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大學(xué)畢業(yè)論文 （135柴油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)）
重慶工學(xué)院
畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論 文）
題目：135柴油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
42
摘 要
本篇論文是關(guān)于135型柴油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的，主要是對(duì)135型柴油機(jī)的主要運(yùn)動(dòng)零件設(shè)計(jì)以及一些輔助系統(tǒng)的簡(jiǎn)要設(shè)計(jì)。通過熱力計(jì)算、動(dòng)力計(jì)算，并根據(jù)性能進(jìn)行合理的零件設(shè)計(jì)，從而使135柴油機(jī)具備更好的經(jīng)濟(jì)性能和動(dòng)力性能。本文除了包括配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)外，還包括進(jìn)排氣及配氣系統(tǒng)設(shè)計(jì)。
關(guān)鍵詞：135型；柴油機(jī)；設(shè)計(jì)；動(dòng)力計(jì)算
Abstract
This 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
目 錄
引 言 1
1 前 言 1
1.1 研究目的和意義 1
1.2 國(guó)內(nèi)外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 2
1.3 研究?jī)?nèi)容和方法 3
2 135柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算 1
2.1 柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算已知參數(shù) 1
2.2 135柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算 2
2.2.1 一般參數(shù)的計(jì)算 2
2.2.2 進(jìn)排氣過程計(jì)算 3
2.2.3 壓縮終點(diǎn)參數(shù)計(jì)算 4
2.2.4 燃燒過程的計(jì)算 4
2.2.5 膨脹終點(diǎn)參數(shù)的計(jì)算 5
2.2.6 指示參數(shù)的計(jì)算 5
2.2.7 有效參數(shù)的計(jì)算 6
2.3 平均有效壓力 6
2.4 活塞平均速度 7
2.5 行程缸徑比 8
3 配氣機(jī)構(gòu)總體設(shè)計(jì) 11
3.1 氣門數(shù)目、布置和驅(qū)動(dòng) 11
3.2 凸輪軸的布置和傳動(dòng) 11
3.3 配器系統(tǒng)設(shè)計(jì) 13
3.3.1 氣門組 14
3.3.2 進(jìn)排氣門設(shè)計(jì) 15
3.3.3 氣門傳動(dòng)組 16
4 氣門組的設(shè)計(jì) 19
4.1 氣門的結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì) 19
4.2 氣門材料的選擇 22
4.3 氣門導(dǎo)管的設(shè)計(jì) 23
4.4 曲軸的設(shè)計(jì) 24
4.4.1曲軸的材料及結(jié)構(gòu) 25
4.4.2曲軸尺寸的設(shè)計(jì) 26
5 氣門彈簧的設(shè)計(jì) 28
5.1 氣門彈簧概述 28
5.2 氣門彈簧尺寸的確定 29
5.3 氣門內(nèi)彈簧計(jì)算過程 33
5.4 氣門彈簧的校核 39
5.4.1 氣門彈簧的強(qiáng)度校核 39
5.4.2 氣門彈簧的共振校核 41
6 凸輪軸與氣門傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 43
6.1 凸輪軸的設(shè)計(jì) 43
6.1.1 凸輪軸的設(shè)計(jì)要求及結(jié)構(gòu) 43
6.1.2 凸輪軸尺寸的設(shè)計(jì) 43
6.2 挺柱的設(shè)計(jì) 47
6.3 推桿和搖臂的設(shè)計(jì) 47
結(jié) 論 49
參考文獻(xiàn) 50
致 謝 51
引 言
柴油直接在發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部燃燒產(chǎn)生熱能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C(jī)械能對(duì)外作功的熱機(jī)稱為柴油機(jī)。柴油機(jī)是內(nèi)燃機(jī)的一種，和內(nèi)燃機(jī)的另一基本成員汽油機(jī)相比，它還有如下優(yōu)點(diǎn)：
（一）熱效率高。汽油機(jī)的熱效率一般在25％-35％之間，而柴油機(jī)的熱效率可以達(dá)到35%-52%。
（二）功率范圍廣，適應(yīng)性好。柴油機(jī)的缸徑可大可小，受限制很小；而汽油機(jī)因受爆震影響，缸徑不能太大。同時(shí)，柴油機(jī)對(duì)增壓適應(yīng)性好，可以實(shí)現(xiàn)較大的增壓度，而汽油機(jī)，增壓度很有限。因此，在大功率發(fā)動(dòng)機(jī)領(lǐng)域，諸如大型船用發(fā)動(dòng)機(jī)，幾乎都是柴油機(jī)的天下。
（三）堅(jiān)固可靠，壽命長(zhǎng)。柴油機(jī)中的大部分零部件比汽油機(jī)堅(jiān)固可靠，壽命長(zhǎng)。當(dāng)然，柴油機(jī)也有缺點(diǎn)，主要表現(xiàn)在以下幾個(gè)方面：
（一）結(jié)構(gòu)復(fù)雜，要求較高的加工制造水平，成本較高。
（二）振動(dòng)、噪音大，操作人員容易疲勞。
（三）通常情況下，相對(duì)汽油機(jī)而言，重量、體積大。
（四）啟動(dòng)性不如汽油機(jī)。
柴油機(jī)的缺點(diǎn)，多數(shù)可用技術(shù)手段加以改善或?qū)⑵湎拗圃诳山邮艿姆轿粌?nèi)，而其優(yōu)點(diǎn)則是汽油機(jī)難以相比的。因此柴油機(jī)在近些年來獲得極大的發(fā)展，即使在汽油機(jī)的傳統(tǒng)領(lǐng)域——轎車發(fā)動(dòng)機(jī)方面。柴油機(jī)也對(duì)汽油機(jī)發(fā)出了挑戰(zhàn)。
車用柴油機(jī)是柴油機(jī)的一種，與船用柴油機(jī)相比，車用柴油機(jī)功率要求高，對(duì)外形、體積和重量要求也較高。但車用柴油機(jī)的耐久性與可靠性一般不如船用柴油機(jī)。一個(gè)最明顯的例子就是：車用柴油機(jī)的功率是15分鐘功率，即允許汽車用此功率連續(xù)開15分鐘，而船用柴油機(jī)的功率多數(shù)是12小時(shí)功率或持久功率。顯然，車用柴油機(jī)對(duì)功率要求較高，而船用柴油機(jī)對(duì)可靠性要求較高。
1 前 言
1.1 研究目的和意義
