毕业设计（论文）-156发动机配气机构的设计

156发动机配气机构设计编号题目156发动机配气机构设计二级学院专业班级学生姓名学号指导教师职称时间绪论引言在不断攀升的油价和不断恶化的城市交通状况的双重压力之下，汽车在城市中作为代步工具的弊端逐渐显现，也不断有一些人开始考虑其他的一些交通工具。拥挤的公交地铁，骑自行车的辛苦以及电动车电量的问题，都无法让人满意。这时候摩托车的优势就得到了显现，它具有便利性，节能环保，有效缓解交通拥挤的优势获得更多人青睐。同时，摩托车在农村山区也存在极大的市场。发动机作为摩托车的心脏，是一台摩托车好坏的关键。配气机构是摩托车发动机的重要构成部分之一，配气机构通过定时关闭和开启各缸的进、排气门，使新气进入气缸，废气从气缸排出，来满足发动机正常工作的的工作循环和工作顺序的要求。配气机构设计的是否合理关系到发动机的动力性、经济性、排放性、可靠性和耐久性的好坏。因为当今世界人类的生活水平的提高，对环境保护和可持续发展的关注度也在不断上升，所以汽车和摩托车必须将低能耗和低污染作为发展的目标，这就要求发动机在保证拥有良好的动力性时，同时又要降低油耗满足国家相关排放法律的规定。其次，配气机构要想具有良好的动力特性，首先要具有较小的重量和较高的刚度。由于配气机构的总体布局影响发动机的整体设计，配气机构零部件的设计对内燃机的动力性及可靠性影响较大。因此，配气机构设计的好坏对内燃机工作性能的影响很大。同时，内燃机凸轮轴的高速旋转和气门的高速往复运动，因此配气机构也是内燃机噪声的主要来源之一。现代内燃机设计具体要求：内燃机的气缸要保证有良好的换气质量，进气量尽可能大，排气尽量干净。动力性要良好，工作平稳可靠，噪声低。结构紧凑。磨损小，使用寿命长。结构简单，便于调整。机构研究现状和发展趋势研究现状一般来说，凸轮轴的安装位置不同，可以将发动机区分为上、中、下三种形式；如下图1.2.1——1；另外，气门驱动方式不同，又可以将配气机构分为直接驱动、摆臂驱动和摇臂驱动三种不同类型。对于摩托车的配气机构，四冲程摩托车采用气门式配气机构，气门式配气机构分侧置气门式、顶置气门式、顶置凸轮轴式和双凸轮轴式4种[1]。在当前配气机构的发展应用或者研究的方向里，以下几种配气机构的形式较为广泛：配气机构的凸轮轴顶置结构，配气机构采用多气门的方式，采用可变正时的配气机构，采用无凸轮驱动的配气机构，采用液压挺柱的配气机构。图1.2.1——1配气机构的凸轮轴顶置结构配气机构的凸轮轴顶置结构是指将配气机构的凸轮轴放置在气缸盖内的结构形式。这种结构形式和凸轮轴下置、中置两种结构相比较，会显得更加复杂。但是，由于它使用的构件相比下要少，从反面来说又让它拥有更加紧凑的机构形式，表现出更加出色的高速平顺性。这类凸轮轴顶置的发动机配气机构形式中，没有使用较长的推杆，减少了运动构件，传动路径变短，就让结构得到了极大地简化。并且，在配气机构的传动效率得到提高的同时，还有效地降低了发动机在高速运转的情况下所产生的振动噪声。图1.2.1——22）配气机构采用多气门的方式与传统的配气机构机构形式相比，如果发动机的排量达到在一定量时，配气机构采用多个气门的方式，在增大了气流通过气门的面积的同时，也极大地增加了充气系数，气缸的扫气也得到改善。因此，和采用传统结构的配气形式相比，这类发动机在相同的时间内，能够吸进更多的新鲜气体。从而使发动机的功率得到提高，极大地降低发动机的燃油消耗，非常明显地减轻废气排放造成的污染，改善了发动机的经济性能。它采用喷油嘴居中的布局方式，能够使油孔的约束更加均匀，使燃油和空气得到更加充分的混合。在现阶段多气门发动机配气机构结构当中，采用四气门的技术得到更多的运用。