進排氣閥門的設計【柴油機配氣機構】【氣門-凸輪式配氣機構】

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Along with the requests of the engine’s high power, super-speed, people demand a higher index. That is, when the engine runs under a high speed, it can still work steadily and dependably, which demand that the valve train system should have a high performance. Cam profile is the hard core of the valve train, which design is one of the important ways to carry out valve train optimal design. Simulation calculation and experimentation research are two important ways to carry out research and development on valve train of internal-combustion engine. This thesis devise the parts shape and dimension for the valve train, obtain the 3D assembly diagram base on model entities by pro-engineer. Importing the valve train to ADAMS software, then creating the constraints and adding drives. Sequentially, analyze the whole organization performance, after get the various data curve from valve train be capable simulation in ADAMS software. Finally, obtain the optimum design of valve train according to various data analysis. Key words: Internal combustion engine; Valve train VPT; Virtual prototyping technology; Modeling; Simulation I 目 錄 摘要…………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract …………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論………………………………………………………………………………1 1.1 課題研究的目的和意義…………………………………………………………1 1.1.1 設計的目的……………………………………………………………… 1 1.1.2 設計的意義……………………………………………………………… 1 1.2 柴油機配氣機構現(xiàn)狀……………………………………………………………1 1.3 設計內容…………………………………………………………………………2 1.4 用計算機輔助配氣機構設計分析………………………………………………3 1.5本文研究內容………………………………………………………………………3 第2章 配氣機構零部件設計…………………………………………………5 2.1氣門………………………………………………………………………………5 2.1.1 氣門設計的基本要求…………………………………………………… 5 2.1.2氣門的工作條件分析及材料的選擇…………………………………… 5 2.1.3 氣門頭的設計…………………………………………………………… 6 2.1.4氣門桿的設計…………………………………………………………… 7 2.1.5 氣門的主要損壞形式和預防措施……………………………………… 8 2.2氣門彈簧的設計……………………………………………………………………9 2.2.1 氣門彈簧的設計要求…………………………………………………… 9 2.2.2彈簧介紹………………………………………………………………… 9 2.2.3 氣門彈簧的有關計算……………………………………………………11 2.3搖臂的設計………………………………………………………………………13 2.3.1 搖臂的工作原理…………………………………………………………13 2.3.2搖臂與氣門桿頂面間接觸應力的計算………………………………14 2.4推桿的設計………………………………………………………………………14 2.4.1 