頂置凸輪式汽油機配氣機構設計研究【含4張CAD圖紙、說明書】

頂置凸輪式汽油機配氣機構設計研究【含4張CAD圖紙、說明書】,含4張CAD圖紙、說明書,凸輪,汽油機,機構,設計,研究,鉆研,cad,圖紙,說明書,仿單 頂置凸輪式汽油機配氣機構設計研究 摘要：以發(fā)動機的配氣機構做為研究對象，并搭建頂置凸輪式汽油機配氣機構模型，并對其進行優(yōu)化。運用CATIA等軟件對其進行了計算及應力分析，得到凸輪型線等一系列數(shù)據(jù)。 氣門凸輪型線是氣門機構的核心，氣體凸輪型線是優(yōu)化氣體分布設計的重要途徑。結論證明：優(yōu)質的凸輪型線可以提高凸輪型線的性能。 關鍵詞：配氣機構；凸輪型線；優(yōu)化設計 I Design and study of overhead CAM type gasoline engine Abstract：As a research object, the engine's gas distribution mechanism is set up, and the model of the gas-engine distribution system is set up and optimized. Using software such as CATIA to calculate and stress analysis, award for a series of data such as CAM line. The valve CAM line is the core of the valve mechanism, and the gas CAM line is an important way to optimize the distribution of gas. Conclusion: high quality CAM line can improve the performance of CAM line. Key words: match air mechanism；CAM line；optimized design 目 錄 摘要 I Abstract II 目錄 III 1 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 配氣機構的研究歷程 2 2 配氣機構的總體布置以及工作原理 4 2.1 氣門的布置形式 4 2.2 凸輪軸的布置形式 4 2.3 凸輪軸的傳動方式 4 2.4 每缸氣門數(shù)及其排列方式 4 2.5 氣門間隙 5 2.6 配氣正時的介紹 5 2.7 工作的原理 5 2.8 本章小結 6 3 配氣機構的零件、組件以及建模 7 3.1 CATIA軟件的介紹 7 3.2 氣門組 7 3.2.1 氣門 7 3.2.2 氣門座圈 13 3.2.3 氣門導管 13 3.3 氣門組的裝配 19 3.4 凸輪軸 20 3.4.1 凸輪型線設計 21 3.4.2 緩沖段設計 23 3.4.3 凸輪軸進排氣凸輪角度設計 23 3.4.4 基本段設計 24 3.4.5 挺柱 25 4 總結與展望 26 參 考 文 獻 27 致 謝 28 V 1 緒論 1.1 概述 發(fā)動機的重要的構成部分-配氣機構。組織的作用是什么？是通過氣缸的順序進行通風，一定時間打開和關閉排氣門，使氣瓶并排排出新鮮空氣。如何確定汽油機是否具有優(yōu)良的經濟性，是否有優(yōu)秀的動力，是否有可靠的穩(wěn)定性，無噪音和振動，這取決于結構的設計結構。 氣門設計的質量不但影響發(fā)動機的緊湊性以及制造和使用的價錢，并且還可以高速率地確定發(fā)動機的可靠性和耐久性。氣門設計是好還是差的發(fā)動機的能力都有極其重要的影響。 是按照發(fā)動機在每個氣缸中進行的工作循環(huán)或者點火的順序，將氣缸定期打開和關閉到排氣門中，使外界的能燃燒渾合氣或空氣及時進入氣缸，排氣可以實時從氣瓶中放出。充電因子可用于表示。充電指數(shù)越高，氣瓶中新鮮氣體和可進行燃燒的混合物的質量越高。