XN型農(nóng)用柴油機配氣機構研究設計

1、封面作者： PanHongliangPanHongliang僅供個人 學習X2110N-15型 農(nóng) 用 柴 油 機 配 氣 機 構 設 計目錄摘要IAbstract 口前言1第一章X2110N-15型柴油機改型設計任務31.1改型設計的主要技術要求31.2改型設計的依據(jù)及意義3第二章X2110N-15柴油機主要性能參數(shù)的選擇52.1平均有效壓力52.2活塞平均速度52.3行程缸徑比72.4曲柄連桿比72.5氣缸中心距8第三章配氣機構總體布置103.1氣門數(shù)目、布置和驅(qū)動103.1.1氣門數(shù)目選擇103.1.2氣門的布置與驅(qū)動103.2凸輪軸的布置和傳動11第四章凸輪軸與氣門驅(qū)動件設計134.1

2、凸輪軸的設計134.1.1凸輪軸的設計要求及結構134.1.2凸輪軸尺寸的設計144.2挺柱的設計錯誤！4.3推桿和搖臂的設計 第五章氣門彈簧的設計5.1氣門彈簧概述5.1.1氣門彈簧作用5.1.2工作條件與設計要求5.1.3氣門彈簧材料的選擇5.2氣門彈簧尺寸的確定5.3氣門彈簧的校核錯誤！5.3.1氣門彈簧的強度校核5.3.2氣門彈簧的共振校核第六章配氣機構其它零件設計6.1氣門166.1.1氣門材料166.1.2氣門構造及尺寸6.2氣門座圈196.3氣門導管206.4氣門通路面積的校核設計總結23未定義書簽。錯誤！未定義書簽。未定義書簽。錯誤！未定義書簽。未定義書簽。錯誤！未定義書簽錯誤

3、！未定義書簽錯誤！未定義書簽。 未定義書簽。錯誤！未定義書簽錯誤！未定義書簽161621參考文獻244.1.2凸輪軸尺寸的設計14X2110N-15型農(nóng)用柴油機配氣機構設計摘要本課題是在X6110型柴油機的基礎上改型設計出X2110N-15型柴油 機，即將六缸柴油機改為兩缸柴油機。重點介紹了X2110N-15柴油機配氣 機構的設計，主要是其各零部件的設計。配氣機構的功用就是實現(xiàn)換氣過程，即根據(jù)發(fā)動機氣缸的工作順序，定 時的開啟和關閉進排氣門，以保證氣缸排出廢氣和吸進新鮮空氣。配氣機構 設計的好壞直接影響發(fā)動機整體的經(jīng)濟性和動力性，因此配氣機構的設計在 發(fā)動機整體設計上占有相當重要的作用。在氣門

4、選擇上，采用每缸兩個氣門 的方案，其優(yōu)點是比較簡單、可靠，對于自然吸氣式柴油機可以提高新鮮空 氣的進氣量，降低氣缸的熱負荷，增加氣缸的耐久性和使用壽命。氣門的驅(qū) 動采用凸輪軸挺柱推桿搖臂氣門機構。凸輪軸布置形式是下置式， 采用的是整體式凸輪軸，這樣的凸輪軸結構簡單，加工精度高，能有良好的 互換性。本次配氣機構的設計，主要包括進、排氣門的設計，氣門彈簧的設計， 以及凸輪軸的設計。關鍵詞：柴油機，改型，配氣機構，氣門Thevalvemechanism design of the X2110N-15Agricultural dieselABSTRACTIn this topic, we modifi

5、ed design a X2110N-15 diesel engine based ontheX6110-type diesel engine.The two-cylinder diesel engine is about to replace thesix-cylinder diesel engine.Especially introduces the design of valve timing mechanism ofX2110N-15diesel engines, mainly the design of its various components.The function of v

6、alve timing mechanism is to realize the exchange process,namely according to engine cylinder working order, ensure that the intake and exhaustvalvesopen and close at the proper time.The valve gear play a direct impact on theeconomy and power parameters of the engine, therefore, the design of gas dis

7、tributionagency in the overall design of the engine play a rather important role. Arranging two-valve per cylinder, the advantagesarethat it is relatively simple, reliable, for the naturallyaspirated diesel engines can improve the fresh air into the cylinder, reduce the heat loadof the cylinder to i

8、ncrease the durability of the cylinder and use life. The drivingmechanism of valves is camshaft, tappet, pushrod, rocker, valve train. Camshaftarrangement is under the form of home-style, using the integral camshaft, suchcamshaftshave simple structure, high precision machining, and good interchangea

9、bility.This design, including exhaust valve, intake valve, valve spring, and camshaft.KEY WORDS: Diesel engine, Modification, Valve timing mechanism, Valve、八前言柴油機的發(fā)展，已有一百多年的歷史，通過這一長時間的不斷改進和更 新，已經(jīng)發(fā)展到了比較完善的程度。由于它的效率高，適應性好、功率范圍 廣，柴油機已廣泛應用于農(nóng)業(yè)、工業(yè)、交通運輸業(yè)和國防建設事業(yè)。因此，柴 油機工業(yè)的發(fā)展，對國民經(jīng)濟、國防建設以及人民生活都具有十分重要的意 義。近三十年