推桿的功能結構形式……………………………………………………14 2.4.2尺寸設計…………………………………………………………………14 2.5 挺柱的設計……………………………………………………………………16 2.5.1 挺柱的結構………………………………………………………………16 2.5.2平面挺柱導向面與導向孔之間的擠壓應力的計算……………………16 2.5.3 平面挺柱的最大速度……………………………………………………16 2.5.4凸輪與挺柱間接觸應力的計算…………………………………………17 2.6凸輪的設計………………………………………………………………………18 2.7 凸輪軸的設計…………………………………………………………………19 2.7.1 凸輪軸基本要求…………………………………………………………19 2.7.2凸輪軸計算………………………………………………………………20 2.8本章小結………………………………………………………………………21 第3章Pro-engineer和Adams軟件理論基礎……………………………………23 3.1虛擬樣機技術介紹……………………………………………………………23 3.2虛擬樣機強有力的工具…………………………………………………………24 3.3 用Proe和Adams開發(fā)虛擬樣機的主要流程…………………………………24 3.4 多體動力學………………………………………………………………………25 3.5本章小結…………………………………………………………………………28 第4章 建模與仿真…………………………………………………………………29 4.1 Proe實體建?！?9 4.2建立Proe裝配圖…………………………………………………………………32 4.3將裝配圖導入Adams……………………………………………………………34 4.4配氣機構多體動力學仿真結果及分析…………………………………………35 4.5本章小結…………………………………………………………………………42 結論………………………………………………………………………………………43 參考文獻 ………………………………………………………………………………44 致謝………………………………………………………………………………………46 第1章 緒 論 1.1 課題研究的目的和意義 1.1.1設計的目的 建立在計算機實體建模及可視化基礎上的虛擬樣機技術是應用于現(xiàn)代工程設計領域的數(shù)字化設計及分析工具。應用計算機技術對柴油機配氣機構進行仿真分析，從而得到發(fā)動機在供作時，配氣機構中個零件的參數(shù)。為配氣機構的設計提供便利。 1.1.2設計的意義 氣門機構是發(fā)動機進/排氣系統(tǒng)的重要組成部分。同時，進排氣閥門噪聲也是發(fā)動機噪聲的主要來源之一。隨著發(fā)動機轉速不斷提高以及廣泛采用的多氣門方案都可能導致發(fā)動機進排氣閥門噪聲的增加。在發(fā)動機噪聲法規(guī)的日益嚴格的今天，對發(fā)動機進排氣閥門的運動分析是很有意義的。 計算機輔助設計也是意義重大?，F(xiàn)代社會分工中，設計工作是一項各行業(yè)都需要的重要工作，其對行業(yè)的發(fā)展、各項工作的開展都有著重要的積極。服裝設計、機械設計、工程設計、汽車設計、圖形圖像設計等已經(jīng)成為了行業(yè)工作所必須的工作。計算機輔助系統(tǒng)的出現(xiàn)為設計人員的工作帶來了巨大的變化，其極大的緩解了傳統(tǒng)手工制圖設計存在的勞動量大、不易修改等缺點，促進了設計工作的改革以及工作效率的提高?？茖W的分析計算機輔助設計對設計工作的重要意義有助于相關軟件企業(yè)針對行業(yè)應用細化計算機輔助設計系統(tǒng)，為設計工作提供更加便捷、穩(wěn)定的輔助設計系統(tǒng)。 1.2柴油機配氣機構現(xiàn)狀 過去的配氣機構設計，只單一研究凸輪，而沒有考慮其他零部件產生的影響。由于配氣機構是一個彈性系統(tǒng)，它由許許多多的零部件所組成，往往一個成功柴油機所采用的凸輪應用于其他類型的柴油機上不一定效果會好，凸輪必須和整個配氣機構系統(tǒng)結合在一起進行考慮，良好的凸輪設計也必須與系統(tǒng)的其他零部件正確匹配，才能達到希望的效果圖[1~4]。 為了準確研究配氣機構的動態(tài)性能，了解氣門的實際運動規(guī)律，在機構動力學仿真分析方面，目前已采用了多種 分析模型。其中比較基礎的是單自由度質量模型。它是將機構簡化成由一個質點、彈簧及阻尼器組成的系統(tǒng)，它把機構的質量簡化到一個質點上，把機構的彈性等加到一個等剛度無質量的彈簧上，阻尼等效到阻尼器上，該模型具有簡單、方便等特點，可以滿足一般的低、中速柴油機的要求，但由于把質量和剛度都等效到一個點上，不能求出機構各部件的運動和受力情況，不能判斷機構零件之間是否發(fā)生飛脫，也無法得知彈簧的振動情況。為了克服單自由度模型存在的不足，發(fā)展了多自由度質量模型。多自由度質量模型具有比單自由度質量模型更為真實反映實際機構狀況的優(yōu)點，利用多自由度質量模型能精確地研究各傳動部件的運動規(guī)律和受力情況，也能分析氣門彈簧的振動情況[5~10]。