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买文档就送全套 CAD 图纸 QQ:414951605 或 1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑重庆工学院毕 业 设 计 （ 论 文 ）题目：135 柴油机配气机构设计大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑摘 要本篇论文是关于 135 型柴油机配气机构设计的，主要是对 135 型柴油机的主要运动零件设计以及一些辅助系统的简要设计。通过热力计算、动力计算，并根据性能进行合理的零件设计，从而使 135 柴油机具备更好的经济性能和动力性能。本文除了包括配气机构的设计外，还包括进排气及配气系统设计。关键词：135 型；柴油机；设计；动力计算大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑AbstractThis thesis is about the design of gas distribution mechanism of 135 type diesel engine, mainly is the brief design mainly exercise on type 135 diesel engine parts and some auxiliary system design. Through the calculation of thermodynamic calculation, dynamic, and parts of reasonable design according to performance, so that the 135 diesel engine has the better economic performance and dynamic performance. In addition to this design includes a gas distribution mechanism, also includes the design of inlet and exhaust and the gas distribution system,.Key words: type 135; diesel engine; design; dynamic calculation大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）III目 录引 言 .11 前 言 .11.1 研究目的和意义 .11.2 国内外研究及发展现状 .21.3 研究内容和方法 .32 135 柴油机工作过程热计算 .12.1 柴油机工作过程热计算已知参数 .12.2 135 柴油机工作过程热计算 .22.2.1 一般参数的计算 .22.2.2 进排气过程计算 .32.2.3 压缩终点参数计算 .42.2.4 燃烧过程的计算 .42.2.5 膨胀终点参数的计算 .52.2.6 指示参数的计算 .52.2.7 有效参数的计算 .62.3 平均有效压力 .6meP2.4 活塞平均速度 .7C2.5 行程缸径比 .8DS/3 配气机构总体设计 .113.1 气门数目、布置和驱动 .113.2 凸轮轴的布置和传动 .113.3 配器系统设计 .133.3.1 气门组 .143.3.2 进排气门设计 .153.3.3 气门传动组 .164 气门组的设计 .194.1 气门的结构和设计 .194.2 气门材料的选择 .224.3 气门导管的设计 .234.4 曲轴的设计 .244.4.1 曲轴的材料及结构 .254.4.2 曲轴尺寸的设计 .265 气门弹簧的设计 .285.1 气门弹簧概述 .285.2 气门弹簧尺寸的确定 .295.3 气门内弹簧计算过程 .33大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）IV5.4 气门弹簧的校核 .395.4.1 气门弹簧的强度校核 .395.4.2 气门弹簧的共振校核 .416 凸轮轴与气门传动件的设计 .436.1 凸轮轴的设计 .436.1.1 凸轮轴的设计要求及结构 .436.1.2 凸轮轴尺寸的设计 .436.2 挺柱的设计 .476.3 推杆和摇臂的设计 .47结 论 .49参考文献 .50致 谢 .51大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）2大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）3大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）4大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）5大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）6大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）7大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）8大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）9大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）10引 言柴油直接在发动机内部燃烧产生热能转变为机械能对外作功的热机称为柴油机。