大众EA888发动机配气机构设计与分析（含CAD图纸、说明书）
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大众EA888
1.8L发动机配气机构设计与分析（含CAD图纸、说明书）
大众
EA888
1.8
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大众EA888发动机配气机构设计与分析（含CAD图纸、说明书）,大众EA888,1.8L发动机配气机构设计与分析（含CAD图纸、说明书）,大众,EA888,1.8,发动机,机构,设计,分析,CAD,图纸,说明书
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1 摘 要配气机构作为内燃机里非常重要的机构之一，它的设计的合理性决定着内燃机的动力性、经济性等方面的性能，它的功能主要就是根据内燃机工况的不断变化及时的关闭和开启气门，使充气系数足够高，保证换气状况良好。一台内燃机能否稳定可靠的工作，噪声与振动是否控制在较低的水平，都与其配气机构的设计是否合理有着密切的联系。本文对同类型的内燃机的配气机构研究，通过对配气机构设计的基本概念的分析，设计出了一款 EA888 汽油机的配气机构。结合内燃机的工作环境需求，以及顶置式配气机构的配气相位具有准确以及结构简单的优点，本次设计采用了顶置式的配气机构。凸轮采用了等速等加速的缓冲段以及圆弧凸轮的工作段型线。关键词：关键词：凸轮轴，凸轮型线，气门弹簧，摇臂2ABSTRACTAs one of the important mechanism in internal combustion engine valve mechanism, the design rationality determines the performance of power, economy and other aspects of the internal combustion engine, its main function is according to the changing conditions of the internal combustion engine timely opening and closing of the valve, the inflation coefficient is high enough to ensure good ventilation conditions. Whether an internal combustion engine can work stably and reliably, whether the noise and vibration are controlled at a lower level, is closely related to the reasonable design of the valve train.In this paper, the gas distribution mechanism of the same type of internal combustion engine is studied. Through the analysis of the basic concept of the design of valve train, a gas distribution mechanism of EA888 gasoline engine is designed. According to the requirements of the working environment