對于多自由度質量模型，最主要的問題是計算的復雜性，隨著計算機技術的發(fā)展和廣泛應用，各種商業(yè)配氣機構軟件的推廣，多自由度質量模型已逐漸成為配氣機構動力學建模的主要方式。 20世紀初仿真技術已得到應用。例如在實驗室中建立水利模型，進行水利學方面的研究。1940～1950年航空、航天和原子能技術的發(fā)展推動了仿真技術的進步。1960年計算機技術的突飛猛進，為仿真技術提供了先進的工具，加速了仿真技術的發(fā)展。采用仿真技術，可以在計算機內對內燃機產品的部件裝配并進行機構運動仿真，由仿真運行可校核部件運動軌跡，及時發(fā)現(xiàn)運動中部件干涉隱患；對部件裝配進行動力學仿真，可校核機構受力情況；根據(jù)機構運動約束及保證性能最優(yōu)的目標進行機構設計優(yōu)化，可最大限度地滿足性能要求，對設計提供指導和修正。通過幾個五年計劃的努力，我國仿真技術得到了快速發(fā)展，并取得了突破性成果。在國防工業(yè)領域，建成了不同類型的半實物仿真系統(tǒng)。在軍事領域建立了指揮、作戰(zhàn)、訓練的仿真系統(tǒng)及半實物仿真試驗室。我國的多媒體仿真技術正處于起步和發(fā)展時期，清華大學、北京大學、華中理工大學和一些部隊院校已開始了有關這方面的研究。目前，國內大學和企業(yè)己進行了機構運動、動力學仿真方面的研究和局部應用，能在設計初期及時發(fā)現(xiàn)內燃機曲柄連桿機構運動干涉，校核配氣機構運動、動力學性能等，為設計人員提供了基本的設計依據(jù)。 1.3設計內容 氣門-凸輪式配氣是目前內燃機上應用最廣泛的配氣形式 ,本文采用的柴油機配氣機構為下置凸輪軸式、滾輪隨動件、叉型搖臂雙氣門配氣機構，主要由凸輪軸、滾輪、推桿、挺柱、搖臂、氣門墊塊、氣門、氣門座等部件組成。 用Pro/E軟件對配氣機構各零部件進行立體建模，根據(jù)各零部件之間的位置和約束關系建立起配氣機構的裝配模型?？紤]到該模型進行仿真分析時的可視化效果，各機構模型均按照實際結構建立。各零部件的質量、轉動慣量、質心位置等物理特性參數(shù)均由三維CAD軟件Pro/E精確計算得到[11~14]。 再將模型導入ADAMS軟件進行多體動力學計算，MSC.ADAMS采用世界上廣泛流行的多剛體系統(tǒng)動力學理論中的拉格朗日方程方法，建立系統(tǒng)的動力學方程。對于剛體i,采用質心在慣性參考系中的笛卡爾坐標和反映剛體方位的歐拉角或廣義歐拉角作為廣義坐標，接著建立約束方程和作用力方程 ,并將它們都寫成廣義坐標的表達式，最后用拉格朗日乘子法建立系統(tǒng)的運動微分方程[15~18]。 1.4用計算機輔助配氣機構設計分析 在靜態(tài)優(yōu)化設計中，將配氣機構看作絕對剛體，不考慮它在運動時的彈性變形，用該方法設計凸輪型線，主要用以下三項指標來判別其好壞：（1）靜態(tài)充氣性能。通常用挺柱升程、豐滿系數(shù)和時面值來表示，希望此值越大越好。（2）靜態(tài)加速度峰值。即挺柱的最大正負加速度值。其絕對值越小，凸輪軸的高速動態(tài)性能越好。（3）輪廓面最小曲率半徑或凸輪與挺柱表面的接觸應力。設計凸輪時，應避免凸輪曲率半徑過小，否則會導致接觸應力過大，使凸輪出現(xiàn)過早磨損。用靜態(tài)優(yōu)化設計的凸輪，雖然加速度曲線不連續(xù)，配氣機構慣性力可能會產生突變，時面值較大。但當柴油機轉速上升時，配氣機構的彈性變形會引起氣門的劇烈振動，嚴重時會破壞氣門的正常工作，產生飛脫和反跳，這不僅加劇了柴油機的振動、噪聲和零件間的磨損，還會使充氣效率下降，為了解決靜態(tài)設計的不足，人們提出了動態(tài)設計的方法[19~25]。 在動態(tài)設計中，考慮到系統(tǒng)的彈性變形，氣門在工作中會產生振動，影響配氣機構動力性能和平穩(wěn)性，因此必須對配氣機構在工作中的動態(tài)特性進行評估。在動態(tài)優(yōu)化設計中，考慮彈性變形，把配氣機構看成彈性系統(tǒng)，主要由下列指標來評價凸輪型線：（1）氣門的動態(tài)加速度峰值：根據(jù)單質點振動模型或多質點振動模型計算出最大加速度峰值和第一個負加速度峰谷，以及落座后的氣門動態(tài)響應。（2）動態(tài)充氣性能：考慮進排氣管壓力波動、多缸機各缸的進氣不均現(xiàn)象及配氣相位對充氣性能的影響。隨著柴油機轉速的提高，靜態(tài)和動態(tài)充氣性能的差別越來越大，這主要是由兩部分因素引起的，一是當轉速提高，吸氣沖程時間縮短，進排氣管壓力波的動態(tài)響應增大；另外一方面氣門發(fā)生脫離和反跳，破壞了正常的靜態(tài)充氣性能。（3）挺柱與凸輪表面的動力潤滑磨損情況以及氣門頭部的磨損情況[26~30]。 1.5 本文研究內容 本文主要對配氣機構的個零件的形狀和尺寸進行設計，得到個零件圖的詳細尺寸，再通過計算機軟件即Pro-engineer進行三維的實體建模，得到個零件的三維圖，將各個零件裝配到一起，得到配氣機構的裝配圖。通過三維轉配模型導入ADAMS軟件，通過ADAMS軟件對配氣機構進行仿真分析。