毕业论文终稿-135柴油机配气机构设计（送全套CAD图纸 资料打包）

买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑重庆工学院毕业设计（论文）题目135柴油机配气机构设计大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑摘要本篇论文是关于135型柴油机配气机构设计的，主要是对135型柴油机的主要运动零件设计以及一些辅助系统的简要设计。通过热力计算、动力计算，并根据性能进行合理的零件设计，从而使135柴油机具备更好的经济性能和动力性能。本文除了包括配气机构的设计外，还包括进排气及配气系统设计。关键词135型；柴油机；设计；动力计算大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑ABSTRACTTHISTHESISISABOUTTHEDESIGNOFGASDISTRIBUTIONMECHANISMOF135TYPEDIESELENGINE,MAINLYISTHEBRIEFDESIGNMAINLYEXERCISEONTYPE135DIESELENGINEPARTSANDSOMEAUXILIARYSYSTEMDESIGNTHROUGHTHECALCULATIONOFTHERMODYNAMICCALCULATION,DYNAMIC,ANDPARTSOFREASONABLEDESIGNACCORDINGTOPERFORMANCE,SOTHATTHE135DIESELENGINEHASTHEBETTERECONOMICPERFORMANCEANDDYNAMICPERFORMANCEINADDITIONTOTHISDESIGNINCLUDESAGASDISTRIBUTIONMECHANISM,ALSOINCLUDESTHEDESIGNOFINLETANDEXHAUSTANDTHEGASDISTRIBUTIONSYSTEM,KEYWORDSTYPE135DIESELENGINEDESIGNDYNAMICCALCULATION大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）III目录引言11前言111研究目的和意义112国内外研究及发展现状213研究内容和方法32135柴油机工作过程热计算121柴油机工作过程热计算已知参数122135柴油机工作过程热计算2221一般参数的计算2222进排气过程计算3223压缩终点参数计算4224燃烧过程的计算4225膨胀终点参数的计算5226指示参数的计算5227有效参数的计算623平均有效压力6MEP24活塞平均速度7C25行程缸径比8DS/3配气机构总体设计1131气门数目、布置和驱动1132凸轮轴的布置和传动1133配器系统设计13331气门组14332进排气门设计15333气门传动组164气门组的设计1941气门的结构和设计1942气门材料的选择2243气门导管的设计2344曲轴的设计24441曲轴的材料及结构25442曲轴尺寸的设计265气门弹簧的设计2851气门弹簧概述2852气门弹簧尺寸的确定2953气门内弹簧计算过程33大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）IV54气门弹簧的校核39541气门弹簧的强度校核39542气门弹簧的共振校核416凸轮轴与气门传动件的设计4361凸轮轴的设计43611凸轮轴的设计要求及结构43612凸轮轴尺寸的设计4362挺柱的设计4763推杆和摇臂的设计47结论49参考文献50致谢51大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）2大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）3大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）4大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）5大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）6大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）7大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）8大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）9大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）10引言柴油直接在发动机内部燃烧产生热能转变为机械能对外作功的热机称为柴油机。柴油机是内燃机的一种，和内燃机的另一基本成员汽油机相比，它还有如下优点（一）热效率高。汽油机的热效率一般在2535之间，而柴油机的热效率可以达到3552。（二）功率范围广，适应性好。柴油机的缸径可大可小，受限制很小；而汽油机因受爆震影响，缸径不能太大。同时，柴油机对增压适应性好，可以实现较大的增压度，而汽油机，增压度很有限。因此，在大功率发动机领域，诸如大型船用发动机，几乎都是柴油机的天下。（三）坚固可靠，寿命长。柴油机中的大部分零部件比汽油机坚固可靠，寿命长。当然，柴油机也有缺点，主要表现在以下几个方面（一）结构复杂，要求较高的加工制造水平，成本较高。（二）振动、噪音大，操作人员容易疲劳。（三）通常情况下，相对汽油机而言，重量、体积大。