如图图1.2.1——3所示。3）采用可变正时的配气机构采用可变正时的配气机构，它能够根据发动机在运转过程中所遇到的工况不同对气门驱动机构进行调整，从而达到改变发动机的配气相位的目的，使发动机配气机构的气门升程更加接近理想的升程规律，不仅达到了提高内燃机的功率，而且还降低了内燃机的燃油消耗和排放。采用可变正时的配气机构，通过对内燃机的构件在换气过程的调节和控制，当发动机在低转速下运行时，配气相位中的相位重叠角变小，反向倒流进进气歧管的废气量得到减少，另外，进入气缸的新鲜气体未被利用就排出的可能性得到降低。保证了发动机在低速和中速的工作状况下有了可观的换气能力，减少了燃油耗损。在转速较高的情况下，配气相位的相位重叠角增大，能使废气更加彻底的被排出，得到更加充分的进气，增加了充气效率，提高了发动机的功率。如图1.2.1——4所示。图1.2.1——3图1.2.1——44）采用无凸轮驱动的配气机构采用无凸轮驱动的配气机构，它是采用控制电液，在任何工作状况下，都能够对气门进行完全独立、连续和准确有效的控制。与配气机构的传统凸轮轴式结构相比较，这一类无凸轮驱动的配气机构结构形式中的气门在工作时受到电液额定的控制。这类发动机能够在任意循环过程中气门在什么位置开启，开启的持续时间多久。气门的升程大小和气门开启的时间等都是能够独立存在互不影响的，所以在当今众多的新技术中能够获得大家的青睐。从另一个角度讲，拥有这类机构配气机构的发动机的气门在运行时能够根据工况的变化时刻调整运行参数，使各项参数都达到最优值，使发动机整体达到优化燃油经济性和提高发动机动力性的目的，同时，也减少了发动机对环境的污染。但是，现在这种无凸轮驱动的配气机构本身也具有缺点，它的反应有迟缓，不具有很高的瞬态响应特性，因此，这类配气机构也还处于一种研发阶段，距离广泛的应用还需要更多的开发研究。如图图1.2.1——5所示，无凸轮电液驱动配气机构原理图。图1.2.1——55）采用液压挺柱的配气机构当发动机在未工作状态即冷态并且气门在关闭的位置时，气门和传动构件之间的间隙叫做气门间隙。发动机在工作状况下，可能会由于气门和传动件因受热而发生膨胀，从而将气门顶开，让气门关闭不严，造成漏气的现象发生，从而影响发动机的性能，气门间隙作为缓冲段，就是为了防止这种现象的发生而设计的。和其他的配气机构类型相比较，这类采用液压挺柱的配气机构，就不需要有气门间隙，液压机构自身的机构特性就可以弥补配气机构中的各构件因受热膨胀所产生的变形，少了气门间隙，配气机构的整体振动和噪声都得到了很大的改善。如图图1.2.1——6所示。在当前，这一类采用液压挺柱的配气机构成为了新的发展方向。但是它也存在一些缺点，成本高，机构之间相互机构比较复杂，而且，在高速发动机里运用的时候，对油液的要求较高，从而会使气门受到液压挺柱的油液压力过大而产生气门关闭不严的现象发生。图1.2.1——6发展趋势有关未来配气机构技术的发展方向，将会向着配气相位、气门升程、进排气管都可变的全方位的可变技术以及无凸轮轴的可变配气机构这两个方向发展。全可变配气机构技术，能够有效的提高进气效率，改善燃烧的空燃比，使混合气的燃烧更加充分，还可使排气更加彻底，降低废气残余系数。另外，还能够减小汽油机的泵气损失，使发动机的动力性、经济性、排放性得到提高；无凸轮轴的可变气门机构则避免了凸轮型线的限制，使进排气门的控制能够随发动机工况的变化及时做出调整，从而提高发动机的性能[2]。与此同时，减少发动机的噪声也是发展的方向之一。在发动机工作的过程中，气门的周期性落座冲击，气门杆尾端和摇臂的不停撞击，以及摇臂与凸轮之间的不断滑动摩擦，共同造成了配气机构在运转过程中的高噪声，因此配气机构是发动机的主要噪声来源，也会严重影响发动机整机噪声水平的降低。