主要內容如下： （1）通過對配氣機構的運動學與動力學的分析與計算、配氣機構桿構受力的分析與計算，建立S195型柴油機曲軸連桿機構的數(shù)學模型。 （2）根據(jù)設計要求運用Pro/e三維繪圖軟件在計算機內建立準確的軸系各構件的實體模型，主要包括凸輪軸、挺柱、推桿、搖臂、氣門等。 （3）對S195型柴油機曲軸連桿機構模型運用ADAMS多體動力學軟件進行動態(tài)仿真。 （4）根據(jù)仿真導出數(shù)據(jù)曲線，對曲線進行分析。 第2章 配氣機構零部件設計 2.1氣門 2.1.1氣門設計的基本要求 （1）材料方面 氣門的工作溫度是確定氣門材料的主要因素。在氣門工作溫度范圍內材料應具有足夠的強度。韌性和表面硬度。由于排氣呢錐面磨損常為腐蝕磨損，因此在選擇材料時候必須考慮化學腐蝕（主要是硫和磷）的性能。進氣門錐面多屬磨損摩擦，因此進氣門側重耐磨。 （2）結構方面 要求結構簡單、加工方便，且頸部形狀也要恰當，以便減少氣體的流動阻力，增加其進氣沖量。在保證足夠的強度、剛度和耐磨性的前提下的重量選擇。 2.1.2氣門的工作條件分析及材料的選擇 氣門室發(fā)動機的重要零件之一。工作時需要承受較高的機械負荷和熱負荷，尤其是排氣門，由于經(jīng)常高溫燃氣的沖刷，因而易于產生漏氣。腐蝕與燒損等現(xiàn)象，工作條件也更為嚴酷。氣門工作時承受落座沖擊負荷及燃氣壓力給以的靜負荷，這種靜負荷一般在4左右，而沖擊負荷一般為11.6左右；氣門的工作溫度：進氣門約為200o450o，而排氣門則可達650o850o，甚至更高，下面是195 柴油機的排氣門的溫度場。 氣門材料的選擇必須考利到它的工作溫度、腐蝕、沖擊載荷以及氣門桿部與端面的耐磨等因素。而且進、排氣門的對材料的要求也是不同。就S195發(fā)動機的選材：進氣門的材料用40Cr；排氣門的材料用40Cr9Si2。氣門選擇材料的方法： （1）馬氏體鋼 一般氣門中采用鐵素體合金鋼，含碳量在0.350.80%之間，經(jīng)淬火后可得到馬氏體組織以上耐磨的要求，這種材料的機械性能加工性好，滑動性好，在工作溫度超過650℃的排氣門上廣泛應用，如4crsi2、4Cr、10Si2Mn等。但在強化程度較高的發(fā)動機上，由于熱負荷和機械負荷高，因而對氣門錐面的耐磨、耐腐蝕性能提出更高的要求，這時，可采用堆焊氣門，這是一種頭部采用奧氏體鋼，桿部采用馬氏體鋼的氣門?？捎媚Σ梁富蜷W光焊來堆焊。堆焊氣門設計的關鍵是正確地焊接部位。應從以下兩個方面來考慮：首先界面處應在氣門頭部應力區(qū)之外并離頸部頂圓弧中點附近的熱點較遠；其次耐熱性較差的桿部材料不要受到高溫燃氣的侵蝕；焊接的部位以選在氣門全開時界面與導管下端相齊或略高為宜。 （2）奧氏體鋼 這類鋼在常溫和工作溫度下基本上全是奧氏體組織，不能淬硬。它的高溫強度好，耐腐蝕性好、奧氏體鋼用做高功率柴油機的排氣門，其最高工作溫度允許達870℃。國產奧氏體鋼4Cr14NiW2Mo廣泛用作機車和大型載重汽車的柴油機排氣門。 2.1.3氣門頭的設計 （1）氣門頭部的形狀 氣門頭部的形狀除了影響氣體的流通特性之外，還會影響到氣門的剛度、重量、導熱性能以及制造成本等，同時也關系到氣門的使用期限。因此根據(jù)不同發(fā)動機的不同情況進行具體的分析，然后確定合理的方法。根據(jù)195柴油發(fā)動機的結構采用平底型氣門。因為這種氣門的結構簡單、工藝性好、受熱面小，具有一定的剛度， 圖2.1平底型氣門 基本上式滿足進排去的要求。這種型號在各類柴油機得到了廣泛的運用。圖2.1是平底型氣門的示意圖。 （2）氣門頭部的直徑 增大進、排氣流通截面是減少進、排氣阻力，提高進氣量的途徑，同時氣門頭部直徑的選擇還要考慮到燃燒室的形狀，氣缸蓋進、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。綜上的條件195柴油發(fā)動機的進、排氣門的直徑都取36mm。 （2）氣門錐面斜角 在氣門開啟初期及接近關閉時，氣門錐面斜角的大小對于氣體的流通斷面有較大的影響。這時的流通斷面大致與斜角的余弦成正比。此外，氣門與氣門座之間的單位壓力隨斜角的增加而增大，而氣門與氣門座之間的相對滑移則隨斜角的減小人減小，因此氣門的確定必須根據(jù)發(fā)動機的綜合情況而定，對于195柴油發(fā)動機的氣門斜角都是45°。 （4）氣門頭部厚度及錐面寬度 　 氣門頭部厚度Ｔ的設計，主要是從氣門的剛度來考慮，氣門在燃燒壓力的作用下會引起變形，變形過大會使氣門的密封性下降，錐面磨損加劇。由于頭部厚度Ｔ對氣門的剛度影響比頸部圓?。乙蟮枚?，因此當需要增加氣門剛度時首先考慮增加頭部的厚度。如果還受到氣門質量的限制，則常用適當減小頸部圓弧半徑來得到彌補。厚度Ｔ與氣門頭部的外徑有一定的比例，一般 （2.1） 式中，為氣門頭部錐面厚度，為氣門頭部外圓直徑。 S195柴油機氣門的頭部厚度： 取4.0mm。 氣門錐面的寬度與厚度有關，一般當時： （2.2） 式中，為氣門錐面的寬度。 對于S195柴油機的氣門錐面寬度 mm。 