10、來，柴油機朝著提高柴油機功率，降低油耗、污染和噪聲以及提 高工作可靠性和延長使用壽命的方向發(fā)展。我國柴油機產(chǎn)業(yè)自20世紀80年代以來有了較快發(fā)展，但我國柴油機產(chǎn)業(yè) 的整體發(fā)展仍然面臨著許多問題。1、我國重型柴油車的產(chǎn)量在逐年增加，中型、輕型車柴油化步伐也在加 快，但在微型汽車、轎車領域，柴油車所占比例仍很少。2、柴油機行業(yè)投入不足，嚴重制約了生產(chǎn)工藝水平、規(guī)模發(fā)展和自主開發(fā) 能力的提高?，F(xiàn)在，我國柴油機技術基礎薄弱，還不具備完整的全新柴油機產(chǎn) 品和關鍵零部件開發(fā)能力。3、我國柴油機技術的落后、產(chǎn)品質(zhì)量差以及車輛使用中維修保養(yǎng)措施不 力，導致低性能、高排放柴油車在使用中對城市環(huán)境和大氣質(zhì)量造成不

11、良影 響，使社會產(chǎn)生厭柴心理。4、柴油品質(zhì)差、柴油標準的修訂嚴重滯后于汽車工業(yè)發(fā)展的需要，對柴油 機技術的發(fā)展以及各種新技術、改善柴油機排放措施的應用造成障礙。我國柴油機技術的攻關重點應放在電控技術、排放后處理技術、整機開發(fā) 和匹配技術等關鍵技術研究和材料開發(fā)上，加快開發(fā)與配套主機更加適應的節(jié) 能、節(jié)材和高可靠性的新一代機型?，F(xiàn)有產(chǎn)品要提高可靠性、降低噪音和煙 度，下一步應推廣直噴化、輕量化、多缸化，同時還應提高柴油品質(zhì)，為各類柴油機新技術的應用奠定基礎9-10。X2110N-15柴油機結構簡單、維修方便、制造成本也較低、比較省油，且具有較大的輸出扭矩。由于485柴油機具有許多方面的優(yōu)點，所以

12、不論在國外 還是在國內(nèi)，其應用越來越廣泛，特別是農(nóng)用機械，把X2110N-15柴油機作為 其首選動力。隨著國民經(jīng)濟建設和生產(chǎn)的發(fā)展，X2110N-15柴油機已越來越廣 泛地得到應用，它為我國國民經(jīng)濟的發(fā)展作出了不可磨滅的貢獻?？傊?，本次設計的X2110N-15柴油機具備動力大、油耗低、使用可靠性 高、經(jīng)久耐用、經(jīng)濟省油和維修方便等優(yōu)點，是更省油，更清潔的環(huán)保機型。 特別是其強勁的動力，合理的價格必將深受廣大客戶青瞇。因此，此機型在未 來的市場應用中有很大的發(fā)展?jié)摿Φ谝徽耎2110N-15型柴油機改型設計任務1.1改型設計的主要技術要求1）在X6110柴油機的基礎上改型設計出X2110N-15型

13、柴油機，即將六缸柴油 機改型為二缸柴油機。2）改型后的X2110N-15型柴油機的性能指標為：型式：直列、水冷、四沖程、直噴式氣缸數(shù)：2缸徑x行程（mr）：110X130標定功率/轉(zhuǎn)速（kw/r/min）：22/1548標定工況燃油消耗率（g/Kw.h）：231機油消耗率（g/kw.h） ：2.71（磨合后為2.04）3）在滿足上述性能指標的前提下進行X2110N-15型柴油機的配氣機構設計。1.2改型設計的依據(jù)及意義內(nèi)燃機的應用在所有熱機中一直居于領先地位，無論是過去還是現(xiàn)在，均 廣泛應用于國民經(jīng)濟和國防建設（陸、海、空軍的動力裝備）的各個領域。從農(nóng) 業(yè)機械、汽車、摩托、賽車、工程機械、機車

14、、戰(zhàn)車、電站、艦艇和民用船 舶，乃至于飛機都廣泛采用內(nèi)燃機，特別是在水陸交通運輸和農(nóng)用動力中占有 壓倒優(yōu)勢。在中、低速大型動力裝置中幾乎毫無例外地采用柴油機。我國現(xiàn)在正處在基礎設施建設的重要時期，新農(nóng)村的建設也正在進行中， 農(nóng)用機械化還在進一步普及，農(nóng)民的生活水平和知識水平也有了很大的提高， 所以柴油機的市場將是非常廣闊的，農(nóng)村的需求量非常大。配氣機構作為內(nèi)燃機的重要組成部分，其性能好壞對內(nèi)燃機的性能指標有 著很重要的影響。一臺內(nèi)燃機的經(jīng)濟性能是否優(yōu)越，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。設計 合理的配氣機構應具有良好的換氣性能，進氣充分，排