of the internal combustion engine and the advantages of the gas distribution phase of the top mounted gas distribution mechanism, the utility model has the advantages of accurate and simple structure. The cam adopts a constant speed and acceleration buffer section and the working section line of the arc cam.Key words: Cam shaft, cam profile, valve spring, rocker arm3目 录摘摘 要要.1ABSTRACT.2目目 录录.31概述概述.51.1充气效率.51.2配气机构布置形式.61.3凸轮轴布置形式.91.4凸轮轴传动方式.101.5气门数目及排列方式.111.6气门间隙.122配气相位配气相位.142.1配气相位介绍.142.2气门重叠.142.3配气相位的确定.153气门驱动件的设计气门驱动件的设计.173.1凸轮轴的设计.183.1.1 凸轮轴缓冲段设计.193.1.2 凸轮轴工作段的设计.213.1.3 凸轮轴结构尺寸设计.244气门组件的设计气门组件的设计.264.1气门设计.264.1.1 进气门设计.274.1.2 排气门设计.284.2气门座的设计.284.2.1 气门座设计的重要性.284.2.2 气门座的材料与尺寸.294.3气门导管设计.294.3.1 气门导管的作用.294.3.2 气门导管的材料与尺寸.304.4气门弹簧设计.304.4.1 气门弹簧的材料.304.4.2 弹簧特性.314.4.3 弹簧的结构尺寸.314.4.4 气门弹簧疲劳强度校核.33总结总结.354参考文献参考文献.3651概述发动机配气机构的功用是根据发动机每一汽缸内进行的工作循环顺序，定时地开启和关闭各汽缸的进、排气门，以保证新鲜可燃混合气(汽油机)或空气(柴油机)得以及时进入汽缸并把燃烧后生成的废气及时排出汽缸。配气机构主要分为气门配气和气口配气两种。汽车发动机一般采用气门配气机构。配气机构按气门的布置形式可分为气门顶置式和气门侧置式；按凸轮轴的布置形式可分为凸轮轴下置式、凸轮轴中置式和凸轮轴上置式；按凸轮轴的传动方式可分为齿轮传动式、链条传动式和齿形带传动式；按每个汽缸气门数及其排列方式可分为二气门式、四气门式、五气门式等。1.1 充气效率为了保证发动机每个汽缸排气彻底，进气充分，要求气门具有尽可能大的通过能力。新鲜空气或可燃混合气被吸进汽缸越多，则发动机可能发出的功率就越大。新鲜空气或可燃混合气充满汽缸的程度，用充气效率来表示。所谓v充气效率就是指在进气过程中，实际进入汽缸的新鲜空气或可燃混合气的质量与在理想状况下充满汽缸工作容积的新鲜空气或可燃混合气的质量之比。其公式如下：0/vMM式中：进气过程中，实际充入汽缸的新鲜空气或可燃混合气的质量；M理想状态下，充满汽缸工作容积的新鲜空气或可燃混合气的0M质量。充气效率是衡量发动机换气质量的参数。充气效率越高，表明进入汽缸v内的新鲜空气或可燃混合气的质量越多，可燃混合气燃烧时可能放出的热量越大，发动机发出的功率也就越大。对于一定工作容积的发动机而言，充气效率6与进气终了时汽缸内的压力和温度有关。此时压力越高，温度越低，则一定容积的气体质量就越大，因而充气效率越高。