畢業(yè)設(shè)計（論文）-156發(fā)動機配氣機構(gòu)的設(shè)計

156發(fā)動機配氣機構(gòu)設(shè)計編號題目156發(fā)動機配氣機構(gòu)設(shè)計二級學(xué)院專業(yè)班級學(xué)生姓名學(xué)號指導(dǎo)教師職稱時間緒論引言在不斷攀升的油價和不斷惡化的城市交通狀況的雙重壓力之下，汽車在城市中作為代步工具的弊端逐漸顯現(xiàn)，也不斷有一些人開始考慮其他的一些交通工具。擁擠的公交地鐵，騎自行車的辛苦以及電動車電量的問題，都無法讓人滿意。這時候摩托車的優(yōu)勢就得到了顯現(xiàn)，它具有便利性，節(jié)能環(huán)保，有效緩解交通擁擠的優(yōu)勢獲得更多人青睞。同時，摩托車在農(nóng)村山區(qū)也存在極大的市場。發(fā)動機作為摩托車的心臟，是一臺摩托車好壞的關(guān)鍵。配氣機構(gòu)是摩托車發(fā)動機的重要構(gòu)成部分之一，配氣機構(gòu)通過定時關(guān)閉和開啟各缸的進、排氣門，使新氣進入氣缸，廢氣從氣缸排出，來滿足發(fā)動機正常工作的的工作循環(huán)和工作順序的要求。配氣機構(gòu)設(shè)計的是否合理關(guān)系到發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性、排放性、可靠性和耐久性的好壞。因為當(dāng)今世界人類的生活水平的提高，對環(huán)境保護和可持續(xù)發(fā)展的關(guān)注度也在不斷上升，所以汽車和摩托車必須將低能耗和低污染作為發(fā)展的目標，這就要求發(fā)動機在保證擁有良好的動力性時，同時又要降低油耗滿足國家相關(guān)排放法律的規(guī)定。其次，配氣機構(gòu)要想具有良好的動力特性，首先要具有較小的重量和較高的剛度。由于配氣機構(gòu)的總體布局影響發(fā)動機的整體設(shè)計，配氣機構(gòu)零部件的設(shè)計對內(nèi)燃機的動力性及可靠性影響較大。因此，配氣機構(gòu)設(shè)計的好壞對內(nèi)燃機工作性能的影響很大。同時，內(nèi)燃機凸輪軸的高速旋轉(zhuǎn)和氣門的高速往復(fù)運動，因此配氣機構(gòu)也是內(nèi)燃機噪聲的主要來源之一?，F(xiàn)代內(nèi)燃機設(shè)計具體要求：內(nèi)燃機的氣缸要保證有良好的換氣質(zhì)量，進氣量盡可能大，排氣盡量干凈。動力性要良好，工作平穩(wěn)可靠，噪聲低。結(jié)構(gòu)緊湊。磨損小，使用壽命長。結(jié)構(gòu)簡單，便于調(diào)整。機構(gòu)研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢研究現(xiàn)狀一般來說，凸輪軸的安裝位置不同，可以將發(fā)動機區(qū)分為上、中、下三種形式；如下圖1.2.1——1；另外，氣門驅(qū)動方式不同，又可以將配氣機構(gòu)分為直接驅(qū)動、擺臂驅(qū)動和搖臂驅(qū)動三種不同類型。對于摩托車的配氣機構(gòu)，四沖程摩托車采用氣門式配氣機構(gòu)，氣門式配氣機構(gòu)分側(cè)置氣門式、頂置氣門式、頂置凸輪軸式和雙凸輪軸式4種[1]。在當(dāng)前配氣機構(gòu)的發(fā)展應(yīng)用或者研究的方向里，以下幾種配氣機構(gòu)的形式較為廣泛：配氣機構(gòu)的凸輪軸頂置結(jié)構(gòu)，配氣機構(gòu)采用多氣門的方式，采用可變正時的配氣機構(gòu)，采用無凸輪驅(qū)動的配氣機構(gòu)，采用液壓挺柱的配氣機構(gòu)。圖1.2.1——1配氣機構(gòu)的凸輪軸頂置結(jié)構(gòu)配氣機構(gòu)的凸輪軸頂置結(jié)構(gòu)是指將配氣機構(gòu)的凸輪軸放置在氣缸蓋內(nèi)的結(jié)構(gòu)形式。這種結(jié)構(gòu)形式和凸輪軸下置、中置兩種結(jié)構(gòu)相比較，會顯得更加復(fù)雜。但是，由于它使用的構(gòu)件相比下要少，從反面來說又讓它擁有更加緊湊的機構(gòu)形式，表現(xiàn)出更加出色的高速平順性。這類凸輪軸頂置的發(fā)動機配氣機構(gòu)形式中，沒有使用較長的推桿，減少了運動構(gòu)件，傳動路徑變短，就讓結(jié)構(gòu)得到了極大地簡化。并且，在配氣機構(gòu)的傳動效率得到提高的同時，還有效地降低了發(fā)動機在高速運轉(zhuǎn)的情況下所產(chǎn)生的振動噪聲。圖1.2.1——22）配氣機構(gòu)采用多氣門的方式與傳統(tǒng)的配氣機構(gòu)機構(gòu)形式相比，如果發(fā)動機的排量達到在一定量時，配氣機構(gòu)采用多個氣門的方式，在增大了氣流通過氣門的面積的同時，也極大地增加了充氣系數(shù)，氣缸的掃氣也得到改善。因此，和采用傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)的配氣形式相比，這類發(fā)動機在相同的時間內(nèi)，能夠吸進更多的新鮮氣體。從而使發(fā)動機的功率得到提高，極大地降低發(fā)動機的燃油消耗，非常明顯地減輕廢氣排放造成的污染，改善了發(fā)動機的經(jīng)濟性能。