柴油機(jī)的技術(shù)性能指標(biāo)取決于各工作參數(shù)，而其工作參數(shù)又取決于其結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且柴油機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)之間存在著有機(jī)的內(nèi)在聯(lián)系。一個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)變化，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)隨之改變。通過對(duì)整機(jī)的布局、實(shí)際循環(huán)熱計(jì)算、動(dòng)力計(jì)算、增壓器的選擇和對(duì)柴油機(jī)配氣系統(tǒng)、供油系統(tǒng)、潤(rùn)滑系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、起動(dòng)系統(tǒng)的了解與掌握，能夠找出影響柴油機(jī)的動(dòng)力性能指標(biāo)、經(jīng)濟(jì)性能指標(biāo)、運(yùn)轉(zhuǎn)性能指標(biāo)和可靠性耐久性指標(biāo)的主要參數(shù)以及各結(jié)構(gòu)參數(shù)之間的最佳配合狀態(tài)。
內(nèi)燃機(jī)是目前世界上應(yīng)用范圍最廣、熱效率最高的熱動(dòng)力機(jī)械，廣泛應(yīng)用于國(guó)民經(jīng)濟(jì)和國(guó)防的各個(gè)領(lǐng)域，占有重要地位。近年來，隨著能源問題和環(huán)境問題的日益突出，對(duì)內(nèi)燃機(jī)性能的要求越來越高，尤其是在交通運(yùn)輸領(lǐng)域，隨著人們環(huán)保意識(shí)的加強(qiáng)以及能源形勢(shì)的變化，如何提高柴油機(jī)的效率、改善柴油機(jī)的排放已經(jīng)越來越受到人們的重視，對(duì)柴油機(jī)整機(jī)進(jìn)行研究是解決這個(gè)問題的最有效途徑。
大多數(shù)人認(rèn)為, 柴油機(jī)黑煙滾滾, 污染嚴(yán)重。其實(shí)這是一個(gè)誤解, 之所以會(huì)這樣, 與柴油機(jī)技術(shù)落后有著不可分割的關(guān)系。隨著柴油機(jī)技術(shù)的進(jìn)步, 環(huán)保性能已大有改善。自1998年以來, 新型公路用柴油機(jī)的顆粒物排放量已降低了83%, 氮氧化物的排放量也已降低了63%, 達(dá)到歐洲3號(hào)或歐洲4號(hào)排放標(biāo)準(zhǔn)的柴油發(fā)動(dòng)機(jī)已經(jīng)基本消除了黑煙。這主要得益于90年代以來柴油機(jī)技術(shù)的不斷創(chuàng)新與發(fā)展。
1.2 國(guó)內(nèi)外研究及發(fā)展現(xiàn)狀
發(fā)動(dòng)機(jī)柴油化已成為當(dāng)今汽車行業(yè)不可阻擋的發(fā)展趨勢(shì), 與汽油發(fā)動(dòng)機(jī)相比, 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)具有優(yōu)良的燃油經(jīng)濟(jì)性能和很大的排放性能改進(jìn)潛力。
重型汽車中, 歐洲、美國(guó)和日本已經(jīng)實(shí)現(xiàn)100% 柴油化；商用汽車中, 歐洲和美國(guó)都達(dá)到了90%, 日本為38%；轎車中歐洲達(dá)33%, 日本是9%。在大眾3L 路波柴油轎車開發(fā)成功以后, 世界上許多大汽車公司在3L以上轎車上使用了柴油發(fā)動(dòng)機(jī)。
中國(guó)的車用動(dòng)力柴油化也得到長(zhǎng)足的發(fā)展。按照2000年實(shí)際銷售統(tǒng)計(jì), 在重型汽車中柴油化已經(jīng)接近100% , 大型客車達(dá)到90%。如果視農(nóng)用運(yùn)輸車為一種低檔的“汽車”的話, 該領(lǐng)域柴油化也已經(jīng)達(dá)到100%。按照國(guó)外商用車的概念, 2000年我國(guó)商用車的柴油化率約為40%。當(dāng)然, 這是按照2000年車輛實(shí)際銷售數(shù)量計(jì)算的, 即在新銷售的動(dòng)力車中使用柴油發(fā)動(dòng)機(jī)車輛所占的比重,如果以柴油機(jī)為動(dòng)力的車輛與社會(huì)車輛總保有量之比來計(jì)算, 我國(guó)的車用動(dòng)力柴油化的比例要低一些。
我國(guó)柴油機(jī)產(chǎn)業(yè)自20世紀(jì)80年代以來有了較快的發(fā)展，2006年，已有車用發(fā)動(dòng)機(jī)生產(chǎn)企業(yè)60多家，車用發(fā)動(dòng)機(jī)生產(chǎn)能力600多萬臺(tái)，其中汽油機(jī)450萬臺(tái)左右，柴油機(jī)150萬臺(tái)左右。近十年來，我國(guó)在車用柴油機(jī)生產(chǎn)方面也取得了較快的發(fā)展，雖然我國(guó)現(xiàn)有的車用發(fā)動(dòng)機(jī)的生產(chǎn)能夠基本滿足輕型車和重型車的需要，但仍然缺少技術(shù)含量高的產(chǎn)品，還缺少城市交通用的低排放車用柴油機(jī)，適合于轎車配套用的柴油機(jī)也極少。我國(guó)現(xiàn)生產(chǎn)的車用柴油機(jī)就其技術(shù)來源而言，引進(jìn)系列和自主開發(fā)系列基本上是平分秋色。但從發(fā)展來看，引進(jìn)機(jī)型將會(huì)進(jìn)一步增加，而自主開發(fā)機(jī)型將會(huì)因?yàn)樾阅苈浜蠖鸩綔p少。從總體上講，我國(guó)柴油機(jī)產(chǎn)品的技術(shù)水平與國(guó)際先進(jìn)水平相比還有一定的差距，引進(jìn)的產(chǎn)品只相當(dāng)于國(guó)際90年代初期水平，自主開發(fā)的產(chǎn)品也就相當(dāng)于國(guó)際50年代中期水平。柴油機(jī)以其經(jīng)濟(jì)性好、排放低和轉(zhuǎn)矩大等優(yōu)勢(shì)，在車用動(dòng)力方面有很大的發(fā)展?jié)摿Α?guó)外大中型汽車基本上都用柴油機(jī)，而我國(guó)重型車動(dòng)力以柴油機(jī)為主，中型和輕型車還有較大比例的汽油機(jī)，轎車類仍然是汽油機(jī)一統(tǒng)天下。
從全球的角度來看，車用柴油機(jī)的競(jìng)爭(zhēng)一直十分激烈，因而促進(jìn)了其技術(shù)的不斷創(chuàng)新和發(fā)展。為了滿足市場(chǎng)需求、擴(kuò)大市場(chǎng)占有率、增強(qiáng)競(jìng)爭(zhēng)實(shí)力，近幾年世界各大汽車廠、車用柴油機(jī)制造商競(jìng)相推出了一批新研制或改進(jìn)提高的產(chǎn)品或技術(shù)，這些新產(chǎn)品或新技術(shù)基本上體現(xiàn)了車用柴油機(jī)的發(fā)展方向。電控噴射技術(shù)，共軌燃油噴射系統(tǒng)，可變氣門正時(shí)系統(tǒng)，渦輪增壓中冷技術(shù)，混合動(dòng)力，代用燃料等諸多方面。
1.3 研究?jī)?nèi)容和方法
本論文主要研究的內(nèi)容是135型車用柴油機(jī)總體設(shè)計(jì)，包括各個(gè)系統(tǒng)零件的設(shè)計(jì)選擇。通過實(shí)際循環(huán)熱計(jì)算、動(dòng)力計(jì)算，得到135型柴油機(jī)的各個(gè)特性曲線。通過對(duì)整機(jī)的布局、對(duì)柴油機(jī)配氣系統(tǒng)、供油系統(tǒng)、潤(rùn)滑系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、起動(dòng)系統(tǒng)的了解與掌握，找出影響柴油機(jī)的動(dòng)力性能指標(biāo)、經(jīng)濟(jì)性能指標(biāo)、運(yùn)轉(zhuǎn)性能指標(biāo)和可靠性耐久性指標(biāo)的主要參數(shù)以及各結(jié)構(gòu)參數(shù)之間的最佳配合狀態(tài)。
2 135柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算
在柴油機(jī)設(shè)計(jì)開始階段，根據(jù)選定的參數(shù)進(jìn)行工作過程熱計(jì)算，其主要作用有：
1) 對(duì)柴油機(jī)的動(dòng)力性能和經(jīng)濟(jì)性能參數(shù)起一定的校核作用；提供柴油機(jī)主要熱力參數(shù)之間相互關(guān)系的簡(jiǎn)單計(jì)算方法。