發(fā)動機的壓的力越大，冷暖越低，溫度越低，必定容量的氣體所占的重量越大，系數(shù)越高。但在現(xiàn)實工作中，壓的力，冷暖等都有不可控制的成分，是以充電系數(shù)的大小將小于1，大致在0.8-0.9之間。相比較配氣機構，期望能使進氣以及排氣的阻力有所下降，并且可以將進氣和排氣門打開并保持適當?shù)臅r間段以允許足夠的進氣和排氣。 怎樣去設計才能使配氣機構的性能變得更合理？其通風性能達到良好，可以充分進入氣體，徹底排氣，時間越大，泵氣的損失越少，也具有正確的氣門正時。另外，配氣機構動態(tài)性能好，工作平穩(wěn)，沒有大的噪聲和振動，這表明隨動件運動加速度變化較大，正負加速度值差異不大。 比方，氣門的通過的能力，其實便是氣門位移定律的凸輪形狀?？梢钥闯?，只有氣門能夠進行迅速的開啟與閉合才能增加面的大小，與此同時也會產生較大的慣性負荷以及加速度對于氣門的運動部件，在這個時候也會加劇沖擊和振動，其動態(tài)特性將會變差。是以，氣門的所必須的通過容量和組織的動態(tài)特征要求存在必然的問題，因此應思量設計，如發(fā)動機旋轉速度，能力的要求以及尺寸的氣門剛度等，在凸輪輪廓的設計中要考慮。 氣門采取各類構造情形，四沖程發(fā)動機采用氣門式配氣結構。凸輪式的配氣機構又可分為頂置凸輪式，中置凸輪式以及下置凸輪式如圖1-1所示。 圖1-1 配氣機構 氣門不僅是氣流通過的渠道，也是燃燒室的其中之一，僅適用于前期低壓縮比內燃機。它不緊湊，單元燃燒室體積的表面積，燃燒室的冷卻面大小，喪失熱量[1]。另外，進氣管道因為氣門側面的旋轉而增加，進入排氣阻力，但構造不復雜，當前僅適合于便宜的低功率汽油機。 為了減少入口和排氣流阻，增強通風能力，將低壓縮比燃燒室變成高壓縮比燃燒室，加大燃燒的熱效能，降低熱消耗。氣門從氣缸體移動到氣缸蓋頂置氣門機構的呈現(xiàn)，很大的提高了內燃機的功率和更實惠，普遍應用于當代發(fā)動機。 1.2 配氣機構的研究歷程 作為發(fā)動機的重要組成部分，配氣機構的研究工作由原來的簡單凸輪設計，氣門開發(fā)與氣門完全剛性運動計算，然后開發(fā)出整個機構運動學習與動態(tài)綜合研究。二十世紀初以來，不少學者進行深切的學習，對比國內的認識較晚，自20世紀60年代末開始全方位學習凸輪設計和動力學解析，研究之重是對凸輪線設計，多品質動力學探究。 電子計算機的成長和試驗能力的開辟為氣門動力學探究開拓了新的路子。操作PC機實行多程序選項，并預估氣門動力學能力現(xiàn)已變做一種具有實效和具有資本效益的手法。目前國際上有許多樣式的氣門設計軟件，并且有許多相似的軟件，軟件在算法速率上和準確度上需要加強。 1.3 配氣機構設計優(yōu)化的目的及其意義 科技的進步，機械類商品和設施也越來越高效率，精準，向著輕量化和自動化方向靠近。產物的構造也變得麻煩起來，其能力的需要也越來越高，為了使產品能更好地工作，系統(tǒng)的構造一定要有杰出的的靜態(tài)和動態(tài)特性。并且，該產品在運作中的所產生的會對環(huán)境污染，并且會工作人員的健康造成影響[2,3]。是以，必須從動靜兩方面來分析機械產品，在靜動兩方面滿足其特性和振動輕，噪聲小的機械構造需求。這需要工程師在設計初期就能考慮到上述工程各個性能方面的問題，需要結合各方面的參數(shù)去進行研究以及計算。為達到節(jié)約成本的目的，加快動作，縮短時間，許多廠商將過去所做的軟件仿真做為這類設計試驗成功的關鍵因素。 發(fā)動機是機動車中的動態(tài)零件，其所有的能力直接使機動車的運行狀態(tài)和性能受到影響。發(fā)動機朝著大功率輕量化發(fā)展，使其剛度降低，也就增加了發(fā)動機的振動和構造產生的噪聲，這種振動將直接對發(fā)動機的使用壽命產生作用。所以一定要從動態(tài)的角度去對發(fā)動機進行全方面的研究，將設計的最終目標定位為它的動態(tài)特征。 氣門是發(fā)動機的主要部件之一，高溫及高壓下常會出現(xiàn)氣門在工作，導致氣門經常會出現(xiàn)損壞[4,5]。