它采用噴油嘴居中的布局方式，能夠使油孔的約束更加均勻，使燃油和空氣得到更加充分的混合。在現(xiàn)階段多氣門發(fā)動機配氣機構(gòu)結(jié)構(gòu)當(dāng)中，采用四氣門的技術(shù)得到更多的運用。如圖圖1.2.1——3所示。3）采用可變正時的配氣機構(gòu)采用可變正時的配氣機構(gòu)，它能夠根據(jù)發(fā)動機在運轉(zhuǎn)過程中所遇到的工況不同對氣門驅(qū)動機構(gòu)進行調(diào)整，從而達到改變發(fā)動機的配氣相位的目的，使發(fā)動機配氣機構(gòu)的氣門升程更加接近理想的升程規(guī)律，不僅達到了提高內(nèi)燃機的功率，而且還降低了內(nèi)燃機的燃油消耗和排放。采用可變正時的配氣機構(gòu)，通過對內(nèi)燃機的構(gòu)件在換氣過程的調(diào)節(jié)和控制，當(dāng)發(fā)動機在低轉(zhuǎn)速下運行時，配氣相位中的相位重疊角變小，反向倒流進進氣歧管的廢氣量得到減少，另外，進入氣缸的新鮮氣體未被利用就排出的可能性得到降低。保證了發(fā)動機在低速和中速的工作狀況下有了可觀的換氣能力，減少了燃油耗損。在轉(zhuǎn)速較高的情況下，配氣相位的相位重疊角增大，能使廢氣更加徹底的被排出，得到更加充分的進氣，增加了充氣效率，提高了發(fā)動機的功率。如圖1.2.1——4所示。圖1.2.1——3圖1.2.1——44）采用無凸輪驅(qū)動的配氣機構(gòu)采用無凸輪驅(qū)動的配氣機構(gòu)，它是采用控制電液，在任何工作狀況下，都能夠?qū)忾T進行完全獨立、連續(xù)和準確有效的控制。與配氣機構(gòu)的傳統(tǒng)凸輪軸式結(jié)構(gòu)相比較，這一類無凸輪驅(qū)動的配氣機構(gòu)結(jié)構(gòu)形式中的氣門在工作時受到電液額定的控制。這類發(fā)動機能夠在任意循環(huán)過程中氣門在什么位置開啟，開啟的持續(xù)時間多久。氣門的升程大小和氣門開啟的時間等都是能夠獨立存在互不影響的，所以在當(dāng)今眾多的新技術(shù)中能夠獲得大家的青睞。從另一個角度講，擁有這類機構(gòu)配氣機構(gòu)的發(fā)動機的氣門在運行時能夠根據(jù)工況的變化時刻調(diào)整運行參數(shù)，使各項參數(shù)都達到最優(yōu)值，使發(fā)動機整體達到優(yōu)化燃油經(jīng)濟性和提高發(fā)動機動力性的目的，同時，也減少了發(fā)動機對環(huán)境的污染。但是，現(xiàn)在這種無凸輪驅(qū)動的配氣機構(gòu)本身也具有缺點，它的反應(yīng)有遲緩，不具有很高的瞬態(tài)響應(yīng)特性，因此，這類配氣機構(gòu)也還處于一種研發(fā)階段，距離廣泛的應(yīng)用還需要更多的開發(fā)研究。如圖圖1.2.1——5所示，無凸輪電液驅(qū)動配氣機構(gòu)原理圖。圖1.2.1——55）采用液壓挺柱的配氣機構(gòu)當(dāng)發(fā)動機在未工作狀態(tài)即冷態(tài)并且氣門在關(guān)閉的位置時，氣門和傳動構(gòu)件之間的間隙叫做氣門間隙。發(fā)動機在工作狀況下，可能會由于氣門和傳動件因受熱而發(fā)生膨脹，從而將氣門頂開，讓氣門關(guān)閉不嚴，造成漏氣的現(xiàn)象發(fā)生，從而影響發(fā)動機的性能，氣門間隙作為緩沖段，就是為了防止這種現(xiàn)象的發(fā)生而設(shè)計的。和其他的配氣機構(gòu)類型相比較，這類采用液壓挺柱的配氣機構(gòu)，就不需要有氣門間隙，液壓機構(gòu)自身的機構(gòu)特性就可以彌補配氣機構(gòu)中的各構(gòu)件因受熱膨脹所產(chǎn)生的變形，少了氣門間隙，配氣機構(gòu)的整體振動和噪聲都得到了很大的改善。如圖圖1.2.1——6所示。在當(dāng)前，這一類采用液壓挺柱的配氣機構(gòu)成為了新的發(fā)展方向。但是它也存在一些缺點，成本高，機構(gòu)之間相互機構(gòu)比較復(fù)雜，而且，在高速發(fā)動機里運用的時候，對油液的要求較高，從而會使氣門受到液壓挺柱的油液壓力過大而產(chǎn)生氣門關(guān)閉不嚴的現(xiàn)象發(fā)生。圖1.2.1——6發(fā)展趨勢有關(guān)未來配氣機構(gòu)技術(shù)的發(fā)展方向，將會向著配氣相位、氣門升程、進排氣管都可變的全方位的可變技術(shù)以及無凸輪軸的可變配氣機構(gòu)這兩個方向發(fā)展。全可變配氣機構(gòu)技術(shù)，能夠有效的提高進氣效率，改善燃燒的空燃比，使混合氣的燃燒更加充分，還可使排氣更加徹底，降低廢氣殘余系數(shù)。另外，還能夠減小汽油機的泵氣損失，使發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性、排放性得到提高；無凸輪軸的可變氣門機構(gòu)則避免了凸輪型線的限制，使進排氣門的控制能夠隨發(fā)動機工況的變化及時做出調(diào)整，從而提高發(fā)動機的性能[2]。與此同時，減少發(fā)動機的噪聲也是發(fā)展的方向之一。