15、氣徹底，即具有較大的 時面值，泵氣損失小，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動加速度變化規(guī)律，以及合適的正、負加速度值6。第二章X2110N-15柴油機主要性能參數(shù)的選擇柴油機的主要參數(shù)的選擇必須緊密結合實際情況進行選擇。它需要設計者 在整機尺寸應盡可能小、總質(zhì)量盡可能輕和具有較高的動力性、熱可靠性與機 械可靠性這兩個互相矛盾的開發(fā)目標之間找到折中點，同時還應考慮整機外形 美觀。針對設計任務的要求正確選擇這些參數(shù)，在估計Pe值時，一方面應考慮技術力 量的因素，另一方面還應該給

16、發(fā)動機留一定的余地，以免影響其壽命。2.1平均有效壓力柴油機在額定功率時的平均有效壓力是表示柴油機整個工作過程完善性和 熱力過程強烈程度的重要參數(shù)之一。它決定于混合氣形成的方法、燃料的種 類、混合氣形成的過程、燃燒過程與換氣過程的質(zhì)量、機械效率、進氣壓力和 溫度以及柴油機的冷卻方式與沖程數(shù)。是標志柴油機熱力循環(huán)進行的有效性、結構合理性和制造完善性的綜合指 標。平均有效壓力：式中：平均有效壓力（巴）；發(fā)動機沖程數(shù)；發(fā)動機額定功率；單缸工作容積（升）；發(fā)動機轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分）；發(fā)動機氣缸數(shù)。2.2活塞平均速度柴油機的額定轉(zhuǎn)速和活塞平均速度指柴油機在額定功率時的轉(zhuǎn)速和活塞平 均速度，活塞平均速度是決定柴

17、油機高速性的指標。提高柴油機的額定轉(zhuǎn)速與活塞平均速度是提高柴油機單位體積功率的有效措施之一，通常采用短沖程而 提高轉(zhuǎn)速，使活塞平均速度在不至于過高的情況下來提高柴油機的單位體積功 率。一、對性能的影響當其他參數(shù)不變化時，與柴油機功率成正比。但是當柴油機結構不變時， 進排氣阻力與成正比，在柴油機摩擦磨損中占最大份額的是活塞組的摩擦損 失，而活塞組的磨檫損失平均壓力與成正比。因此，的提高導致的下降。二、對熱負荷的影響柴油機氣缸內(nèi)單位時間所發(fā)出的熱量與功率成正比，因而與成正比。所以 氣缸的熱負荷與成正比。即熱負荷隨的增大而增大。如果當過大時，可能造成 熱負荷過大，甚至造成發(fā)動機因為熱負荷超過極限，使

18、發(fā)動機不能正常工作10。三、對磨損和壽命的影響柴油機氣缸活塞組由氣壓引起的磨損速率可認為與摩擦功率成正比，即隨 提高，柴油機的壽命可能急速下降。因此必須合理的選擇活塞速度。增大使發(fā)動機的功率提高，但活塞組的熱負荷和曲柄連桿機構的慣性負荷 增大，磨損加劇，壽命下降。同時由于進排氣流量增大，進排氣阻力與氣流速 度平方成正比例的增加，使沖氣系數(shù)下降。所以隨活塞平均速度提高，必須增 大氣門通道面積，選用好材料，提高加工精度。但是，選取過低也不恰當。首 先是對于給定工作容積的柴油機來說，所發(fā)出的功率將過小，即每升工作容積 所發(fā)出的功率將過低。其次，過低將導致活塞環(huán)和氣缸壁在表面間不能建立起 有效的潤滑油

19、膜而使摩擦加劇3?；钊骄俣龋菏街校夯钊骄俣龋╩/s）；發(fā)動機沖程數(shù)；發(fā)動機額定功率（kw）；發(fā)動機氣缸數(shù)；平均有效壓力（巴）；活塞直徑（mm）。2.3行程缸徑比對柴油機的影響是多方面的。小則氣缸余隙容積比減小，影響混合氣形成 和燃燒。在具體選擇值時，應注意三個問題：盡量使氣缸的散熱面積與氣缸的 容積之比為最小，有利于燃燒室設計且9-使整臺柴油機的尺寸最為緊湊。當每一氣缸工作容積一定時，應采用較小的值。其優(yōu)點為：1）可相應地提高柴油機曲軸轉(zhuǎn)速而不至于使活塞平均速度超過許可值，因 而可以提高升功率。2）可降低直列式柴油機的高度，因而可以減小外形尺寸并相應地減輕重 量。3）由于柴油機曲柄半徑

20、減小，曲軸主軸頸和曲柄銷軸頸的重疊度則增大， 因而剛度增加，應力狀態(tài)改善。同時，連桿也可以短一些，這對其強度和剛度 都有利。4）由于柴油機氣缸直徑的增大，氣缸蓋上的氣道和配氣機構的安排較容然而，當采用較小的值時，由于氣缸直徑的增大，熱負荷、機械負荷和噪 聲都加大。同時，由于單列式柴油機的長度主要決定于氣缸直徑，所以對于一 般直列式來說長度將增大。此外，較小的值對燃燒室設計不利，而且對直流式 換氣的換氣品質(zhì)將變壞。因此，在選定值時必須適當。1行程：式中：活塞行程（mm）；活塞平均速度（m/s）；發(fā)動機轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分）。所以2.4曲柄連桿比連桿長度（大小頭孔中心距）是設計時應該慎重考慮的一個結構參數(shù)