配氣機構對實惠性能，穩(wěn)定性能以及環(huán)保性能都會產生作用影響。  2 配氣機構的總體布置以及工作原理 2.1 氣門的布置形式 發(fā)動機運作的時候，正時齒輪轉動會帶動曲軸來使凸輪軸動起來。當凸輪軸轉到凸輪的凸出那塊時，搖桿在推桿和調節(jié)螺釘繞搖臂擺動下，使氣門彈簧被壓縮以離開氣門。當凸輪突起與挺柱分離時，氣門將在氣門彈簧的影響下，使氣門封閉。 四沖程發(fā)動機每次做完一個運轉周期，曲軸繞兩周，氣缸進入排氣門打開一下，然后凸輪軸只繞一圈。曲軸和凸輪軸的轉速比為2：1。頂部空氣分配機構。 2.2 凸輪軸的布置形式 凸輪軸式空氣分配機構的最大的優(yōu)勢是凸輪軸靠近曲軸，而且不會很復雜地與一對齒輪一并使用。但是它的短處是部件長，傳動鏈長，整體的剛度不強。在高速發(fā)動機中，可能會損壞氣門的運動和氣門打開和關閉的時間。在這種情況下，適用于頂置凸輪式配氣機構。 2.3 凸輪軸的傳動方式 凸輪軸氣門的中心與大多數(shù)使用圓柱正時齒輪傳動。平時，曲軸和凸輪軸中間的傳動只有一對定時齒輪，若要有需要，加裝中央齒輪[6]。為了平滑嚙合，減少噪音，定時齒輪使用螺旋齒輪。在中小型動力發(fā)動機中，曲軸正時齒輪由鋼制成，而凸輪正時齒輪是以鑄鐵或膠合木做成的，大大降低了噪聲。在這種情況下，請使用齒輪傳動。 2.4 每缸氣門數(shù)及其排列方式 通用發(fā)動機用于每缸體積氣門，即排成一排結構。要能夠凸出改進氣缸的透風，盡量地加長氣門的長度，尤其是進氣門的長度。但是，因為燃燒室的大小，最大氣門直徑通常沒有氣缸直徑的二分之一大。當氣缸有比較大的直徑時候，平均活塞旋轉速度與較高，每個氣缸排成一排氣門不可以擔保優(yōu)良的透風質量。是以，采取四通道，乃至五道的構造，總進氣量通過較大的區(qū)域，充氣系數(shù)較高。此外，采用四個氣門，并且要恰當?shù)臏p少氣門升程，緩解電力的配氣機構，多氣門汽油機也對提高HC和CO排放性能有好處。 當每個氣缸一對氣門時，為了使布局不復雜，大部分氣門沿著縱向軸線的使用方法并成一排。以這種做法，相同名稱的挨著的兩個氣瓶應該會使用氣道，這將會使氣缸蓋的冷卻均勻更好。發(fā)動機進入排氣通道普遍放在車身兩邊，避免放氣時變熱。以這種方式，沿著凸輪軸的軸線連續(xù)使用兩個氣門。 2.5 氣門間隙 當發(fā)動機運行時，由于溫度上升，氣門會膨脹。要是氣門和它的傳輸中的冷卻狀態(tài)沒有縫或縫太小，在熱狀態(tài)下，氣門與驅動部件的熱張力一定會導致氣門鎖閉松動，使電源降落很大并很難開始氣門間隙的大小通常由發(fā)動機制造商依照測試決定。在冷態(tài)下，進氣門縫隙普遍為0.23-0.3mm，排氣門縫隙為0.3-0.35mm。若是縫隙太小，發(fā)動機應該在熱狀態(tài)下泄漏，導致電力不足乃至氣門損壞。若是氣門縫隙太大了，傳動部件和氣門中的沖擊與氣門座中的沖擊，會使氣門打開氣缸的連續(xù)時長，降低出氣和出氣條件惡化。在這種情況下，進氣門間隙選擇為0.25mm。排氣門間隙選擇0.3mm。 2.6 配氣正時的介紹 氣門正時是基于活塞的工作行程來裝配排氣門的打開時長?；钊男谐虖纳现裹c到作用點的底部，進氣門敞開，排氣;壓縮沖程：活塞從下限截止到頂部作用點，進入排氣門鎖閉;停止運動點的末端，進入排氣門關閉;排氣行程，活塞從底點到頂部的作用點，進入氣門，排氣門敞開。 2.7 工作的原理 配氣機構的正時是進氣門和排氣門的實際打開和關閉時間[7]。如圖2-1所示： 圖2-1 曲軸扭矩環(huán)形圖 當排氣沖程靠近末了時，活塞達到上止點，即曲軸移動到曲柄離開上死點的地方，進氣門開始打開，直到活塞達到終點，曲軸在曲軸停止超過下死點位置后，當曲軸轉動到一個角度時，曲軸關閉。以這種方法，整體進氣沖程保持的時長就等于曲軸角度。一般為10°-30°，角度一般為40°-80°[10]。 相同地，在接近活塞末了的工作行程達到最后時間時，排氣門將進行打開，早期打開角一般為40°-80°。