485柴油机设计（配气机构）毕业设计

I 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 采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 挺柱 推杆 摇臂 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 II THE DESIGN OF VALVE TIMING MECHANISM OF 485 DIESEL ENGINES ABSTRACT This 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 Matlab program calculate tappet lift table map the curves of tappet lift speed and acceleration KEY WORDS Diesel engine Valve timing mechanism Camshaft Valve III 目 录 前 言 1 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 6 2 1 485 柴油机工作过程热计算已知参数 6 2 2 485 柴油机工作过程热计算 6 2 2 1 一般参数的计算 6 2 2 2 进排气过程计算 7 2 2 3 压缩终点参数计算 8 2 2 4 燃烧过程的计算 8 2 2 5 膨胀终点参数的计算 8 2 2 6 指示参数的计算 9 2 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 10 3 1 平均有效压力 10meP 3 2 活塞平均速度 10C 3 3 行程缸径比 11DS 3 4 曲柄连杆比 12LR 3 5 气缸中心距 13 第四章 配气机构总体布置 14 4 1 气门数目 布置和驱动 14 4 2 凸轮轴的布置和传动 14 第五章 气门组的设计 15 5 1 气门的设计 15 5 1 1 气门的工作条件与设计要求 15 5 1 2 气门的结构和设计 16 IV 5 1 3 气门材料的选择 19 5 2 气门导管的设计 19 5 3 气门通路面积的校核 19 第六章 气门弹簧的设计 23 6 1 气门弹簧概述 23 6 2 气门弹簧尺寸的确定 23 6 3 气门弹簧的校核 28 6 3 1 气门弹簧的强度校核 28 6 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 31 7 1 凸轮轴的设计 31 7 1 1 凸轮轴的设计要求及结构 31 7 1 2 凸轮轴尺寸的设计 31 7 2 挺柱的设计 35 7 3 推杆和摇臂的设计 36 结 论 37 参考文献 38 附 录 39 1 前 言 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 已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 2 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 3 第一章 485 柴油机的设计要求 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 215 285 g 间 kwh 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 柴油机的大修期一般决定于 4 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 5 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已 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 5 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 6 第二章 485 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 1 485 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 参数名称 参数值 有效功率 kW eP30 压缩比 c 18 柴油机转速 n r min 2600 最高燃烧压力 MPa maxp8 气缸数 i 4 过量空气系数 1 7 气缸直径 mm 85 充量系数 c0 85 活塞行程 S mm 100 2 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 一般参数的计算 一 气缸工作容积 L sV 0 567L 24sDVS 28510 7 二 燃烧室容积 L cV L0 567 318sc 三 理论空气量 0 kg0 0 870 434 341 26 1 29788COHgL 四 新鲜空气量 L 24 31kg01 7a 五 燃烧产物量 M 24 34kg432OHgL 0 126 43 六 理论分子变更系数 0 1 0010 2431L 七 实际分子变更系数 1 00101r 2 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 