柴油机是内燃机的一种，和内燃机的另一基本成员汽油机相比，它还有如下优点：（一）热效率高。汽油机的热效率一般在 25-35之间，而柴油机的热效率可以达到 35%-52%。（二）功率范围广，适应性好。柴油机的缸径可大可小，受限制很小；而汽油机因受爆震影响，缸径不能太大。同时，柴油机对增压适应性好，可以实现较大的增压度，而汽油机，增压度很有限。因此，在大功率发动机领域，诸如大型船用发动机，几乎都是柴油机的天下。（三）坚固可靠，寿命长。柴油机中的大部分零部件比汽油机坚固可靠，寿命长。当然，柴油机也有缺点，主要表现在以下几个方面：（一）结构复杂，要求较高的加工制造水平，成本较高。（二）振动、噪音大，操作人员容易疲劳。（三）通常情况下，相对汽油机而言，重量、体积大。（四）启动性不如汽油机。柴油机的缺点，多数可用技术手段加以改善或将其限制在可接受的方位内，而其优点则是汽油机难以相比的。因此柴油机在近些年来获得极大的发展，即使在汽油机的传统领域轿车发动机方面。柴油机也对汽油机发出大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）11了挑战。车用柴油机是柴油机的一种，与船用柴油机相比，车用柴油机功率要求高，对外形、体积和重量要求也较高。但车用柴油机的耐久性与可靠性一般不如船用柴油机。一个最明显的例子就是：车用柴油机的功率是 15 分钟功率，即允许汽车用此功率连续开 15 分钟，而船用柴油机的功率多数是 12 小时功率或持久功率。显然，车用柴油机对功率要求较高，而船用柴油机对可靠性要求较高。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑1 前 言1.1 研究目的和意义柴油机的技术性能指标取决于各工作参数，而其工作参数又取决于其结构参数，并且柴油机结构参数之间存在着有机的内在联系。一个结构参数变化，其他结构参数随之改变。通过对整机的布局、实际循环热计算、动力计算、增压器的选择和对柴油机配气系统、供油系统、润滑系统、冷却系统、起动系统的了解与掌握，能够找出影响柴油机的动力性能指标、经济性能指标、运转性能指标和可靠性耐久性指标的主要参数以及各结构参数之间的最佳配合状态。内燃机是目前世界上应用范围最广、热效率最高的热动力机械，广泛应用于国民经济和国防的各个领域，占有重要地位。近年来，随着能源问题和环境问题的日益突出，对内燃机性能的要求越来越高，尤其是在交通运输领域，随着人们环保意识的加强以及能源形势的变化，如何提高柴油机的效率、改善柴油机的排放已经越来越受到人们的重视，对柴油机整机进行研究是解决这个问题的最有效途径。大多数人认为, 柴油机黑烟滚滚, 污染严重。其实这是一个误解, 之所以会这样, 与柴油机技术落后有着不可分割的关系。随着柴油机技术的进步, 环保性能已大有改善。自1998年以来, 新型公路用柴油机的颗粒物排放量已降低了83%, 氮氧化物的排放量也已降低了63%, 达到欧洲3号或欧洲4号排放标准的柴油发动机已经基本消除了黑烟。这主要得益于90年代以来柴油机技术的不断创新与发展。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）21.2 国内外研究及发展现状发动机柴油化已成为当今汽车行业不可阻挡的发展趋势, 与汽油发动机相比, 柴油发动机具有优良的燃油经济性能和很大的排放性能改进潜力。重型汽车中, 欧洲、美国和日本已经实现100% 柴油化；商用汽车中, 欧洲和美国都达到了90%, 日本为38%；轿车中欧洲达33%, 日本是9%。在大众3L 路波柴油轿车开发成功以后, 世界上许多大汽车公司在3L以上轿车上使用了柴油发动机。中国的车用动力柴油化也得到长足的发展。按照2000年实际销售统计, 在重型汽车中柴油化已经接近100% , 大型客车达到90%。如果视农用运输车为一种低档的“汽车”的话, 该领域柴油化也已经达到100%。按照国外商用车的概念, 2000年我国商用车的柴油化率约为40%。当然, 这是按照2000年车辆实际销售数量计算的, 即在新销售的动力车中使用柴油发动机车辆所占的比重,如果以柴油机为动力的车辆与社会车辆总保有量之比来计算, 我国的车用动力柴油化的比例要低一些。我国柴油机产业自 20 世纪 80 年代以来有了较快的发展，2006 年，已有车用发动机生产企业 60 多家，车用发动机生产能力 600 多万台，其中汽油机 450万台左右，柴油机 150 万台左右。近十年来，我国在车用柴油机生产方面也取得了较快的发展，虽然我国现有的车用发动机的生产能够基本满足轻型车和重型车的需要，但仍然缺少技术含量高的产品，还缺少城市交通用的低排放车用柴油机，适合于轿车配套用的柴油机也极少。