车辆工程毕业设计论文-发动机链传动式配气机构设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-发动机链传动式配气机构设计(编辑修改稿)内容摘要：

间隙的大小一般由发动机制造厂根据试验确定。 在冷态时，进气门的间隙一般为— ，排气门的间隙为 —。 如果间隙过小，发动机在热态下可能发生漏气，导致功率下降甚至气门烧坏。 如果气门间隙过大，则使传动零件之间以及气门和气门座之间产生撞击声，而且加速磨损，同时也会使得气门开启的持续时间减少，气缸的充气及排气情况变坏。 在此，进气门间隙选。 排气门间隙选。 本章小结 本章通过对配气机构的一般基础知识的介绍，对配气机构有了初步的认识，了解 其分类，功能，设计要求。 熟悉本章内容，对后文的分析和设计起基础作用。 8 第 3 章 配气正时的工作原理 配气正时的介绍 配气正时就是按活塞的工作行程去配置进排气门的开启时间。 进气冲程：活塞从上止点往下止点运动，进气门开、排气关；压缩冲程：活塞从下止点往上止点运动，进排气门关闭；做功冲程，活塞从上止点往下止点运动，进排气门关闭；排气冲程，活塞从下止点往上止点运动，进气门关，排气门开。 工作原理 配气正时就是进、排气门的实际开闭时刻，通常用相对于上、下止点曲拐位置的曲轴转矩的环形图来表 示。 如图 31： 图 31 曲轴转矩环形图 在排气行程接近终了，活塞到达上止点之前，即曲轴转到曲拐离上止点的位置还差一个角度  时，进气门便开始开启，直到活塞过了下止点重又上行，即曲轴转到曲拐超过下止点位置以后一个角度  时，进气门才关闭。 这样，整个进气行程持续时间相当于曲轴转角 180176。 + +。  一般 9 为 10176。 — 30176。 ，  角一般为 40176。 — 80176。 同样，做功行程接近终了，活塞到达下止点前，排气门便开始开启，提前开启的角度  一般为 40176。 — 80176。 经过整个排气行程，在活塞越过上止点后，排气门才关闭，排气门关闭的延迟角  一般为 10176。 — 30176。 整个排气过程的持续时间相当于曲轴转角 180176。 + +。 本章小结 通过对配气正时以及其工作原理的介绍，对配气正时有了进一步的了解，熟悉本章内容后，对后文的分析和设计起基础作用。 10 第 4 章 配气机构的零件及组件 气门组 a)气门组包括气门、气门导管、气门座及气门弹簧等零件。 气门组应保证气门与气门座严密贴合，在高温、冷却和润滑条件都较差的情况下工作时，能有足够的强度并耐磨、耐腐蚀。 为此，对气门组提出以下设计要求： b)气门与气门座应密封； c)气门能沿气门轴心线在导管中作往复直线运动； d)气门弹簧的两端面应与气 门杆的中心线垂直，以保证气门头在气门座上不偏斜； e)气门弹簧应有足够的弹力和刚度，以保证气门能迅速关闭并严密压紧在气门座上； f)弹簧座的固定应可靠。 气门 气门由头部和杆部两部分组成。 头部的工作温度很高，因此，要求气门必须具有足够的强度、刚度、耐热和耐磨能力。 进气门的材料采用 40cr，排气门则采用 4cr9si2。 气门头顶部的形状选用平顶，平顶气门头结构简单，制造方便，吸热面积小，质量也小，进、排气门都可以采用。 气门密封锥面的锥角，一般做成 45176。 气门头的边缘应保持一定的厚度，一般为 1~3mm，以防止工作中由于气门座之间的冲击而损坏或被高温气体烧蚀。 为了减少进气阻力，提高气缸的充量系数，多数发动机进气门的头部直径比排气门的大。 在此，气门头的边缘厚度选 1mm。 任一气门开度时的气门开启断面积 f 可以认为就是气门处气体通道的最小断面积。 在常用的气门升程不大的情况下，通常认为这个 f 就是以气门头部最小直径（一般等于气门喉口直径 dh）为小底，直径 d/ t 为大底， h/为斜高的截锥体的测表面积。 