由于进气系统对气流的阻力造成进气终了时缸内气体压力降低，又由于上一循环中残留在汽缸内的高温废气，以及燃烧室、活塞顶、气门等高温零件对进入汽缸内的新鲜气体加热，使进气终了时气体的温度升高，实际充入汽缸的新鲜气体的质量总是小于在理想状况下充满汽缸工作容积的新鲜气体的质量，即充气效率总是小于1，一般为0.800.90。影响发动机充气效率的因素很多，就配气机构而言，要求其结构有利于减小进气和排气的阻力，进、排气门的开启时刻和持续开启的时间应适当，使吸气和排气过程尽可能充分，使充气效率得以提高。1.2 配气机构布置形式1. 气门顶置式配气机构气门顶置式配气机构是应用最广泛的一种配气机构形式，其进气门和排气门都倒装在汽缸盖上，凸轮轴装在上曲轴箱内，如图 3.1 所示。其组成主要包括气门导管 2、气门 3、气门弹簧 4 和 5、弹簧座 6、锁片 7、摇臂轴 9、摇臂10、推杆 13、挺柱 14、凸轮轴 15 和正时齿轮 16 等。发动机工作时，曲轴通过正时齿轮驱动凸轮轴旋转，当凸轮轴转到凸轮的凸起部分顶起挺柱 14 时，通过推杆 13 和调整螺钉 12 使摇臂 10 绕摇臂轴 9 摆动，压缩气门弹簧，使气门离座，即气门开启。当凸轮凸起部分离开挺柱后，气门便在气门弹簧力作用下上升而落座，气门关闭。7图 1.1 气门顶置式配气机构1汽缸盖 2气门导管 3气门 4气门主弹簧 5气门副弹簧 6 一气门弹簧座 7锁片 8气门室罩 9摇臂轴 10摇臂 11锁紧螺母 12调整螺钉 13推杆 14挺柱 15凸轮轴 16正时齿轮四行程发动机每完成一个工作循环，曲轴旋转两周，各缸进、排气门各开启一次，此时凸轮轴只旋转一周，因此曲轴与凸轮轴的转速传动比为 2：1。气门顶置式发动机，由于燃烧室结构紧凑，充气阻力小，具有良好的抗爆性和高速性，易于提高发动机的动力性和经济性指标。因此，目前国内外汽车发动机中绝大多数都采用气门顶置式配气机构。一汽奥迪 100、红旗 CA7220、捷达/高尔夫、上海桑塔纳、神龙富康和天津夏利等型轿车及解放 CAl091、东风 EQl090E 型载货汽车发动机均采用气门顶置式配气机构。捷达王 EA113 型发动机气门顶置式配气机构的布置如图 1.2 所示。发动机工作时，曲轴通过曲轴齿形带驱动排气凸轮轴 1，排气凸轮轴再通过传动链 3驱动进气凸轮轴 2，凸轮轴上的凸轮通过液力挺柱 10 控制气门的开闭，完成进气或排气行程。8图 1.2 捷达王轿车 EAll3 型发动机配气机构零件图1排气凸轮轴 2进气凸轮轴 3传动链 4液压链张紧器 5汽缸盖 6排气门 7进气门 8凸轮轴带轮9油封 10液力挺柱2. 气门侧置式配气机构气门侧置式配气机构的特点是进、排气门装在汽缸体的一侧，如图1.3所示。气门3的开、闭由凸轮轴14上的凸轮通过挺柱12直接控制，省去了摇臂及摇臂轴、推杆等，简化了配气机构。但是由于气门布置在汽缸体的一侧，使燃烧室的结构不紧凑，限制了压缩比的提高，还由于进气弯道多，进气流动阻力增大，因而发动机的动力性较差，目前这种形式的配气机构已被淘汰。9图1.3气门侧置式配气机构1汽缸盖 2汽缸垫 3气门 4气门导管 5汽缸体6气门弹簧 7汽缸壁 8气门弹簧座 9锁销 10调整螺钉 11锁紧螺母 12挺柱 13挺柱导管 14凸轮轴1.3 凸轮轴布置形式凸轮轴的布置形式可分为下置、中置和上置三种形式。三者都可用于气门顶置式配气机构，而气门侧置式配气机构的凸轮轴只能下置。1.凸轮轴下置式配气机构凸轮轴由曲轴通过正时齿轮驱动，因此希望尽可能缩短凸轮轴与曲轴之间的距离。将凸轮轴布置在曲轴箱中部，称为凸轮轴下置式配气机构，如图1.1、图1.3所示。这种方案传动简单，一般都采用齿轮传动。2.凸轮轴中置式配气机构当发动机转速较高时，为减小气门传动机构的往复运动质量，可将凸轮轴位置移至汽缸体上部，凸轮轴经过挺柱直接驱动摇臂，而省去推杆，这种结构称为凸轮轴中置式配气机构，如图1.4所示。