21、，通常用連桿比 入來表示，入值越小，連桿越長，連桿質(zhì)量對慣性力的影響可能更大。因此在現(xiàn)代高速柴油機的設計實踐中，一般都是盡量縮短連桿長度，也就是說采用大的入值。設計過程中應該滿足：1）對于四沖程高速柴油機來說，最合理的連桿長度應該是保證連桿及相關 機件在運動中不與其他機件相碰情況下的最短長度。2）入值越大，連桿越短，則發(fā)動機總高度或總長度越小，所以使發(fā)動機結構緊湊。而且，柴油機總高度減小，總重量減小，且連桿越短，重量越輕，往 復直線運動部分的質(zhì)量和不平衡回轉(zhuǎn)部分的質(zhì)量件減小，其運動時產(chǎn)生的慣性 力也減小，可以減少發(fā)動機的振動。3）入值越大，連桿縮短會引起活塞側壓力加大，可能增加活塞與氣缸的磨

22、檫與磨損。根據(jù)本設計的要求和總體尺寸的確定，將曲柄直徑暫時定為66m m,連桿長長度為240mm。因此本設計中曲柄連桿比：式中：R曲柄的直徑（mm）；L連桿的長度（mm）。2.5氣缸中心距氣缸中心距是表征柴油機長度的緊湊性和重量指標的重要參數(shù)。缸心距大 小取決于氣缸蓋型式和曲軸的結構型式和尺寸分配。缸心距的選取要考慮氣缸蓋上的進排氣道的布置、冷卻系統(tǒng)的布置以及潤 滑系統(tǒng)的布置。若氣缸中心距選取過大，則會降低發(fā)動機的整體緊湊性，造成 材料浪費，使制造成本提高，同樣給機體的冷卻造成困難。但是若氣缸中心距 選取過小則會使氣缸蓋的設計造成困難。有可能造成進、排氣道與氣缸蓋緊固 螺栓相打架，這樣就影響充

23、氣效率，造成燃燒不充分，經(jīng)濟性降低。同樣會使 排氣阻力增大，使氣缸壓力過高而降低充氣效率。確定氣缸中心距的大小，考慮曲柄臂和主軸徑、曲柄銷長度，使主軸承和連桿軸承有足夠的承壓面積，并保證曲柄有良好的剛度和強度。本設計中缸心距：。式中：缸中心距（mm）；主軸頸長度（mm）；曲柄銷長度（mm）；曲柄厚度（mm）。到此本設計的基本參數(shù)已確定下來，接下來進行配氣機構總體布置及所需零件 的設計。第三章 配氣機構總體布置內(nèi)燃機配氣機構的任務是實現(xiàn)換氣過程，即根據(jù)發(fā)動機工作次序定時開啟 和關閉進、排氣門，以保證氣缸排除廢氣和吸進新鮮空氣。四沖程內(nèi)燃機都采 用氣門凸輪式配氣機構，因為這種機構工作可靠，尤其是近

24、排氣門能夠持久 地保證燃燒室的密封性。其要求為：1)進排氣門的時面值足夠大，泵氣損失小。2)振動、噪聲較小，并且工作可靠和耐磨。3)結構簡單、緊湊。1應該指出，同時滿足這三個要求是比較困難的。因此在設計時必須根據(jù)具 體情況綜合考慮，有所側重，盡可能合理滿足這些要求，使它具有良好的動力 特性。3.1氣門數(shù)目、布置和驅(qū)動3.1.1氣門數(shù)目選擇一般內(nèi)燃機都采用每缸兩個氣門，即一個進氣門，一個排氣門的結構，因 為該種氣門機構簡單、制造容易、成本低，能滿足一般發(fā)動機對配氣機構的要 求。所以本設計就采用此設計方案，氣門的驅(qū)動采用凸輪軸挺柱推桿搖 臂氣門機構。3.1.2氣門的布置與驅(qū)動氣門側置的發(fā)動機雖有配

25、氣機構及缸蓋形狀簡單、使用維修方便等優(yōu)點，但 是發(fā)動機發(fā)動機性能指標低是其致命的弱點。而頂置氣門發(fā)動機，則由于燃燒 室結構緊湊，充氣阻力而具有良好的抗爆性和高速性，發(fā)動機的動力性和經(jīng)濟 性指標易于提高，因為柴油機壓縮比高，則只能采用頂置氣門機構。至于氣門排列方式，當每缸兩個氣門時，為了簡化結構，大多采用氣門沿曲 軸軸線排成一列的方式(圖3-1a)。氣門分置于曲軸軸線兩側，因而進、排氣道 也相應分置于氣缸蓋兩側的布置方案(3-1 b)，多用于風冷發(fā)動機中，因為這種布 置使氣門中心線能傾斜，從而可能增大氣門直徑，因此本設計采用方案a。(a)(b)圖 3-1 氣門的布置與驅(qū)動在頂置氣門機構中，氣門布