（四）启动性不如汽油机。柴油机的缺点，多数可用技术手段加以改善或将其限制在可接受的方位内，而其优点则是汽油机难以相比的。因此柴油机在近些年来获得极大的发展，即使在汽油机的传统领域轿车发动机方面。柴油机也对汽油机发出大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）11了挑战。车用柴油机是柴油机的一种，与船用柴油机相比，车用柴油机功率要求高，对外形、体积和重量要求也较高。但车用柴油机的耐久性与可靠性一般不如船用柴油机。一个最明显的例子就是车用柴油机的功率是15分钟功率，即允许汽车用此功率连续开15分钟，而船用柴油机的功率多数是12小时功率或持久功率。显然，车用柴油机对功率要求较高，而船用柴油机对可靠性要求较高。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑1前言11研究目的和意义柴油机的技术性能指标取决于各工作参数，而其工作参数又取决于其结构参数，并且柴油机结构参数之间存在着有机的内在联系。一个结构参数变化，其他结构参数随之改变。通过对整机的布局、实际循环热计算、动力计算、增压器的选择和对柴油机配气系统、供油系统、润滑系统、冷却系统、起动系统的了解与掌握，能够找出影响柴油机的动力性能指标、经济性能指标、运转性能指标和可靠性耐久性指标的主要参数以及各结构参数之间的最佳配合状态。内燃机是目前世界上应用范围最广、热效率最高的热动力机械，广泛应用于国民经济和国防的各个领域，占有重要地位。近年来，随着能源问题和环境问题的日益突出，对内燃机性能的要求越来越高，尤其是在交通运输领域，随着人们环保意识的加强以及能源形势的变化，如何提高柴油机的效率、改善柴油机的排放已经越来越受到人们的重视，对柴油机整机进行研究是解决这个问题的最有效途径。大多数人认为,柴油机黑烟滚滚,污染严重。其实这是一个误解,之所以会这样,与柴油机技术落后有着不可分割的关系。随着柴油机技术的进步,环保性能已大有改善。自1998年以来,新型公路用柴油机的颗粒物排放量已降低了83,氮氧化物的排放量也已降低了63,达到欧洲3号或欧洲4号排放标准的柴油发动机已经基本消除了黑烟。这主要得益于90年代以来柴油机技术的不断创新与发展。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）212国内外研究及发展现状发动机柴油化已成为当今汽车行业不可阻挡的发展趋势,与汽油发动机相比,柴油发动机具有优良的燃油经济性能和很大的排放性能改进潜力。重型汽车中,欧洲、美国和日本已经实现100柴油化；商用汽车中,欧洲和美国都达到了90,日本为38；轿车中欧洲达33,日本是9。在大众3L路波柴油轿车开发成功以后,世界上许多大汽车公司在3L以上轿车上使用了柴油发动机。中国的车用动力柴油化也得到长足的发展。按照2000年实际销售统计,在重型汽车中柴油化已经接近100,大型客车达到90。如果视农用运输车为一种低档的“汽车”的话,该领域柴油化也已经达到100。按照国外商用车的概念,2000年我国商用车的柴油化率约为40。当然,这是按照2000年车辆实际销售数量计算的,即在新销售的动力车中使用柴油发动机车辆所占的比重,如果以柴油机为动力的车辆与社会车辆总保有量之比来计算,我国的车用动力柴油化的比例要低一些。我国柴油机产业自20世纪80年代以来有了较快的发展，2006年，已有车用发动机生产企业60多家，车用发动机生产能力600多万台，其中汽油机450万台左右，柴油机150万台左右。近十年来，我国在车用柴油机生产方面也取得了较快的发展，虽然我国现有的车用发动机的生产能够基本满足轻型车和重型车的需要，但仍然缺少技术含量高的产品，还缺少城市交通用的低排放车用柴油机，适合于轿车配套用的柴油机也极少。我国现生产的车用柴油机就其技术来源而言，引进系列和自主开发系列基本上是平分秋色。但从发展来看，引大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）3进机型将会进一步增加，而自主开发机型将会因为性能落后而逐步减少。从总体上讲，我国柴油机产品的技术水平与国际先进水平相比还有一定的差距，引进的产品只相当于国际90年代初期水平，自主开发的产品也就相当于国际50年代中期水平。柴油机以其经济性好、排放低和转矩大等优势，在车用动力方面有很大的发展潜力。国外大中型汽车基本上都用柴油机，而我国重型车动力以柴油机为主，中型和轻型车还有较大比例的汽油机，轿车类仍然是汽油机一统天下。从全球的角度来看，车用柴油机的竞争一直十分激烈，因而促进了其技术的不断创新和发展。为了满足市场需求、扩大市场占有率、增强竞争实力，近几年世界各大汽车厂、车用柴油机制造商竞相推出了一批新研制或改进提高的产品或技术，这些新产品或新技术基本上体现了车用柴油机的发展方向。电控喷射技术，共轨燃油喷射系统，可变气门正时系统，涡轮增压中冷技术，混合动力，代用燃料等诸多方面。13研究内容和方法本论文主要研究的内容是135型车用柴油机总体设计，包括各个系统零件的设计选择。通过实际循环热计算、动力计算，得到135型柴油机的各个特性曲线。通过对整机的布局、对柴油机配气系统、供油系统、润滑系统、冷却系统、起动系统的了解与掌握，找出影响柴油机的动力性能指标、经济性能指标、运转性能指标和可靠性耐久性指标的主要参数以及各结构参数之间的最佳配合状态。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑2135柴油机工作过程热计算在柴油机设计开始阶段，根据选定的参数进行工作过程热计算，其主要作用有1对柴油机的动力性能和经济性能参数起一定的校核作用；提供柴油机主要热力参数之间相互关系的简单计算方法。