在低成本情况下,以同时降低气门间隙噪声、气门落座噪声及气门自鸣噪声为目标,通过采用高次多项式对凸轮型线进行优化设计，达到降低振动噪声的目的[3]。小结在本章中，认真的总结分析了当前摩托车发动机配气机构的发展状况以及在未来一段时间内配气机构的发展方向，为156配气机构的设计奠定了方向，避免犯下一些常识性错误。配气机构重要零部件的设计凸轮机构运动学和凸轮型线的设计凸轮形线设计在本次156发动机配气机构的设计当中，通过对实际情况的了解和气缸盖空间大小考虑，用气门的开启关闭运动靠凸轮轴上的凸轮通过摇臂来控制的结构形式。凸轮外形不但决定气门时间-截面值[4]，还要确保配气机构运转平稳可靠。在凸轮机构中，凸轮的型面与气门尾端的工作表面相接触并推动气门运动。对摇臂与凸轮接触端的运动规律进行研究，运动关系简图如下所示：因为速度三角形与△AOB相似，所以由以上推导可以得出结论：凸轮与摇臂的接触点与摇臂轴线的偏心距离值的大小就等于摇臂的几何速度值大小。所以，摇臂接触的底面半径应大于最大偏心距，即在数值上要大于摇臂的最大几何速度时，才能保证接触点不落在摇臂端面之外。摇臂与凸轮接触端相对于凸轮表面的滑动速度值，或=接触线沿凸轮表面的移动速度−沿摇臂表面的移动速度。平底式凸轮机构有五个基本参数：基圆半径R、腹部段曲率半径δ1、顶部段曲率半径δ2、基本工作段作用角2ψ和挺柱最大升程。半径R满足条件：使凸轮轴具有必要的刚度，同时又应使凸轮的外廓尺寸在允许的范围内。R取12.5mm。参考同类机型值可选取摇臂与凸轮接触端的最大升程=19mm。然后通过基圆中心绘制对称线OC。凸轮设计成相对于OC对称的，在OC线上量取给定的挺柱最大升程,得点C。根据工作过程的需要，通过曲轴转角θ表示气门的开启持续时间。根据转角算出凸轮的作用角2ψ.又156发动机是四冲程发动机，所以2ψ=。又因为发动机有配气相位，所以需要先确定配气相位，才能得出曲轴转角的开启持续时间。配气相位是指进、排气相对于活塞上、下止点时的开启和关闭时刻，用曲轴转角表示：排气提前角γ：排气门在活塞到达下止点前打开的角度；排气迟后角δ：排气门在活塞越过上止点后关闭的角度;进气提前角α：进气门在活塞到达上止点前打开的角度；进气迟后角β：进气门在活塞越过下止点后关闭的角度。配气相位角度对于发动机的动力性会产生非常大的影响。合适的排气提前角γ可以最大限度的减少活塞的推出功，而不过多的损失有效功，通常取30~80度，进气迟后角β设置合理就能够得到最大限度的利用高速气流所产生惯性力，使进入气缸的新鲜空气尽可能的多。一般取30~60度，进气提前角α和排气迟后角δ决定进排气重叠角，缸内残余废气量的多少，排气门温度的高度，进入气缸的气体是否倒流，缸内混合气体的温度等，都要受到它的影响。进气提前角α通常取10~35度，排气迟后角δ通常取10~35度。在本次设计当中，参考同类机型的摩托车发动机的配气相位角大小，选择进气提前角α为35度，进气迟后角β为55度，排气提前角γ取30度，进气迟后角β取45度。所以气门的开启持续时间为θ=180+α+β=260度所以，凸轮的作用角2ψ=θ/2=130度。讨论选取：凸轮各弧段之间的连接必须光滑，从而保证凸轮能够可靠平稳的工作，降低振动和噪声。转化到数学知识的角度，即两段弧的接点和他们各自的曲率中心这三个点位在一条直线上就可以了。如下图所示：点A和圆心O、O1、以及点B和圆心O1、O2就是分别在一条直线上。根据△OO1O2由余弦定理可计算得到：由上式可得,δ1、δ2只要确定其中一个，就可以计算出另一个.