dep kPa 91deap 四 进气终点温度 K dr K2930 5836 211drrT 五 冲量系数 8c 六 柴油机总空气流量 kg h aA 49 17g s 177kg h0 5910 56420334893absacdpVinART 8 2 2 3 压缩终点参数计算 一 压缩终点压力 kPa cop kPa 4 5MPa11 359840ncodecp 二 压缩终点温度 K coT K11 35629 6ncodecT 2 2 4 燃烧过程的计算 一 压力升高比 p max801 745pco 二 最高燃烧温度 K axTma0 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 pzmC 燃烧产物和新鲜空气的平均等压摩尔比热容 kJ kg mol K pem 14687 8ax0 75418 3 8 31 78 924 63 T 1770Kma 三 初期膨胀比 ax1 071 28946pcoT 四 燃烧终点气缸容积 zV L1 270 3 7zcV 2 2 5 膨胀终点参数的计算 一 膨胀终点压力 exp kPamax21 25800 78973 exnp 式中 c 二 膨胀终点温度 exT 9 K2max10 257189 59exnT 2 2 6 指示参数的计算 一 平均指示压力 mip1 2 112 npdecmin nncp 1 35 1 251 2598 78630 7 63 597 38i 729 4kPamip 二 指示功率 iP kW0 729 560435 833isiVn 三 指示热效率 i 40 3 01 704927 48 18 085admiiuabcLTpH 四 指示油耗 i 202 6g kW h 3360601 4iiub 2 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 3729 4meip 三 有效热效率 et 0 338 8 eti 四 有效比油耗 eb 242g kW h 20 683iemb 10 第三章 485 柴油机主要性能参数的选择 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 meP 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mep 指标 平均有效压力 30430 61 5672eme asPMPVni br 3 2 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变mCeP 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 的提高导致mmC 11 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 成正比 ePMD 2 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 过大时 mmCmC 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 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 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负荷m 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v 气门通道面积 选用好材料 提高加工精度 但是 选取过低也不恰当 首先mC 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mC 的润滑油膜而使摩擦加剧 活塞平均速度 2 23048 67 50 7856 7856 110emmPC msDz 3 3 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 影响混DS DS 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 S 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 12 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 机械负荷和DS 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 而且对直流S 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 71022mCSmn 所以 5 D 3 4 曲柄连杆比 LR 连杆长度 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 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 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 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 