2) 提供在設(shè)計(jì)階段零部件強(qiáng)度計(jì)算的依據(jù)。
3) 為柴油機(jī)的性能改進(jìn)提供初步的理論依據(jù)。
2.1 柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算已知參數(shù)
135柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算的已知參數(shù)見表2-1所示。
三缸柴油機(jī)設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)
項(xiàng) 目
數(shù) 據(jù)
環(huán)境壓力P0
0.1013 MPa
環(huán)境溫度T0
293 K
幾何壓縮比ε
16.5
過量空氣系數(shù)α
1.57
殘余廢氣系數(shù)γγ
0.02
殘余廢氣溫度Tr
720 K
最大燃燒壓力Pz
7.6 MPa
Z點(diǎn)熱利用系數(shù)ξz
0.70
B點(diǎn)熱利用系數(shù)ξb
0.85
燃燒室掃氣系數(shù)ψ
1.12
燃油重量成分
C=0.87 H=0.126 O=0.004
燃油低熱值Hu
42286 KJ/kg
額定功率
50 KW
計(jì)算轉(zhuǎn)速
1500 rpm
基本結(jié)構(gòu)
三缸、立式、四沖程、蒸發(fā)水冷、
2.2 135柴油機(jī)工作過程熱計(jì)算
本章對(duì)135柴油機(jī)工作過程進(jìn)行熱計(jì)算，分以下七個(gè)部分：1) 一般參數(shù)計(jì)算；2) 進(jìn)排氣過程計(jì)算；3) 壓縮終點(diǎn)參數(shù)計(jì)算；4) 燃燒過程計(jì)算；5) 膨脹終點(diǎn)參數(shù)計(jì)算；6) 指示參數(shù)計(jì)算；7) 有效參數(shù)計(jì)算。
2.2.1 一般參數(shù)的計(jì)算
一、氣缸工作容積(L)
==1.4306L
二、燃燒室容積(L)
L
三、理論空氣量
kg
四、新鮮空氣量
=24.31kg
五、燃燒產(chǎn)物量
==24.34kg
六、理論分子變更系數(shù)
=1.001
七、實(shí)際分子變更系數(shù)
=1.001
2.2.2 進(jìn)排氣過程計(jì)算
一、排氣壓力(kPa)
=110kpa
二、缸內(nèi)排溫K
三、進(jìn)氣終點(diǎn)壓力(kPa)
kPa
四、進(jìn)氣終點(diǎn)溫度(K)
K
五、沖量系數(shù)
六、柴油機(jī)總空氣流量(kg/h)
=49.17g/s=177kg/h
2.2.3 壓縮終點(diǎn)參數(shù)計(jì)算
一、壓縮終點(diǎn)壓力(kPa)
kPa≈4.5MPa
二、壓縮終點(diǎn)溫度(K)
K
2.2.4 燃燒過程的計(jì)算
一、壓力升高比
二、最高燃燒溫度(K)
式中—燃燒終點(diǎn)時(shí)的熱量利用系數(shù)；—燃料低熱值(kJ/kg)；,—燃燒產(chǎn)物和新鮮空氣的平均等壓摩爾比熱容(kJ/kg×mol×K)
=14687.8
≈1770K
三、初期膨脹比
四、燃燒終點(diǎn)氣缸容積
L
2.2.5 膨脹終點(diǎn)參數(shù)的計(jì)算
一、膨脹終點(diǎn)壓力
kPa
式中
二、膨脹終點(diǎn)溫度
K
2.2.6 指示參數(shù)的計(jì)算
一、平均指示壓力
=729.4kPa
二、指示功率
kW
三、指示熱效率
=40.3%
四、指示油耗
=202.6g/(kW×h)
2.2.7 有效參數(shù)的計(jì)算
一、機(jī)械效率
=83.8%
二、平均有效壓力
=611kPa
三、有效熱效率
=0.338
四、有效比油耗
=242g/(kW×h)
2.3 平均有效壓力
柴油機(jī)在額定功率時(shí)的平均有效壓力是表示柴油機(jī)整個(gè)工作過程完善性和熱力過程強(qiáng)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(jī)械效率、進(jìn)氣壓力和溫度以及柴油機(jī)的冷卻方式與沖程數(shù)。
是標(biāo)志柴油機(jī)熱力循環(huán)進(jìn)行的有效性、結(jié)構(gòu)合理性和制造完善性的綜合指標(biāo)。
平均有效壓力：
2.4 活塞平均速度
柴油機(jī)的額定轉(zhuǎn)速和活塞平均速度指柴油機(jī)在額定功率時(shí)的轉(zhuǎn)速和活塞平均速度。活塞平均速度也是決定柴油機(jī)高速性的指標(biāo)。提高柴油機(jī)的額定轉(zhuǎn)速與活塞平均速度是提高柴油機(jī)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(jī)的單位體積功率。
一、對(duì)性能的影響
當(dāng)其他參數(shù)不變化時(shí)，與柴油機(jī)功率成正比。但是當(dāng)柴油機(jī)結(jié)構(gòu)不變時(shí)，進(jìn)排氣阻力與成正比，在柴油機(jī)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(dǎo)致的下降。
二、對(duì)熱負(fù)荷的影響
柴油機(jī)氣缸內(nèi)單位時(shí)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(fù)荷與成正比。即熱負(fù)荷隨的增大而增大。如果當(dāng)過大時(shí)，可能造成熱負(fù)荷過大，甚至造成發(fā)動(dòng)機(jī)因?yàn)闊嶝?fù)荷超過極限，使發(fā)動(dòng)機(jī)不能正常工作[9,10]。
三、對(duì)磨損和壽命的影響
柴油機(jī)氣缸活塞組由氣壓引起的磨損速率可認(rèn)為與摩擦功率成正比，即隨提高，柴油機(jī)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(dòng)機(jī)的功率提高，但活塞組的熱負(fù)荷和曲柄連桿機(jī)構(gòu)的慣性負(fù)荷增大，磨損加劇，壽命下降。同時(shí)由于進(jìn)排氣流量增大，進(jìn)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(dāng)。首先是對(duì)于給定工作容積的柴油機(jī)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(dǎo)致活塞環(huán)和氣缸壁在表面間不能建立起有效的潤(rùn)滑油膜而使摩擦加劇。
活塞平均速度：
2.5 行程缸徑比
對(duì)柴油機(jī)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(shí)，應(yīng)注意三個(gè)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(shè)計(jì)且使整臺(tái)柴油機(jī)的尺寸最為緊湊。
當(dāng)每一氣缸工作容積一定時(shí)，應(yīng)采用較小的值。其優(yōu)點(diǎn)為：
1. 可相應(yīng)地提高柴油機(jī)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(jī)的高度，因而可以減小外形尺寸并相應(yīng)地減輕重量。
3. 由于柴油機(jī)曲柄半徑減小，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(yīng)力狀態(tài)改善。同時(shí)，連桿也可以短一些，這對(duì)其強(qiáng)度和剛度都有利。
4. 由于柴油機(jī)氣缸直徑的增大，氣缸蓋上的氣道和配氣機(jī)構(gòu)的安排較容易。