δ1值可以在δ1min<δ1<∞的范围内选取，而δ2在0<δ2<δ2max范围内选取。在实际设计中，为了不使凸轮与挺柱间的接触应力过大，δ1不应小于1.5~2mm。在本次设计中取δ1=7mm。根据公式可以算出δ2=51.50mm。对摇臂与凸轮接触端的几何运动关系进行分析，即求解出此端的升程大小、速度大小、和加速度随凸轮转角ψ的变化关系规律。如下图所示：分成和两段弧计算。对于，设凸轮逆时针旋转，当A点与凸轮摇臂底面相接触时，摇臂开始上升，当凸轮转角为为δ1时，摇臂与凸轮接触端升程为：=凸轮腹部端的最大转角为ψmax.从△OO1O3中可以看出；a可得：代入数据可得：=24度。对a式分别对时间求一阶、二阶导数，可以得到凸轮在该段时，摇臂与凸轮接触端的速度和加速度分别为：=w(δ1-R)=()式中w为凸轮轴的旋转角速度。凸轮顶部段：在凸轮转角为，摇臂与凸轮接触端升程为，其中：β=当时，β=0，=.即凸轮升程达到最大值。同理有：=w(R+)=(R+)凸轮缓冲段的设计设置缓冲段的必要性缓冲段是指连接实际工作段的凸轮形线部分，缓冲段具有很大的作用，设置缓冲段有很大的必要性：1）因为在设计气门机构时要留有气门间隙的，这就让挺柱的运动时刻闭比气门的实际开启时刻要提前一点；2）因为弹簧在工作时必须要有预紧力F0（N）的存在，这就要求机构在一开始未运动时就要产生一定的压缩弹性形变，直到弹性变形力克服了气门弹簧在设计时留下的预紧力之后，气门才能开始正常运动。3）因为气缸内存在一定的气体压力，尤其是排气门，气缸压力对其的作用与气门弹簧的预紧力的作用结果是相同的，都是要阻止气门的开启，这就会造成气门的迟开。上面的三点原因就让气门的实际开启时间相较于理论值较晚，这时候，如果少了缓冲段的存在，气门在开始运动阶段的初速度就会在很短的时间内由零变得很大，有非常大的冲击作用，与此同时，气门在落座时的速度也会很大，对气门座产生强烈的冲击力，增加了配气机构的振动噪声，并且加剧了构件之间的磨损。为了减少气门间隙对发动机的影响，以及预紧力和气缸内存在的压力所产生的弹性形变，要在凸轮上设计缓冲段，保证气门在开启和落座的两个阶段要有速度变化的时间。缓冲段参数及基本类型缓冲段基本参数的选择和确定1） 缓冲段高度H0。进气门开H0＞（L0+F0/C0）/i进气门关H0＞（L0+F0/C0+△Hr）/i排气门开H0＞（L0+F0/C0+Fg/C0）/i排气门关H0＞（L0+F0/C0+△Hr）/i式中：C0：机构刚度（N/mm）；F0/C0：预紧力引起的弹性变形；Fg/C0：气压力引起的弹性变形；i：摇臂比；△Hr:指少量发动机因为气门和气门导管之间的间隙而引起气门倾斜让气门提前落座的量大小。缓冲段型线采用等加速-等速型：因为气门落座的发生是处于在速度不变的等速段上，因此可以保证气门落座时比较平稳，降低噪声和振动。过渡段凸轮的升程方程为h(α)=CBα20≤α≤α1h(α)=E0+E1αα1<α≤α0其对应的速度和加速度为:v=2CBα0≤α≤α1v=E1α1<α≤α0a=2CB0≤α≤α1a=0α1<α≤α0式中:α1:等加速段角度；α0:过渡段角度，CB、E0、E1为方程系数。其中，式中的α0、h0(过渡段中的升程)和v0(过渡段中等速段速度)都是在运算前确定下来的，其它的参数数据大小可以由以下条件确定：α=α0，过渡段升程为h0E0+E1α0=h0当α=α1，二段的升程和速度连续，CBα12=E0+E1α12CBα1=E1由给定的过渡段速度v0E1=v0可解得各系数。代入过渡段升程方程得h(α)=v02α2/（4（v0α0-h0））0≤α≤2（v0α0-h0）/v0h(α)=h0+v0(α-α0)2（v0α0-h0）/v0<α≤α0因为凸轮在过渡段的等加速段的功用是使气门的速度在零缓慢上升到某一速度v0，它的凸轮作用角α1可以给定为一个常数。