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np 磨檫与磨损 本设计中曲柄连杆比 50 3167RL 13 3 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 mm 0123521pLh 14 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 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 1 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 15 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 6kgf mm2 左右 气 门的工作温度 进气门约为 200 450 而排气门则可达 650 850 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 1 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 16 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一 1 5 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 锁夹槽 5 气门杆端面 6 气门锥面 7 气门头部端面 Dv 气门头部直径 d0 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 0 4 8 viD 0 37 41 veD 0 82 veviD 根据缸径 D 85mm 代入上式得 mm mm vi 314 85 17 考虑燃烧室 喷油器和缸盖螺栓等多方面因素 本设计取 38viDm 32veDm 3 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 485 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 25 0 50 倍 多数情况下进气门的颈 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 5mm 1 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度来1t 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 10 0 12 38 3 8 4 56 取 4 5mm 1t 1t 对于排气门 0 10 0 12 32 3 2 3 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 5 3 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 9 1 05 1t 因此 对于进气门 b 0 9 1 05 4 5 4 4 7 取 b 4 2mm 对于进气门 b 0 9 1 05 3 5 3 15 3 675 取 b 3 2mm 5 气口直径的确定 进气口直径 d 1 0 37 0 46 D 31 45 39 1 本设计取进气口直径 d1 32 排气口直径 d 2 0 33 0 37 D 27 2 31 45 本设计取进气口直径 18 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 16 25 考虑到加工和维修的方便 一般进 排气门 杆直径相等 因此 本次设计的 485 柴油机气门杆直径为 38 16 32 25 6 08 8 在此取气门的杆直径为 d 0 8mm 2 气门杆长度的设计 气门杆长度 L 取决于气缸盖和气门弹簧的设计 一般希望短些 以便降低发 动的总高度 减小气门重量 根据柴油机设计手册 气门杆长度 L 的设计公式为 2 5 3 5 vD 将 mm mm 代入上式得 进气门杆长 L 95 133 排气门杆38ve 32i 长 L 80 112 综合考虑进排气门总长相等的设计原则和设计方案取进气门杆长 95mm L 排气门杆长 L 96 5mm 气门杆端面要淬硬 一般要求硬度不小于 HRC50 气门杆端部与弹簧盘相连 接 应保证连接可靠但又不致过分使气门杆削弱 在本次 485 柴油机的设计中采 用锁夹槽来连接 槽内不允许出现尖角 三 气门升程 进气门最大升程 mmmax 0 24 6 9 12 8 vi VihD 排气门最大升程 mm836e e 综合进排气门的最大升程考虑 本设计取进 排气门最大升程均为 9mm 5 1 3 气门材料的选择 在气门材料的选择必须考虑到其工作温度 腐蚀情况 冲击载荷以及气门杆 杆部与端面的耐磨等因素 综合考虑到气门的温度和冲击载荷的限制 在本次 485 柴油机的设计中 因其适用于运输车辆中 所以其负荷较高 因此 取进气 门取材料为 40Cr 排气门取材料为 4Cr9Si2Mn 1 19 5 2 气门导管的设计 气门杆工作时在导管中滑动 使导管承受侧向压力 并且气门的部分热量也 从导管中逸出 导管与气门这对摩擦副由于靠近气门头部 所以温度较高 润滑 油易结炭 但供给摩擦副的润滑油又不能过多 以免流入燃烧室 因此要求导管 