这种方案大多采用齿轮传动，但凸10轮轴的中心线距离曲轴中心线较远，需加中间齿轮(惰轮)。3.凸轮轴上置式配气机构这种配气机构的凸轮轴布置在汽缸盖上，凸轮轴可直接通过摇臂来驱动气门或凸轮轴直接驱动气门，如图1.5所示，它省去了挺柱和推杆，使往复运动质量大大减小，因此适合于高速发动机。捷达王装用的EA113型发动机即采用凸轮轴上置式配气机构。进气凸轮轴2(见图1.2)和排气凸轮轴1 分别驱动进气门7和排气门6。进气凸轮轴与排气凸轮轴分开安装后，有利于多气门布置，该发动机每个汽缸为5个气门。气门数目越多，发动机的充气效率越高(当发动机转速达4000r/min时，充气效率可大于1.0；而当发动机转速为6000r/min时，充气效率仍不低于0.9)，发动机功率也就越大。在工作容积不变的条件下，仅仅是单缸气门由两个变成五个，捷达王轿车较普通捷达轿车的功率提高了近40%。 图 1.4 凸轮轴中置式配气机构图 1.5 凸轮轴上置式配气机构1.4 凸轮轴传动方式凸轮轴由曲轴带动旋转，它们之间的传动方式有齿轮传动、链传动及齿形带传动等几种。1. 齿轮传动凸轮轴下置、中置式配气机构大多数采用圆柱正时齿轮传动。一般由曲轴到凸轮轴只需一对正时齿轮传动，必要时可加装中间齿轮。为了啮合平稳，减11小噪声和磨损，正时齿轮一般都用斜齿轮并用不同材料制成，曲轴正时齿轮常用钢来制造，而凸轮轴正时齿轮则用铸铁或夹布胶木制成。为了保证装配时配气正时，齿轮上都有正时记号，装配时必须使记号对齐。如解放CA1091和东风EQl090E型载货汽车的配气机构采用齿轮传动。2. 链传动和齿形带传动链传动特别适合于凸轮轴上置式配气机构，如图1.6所示，但其主要问题是其工作可靠性和耐久性不如齿轮传动。近年来在高速汽车(一汽奥迪100)发动机上还广泛采用齿形带代替传动链，如图1.7所示。这种传动对于减小噪声，减小结构质量与降低成本都有很大好处。齿形带用氯丁橡胶制成，中间夹有玻璃纤维以增加强度。 图 1.6 凸轮轴的链传动装置 图 1.7 一汽奥迪的轿车齿形带传动装置1.5 气门数目及排列方式一般发动机都采用每缸两气门，即一个进气门和一个排气门的结构。为了进一步改善汽缸的换气性能，在结构允许的条件下，应尽量增大进气门头部的直径。当汽缸直径较大，活塞平均线速度较高时，每缸一进一排的气门结构就不能保证良好的换气质量，因此，在很多中、高级新型轿车和运动型汽车发动机上普遍采用每缸多气门结构。如天津夏利TJ7100和日本丰田TOYOTA2E 型汽车发动机采用每缸三气门结构；奔驰190E2.3L型发动机采用每缸四气门结构；12捷达王EA113 型发动机采用每缸五气门结构(三个进气门、二个排气门)。气门数目的增加，使发动机的进、排气通道的横截面积大大增加，提高了发动机的充气效率，改善了发动机的动力性能。当每缸采用两气门时，为了使结构简单，常采用所有气门沿机体纵向轴线排成一列的方式。这样，相邻两缸同名气门就有可能合用一个气道，并得到较大的气道通过截面；另一种方式是将进、排气门交替布置，每缸单独占用一个气道，这样有助于汽缸盖冷却均匀。柴油机中为避免进气受到预热而影响充气效率，把进、排气道分别置于汽缸盖的两侧。汽油机的进、排气道通常置于汽缸盖的同一侧，以便进气受到排气的预热。当每缸采用四气门时，气门排列的方式有两种。一种是同名气门排成两列，如图1.8a所示，由一个凸轮轴通过T形驱动件同时驱动，并且所有气门都可以由一根凸轮轴驱动，又由于两个气门串联，会影响进气门充气效率且使前后两排气门热负荷不均匀，这种方案不常采用；另一种是同名气门排成一列，如图1.8b所示，这种结构在组织进气涡流、保证排气门及缸盖热负荷均匀等方面都具有相当的优越性，但一般需用两根凸轮轴。a. 同名气门排成两列 b. 