在發(fā)動機工作的過程中，氣門的周期性落座沖擊，氣門桿尾端和搖臂的不停撞擊，以及搖臂與凸輪之間的不斷滑動摩擦，共同造成了配氣機構(gòu)在運轉(zhuǎn)過程中的高噪聲，因此配氣機構(gòu)是發(fā)動機的主要噪聲來源，也會嚴重影響發(fā)動機整機噪聲水平的降低。在低成本情況下,以同時降低氣門間隙噪聲、氣門落座噪聲及氣門自鳴噪聲為目標,通過采用高次多項式對凸輪型線進行優(yōu)化設(shè)計，達到降低振動噪聲的目的[3]。小結(jié)在本章中，認真的總結(jié)分析了當(dāng)前摩托車發(fā)動機配氣機構(gòu)的發(fā)展狀況以及在未來一段時間內(nèi)配氣機構(gòu)的發(fā)展方向，為156配氣機構(gòu)的設(shè)計奠定了方向，避免犯下一些常識性錯誤。配氣機構(gòu)重要零部件的設(shè)計凸輪機構(gòu)運動學(xué)和凸輪型線的設(shè)計凸輪形線設(shè)計在本次156發(fā)動機配氣機構(gòu)的設(shè)計當(dāng)中，通過對實際情況的了解和氣缸蓋空間大小考慮，用氣門的開啟關(guān)閉運動靠凸輪軸上的凸輪通過搖臂來控制的結(jié)構(gòu)形式。凸輪外形不但決定氣門時間-截面值[4]，還要確保配氣機構(gòu)運轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠。在凸輪機構(gòu)中，凸輪的型面與氣門尾端的工作表面相接觸并推動氣門運動。對搖臂與凸輪接觸端的運動規(guī)律進行研究，運動關(guān)系簡圖如下所示：因為速度三角形與△AOB相似，所以由以上推導(dǎo)可以得出結(jié)論：凸輪與搖臂的接觸點與搖臂軸線的偏心距離值的大小就等于搖臂的幾何速度值大小。所以，搖臂接觸的底面半徑應(yīng)大于最大偏心距，即在數(shù)值上要大于搖臂的最大幾何速度時，才能保證接觸點不落在搖臂端面之外。搖臂與凸輪接觸端相對于凸輪表面的滑動速度值，或=接觸線沿凸輪表面的移動速度?沿搖臂表面的移動速度。平底式凸輪機構(gòu)有五個基本參數(shù)：基圓半徑R、腹部段曲率半徑δ1、頂部段曲率半徑δ2、基本工作段作用角2ψ和挺柱最大升程。半徑R滿足條件：使凸輪軸具有必要的剛度，同時又應(yīng)使凸輪的外廓尺寸在允許的范圍內(nèi)。R取12.5mm。參考同類機型值可選取搖臂與凸輪接觸端的最大升程=19mm。然后通過基圓中心繪制對稱線OC。凸輪設(shè)計成相對于OC對稱的，在OC線上量取給定的挺柱最大升程,得點C。根據(jù)工作過程的需要，通過曲軸轉(zhuǎn)角θ表示氣門的開啟持續(xù)時間。根據(jù)轉(zhuǎn)角算出凸輪的作用角2ψ.又156發(fā)動機是四沖程發(fā)動機，所以2ψ=。又因為發(fā)動機有配氣相位，所以需要先確定配氣相位，才能得出曲軸轉(zhuǎn)角的開啟持續(xù)時間。配氣相位是指進、排氣相對于活塞上、下止點時的開啟和關(guān)閉時刻，用曲軸轉(zhuǎn)角表示：排氣提前角γ：排氣門在活塞到達下止點前打開的角度；排氣遲后角δ：排氣門在活塞越過上止點后關(guān)閉的角度;進氣提前角α：進氣門在活塞到達上止點前打開的角度；進氣遲后角β：進氣門在活塞越過下止點后關(guān)閉的角度。配氣相位角度對于發(fā)動機的動力性會產(chǎn)生非常大的影響。合適的排氣提前角γ可以最大限度的減少活塞的推出功，而不過多的損失有效功，通常取30~80度，進氣遲后角β設(shè)置合理就能夠得到最大限度的利用高速氣流所產(chǎn)生慣性力，使進入氣缸的新鮮空氣盡可能的多。一般取30~60度，進氣提前角α和排氣遲后角δ決定進排氣重疊角，缸內(nèi)殘余廢氣量的多少，排氣門溫度的高度，進入氣缸的氣體是否倒流，缸內(nèi)混合氣體的溫度等，都要受到它的影響。進氣提前角α通常取10~35度，排氣遲后角δ通常取10~35度。在本次設(shè)計當(dāng)中，參考同類機型的摩托車發(fā)動機的配氣相位角大小，選擇進氣提前角α為35度，進氣遲后角β為55度，排氣提前角γ取30度，進氣遲后角β取45度。所以氣門的開啟持續(xù)時間為θ=180+α+β=260度所以，凸輪的作用角2ψ=θ/2=130度。討論選?。和馆喐骰《沃g的連接必須光滑，從而保證凸輪能夠可靠平穩(wěn)的工作，降低振動和噪聲。轉(zhuǎn)化到數(shù)學(xué)知識的角度，即兩段弧的接點和他們各自的曲率中心這三個點位在一條直線上就可以了。如下圖所示：點A和圓心O、O1、以及點B和圓心O1、O2就是分別在一條直線上。根據(jù)△OO1O2由余弦定理可計算得到：由上式可得,δ1、δ2只要確定其中一個，就可以計算出另一個.δ1值可以在δ1min<δ1<∞的范圍內(nèi)選取，而δ2在0<δ2<δ2max范圍內(nèi)選取。在實際設(shè)計中，為了不使凸輪與挺柱間的接觸應(yīng)力過大，δ1不應(yīng)小于1.5~2mm。在本次設(shè)計中取δ1=7mm。根據(jù)公式可以算出δ2=51.50mm。對搖臂與凸輪接觸端的幾何運動關(guān)系進行分析，即求解出此端的升程大小、速度大小、和加速度隨凸輪轉(zhuǎn)角ψ的變化關(guān)系規(guī)律。如下圖所示：分成和兩段弧計算。