整個排氣行程后，活塞位于上止點后，排氣門閉合，排氣門閉合的延時角度一般為10°-30°。在這個排出氣體的整個過程中所堅持的時間就與曲軸角度相接近。 2.8 本章小結 通過認識氣門的一般常識，對氣門具有初階的認識，認識了它的種類，能力，需求。熟悉本章內容，分析和設計的基礎。并通過引入氣門的時機及其工作原理，氣門定時有了更好的理解，熟悉本章內容，對后續(xù)分析設計起到了根本的作用。  3 配氣機構的零件、組件以及建模 3.1 CATIA軟件的介紹 CATIA是由一家叫達索的法國公司所生產和研發(fā)的產品。是解決PLM問題的重要結構之一，它的作用是為廠商設計出他們未來所需要的產品，并集中項目前階段，項目的設計，同時能對其進行模擬分析，最后還能進行組裝和維護的過程。 3.2 氣門組 a） 氣門組應該同氣門貼合在一起，同樣的是也應該與氣門座這樣，在高溫，冷卻和潤滑前提下運作不佳，可以具有充沛的強度和抗磨性，耐蝕腐性。為此，氣門組的以下設計要求； b） 氣門可以跟隨導管中的氣門軸線進行往復直線運動； c） 氣門彈簧的兩頭應直立于氣門桿的中心線，以確保氣門頭不會在氣門座上偏轉； d） 氣門彈簧應具有充沛的彈性和剛度，以確保氣門可快速鎖閉并緊緊地壓在氣門座上； e） 彈簧座的固定應可靠。 3.2.1 氣門 氣門由頭部和氣門桿組成[8],[9]。氣門密封錐角，一般為45°。 任何開口處的開口面積f能夠被以為是氣門處的氣體通道的最小橫截面面積。在平時使用的氣門升程不是這種狀況下，一般覺得f是小底部的氣門頭的最小直徑，底部的直徑，為測量表面積。 氣門的功能是特別針對將燃油輸入發(fā)動機和排氣排放，傳統(tǒng)發(fā)動機每缸就有一個進氣門和排氣門，這種構造不是很復雜。低消耗，維修簡便，速度能力更好，不足是電力不好加強，特別是當高速透風效率低時，能力較弱。想要加強進，排氣效率，此時多采取多氣門科技，經?？吹降氖敲總€氣缸都配有四個氣門，4缸總共是16個氣門，現(xiàn)在常會見到在汽車數(shù)據(jù)“16V”中，發(fā)動機共有16個氣門。該多氣門構造不復雜變成緊湊的燃燒室，噴射器安插在中心，使油氣混雜物能夠更快速，更平均地燃燒，氣門的質量和打開的程度得當降低，氣門打開或關閉更快。 圖3-1 氣門截面示意圖 上圖表顯示了氣門的基本尺寸及其通道橫截面積： 上圖示氣門口的基本尺寸及其通道斷面積： （3-1） （3-2） （3-3） （3-4） 為氣門密封錐角，取。?從上述公式能夠看出，在氣門尺寸恒定的狀況下，氣門通道橫截面積與氣門升程直接相關。?因為它們功能都有時長項，是以氣門開度“時間值”能夠以積分的形式（mm / s）表現(xiàn)。?飽和因子用于評估氣門機構的時間段。?豐度系數(shù)定義為氣門通道的平均截面積與最大橫截面積的比值。?時間值和豐度系數(shù)用于表示氣門的通過。?在相同的氣流速率下，參數(shù)越大，進氣體積越大。 通常有： 進氣閥喉直徑 D = 35-39.37mm，取35 mm 排氣門喉直徑 D = 30.63-35 mm，取32mm 進氣閥頭直徑 D = 36.75-43.75mm，取38mm 排氣門直徑 D = 32.38-36.75mm，取34mm 氣門直徑 D = 28-43.75 mm，取40mm 排氣閥直徑 ，取36mm 圖3-2 進排氣門流量系數(shù)與其升程的關系 圖3-3 馬赫與流量效率 進氣流量與氣氣門之間的相對升力如圖3-2所示。也就是，平時的進氣門升程，采取;排氣門升程，，取。 增大氣門的打開速率，加大氣門正時可以加強氣體通過它的能力。然而，在這其中的氣體，運動期間確定氣體穿過氣的阻力存在一系列成分。進氣門頭與桿的過渡部分的形狀，氣門座中的孔的形狀等，都會影響氣門的實際通過能力。 實驗表明，當時，充氣效率大大降低，設計檢查發(fā)動機的最大轉速時的馬赫指數(shù)，確保。 （3-5） （3-6） 氣缸直徑，; - 進氣門口處的聲音的速度; - 重力加速度，； - 活塞平均速度，; - 攝入量的平均流量系數(shù)； 絕熱絕熱溫度，; - 絕熱指數(shù)，; - 氣體常數(shù)，; 所以 （3-7） （3-8） 滿足所需要求。 