2提供在设计阶段零部件强度计算的依据。3为柴油机的性能改进提供初步的理论依据。21柴油机工作过程热计算已知参数135柴油机工作过程热计算的已知参数见表21所示。三缸柴油机设计原始数据项目数据环境压力P001013MPA环境温度T0293K几何压缩比165过量空气系数157残余废气系数002残余废气温度TR720K大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）2最大燃烧压力PZ76MPAZ点热利用系数Z070B点热利用系数B085燃烧室扫气系数112燃油重量成分C087H0126O0004燃油低热值HU42286KJ/KG额定功率50KW计算转速1500RPM基本结构三缸、立式、四冲程、蒸发水冷、22135柴油机工作过程热计算本章对135柴油机工作过程进行热计算，分以下七个部分1一般参数计算；2进排气过程计算；3压缩终点参数计算；4燃烧过程计算；5膨胀终点参数计算；6指示参数计算；7有效参数计算。221一般参数的计算一、气缸工作容积LSV14306L24SDVS21350二、燃烧室容积LCL130695SC大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）3三、理论空气量0LKG00870434134126129788COHGL四、新鲜空气量L2431KG01743AL五、燃烧产物量M2434KG432OHGL012643六、理论分子变更系数0100102431ML七、实际分子变更系数100101R222进排气过程计算一、排气压力KPARP110KPA1RA二、缸内排温K80RT三、进气终点压力KPADEPKPA091DEAP四、进气终点温度KDRTK290586211DRRT大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）4五、冲量系数085C六、柴油机总空气流量KG/HAA4917G/S177KG/H9105674203034893ABSACDPVINART223压缩终点参数计算一、压缩终点压力KPACOPKPA45MPA11359840NCODECP二、压缩终点温度KCOTK1135628946NCODECT224燃烧过程的计算一、压力升高比PMAX801745PCO二、最高燃烧温度KAXTMAX08311ZUPZPCMPCORHCCTL式中燃烧终点时的热量利用系数；燃料低热值KJ/KG；ZUH,燃烧产物和新鲜空气的平均等压摩尔比热容KJ/KGMOLKPZMPE146878AX07541838317892463T1770KMAX三、初期膨胀比大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）5MAX107128946PCOT四、燃烧终点气缸容积ZVL1270372ZCV225膨胀终点参数的计算一、膨胀终点压力EXPKPAMAX212580078973EXNP式中C二、膨胀终点温度EXTK2MAX1025718959EXNT226指示参数的计算一、平均指示压力MIP12112NPDECMINPNNCP135125125987863076359738I7294KPAMIP二、指示功率IPKW0729560435833MISIPVN三、指示热效率I大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）6403017049523748318308ADMIIUABCLTPH四、指示油耗I2026G/KWH336016014IIUB227有效参数的计算一、机械效率M8383058EMIP二、平均有效压力MEP611KPA0837294MEIP三、有效热效率ET03380834ETMI四、有效比油耗EB242G/KWH26083IEMB23平均有效压力EP柴油机在额定功率时的平均有效压力是表示柴油机整个工作过程完善性和热力过程强烈程度的重要参数之一。它决定于混合气形成的方法、燃料的种类、混合气形成的过程、燃烧过程与换气过程的质量、机械效率、进气压力和温度以及柴油机的冷却方式与冲程数。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）7是标志柴油机热力循环进行的有效性、结构合理性和制造完善性的综MEP合指标。平均有效压力3043015567EMEASPMPVNIBR24活塞平均速度MC柴油机的额定转速和活塞平均速度指柴油机在额定功率时的转速和活塞平均速度。活塞平均速度也是决定柴油机高速性的指标。提高柴油机的额定转速与活塞平均速度是提高柴油机单位体积功率的有效措施之一。通常采用短冲程而提高转速，使活塞平均速度在不至于过高的情况下来提高柴油机的单位体积功率。一、对性能的影响MC当其他参数不变化时，与柴油机功率成正比。但是当柴油机结构不MCEP变时，进排气阻力与成正比，在柴油机摩擦磨损中占最大份额的是活塞组的摩擦损失，而活塞组的磨檫损失平均压力与成正比。因此，的提MCMC高导致的下降。MEP二、对热负荷的影响C柴油机气缸内单位时间所发出的热量与功率成正比，因而与成正EPMD2比。所以气缸的热负荷与成正比。即热负荷随的增大而增大。如果当MCMC过大时，可能造成热负荷过大，甚至造成发动机因为热负荷超过极限，使MC大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）8发动机不能正常工作9,10。三、对磨损和寿命的影响MC柴油机气缸活塞组由气压引起的磨损速率可认为与摩擦功率成正比，即随提高，柴油机的寿命可能急速下降。