一般可定α1=4O，则过渡段升程方程为h(α)=v0α2/80≤α≤4Oh(α)=v0(α-2)4O<α≤α0计算结果:进气门开启角260°（曲轴转角），凸轮工作段包角187°排气门开启角255°（曲轴转角），凸轮工作段包角166°气门重叠角选择15°（曲轴转角），凸轮转角选择7.5°凸轮基圆直径25.5mm进气门最大气门升程hvmax=8.2mm排气门最大气门升程hvmax=8mm气门落座的速度大小，即气门初速度V0选取0.40m/s即0.00001438m/度=0.01438mm/deg凸轮过渡段升程h0=0.00033074m=0.33074mm凸轮过渡段包角α0=25°进气凸轮工作段的半包角α大小：BIM=57.25°排气凸轮工作段的半包角α大小：BIM=55°C4=（0.1～0.2）hvmax本题中，进气凸轮取C4＝0.2×hvmax=1.64,排气凸轮取C4＝0.2×hvmax=1.6过渡段方程为h(α)=0.00001438α2/80≤α≤4Oh(α)=0.00001438(α-2)4O<α≤25O故，在0≤α≤4O时，hvmax=0.00002876；在4O<α≤25O时，0.00002876<h≤0.00033074在本次156配气机构设计的课题当中，由于凸轮和凸轮轴是一个整体，所以凸轮的材料与凸轮轴的材料一致，对于选材和加工处理放在凸轮轴设计当中。气门组设计气门组包括：气门，气门导管和气门座。设计的重点在于确定各部分的基本尺寸、材料及安装位置。气门的设计气门是发动机的关键零件，其设计的好坏直接影响发动机的动力性、经济性、靠性和耐久性，其中，进气门的大小、外形和最大升程直接影响气缸的充气效率。因此，要保证拥有足够的气流量是进气门设计的重点。此外，还要综合考虑气门的运动平稳性、落座冲击载荷、工作温度、密封性和缺少润滑条件下的耐磨损性能[5]。气门工作条件及其相应的设计要求a.气门是运动件，在以高频做开启关闭动作的过程中，气门杆和导管间有摩擦；每次关闭落座时，气门与气门座的配合面间都发生撞击，撞击的大小取决于气门的运动质量和落座瞬间气门运动的速度。b.气门的头部顶面在工作过程中要直接与具有非常高温度的燃气直接接触，这使得进、排气门都会受到热应力作用，而且排气门在排气的过程中还将受到高温废气的冲击洗刷，尤其是配气刚刚开启时，气缸内的气体压力较高，而此时气门的开度尚小高温气体以很高的速度流过气门和气门座间的间隙，所以排气门受热更严重。在一般情况下：汽油机中进气门温度基本在300~500摄氏度之间，排气门的受热温度在600~800摄氏度之间。c.排气门还受到排气的腐蚀作用。由以上对气门的工作条件的总结，可得出如下气门的设计要求：（1）气门的材料确定主要是根据气门的工作温度，要确保气门在工作温度范围内能够正常工作，气门材料就必须具有足够的强度、刚度、韧性以及表面硬度。（2）气门在设计时要颈部形状恰当，要让气门的结构简单，并且加工方便，同时要使气体在流过气门时具有较小的阻力，增加进气充量。还要在强度、刚度和气门的耐磨性满足要求的前提下，质量尽可能的小，减小惯性力。（3）尽可能降低热负荷。因为气门安装在气缸盖内，所以其设计要与气缸盖的设计要密切配合，气门座的温度很高，这就要求在结构设计上加强冷却，使其温度的分布要尽量的均匀，在结构形式空间的允许情况下，应该尽可能的增加导管的长度，为了降低气门的温度，可以通过适当的降低气门升程和导管之间的配合的方法。