26、置在氣缸中，凸輪軸布置在曲軸附近的機體中部， 兩者相距較遠，因此氣門須通過傳動零件(挺柱、推桿、搖臂及支承)來驅(qū) 動。3.2凸輪軸的布置和傳動內(nèi)燃機的配氣機構凸輪軸一般都直接由曲軸驅(qū)動。為使傳動機構簡單，要 盡量縮短凸輪軸與曲軸之間的軸矩，所以凸輪軸應布置在盡可能接近曲軸的機 體中部。目前，除強化強度特別高的發(fā)動機采用頂置式凸輪軸外，一般都采用 下置式凸輪軸和中置凸輪軸的布置。在凸輪軸布置時應考慮以下原則：1.決定凸輪軸橫向尺寸和位置時，應保證不與曲柄連桿機構運動軌跡相 碰，并盡可能靠近氣缸中心線，以便減小機體和發(fā)動機寬度。2.在決定凸輪軸高度位置時，應保證曲軸對凸輪軸的傳動，并要求配氣機 構

27、驅(qū)動也比較簡便。3.當發(fā)動機轉(zhuǎn)速較高時，為了減小氣門傳動機構的往復運動質(zhì)量，可將凸輪軸位置移動到氣缸體上部， 有凸輪軸經(jīng)過挺柱直接驅(qū)動搖臂而省去推桿。對于大多數(shù)柴油機來說，因轉(zhuǎn)速相對較低，對配氣機構動力特性要求不 高，采用下置凸輪即可。綜合考慮上述要求，本次設計的X2110N-15型柴油機的凸輪軸采用下置式。圖 3-23-2 下置配氣凸輪的配氣機構下置式凸輪軸通常采用星形齒輪組（即控制輪），輥子鏈或齒條與曲軸相 連。為了控制噪聲，直徑較大的凸輪軸端傳動通常由塑料或者輕金屬制造，而 相對直徑較小的曲軸端傳動輪則大多采用鋼材，為了結構簡單、緊湊，保證傳 動精度，此處采用齒輪嚙合來驅(qū)動。第四章 凸輪

28、軸與氣門驅(qū)動件設計4.1凸輪軸的設計凸輪軸是發(fā)動機配氣系統(tǒng)中的重要部件，凸輪軸的旋轉(zhuǎn)是靠曲軸帶動的， 用來保證各個氣缸內(nèi)進、排氣門按一定的時間正常開啟和關閉，保證發(fā)動機充 分換氣，使進、排氣門持久地保持燃燒室的密封性，確保發(fā)動機保持良好的可 持續(xù)性和動力性。另外凸輪軸還要用來驅(qū)動燃燒系統(tǒng)等零件。凸輪軸在工作過 程中除承受一定的彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷外，主要是凸輪部分承受周期變化的擠壓應 力以及與挺桿體相互接觸產(chǎn)生的滑動帶滾動的摩擦。要求凸輪軸本身具有足夠 的強度和硬度，還要有良好的抗擦傷性、抗接觸疲勞能力和耐磨性，能承受沖 擊負荷，受力后變形小。4.1.1凸輪軸的設計要求及結構對于凸輪軸的設計，必須具

29、有以下性能要求：（1）凸輪軸要有一定的抗彎強度和足夠的韌性，能承受一定的抗扭轉(zhuǎn)載 荷，保證受力后無明顯的變形；（2）凸輪軸表面要有較高的粗糙度、中等強度和硬度以及一定的耐磨性， 防止凸輪軸在工作過程中產(chǎn)生磨損、刮傷、斷裂等缺陷；（3）凸輪軸需要具有較好的耐磨性能和切削加工性能；（4）凸輪軸要具有準確的尺寸，軸頸要有中等的抗彎強度和抗扭轉(zhuǎn)載荷及 中等的韌性和耐磨性。4凸輪機構由凸輪、從動件和機架組成。凸輪是主動件，從動件的運動規(guī)律 由凸輪輪廓決定，根據(jù)形狀分為盤形凸輪、移動凸輪和圓柱凸輪。凸輪機構在 應用中的基本特點在于能使從動件獲得較復雜的運動規(guī)律，因為從動件的運動 規(guī)律取決于凸輪輪廓曲線，所

30、以在應用時，只要根據(jù)從動件的運動規(guī)律來設計 凸輪的輪廓曲線就可以了。凸輪機構廣泛應用于各種自動機械、儀器和操縱控制裝置，凸輪機構之所以得到如此廣泛的應用，主要是由于凸輪機構可以實現(xiàn)各種復雜的運動要求，而且結構簡單、緊湊。如圖4-1所示：圖 4-1 凸輪機構運動簡圖本次設計X2110N-15型柴油機由兩缸組成，其中包含兩個進氣門和兩個出 氣門，因此需要四組凸輪頂桿機構，現(xiàn)將這四組凸輪設計在同一根軸上，這樣 不僅大大減化了結構，而且還使凸輪傳遞運動的準確性得到了保障，能更好的 完成配氣的工作，其結構如圖4-2所示：圖 4-2 凸輪軸結構圖4.1.2凸輪軸尺寸的設計一、凸輪外形設計的任務和要求：凸輪