氣門的主要尺寸是氣門頭部的直徑和氣門的總長度，其中氣門頭直徑應盡可能大，因為氣缸的良好的通風要求，以及進氣口的頭部直徑排氣門已根據(jù)相關信息確定。而且氣門的總長度完全決定于氣缸蓋和氣門彈簧的高度。通常期望使氣門的總長度最小化以減小發(fā)動機的整體高度。 氣門桿的直徑應足夠大，以便于散熱并承受可能的橫向力[11],[12]。當搖臂或擺動驅動在氣門上時，會有不大的側向力，一般來說在這里取，。 除了氣體的流動阻力之外，頭部還涉及其結構剛度，重量，溫度和制造過程，這與其使用壽命有關。 排氣門具有較為成熟的兩條國產材料焊接工藝。頭部原料為奧氏體鋼硅鋼鉻鋼4Cr9Si2，棒材用于馬氏體鋼4Cr10Si4Mo頭桿與摩擦焊接，排氣門桿具有較厚的鉻，可對棒和導管的磨損性進行改良。桿端采取高頻淬火，排氣門封閉錐與表面金剛石合金，用于加強耐磨性。氣門桿端面和咔嗒聲摩擦，應具有較高的耐磨性。 1.對氣門進行建模 1） 首先是繪制氣門的二維草圖，如圖3-4所示 圖3-4 (a)氣門底部尺寸圖 圖3-4 (b)氣門的二維草圖 2） 退出草繪工作臺，使用凸臺命令，繪制模型。如圖3-5所示 圖3-5 氣門模型 3.2.2 氣門座圈 氣門座和氣缸蓋的工作環(huán)境，原料膨脹系數(shù)不同，我們一定要認真決定其適合尺寸。經驗表明，氣門座外側的外徑在左右可以。鋁合金缸蓋應為上限[13]。另外為了保持這樣的干擾量，氣門座也應該有足夠的橫截面尺寸，一般取座環(huán)的壁厚倍，把氣門座的高度排除在倍以外但是要依靠大的干擾來防止氣門座的釋放，可能會導致很大的變形，所以使用鋁合金氣缸蓋或鋼氣門座的局部塑性變形來提高松動的可靠性，允許小干擾。在這種情況下，座圈的徑向直徑為，高度為。 3.2.3 氣門導管 氣門導向器除了引導氣門上下正確的動作外，還將氣門桿的熱量傳導到蓋子或氣缸。為了方便更換或修理，氣門管道制成單件，壓入氣缸蓋或氣缸桿空座。氣門管通常由鑄鐵制成，因為鑄鐵中的石墨具有良好的磨損和滑動效果。為了限制流入氣門導向件的潤滑油的溢出，并且通過管道中的間隙防止?jié)櫥吐淙肫字?，彈簧板的下側設置有薄金屬片或橡膠密封件。導管及其座蓋通過氣門桿直徑為，一般進氣門間隙，排氣門桿，為氣門桿直徑。導管壁厚一般為，取。 3.2.4 彈簧建模與計算 1. 彈簧的建模 1）首先依舊是建立彈簧的二維草圖，如圖3-6所示 圖3-6 彈簧二維草圖 2）退出草繪工作臺，使用凸臺命令，建立如圖3-7所示模型 圖3-7 (a)彈簧模型 圖3-7 (b)彈簧主要數(shù)據(jù) 2. 彈簧預緊 彈簧預緊力，氣門接近彈簧預緊，確保氣門和氣門座的封閉較好。一般認為，彈簧預壓應在進氣區(qū)產生超過的壓力，根據(jù)引進類型，為入口直徑，按照以前的設計知道，為。，。 彈簧最大彈性，，在選擇中需要。 3. 氣門彈簧的基本尺寸的確定： 外彈簧，?。? 內彈簧，??； 簧絲直徑； 允許的剪切應力為，取值為，當氣門完全打開時，氣門彈簧的最大彈簧力是理想的，它應該克服此時由氣門機構的最大負加速度產生的最大慣性力，以便避免組件的相互去除打開，破壞組織的正常工作。雙彈簧的使用一般為外彈簧，內彈簧為。這里取外彈簧，內彈簧。 彈簧的有效數(shù)量圈數(shù)取，彈簧總數(shù)，彈簧外有效循環(huán)次數(shù)為5，內彈簧為7.5，則外彈簧，內彈簧。 內彈簧負荷分布比例為，設計為。內彈簧預載為166.7N，最大彈性為233.3N，外彈簧預載為233.3N，最大彈性為466.7N。 彈簧的最大高度，彈簧的安裝高度，外彈簧，內彈簧，最大氣門升程，所以為最大彈性高度，外彈簧，彈簧。 4. 彈簧參數(shù)的計算 1） 彈簧剛度是，彈簧材料的剪切彈性模量，其中G是80000;彈簧有效匝數(shù)彈簧直徑和彈簧絲直徑。 