然而，當(dāng)采用較小的值時(shí)，由于氣缸直徑的增大，熱負(fù)荷、機(jī)械負(fù)荷和噪聲都加大。同時(shí)，由于單列式柴油機(jī)的長(zhǎng)度主要決定于氣缸直徑，所以對(duì)于一般直列式來說長(zhǎng)度將增大。此外，較小的值對(duì)燃燒室設(shè)計(jì)不利，而且對(duì)直流式換氣的換氣品質(zhì)將變壞。因此，在選定值時(shí)必須適當(dāng)。[1]
行程：
所以
3 配氣機(jī)構(gòu)總體設(shè)計(jì)
配氣機(jī)構(gòu)的任務(wù)是實(shí)現(xiàn)換氣過程，即根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)工作次序定時(shí)開啟和關(guān)閉進(jìn)、排氣門，以保證氣缸排除廢氣和吸進(jìn)新鮮空氣。其要求為：
1. 進(jìn)排氣門的時(shí)面值足夠大，泵氣損失小。
2. 振動(dòng)、噪聲較小，并且工作可靠和耐磨。
3. 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊。
應(yīng)該指出，同時(shí)滿足這三個(gè)要求是比較困難的。因此在設(shè)計(jì)時(shí)必須根據(jù)具體情況綜合考慮，有所側(cè)重，盡可能合理滿足這些要求。
3.1 氣門數(shù)目、布置和驅(qū)動(dòng)
本設(shè)計(jì)采用每缸一進(jìn)一排兩氣門的設(shè)計(jì)方案，氣門的驅(qū)動(dòng)采用凸輪軸—挺柱—推桿—搖臂—?dú)忾T機(jī)構(gòu)。
3.2 凸輪軸的布置和傳動(dòng)
目前，除強(qiáng)化強(qiáng)度特別高的發(fā)動(dòng)機(jī)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(shí)應(yīng)考慮以下原則：
1. 決定凸輪軸橫向尺寸和位置時(shí)，應(yīng)保證不與曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)軌跡相碰，并盡可能靠近氣缸中心線，以便減小機(jī)體和發(fā)動(dòng)機(jī)寬度。
2. 在決定凸輪軸高度位置時(shí)，應(yīng)保證曲軸對(duì)凸輪軸的傳動(dòng)，并要求配氣機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)也比較簡(jiǎn)便。
3. 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速較高時(shí)，為了減小氣門傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量，可將凸輪軸位置移動(dòng)到氣缸體上部，有凸輪軸經(jīng)過挺柱直接驅(qū)動(dòng)搖臂而省去推桿。[1]
綜合考慮上述要求，本次設(shè)計(jì)的135柴油機(jī)的凸輪軸采用下置式。
根據(jù)具體布置方案與有關(guān)參數(shù)來選擇現(xiàn)有內(nèi)燃機(jī)工作可靠的機(jī)件，一方面使機(jī)件通用化，降低成本，便于維修，另一方面省去新機(jī)件的研制工作，縮短整個(gè)內(nèi)燃機(jī)的研制時(shí)間。
圖4-1 柴油機(jī)配氣系統(tǒng)
1-鎖緊環(huán) 2、11－搖臂軸彈簧 3－搖臂軸 4、9－搖臂 5－搖臂調(diào)整螺釘 6－調(diào)整螺母 7、14、24、27－螺栓 8－墊圈 10－搖臂支撐架 12－支撐架雙頭螺栓 13－螺母 15－彈簧墊圈 16－搖臂挺柱 17－推桿 18－氣門蓋帽 19－鎖片 20－彈簧支撐座 21、22－氣門彈簧 23－氣門 25－正時(shí)齒輪平墊圈 26、28－止推板 29－半圓鍵 30－凸輪軸 31－密封塞 32－凸輪軸軸承
3.3 配器系統(tǒng)設(shè)計(jì)
配氣系統(tǒng)由氣門組、驅(qū)動(dòng)組、傳動(dòng)組、減壓機(jī)構(gòu)和進(jìn)排氣系統(tǒng)組成。如圖4-1。
配氣機(jī)構(gòu)的功用是按照發(fā)動(dòng)機(jī)每一氣缸內(nèi)所進(jìn)行的工作循環(huán)和發(fā)火次序的要求，定時(shí)開啟和關(guān)閉各氣缸的進(jìn)、排氣門，使新鮮沖量的空氣得以及時(shí)進(jìn)入氣缸，廢氣得以及時(shí)從氣缸排出；在壓縮與膨脹過程中，保證燃燒室的密封。
圖4-2 傳動(dòng)齒輪裝置圖
配氣相位的選定：進(jìn)氣門提前角為：15°（一般范圍為10°-30°），遲后角45°（一般范圍為40°-60°），持續(xù)角300°；
排氣門提前角：45°（一般范圍為40°-60°），遲后角15°（一般范圍為10°-30°），持續(xù)角300°。氣門重疊49°。
3.3.1 氣門組
包括氣閥、氣門導(dǎo)管、氣門座、氣門彈簧、氣門彈簧座、氣門鎖片。（如圖4-3所示）
圖4-3氣門總成
⑴氣門導(dǎo)管
氣門導(dǎo)管的作用是：導(dǎo)向，保證氣門與氣門座之間的密封；承受氣門運(yùn)動(dòng)時(shí)所產(chǎn)生的側(cè)壓力；將氣門的部分熱量散出。
增壓柴油機(jī)的進(jìn)氣門導(dǎo)管內(nèi)孔上端有9°錐角，以加強(qiáng)進(jìn)氣門桿和導(dǎo)管孔及氣門與氣門座之間的潤(rùn)滑。氣門導(dǎo)管采用減磨性能好的灰鑄鐵。其內(nèi)孔的粗糙度不能太低，這樣可保證在配合面上有一定數(shù)量的潤(rùn)滑油，防止熔著磨損。進(jìn)氣門桿與導(dǎo)管之間的間隙為0.06mm，排氣門桿與導(dǎo)管之間的間隙為0.08mm。
⑵氣門彈簧
氣門彈簧的材料選擇65Mn，其特點(diǎn)是機(jī)械性能高，耐疲勞和耐沖擊韌性好，表面脫碳傾向小，高溫穩(wěn)定性好，但價(jià)格較貴。噴丸處理可使其疲勞強(qiáng)度提高20～70%，此外還應(yīng)對(duì)氣門彈簧表面進(jìn)行氧化、鍍鋅、磷化等耐腐防銹處理。
采用彈簧鋼絲制成圓柱形螺旋彈簧，它的一端支撐在汽缸蓋的相應(yīng)凹槽內(nèi)，另一端壓在與氣門桿端連接的彈簧座上，兩根彈簧的繞轉(zhuǎn)方向不同，這樣可以防止共振而且保證萬一個(gè)彈簧折斷時(shí)另一彈簧仍支住氣門不至落入氣缸內(nèi)。
3.3.2 進(jìn)排氣門設(shè)計(jì)
氣門材料選擇4Cr10Si2Mo，具有較高的耐高溫強(qiáng)度和良好的耐磨性，耐蝕性較好，熱膨脹系數(shù)小，切削性能也好，但它的導(dǎo)熱性差些。為了更大的提高氣門的耐熱、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(jìn)行鍍鉻等化學(xué)處理。
為了獲得最佳容積效率，氣門頭部直徑通常是越大越好，但因受燃燒室間的限制，進(jìn)氣門直徑為氣缸直徑的42～48 %。即48mm。一般來說，考慮到吸氣作用，進(jìn)氣門直徑要比排氣門大15～20 %，以改善充氣效率，即 39mm.。通常允許氣門頭部外圓伸出已精加工的氣門座之外約0. 5～1. 0mm，氣門盤外圓通常為氣口直徑的1. 15 倍，這樣可以使氣門座有足夠的寬度以利于氣門頭的傳熱。進(jìn)氣門直徑48mm，排氣門直徑40mm。
氣門錐角45°，這樣有利于提高氣門的剛度，當(dāng)氣門落座時(shí)有良好的自位作用，而且氣門與氣門座之間座合壓力較大，有利于傳熱和密封。進(jìn)、排氣門閥盤厚δ=4.5mm，進(jìn)氣門頭部直徑與桿部直徑的比值一般為(4. 5～5. 5) ：1 ；所以取進(jìn)氣門桿部直徑d =8mm排氣門桿部直徑為7mm，頭部厚度t = 4.5mm，通常氣門桿部長(zhǎng)度為進(jìn)氣門盤外圓的2.5～3.5 倍，或者為氣缸直徑為1.1～1.3 倍，所以取h = 110mm。氣門冷間隙：進(jìn)氣門為0.30mm，排氣門0.35mm，熱間隙：進(jìn)氣門0.20mm，排氣門0.20mm。
3.3.3 氣門傳動(dòng)組