在润滑较差的情况下能耐磨 近年来 我国开始广泛应用铁基粉末冶金导管 在 不良的润滑条件下 工作可靠 磨损小 同时工艺性好 造价低 导管的外表面一般都设计成光滑的圆柱 没有任何凸台 以便无心磨床的加 工 导管的长度取决于气缸盖的布置 只要位置允许 应尽量长些 最好不要小 于气门杆直径的 6 倍 以减小对导管的侧压力 并有利于气门的导向和散热 导管与气门杆的配合间隙应认真选择 间隙过大则散热不良 同时气门在导 管中易摆动 冲击 使气门和气门座磨损不均匀而造成漏气 漏油 这种渗漏甚 至使气门头部烧损 间隙过小对气门座偏心的的补偿能力下降 还会因气门杆受 热而卡在导管中 进 排气门工作条件不同 所取间隙也不同 一般进气门取气 门杆直径的 0 005 0 01 倍 排气门取气门杆直径的 0 008 0 012 倍 在本次设计的 485 柴油机中 气门导管长度取 l 6d0 6 8 48mm 综合考虑 在此取 l 50mm 间隙值为 进气门 0 005 0 01 8 0 04 0 08mm 排气门 0 008 0 012 8 0 064 0 096mm 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 vWmpvCF 式中 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 v 气门通路断面处的假定平均气流速 m s 一个气缸中同名气门的数目C 气门在最大升程时的通路面积 m 2 vF 20 活塞面积 m 2 PFPF42D 活塞平均速度 C m 8 67m sm 气缸直径 m 85mmD 活塞行程 S 100mmS 发动机转速 n 2600r minN 气门在最大升程时的通路面积公式 1 vFldDV2 式中 进气门头部外径 mm vD 进气门头部内径 mm d k1 k2 间的距离 mm l tancos2mx2max2 VVVV hdDh 图 5 2 气门最大升程示意图 对柴油机的进气门的校核 6 71 mm l 23893829tan45cos45 mm 2 6 71 2ViF 21 mm s 285 6746 13 ViW mm 2 2280 5VidF 对排气门的校核 7 28 mm l 2389389tan45cos45 3 14 685 78 mm 2 veF7 2 71 74 m s veW85 641 7 615 75 mm 2 veF 42d2 因此 满足设计要求 本次设计的 485 柴油机转速为 2600r min 属中高速柴油机 根据柴油机设 计手册表 13 2 进气平均气流速度 的范围为 60 80m s 排气平均气流速veW 度 的范围为 70 100m s 设计计算得出进气平均气流速度 66 68m s veWveW 排气平均气流速度 71 74m s 因此气门通路满足设计要求 ve 22 第六章 气门弹簧的设计 6 1 气门弹簧概述 一 气门弹簧作用 1 气门关闭时 依靠弹簧弹力 使气门压在座圈上 起到封闭作用 2 弹簧使配气机构回位 保证配气机构的所有零件能够保持正常的接触 3 在负加速度段气门弹簧的弹力要大于惯性力 防止零件发生脱离 4 在进气过程中防止排气门被吸开 二 工作条件与设计要求 气门弹簧承受高频交变载荷 工况恶劣 故需精心设计 才能使其长期可靠 地工作 弹簧一旦断裂便会造成发动机的严重事故 气门弹簧的设计常常受到尺 寸上的限制 因此气门弹簧应有合理的结构尺寸和允许的应力范围 气门弹簧应 有较高的疲劳强度 制造上应保证一定的精度并尽力避免各种缺陷 三 气门弹簧材料的选择 气门弹簧在一定的工作温度下承受交变载荷 为使弹簧能长期地可靠工作 要求弹簧材料不仅有良好的机械性能 而且应有足够的抗应力 温度松弛的能力 在工作中不致产生过大的弹力消失现象 1 气门弹簧材料一般为碳素弹簧钢丝 65Mn 和 50CrVA 弹簧钢丝等 在本次设计的 485 柴油机中 气门弹簧材料选用油淬火 回火状态的碳素弹簧 钢丝 其优点是热稳定性好 可适用于较高的工作温度 13 15 6 2 气门弹簧尺寸的确定 一 弹簧中径 的选取2D 在本次设计的 485 柴油机中 采用双气门弹簧 则其内弹簧中径为 0 4 0 7 0 4 0 7 32 12 8 22 4 mm 取 18mm2id 2iD 0 6 0 9 0 6 0 9 32 19 2 28 8 mm 取 26mme e 式中 气口直径 mm 本设计中 32mm d 二 弹簧预紧力 P1 的确定 23 气门关闭时 弹簧预紧力要保证气门与气门座的良好密封 由于进 排气门的弹簧相同 参考柴油机设计手册 得预紧力 P1 的公式 预紧力 12 kgf 式中 d1 为进气口直径 cm 211 54Pd 在确定作用于气门上的力 P2 时 考虑弹簧特性需与发动机气门惯性力曲线相 适应 参考柴油机设计手册 P 1 0 4 0 65 P 2 1 作用于进气门上的力 P2 2 5P1 设计弹簧时 考虑到弹簧的最大弹力需有一定的裕量 本设计中弹簧最大弹 力按照 P1 18kgf 计算 则 P2 2 5P1 45 kgf 三 内外弹簧载荷的分配 内外弹簧载荷的分配比例一般为 1 2 0 到 1 2 5 本设计中内外弹簧的载荷分配如下 弹簧最大弹力 P2 kgf 内弹簧 P21 15 外弹簧 P22 30 四 弹簧钢丝直径的确定 弹簧计算的基本公式 kgf mm 2 5 1 328dKD mm 5 2 42GnPf 式中 弹簧力 kgf P 弹簧中径 mm 2D 