外彈簧： （3-9） 內彈簧： （3-10） 2） 彈簧和圈的高度和圓的變形量： (3-11) (3-12) 外彈簧： 內彈簧：， 彈簧自由狀態(tài)的間距，螺旋角和拉伸長度為： 節(jié)距t： （3-13） 螺旋角： （3-14） 展開長度： （3-15） 外彈簧：； ； ； 內彈簧：； 5. 檢查氣門彈簧的強度 靜強度計算 安裝彈簧是會承受最大靜載荷，要將最危險的情形考慮進去，它的狀態(tài)為并圈狀態(tài)。截面應力為，為最大靜載荷，，曲率系數(shù)是鋼絲截面中剪切應力不均勻分布的影響系數(shù)，可由下式計算： 。在這個式子里，旋繞比率為， 外彈簧： 內彈簧： 彈簧和環(huán)的剪切應力應小于材料允許的剪切應力，即，取為抗拉強度的，，與相比，外彈簧滿足要求。 6. 疲勞強度檢查 在工作時的氣門彈簧會受到交變載荷，應計算疲勞強度，彈簧載荷和彈簧截面間剪切應力在到變化與到循環(huán)變化之間的周期，即： （3-17） （3-18） 疲勞強度的安全系數(shù) （3-19） 在經常使用的氣門材料中： 外彈簧： 內彈簧： 安全系數(shù)應不低于之間。因此，上式中的內外彈簧達到要求。 氣門彈簧由碳鉻氧化鋁絲或硅鉻絲螺旋圓柱形彈簧制成，在此選擇50CrVA。氣門彈簧的功能是確保氣門和氣門座靠近在一起，以防止氣門在打開和關閉過程中由于氣門，搖臂和其他運動部件的慣性力和脫離現(xiàn)象而發(fā)生，要做到盡可能縮減氣門座的打擊力，還要考慮降低機器的高度。三缸柴油發(fā)動機氣門彈簧采用內外同心二等圓柱彈簧，彈簧的氣門尺寸左右均勻，防止兩彈簧相互卡住。彈簧在噴丸的工藝下使疲勞強度得到提高，同時進行回火處理表面。 氣門彈簧座用鋼板沖壓。座的上方為彈簧，座的下方的鎖塊是固定的，用于彈簧襯里。 總結彈簧參數(shù)如下： 表3-1 彈簧的參數(shù) 參數(shù) 外彈簧 內彈簧 彈簧中徑 24 18 簧絲直徑 3.5 2.5 總圈數(shù) 7.5 9.5 有效圈數(shù) 5 7 彈簧剛度G 10.34 4.67 自由長度 88.7 71.8 安裝高度 56.9 53.9 最大彈力高度 44.9 41.9 并圈高度 21.875 23.1255 預緊力 233.3 116.7 最大彈力 466.7 233.3 節(jié)距t 14.65 10.18 螺旋角 9.46 10.21 展開長度 1091.4 885.4 安全系數(shù) 1.3749 1.3751 3.3 氣門組的裝配 氣門組由上述氣門，彈簧，氣門座等組成。我們已完成上述的建模，此時可以對氣門組完成裝配。裝配圖如圖3-8所示 圖3-8 氣門裝配圖 3.4 凸輪軸 1. 介紹 它是一個直軸，帶有偏心凸輪。其作用是控制氣瓶門的開閉。 凸輪軸由鍛鋼或特種鑄鐵制成。凸輪和油頸要進行熱處理，以加強其硬度和耐磨性。凸輪軸由曲軸通過齒輪傳動，凸輪軸軸承支撐凸輪軸，以減少磨損，常用于鋼板鑄造的鋼板底部。 凸輪軸推力板的間隙一般在之間[14]。 2. 凸輪軸的建模 1） 繪制凸輪軸的二維草圖 通過CATIA軟件的草圖模塊，建立凸輪軸的二維模型，凸輪軸二維模型中需要建立多個模塊的草圖，最終繪制出如圖3-9所示 圖3-9 凸輪軸二維草圖 2） 生成模型 退出草繪工作臺，使用凸臺命令，繪制出整體模型，如圖3-10 圖3-10 凸輪軸模型圖 3.4.1 凸輪型線設計 凸輪輪廓設計，其輪廓的主要設計。該方法的一般表示方式是：給出凸輪基座的半徑和相應的轉塔提升曲線。若是給出功能而且同時給出凸輪基座半徑，則當凸輪轉過角度a時，挺柱從靜止的地方上升的距離A是獨一確定凸輪輪廓的。與供氣凸輪對應的夯實功能通常由兩方面構成，一方面是緩沖的，另一方面是基本的。若是設計合意，氣門應在上升緩沖液的末了打開，并在基本方面的末了封閉。其實因為有變形等因素，普遍來說不可能一定正確，氣門打開和封閉的時候和理想的狀況老是會有一些錯誤，要是錯誤就不行了。 凸輪的要求：使配氣機構能夠順利進行內外氣體交換。這樣做的能力通常通過反映氣門通過容量的尺寸的“氣門瞬時路徑區(qū)域”或“時間段”的大小來衡量。