包括凸輪軸、正時(shí)齒輪、挺柱、導(dǎo)管、推桿、搖臂及搖臂軸。135柴油機(jī)的配氣機(jī)構(gòu)為下置式。下置式凸輪軸的突出優(yōu)點(diǎn)是凸輪軸與曲軸相距較近，凸輪軸可通過齒輪直接驅(qū)動(dòng)，使二者之間的傳動(dòng)裝置可以簡(jiǎn)化，有利于柴油機(jī)的整體布置。它可以保證使進(jìn)、排氣門能按配氣相位規(guī)定的時(shí)刻開閉，且具有足夠的開度。凸輪軸通過挺柱、推桿、搖臂驅(qū)動(dòng)氣門。凸輪軸與曲軸間的定時(shí)傳動(dòng)關(guān)系，靠傳動(dòng)齒輪上的記號(hào)來保證。氣門與氣門座的配合面要求密封好，氣門開啟時(shí)要求對(duì)氣流的阻力要小，氣門處在高溫（排氣門溫度達(dá)到900～1000℃，進(jìn)氣門溫度達(dá)300～400℃），冷卻和潤(rùn)滑困難的條件下工作，因而要求耐熱和耐磨。
氣門由頭部和桿部組成，進(jìn)氣門采用一般的合金鋼制造，氣門頭部采用簡(jiǎn)單的平頂結(jié)構(gòu),氣門與氣門座之間的配合面做成錐面，使接觸良好，防止漏氣。密封錐面的錐角一般做成45°氣門頭部到氣門桿的過度圓弧一般比較大，以減少氣流阻力。同時(shí)也增加強(qiáng)度，改善頭部的散熱。
圖４—５ 氣門搖臂
門導(dǎo)管中往復(fù)運(yùn)動(dòng)，其表面經(jīng)過磨光以提高耐磨性。
1 門挺柱
常用鋼或鑄鐵制造，工作表面經(jīng)熱處理提高硬度后精磨，使表面光潔尺寸精確。進(jìn)氣門挺柱上有環(huán)形槽，氣門挺柱底面是平的，為使工作表面均勻，氣門挺柱軸線相對(duì)凸輪軸線偏移1～3mm，使氣門挺柱旋轉(zhuǎn)，挺柱的配合間隙在0.02～0.08mm范圍內(nèi)，如圖4-4。
⑵氣門推桿
由空心鋼管制造，空心桿兩端焊有不同形狀的端頭,
上端是凹球形，氣門搖臂調(diào)節(jié)螺釘?shù)那蝾^落在其中，下端是圓形，插在氣門挺柱的凹球形座內(nèi)，上下兩端都用鋼制成，并經(jīng)過熱處理。
2 門搖臂
采用鋼模鍛成，氣門搖臂兩端的長(zhǎng)短不等，長(zhǎng)短的比值約為1.6左右，長(zhǎng)臂端用于推動(dòng)氣門桿端，這樣在一定的氣門開度下，可以減少凸輪的最大升程。長(zhǎng)臂端與氣門桿端接觸部位經(jīng)熱處理后磨光，氣門搖臂中心孔中裝有青銅襯套。
4 氣門組的設(shè)計(jì)
4.1 氣門的結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì)
氣門主要由桿部和頭部?jī)刹糠纸M成。圖1所示為氣門的基本結(jié)構(gòu)及名稱。
圖4.1 氣門的基本結(jié)構(gòu)及名稱
1—?dú)忾T頭部 2—?dú)忾T桿部 3—?dú)忾T徑部 4—鎖夾槽 5—?dú)忾T桿端面
6—?dú)忾T錐面 7—?dú)忾T頭部端面 Dv—?dú)忾T頭部直徑 d0—?dú)忾T桿直徑
—?dú)忾T頭厚度 R—?dú)忾T頸部圓弧半徑 —?dú)忾T錐面斜角
一、氣門頭部的設(shè)計(jì)
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(dǎo)熱性能以及制造成本等，同時(shí)以關(guān)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(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工藝性好、受熱面小，具有一定的剛度，基本上能滿足進(jìn)、排氣門的工作要求，因此在多種類型的柴油機(jī)中得到了廣泛應(yīng)用。本次設(shè)計(jì)的135柴油機(jī)采用平底型氣門[2]。
2. 氣門頭部直徑
增大進(jìn)、排氣的流通斷面是減少進(jìn)排氣阻力，提高充量的途徑，同時(shí)氣門頭部直徑的選擇還應(yīng)考慮到燃燒室的型式，汽缸蓋進(jìn)、排氣門的布置，氣道之間冷卻水套的設(shè)計(jì)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(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)中冊(cè)[1]中參考公式：
根據(jù)缸徑D=135mm，代入上式得：mm mm
考慮燃燒室、噴油器和缸蓋螺栓等多方面因素，本設(shè)計(jì)取
3. 氣門錐面斜角
氣門錐面斜度一般為30°和45°兩種。在設(shè)計(jì)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(duì)于進(jìn)氣門的斜角，考慮到制造和維修的方便，一般在非增壓柴油機(jī)中也取45°。因此，在本次135柴油機(jī)的設(shè)計(jì)中，進(jìn)、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0.25～0.50倍，多數(shù)情況下進(jìn)氣門的頸部圓弧半徑R可取進(jìn)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9.5mm[1]。
4. 氣門頭部厚度及錐面寬度的確定
（1）氣門頭部厚度設(shè)計(jì)原則：氣門頭部厚度的設(shè)計(jì)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(huì)引起變形，變形過大會(huì)引起氣門的密封性下降，錐面磨損增加。
參考柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)中冊(cè)[1]，氣門頭部厚度的公式為：
=（0.10～0.12）
因此，對(duì)于進(jìn)氣門，=(0.10～0.12)38=3.8～4.56，取=4.5mm；
對(duì)于排氣門，=(0.10～0.12)32=3.2～3.84，取=3.5mm。
（2）氣門錐面寬度b的設(shè)計(jì)原則：由于氣門的大部分熱量是經(jīng)密封帶導(dǎo)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(huì)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1.5～3.0毫米之間。
參考柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)，氣門錐面寬度b的公式為：
b＝(0.9～1.05)
因此，對(duì)于進(jìn)氣門，b＝(0.9～1.05)4.5=4～4.7，取b=4.2mm；
對(duì)于進(jìn)氣門，b＝(0.9～1.05)3.5=3.15～3.675，取b=3.2mm。
5.氣口直徑的確定
進(jìn)氣口直徑：d1=(0.37～0.46)D=31.45～39.1，本設(shè)計(jì)取進(jìn)氣口直徑d1=32，
排氣口直徑：d2=(0.33～0.37)D=27.2～31.45，本設(shè)計(jì)取進(jìn)氣口直徑d2=28。
二、氣門桿部的設(shè)計(jì)
1. 氣門桿直徑的設(shè)計(jì)
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(dǎo)管運(yùn)動(dòng)時(shí)側(cè)向力大小。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，氣門桿徑取為頭部外徑的16～25%?？紤]到加工和維修的方便，一般進(jìn)、排氣門桿直徑相等。因此，本次設(shè)計(jì)的135柴油機(jī)氣門桿直徑為：3816%～3225%=6.08～8，在此取氣門的桿直徑為：d0=8mm。
2. 氣門桿長(zhǎng)度的設(shè)計(jì)
氣門桿長(zhǎng)度L取決于氣缸蓋和氣門彈簧的設(shè)計(jì)，一般希望短些，以便降低發(fā)動(dòng)的總高度，減小氣門重量。