對于，設(shè)凸輪逆時針旋轉(zhuǎn)，當(dāng)A點與凸輪搖臂底面相接觸時，搖臂開始上升，當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)角為為δ1時，搖臂與凸輪接觸端升程為：=凸輪腹部端的最大轉(zhuǎn)角為ψmax.從△OO1O3中可以看出；a可得：代入數(shù)據(jù)可得：=24度。對a式分別對時間求一階、二階導(dǎo)數(shù)，可以得到凸輪在該段時，搖臂與凸輪接觸端的速度和加速度分別為：=w(δ1-R)=()式中w為凸輪軸的旋轉(zhuǎn)角速度。凸輪頂部段：在凸輪轉(zhuǎn)角為，搖臂與凸輪接觸端升程為，其中：β=當(dāng)時，β=0，=.即凸輪升程達到最大值。同理有：=w(R+)=(R+)凸輪緩沖段的設(shè)計設(shè)置緩沖段的必要性緩沖段是指連接實際工作段的凸輪形線部分，緩沖段具有很大的作用，設(shè)置緩沖段有很大的必要性：1）因為在設(shè)計氣門機構(gòu)時要留有氣門間隙的，這就讓挺柱的運動時刻閉比氣門的實際開啟時刻要提前一點；2）因為彈簧在工作時必須要有預(yù)緊力F0（N）的存在，這就要求機構(gòu)在一開始未運動時就要產(chǎn)生一定的壓縮彈性形變，直到彈性變形力克服了氣門彈簧在設(shè)計時留下的預(yù)緊力之后，氣門才能開始正常運動。3）因為氣缸內(nèi)存在一定的氣體壓力，尤其是排氣門，氣缸壓力對其的作用與氣門彈簧的預(yù)緊力的作用結(jié)果是相同的，都是要阻止氣門的開啟，這就會造成氣門的遲開。上面的三點原因就讓氣門的實際開啟時間相較于理論值較晚，這時候，如果少了緩沖段的存在，氣門在開始運動階段的初速度就會在很短的時間內(nèi)由零變得很大，有非常大的沖擊作用，與此同時，氣門在落座時的速度也會很大，對氣門座產(chǎn)生強烈的沖擊力，增加了配氣機構(gòu)的振動噪聲，并且加劇了構(gòu)件之間的磨損。為了減少氣門間隙對發(fā)動機的影響，以及預(yù)緊力和氣缸內(nèi)存在的壓力所產(chǎn)生的彈性形變，要在凸輪上設(shè)計緩沖段，保證氣門在開啟和落座的兩個階段要有速度變化的時間。緩沖段參數(shù)及基本類型緩沖段基本參數(shù)的選擇和確定1） 緩沖段高度H0。進氣門開H0＞（L0+F0/C0）/i進氣門關(guān)H0＞（L0+F0/C0+△Hr）/i排氣門開H0＞（L0+F0/C0+Fg/C0）/i排氣門關(guān)H0＞（L0+F0/C0+△Hr）/i式中：C0：機構(gòu)剛度（N/mm）；F0/C0：預(yù)緊力引起的彈性變形；Fg/C0：氣壓力引起的彈性變形；i：搖臂比；△Hr:指少量發(fā)動機因為氣門和氣門導(dǎo)管之間的間隙而引起氣門傾斜讓氣門提前落座的量大小。緩沖段型線采用等加速-等速型：因為氣門落座的發(fā)生是處于在速度不變的等速段上，因此可以保證氣門落座時比較平穩(wěn)，降低噪聲和振動。過渡段凸輪的升程方程為h(α)=CBα20≤α≤α1h(α)=E0+E1αα1<α≤α0其對應(yīng)的速度和加速度為:v=2CBα0≤α≤α1v=E1α1<α≤α0a=2CB0≤α≤α1a=0α1<α≤α0式中:α1:等加速段角度；α0:過渡段角度，CB、E0、E1為方程系數(shù)。其中，式中的α0、h0(過渡段中的升程)和v0(過渡段中等速段速度)都是在運算前確定下來的，其它的參數(shù)數(shù)據(jù)大小可以由以下條件確定：α=α0，過渡段升程為h0E0+E1α0=h0當(dāng)α=α1，二段的升程和速度連續(xù)，CBα12=E0+E1α12CBα1=E1由給定的過渡段速度v0E1=v0可解得各系數(shù)。代入過渡段升程方程得h(α)=v02α2/（4（v0α0-h0））0≤α≤2（v0α0-h0）/v0h(α)=h0+v0(α-α0)2（v0α0-h0）/v0<α≤α0因為凸輪在過渡段的等加速段的功用是使氣門的速度在零緩慢上升到某一速度v0，它的凸輪作用角α1可以給定為一個常數(shù)。一般可定α1=4O，則過渡段升程方程為h(α)=v0α2/80≤α≤4Oh(α)=v0(α-2)4O<α≤α0計算結(jié)果:進氣門開啟角260°（曲軸轉(zhuǎn)角），凸輪工作段包角187°排氣門開啟角255°（曲軸轉(zhuǎn)角），凸輪工作段包角166°氣門重疊角選擇15°（曲軸轉(zhuǎn)角），凸輪轉(zhuǎn)角選擇7.5°凸輪基圓直徑25.5mm進氣門最大氣門升程hvmax=8.2mm排氣門最大氣門升程hvmax=8mm氣門落座的速度大小，即氣門初速度V0選取0.40m/s即0.00001438m/度=0.01438mm/deg凸輪過渡段升程h0=0.00033074m=0.33074mm凸輪過渡段包角α0=25°進氣凸輪工作段的半包角α大小：BIM=57.25°排氣凸輪工作段的半包角α大?。築IM=55°C4=（0.1～0.2）hvmax本題中，進氣凸輪取C4＝0.2×hvmax=1.64,排氣凸輪取C4＝0.2×hvmax=1.6過渡段方程為h(α)=0.00001438α2/80≤α≤4Oh(α)=0.00001438(α-2)4O<α≤25O故，在0≤α≤4O時，hvmax=0.00002876；在4O<α≤25O時，0.00002876<h≤0.00033074在本次156配氣機構(gòu)設(shè)計的課題當(dāng)中，由于凸輪和凸輪軸是一個整體，所以凸輪的材料與凸輪軸的材料一致，對于選材和加工處理放在凸輪軸設(shè)計當(dāng)中。