我国现生产的车用柴油机就其技术来源而言，引进系列和自主开发系列基本上是平分秋色。但从发展来看，引大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）3进机型将会进一步增加，而自主开发机型将会因为性能落后而逐步减少。从总体上讲，我国柴油机产品的技术水平与国际先进水平相比还有一定的差距，引进的产品只相当于国际 90 年代初期水平，自主开发的产品也就相当于国际 50年代中期水平。柴油机以其经济性好、排放低和转矩大等优势，在车用动力方面有很大的发展潜力。国外大中型汽车基本上都用柴油机，而我国重型车动力以柴油机为主，中型和轻型车还有较大比例的汽油机，轿车类仍然是汽油机一统天下。从全球的角度来看，车用柴油机的竞争一直十分激烈，因而促进了其技术的不断创新和发展。为了满足市场需求、扩大市场占有率、增强竞争实力，近几年世界各大汽车厂、车用柴油机制造商竞相推出了一批新研制或改进提高的产品或技术，这些新产品或新技术基本上体现了车用柴油机的发展方向。电控喷射技术，共轨燃油喷射系统，可变气门正时系统，涡轮增压中冷技术，混合动力，代用燃料等诸多方面。1.3 研究内容和方法本论文主要研究的内容是 135 型车用柴油机总体设计，包括各个系统零件的设计选择。通过实际循环热计算、动力计算，得到 135 型柴油机的各个特性曲线。通过对整机的布局、对柴油机配气系统、供油系统、润滑系统、冷却系统、起动系统的了解与掌握，找出影响柴油机的动力性能指标、经济性能指标、运转性能指标和可靠性耐久性指标的主要参数以及各结构参数之间的最佳配合状态。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑2 135 柴油机工作过程热计算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 柴油机工作过程热计算已知参数135 柴油机工作过程热计算的已知参数见表 2-1 所示。三缸柴油机设计原始数据项 目 数 据环境压力 P0 0.1013 MPa环境温度 T0 293 K几何压缩比 16.5过量空气系数 1.57残余废气系数 0.02残余废气温度 Tr 720 K大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）2最大燃烧压力 Pz 7.6 MPaZ 点热利用系数 z 0.70B 点热利用系数 b 0.85燃烧室扫气系数 1.12燃油重量成分 C=0.87 H=0.126 O=0.004燃油低热值 Hu 42286 KJ/kg额定功率 50 KW计算转速 1500 rpm基本结构 三缸、立式、四冲程、蒸发水冷、2.2 135 柴油机工作过程热计算本章对 135 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 一般参数的计算一、气缸工作容积 (L)sV= =1.4306L24sDVS21350二、燃烧室容积 (L)cL1.306.95sc大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）3三、理论空气量 0Lkg0 0.870.434.1()341(.26)1.29788COHgL四、新鲜空气量 L=24.31kg01.743aL五、燃烧产物量 M= =24.34kg432OHgL0.126.43六、理论分子变更系数 0=1.0010.2431ML七、实际分子变更系数 =1.00101r2.2.2 进排气过程计算一、排气压力 (kPa)rp=110kpa1.ra二、缸内排温 K80rT三、进气终点压力 (kPa)depkPa0.91deap四、进气终点温度 (K)drTK290.586.211drrT大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）4五、冲量系数 0.85c六、柴油机总空气流量 (kg/h)aA=49.17g/s=177kg/h.910.5674203034893absacdpVinART2.2.3 压缩终点参数计算一、压缩终点压力 (kPa)copkPa4.5MPa11.359840ncodecp二、压缩终点温度 (K)coTK11.3562894.6ncodecT2.2.4 燃烧过程的计算一、压力升高比 pmax801.745pco二、最高燃烧温度 (K)axTmax0()()8.31()(1)zupz pcmpcorHCCTL式中 燃烧终点时的热量利用系数； 燃料低热值(kJ/kg)；z uH, 燃烧产物和新鲜空气的平均等压摩尔比热容(kJ/kgmolK)()pzm()pe=14687.8ax0.75418.38.31(.78)924.63(.)T1770Kmax三、初期膨胀比 大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）5max1.071.28946pcoT四、燃烧终点气缸容积 zVL1.270.3.72zcV2.2.5 膨胀终点参数的计算一、膨胀终点压力 expkPamax21.25800.78973.exnp式中 .c二、膨胀终点温度 exTK2max10.257189.59exnT2.2.6 