同名气门排成一列图 1.8 每缸四气门的布置1-T 形杆 2-气门尾端的从动盘131.6 气门间隙为保证气门关闭严密，通常发动机在冷态装配时，在气门杆尾端与气门驱动零件(摇臂、挺柱或凸轮)之间留有适当的间隙，这一间隙称为气门间隙。发动机工作时，气门因温度升高而膨胀。如果气门及其传动件之间，在冷态时无间隙或间隙过小，则在热态下，气门及其传动件的受热膨胀势必会引起气门关闭不严，造成发动机在压缩和做功行程中漏气，从而使功率下降，严重时甚至不易启动。为了消除这种现象，通常留有适当的气门间隙，以补偿气门受热后的膨胀量。气门间隙的大小由发动机制造厂根据试验确定，一般在冷态时，进气门的间隙为0.250.30mm，排气门的间隙为0.300.35mm。气门间隙过大，将影响气门的开启量，同时在气门开启时产生较大的冲击响声。为了能对气门间隙进行调整，在摇臂(或挺柱)上装有调整螺钉及其锁紧螺母。一些中、高级轿车由于装用液力挺柱，故不预留气门间隙。142配气相位2.1 配气相位介绍配气相位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。2.2 气门重叠进气门开启时间早于进气行程上止点时间叫做进气门早开。曲轴从进气门开到上止点为止所运动过的角度叫进气提前角 。进气门关闭时间晚于进气行程下止点关闭称为进气门晚关。曲轴从进气行程下止点出发到进气门关闭结束时转过的扇形的圆心角称作进气迟后角 。整个进气过程所使用的总耗时或进气门转过扇形的圆心角为 180+ 曲轴转角。一般取 =030、=3080曲轴转角。进气门在进气开始时需要较大的张开即较大的进气通过面积，这是进气门早开的目的，这可以减小进气阻力，使进气畅通。进气门晚关则是为了充分利用气流的惯性以增加进气量，为此要在进气迟后角内继续进气。进气阻力减小不仅可以提升充气效率，还可以减少损耗的功率。排气门早就是排气门在做功行程结束之前门开启，即开启时间在做功行程下止点之前。从排气门开启到下止点曲轴转过的扇形的圆心角角度叫排气提前角 。排气门晚关就是排气门在排气行程结束之后的时刻关闭，即在排气行程上止点之后排气门才关闭。从上止点到排气门关闭，曲轴扫过的扇形的圆心角角度称作排气迟后角 。整个排气过程的总耗时或排气扫过的扇形的圆心角为 180+ 曲轴转角。一般 =4080、=030曲轴转角。 为了提高废气的排放效率，就要提高废气的排气速度和缩短废弃的排气时15间，这就需要排气门早开的时候缸内压力较强。排气门开度或排气通过面基大幅增大的时候，活塞开始排气行程，气缸内的压力也跟着大幅减小， ，从而减少使制排气的阻碍和降低排气消耗的功率。为了减少气缸内的残余废气量需要利用废气流动的惯性的排气门晚关，排气门玩惯可以在排气迟后角内排气以达到上述目的。气门重叠产生的原因是进气门早开和排气门晚关，这两者造成的进气门和排气门同时于行程运动到上止点的时候开启的现象。气门重叠角是进气提前角+排气迟后角 ，两者之和，用重叠时候曲轴转过的角度来表示。选择合适的气门重叠角，可以提高充气效率，使排气更加彻底。这是因为虽然进排气门在一段时间内同时开启，但是这两者并不会互相干涉，由于吸入的气体和排出的气体都有较大的流动惯性，它们会独立运行。如果气门重叠角过大，就会对机构运行不利。例：废气流入进气歧管，这可能是因为进气提前角过大，后果是进气量减少；如果新鲜气体排出时，排气迟后角过大，那么废弃可能会跟着一同排出。图 2.1 配气定时（配气相位）162.3 配气相位的确定改变配气相位的因素除了换气质量、泵气损失、充气系数以外，还有另外的几种，比如扭矩外特性、怠速稳定性、有害排放等，必须要经由多次实验加以校核再进行优化。查找比较相近发动机配气相位，可以暂时把几个参数定为：进气提前角：=18；进气迟后角：=76；排气提前角：=59；排气迟后角：=25；气门重叠角：+=43。 