氣門組設(shè)計氣門組包括：氣門，氣門導(dǎo)管和氣門座。設(shè)計的重點在于確定各部分的基本尺寸、材料及安裝位置。氣門的設(shè)計氣門是發(fā)動機的關(guān)鍵零件，其設(shè)計的好壞直接影響發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性、靠性和耐久性，其中，進氣門的大小、外形和最大升程直接影響氣缸的充氣效率。因此，要保證擁有足夠的氣流量是進氣門設(shè)計的重點。此外，還要綜合考慮氣門的運動平穩(wěn)性、落座沖擊載荷、工作溫度、密封性和缺少潤滑條件下的耐磨損性能[5]。氣門工作條件及其相應(yīng)的設(shè)計要求a.氣門是運動件，在以高頻做開啟關(guān)閉動作的過程中，氣門桿和導(dǎo)管間有摩擦；每次關(guān)閉落座時，氣門與氣門座的配合面間都發(fā)生撞擊，撞擊的大小取決于氣門的運動質(zhì)量和落座瞬間氣門運動的速度。b.氣門的頭部頂面在工作過程中要直接與具有非常高溫度的燃氣直接接觸，這使得進、排氣門都會受到熱應(yīng)力作用，而且排氣門在排氣的過程中還將受到高溫廢氣的沖擊洗刷，尤其是配氣剛剛開啟時，氣缸內(nèi)的氣體壓力較高，而此時氣門的開度尚小高溫氣體以很高的速度流過氣門和氣門座間的間隙，所以排氣門受熱更嚴重。在一般情況下：汽油機中進氣門溫度基本在300~500攝氏度之間，排氣門的受熱溫度在600~800攝氏度之間。c.排氣門還受到排氣的腐蝕作用。由以上對氣門的工作條件的總結(jié)，可得出如下氣門的設(shè)計要求：（1）氣門的材料確定主要是根據(jù)氣門的工作溫度，要確保氣門在工作溫度范圍內(nèi)能夠正常工作，氣門材料就必須具有足夠的強度、剛度、韌性以及表面硬度。（2）氣門在設(shè)計時要頸部形狀恰當(dāng)，要讓氣門的結(jié)構(gòu)簡單，并且加工方便，同時要使氣體在流過氣門時具有較小的阻力，增加進氣充量。還要在強度、剛度和氣門的耐磨性滿足要求的前提下，質(zhì)量盡可能的小，減小慣性力。（3）盡可能降低熱負荷。因為氣門安裝在氣缸蓋內(nèi)，所以其設(shè)計要與氣缸蓋的設(shè)計要密切配合，氣門座的溫度很高，這就要求在結(jié)構(gòu)設(shè)計上加強冷卻，使其溫度的分布要盡量的均勻，在結(jié)構(gòu)形式空間的允許情況下，應(yīng)該盡可能的增加導(dǎo)管的長度，為了降低氣門的溫度，可以通過適當(dāng)?shù)慕档蜌忾T升程和導(dǎo)管之間的配合的方法。（4）在整個配氣機構(gòu)運動鏈當(dāng)中，氣門作為從凸輪開始的傳動鏈中的末端零件，因此在設(shè)計氣門時就必須從整體的結(jié)構(gòu)形式來考慮，盡力避免氣門在工作過程中落座時產(chǎn)生巨大的沖擊振動。因為這些沖擊和振動能夠?qū)忾T和氣門座造成很大的磨損。對于進氣門來說，保證足夠的進氣流量是設(shè)計的重點，因此進氣門的直徑要大于排氣門直徑，但又帶來了進氣門的運動質(zhì)量比較大的問題，運動特性相對于排氣門較差，其振動大，容易出現(xiàn)飛脫，落座時對氣門的沖擊力較大，為10000~30000N。對排氣門而言，工作溫度很高，因此排氣門的設(shè)計重點是盡可能降低工作溫度。排氣門除了采用高溫下仍具有良好的穩(wěn)定性和強度的材料外，在一些特殊部位，如頭部氣門座有沖撞的地方、氣門尾端與挺柱有沖撞的地方進行硬化處理。氣門結(jié)構(gòu)的設(shè)計氣門頭部形狀常見氣門頭部底面的形狀有三種：平底、凸底、凹底。由于凹底氣門的桿部是以比較大的半徑過渡到氣門頭部，因此可減小進氣的流動阻力，考慮到此項優(yōu)點，在本次設(shè)計當(dāng)中，對氣門頭部形狀選擇凹底的形式。氣門頭部的背面呈圓錐形，進氣門錐形角取20度，然后用半徑為11mm圓弧與桿部相接；錐形角排氣門取25度，然后用半徑為3mm圓弧與桿部相接。氣門直徑d為了保證氣門在開啟時刻氣流通暢，氣門頭部直徑通常是越大越好,但受到缸蓋和缸套內(nèi)徑對應(yīng)的空間尺寸的限制，同時在這個范圍內(nèi)要合理布置其他的附件，如火花塞等，而且氣門不能離氣缸壁太近，否則氣門周邊貼近氣缸壁的那一部分氣流通道將受到阻擋而不能有效利用。為了使氣門座周邊的溫度均勻，還要在其周圍留出適當(dāng)?shù)睦鋮s空間。一般氣門直徑范圍:進氣門：=(0.32~0.58)D=17.92~32.48mm取;排氣門：=(0.8~0.85)=24~25.5mm取=25mm.氣門桿長度lv氣門桿長度lv完全取決于缸蓋厚度和氣門彈簧的安裝高度。在本次設(shè)計中氣門桿長度：Lv=91mm氣門桿直徑氣門桿直徑越大，外表面積越大，越有利于傳熱。一般進排氣門桿的直徑一樣大，但是氣門桿直徑過大，會增加氣門質(zhì)量，運動慣性增大，不利于發(fā)動機做高速運轉(zhuǎn)。氣門桿直徑一般為：=（0.15~0.25）=4.5~7.5mm所以：=5.5mm。氣門錐角和氣門頭部背錐角β氣門錐角γ非常重要，對多種參數(shù)都有非常大的影響，比如氣體在通過氣門時的流動阻力、氣體通道的截面積、氣門密封錐面的比壓大小和氣門頭部的剛度大小等[6]。