因此必须合理的选择活塞速度。MMC增大使发动机的功率提高，但活塞组的热负荷和曲柄连杆机构的惯性C负荷增大，磨损加剧，寿命下降。同时由于进排气流量增大，进排气阻力与气流速度平方成正比例的增加，使冲气系数下降。所以随活塞平均速度提高，V必须增大气门通道面积，选用好材料，提高加工精度。但是，选取过低也MC不恰当。首先是对于给定工作容积的柴油机来说，所发出的功率将过小，即每升工作容积所发出的功率将过低。其次，过低将导致活塞环和气缸壁在表MC面间不能建立起有效的润滑油膜而使摩擦加剧。活塞平均速度22304867/1507856785610EMMPCMSDZ25行程缸径比S/对柴油机的影响是多方面的。小则气缸余隙容积比减小，影响D/DS/混合气形成和燃烧。在具体选择值时，应注意三个问题尽量使气缸的/散热面积与气缸的容积之比为最小，有利于燃烧室设计且使整台柴油机的尺寸最为紧凑。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）9当每一气缸工作容积一定时，应采用较小的值。其优点为DS/1可相应地提高柴油机曲轴转速而不至于使活塞平均速度超过许可值，因而可以提高升功率。2可降低直列式柴油机的高度，因而可以减小外形尺寸并相应地减轻重量。3由于柴油机曲柄半径减小，曲轴主轴颈和曲柄销轴颈的重叠度则增大，因而刚度增加，应力状态改善。同时，连杆也可以短一些，这对其强度和刚度都有利。4由于柴油机气缸直径的增大，气缸盖上的气道和配气机构的安排较容易。然而，当采用较小的值时，由于气缸直径的增大，热负荷、机械负DS/荷和噪声都加大。同时，由于单列式柴油机的长度主要决定于气缸直径，所以对于一般直列式来说长度将增大。此外，较小的值对燃烧室设计不利，DS/而且对直流式换气的换气品质将变坏。因此，在选定值时必须适当。1行程3360160871025MCSMN所以/4D大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）10大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑3配气机构总体设计配气机构的任务是实现换气过程，即根据发动机工作次序定时开启和关闭进、排气门，以保证气缸排除废气和吸进新鲜空气。其要求为1进排气门的时面值足够大，泵气损失小。2振动、噪声较小，并且工作可靠和耐磨。3结构简单、紧凑。应该指出，同时满足这三个要求是比较困难的。因此在设计时必须根据具体情况综合考虑，有所侧重，尽可能合理满足这些要求。31气门数目、布置和驱动本设计采用每缸一进一排两气门的设计方案，气门的驱动采用凸轮轴挺柱推杆摇臂气门机构。32凸轮轴的布置和传动目前，除强化强度特别高的发动机采用顶置式凸轮轴外，一般都采用下置式凸轮轴和中置凸轮轴的布置。在凸轮轴布置时应考虑以下原则1决定凸轮轴横向尺寸和位置时，应保证不与曲柄连杆机构运动轨迹相大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）12碰，并尽可能靠近气缸中心线，以便减小机体和发动机宽度。2在决定凸轮轴高度位置时，应保证曲轴对凸轮轴的传动，并要求配气机构驱动也比较简便。3当发动机转速较高时，为了减小气门传动机构的往复运动质量，可将凸轮轴位置移动到气缸体上部，有凸轮轴经过挺柱直接驱动摇臂而省去推杆。1综合考虑上述要求，本次设计的135柴油机的凸轮轴采用下置式。根据具体布置方案与有关参数来选择现有内燃机工作可靠的机件，一方面使机件通用化，降低成本，便于维修，另一方面省去新机件的研制工作，缩短整个内燃机的研制时间。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）1333配器系统设计配气系统由气门组、驱动组、传动组、减压机构和进排气系统组成。如图41。配气机构的功用是按照发动机每一气缸内所进行的工作循环和发火次序的要求，定时开启和关闭各气缸的进、排气门，使新鲜冲量的空气得以及时进入气缸，废气得以及时从气缸排出；在压缩与膨胀过程中，保证燃烧室的密封。图42传动齿轮装置图配气相位的选定进气门提前角为15（一般范围为1030），迟后角45（一般范围为4060），持续角300；图41柴油机配气系统1锁紧环2、11摇臂轴弹簧3摇臂轴4、9摇臂5摇臂调整螺钉6调整螺母7、14、24、27螺栓8垫圈10摇臂支撑架12支撑架双头螺栓13螺母15弹簧垫圈16摇臂挺柱17推杆18气门盖帽19锁片20弹簧支撑座21、22气门弹簧23气门25正时齿轮平垫圈26、28止推板29半圆键30凸轮轴31密封塞32凸轮轴轴承大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）14排气门提前角45（一般范围为4060），迟后角15（一般范围为1030），持续角300。气门重叠49。331气门组包括气阀、气门导管、气门座、气门弹簧、气门弹簧座、气门锁片。（如图43所示）图43气门总成气门导管气门导管的作用是导向，保证气门与气门座之间的密封；承受气门运动时所产生的侧压力；将气门的部分热量散出。增压柴油机的进气门导管内孔上端有9锥角，以加强进气门杆和导管孔及气门与气门座之间的润滑。气门导管采用减磨性能好的灰铸铁。其内孔的粗糙度不能太低，这样可保证在配合面上有一定数量的润滑油，防止熔着磨损。进气门杆与导管之间的间隙为006MM，排气门杆与导管之间的间隙为008MM。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）15气门弹簧气门弹簧的材料选择65MN，其特点是机械性能高，耐疲劳和耐冲击韧性好，表面脱碳倾向小，高温稳定性好，但价格较贵。