根據(jù)柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)，氣門桿長(zhǎng)度L的設(shè)計(jì)公式為：
=(2.5～3.5)
4.2 氣門材料的選擇
在氣門材料的選擇必須考慮到其工作溫度、腐蝕情況、沖擊載荷以及氣門桿桿部與端面的耐磨等因素。綜合考慮到氣門的溫度和沖擊載荷的限制，在本次135柴油機(jī)的設(shè)計(jì)中，因其適用于運(yùn)輸車輛中，所以其負(fù)荷較高，因此，取進(jìn)氣門取材料為40Cr，排氣門取材料為4Cr9Si2Mn[1]。
4.3 氣門導(dǎo)管的設(shè)計(jì)
氣門桿工作時(shí)在導(dǎo)管中滑動(dòng)，使導(dǎo)管承受側(cè)向壓力，并且氣門的部分熱量也從導(dǎo)管中逸出。導(dǎo)管與氣門這對(duì)摩擦副由于靠近氣門頭部，所以溫度較高，潤(rùn)滑油易結(jié)炭，但供給摩擦副的潤(rùn)滑油又不能過多，以免流入燃燒室，因此要求導(dǎo)管在潤(rùn)滑較差的情況下能耐磨。近年來，我國(guó)開始廣泛應(yīng)用鐵基粉末冶金導(dǎo)管，在不良的潤(rùn)滑條件下，工作可靠、磨損小，同時(shí)工藝性好、造價(jià)低。
導(dǎo)管的外表面一般都設(shè)計(jì)成光滑的圓柱，沒有任何凸臺(tái)，以便無心磨床的加工。導(dǎo)管的長(zhǎng)度取決于氣缸蓋的布置，只要位置允許，應(yīng)盡量長(zhǎng)些，最好不要小于氣門桿直徑的6倍，以減小對(duì)導(dǎo)管的側(cè)壓力，并有利于氣門的導(dǎo)向和散熱。
導(dǎo)管與氣門桿的配合間隙應(yīng)認(rèn)真選擇，間隙過大則散熱不良，同時(shí)氣門在導(dǎo)管中易擺動(dòng)、沖擊，使氣門和氣門座磨損不均勻而造成漏氣、漏油，這種滲漏甚至使氣門頭部燒損。間隙過小對(duì)氣門座偏心的的補(bǔ)償能力下降，還會(huì)因氣門桿受熱而卡在導(dǎo)管中。進(jìn)、排氣門工作條件不同，所取間隙也不同，一般進(jìn)氣門取氣門桿直徑的0.005～0.01倍，排氣門取氣門桿直徑的0.008～0.012倍。
在本次設(shè)計(jì)的135柴油機(jī)中，氣門導(dǎo)管長(zhǎng)度取l≥6d0=68=48mm。綜合考慮，在此取l=50mm。間隙值為：
進(jìn)氣門：（0.005～0.01）8=0.04～0.08mm
排氣門：（0.008～0.012）8=0.064～0.096mm
4.4 曲軸的設(shè)計(jì)
曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩（扭矩和彎矩）共同作用下工作的，使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲，產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài)。曲軸形狀復(fù)雜，應(yīng)力集中現(xiàn)象相當(dāng)嚴(yán)重，特別在曲軸至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤(rùn)滑油孔附近以及加工粗糙的部位應(yīng)力集中現(xiàn)象尤為突出。
曲軸各軸頸在很高的比壓下，以很大的相當(dāng)速度在軸承中發(fā)生滑動(dòng)摩擦。這些軸承在實(shí)際變工況運(yùn)轉(zhuǎn)條件下并不總能保證液體摩擦，故設(shè)計(jì)曲軸時(shí)，要使其各摩擦表面耐磨性，各軸頸應(yīng)具有足夠的承壓面積，同時(shí)給予盡可能好的工作條件。曲軸是曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的中心環(huán)節(jié)，其剛度亦很重要。由于內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速較高，同時(shí)要求其質(zhì)量較輕。故曲軸在強(qiáng)度、剛度、耐磨、輕巧上都有要求，但它們之間又存在相互矛盾。
4.4.1曲軸的材料及結(jié)構(gòu)
曲軸是發(fā)動(dòng)機(jī)中承受沖擊載荷、傳遞動(dòng)力的重要零件，在發(fā)動(dòng)機(jī)五大件中最難以保證加工質(zhì)量。目前車用發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸材質(zhì)有球墨鑄鐵和鋼兩類。由于球墨鑄鐵的切削性能良好，可獲得較理想的結(jié)構(gòu)形狀，并且和鋼質(zhì)曲軸一樣可以進(jìn)行各種熱處理和表面強(qiáng)化處理來提高曲軸的抗疲勞強(qiáng)度、硬度和耐磨性。球墨鑄鐵曲軸成本只有調(diào)質(zhì)鋼曲軸成本的1/3左右，所以球墨鑄鐵曲軸在國(guó)內(nèi)外得到了廣泛應(yīng)用。
曲軸從整體結(jié)構(gòu)上看，可以分為整體式和組合式。隨著復(fù)雜結(jié)構(gòu)鑄造技術(shù)的進(jìn)步，現(xiàn)代內(nèi)燃機(jī)幾乎全部采用整體式曲軸。從支撐方式看，曲軸有全支持結(jié)構(gòu)和浮動(dòng)支撐結(jié)構(gòu)。但本次設(shè)計(jì)為單缸高速發(fā)動(dòng)機(jī),用于大型雙缸車，故曲軸需采用組合式和全支撐結(jié)構(gòu)。
由于曲軸采用組合式，故選用鍛造制造。鋼制曲軸除少數(shù)應(yīng)用鑄鋼外，絕大多數(shù)采用鍛造。鍛造曲軸的材料有碳素鋼和合金鋼。本次設(shè)計(jì)曲軸采用鍛造制造，選用45號(hào)碳鋼模鍛曲軸，但曲軸在鍛造后應(yīng)進(jìn)行第一次熱處理（退火或正火），在精磨前應(yīng)進(jìn)行第二次熱處理（調(diào)質(zhì)）以改善鋼的機(jī)械性能并能提高周靜表面硬度。對(duì)軸頸表面、圓角和油孔邊緣應(yīng)拋光，以提高曲軸的疲勞強(qiáng)度。
綜上所述，曲軸采用45號(hào)鋼模鍛，采用組合式結(jié)構(gòu)和全支撐式結(jié)構(gòu)。
4.4.2曲軸尺寸的設(shè)計(jì)
曲軸主要由曲軸前端（自由端）、曲拐（包括主軸頸、連桿軸頸和曲柄）和曲軸后端（功率輸出端）三個(gè)部分組成。其中曲拐的數(shù)目與氣缸數(shù)目及排列方式有關(guān)。直列式內(nèi)燃機(jī)曲軸的曲拐數(shù)與氣缸數(shù)相等。
曲軸主要尺寸如下圖6-1所示：
圖6-1 曲軸的主要尺寸圖
參考《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》（楊連生）可得到主要尺寸范圍如下表二：
表二 曲軸主要尺寸比例范圍
主要參數(shù)
比例范圍
主要參數(shù)
比例范圍
D2/D
0.60～0.65
D2/d2
0.40～0.60
L2/D
0.35～0.45
D1/D
0.65～0.75
L1/D1
0.40～0.60
b/D
0.75～1.20
h/D
0.18～0.25
曲柄銷直徑=81-87.75mm，取，D2=85mm采用滾針軸承，曲柄銷長(zhǎng)度L2與軸承寬度配合。
由于曲軸轉(zhuǎn)速高，曲柄銷與連桿大頭處采用滾針軸承，選用型號(hào)為:K35,即L2=22mm.
由比例范圍可得：L2=（0.35～0.45）D=19.6～25.2mm，取L2=22mm，符合要求。此處的主要是指與連桿大頭的配合長(zhǎng)度，由于采用組合結(jié)構(gòu)，需要與曲柄臂連接，故兩端還需各加上曲柄臂的厚度。
主軸頸采用深溝球軸承，型號(hào)為6208，由于轉(zhuǎn)速較高，故采用油潤(rùn)滑。
5 氣門彈簧的設(shè)計(jì)
5.1 氣門彈簧概述
一、氣門彈簧作用
1. 氣門關(guān)閉時(shí)，依靠彈簧彈力，使氣門壓在座圈上，起到封閉作用。
2. 彈簧使配氣機(jī)構(gòu)回位，保證配氣機(jī)構(gòu)的所有零件能夠保持正常的接觸。
3. 在負(fù)加速度段氣門彈簧的彈力要大于慣性力，防止零件發(fā)生脫離。
4. 在進(jìn)氣過程中防止排氣門被吸開。