31、外形設計的任務是根據(jù)發(fā)動機的性能要求選擇適當?shù)耐馆嗇喞€，編 制依凸輪轉(zhuǎn)角為自變量的挺柱升程表，以作為加工凸輪的依據(jù)，同時計算出挺 柱或氣門運動的一些重要參數(shù)，如速度、加速度、慣性力、時間面積等，以便 對配氣機構進行分析和比較5-8。一個良好的配氣凸輪，既應使發(fā)動機具有良好的充氣性能，又要能保證配 氣機構工作安全可靠。具體要求可歸結為如下幾點：1）有合適的配氣相位。它能照顧到發(fā)動機功率、扭距、轉(zhuǎn)速、燃油消耗 率、怠速和啟動等方面性能的要求；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一些；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大磨損和損

32、壞；5）應使配氣機構在所有工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)都能平穩(wěn)工作，不產(chǎn)生脫離現(xiàn)象和 過大的振動；6）工作時噪聲較??；7）應使氣門彈簧產(chǎn)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，使用期限長。上述這些要求往往相互矛盾，必須根據(jù)發(fā)動機的具體要求，抓住主要矛盾，此處省略 NNNNNNNN 字需要完整版請聯(lián)系 QQ 九九八七二一八四。式中彈簧鋼絲直徑（mm）；-彈簧中徑（mm）。一般認為彈簧自振頻率與發(fā)動機凸輪軸最高工作轉(zhuǎn)速之比應大于10，這樣設計的彈簧則是安全的。即10因此設計的外彈簧是安全的。第六章 配氣機構其它零件設計6.1氣門氣門的工作條件非常惡劣。首先，氣門直接與高溫燃

33、氣接觸，受熱嚴重， 而散熱困難，因此氣門溫度很高。其次，氣門承受氣體力和氣門彈簧力的作 用，以及由于配氣機構運動件的慣性力使氣門落座時受到?jīng)_擊。第三，氣門在 潤滑條件很差的情況下以極高的速度啟閉并在氣門導管內(nèi)作高速往復運動。此 外，氣門由于與高溫燃氣中有腐蝕性的氣體接觸而受到腐蝕。因此其設計的基 本要求是：1）為保證有足夠的進氣充量，在缸蓋布置允許的條件下，氣門的頭部直徑 應盡可能的大些，并盡量減小氣體流動阻力；2）結構簡單，在保證足夠強度與剛度的條件下，盡量減輕重量；3）盡可能降低熱負荷，這要與氣缸蓋的設計密切配合，以改善散熱條件。6.1.1氣門材料進、排氣門工作條件不同，對材料的要求也不同

34、。進氣門一般用中碳合金 鋼制造，如40Cr、鉻鋼、鉻鉬鋼和鎳鉻鋼等。排氣門則因工作溫度高，所以對 材料的要求較高，通常采用耐熱合金鋼制造，如硅鉻鋼、硅鉻鉬鋼、硅鉻錳鋼等13-14。另外要求氣門桿對導管具有良好的軸承性能，要求氣門桿端部有足夠的硬 度，要求氣門頭部具有高溫強度和抗腐蝕性。為了更大地提高氣門的耐熱、耐 磨、耐腐蝕性能，在氣門座合面、氣門桿端部還需要鍍覆鈷基或鎳基合金，或 在氣門桿上進行鍍鉻等化學處理。6.1.2氣門構造及尺寸氣門通常由頭部和桿部兩部分組成。在設計時主要應確定直徑、密封錐 角、頭部厚度及過渡半徑，如圖6-1所示：圖 6-16-1 氣門的基本結構及名稱1 1氣門頭部 2

35、 2氣門桿部 3 3氣門徑部 4 4鎖夾槽 5 5氣門桿端面6 6氣門錐面 7 7氣門頭部端面 D Dv氣門頭部直徑 d do氣門桿直徑氣門頭厚度 R R氣門頸部圓弧半徑 一氣門錐面斜角一、氣門頭部的設計1)氣門頭部形狀 氣門頭部形狀除影響氣體流通特性外，還影響氣門的剛度、重量、導熱性能以及制造成本等，同時以關系到氣門的使用期限。氣門頭部形狀基本上有三 種形式：平底型、凸底型、凹底型。其中平底型氣門的優(yōu)點是結構簡單、工藝 性好、受熱面小，具有一定的剛度，基本上能滿足進、排氣門的工作要求，因 此在多種類型的柴油機中得到了廣泛應用7-8。本次設計的X2110N-15型柴油機 采用平底型氣門2。2)