173气门驱动件的设计在进行零件设计之前，我们将首先讨论气门的通过能力。为保证发动机气缸进气充分、排气彻底，在设计时要求气门有尽可能大的通过能力。气门的通过能力与气门开启断面（）息息相关。f 1 （3-=cos (sin2 )2hhfhd1） 式中的字母具体表示如图 3-1 所示。图 3-1 气门顶部的基本尺寸气门的开启与关闭会持续一定的时间（） ，并且在这段时间内气门断12tt面会随时改变。所以考虑气门平均通过断面积 1 （3-2）21211( )tmtff t dttt对于同样的气门，可以用平均通过断面（）与最大断面（）的比来表征它的通过能力 mfmaxf （3-max/fmff183）其中 （3-maxcos (0.5sin2 )hfHdH4）式子中时间断面丰满系数；f气门最大升程。H 在其他系数已定的情况下，想要提高时间断面丰满系数，就必须提高气门升程曲线丰满系数。而它的值由凸轮外形而决定，所以本设计的重点将是改h善凸轮型线，提高凸轮型线丰满系数。Fm这个参数对于讨论气门的通过能力比较有实际意义。提高发动机的充气效率，是在进行凸轮轴设计、气门设计以及其他配气机构的零件设计时的不二目的。下面我们将进行具体零件的设计。3.1 凸轮轴的设计发动机的充气性能和动力性能很大程度上取决于凸轮轴轮廓线设计的好坏。评价凸轮设计的好坏通常用凸轮型线丰满系数。 （3-00Fmmax0()()tchHdHH5）式子中挺柱位移；th凸轮工作半包角；挺柱最大升程；maxH缓冲段高度；0H挺柱位移对应凸轮转角。c在设计中，要求0.5 1。Fm19配气机构由很多零件组成，在发动机的实际工作中，它们会有不同程度的伸缩，所以在配气机构的传动链中必须要留有一定的间隙。正是由于这个间隙的存在，使得气门与传动件不能同步，气门就可能在很短的时间内从零变到和从动件相同的速度。落座时也同样，气门和从动件脱离自行落座时就会对气门座产生猛烈的冲击，这不仅会发出噪声，还会加快气门和气门座的损坏。为了补偿气门间隙，在凸轮实际的工作段前后要设计缓冲段，以保证气门在开启和落座时速度较小，消除气门对气门座的冲击1。图 3-2 凸轮的缓冲段与工作段因此凸轮的设计包括两部分的内容，即凸轮缓冲段与工作段的设计。3.1.1 凸轮轴缓冲段设计在凸轮缓冲段的设计时，应该确定缓冲段的高度、缓冲段所占的凸轮0H转角以及选择合适的缓冲段函数。o缓冲段的高度应该从以下这几方面考虑。在从动件上升段，当机构消0H除了气门间隙以后，气门还不能立即升起，挺柱要进一步升高，使得驱动机构受压产生的静变形抵消气门弹簧预紧力后，气门才能开启，所以缓冲段的高度应为以下两项之和：一是用以消除气门间隙的高度；二是使机构变形到气门刚20开启的高度。凸轮下降段和上升段的缓冲段高度是相等的，通常=0.150.20mm。本设计中取=0.2mm。0H0H挺柱在缓冲段上的运动速度应在允许范围之内。速度过高，气门会发生冲击，产生噪声；速度过低，不能碾碎气门座上的杂质，并且使时间-断面减小，所以挺柱的速度=0.0060.025mm/2。本设计中取=0.015 mm/。ovov缓冲段所占的凸轮转角一般为=15402。本设计中取=30。oo缓冲段型线的函数形式有多种。通常使用的有等加速-等速型和余弦型。对于本设计中的通用汽油机，选择等加速-等速型函数。其特点有：(1) 缓冲段末端的加速度为零，冲击和噪声比较小；(2) 在气门的上升或降落侧，气门间隙和配气机构刚度的变化不会影响挺柱的速度和加速度，对配气正时的影响也很小；(3) 缓冲段终点时挺柱升程对凸轮转角的二阶、三阶导数皆为零，它与凸轮基本轮廓线衔接的光滑性较好2。在实际的生产中，由于安装误差、加工误差、气门间隙的变化等情况，实际的气门开启或者挺柱移动时刻都不能保证在相对应的点上。