二、工作條件與設(shè)計(jì)要求
氣門彈簧承受高頻交變載荷，工況惡劣，故需精心設(shè)計(jì)，才能使其長(zhǎng)期可靠地工作。彈簧一旦斷裂便會(huì)造成發(fā)動(dòng)機(jī)的嚴(yán)重事故。氣門彈簧的設(shè)計(jì)常常受到尺寸上的限制，因此氣門彈簧應(yīng)有合理的結(jié)構(gòu)尺寸和允許的應(yīng)力范圍，氣門彈簧應(yīng)有較高的疲勞強(qiáng)度，制造上應(yīng)保證一定的精度并盡力避免各種缺陷。
三、氣門彈簧材料的選擇
氣門彈簧在一定的工作溫度下承受交變載荷，為使彈簧能長(zhǎng)期地可靠工作，要求彈簧材料不僅有良好的機(jī)械性能，而且應(yīng)有足夠的抗應(yīng)力-溫度松弛的能力，在工作中不致產(chǎn)生過大的彈力消失現(xiàn)象[1]。
氣門彈簧材料一般為碳素彈簧鋼絲、65Mn和50CrVA彈簧鋼絲等。
在本次設(shè)計(jì)的135柴油機(jī)中，氣門彈簧材料選用油淬火-回火狀態(tài)的碳素彈簧鋼絲，其優(yōu)點(diǎn)是熱穩(wěn)定性好，可適用于較高的工作溫度[13-15]。
5.2 氣門彈簧尺寸的確定
一、彈簧中徑的選取
在本次設(shè)計(jì)的135柴油機(jī)中，采用雙氣門彈簧，則其內(nèi)彈簧中徑為：
=(0.4～0.7)=(0.4～0.7)×60=24～42 取=30mm
=(0.6～0.9)=(0.6～0.9)×60=36～54 取=40mm
式中——?dú)饪谥睆?mm) 本設(shè)計(jì)中=60mm
二、彈簧預(yù)緊力P1的確定
氣門關(guān)閉時(shí)，彈簧預(yù)緊力要保證氣門與氣門座的良好密封。
由于進(jìn)、排氣門的彈簧相同，參考柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)，得預(yù)緊力P1的公式：
預(yù)緊力=12 (kgf)，式中d1為進(jìn)氣口直徑(cm)。
在確定作用于氣門上的力P2時(shí)，考慮彈簧特性需與發(fā)動(dòng)機(jī)氣門慣性力曲線相適應(yīng)，參考柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)，P1=(0.4～0.65)P2[1]，作用于進(jìn)氣門上的力P2=2.5P1。
設(shè)計(jì)彈簧時(shí)，考慮到彈簧的最大彈力需有一定的裕量，本設(shè)計(jì)中彈簧最大彈力按照P1=18kgf計(jì)算，則P2=2.5P1=45(kgf)。
三、內(nèi)外彈簧載荷的分配
內(nèi)外彈簧載荷的分配比例一般為1:2.0到1:2.5。
本設(shè)計(jì)中內(nèi)外彈簧的載荷分配如下：
彈簧最大彈力P2 (kgf)
內(nèi)彈簧 P21=15
外彈簧 P22=30
四、彈簧鋼絲直徑的確定
彈簧計(jì)算的基本公式
（kgf/mm2） (5-1)
(mm) (5-2)
式中 ——彈簧力（kgf）；
——彈簧中徑（mm）；
——彈簧鋼絲直徑（mm）；
——彈簧有效圈數(shù)；
——彈簧材料切變模量；
——彈簧變形量（mm）；
——斷面切應(yīng)力（kgf/mm2）；
——曲度系數(shù)，考慮鋼絲橫切面上切應(yīng)力分布不均勻影響的系數(shù)。
鋼絲直徑可按公式(5-1)計(jì)算，彈簧的最大工作切應(yīng)力應(yīng)小于或等于材料的許用應(yīng)力，為便于計(jì)算，將公式改寫成如下形式：
(5-3)
式中 ——材料的許用切用力（kgf/mm2）。
內(nèi)彈簧鋼絲直徑的確定：
彈簧材料選用65Mn彈簧鋼絲，假設(shè)內(nèi)彈簧鋼絲直徑約為2.2～2.5mm，查柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表13-24得彈簧的抗拉強(qiáng)度σb=165(kgf/mm2)：
許用切應(yīng)力kfg/mm2
將上述數(shù)據(jù)代入式（5-3），得；
查柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表13-25得旋繞比=7.0；
由得，d=2.47mm，圓整到國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的鋼絲直徑：=2.5mm。
外彈簧鋼絲直徑的確定：
彈簧材料選用65Mn彈簧鋼絲，假設(shè)內(nèi)彈簧鋼絲直徑約為3.5mm，查柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表13-24得彈簧的抗拉強(qiáng)度σb=150(kgf/mm2)：
許用切應(yīng)力kfg/mm2
將上述數(shù)據(jù)代入式（5-3），得；
查柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表13-25得旋繞比=7.4；
由得，d=3.51mm，圓整到國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的鋼絲直徑：=3.5mm。
五、彈簧有效圈數(shù)和總?cè)?shù)的確定
彈簧有效圈數(shù)可從其計(jì)算公式求出
式中彈簧最大變形量;
從彈簧特性的相似三角形（如圖6-1所示），可得
彈簧預(yù)緊變形量mm
彈簧最大變形量mm
式中 ——?dú)忾T最大升程（mm），=9mm。
h
vmax
圖6-1 彈簧載荷三角形
彈簧材料切變模量G=8000 kfg/mm2
內(nèi)彈簧：=6.67，取=7圈；
=9圈
外彈簧：=4.27，取=5圈；
=7圈
5.3 氣門內(nèi)彈簧計(jì)算過程
1) 工作時(shí)，假設(shè)彈簧所受最大工作載荷為600N，工作環(huán)境有腐蝕性，故選擇材料為1Cr18Ni9，類彈簧，許用切應(yīng)力，許用彎曲應(yīng)力， 彈性模量 ，切變模量 ，此種材料耐腐蝕，耐高溫，有良好的工藝性，適用于小彈簧。
2) 選擇旋繞比 ，暫取 ，
則根據(jù)公式
計(jì)算出曲度系數(shù)
3）根據(jù)安裝空間，初定彈簧中徑，
則根據(jù)公式
計(jì)算出
4）計(jì)算彈簧絲直徑
取
5）對(duì)于壓縮彈簧，工作圈數(shù)根據(jù)公式 計(jì)算
實(shí)際工作中正常情況下 ，為保證檢測(cè)時(shí)鉆桿過度偏向一邊時(shí)的儀器的安全，這里取
彈簧內(nèi)徑
彈簧外徑
彈簧節(jié)距
彈簧自由長(zhǎng)度
因在實(shí)際安裝中，允許的空間滿足不了所設(shè)計(jì)的彈簧自由高度值，也即過大，不符合實(shí)際應(yīng)用要求，需重新設(shè)計(jì)。
重新設(shè)計(jì)如下:
重選
則 曲度系數(shù)：
彈簧絲直徑： 取
彈簧中徑：
彈簧內(nèi)徑：
彈簧外徑：
彈簧節(jié)距：
彈簧工作圈數(shù)： 取
彈簧自由長(zhǎng)度： 取
7）驗(yàn)算穩(wěn)定性：細(xì)長(zhǎng)比 符合兩端固定彈簧的選擇標(biāo)準(zhǔn)，故不需要進(jìn)行穩(wěn)定性驗(yàn)算。
8）疲勞強(qiáng)度和靜應(yīng)力強(qiáng)度的驗(yàn)算
疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算公式
已知：
由 可得
對(duì)于變應(yīng)力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)值按公式 計(jì)算，
式中：
--彈簧疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)安全系數(shù)，當(dāng)彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算和材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)精確性高時(shí)，?。?