36、氣門頭部直徑 增大進、排氣的流通斷面是減少進排氣阻力，提高充量的途徑，同時氣門頭部直徑的選擇還應考慮到燃燒室的型式，汽缸蓋進、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。氣門頭部直徑尺寸的 確定，依據(jù)柴油機設計手冊中冊1中參考公式：根據(jù)缸徑D=110mm,代入上式得：=48.452.8mm,=40.745.1mm.考慮燃燒室、噴油器和缸蓋螺栓等多方面因素，本設計取=50mm,=43mm。3)氣門錐面斜角氣門錐面斜度一般為30和45兩種。在設計中考慮到排氣門中氣門與氣門 座之間的單位壓力較大,則錐面上的積炭就容易被壓扁或擦掉,因此我們采用45斜角。對于進氣門的斜角,考

37、慮到制造和維修的方便,一般在非增壓柴油機 中也取45。因此,在本次X2110N-15型柴油機的設計中,進、排氣門錐面斜 角均取45。頸部圓弧半徑R為一般取氣口直徑的0.250.50倍，多數(shù)情況下進氣門的 頸部圓弧半徑R可取進氣口直徑的0.25倍，排氣門的頸部圓弧半徑R可取排氣 口直徑的0.35倍， 考慮到加工方便的原則我們統(tǒng)一取頸部圓弧半徑為9.5mm1。4)氣門頭部厚度及錐面寬度的確定 (1)氣門頭部厚度設計原則： 氣門頭部厚度的設計主要是從氣門的剛度來 考慮的，氣門在燃燒壓力的作用下會引起變形，變形過大會引起氣門的密封性 下降，錐面磨損增加。參考柴油機設計手冊中冊1，氣門頭部厚度的公式為：

38、=(0.100.12)因此，對于進氣門，=(0.100.12)50=56,取=5.5mm；對于排氣門，=(0.100.12)43=4.35.16,取=5mm。(2)氣門錐面寬度b的設計原則：由于氣門的大部分熱量是經(jīng)密封帶導 出，密封帶較寬則傳熱效果好，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，因此綜合考慮這兩方面的因素來選取氣門密封帶的寬度，其寬 度的一般范圍是1.53.0毫M之間。參考柴油機設計手冊，氣門錐面寬度b的公式為：b=(0.91.05)因此，對于進氣門，b=(0.91.05)5.5=4.955.8,

39、取b=5mm；對于進氣門，b=(0.91.05)5=4.55.25，取b=4.8mm。5)氣口直徑的確定進氣口直徑：d1=(0.370.46)D=40.750.6， 本設計取進氣口直徑d1=45mm,排氣口直徑：d2=(0.330.37)D=36.340.7，本設計取排氣口直徑d2=38mm。二、氣門桿部的設計1.氣門桿直徑的設計 氣門桿直徑的選擇取決于氣門所需的耐久性，增加氣門桿直徑有利于氣門熱量的逸散。氣門桿直徑的選擇還決定于它在導管運動時側向力大小。根據(jù)經(jīng)驗，氣門桿徑取為頭部外徑的1625%?？紤]到加工和維修的方便，一般進、 排氣門桿直徑相等。因此，本次設計的X2110N-15型柴油機氣

40、門桿直徑為：3816%3225%=6.088，在此取氣門的桿直徑為：do=8mm。2.氣門桿長度的設計氣門桿長度L取決于氣缸蓋和氣門彈簧的設計，一般希望短些，以便降低 發(fā)動的總高度，減小氣門重量。根據(jù)柴油機設計手冊5-7，氣門桿長度L的設計公式為：=（2.53.5）將=50mm,=43mm代入上式得：進氣門桿長L=125175mm,排氣門桿長L=108150mm。綜合考慮進排氣門總長相等的設計原則和設計方案取進氣門桿長=140mm,排氣門桿長L=130mm。氣門桿端面要淬硬，一般要求硬度不小于HRC50。氣門桿端部與彈簧盤相 連接，應保證連接可靠但又不致過分使氣門桿削弱，在本次X2110N-1

41、5型柴油機的設計中采用鎖夾槽來連接，槽內(nèi)不允許出現(xiàn)尖角。三、氣門升程進氣門最大升程排氣門最大升程綜合進排氣門的最大升程考慮：本設計取進、排氣門最大升程均為12mm6.2氣門座圈氣門座圈是一個金屬環(huán)狀，它是通過壓入氣缸蓋的，在現(xiàn)代的柴油機的 進、排氣門口一般都壓入座圈，這樣既可延長氣門和氣門座的使用期限，又便 于維修，但也增加了制造成本，特別是影響了排氣門熱量的傳出，從而使排氣 門溫度增高，實驗表明，排氣門裝有座圈時，氣門溫度可能增高4065對于X2110N-15型柴油機的氣門座圈也是通過壓入的方法將它給壓入氣缸蓋的。當 氣門座不能滿足耐沖擊、耐腐蝕和熱硬度時，為延長氣門和氣門座的使用期 限，就