當(dāng)氣門升程值一定時，隨著氣門錐角的加大，流通截面積減小。一般而言，氣門錐角γ小，氣體流通截面積大?，F(xiàn)代內(nèi)燃機設(shè)計當(dāng)中氣門錐角一般取45度或者30度。但是隨著氣門開啟的越大，氣門升程達到一定值后，氣門側(cè)面的流通截面積就等于喉口的截面積，氣體流動方向受到氣門錐角γ的影響越來越小，在增大升程對氣流的流通將不再有顯著的影響，甚至?xí)霈F(xiàn)氣門錐角γ增大流動阻力反而更小的現(xiàn)象。ab為了保證密封和傳熱，在氣門和氣門座的座合表面間要有足夠的座合壓力。由于沿軸向作用在氣門上的關(guān)緊力P與由此產(chǎn)生的環(huán)繞錐面分布的法向力N間的關(guān)系為N=,如上圖所示，如果P值越大，則氣門錐角座和表面間的座合壓力N就越大。因為氣門落座時的軸向位移h可以看作是兩個分位移之和，即兩表面間相互接近的位移=h和兩表面間相對位移=h,所以，氣門錐角越大時，有利于清除沉積在密封表面上的積碳和雜質(zhì)。也隨著氣門錐角的增大而增大，也有利于清除積碳和雜質(zhì)的作用。在本次設(shè)計課題中選擇氣門錐角=45度。氣門頭部背錐面β影響氣門剛度和進氣阻力，而實驗表明，當(dāng)β=20度時有最大進氣流量。所以進氣門的頭部背錐面選擇20度，排氣門頭部背錐面選擇25度。氣門材料進氣門的工作溫度較低，在300~400攝氏度之間，對材料無特殊要求，可選擇40。排氣門的工作溫度高，在500~650攝氏度之間，所以選擇耐高溫的材料，可選擇.為了保證氣門的可靠性和耐久性，在氣門的錐面上進行堆焊鎢鈷硬質(zhì)合金NO.6的表面處理來提高其性能，使其硬度達到HRC38以上；對氣門桿尾端進行堆焊鎢鈷硬質(zhì)合金NO.1表面處理，使其硬度達到HRC50以上。進氣門排氣門氣門座圈的設(shè)計氣門座圈形式選擇氣門座的設(shè)計關(guān)系氣門的工作可靠性。氣門座可直接在缸蓋中鏜出，也可以做成單獨的環(huán)形零件壓入氣缸蓋中。扭曲變形是氣門座存在的主要問題，氣壓力負荷和熱負荷都會引起瞬時的扭曲，裝配時的機械應(yīng)力和發(fā)動機零件蠕變而引起的永久變形，均會對氣門的導(dǎo)熱產(chǎn)生影響，致使氣門的溫度在升高的同時，也會在氣門頸部產(chǎn)生附加的彎曲應(yīng)力，為了減小這種變形，必須對氣缸蓋的剛度、冷卻情況、氣缸墊壓緊力的分布等多加注意[7]。在本次設(shè)計課題當(dāng)中，考慮到摩托車的氣缸蓋基本采用鋁制材料，為了能夠增加氣缸蓋的使用壽命，在設(shè)計氣門座圈時使用鑲塊的方式。這種方式能夠采用好的材料，提高耐磨性，并且根據(jù)使用情況得到更換。氣門座圈尺寸選擇如下圖所示，為了保證進排氣門在關(guān)閉時不漏氣，氣門座圈的尺寸必須與氣門座相對應(yīng)，而對于氣門座圈而言，重要的是與氣缸蓋的配合尺寸。根據(jù)所查資料表明，氣門座圈的外徑過盈量為可取氣門座外徑的0.002~0.0035倍，而氣缸蓋為鋁制材料，所以取上限值。對于進氣門內(nèi)徑：d=28.6mm對于排氣門內(nèi)徑d=23.6mm氣門座圈的壁厚L=(0.08~0.15)d，綜合考慮后L=4.5mm。所以進氣門外徑D1=33.1mm,排氣門外徑D2=28.1mm。則：進氣門外徑過盈量為0.11585mm;排氣門的外徑過盈量為0.09835mm。氣門導(dǎo)管的設(shè)計 氣門桿被套在氣門導(dǎo)管內(nèi)，并且不斷地座往復(fù)運動，一般導(dǎo)管導(dǎo)向的長度為氣門桿的7倍左右，這樣能使氣門座在導(dǎo)管中得到很好地導(dǎo)向，又能使由于搖臂與氣門尾端面的偏心接觸而造成導(dǎo)管側(cè)壓力最小。導(dǎo)管壁厚取3mm。氣門桿與導(dǎo)管間的間隙取決于氣門的溫度。間隙過大會使氣門溫度上升并使沉積物積聚，潤滑效果降低，導(dǎo)致氣門桿刮傷、磨損，可能引起氣門頭部過渡帶的疲勞破壞。同時，為了防止氣門桿與導(dǎo)管之間的間隙進入過多的機油，導(dǎo)管的上端口不應(yīng)設(shè)計成倒角。間隙大?。哼M氣門：（0.003~0.007）=（0.003~0.007）*30=0.09~0.21mm取0.1mm;排氣門：（0.005~0.010）=（0.005~0.010）*25=0.125~0.25mm取0.2mm。導(dǎo)管和氣缸蓋上相應(yīng)的凸臺應(yīng)該盡量靠近氣門頭部，既能減輕排氣對桿部的沖刷，又不能因此使得氣道受堵。配氣機構(gòu)中的驅(qū)動件設(shè)計凸輪軸的設(shè)計結(jié)構(gòu)選擇凸輪軸有兩種結(jié)構(gòu)類型：一種是凸輪和凸輪軸為一體的整體式凸輪軸；另一種是凸輪和凸輪軸可以拆裝的組合式凸輪軸。由于156發(fā)動機的轉(zhuǎn)速較高，所以采用整體式凸輪軸。軸向定位方式選擇在軸上要設(shè)置有定位裝置，限制凸輪軸在工作過程中產(chǎn)生的軸向移動或受到螺旋齒輪在傳動時產(chǎn)生的軸向力，從而防止凸輪軸在工作過程中發(fā)生前后竄動。凸輪的軸向定位有三種方式：凸肩軸向定位，止推板軸向定位，止推螺釘定位。