假設當P氣門提升為Y時凸輪軸角度為0度，則，則氣門通道面積為： （3-20） 氣門的開啟時間為： （3-21） 為了便于比較各個凸輪對工作截面角度和相對于充氣性能的最大升力的影響，通常使用豐度系數(shù)。通常認為豐滿度系數(shù)有利于充氣性能，但并不是絕對的。 1. 使氣門機構工作平穩(wěn)，振動和噪音更小可以做以下事情； 1） 應該有一個很好的平滑度； 2） 最大正向加速率與最大負加速率之間不要存在特別大的值，同時也不要有太大的最大值的脈沖； 3） 正加速段的寬度應與氣門機構的振動周期更好地匹配。一般來說，正加速度寬度不應該太??； 4） 緩沖高度應得當選擇，普遍不宜太小。 2. 凸輪和搖桿之間的接觸應力不應該太大，將凸輪和搖臂設置為兩個金屬圓筒的不同材料，兩線接觸，接觸應力為 (3-22) 一般看來，P1的最小值應>2mm，可以更大最優(yōu)[15]。凸輪的曲率半徑的大小受到其基圓的半徑的很大的影響，是以應該在意的是，設計的整個位置應該被賦予足夠的位置，以使凸輪軸使凸輪基座半徑絕對大。 3. 凸輪應有優(yōu)良潤滑的性能 在設計凸輪時，凸輪和挺柱中的潤滑油膜的形狀和形狀對付工件的可靠性和持久性也是有要求的。凸輪軸和扁平挺柱中的最小潤滑膜厚度計算為：。如引入不可估量的參數(shù)（稱為流體動力潤滑來確定功能的數(shù)量），是凸輪角的一個功能。 4. 氣門不能接觸活塞。 3.4.2 緩沖段設計 對應于供氣凸輪的搖桿升降曲線在上升和下降段中具有緩沖部分。上升和下降緩沖器的設計可能相同或不同。 1. 選擇基本參數(shù) 進氣凸輪緩沖器的高度為，凸輪墊為。進氣凸輪輪廓使用對稱的凸輪輪廓。進氣工作曲線上升，進氣凸輪輪廓采用復合擺線擺放平面。型線方程為： 上升緩沖區(qū)段： （3-23） （3-24） 上工作部分： （3-25） 下工作部分;對稱 下降緩沖區(qū)段：對稱 3.4.3 凸輪軸進排氣凸輪角度設計 氣缸（或排）之間的角度為，在1-3-2之間的點火順序。排氣延時角，排氣提前角。吸氣延遲角為，吸氣提前角為。 相同的氣缸進入排氣凸輪角為； 進口和排氣凸輪工作方面為半包角為； 出口凸輪與挺柱軸之間的角度為：。 3.4.4 基本段設計 在這種設計中，凸輪上升和下降的緩沖高度相等[16]。進氣門間隙為，排氣門間隙，氣門搖臂，對緩沖區(qū)高度分析：進氣凸輪，排氣凸輪。若是增加量靠前，那么凸輪，排氣凸輪。 通過對每個參數(shù)的調整和計算，氣門的動態(tài)性能基本滿足。進氣和排氣凸輪的基本參數(shù)表3-2和升程曲線圖3-11如下： 表3-2 凸輪參數(shù) 參數(shù) 進氣凸輪 排氣凸輪 凸輪軸頸（mm） 52.485 52.485 基圓半徑（mm） 15 15 上升（降落）過度包角（度） 27．5 27．5 上升（降落）緩沖段終點速度（mm/deg） 0.0118 0.0137 上升（降落）緩沖段半包角（度） 60 60 上升緩沖段起點升程（mm） 0.21 0.25 緩沖段型線類型 復合擺線帶平段 基本工作段型線類型 高次多項次型線 圖3-11 進、排氣門氣門升程圖 3.4.5 挺柱 挺柱的功能是將凸輪的推動力傳達到推桿，并承載凸輪軸轉動時所加的橫向力。挺柱在其頂部安了一個調節(jié)螺絲，以調節(jié)氣門間隙。電車通常由Ni-Cr合金鑄鐵或冷沖合金鑄鐵制成，摩擦面應在熱處理后進行拋光。 3.5 本章小結 通過對配氣機構的整體分析，得到大量數(shù)據(jù)，同時運用CATIA構造了大量零件圖以及裝配圖，在此方面取得了大量成果。  4 總結與展望 這個學期是進行畢業(yè)生設計，是大我在大學中最認真，最辛苦也是學到最多的終極設計。在這之中，我感覺到自己還有許多的知識需要去學習，需要去掌握，并要加強對自己的要求去更多的了解，去學習，去解決遇到的各種問題。同時這個過程中，我也看到了自己的強項，自己優(yōu)于別人的方面，增加了我的自信心。這是大學中的最后一仗，也是要步入社會的我們的第一個測試，讓我對一些不好解決的問題又增添了許多新的想法。相信對我之后會有很大的幫助。 剛拿到這個題目的時候，我在網上，圖書館里收集了許多關于配氣機構的文獻等，并對它們進行了初步的閱讀了解。