部分组成。图5-1所示为气门的基本结构及名称。图5-1气门的基本结构及名称 1_气门头部2气门杆部3气门径部4一锁夹槽5气门杆端面 6_气门雄面7气门头部端面Dv气门头部直径do气门杆直径 t,气门头厚度R气门颈部圆孤半径气门锥面斜角一、气门头部的设计1. 气门头部形状气门头部形状除影响气体流通特性外，还影响气门的刚度、重量、导热 性能以及制造成本等，同时以关系到气门的使用期限。气门头部形状基本上 有三种形式：平底型、凸底型、凹底型。其中平底型气门的优点是结构简单、 工艺性好、受热面小，具有一定的刚度，基本上能满足进、排气门的工作要 求，因此在多种类型的柴油机中得到了广泛应用。本次设计的485柴油机采 用平底型气门2。2. 气门头部直径增大进、排气的流通断面是减少进排气阻力，提高充量的途径，同时气 门头部直径的选择还应考虑到燃烧室的型式，汽缸盖进、排气门的布置，气 道之间冷却水套的设计以及气门受热和冷却的均匀性等因素。气门头部直径尺寸的确定，依据柴油机设计手册中册1中参考公式：Dvi = (0.44 0.48)DD ve = (0.37 0.41)Z)”=(0.82 0D 8根据缸径 D=85mm,代人_L式得：Z)v6do=6x8=48mm。综合 考虑，在此取/=50mm。间隙值为：进气门:(0.0050.01) x 8=0.040.08mm排气门：（0.0080.012) x 8=0.0640.096mm教-学5.3气门通路面积的校核气门头部直径、升程和气门口直径选择的是否合适，主要看气门口和气 门的通路面积是否足够的大。可用气门最大升程下（如图5-2),流通通路断 面处的假定平均气流速度值来进行校核。校核公式：C x Fv式中，一一相当于在整个进气或排气过程中，气门经常保持最大升程 时，气门通路断面处的假定平均气流速(m/s) c一一一个气缸中同名气门的数目 fv气门在最大升程时的通路面积(m2)fp一一活塞面积(m2), fp=4cm活塞平均速度，Cw=8.67m/sD气缸直径(m)，D =85mms活塞行程，S=100mmn发动机转速，n=2600r/min气门在最大升程时的通路面积公式：FvDy+dv /12式中，进气门头部外径(mm)dv进气门头部内径(mm)/kl k2间的距离(mm)/=+hy2Dv dvxhy xtan y 2 x cos 0 )If 38 - 32、 2xcos 45 J38 + 32图5-2气门最大升程示意图 对柴油机的进气门的校核：+ 92-(38-32)x9xtan45 =6.71 (mm)J +x 2、Fvi=ttxX 6.71 = 737.8 (mm ) x 858.67：Wtr=66.68 (mm/s)lx 737.8k d x 32,9、FVi 2Z)23式中弹簧最大变形量/2 = /, + hvmax(mm);从弹簧特性的相似三角形（如图6-1所示），可得弹簧预紧变形量/, =9X18=6mmP2 - P, 18 x 2.5 -18弹簧最大变形量/2 = /, + hvm&x = 6 + 9 = 15 mm 式中丨气门最大升程（mm), vmax =9mm0Pa图6-1弹簧载荷三角形 弹簧材料切变模量G=8000 kfg/mm2内弹簧：n = d=6.67,取;i=7 圈；8P2Z)23n( = n + 2 9 圈外弹簧：w = M_=4.27,取=5 圈；8/2Z)23 nu = n + 2 =7 圈六、弹簧高度的计算 在计算弹簧高度时，应使气门全开时弹簧各工作圈之间保持一定的最小 间隙Ami,，一般0.5 (mm)。本次设计中内弹簧最小间隙取 amin =0.678mm,外弹簧最小间隙 Amin =0.65mm,弹簧并圈时高度K- 0 5)d 气门全开时弹簧的高度h2:Win气门弹簧关闭时的高度：H=H+h1 2vmax弹簧的自由高度/。：H0 = H2 + f2 = Hi + 弹簧并圈变形量 h = H将相关数据代入上式得弹簧的相关参数，见表6-1所示。弹簧自由状态的螺距r表6-1弹簧长度计算值内弹簧外弹簧Hb21.2522.75h22626H,3535Ho4141fb19.7518.25t68t = d + 0.2d n七、弹簧展开长度的计算内弹簧展开长度的计算：弹簧螺旋角 ：t 6 a = tan= tan= tan 0.106 = 0.00185n D218-弹簧的展开长度L:7t D .n.18x9-L = = = 508.94 mmcos a cos 0.00 1 85外弹簧展开长度的计算：弹簧螺旋角 ：t8a = tan= tan= tan 0.098 = 0.001 717i D226tt弹簧的展开长度L:n D n26 x 77TL =571.77 mmcos or cos 0.00 1 7 16.3气门弹簧的校核6.3.1气门弹簧的强度校核一、疲劳强度校核计算 气门弹簧工作时承受交变载荷，故应对其进行疲劳强度校核计算。弹簧 载荷在p,(最小工作载荷)和P2 (最大工作载荷）之间循环变化，弹簧钢丝断 面上的切应力在和之间变化：内弹簧的切应力SKPD, 8x1.213x6x18,2t =!L = 21.35 kgf/mmmin3,c3nd7i y. 2.5SKP7D7 8x1.213x15x18,2t =2- =53.5 kgf/mmmaxf 3 c 3O7i d7i y. 2.5疲劳强度的安全系数N可按下式求出：rn + 0.75 r .T0mmN =式中为弹簧材料的脉动疲劳极限，对于常用气门弹簧材料，=0.3 经喷丸处理的弹簧可提高20%以上。安全系数应不小于1.3。r0 = 0.3 xl65 x(l + 20%) = 59.4 kgf/mm2rn,.59.4+0.751.353.5因此，内弹簧的疲劳强度满足要求。外弹簧的切应力SKPD 8x1.216x15x26,卜避 9r =!L =：= 28.17 kgf/mmmm,3r 3nd x 3.58 尺8x1.216x30x26,2r =- = 56.3 kgf/mmmax3-c3071 d x 3 .5疲劳强度的安全系数N可按下式求出：r . + 0.75 r vt0mmN =式中r。为弹簧材料的脉动疲劳极限，对于常用气门弹簧材料，=0.31.3
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