喷丸处理可使其疲劳强度提高2070，此外还应对气门弹簧表面进行氧化、镀锌、磷化等耐腐防锈处理。采用弹簧钢丝制成圆柱形螺旋弹簧，它的一端支撑在汽缸盖的相应凹槽内，另一端压在与气门杆端连接的弹簧座上，两根弹簧的绕转方向不同，这样可以防止共振而且保证万一个弹簧折断时另一弹簧仍支住气门不至落入气缸内。332进排气门设计气门材料选择4CR10SI2MO，具有较高的耐高温强度和良好的耐磨性，耐蚀性较好，热膨胀系数小，切削性能也好，但它的导热性差些。为了更大的提高气门的耐热、耐磨、耐腐蚀性能，在气门座合面、气门杆端部还需要镀覆钴基或镍基合金，或在气门杆上进行镀铬等化学处理。为了获得最佳容积效率，气门头部直径通常是越大越好，但因受燃烧室间的限制，进气门直径为气缸直径的4248。即48MM。一般来说，考虑到吸气作用，进气门直径要比排气门大1520，以改善充气效率，即TD39MM。通常允许气门头部外圆伸出已精加工的气门座之外约0510MM，气门盘外圆通常为气口直径的115倍，这样可以使气门座有足够的宽度以利于气门头的传热。进气门直径48MM，排气门直径40MM。气门锥角45，这样有利于提高气门的刚度，当气门落座时有良好的自位作用，而且气门与气门座之间座合压力较大，有利于传热和密封。进、排气门大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）16阀盘厚45MM，进气门头部直径与杆部直径的比值一般为45551；所以取进气门杆部直径D8MM排气门杆部直径为7MM，头部厚度T45MM，通常气门杆部长度为进气门盘外圆的2535倍，或者为气缸直径为1113倍，所以取H110MM。气门冷间隙进气门为030MM，排气门035MM，热间隙进气门020MM，排气门020MM。333气门传动组包括凸轮轴、正时齿轮、挺柱、导管、推杆、摇臂及摇臂轴。135柴油机的配气机构为下置式。下置式凸轮轴的突出优点是凸轮轴与曲轴相距较近，凸轮轴可通过齿轮直接驱动，使二者之间的传动装置可以简化，有利于柴油机的整体布置。它可以保证使进、排气门能按配气相位规定的时刻开闭，且具有足够的开度。凸轮轴通过挺柱、推杆、摇臂驱动气门。凸轮轴与曲轴间的定时传动关系，靠传动齿轮上的记号来保证。气门与气门座的配合面要求密封好，气门开启时要求对气流的阻力要小，气门处在高温（排气门温度达到9001000，进气门温度达300400），冷却和润滑困难的条件下工作，因而要求耐热和耐磨。气门由头部和杆部组成，进气门采用一般的合金钢制造，气门头部采用简单的平顶结构,气门与气门座之间的配合面做成锥面，使接触良好，防止漏气。密封锥面的锥角一般做成45气门头部到气门杆的过度圆弧一般比较大，以减少气流阻力。同时也增加强度，改善头部的散热。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）17图气门摇臂门导管中往复运动，其表面经过磨光以提高耐磨性。1门挺柱常用钢或铸铁制造，工作表面经热处理提高硬度后精磨，使表面光洁尺寸精确。进气门挺柱上有环形槽，气门挺柱底面是平的，为使工作表面均匀，气门挺柱轴线相对凸轮轴线偏移13MM，使气门挺柱旋转，挺柱的配合间隙在002008MM范围内，如图44。气门推杆由空心钢管制造，空心杆两端焊有不同形状的端头,上端是凹球形，气门摇臂调节螺钉的球头落在其中，下端是圆形，插在气门挺柱的凹球形座内，上下两端都用钢制成，并经过热处理。2门摇臂采用钢模锻成，气门摇臂两端的长短不等，长短的比值约为16左右，长臂端用于推动气门杆端，这样在一定的气门开度下，可以减少凸轮的最大升程。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）18长臂端与气门杆端接触部位经热处理后磨光，气门摇臂中心孔中装有青铜衬套。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑4气门组的设计41气门的结构和设计气门主要由杆部和头部两部分组成。图1所示为气门的基本结构及名称。图41气门的基本结构及名称1气门头部2气门杆部3气门径部4锁夹槽5气门杆端面6气门锥面7气门头部端面DV气门头部直径D0气门杆直径气门头厚度R气门颈部圆弧半径气门锥面斜角1T一、气门头部的设计1气门头部形状气门头部形状除影响气体流通特性外，还影响气门的刚度、重量、导热性能以及制造成本等，同时以关系到气门的使用期限。气门头部形状基本上有三大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）20种形式平底型、凸底型、凹底型。其中平底型气门的优点是结构简单、工艺性好、受热面小，具有一定的刚度，基本上能满足进、排气门的工作要求，因此在多种类型的柴油机中得到了广泛应用。本次设计的135柴油机采用平底型气门2。2气门头部直径增大进、排气的流通断面是减少进排气阻力，提高充量的途径，同时气门头部直径的选择还应考虑到燃烧室的型式，汽缸盖进、排气门的布置，气道之间冷却水套的设计以及气门受热和冷却的均匀性等因素。气门头部直径尺寸的确定，依据柴油机设计手册中册1中参考公式048VID03741VED082VEVID根据缸径D135MM，代入上式得MM596VIMM4953VE考虑燃烧室、喷油器和缸盖螺栓等多方面因素，本设计取60VIDM52VEDM3气门锥面斜角气门锥面斜度一般为30和45两种。在设计中考虑到排气门中气门与气门座之间的单位压力较大，则锥面上的积炭就容易被压扁或擦掉，因此我们采用45斜角。