取為4.0mm注意提醒的是，并不是所有的b都參與了密封，真正起到密封的是一條位于寬度b中間附近的密封帶，密封帶的寬度b小得多，氣門的大部分熱量是通過這條密封帶傳出去的，密封帶較寬則傳熱的效果就較好，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，因此需綜合這兩個方面的因素來選取氣門密封帶的寬度，其寬度一般取1.53.0, S195柴油機的密封帶寬度，經(jīng)過查表是2.3mm。 2.1.4氣門桿的設計 （1）氣門桿的結構 氣門桿通常是做成實心的，但是為了減輕質量，對于高速發(fā)動機，它的溫度很高，將氣門桿做成空心，并在排氣門的桿內充油金屬鈉進行冷卻以降低熱負荷，對也S195柴油機為了考慮到它的成本問題，就直接將它設計成實心氣門桿。 （2）氣門桿頸 氣門桿的頸部選擇決定也排氣所需的耐久性，增加桿的頸部有利于氣門的熱量逸散。桿的頸部選擇還決定于它在導管中運動時側向力的大小。氣門通過凸輪挺柱和搖臂來驅動時，桿部受到的側向力就比較小。氣門桿的頸部增大也會引起質量的增加，工作時的慣性力增加，落座時沖擊負荷增加的一系列問題。根據(jù)經(jīng)驗公式，氣門桿的頸部可取頭部外徑的（1625）%?？紤]到加工和維修的方便，一般進排氣門桿的頸部取相等。195柴油機的氣門桿的直徑： mm。 （2.3） 根據(jù)195型柴油機選取氣門桿直徑 mm。 （3）氣門桿長度 氣門桿長度決定于氣缸蓋和氣門彈簧的設計，一般總希望短些，以便降低發(fā)動機的總高度，減小氣門的質量，通常 （2.4） S195柴油機的 mm。 （4）氣門桿表面的熱處理工藝 要經(jīng)過淬火處理，要求的硬度不小于HRC50。才能滿足其工作條件。 （5）氣門桿與彈簧的鎖緊 為了防止氣門彈簧和氣門鎖夾斷裂時氣門落入氣缸而引起嚴重的事故，可以在氣門鎖夾槽的下部增加一段凹槽，然后嵌入彈簧圈，凹槽的位置應能保證氣門的下落量只比氣門最大升程大12mm就可以。如圖2.2柴油機的鎖緊的組合圖。 1- 氣門 2— 氣門鎖夾 3—彈簧座 4—氣門彈簧 圖2.2氣門彈簧鎖緊圖 2.1.5氣門的主要損壞形式和預防措施 （1）排氣門的燒損原因 a. 材料的高溫耐蝕性不夠。 b. 燃燒殘渣沉積在錐面，不能自行排出，使氣門與氣門座之間的導熱性變壞，造成錐面局部溫度升高，促使氣門材料燒損。 c. 氣門座由于熱應力或裝配不當產生扭曲，在高溫和氣體壓力作用下氣門頭部變形，因而造成氣門漏氣。 2.預防的措施： a. 選擇在高溫下耐腐蝕性好的材料。應考慮柴油中含硫、重油中含釩的影響。 b. 在氣門錐面堆焊基合金。 c. 適當?shù)脑黾託忾T頭部厚度，借以減少氣門在工作時的變形和在頭部邊緣的熱積 蓄。 d. 改善冷卻水道的布置，適當?shù)脑黾託忾T座圈的接觸高度，以利充分散熱，降低氣門的工作溫度。 e. 采用氣門選裝機構。 2.2氣門彈簧的設計 2.2.1氣門彈簧的設計要求 要使氣門在氣門座上嚴密的配合和在挺柱沿著基圓運動的整個周期內保持氣門關閉狀態(tài)密封；在挺柱帶有負加速度時，在氣門、挺柱和凸輪要保證不變的運動學關系。要保證氣門嚴密配合： （2.5） 式中，是在氣門關閉時最小的彈簧力，為喉口的面積，及是排氣管的壓力和在進氣時氣缸內的壓力，柴油機的壓差為0.020.03MPa。 在氣門機構零件之間運動學的關系保證在： （2.6） 式中，K為儲備系數(shù)（對柴油機機械離心式調速器時，取K=1.281.5,對化油器式發(fā)動機取K=1.331.66；是在挺柱有負加速運動時，換算到氣門一邊的機構慣性力。 2.2.2彈簧介紹 （1）氣門彈簧的作用 氣門關閉時，確保氣門和氣門座的閉合密封,氣門開啟時，使氣門準確的隨凸輪運動。 （2）氣門彈簧的工作條件 氣門彈簧承受高頻交變載荷，工況惡劣，故需精心設計，才能使其長期可靠地工作。氣門彈簧一旦斷裂會造成嚴重的發(fā)動機事故。氣門彈簧的設計常常受到尺寸上的限制，因此氣門彈簧應有合理的結構與尺寸，彈簧材料應有較高的疲勞強度，制造上應保證一定的精度并盡力避免各種缺陷。 （3）氣門彈簧的結構 氣門彈簧通常采用圓柱螺旋壓縮彈簧。目前在大多數(shù)柴油機上都是一個氣門裝兩個氣門彈簧，它既可充分利用空間，減小彈簧高度尺寸，又易保證彈簧所需要的彈簧力，并且在一個彈簧萬一斷裂時，也有可能在一定時間內防止氣門落入氣缸。采用雙彈簧時，內、外彈簧的螺旋方向應相反。此外，由于兩個彈簧的自振率不相同，可以相反阻尼作用，從而減少共振危險。氣門彈簧鋼絲直徑大多在（2.55.55）mm范圍內，彈簧旋繞比 一般為69（為彈簧的中徑）。 （4）氣門彈簧的選材 氣門彈簧在應的工作溫度下承受交變載荷，為使彈簧能長期的可靠工作，要求彈簧材料不僅具有良好的機械性能，而且應有足夠的抗應力溫度松弛的能力，在工作中不致產生過大的彈力消失現(xiàn)象。一般認為彈簧力小于名義值的85%以下時，彈簧就已經(jīng)失效，不能繼續(xù)使用，這是決定彈簧使用期限的一個重要因素，在彈簧設計時應根據(jù)彈簧的工作溫度和應力大小合理的選擇彈簧材料。 氣門彈簧材料一般為碳素彈簧鋼絲（I、II、III組）、65mn和50CrVA彈簧鋼絲等。 碳素彈簧鋼絲有冷拉和油催化—回火兩種狀態(tài)。對于195B柴油機的氣門彈簧用的就是冷拉鋼絲。