42、需要采用氣門座。1）氣門座圈材料：氣門溫度工作溫度一般在200300度之間，對座圈材料 的要求為：熱膨脹系數(shù)與氣缸蓋材料接近，在工作溫度下有一定的強度、硬度 和耐蝕性，并有較好的導熱性和切削性能。常用的座圈材料為合金鑄鐵，球墨 鑄鐵QT622。氣門座圈的材料與硬度必須與氣門錐面的硬度相適應。對與X2110N-15氣門的材料選擇為QT622。2）氣門座圈的過盈配合要求：氣門座圈必須與氣缸蓋配合良好，不允許出 現(xiàn)松動、脫落現(xiàn)象，因此要合理與慎重的匹配的材料以及它們之間配合公差、 應該指出的是，如果增大過盈量的方法來阻止座圈的脫落時不合適的。因為過 盈過大會使座圈的壓縮應力過高，如超過材料的彈性極限

43、，則出現(xiàn)塑性變形， 座圈反而會脫落。正確的過盈量見表6-1:表 6 1 氣門座過盈量推薦值序號氣門座圈外徑（mm）i寸盈量（mm）125600.050.10250750.0750.1253751000.100.153）氣門座圈高度H與壁厚W的設計，如圖62所示:圖 6 2 氣門座圈結構圖進氣門座圈咼度：，取5mm進氣門座圈厚度：，取1mm。出氣門座圈高度：，取5mm6d=68=48mm。 綜合考慮，在此取l=50mm。間隙值為：進氣門：(0.0050.01)8=0.040.08mm排氣門：(0.0080.012)8=0.0640.096mm6.4氣門通路面積的校核氣門頭部直徑、升程和氣門口直徑

44、選擇的是否合適，主要看氣門口和氣門 的通路面積是否足夠的大?？捎脷忾T最大升程下(如圖6-3)，流通通路斷面處的假定平均氣流速度值來進行校核。校核公式： 式中，相當于在整個進氣或排氣過程中，氣門經(jīng)常保持最大升程時， 氣門通路斷面處的假定平均氣流速(m/s)式中：一個氣缸中同名氣門的數(shù)目氣門在最大升程時的通路面積(m2)2活塞面積(m2)，=活塞平均速度，Cm=6.16m/s氣缸直徑(m), =110mm活塞行程，S=130mm發(fā)動機轉(zhuǎn)速，n=1548r/min氣門在最大升程時的通路面積公式：=1式中，進氣門頭部外徑(mm)進氣門頭部內(nèi)徑(mm)- k1、k2間的距離(mm)圖 6-36-3 氣門

45、最大升程示意圖對柴油機的進氣門的校核：對排氣門的校核：因此，滿足設計要求。本次設計的X2110N-15型柴油機轉(zhuǎn)速為1548r/min，屬中低速柴油機，根據(jù)柴油機設計手冊表13-2,進氣平均氣流速度的范圍為3050m/s，排氣平均氣流 速度的范圍為4070m/s，設計計算得出進氣平均氣流速度=39.95m/s,排氣平 均氣流速度=46.85m/s,因此氣門通路滿足設計要求。設計總結此次設計的X2110N-15柴油機屬于中小功率高速柴油機，是在X6110型柴油機的基礎上改型設計出一臺兩缸柴油機，主要用于農(nóng)用、輕型載重汽車用、 工程機械用等，設計力求：體積小、重量輕、使用維修方便等。從本次設計的X

46、2110N-15柴油機設計計算的性能參數(shù)來看，其總體性能良好、工作可靠，動 力性、經(jīng)濟性好，通過綜合考慮，所選總體參數(shù)能夠滿足柴油機總體性能的要 求。配氣機構的設計中，采用兩氣門完成配氣，即每缸進、排氣門各一個。氣 門彈簧采用雙氣門彈簧。氣門驅(qū)動機構是凸輪軸挺柱推桿搖臂氣門機 構。這很好的保證了氣門在規(guī)定的時刻開啟和關閉，并且開啟時氣流流暢，關 閉時能封住缸內(nèi)的高壓氣體。凸輪設計獲得了比較理想的凸輪型線及挺柱升 程、速度和加速度運動曲線，其運動規(guī)律連續(xù)，不會引起慣性的突變，可以減 少配氣機構產(chǎn)生跳動或振動的傾向，改善了工作質(zhì)量，也增加了配氣機構及整 機的使用壽命，具有較好的綜合性能，是一個比較

47、成功的設計。通過本次畢業(yè)設計，基本了解了設計一臺柴油機的步驟及方法，特別是對 配氣機構的設計方法和步驟有了比較深刻的理解，為以后更進一步的學習打下 了堅實的基礎。參考文獻1楊連生內(nèi)燃機設計北京：中國農(nóng)業(yè)出版社，1981:2592陳家瑞，張建文.汽車構造（上冊）.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2005: 89,1213周龍保，高宗英.內(nèi)燃機學.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2006:1564機械零件設計手冊編輯委員會.機械零件設計手冊.北京：農(nóng)業(yè)機械出版 社，2006:1255柴油機設計手冊編輯委員會柴油機設計手冊（中冊）北京：中國農(nóng)業(yè)機 械出版社，1984：9，63，1246徐清富.中外汽車構造圖冊發(fā)動機分冊長春：吉林科學