指示参数的计算一、平均指示压力 mip1 2 112()()()npdecminpnncp1.35 1.251.2598.78630.7(.63)()()597.38i =729.4kPamip二、指示功率 iPkW0.729.560435.833misipVn三、指示热效率 i大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）6=40.3%01.70495237.48.318.308admiiuabcLTpH 四、指示油耗 i=202.6g/(kWh)33601601.4iiub2.2.7 有效参数的计算一、机械效率 m=83.8%305.8emiP二、平均有效压力 mep=611kPa0.83729.4meip三、有效热效率 et=0.3380.83.4etmi四、有效比油耗 eb=242g/(kWh)2.6083iemb2.3 平均有效压力 eP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。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）7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mep合指标。平均有效压力： 304301.5.567eme asPMPVnibr2.4 活塞平均速度 mC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、 对性能的影响mC当其他参数不变化时， 与柴油机功率 成正比。但是当柴油机结构不mCeP变时，进排气阻力与 成正比，在柴油机摩擦磨损中占最大份额的是活塞组的摩擦损失，而活塞组的磨檫损失平均压力 与 成正比。因此， 的提mCmC高导致 的下降。meP二、 对热负荷的影响C柴油机气缸内单位时间所发出的热量与功率 成正比，因而与 成正ePMD2比。所以气缸的热负荷与 成正比。即热负荷随 的增大而增大。如果当mCmC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mC大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）8发动机不能正常工作 9,10。三、 对磨损和寿命的影响mC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 。m mC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C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，v必须增大气门通道面积，选用好材料，提高加工精度。但是， 选取过低也mC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mC面间不能建立起有效的润滑油膜而使摩擦加剧。活塞平均速度： 2 23048.67/150.7856.7856.10emmPC msDz2.5 行程缸径比 S/对柴油机的影响是多方面的。 小则气缸余隙容积比减小，影响D/ DS/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。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）9当每一气缸工作容积一定时，应采用较小的 值。其优点为：DS/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量。3. 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 值时，由于气缸直径的增大，热负荷、机械负DS/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 值对燃烧室设计不利，DS/而且对直流式换气的换气品质将变坏。因此，在选定 值时必须适当。 1行程：33601608.71025mCSmn所以 /.4D大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）10大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑3 配气机构总体设计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。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。3.1 气门数目、布置和驱动本设计采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挺柱推杆摇臂气门机构。3.2 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大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）12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。