因為冷拉鋼絲有較高的抗拉強度（鋼絲的直徑越小，強度就越高），成本低廉，但是抗應力—溫度松弛能力較差，使用與中等負荷的發(fā)動機使用，對于油淬火—鋼絲的強度與鋼絲直徑關系不大，與冷拉鋼絲相比較，直徑在3mm左右的鋼絲，它們的彈性極限大致相同，小于此直徑的，冷拉鋼絲強度高，反之，油催化—回火鋼絲強度高。油淬火—回火鋼絲的優(yōu)點在于熱穩(wěn)定性較好，可適應用較高工作溫度。對于各種彈簧材料適用的最高工作溫度見表2.2.1。 表 2.1 各彈簧材料最高工作溫度表 材料 最高工作溫度（℃） 碳素彈簧鋼絲和65Mn彈簧鋼絲 120 油淬火—回火碳素彈簧鋼絲 150 50CrVA彈簧鋼絲 210 （5）氣門彈簧特性曲線與氣門慣性力曲線的配合 在設計時首先作出氣門升程曲線和發(fā)動機最高轉速時的加速度曲線，將加速度的坐標乘以配氣機構在氣門端的總當量質量即得到氣門慣性力曲線（實際慣性力應與加速度方向相反）、由氣門運動規(guī)律測試表明，實際的氣門慣性力變化如下圖虛線所示的情況，在從正慣性力過渡到負慣性力的波動最大，最易發(fā)生系統(tǒng)的脫落，彈簧力應超過氣門系數(shù)振動時的慣性力，并且有一定的余量。在初步選定了和后，在氣門升程曲線右方作出彈簧曲線方程，并在方程曲線上的C1、C2、C3 、C0等點處引水平線和垂直線，將水平線上截得的彈簧長度量到對應的垂直線上，在慣性力圖上（圖2.3） 得到彈簧力曲線，彈簧力至少要比慣性力大30%，在慣性力從正變負區(qū)域彈簧力的儲備量還應更大一些，此時可對、作出適當?shù)恼{整，以來滿足要求。 圖2.3彈簧慣性力 2.2.3氣門彈簧的有關計算 已知：凸輪軸的轉速，和凸輪軸的角速，進氣門的最大升程，進氣門喉口直徑，圓弧凸輪線的尺寸： ，搖臂的尺寸：， 挺柱的升程、速度和加速度曲線圖。彈簧的材料采用彈簧鋼，=35，。 彈簧的最大彈力 （2.7） 式中 ，為單面氣門機構總重量，為挺柱升程,為搖臂比,為凸輪軸角速度。 彈簧最小的彈力： =149N （2.8） 彈簧預壓縮變形量： =17.25mm （2.9） 式中，為凸輪基圓半徑，為凸輪頂部半徑。 內、外彈簧之間的負荷分配： 內彈簧： （2.10） 式中，為內彈簧最大壓力，為內彈簧最小壓力。 外彈簧： （2.11） 式中，為外彈簧最大壓力，為外彈簧最小壓力。 彈簧的尺寸： a、彈簧鋼絲直徑 ：外彈簧鋼絲直徑，內彈簧鋼絲直徑。 b、彈簧的平均直徑：外彈簧平均直徑，內彈簧平均直徑。 c、彈簧的工作圈數(shù)： （2.12） 式中，G=8.3是鋼絲剪切彈性模量，為彈簧直徑，為最大變形量。 d、彈簧總圈數(shù): （2.13） e、氣門全開時彈簧的長度: （2.14） f、 自由彈簧的長度： mm mm （2.15） 2.3搖臂的設計 2.3.1搖臂的工作原理 搖臂是推桿和氣門之間的傳動件，它是推桿傳來的力改變方向后作用于氣門尾部以推開氣門。 搖臂的幾何尺寸決定于氣門和凸輪軸的相對位置。為了獲得較輕的質量剛性好的結構，往往才有T字型的或者I字型的斷面。195柴油機采用的就是T字型搖臂斷面。 搖臂比： 搖臂有長、短臂之分，長短之比成為搖臂比，其值在1.6左右。長臂推動氣門的桿端，短臂端的螺孔中裝有氣門間隙調節(jié)螺釘和鎖緊螺母，氣門間隙調節(jié)螺釘?shù)那蝾^與推桿上端的凹球端頭接觸，根據(jù)195柴油機的外形結構確定其搖臂比為46/32=1.44。 搖臂潤滑：搖臂依靠搖臂軸支撐在搖臂支座上，搖臂鉆有油孔，搖臂軸為中空型，機油由支座油道經(jīng)搖臂軸內腔潤滑到搖臂的襯套，然后從搖臂上油道上流出，滴落在搖臂兩端進行潤滑。 搖臂的定位：搖臂軸上兩搖臂間裝有搖臂彈簧，防止搖臂軸向竄動，從而保證各搖臂相對氣門桿的確定位置。在195柴油機上，采用的是用搖臂支座將兩個搖臂分開，并且在兩邊緣處用卡簧將其鎖緊。 搖臂的材料：所采用的材料是QT60—2搖臂在與氣門的尾部接觸時既有滾動又有滑動，所以對材料的要求是要耐磨，為了防止磨損影響正常的配氣相位，故該表面要求淬火熱處理的工藝。 2.3.2搖臂與氣門桿頂面間接觸應力的計算 （2.16） 式中，為氣門桿頂面上的最大作用力，為搖臂敲擊部分的球面半徑； 搖臂與氣門頂面間的許用接觸應力：。 搖臂斷面總應力為： =400 （2.17） 式中，為氣門上的最大作用力，為氣門側搖臂計算斷面的斷面模數(shù)，—氣門側搖臂斷面的面積。 上述應力的許用值如下：鑄鐵，鍛造碳鋼，鍛造合金鋼：，鑄鋼：，輕合金：。對于195柴油機選擇。 2.4推桿的設計 2.4.1推桿的功能結構形式 推桿是把凸輪的運動從凸輪軸傳至頂置氣門處，完成發(fā)動機的配氣。 推桿是一個細長桿材料為45號鋼，在工作時容易發(fā)生縱向彎曲，它是配氣機構中剛度薄弱的環(huán)節(jié)。在S195型柴油機上是采用冷拔無縫鋼管（或鋁制空心管）制造。采用冷拔無縫鋼管可減輕它的質量，減小往復慣性力。此外，縮短推桿的長度是減輕質量，提高縱向彎曲應力和整個配氣機構剛度的有效辦法。 2.4.2尺寸設計 根據(jù)195柴油機的結構，擬取它的長度設計為291mm ，外徑9mm，球頭半徑4.5mm。 （1）推桿校核 推桿的縱向彎曲按下列計算： （2.18） 式中，為作用于推桿上的臨界力，為推桿材料的彈性模量，推桿中央橫斷面的慣性力； （2.19） 式中，為推桿的外徑，為空心推桿的孔徑。 （2.20） 式中， 為作用在推桿上的最大作用力。 