对于进气门的斜角，考虑到制造和维修的方便，一般在非增压柴油机中也取45。因此，在本次135柴油机的设计中，进、排气门锥面斜角均取45。颈部圆弧半径R为一般取气口直径的025050倍，多数情况下进气门大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）21的颈部圆弧半径R可取进气口直径的025倍，排气门的颈部圆弧半径R可取排气口直径的035倍，考虑到加工方便的原则我们统一取颈部圆弧半径为95MM1。4气门头部厚度及锥面宽度的确定（1）气门头部厚度设计原则气门头部厚度的设计主要是从气门的刚1T度来考虑的，气门在燃烧压力的作用下会引起变形，变形过大会引起气门的密封性下降，锥面磨损增加。参考柴油机设计手册中册1，气门头部厚度的公式为1T（010012）1TVD因此，对于进气门，0100123838456，取45MM；1T1T对于排气门，0100123232384，取35MM。（2）气门锥面宽度B的设计原则由于气门的大部分热量是经密封带导出，密封带较宽则传热效果好，气门的工作温度就较低，但气门的密封性就较差。反之密封带太窄，虽然密封性较好，但散热不良，且接触压力较大，会加速气门的磨损，因此综合考虑这两方面的因素来选取气门密封带的宽度，其宽度的一般范围是1530毫米之间。参考柴油机设计手册，气门锥面宽度B的公式为B091051T因此，对于进气门，B0910545447，取B42MM；对于进气门，B09105353153675，取B32MM。5气口直径的确定大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）22进气口直径D1037046D3145391，本设计取进气口直径D132，排气口直径D2033037D2723145，本设计取进气口直径D228。二、气门杆部的设计1气门杆直径的设计气门杆直径的选择取决于气门所需的耐久性，增加气门杆直径有利于气门热量的逸散。气门杆直径的选择还决定于它在导管运动时侧向力大小。根据经验，气门杆径取为头部外径的1625。考虑到加工和维修的方便，一般进、排气门杆直径相等。因此，本次设计的135柴油机气门杆直径为381632256088，在此取气门的杆直径为D08MM。2气门杆长度的设计气门杆长度L取决于气缸盖和气门弹簧的设计，一般希望短些，以便降低发动的总高度，减小气门重量。根据柴油机设计手册，气门杆长度L的设计公式为2535LVD42气门材料的选择在气门材料的选择必须考虑到其工作温度、腐蚀情况、冲击载荷以及气门杆杆部与端面的耐磨等因素。综合考虑到气门的温度和冲击载荷的限制，在本大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）23次135柴油机的设计中，因其适用于运输车辆中，所以其负荷较高，因此，取进气门取材料为40CR，排气门取材料为4CR9SI2MN1。43气门导管的设计气门杆工作时在导管中滑动，使导管承受侧向压力，并且气门的部分热量也从导管中逸出。导管与气门这对摩擦副由于靠近气门头部，所以温度较高，润滑油易结炭，但供给摩擦副的润滑油又不能过多，以免流入燃烧室，因此要求导管在润滑较差的情况下能耐磨。近年来，我国开始广泛应用铁基粉末冶金导管，在不良的润滑条件下，工作可靠、磨损小，同时工艺性好、造价低。导管的外表面一般都设计成光滑的圆柱，没有任何凸台，以便无心磨床的加工。导管的长度取决于气缸盖的布置，只要位置允许，应尽量长些，最好不要小于气门杆直径的6倍，以减小对导管的侧压力，并有利于气门的导向和散热。导管与气门杆的配合间隙应认真选择，间隙过大则散热不良，同时气门在导管中易摆动、冲击，使气门和气门座磨损不均匀而造成漏气、漏油，这种渗漏甚至使气门头部烧损。间隙过小对气门座偏心的的补偿能力下降，还会因气门杆受热而卡在导管中。进、排气门工作条件不同，所取间隙也不同，一般进气门取气门杆直径的0005001倍，排气门取气门杆直径的00080012倍。在本次设计的135柴油机中，气门导管长度取L6D06848MM。综合考大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）24虑，在此取L50MM。间隙值为进气门（0005001）8004008MM排气门（00080012）800640096MM44曲轴的设计曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩（扭矩和弯矩）共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。曲轴形状复杂，应力集中现象相当严重，特别在曲轴至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相当速度在轴承中发生滑动摩擦。这些轴承在实际变工况运转条件下并不总能保证液体摩擦，故设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨性，各轴颈应具有足够的承压面积，同时给予尽可能好的工作条件。曲轴是曲柄连杆机构中的中心环节，其刚度亦很重要。由于内燃机转速较高，同时要求其质量较轻。故曲轴在强度、刚度、耐磨、轻巧上都有要求，但它们之间又存在相互矛盾。441曲轴的材料及结构曲轴是发动机中承受冲击载荷、传递动力的重要零件，在发动机五大件中最难以保证加工质量。目前车用发动机曲轴材质有球墨铸铁和钢两类。由于球墨铸铁的切削性能良好，可获得较理想的结构形状，并且和钢质曲轴一样可以大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）25进行各种热处理和表面强化处理来提高曲轴的抗疲劳强度、硬度和耐磨性。