--彈簧材料的脈動(dòng)循環(huán)剪切疲勞極限，按變載荷作用次數(shù)N，由下表查??；
表3-1 彈簧參數(shù)表
變載荷作用次數(shù)N
取
故設(shè)計(jì)合理。
1）選材：
1Cr18Ni9
2）旋繞比：取， 則
3）彈簧中徑：
4）彈簧絲直徑： 取
5）對(duì)于壓縮彈簧工作圈數(shù)根據(jù)公式 計(jì)算，其中
在實(shí)際工作中正常情況下
這里取
則 取
6）計(jì)算彈簧內(nèi)徑，外徑，節(jié)距，自由長(zhǎng)度：
彈簧內(nèi)徑
彈簧外徑
彈簧節(jié)距
彈簧自由長(zhǎng)度 取
7）驗(yàn)算穩(wěn)定性：細(xì)長(zhǎng)比 符合兩端固定彈簧的選擇標(biāo)準(zhǔn)，故不需要進(jìn)行穩(wěn)定性驗(yàn)算。
8）疲勞強(qiáng)度和靜應(yīng)力強(qiáng)度的驗(yàn)算
疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算公式
由 可得
對(duì)于變應(yīng)力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)值
按公式 演算
即 故彈簧設(shè)計(jì)合理。
大彈簧的有關(guān)參數(shù)如下表：
表3-2 彈簧參數(shù)表
參數(shù)名稱及代號(hào)
計(jì)算公式
結(jié)果
中徑
30mm
內(nèi)徑
25mm
外徑
35mm
旋繞比
6
長(zhǎng)細(xì)比
3.67
自由長(zhǎng)度
110mm
工作長(zhǎng)度
30.15mm
有效圈數(shù)
11.5圈
總?cè)?shù)
13.5圈
節(jié)距
9mm
軸向間距
4mm
展開長(zhǎng)度
1277.5mm
螺旋角
5.458°
質(zhì)量
0.203Kg
5.4 氣門彈簧的校核
5.4.1 氣門彈簧的強(qiáng)度校核
一、疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
氣門彈簧工作時(shí)承受交變載荷，故應(yīng)對(duì)其進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算。彈簧載荷在(最小工作載荷)和P2（最大工作載荷）之間循環(huán)變化，彈簧鋼絲斷面上的切應(yīng)力在和之間變化：
內(nèi)彈簧的切應(yīng)力
=kgf/mm2
=kgf/mm2
疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)N可按下式求出：
式中為彈簧材料的脈動(dòng)疲勞極限，對(duì)于常用氣門彈簧材料，=0.3。經(jīng)噴丸處理的彈簧可提高20%以上。安全系數(shù)應(yīng)不小于1.3。
kgf/mm2
則：＞1.3
因此，內(nèi)彈簧的疲勞強(qiáng)度滿足要求。
外彈簧的切應(yīng)力
=kgf/mm2
=kgf/mm2
疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)N可按下式求出：
式中為彈簧材料的脈動(dòng)疲勞極限，對(duì)于常用氣門彈簧材料，=0.3。經(jīng)噴丸處理的彈簧可提高20%以上。安全系數(shù)應(yīng)不小于1.3。
kgf/mm2
則：＞1.3
因此，外彈簧的疲勞強(qiáng)度滿足要求。
二、工作極限切應(yīng)力的校核計(jì)算
氣門彈簧在進(jìn)行安裝時(shí)，可能出現(xiàn)并圈的情況，此時(shí)彈簧承受最大靜載荷，稱為工作極限載荷，可按下式計(jì)算：
（kgf） （5-4）
相應(yīng)的彈簧鋼絲端面里的應(yīng)力稱為工作極限切應(yīng)力，可按下式計(jì)算：
（kgf/mm2） （5-5）
彈簧在工作極限載荷下應(yīng)產(chǎn)生永久變形，要求：
（kgf/mm2）
由式（5-4）和式（5-5）知
內(nèi)彈簧的工作極限切應(yīng)力
kgf/mm2
，內(nèi)彈簧的工作極限切應(yīng)力滿足要求。
外彈簧的工作極限切應(yīng)力
kgf/mm2
因此，外彈簧的工作極限切應(yīng)力滿足要求。
5.4.2 氣門彈簧的共振校核
當(dāng)彈簧的自振頻率為發(fā)動(dòng)機(jī)凸輪軸轉(zhuǎn)速的整數(shù)倍時(shí)，在氣門升程曲線某一諧波（其頻率等于彈簧自振頻率的諧波）的激發(fā)下，彈簧將發(fā)生共振，共振時(shí)噪音增加，彈簧有效彈力下降，并在彈簧鋼絲斷面上產(chǎn)生附加應(yīng)力。共振校核就是以彈簧自振頻率大于凸輪轉(zhuǎn)速倍數(shù)作為衡量彈簧共振情況的一項(xiàng)技術(shù)指標(biāo)[1]。
彈簧自振頻率按下式計(jì)算：
內(nèi)彈簧的自振頻率：
c/min
式中——彈簧鋼絲直徑（mm）；
——彈簧中徑（mm）。
一般認(rèn)為彈簧自振頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)凸輪軸最高工作轉(zhuǎn)速之比應(yīng)大于10，這樣設(shè)計(jì)的彈簧則是安全的。即
＞10
因此設(shè)計(jì)的內(nèi)彈簧是安全的。
外彈簧的自振頻率：
c/min
式中——彈簧鋼絲直徑（mm）；
——彈簧中徑（mm）。
一般認(rèn)為彈簧自振頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)凸輪軸最高工作轉(zhuǎn)速之比應(yīng)大于10，這樣設(shè)計(jì)的彈簧則是安全的。即
＞10
因此設(shè)計(jì)的外彈簧是安全的。
6 凸輪軸與氣門傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)
6.1 凸輪軸的設(shè)計(jì)
6.1.1 凸輪軸的設(shè)計(jì)要求及結(jié)構(gòu)
1. 正確配置各缸進(jìn)、排氣凸輪的位置以實(shí)現(xiàn)配氣正時(shí)，保證發(fā)動(dòng)機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。
2. 根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)總體布置的要求以及允許的彎曲變形，合理地確定其支承的軸頸數(shù)、軸頸大小和凸輪軸的最小直徑尺寸。
3. 確定恰當(dāng)?shù)牟牧虾蜔崽幚矸椒?，使其具有足夠的韌性和剛度又在凸輪和支撐軸徑的表面具有合適的硬度，確保具有良好的耐磨性[2]。
6.1.2 凸輪軸尺寸的設(shè)計(jì)
一、凸輪外形設(shè)計(jì)的任務(wù)和要求：
凸輪外形設(shè)計(jì)的任務(wù)是根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的性能要求選擇適當(dāng)?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(shí)計(jì)算出挺柱或氣門運(yùn)動(dòng)的一些重要參數(shù)，如速度、加速度、慣性力、時(shí)間面積等，以便對(duì)配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析和比較[16-18]。
一個(gè)良好的配氣凸輪，既應(yīng)使發(fā)動(dòng)機(jī)具有良好的充氣性能，又要能保證配氣機(jī)構(gòu)工作安全可靠。具體要求可歸結(jié)為如下幾點(diǎn)：
1. 具有合適的配氣相位。它能照顧到發(fā)動(dòng)機(jī)功率、扭距、轉(zhuǎn)速、燃油消耗率、怠速和啟動(dòng)等方面性能的要求。
2. 為使發(fā)動(dòng)機(jī)具有良好的充氣性能，因而時(shí)間面積值應(yīng)盡可能大一些。
3. 加速度不宜過大，并應(yīng)連續(xù)變化。
4. 具有恰當(dāng)?shù)臍忾T落座速度，以免氣門和氣門座的過大磨損和損壞。
5. 應(yīng)使配氣機(jī)構(gòu)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(dòng)。
6. 工作時(shí)噪聲較小。
7. 應(yīng)使氣門彈簧產(chǎn)生共振的傾向達(dá)到最小程度。
8. 應(yīng)使配氣機(jī)構(gòu)各傳動(dòng)零件受力和磨損較小，工作可靠，使用期限長(zhǎng)。
上述這些要求往往相互矛盾，必須根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的具體要求，抓住主要矛盾，協(xié)調(diào)各種因素，妥善解決。
在本次135柴油機(jī)配氣機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)中采用的是多項(xiàng)式高次方凸輪的設(shè)計(jì)方案。
二、凸輪軸的傳動(dòng)設(shè)計(jì)主要遵循以下原則：
1. 正確配置各進(jìn)排氣凸輪的位置以實(shí)現(xiàn)配氣正時(shí)，保證發(fā)動(dòng)機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。
2. 根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的總體布置的要求以及允許的彎曲變形，合理的確定其支承的軸頸數(shù)、軸頸大小和凸輪軸的最小直徑尺寸。
3. 確定恰當(dāng)?shù)牟牧虾蜔崽幚矸椒?，使其既有足夠的韌性和剛性，又在凸輪和支承軸頸的表面具有合適的硬度，保證具有良好的耐磨性[1]。
三、凸輪軸尺寸參數(shù)的確定
1. 基圓半徑
=0.5+(1～2) （mm）
最小直徑：
=(0.25～0.35)D （mm）
其中，D為缸徑，D=85mm
=(0.25～0.35)×85=21.25～29.75
本次設(shè)計(jì)中取db=23mm
=0.5×23+(1～2)=11.5+1.5=13mm
理論基圓半徑：
=+
式中氣門冷間隙mm，取mm
=+=13+=13+0.26=13.26mm
2. 凸輪寬度b
=(0.75～1.0)=9.75～13(mm)
取=12mm
3. 挺住最大有效升程
決定于氣門最大升程和氣門驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比,由于=1.3～1.8,
本次設(shè)計(jì)取=1.385