對于各種用途的發(fā)動機，在如下的范圍：高功率輕型發(fā)動機，，汽車拖拉機發(fā)動機，高速船用發(fā)動機，，固定式和船用發(fā)動機。 （2）接觸應力的計算 接觸應力按下面的公式計算： = 180 （2.21） 式中 ，為作用于推桿上的最大作用力，為挺柱與推桿兩種材料的平均彈量，為推桿的球頭半徑，為挺柱球面支座的半徑。 對于各種用途發(fā)動機的許用接觸應力如下：汽車拖拉機發(fā)動機的接觸許用應力為=150200，固定式和船用發(fā)動機為=100120，因為故設計尺寸滿足要求，即，推桿的長度為291mm ，外徑9mm，球頭半徑4.5mm。 2.5挺柱的設計 2.5.1挺柱的結構 挺柱的功能是按凸輪的運動規(guī)律推動傳動機構，同時承受凸輪的側向壓力。特別是挺柱的底面，由于和凸輪表面接觸的面積很小，接觸應力很大，表面磨損很大，甚至可能刮傷，因此挺柱側面以及底面要求耐磨。形狀是筒型，這種結構可以減輕它的質量，從而達到減小它的往復慣性力。它的這種結構同時也保證凸輪軸在旋轉時，挺柱底面所受的偏心切向力使挺柱產生旋轉運動，保證工作表面的磨損時很均勻的挺柱的軸線相對于凸輪的軸線的偏移量為13，而195柴油機的偏移量為2mm。 對于195柴油機采用的是平面挺柱，它的特點是結構簡單，質量輕。對于高速發(fā)動機也是比較適合的。 挺柱的材料一般用的是低碳鋼底部堆焊合金，或者鑄鐵底部采用冷激，或球墨鑄鐵制造，其摩擦表面應經(jīng)過熱處理提高硬度后精磨。挺柱的材料和底面的硬度是和凸輪軸材質及凸輪表面的硬度相匹配的。對與195柴油機的是20鋼制造，底部堆焊合金，熱處理的硬度≧HBC55。凸輪軸的材料為45鋼，凸輪表面淬火處后，硬度為BRC5465。 2.5.2平面挺柱導向面與導向孔之間的擠壓應力的計算 最大擠壓應力按下式計算： （2.22） 式中，為挺柱導向面直徑，是在凸輪的計算位置是，挺柱插入導向孔中的長度是作用在凸輪上的最大力矩。 2.5.3平面挺柱的最大速度 平面挺柱的最大速度受限于挺柱端面的直徑，依據(jù)平面挺柱的凸輪機構運動學可知，挺柱與凸輪的接觸點偏移量e與挺柱的速度成正比： 因此，挺柱端面直徑， 由發(fā)動機的總體布 置決定，則確定挺柱的最大速度必須保證凸輪與平面挺柱不產生干涉，為此滿足 （2.23） 2.5.4凸輪與挺柱間接觸應力的計算 （1）平面挺柱接觸應力的計算： （2.24） 式中，作用在凸輪上的力，凸輪廓線瞬時曲率半徑，為凸輪與挺柱底面間的接觸線寬度，、分別為凸輪材料與挺柱所用材料的泊松比， 、 分別為凸輪材料與挺柱所用材料的彈性模量。 以上或當使用的材料為鑄鐵可取做0.27，材料為鋼材是取0.30。彈性模量經(jīng)過查表可知:碳鋼：（），如使并將此值代入公式中則可以簡化： （2）挺柱的導向面直徑 與長度按照下面的公式確定 （2.25） =（14.2519） 取 16mm 式中，氣缸直徑，=（4859）mm。 根據(jù)S195的結構取=58mm,挺柱的導向面直徑與挺柱孔間的徑向間隙一般在0.020.08mm的范圍內。 （3）挺柱頭部球面支座的設計 挺柱頭部加工有凹形的球面支座，它是支撐推桿球頭的。在這種球頭與球面支座的配合副中，為了再兩者之間形成楔形油膜，球面支座半徑應比推桿的球頭半徑略大，但與也不應相差過大，否則將使接觸應力劇增，一般。 2.6 凸輪的設計 雖然瞬時的打開和關閉氣門能夠獲得最大的時間截面，但是這樣做會使零件產生很大的慣性力。因此在設計配氣機構時選用這樣的凸輪型線，使它保證可以有足夠的氣缸沖量的同時，同時也保證運動零件的慣性力數(shù)值在允許的范圍內。 （1）凸輪的設計時應該滿足以下的要求 a. 具有合適的配氣相位。它能照顧到發(fā)動機功率、扭矩、轉速 b. 燃油消耗量、怠速工況和啟動等各方面的性能要求。 c. 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些。 d. 加速度不宜過大，并應連續(xù)變化。 e. 具有恰當?shù)臍忾T落座速度，以免氣門和氣門座的過度磨損和損壞。 f. 應使配氣機構在所有工作轉速范圍內都在平穩(wěn)工作，不產生脫離現(xiàn)象和過大的振動。 g. 工作時噪聲較小。 h. 應使氣門彈簧產生共振的傾向達到最小程度。 i. 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)動機的具體情況要求，抓住主要矛盾，協(xié)調各種因素，妥善解決。 凸輪線性通常根據(jù)所選的線型形成規(guī)律做出，這樣保證制造比較簡單的凸輪線形。 （2）凸輪的基圓設計 圓弧凸輪凸輪的外形輪廓由若干段圓弧構成。為了使圓弧凸輪可靠的工作，必須使其外形圓滑，各段圓弧在交接點處有公切線，這就要求圓弧凸輪各幾何參數(shù)只見滿足一定的關系式。這種凸輪設計比較方便，被廣泛應用于一般柴油機配氣機構。 凸輪型線從基圓開始繪制，從保證配氣機構有足夠剛性的條件出發(fā)選擇它的基圓半徑，其值是根據(jù)凸輪軸直徑來決定的，已知凸輪軸的直徑，一般取，取。 