同時這些文獻也給我了很大的幫助，讓我從中了解到了更多的知識。同時也看了幾章外文文獻，雖然不能完全看懂，查閱著網上的翻譯，在這個過程中，學習到了新的單詞以及鞏固了那些學過的單詞，尤其是當看到關于車輛這方面的單詞時便會動手將它們記下來。翻譯時，要按照在汽車行業(yè)中的意思去翻譯，才能體現(xiàn)出話語的意思來。 緊接著就進入到了設計階段，自己找的資料并沒有為設計提供很大的幫助，而是像老師請教并要了些資料去查看。翻閱這些資料，并與老師交談，才了解到設計并不是想象中的那么簡單，繪制圖形并建模方面我使用了AutoCAD2014和CATIA軟件，平時對繪圖沒有什么概念，又通過網絡學習了相關的繪圖建模知識。當完成時，有了深深地自豪感，同時也可以去熟練的使用AutoCAD和CATIA了。 這次學習讓我知道了在遇到問題時要多思考，多動手，去翻書，去利用網絡查閱相關資料。同時，也要像老師，學長以及同學請教，或許就能解開你的疑惑。查閱相關的論文資料也可以得到想要的一些信息。  參 考 文 獻 [1] 王望予.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社.2004. [2] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社.2001. [3] 余志生.汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社.2000. [4] 陳家瑞.汽車構造[M].北京：人民交通出版社.1999. [5] 譚榮望.內燃機結構設計[M].北京：中國鐵道出版社.1990. [6] 陸際清，沈祖京，孔憲清，孟嗣宗，程蔭芊.汽車發(fā)動機設計[M].北京：清華大學出版社.1993. [7] 仇滌凡，李　帆.柴油機配氣機構動力學特性的數(shù)值研究[J].　遼寧石油化工大學學報.2008(5). [8] 呂　林，　王勇波.車用發(fā)動機配氣機構運動學和動力學分析[J].武漢理工大學學報.2006(7). [9] 郭常立，張保成，馬艷艷.發(fā)動機頂置凸輪軸配氣機構動力學分析[J].現(xiàn)代車用動力.2007(11). [10] 宋濟平，王全娟.汽車發(fā)動機氣門機構的動態(tài)特性分析[J].噪聲與振動控制.2008(12). [11] 劉忠民，俞小莉，沈瑜銘.配氣機構動力學模型的比較研究[J].浙江大學學報(工學版).2005. [12] 董錫明,李圣華,羅杰敏,王閣順.內燃機配氣機構動力學的研究[J].中國鐵道科學.1979. [13] 劉曉勇，董小瑞.發(fā)動機配氣機構動力學分析[J]. 機械工程與自動化.2007. [14] 浦耿強，蔣國英，白 羽. 頂置凸輪配氣機構動力學分析[J]. 汽車科技.2000 . [15] 吉國光，發(fā)動機的氣門材料及加工工藝[J].內燃機.1995.(6). [16] 劉錚，王建昕. 汽車發(fā)動機原理教程[M].北京：清華大學出版社.2001.  致 謝 時間過得很快，不知不覺已從大一走向大四，美好的大學生活也要結束了，四年的學習和實踐，都付諸于本次的設計當中，檢驗著自己。 這次設計是在韓文艷老師的指導和嚴格要求下進行的，從給我們下發(fā)題目到給予我們資料和意見，再到論幫我們修改初稿去定稿，這其中是韓老師辛勤的汗水，在做畢設的這段時間里，韓老師幫我們找資料，給我們提意見，給予了我們很大的幫助，沒有韓老師的關懷和幫助，也不會讓我寫出如此的論文來。在此刻向韓老師表示深深的感謝。 很感激四年來幫助過我的老師。感謝您們在這四年里幫我成長，幫我學到了更多。因為您們教給我的，才讓我有了這方面的知識，才讓我有了面對困難時的勇氣，讓我更好的能夠完成我的論文。 與此同時，我也要感謝那些寶貴的材料，感謝他們的作者，讓我了解并學習到了很多知識。 也要感謝我四年來朝夕相處的同學們，在這期間我們互相討論，出謀劃策，互相學習，給我了很多的幫助，在這里謝謝大家。 34