气门的作用是专门负责向发动机 内输入燃料并排出废气，传统发动机每个汽缸只有一个进气门和一个排气门，这种设计结构相对简单，成本较 11 低，维修方便，低速性能较好，缺点是功率很难提高，尤其是高转速时充气效率低、性能较弱。 为了提高进排气效率，现在多采用多气门技术，常见的是每个汽缸布置有 4 个气门（也有单缸 3 或 5 个气门的设计，原理一样，如奥迪 A6 的发动机）， 4 汽缸一共就是 16 个气门，我们在汽车资料上经常看到的 “16V”就表示发动机共 16 个气门。 这种多气门结构容易形成紧凑型燃烧室，喷油器布置在中央，这样可以令油气混合气燃烧更迅速、更均匀，各气门的重量和开 度适当地减小，使气门开启或闭合的速度更快。 图 41 气门截面简图 上图示气门口的基本尺寸及其通道断面积： （ 41） （ 42） （ 43） （ 44） 2/)( 39。 39。 tddhhf  cos39。 hh  c o ss in2s in2 39。 39。 hdhhdhtd )2s i n2(c o s)2c o ss i nc o s(  hdhhhdhhf  12 式中  为气门密封锥面的锥角，取  =45176。 由上式可知，在气门尺寸一定时，气门口通道断面积与气门升程有直接关系。 由于它们都是时间的函数，因此，气门开启“时间值”可以用积分式 ttt fd12（毫米 / 秒）表示。 可用丰满系数来评价气门机构的时间断面，丰满系数定义为气门通路的平均断面面积与最大通过断面积之比。 fttff tt dttfmm a x12m a x )()(21 时间值 与丰满系数用来表示气门的通过能力。 在同一气流速度下，此参数越大，进气量就越大。 通常有： 进气门喉口直径 dhi=（ —— ） D=35—— ,取为 35 mm 排气门喉口直径 dhe= (—— )D=—— 35 mm,取为 32mm 进气门头部直径 dvi=(—— )D=—— ,取为 38mm 排气门头部直径 dve=(—— )D=—— ,取为 34mm 进气门直径 di=(—— )D=28—— mm,取为 40mm 排气门直径 de=(—— )di=—— mm,取为 36mm 图 42 气门相对升程与流量的关系 13 图 43 马赫指数与容积效率 气门相对升程与进气流量间的关系如图 3。 因此，一般 取进气门升程hi=（ —— ） 46=—— ，取 hi=；排气门升程为he=(—— )de=—— ,取 he=。 气门口的时面值在气口和气门尺寸决定后，主要决定于气门升程曲线的形状，同时也与发动机的配气相位有关。 提高气门的开启速度、加宽配气定时都能够提高气门通过能力。 但是，在气道中的气体流动过程中决定气体通过气门的阻力的大小有一系列的因素。 进气门头部向杆过渡部分的形状、气门座内孔的形状、气道内气门导管处的形状以及气体的流速等都影响气体 流动阻力，从而影响气门的实际通过能力。 气门出气体的通过能力可以用进气马赫数与流量系数的比值，即马赫数 Z 来评价。 试验表明，当 Z 时，充气效率就大大下降，如图 4 所示。 设计中校核发动机最大转速时的马赫指数，保证 Z。 mami uudDz 2 （ 45） gkRTa （ 46） 式中 D—— 气缸直径， D=95mm； a—— 进气门口 处的声速 m/s； 14 g—— 重力加速度， g= k—— 绝热指数， k=； R—— 气体常数， R=287J/Kg k； To—— 进气门的绝热温度， To=293K； Vm—— 活塞平均速度， Vm=；  m—— 进气平均流量系数；  iim dh 所以 sma  （ 47） 2 z （ 48） 这时的充气效率在 左右，符合设计要求。 气门的主要尺寸是气门头部直径和气门总长度，其中气门头部直径根据气缸换气良好的要求应尽可能大，进、排气门的头部直径根据相关的资料已经确定。 而气门总长度完全取决于气缸盖及气门弹簧的高度。 