采用等加速-等速型缓冲段，只要保证气门在缓冲段开启和落座，就能保证其加速度为零。缓冲段的气门位移如下：等加速段： （） （3-2tchc010c6）式子中挺柱升程；th凸轮转角；c二次项系数。c当时，。01c01thH式子中 为二次项系数，为等加速段包角。c01等速段： （） （3-0101()tochvH01oc7）21式子中等加速结束处的气门位移。01H当时，。0c0thH由已知=30，=0.015 mm/，=0.2mm，并且，所以取oov0H010HH=20。将已知边界条件带入上述式子中，得到=0.05mm， =0.000125。0101Hc所以：等加速段： （020）20.000125tchc等速段： （2030）0.015(20)0.05tchc由 EXCEL 计算得出凸轮缓冲段凸轮转角和挺柱位移的关系，并绘制曲线图：图 33 等加速段的挺柱位移22图 34 等速段的挺柱位移3.1.2 凸轮轴工作段的设计凸轮工作段的设计通常有以下方法：1、圆弧凸轮，由四段或六段圆弧组成，它的正加速度曲线近似为矩形，凸轮型线的丰满系数高，但是它的加速曲线不连续，工作中冲击严重。2、高次方多项式凸轮，它的上升段和下降段相同，在设计时只需设计工作段的一半。由此设计出的凸轮曲线连续，冲击小，正向惯性力小，不易飞脱。3、低次方组合多项式凸轮，该凸轮型线通常由五段曲线组成，设计时比较灵活，时间断面大，但是三阶以上倒数不连续，对发动机工作的平稳性有影响。综合各方面考虑，本设计中采用高次方多项式凸轮。首先，建立高次方程凸轮型线方程，本设计中采用六项式，建立方程如下： （3-202()()()()()abcdccccctabcdhCCCCCC8）在式中挺柱位移；th凸轮工作半包角； 挺柱位移对应凸轮转角。c，是方程的各项系数，均未知，需要根据方程的0C2CaCbCcCdC23各个边界条件来求解方程的到。为了保证凸轮在上升段和下降段在最大生成处连续，方程第二项的指数规定为 2。， ，为幂指数，幂指数的选取对abcd凸轮的丰满程度和凸轮的加速度均有影响。通常来说取较大的幂指数，可以使凸轮的升程曲线变丰满，加速度变小，凸轮外形最小曲率半径增大，这些对于减低凸轮磨损，减小接触应力都有很大作用。各幂指数的关系 1.5，满足条件。n37总结这学期进行的毕业设计，是大学期间最全面也是最后的一次设计。这次的毕业设计应用了我在大学期间学习的专业学科和英语、计算机等公共学科，是对我大学期间学习的一个全面检测。在检测中，我发现了自己没有掌握到或没有掌握好的知识，并且通过自己学习，初步了解了并能解决遇到的问题；我也在设计时，明白了自己的强项，增强了信心。这次设计是步入工作岗位前的最彻底的一次评估，为我以后工作奠定了基础，因为很多事情都是第一次遇到。在设计初期，我收集了有关内燃机配气机构设计的有关学术文章，仔细阅读并且写了文献综述。通过阅读，我从理论上了解了内燃机配气机构的工作，尤其是可变气门技术。通过文献综述，对我在发动机设计的学习做了很好的铺垫。接着是外文翻译，我找了一篇有关可变凸轮正时的论文，在翻译过程中，学习并巩固了英语词汇，尤其是汽车专业英语的了解让我受益匪浅。在翻译的过程中，合理地应用了汽车的知识，使翻译更通顺，清晰。在正式进入到内燃机配气机构设计之初，由于自己的资料不足，在老师的帮助下找到了对设计有帮助的资料，通过资料，直观的认识了设计，感觉到了设计的严谨和复杂。在电脑作图中我采用的是AutoCAD2007软件，由于平时很少电脑作图，所以在作图前到图书馆借阅了有关CAD制图的书籍，在正式作图时方便了许多。在完
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