在本次課題中的凸輪設(shè)計中，采用凸肩軸向定位的方式。凸輪間的相位關(guān)系由于156發(fā)動機是單缸發(fā)動機，所以只用考慮同缸異名凸輪夾角和活塞位于壓縮上止點時排氣凸輪相對于挺柱軸線的夾角ψ。a同缸異名凸輪夾角當(dāng)進排氣挺柱與凸輪的接觸點（沿凸輪軸線）在一條直線上且凸輪外形對稱時，如下圖所示，同缸異名凸輪夾角為：=90+：；：進氣提前角；：進氣遲后角；：排氣提前角；：排氣遲后角。代入數(shù)據(jù)可得：度b.當(dāng)活塞在壓縮上止點的時候排氣凸輪與挺柱軸線之間的夾角為ψ活塞位于壓縮上止點時排氣凸輪相對于挺柱軸線的夾角ψ是確定凸輪軸和曲軸相對的工作位置，即正時位置所必須掌握的。在曲軸轉(zhuǎn)角——氣門升程圖中，這是排氣凸輪相對于挺柱軸線的角度（曲軸轉(zhuǎn)角），換算成凸輪軸角度要除以2，即凸輪桃尖相對于挺柱軸線的角度為代入數(shù)據(jù)得=131.25度。為了保證配氣正時正確，必須使凸輪軸相對于曲軸的相位關(guān)系正確，需要在正時齒輪上設(shè)有嚙合記號，在裝配時按記號安裝。凸輪軸材料及加工配氣機構(gòu)與發(fā)動機整機的動力性密切相關(guān)，特別是氣門的開關(guān)閉時間對動力性的影響至關(guān)重要，而氣門的開啟是通過凸輪軸以及上邊的凸輪傳遞動力的，在高速運轉(zhuǎn)過程中，要求各個傳動件不能有太大變形，減少對氣門開啟時間的影響，所以凸輪軸就必須要保證一定的剛度，所以選擇452,同時對凸輪軸進行淬火熱處理，提高凸輪軸表面的耐磨性。在本次設(shè)計課題當(dāng)中，采用的是凸輪和凸輪軸為一個整體的形式，所以凸輪和凸輪軸的材料相同，但是考慮到凸輪表面要和搖臂高速摩擦，對其表面的硬度提出更高的要求，所以應(yīng)對凸輪表面進行處理，采用激冷加工的方式提高凸輪表面的硬度。對于凸輪軸與軸承之間的公差配合選擇，由于在與軸承的配合段凸輪軸直徑為17mm,并且軸承所承受的載荷為定向負荷和旋轉(zhuǎn)負荷，所以選擇基軸制，公差帶為Js5[8]。如下圖所示：凸輪軸組合搖臂設(shè)計搖臂作為配氣機構(gòu)中的傳動件，其作用主要是是將從凸輪上傳來的運動和作用力在改變方向以后，然后傳給氣門使其開啟。搖臂是屬于雙臂杠桿，以搖臂軸為支點，兩臂可等長也可以不等長。螺紋口加工在短臂端，用來擰氣門間隙調(diào)整螺釘，長臂端加工成作為推動氣門工作面的圓弧面。搖臂要有足夠的剛度和強度，因為在擺動過程中承受很大的彎矩，采用T形斷面；同時要較小的質(zhì)量，減小在運動時的慣性力，搖臂軸采用空心軸，搖臂避免懸臂安裝，與氣門接觸的表面要淬硬。氣門的整套機構(gòu)：挺柱、推桿、搖臂、和氣門都位于同一平面內(nèi)，并且搖臂軸要與搖臂垂直，從而避免在力的作用下產(chǎn)生附加變形。搖臂氣門彈簧設(shè)計氣門驅(qū)動機構(gòu)中各構(gòu)件一般只傳遞壓緊力，不能傳遞壓力，因此需要回位彈簧維持機構(gòu)各個零件間的正常接觸，而又由于這類彈簧安裝在氣門上，所以被稱為氣門彈簧。它還具有增大氣門對氣門座圈的壓力，增強氣門密封的功能。氣門彈簧在工作中，要求氣門彈簧力始終大于機構(gòu)因負加速度運動及附加振動所引起的慣性力，彈簧的顫振要盡可能的少，保證機構(gòu)正常工作。傳動件的運動方式是往復(fù)運動，這將使氣門彈簧承受來自氣門的交變載荷，同時在凸輪負加速度段時，工作期間的慣性力就會大于彈簧預(yù)緊力使機構(gòu)脫開，并且諧振也將會引起彈簧顫振，使彈簧的應(yīng)力幅增大，而有效的彈簧力相反會減小，出現(xiàn)氣門反跳現(xiàn)象。考慮到空間的限制，氣門彈簧的尺寸不能太大，為了避免由此產(chǎn)生的嚴重應(yīng)力狀態(tài)，所以要使用彈性極限和疲勞極限都很高的材料。所以選擇50CrVA，同時對彈簧進行噴丸處理，提高彈簧的抗疲勞強度。由于156發(fā)動機的轉(zhuǎn)速很高，所以采用變螺距彈簧，避免彈簧在處于正負加速度過渡段時，因為慣性力比較大，但氣門開度不大，彈簧力較小所發(fā)生的飛脫現(xiàn)象?？拷咨w的一端為小螺距并且逐漸并圈，彈簧工作長度變短，彈簧剛度增加，保證彈簧力大于氣門機構(gòu)慣性力。同時為了避免發(fā)生共振，所以采用內(nèi)外雙彈簧的形式，而且雙彈簧結(jié)構(gòu)可以使氣門在運動中不停的旋轉(zhuǎn)，在氣門頭部不會有積碳，不會影響氣門的密封性，對發(fā)動機的性能產(chǎn)生影響。a.彈簧基本尺寸確定：氣門外彈簧直徑：=(0.3~0.45)D=(0.3~0.45)*56=16.8~25.2取22.7mm氣門內(nèi)彈簧直徑：=(0.2~0.35)D=11.2~19.6取15mm.外彈簧最大彈簧力:=529.2N內(nèi)彈簧最大彈簧力:=230.3N彈簧工作變形:H=8mm壓縮高度:=15mm外彈簧絲直徑:=3.8mm外彈簧絲直徑:=2.5mmb計算預(yù)緊力外彈簧預(yù)緊力206.1N內(nèi)彈簧預(yù)緊力81.34Nc氣門彈簧中經(jīng)和外徑=+=+外彈簧中經(jīng)22.7mm外徑26.5mm內(nèi)彈簧中經(jīng)15mm外徑17.5md計算彈簧剛度外彈簧剛度31.95N/m內(nèi)彈簧剛度15.57N/me計算彈簧有效圈數(shù)外彈簧有效圈數(shù)5.5圈內(nèi)彈簧有效圈數(shù)7.75圈f計算彈簧總的圈數(shù)=n+(1.5~2.5)外彈簧總?cè)?shù)7.5圈內(nèi)彈簧總?cè)?shù)9.75圈g計算彈簧最大變形量h計算安裝高度=H+i計算自由高度=H+j計算自由節(jié)距k計算彈簧指數(shù)氣門外彈簧彈簧指數(shù)5.97氣門內(nèi)彈簧彈簧指數(shù)6l計算彈簧補償系數(shù)氣門外彈簧補償系數(shù)1.25氣門內(nèi)彈簧補償系數(shù)1.2525氣門內(nèi)彈簧氣門外彈簧