一般希望尽量缩小气门总长度以 降低发动机的总高度。 一般 l=(— )D。 在此取 l=98mm。 气门杆部直径应该足够大，以利于热的传出和承受可能产生的侧向力。 当气门有摇臂或摆杆驱动时，侧向力很小，一般， 这里取。 头部的结构尺寸 头部除影响气体的流动阻力外，还关系到它的结构刚度、重量、温度和制造工艺，从而关系到它的使用寿命。 进气门头部端面为平顶，气门座合面锥角 45176。 进气门头部最大直径为 38mm，排气门头部最大直径为34mm。 进气门、排气门头部厚度为 。 a) 杆部 进气门杆直径  ，排气门杆直径 。 进气门长度mm0  ，排气门长度 mm0 。 气门杆尾部用锁夹槽和锥形卡块与上弹簧座的结合必须是可靠的，且保证不能降低杆身的 强度。 b) 材料 mmdg 8vg dd )~( 15 进、排气门工作条件不同，对材料的要求也不同。 进气门使用温度较低，排气门工作温度高，由于气门工作条件苛刻，因此对气门材料要求较高。 在此选用的进气门材料为 40Cr。 为提高杆部和密封锥面的耐磨性，采用了高频淬火工艺，杆部表面采用工艺镀铬工艺。 因锁夹处是气门的薄弱环节，为了提高该锁夹处的疲劳强度，采用滚压强化处理。 排气门采用了国内较成熟的两种材料对焊工艺。 即头部材料为奥氏体钢硅铬钢 4Cr9Si2，杆部材料为马氏体钢 4Cr10Si4Mo 头部和杆部采用摩擦焊接，排气门杆部采用厚镀铬，可改善杆部和导管的耐 磨性。 杆端部采用了高频淬火，排气门密封锥面采用堆焊钻基合金，用以增加耐磨性。 气门杆端面与摇铃摩擦，应有很高的耐磨性。 气门座圈 柴油机有的是进、排气门座均用镶嵌式，有的只镶进气门座，这是因为柴油机的排气门与气门座常能得到由于燃烧不完全而夹杂在废气中的柴油、机油以及烟粒等润滑而不致被强烈地磨损；但是柴油机的进气门面临的情况则完全不同，从导管漏人的机油很少，而且柴油机有较高的气体压力，加上进气门的直径大，容易变形，这些因素都将导致进气门座的磨损加剧。 气门座与气缸盖的工作温度、材料膨胀系数不同，必须仔 细确定他们间的配合尺寸。 经验表明，气门座外径过盈达气门座外径的 — 左右即可。 铝缸盖时应取上限。 此外，为了保持这一过盈量，气门座圈还应该有足够的断面尺寸，一般取其壁厚为座圈内径的 — 倍，取气门座高度为气门座外径的 — 倍。 但是依靠很大的过盈来防止气门座的松脱，可能会导致很大的变形，所以有所利用铝气缸盖或钢气门座的局部塑性变形来提高防松的可靠性，这时允许取较小的配合过盈。 在此，选取座圈径向厚度为 ，高度为 6mm。 气门导管 气门导管除引导气门正确地 上下运动外，同时还将气门杆的热量传递给盖或缸体。 为了便于调换或修理，气门导管都制成单件，压入缸盖或缸体的气门导管空座中。 气门导管一般用铸铁制成，因为铸铁中的石墨有较好的耐磨和滑动作用。 为了限制流入气门导管的润滑油的溢出，以及防止润滑油通过导管中的间隙而落入气缸，在顶置式的气门上部、弹簧盘的下 16 面装有薄金属片或橡胶制成的油封。 导管与其座套的过盈取气门杆直径的 — ，一般进 气门间隙取 vd)(  , 排气门杆取vd)(  ， vd 是气门杆直径。 导管壁厚一般为 3— 5 毫米，在此取 3毫米。 弹簧设计计算 A)弹簧预紧力 1F ，气门关闭时弹簧预紧力要保证气门与气门座的良好密封。 一般认为，弹簧预紧力 1F 应在进气口面积上产生 150Kpa 以上的压强，据此推出 ii dF  式中， di 为进气口直径（ mm） ，根据前面的设计知，di 为 46mm。 22  ii dF。 1F 取为 250N。 弹簧的最大弹力2F,在选取时可取， 7 5 0~5 0 0))5~2( 12  FF ,2F取750N。 B)气门弹簧基本尺寸的确定： 外弹簧 mmDD w ~)~(  ，取wD=； 内弹簧 mmDDw ~19)~( ，取wD=； 簧丝直径   31m a 。