S195柴油機的配氣相位角，根據(jù)手冊可以得到： 表2.2 配氣相位角 進氣前角 進氣滯后角 排氣提前角 排氣滯后角 19° 49° 47° 21° 配氣相位與凸輪的作用角 （2.26） 式中，為進排氣的提前開啟角，進排氣的滯后關閉角。 凸輪頂部的圓弧半徑 （2.27）取。 凸輪腹弧半徑 （2.28） 取。 2.7 凸輪軸的設計 2.7.1 凸輪軸基本要求 凸輪軸設計的要求,（1）正確的設計進排氣凸輪的位置，實現(xiàn)配氣正時，使柴油機正確的按照一定規(guī)律運轉。（2）從柴油機的總體布局來設計凸輪的允許彎曲變形，合理的計算出支撐它的軸頸數(shù)目，軸頸的直徑、和凸輪軸的最小直徑尺寸。（3）選擇合理的材料和熱處理工藝，使它不僅有足夠的剛度與韌性，而且要使凸輪和支撐軸的表面有合理的硬度，具有較好的耐磨性。 凸輪軸的結構,S195柴油機是小功率柴油機，可以采用整體式凸輪軸，它的結構較緊湊，這種結構都是將凸輪軸從機體一端插入的，所以將它的兩個支撐軸頸加工的尺寸大小是不同，前端的支撐軸頸尺寸大，后端的小些，而且前端軸頸的尺寸必須大于凸輪軸的高度，這樣便于安裝。軸頸上安裝滑動軸承。 凸輪軸支承軸頸的數(shù)目,由于該柴油機是單缸四沖程發(fā)動機，不需要將支承軸頸設計的過多，只是將凸輪軸的前后端各設計一個就已經(jīng)足夠了，所以將該軸頸數(shù)目為2個。因為凸輪軸要承受一定的機械強度，必須要有足夠的強度和韌性，同時還應具有一定的耐磨性，才能讓發(fā)動機在正常的工況下工作，選擇碳鋼，一般選擇45鋼就可以滿足要求了。S195柴油機經(jīng)過查表得知，采用鐵基粉末冶金，它是將它直接安裝在凸輪軸軸承座孔內，它的型號：195—01018 如表2.3。 表2.3軸承座尺寸 內徑 外徑 寬度 前端 40 47 27 后端 28 35 26 2.7.2凸輪軸計算 （1）凸輪軸的定位方式： 定位的原因:由于汽車的上下坡或者在加速的時候，都可能使凸輪軸發(fā)生軸向竄動。為防止由此引起的對配氣定時的不良影響，需要采用軸向定位措施。對s195型柴油機的采用的是軸向定位方式。 （2）凸輪軸的最小直徑確定： 凸輪軸的最小尺寸可以按照下面的公式：上式中的是凸輪的基圓半徑，由表可知：=14，當轉速較高時，支承軸頸間距離較大、凸輪上受力較大時取上限值。 凸輪軸支承軸頸與軸承孔德徑向間隙一般在0.020.03mm，范圍內，軸向間隙為0.010.25mm。 （3）凸輪軸的熱處理工藝： a. 滲碳； b. 滲碳； c. 機械加工； d. 高頻淬火（回火）； f. 機械加工； （4）凸輪軸的損壞形式： a. 支承軸頸的磨損。 b. 凸輪表面的磨損、刮傷和點蝕。 （5）凸輪軸的計算： 根據(jù)氣門彈簧和配氣的計算的：配氣機構運動零件的質量，，，和，搖臂的尺寸：mm, =32mm 凸輪軸的角速度ω=115rad/s彈簧的最小彈力是=239N，進氣門的喉口直徑=36mm。 從排氣門作用到凸輪上的最大的力為： （2.29） 式中， 為排氣門的直徑，為進氣門的直徑。 凸輪軸的彎曲量： （2.30） 式中，為鋼的彈性模量。 凸輪軸跨距長度：； 根據(jù)結構總體布置來取軸的外徑，軸的外徑，選取時要考慮利用軸的外徑向凸輪供給潤滑油和保持軸要具有足夠的剛度。 擠壓應力： =25 （2.31） 式中 ，=25mm為凸輪的寬度。 2.8 本章小結 通過理論的計算，結合實際。從而計算出各零部件的詳細尺寸，本章分別設計了氣門的尺寸、搖臂的詳細尺寸、推桿、挺柱以及凸輪軸的尺寸。從而的到個零件的cad圖紙，為設計中的三維建模打下基礎。 第3章 Pro-engineer和ADAMS軟件理論基礎 3.1虛擬樣機技術介紹 在現(xiàn)代產品設計中，傳統(tǒng)的經(jīng)驗設計、類比設計和靜態(tài)設計已不能滿足工程需要，必須進行動態(tài)分析和動態(tài)設計。因此現(xiàn)在產品設計必須突破二維圖樣電子化的框架轉向以三維實體建模、動力學模擬仿真和有限元分析為主的機械系統(tǒng)動態(tài)仿真設計。 在工業(yè)產品生產發(fā)展的200多年的進程中，創(chuàng)造性的設計活動發(fā)生了巨大的變化。在手工業(yè)時代，設計是面向車間的。隨著大批量生產的出現(xiàn)，也就出現(xiàn)面向標準的設計。而隨著計算機的出現(xiàn)及其發(fā)展，出現(xiàn)了計算機輔助設計。計算機輔助二維設計已相當普遍，基本實現(xiàn)了二維設計的電子化。真正的計算機輔助設計不僅是簡單的二維設計的電子化，還應當包括零部件的結構工藝性、可裝配性和可制造性分析，以及用FEA（有限元）技術分析零部件的結構強度、剛度和模態(tài)等。 人們發(fā)現(xiàn)，即使機械系統(tǒng)的每個零件都是優(yōu)化的，也不能保證整個系統(tǒng)的性能良好，從而出現(xiàn)了系統(tǒng)設計技術，系統(tǒng)設計在計算機上的實現(xiàn)就是虛擬樣機技術。所謂虛擬樣機技術就是將分散的零部件設計和分析技術柔合在一起，在計算機上建造出產品的整體模型，對產品在投入使用中的各種工況進行仿真分析，預測產品的整體性能，進而改進產品設計、提高產品性能的一種新技術。由于虛擬樣機技術是建立在產品性能的基礎之上，解決了設計與制造過程中的弊端，必將提高產品設計品