1综合考虑上述要求，本次设计的 135 柴油机的凸轮轴采用下置式。根据具体布置方案与有关参数来选择现有内燃机工作可靠的机件，一方面使机件通用化，降低成本，便于维修，另一方面省去新机件的研制工作，缩短整个内燃机的研制时间。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）133.3 配器系统设计配气系统由气门组、驱动组、传动组、减压机构和进排气系统组成。如图4-1。配气机构的功用是按照发动机每一气缸内所进行的工作循环和发火次序的要求，定时开启和关闭各气缸的进、排气门，使新鲜冲量的空气得以及时进入气缸，废气得以及时从气缸排出；在压缩与膨胀过程中，保证燃烧室的密封。图 4-2 传动齿轮装置图配气相位的选定：进气门提前角为：15（一般范围为 10-30） ，迟后角 45（一般范围为 40-60） ，持续角 300；图 4-1 柴油机配气系统1-锁紧环2、11摇臂轴弹簧 3摇臂轴4、9摇臂5摇臂调整螺钉6调整螺母7、14、24、27螺栓8垫圈10摇臂支撑架12支撑架双头螺栓13螺母15弹簧垫圈16摇臂挺柱17推杆18气门盖帽19锁片20弹簧支撑座21、22气门弹簧23气门25正时齿轮平垫圈26、28止推板29半圆键30凸轮轴31密封塞32凸轮轴轴承大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）14排气门提前角：45（一般范围为 40-60） ，迟后角 15（一般范围为 10-30） ，持续角 300。气门重叠 49。3.3.1 气门组包括气阀、气门导管、气门座、气门弹簧、气门弹簧座、气门锁片。 （如图 4-3 所示）图 4-3 气门总成气门导管气门导管的作用是：导向，保证气门与气门座之间的密封；承受气门运动时所产生的侧压力；将气门的部分热量散出。增压柴油机的进气门导管内孔上端有 9锥角，以加强进气门杆和导管孔及气门与气门座之间的润滑。气门导管采用减磨性能好的灰铸铁。其内孔的粗糙度不能太低，这样可保证在配合面上有一定数量的润滑油，防止熔着磨损。进气门杆与导管之间的间隙为 0.06mm，排气门杆与导管之间的间隙为0.08mm。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）15气门弹簧气门弹簧的材料选择 65Mn，其特点是机械性能高，耐疲劳和耐冲击韧性好，表面脱碳倾向小，高温稳定性好，但价格较贵。喷丸处理可使其疲劳强度提高2070%，此外还应对气门弹簧表面进行氧化、镀锌、磷化等耐腐防锈处理。采用弹簧钢丝制成圆柱形螺旋弹簧，它的一端支撑在汽缸盖的相应凹槽内，另一端压在与气门杆端连接的弹簧座上，两根弹簧的绕转方向不同，这样可以防止共振而且保证万一个弹簧折断时另一弹簧仍支住气门不至落入气缸内。3.3.2 进排气门设计气门材料选择 4Cr10Si2Mo，具有较高的耐高温强度和良好的耐磨性，耐蚀性较好，热膨胀系数小，切削性能也好，但它的导热性差些。为了更大的提高气门的耐热、耐磨、耐腐蚀性能，在气门座合面、气门杆端部还需要镀覆钴基或镍基合金，或在气门杆上进行镀铬等化学处理。为了获得最佳容积效率，气门头部直径通常是越大越好，但因受燃烧室间的限制，进气门直径为气缸直径的 4248 %。即 48mm。一般来说，考虑到吸气作用，进气门直径要比排气门大 1520 %，以改善充气效率，即 td39mm.。通常允许气门头部外圆伸出已精加工的气门座之外约 0. 51. 0mm，气门盘外圆通常为气口直径的 1. 15 倍，这样可以使气门座有足够的宽度以利于气门头的传热。进气门直径 48mm，排气门直径 40mm。气门锥角 45，这样有利于提高气门的刚度，当气门落座时有良好的自位作用，而且气门与气门座之间座合压力较大，有利于传热和密封。进、排气门大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）16阀盘厚 =4.5mm，进气门头部直径与杆部直径的比值一般为(4. 55. 5) ：1 ；所以取进气门杆部直径 d =8mm 排气门杆部直径为 7mm，头部厚度 t = 4.5mm，通常气门杆部长度为进气门盘外圆的 2.53.5 倍，或者为气缸直径为1.11.3 倍，所以取 h = 110mm。气门冷间隙：进气门为 0.30mm，排气门0.35mm，热间隙：进气门 0.20mm，排气门 0.20mm。3.3.3 气门传动组 包括凸轮轴、正时齿轮、挺柱、导管、推杆、摇臂及摇臂轴。135 柴油机的配气机构为下置式。下置式凸轮轴的突出优点是凸轮轴与曲轴相距较近，凸轮轴可通过齿轮直接驱动，使二者之间的传动装置可以简化，有利于柴油机的整体布置。它可以保证使进、排气门能按配气相位规定的时刻开闭，且具有足够的开度。凸轮轴通过挺柱、推杆、摇臂驱动气门。凸轮轴与曲轴间的定时传动关系，靠传动齿轮上的记号来保证。气门与气门座的配合面要求密封好，气门开启时要求对气流的阻力要小，气门处在高温（排气门温度达到9001000，进气门温度达 300400） ，冷却和润滑困难的条件下工作，因而要求耐热和耐磨。 