球墨铸铁曲轴成本只有调质钢曲轴成本的1/3左右，所以球墨铸铁曲轴在国内外得到了广泛应用。曲轴从整体结构上看，可以分为整体式和组合式。随着复杂结构铸造技术的进步，现代内燃机几乎全部采用整体式曲轴。从支撑方式看，曲轴有全支持结构和浮动支撑结构。但本次设计为单缸高速发动机,用于大型双缸车，故曲轴需采用组合式和全支撑结构。由于曲轴采用组合式，故选用锻造制造。钢制曲轴除少数应用铸钢外，绝大多数采用锻造。锻造曲轴的材料有碳素钢和合金钢。本次设计曲轴采用锻造制造，选用45号碳钢模锻曲轴，但曲轴在锻造后应进行第一次热处理（退火或正火），在精磨前应进行第二次热处理（调质）以改善钢的机械性能并能提高周静表面硬度。对轴颈表面、圆角和油孔边缘应抛光，以提高曲轴的疲劳强度。综上所述，曲轴采用45号钢模锻，采用组合式结构和全支撑式结构。442曲轴尺寸的设计曲轴主要由曲轴前端（自由端）、曲拐（包括主轴颈、连杆轴颈和曲柄）和曲轴后端（功率输出端）三个部分组成。其中曲拐的数目与气缸数目及排列方式有关。直列式内燃机曲轴的曲拐数与气缸数相等。曲轴主要尺寸如下图61所示大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）26图61曲轴的主要尺寸图参考内燃机设计（杨连生）可得到主要尺寸范围如下表二表二曲轴主要尺寸比例范围主要参数比例范围主要参数比例范围D2/D060065D2/D2040060L2/D035045D1/D065075L1/D1040060B/D075120H/D018025曲柄销直径818775MM，取，D285MM采用滚针轴承，D6502曲柄销长度L2与轴承宽度配合。由于曲轴转速高，曲柄销与连杆大头处采用滚针轴承，选用型号为K35,即L222MM04由比例范围可得L2（035045）D196252MM，取L222MM，符合要求。此处的主要是指与连杆大头的配合长度，由于采用组合结构，需要与曲柄臂连接，故两端还需各加上曲柄臂的厚度。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）27主轴颈采用深沟球轴承，型号为6208，由于转速较高，故采用油润滑。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑5气门弹簧的设计51气门弹簧概述一、气门弹簧作用1气门关闭时，依靠弹簧弹力，使气门压在座圈上，起到封闭作用。2弹簧使配气机构回位，保证配气机构的所有零件能够保持正常的接触。3在负加速度段气门弹簧的弹力要大于惯性力，防止零件发生脱离。4在进气过程中防止排气门被吸开。二、工作条件与设计要求气门弹簧承受高频交变载荷，工况恶劣，故需精心设计，才能使其长期可靠地工作。弹簧一旦断裂便会造成发动机的严重事故。气门弹簧的设计常常受到尺寸上的限制，因此气门弹簧应有合理的结构尺寸和允许的应力范围，气门弹簧应有较高的疲劳强度，制造上应保证一定的精度并尽力避免各种缺陷。三、气门弹簧材料的选择气门弹簧在一定的工作温度下承受交变载荷，为使弹簧能长期地可靠工作，要求弹簧材料不仅有良好的机械性能，而且应有足够的抗应力温度松弛的能力，在工作中不致产生过大的弹力消失现象1。气门弹簧材料一般为碳素弹簧钢丝、65MN和50CRVA弹簧钢丝等。在本次设计的135柴油机中，气门弹簧材料选用油淬火回火状态的碳素大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）29弹簧钢丝，其优点是热稳定性好，可适用于较高的工作温度1315。52气门弹簧尺寸的确定一、弹簧中径的选取2D在本次设计的135柴油机中，采用双气门弹簧，则其内弹簧中径为04070407602442取30MM2ID2ID06090609603654取40MMEDE式中气口直径MM本设计中60MMDD二、弹簧预紧力P1的确定气门关闭时，弹簧预紧力要保证气门与气门座的良好密封。由于进、排气门的弹簧相同，参考柴油机设计手册，得预紧力P1的公式预紧力12KGF，式中D1为进气口直径CM。21154PD在确定作用于气门上的力P2时，考虑弹簧特性需与发动机气门惯性力曲线相适应，参考柴油机设计手册，P104065P21，作用于进气门上的力P225P1。设计弹簧时，考虑到弹簧的最大弹力需有一定的裕量，本设计中弹簧最大弹力按照P118KGF计算，则P225P145KGF。三、内外弹簧载荷的分配内外弹簧载荷的分配比例一般为120到125。大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）30本设计中内外弹簧的载荷分配如下弹簧最大弹力P2KGF内弹簧P2115外弹簧P2230四、弹簧钢丝直径的确定弹簧计算的基本公式（KGF/MM2）5132P8DKDMM5242GNF式中弹簧力（KGF）；P弹簧中径（MM）；2D弹簧钢丝直径（MM）；弹簧有效圈数；N弹簧材料切变模量；G弹簧变形量（MM）；F断面切应力（KGF/MM2）；曲度系数，考虑钢丝横切面上切应力分布不均匀影响的系数。K钢丝直径可按公式51计算，弹簧的最大工作切应力应小于或等于材D料的许用应力，为便于计算，将公式改写成如下形式53238KDCP大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）31式中材料的许用切用力（KGF/MM2）。内弹簧钢丝直径的确定弹簧材料选用65MN弹簧钢丝，假设内弹簧钢丝直径约为2225MM，查柴油机设计手册表1324得弹簧的抗拉强度B165KGF/MM2许用切应力KFG/MM21650349将上述数据代入式（53），得；38KC1069查柴油机设计手册表1325得旋绕比70；由得，D247MM，圆整到国家标准规定的钢丝直径25MM。