弹簧钢丝直径 mm 弹簧有效圈数 n 弹簧材料切变模量 G 弹簧变形量 mm f 断面切应力 kgf mm 2 曲度系数 考虑钢丝横切面上切应力分布不均匀影响的系数 K 钢丝直径 可按公式 5 1 计算 弹簧的最大工作切应力应小于或等于材料的d 许用应力 为便于计算 将公式改写成如下形式 24 5 3 238KDCP 式中 材料的许用切用力 kgf mm 2 内弹簧钢丝直径的确定 弹簧材料选用 65Mn 弹簧钢丝 假设内弹簧钢丝直径约为 2 2 2 5mm 查柴 油机设计手册表 13 24 得弹簧的抗拉强度 b 165 kgf mm2 许用切应力 kfg mm2 1650 349 将上述数据代入式 5 3 得 38KC1069 查柴油机设计手册表 13 25 得旋绕比 7 0 由 得 d 2 47mm 圆整到国家标准规定的钢丝直径 2 5mm 2diiDC di 外弹簧钢丝直径的确定 弹簧材料选用 65Mn 弹簧钢丝 假设内弹簧钢丝直径约为 3 5mm 查柴油机 设计手册表 13 24 得弹簧的抗拉强度 b 150 kgf mm2 许用切应力 kfg mm2 150 34 将上述数据代入式 5 3 得 38KC104 查柴油机设计手册表 13 25 得旋绕比 7 4 由 得 d 3 51mm 圆整到国家标准规定的钢丝直径 3 5mm 2deDC de 五 弹簧有效圈数 和总圈数 的确定n1 弹簧有效圈数 可从其计算公式求出 4238GdfPD 式中弹簧最大变形量 21max vfh 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 mmax112986 5vfP 弹簧最大变形量 mmmaxvfh 式中 气门最大升程 mm 9mm maxvhaxv 25 hvmax 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 6 67 取 7 圈 4238GdfnPD n 9 圈1i 外弹簧 4 27 取 5 圈 4238dfnn 7 圈1e 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 一般 mm 本次设计中内弹簧最小间隙取 0 678mm 外min 5 0min min 弹簧最小间隙 0 65mm i 弹簧并圈时高度 bH 1n0 5bd 气门全开时弹簧的高度 22minb 气门弹簧关闭时的高度 112axvHh 弹簧的自由高度 0021ff 弹簧并圈变形量 b0bf 26 弹簧自由状态的螺距 t20 ftdn 将相关数据代入上式得弹簧的相关参数 见表 6 1 所示 表 6 1 弹簧长度计算值 内弹簧 外弹簧 Hb 21 25 22 75 H2 26 26 H1 35 35 H0 41 41 fb 19 75 18 25 t 6 8 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 26tanttan0 1 858D 弹簧的展开长度 L mm21950 4cos 8L 外弹簧展开长度的计算 弹簧螺旋角 28tanttan0 9 176D 弹簧的展开长度 L mm21751 cos0 L 27 6 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 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1P 应力在 和 之间变化 min ax 内弹簧的切应力 kgf mm2321in8dDK 3 6182 5 kgf mm22max3P3 疲劳强度的安全系数 N 可按下式求出 maxin075 N 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0 0 b 喷丸处理的弹簧 可提高 20 以上 安全系数应不小于 1 3 kgf mm2 0 316520 59 4 则 1 394 713N 因此 内弹簧的疲劳强度满足要求 外弹簧的切应力 kgf mm2321min8dDKP 3 61528 7 kgf mm22ax33 06 疲劳强度的安全系数 N 可按下式求出 maxin075 N 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0 0 b 喷丸处理的弹簧 可提高 20 以上 安全系数应不小于 1 3 28 kgf mm2 0 31520 54 则 1 34 78 1N 36 因此 外弹簧的疲劳强度满足要求 二 工作极限切应力的校核计算 气门弹簧在进行安装时 可能出现并圈的情况 此时弹簧承受最大静载荷 称为工作极限载荷 可按下式计算 jP kgf 5 4 nDfGdbj32 48 相应的弹簧钢丝端面里的应力称为工作极限切应力 可按下式计算 j kgf mm 2 5 5 32dKPjj 弹簧在工作极限载荷下应产生永久变形 要求 kgf mm 2 b 5 0j 由式 5 4 和式 5 5 知 j2bGdfKnD 内弹簧的工作极限切应力 kgf mm2j2280 5197 367 9bGdfKnD 内弹簧的工作极限切应力满足要求 67 9 68 j b 外弹簧的工作极限切应力 kgf mm2j22803 51 5 6bdfKn 5 7j b 因此 外弹簧的工作极限切应力满足要求 6 3 2 气门弹簧的共振校核 当弹簧的自振频率为发动机凸轮轴转速的整数倍时 