气门由头部和杆部组成，进气门采用一般的合金钢制造，气门头部采用简单的平顶结构,气门与气门座之间的配合面做成锥面，使接触良好，防止漏气。密封锥面的锥角一般做成 45气门头部到气门杆的过度圆弧一般比较大，以减少气流阻力。同时也增加强度，改善头部的散热。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）17图 气门摇臂门导管中往复运动，其表面经过磨光以提高耐磨性。1 门挺柱常用钢或铸铁制造，工作表面经热处理提高硬度后精磨，使表面光洁尺寸精确。进气门挺柱上有环形槽，气门挺柱底面是平的，为使工作表面均匀，气门挺柱轴线相对凸轮轴线偏移 13mm，使气门挺柱旋转，挺柱的配合间隙在0.020.08mm 范围内，如图 4-4。气门推杆 由空心钢管制造，空心杆两端焊有不同形状的端头,上端是凹球形，气门摇臂调节螺钉的球头落在其中，下端是圆形，插在气门挺柱的凹球形座内，上下两端都用钢制成，并经过热处理。2 门摇臂 采用钢模锻成，气门摇臂两端的长短不等，长短的比值约为 1.6 左右，长臂端用于推动气门杆端，这样在一定的气门开度下，可以减少凸轮的最大升程。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）18长臂端与气门杆端接触部位经热处理后磨光，气门摇臂中心孔中装有青铜衬套。大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑4 气门组的设计4.1 气门的结构和设计气门主要由杆部和头部两部分组成。图 1 所示为气门的基本结构及名称。图 4.1 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锁夹槽 5气门杆端面6气门锥面 7气门头部端面 D v气门头部直径 d 0气门杆直径气门头厚度 R气门颈部圆弧半径 气门锥面斜角1t 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大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）20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 135 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：(0.4.8)viD(0.37.41)veD(0.82.)veviD根据缸径 D=135mm，代入上式得： mm 59.6.vimm49.5.3ve:考虑燃烧室、喷油器和缸盖螺栓等多方面因素，本设计取 60viDm52veDm3. 气门锥面斜角气门锥面斜度一般为 30和 45两种。在设计中考虑到排气门中气门与气门座之间的单位压力较大，则锥面上的积炭就容易被压扁或擦掉，因此我们采用 45斜角。对于进气门的斜角，考虑到制造和维修的方便，一般在非增压柴油机中也取 45。因此，在本次 135 柴油机的设计中，进、排气门锥面斜角均取 45。颈部圆弧半径 R 为一般取气口直径的 0.250.50 倍，多数情况下进气门大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）21的颈部圆弧半径 R 可取进气口直径的 0.25 倍，排气门的颈部圆弧半径 R 可取排气口直径的 0.35 倍，考虑到加工方便的原则我们统一取颈部圆弧半径为9.5mm1。4. 气门头部厚度及锥面宽度的确定（1）气门头部厚度 设计原则：气门头部厚度的设计主要是从气门的刚1t度来考虑的，气门在燃烧压力的作用下会引起变形，变形过大会引起气门的密封性下降，锥面磨损增加。参考柴油机设计手册中册 1，气门头部厚度 的公式为：1t=（0.10 0.12）1tvD因此，对于进气门， =(0.100.12) 38=3.84.56，取 =4.5mm；1t1t对于排气门， =(0.100.12) 32=3.23.84，取 =3.5mm。（2）气门锥面宽度 b 的设计原则：由于气门的大部分热量是经密封带导出，密封带较宽则传热效果好，气门的工作温度就较低，但气门的密封性就较差。反之密封带太窄，虽然密封性较好，但散热不良，且接触压力较大，会加速气门的磨损，因此综合考虑这两方面的因素来选取气门密封带的宽度，其宽度的一般范围是 1.53.0 毫米之间。参考柴油机设计手册，气门锥面宽度 b 的公式为：b(0.91.05) 1t因此，对于进气门，b(0.91.05) 4.5=44.7，取 b=4.2mm；对于进气门，b(0.91.05) 3.5=3.153.675，取 b=3.2mm。5.气口直径的确定大学毕业论文 （135 柴油机配气机构设计）22进气口直径：d 1=(0.370.46)D=31.4539.1，本设计取进气口直径d1=32，排气口直径：d 2=(0.330.37)D=27.231.45，本设计取进气口直径d2=28。二、气门杆部的设计1. 气门杆直径的设计气门杆直径的选择取决于气门所需的耐久性，增加气门杆直径有利于气门热量的逸散。气门杆直径的选择还决定于它在导管运动时侧向力大小。根据经验，气门杆径取为头部外径的
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