2DIIDCDI外弹簧钢丝直径的确定弹簧材料选用65MN弹簧钢丝，假设内弹簧钢丝直径约为35MM，查柴油机设计手册表1324得弹簧的抗拉强度B150KGF/MM2许用切应力KFG/MM215034将上述数据代入式（53），得；38KC104查柴油机设计手册表1325得旋绕比74；由得，D351MM，圆整到国家标准规定的钢丝直径35MM。2DEDCDE五、弹簧有效圈数和总圈数的确定N1弹簧有效圈数可从其计算公式求出4238GDFNPD式中弹簧最大变形量21MAXVFH大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）32从弹簧特性的相似三角形（如图61所示），可得弹簧预紧变形量MMMAX1129865VHPF弹簧最大变形量MM1AXVF式中气门最大升程（MM），9MM。MAXVHMAXVHHVMAX图61弹簧载荷三角形弹簧材料切变模量G8000KFG/MM2内弹簧667，取7圈；4238GDFNPDN9圈1I大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）33外弹簧427，取5圈；4238GDFNPDN7圈1E53气门内弹簧计算过程1工作时，假设弹簧所受最大工作载荷为600N，工作环境有腐蚀性，故选择材料为1CR18NI9，类弹簧，许用切应力，许用弯曲应力A40，弹性模量，切变模量，AB50E1970AG730此种材料耐腐蚀，耐高温，有良好的工艺性，适用于小弹簧。2选择旋绕比，暂取，C8则根据公式K61504计算出曲度系数18483）根据安装空间，初定弹簧中径，MD2则根据公式DC计算出M34）计算弹簧丝直径MKCFD4540816161MAX取D65）对于压缩弹簧，工作圈数根据公式计算3MAX8CFGDN大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）34实际工作中正常情况下，为保证检测时钻杆M12/7149过度偏向一边时的仪器的安全，这里取4AX弹簧内径DD26481弹簧外径M52弹簧节距P219480弹簧自由长度MDNH612550因在实际安装中，允许的空间满足不了所设计的弹簧自由高度值，也即过大，不符合实际应用要求，需重新设计。0H重新设计如下重选6C则曲度系数251604K弹簧丝直径取MCFD96401MAXMD5弹簧中径D30弹簧内径MD251弹簧外径302大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）35弹簧节距MDP123040弹簧工作圈数取586873N8N弹簧自由长度取MDPH5109120MH107）验算稳定性细长比符合两端固定弹簧的选择3567301DB标准，故不需要进行稳定性验算。8）疲劳强度和静应力强度的验算疲劳强度验算公式23MAX8FDKD已知NF602N1021M24由可得21841AFDKD721605383MAX382133IN对于变应力作用下的普通圆柱螺旋压缩弹簧，疲劳强度安全系数值按公式计算，FCASSMAXIN075式中弹簧疲劳强度的设计安全系数，当弹簧的设计计算和材料的力学性能CAS数据精确性高时，取；713FS弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，按变载荷作用次数N，由下表查取；0大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）36表31弹簧参数表变载荷作用次数N4105106710A/0B5B3B3B取51FSAB630803051274156CAS故设计合理。1）选材1CR18NI9NF60MAXMP40PB50MPE197G732）旋绕比取，则C6251604K3）弹簧中径DM304）弹簧丝直径取DMCF9640251661AXMD55）对于压缩弹簧工作圈数根据公式计算，其中3MAX8CFGDNAG730在实际工作中正常情况下1502/914这里取M1530AX大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）37则取61060853783MAXCFGDN5N6）计算弹簧内径，外径，节距，自由长度弹簧内径MDD25301弹簧外径2弹簧节距P9300弹簧自由长度取MDNH105150MH107）验算稳定性细长比符合两端固定弹簧的选择36730DB标准，故不需要进行稳定性验算。8）疲劳强度和静应力强度的验算疲劳强度验算公式23MAX8FDKDNF60212M382由可得21FM831ADKD7421605833MAXF52133IN对于变应力作用下的普通圆柱螺旋压缩弹簧，疲劳强度安全系数值大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）38按公式演算FCASSMAXIN0755164316AXIN0CA即故弹簧设计合理。FCS大弹簧的有关参数如下表表32弹簧参数表参数名称及代号计算公式结果中径CDD30MM内径1D125MM外径2DD235MM旋绕比C/6长细比BDHB/0367自由长度0HDPN510110MM工作长度NNNH03015MM大学毕业论文（135柴油机配气机构设计）39有效圈数NMAX3A8CFGDN115圈总圈数1N21135圈节距PDP309MM轴向间距D4MM展开长度LCOS1DNL12775MM螺旋角PARCTN545