在气门升程曲线某一谐 波 其频率等于弹簧自振频率的谐波 的激发下 弹簧将发生共振 共振时噪音 增加 弹簧有效弹力下降 并在弹簧钢丝断面上产生附加应力 共振校核就是以 弹簧自振频率大于凸轮转速倍数作为衡量弹簧共振情况的一项技术指标 1 29 弹簧自振频率 按下式计算 nf 5210ndfD 内弹簧的自振频率 c min5522 1010369 78indfD 式中 弹簧钢丝直径 mm id 弹簧中径 mm 2i 一般认为弹簧自振频率与发动机凸轮轴最高工作转速之比应大于 10 这样设 计的弹簧则是安全的 即 10max2369 18 230ncf 因此设计的内弹簧是安全的 外弹簧的自振频率 c min55223 10106 3endfD 式中 弹簧钢丝直径 mm ed 弹簧中径 mm 2 一般认为弹簧自振频率与发动机凸轮轴最高工作转速之比应大于 10 这样设 计的弹簧则是安全的 即 10max263 17 0ncf 因此设计的外弹簧是安全的 30 第七章 凸轮轴与气门传动件的设计 7 1 凸轮轴的设计 7 1 1 凸轮轴的设计要求及结构 1 正确配置各缸进 排气凸轮的位置以实现配气正时 保证发动机的正常运 转 2 根据发动机总体布置的要求以及允许的弯曲变形 合理地确定其支承的轴 颈数 轴颈大小和凸轮轴的最小直径尺寸 3 确定恰当的材料和热处理方法 使其具有足够的韧性和刚度又在凸轮和支 撑轴径的表面具有合适的硬度 确保具有良好的耐磨性 2 7 1 2 凸轮轴尺寸的设计 一 凸轮外形设计的任务和要求 凸轮外形设计的任务是根据发动机的性能要求选择适当的凸轮轮廓线 编制 依凸轮转角为自变量的挺柱升程表 以作为加工凸轮的依据 同时计算出挺柱或 气门运动的一些重要参数 如速度 加速度 惯性力 时间面积等 以便对配气 机构进行分析和比较 16 18 一个良好的配气凸轮 既应使发动机具有良好的充气性能 又要能保证配气 机构工作安全可靠 具体要求可归结为如下几点 1 具有合适的配气相位 它能照顾到发动机功率 扭距 转速 燃油消耗率 怠速和启动等方面性能的要求 2 为使发动机具有良好的充气性能 因而时间面积值应尽可能大一些 3 加速度不宜过大 并应连续变化 4 具有恰当的气门落座速度 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 应使气门弹簧产生共振的倾向达到最小程度 8 应使配气机构各传动零件受力和磨损较小 工作可靠 使用期限长 31 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 在本次 485 柴油机配气机构的设计中采用的是多项式高次方凸轮的设计方案 二 凸轮轴的传动设计主要遵循以下原则 1 正确配置各进排气凸轮的位置以实现配气正时 保证发动机的正常运转 2 根据发动机的总体布置的要求以及允许的弯曲变形 合理的确定其支承的 轴颈数 轴颈大小和凸轮轴的最小直径尺寸 3 确定恰当的材料和热处理方法 使其既有足够的韧性和刚性 又在凸轮和 支承轴颈的表面具有合适的硬度 保证具有良好的耐磨性 1 三 凸轮轴尺寸参数的确定 1 基圆半径 0r 0 5 1 2 mm 0rbd 最小直径 0 25 0 35 D mm b 其中 D 为缸径 D 85mm 0 25 0 35 85 21 25 29 75bd 本次设计中取 db 23mm 0 5 23 1 2 11 5 1 5 13mm0r 理论基圆半径 0ri 式中气门冷间隙 mm 取 mmmax 0 3 5 0 27 45vh 0 36 13 13 0 26 13 26mm 0ri 61 8 2 凸轮宽度 b 0 75 1 0 9 75 13 mm b0r 取 12mm 3 挺住最大有效升程 maxTh 决定于气门最大升程 和气门驱动机构传动比 由于 1 3 1 8 maxThV i 本次设计取 1 385i 32 因此 9 1 385 6 5mmmaxThaVi 4 支承轴颈 本次设计选择的是整体式凸轮轴 在装配时是将凸轮轴从机体的一端插入的 因为轴承又往往是整体式薄壁轴瓦 所以为了使凸轮轴能通过轴瓦内孔而将支承 轴颈的半径制成比凸轮轴中心至凸轮顶端距离大 0 25 0 5 mm 在本次 485 柴油机的设计中 根据柴油机设计手册 取凸轮轴支承轴颈为 2 13 6 5 0 5 40mm 凸轮轴支承轴数的选择与其弯曲刚度和加工工艺性有很 大关系 全支承凸轮轴有很好的弯曲刚度 因而有可能减小轴的直径 但因凸轮 的基圆半径常不能随之减小 所以减小轴直径的好处不大 另外支承轴颈加多 使加工工艺复杂 成本提高 目前绝大多数凸轮轴都是每两缸设置一个支承 因 此 本设计凸轮轴的支承轴颈数确定为 3 个 5 凸轮作用角 的选取决定于发动机的性能要求 并应与发动机气流通道的 形状和断面尺寸相适应 但选择最佳配气相位和凸轮作用角目前尚无公式可循 一般根据实际经验或者统计资料选取 实际上选定了配气相位角后即可算出凸轮 作用角 进气凸轮 0 5 180 1 2 其中 进气提前开启角 本设计取 21 1 1 进气滞后关闭角 本设计取 53 2 2 排气凸轮 1805 其中 排气提前开启角 本设计取 53 1 1 排气滞后关闭角 本设计取 21 2 2 因此 进排气凸轮作用角一样 即 0 5 180 53 21 127 同名夹角为 72094 本次设计的 485 柴油机的发火顺序为 1 3 4 2 因此 第三缸的进气凸轮 在第一缸进气凸轮后 90 凸轮转角处 第四缸的进气凸轮在第三缸进气凸轮后 90