小結(jié)在本次配氣機構(gòu)的設(shè)計當(dāng)中，劃分為三大塊，分別為凸輪設(shè)計，氣門組設(shè)計以及驅(qū)動件的設(shè)計。在設(shè)計中通過分析選擇零件的結(jié)構(gòu)形式，在計算得到了各個關(guān)鍵零部件的尺寸數(shù)據(jù)，并通過CAD作圖，將零部件的機械圖紙畫出來。在這一章節(jié)中，是對理論知識的一大考驗，也是對于知識的一次重要實踐。重點零部件校核氣門彈簧校核氣門彈簧配氣機構(gòu)工作過程中在不斷地做往復(fù)運動，承受著切應(yīng)力和疲勞載荷，所以要對氣門彈簧進行工作極限切應(yīng)力計算和疲勞強度校核[9]。工作極限切應(yīng)力計算氣門彈簧在工作時，可能會出現(xiàn)并圈情況，此時會在彈簧截面上產(chǎn)生極限彈力為,工作極限切應(yīng)力:代入數(shù)據(jù)可得：外彈簧極限切應(yīng)力為1025.74M,內(nèi)彈簧極限切應(yīng)力為843.56M,均小于0.5=1250M,所以內(nèi)外彈簧不會發(fā)生永久變形。疲勞強度校核從前面彈簧設(shè)計中可得：氣門外彈簧補償系數(shù)K=1.25氣門內(nèi)彈簧補償系數(shù)K=1.2525彈簧鋼絲斷面最大最小切應(yīng)力分別為：代入數(shù)據(jù)可得：外彈簧425.7M874.91M內(nèi)彈簧276.96M654.23M又安全系數(shù)代入數(shù)據(jù)可得：外彈簧安全系數(shù)彈簧疲勞強度足夠。內(nèi)彈簧安全系數(shù)彈簧疲勞強度足夠。所以可得內(nèi)外彈簧合格，滿足要求。凸輪校核凸輪在工作過程中與從動件是線接觸，在載荷的作用下，接觸線因彈性變形而產(chǎn)生一個微小的接觸面，從而產(chǎn)生與接觸面垂直的接觸應(yīng)力和與接觸面平行的剪切應(yīng)力。接觸面很小，凸輪受力很大，應(yīng)力就會很大，同時也是屬于交變載荷。凸輪的失效形式一般有以下幾種：接觸疲憊磨損（點蝕）、粘著磨損（膠合）、磨粒磨損、腐蝕磨損、振動和噪聲。在配氣機構(gòu)中的凸輪，最主要的失效形式是接觸疲勞磨損，即點蝕。所以要對凸輪進行表面疲勞強度校核[10]。凸輪接觸面的最大接觸應(yīng)力：在上式當(dāng)中：為凸輪實際輪廓上接觸點的曲率半徑，為從動件上接觸點的曲率半徑，對平底從動件Rf=Rr，和分別為凸輪和從動件的材料泊松比，E1和E2分別為凸輪和從動件的材料彈性模量，L為凸輪與從動件的接觸寬度，F(xiàn)為凸輪副的法向壓力。凸輪在運動過程當(dāng)中，法向力和曲率半徑是不斷變化的，所以只有當(dāng)最大接觸應(yīng)力小于許用應(yīng)力值時，凸輪才符合設(shè)計要求。凸輪的許用應(yīng)力為凸輪副所用的材料的接觸疲勞強度極限值，其值的大小與材料的工作表面的硬度值有關(guān)。為安全系數(shù).工作表面粗糙度修正系數(shù)，接觸壽命系數(shù)。根據(jù)前邊凸輪設(shè)計參數(shù)，代入數(shù)據(jù)可得：=189.7M<=230M滿足條件，設(shè)計符合要求。凸輪軸校核配氣機構(gòu)凸輪軸主要承受扭轉(zhuǎn)載荷，所以需要進行強度校核；由軸承受很大的疲勞載荷，為了驗證是否變形，所以需要進行剛度校核[11]。強度校核凸輪軸如下圖所示：從圖中可知，當(dāng)A面的強度能夠滿足工作需要時，則凸輪軸能夠正常工作，即A面為薄弱環(huán)節(jié)。對A面進行強度校核：符合要求。剛度校核凸輪軸的剛度校核主要是校核軸的彎曲剛度。軸的彎曲剛度計算公式：式中：T——軸所受的扭矩，N·mm；G——軸的材料的剪切彈性模量，MPa；Ip——凸輪軸截面上的極慣性矩值，單位,對于圓軸，其值算法：Ip=/32L——凸輪軸受扭矩作用的長度，mm；Ti——凸輪軸第i段上所受的扭矩；Li——凸輪軸第i段長度；Ipi——凸輪軸第i段極慣性矩，單位同前面的一樣；z——凸輪軸受到扭矩作用的軸段數(shù)目。:為軸每米長的允許扭轉(zhuǎn)角.對于凸輪軸可取可取0.25-0.5(°)/m。將凸輪軸的數(shù)據(jù)代入以上公式可得：ψ=0.187(°)/m<0.25(°)/m所以滿足要求，合格。小結(jié)零部件校核是機械設(shè)計的重中之重，對于最終的產(chǎn)品能否運用于實際至關(guān)重要。配氣機構(gòu)工作情況復(fù)雜，由于燃燒產(chǎn)生高溫，所以對零件要有很高的熱應(yīng)力要求；其次是工作過程中不斷做周期運動，所以對疲勞強度也有很高的要求。最后，零件的剛度強度也需要