（4）在整个配气机构运动链当中，气门作为从凸轮开始的传动链中的末端零件，因此在设计气门时就必须从整体的结构形式来考虑，尽力避免气门在工作过程中落座时产生巨大的冲击振动。因为这些冲击和振动能够对气门和气门座造成很大的磨损。对于进气门来说，保证足够的进气流量是设计的重点，因此进气门的直径要大于排气门直径，但又带来了进气门的运动质量比较大的问题，运动特性相对于排气门较差，其振动大，容易出现飞脱，落座时对气门的冲击力较大，为10000~30000N。对排气门而言，工作温度很高，因此排气门的设计重点是尽可能降低工作温度。排气门除了采用高温下仍具有良好的稳定性和强度的材料外，在一些特殊部位，如头部气门座有冲撞的地方、气门尾端与挺柱有冲撞的地方进行硬化处理。气门结构的设计气门头部形状常见气门头部底面的形状有三种：平底、凸底、凹底。由于凹底气门的杆部是以比较大的半径过渡到气门头部，因此可减小进气的流动阻力，考虑到此项优点，在本次设计当中，对气门头部形状选择凹底的形式。气门头部的背面呈圆锥形，进气门锥形角取20度，然后用半径为11mm圆弧与杆部相接；锥形角排气门取25度，然后用半径为3mm圆弧与杆部相接。气门直径d为了保证气门在开启时刻气流通畅，气门头部直径通常是越大越好,但受到缸盖和缸套内径对应的空间尺寸的限制，同时在这个范围内要合理布置其他的附件，如火花塞等，而且气门不能离气缸壁太近，否则气门周边贴近气缸壁的那一部分气流通道将受到阻挡而不能有效利用。为了使气门座周边的温度均匀，还要在其周围留出适当的冷却空间。一般气门直径范围:进气门：=(0.32~0.58)D=17.92~32.48mm取;排气门：=(0.8~0.85)=24~25.5mm取=25mm.气门杆长度lv气门杆长度lv完全取决于缸盖厚度和气门弹簧的安装高度。在本次设计中气门杆长度：Lv=91mm气门杆直径气门杆直径越大，外表面积越大，越有利于传热。一般进排气门杆的直径一样大，但是气门杆直径过大，会增加气门质量，运动惯性增大，不利于发动机做高速运转。气门杆直径一般为：=（0.15~0.25）=4.5~7.5mm所以：=5.5mm。气门锥角和气门头部背锥角β气门锥角γ非常重要，对多种参数都有非常大的影响，比如气体在通过气门时的流动阻力、气体通道的截面积、气门密封锥面的比压大小和气门头部的刚度大小等[6]。当气门升程值一定时，随着气门锥角的加大，流通截面积减小。一般而言，气门锥角γ小，气体流通截面积大。现代内燃机设计当中气门锥角一般取45度或者30度。但是随着气门开启的越大，气门升程达到一定值后，气门侧面的流通截面积就等于喉口的截面积，气体流动方向受到气门锥角γ的影响越来越小，在增大升程对气流的流通将不再有显著的影响，甚至会出现气门锥角γ增大流动阻力反而更小的现象。ab为了保证密封和传热，在气门和气门座的座合表面间要有足够的座合压力。由于沿轴向作用在气门上的关紧力P与由此产生的环绕锥面分布的法向力N间的关系为N=,如上图所示，如果P值越大，则气门锥角座和表面间的座合压力N就越大。因为气门落座时的轴向位移h可以看作是两个分位移之和，即两表面间相互接近的位移=h和两表面间相对位移=h,所以，气门锥角越大时，有利于清除沉积在密封表面上的积碳和杂质。也随着气门锥角的增大而增大，也有利于清除积碳和杂质的作用。在本次设计课题中选择气门锥角=45度。气门头部背锥面β影响气门刚度和进气阻力，而实验表明，当β=20度时有最大进气流量。所以进气门的头部背锥面选择20度，排气门头部背锥面选择25度。气门材料进气门的工作温度较低，在300~400摄氏度之间，对材料无特殊要求，可选择40。排气门的工作温度高，在500~650摄氏度之间，所以选择耐高温的材料，可选择.为了保证气门的可靠性和耐久性，在气门的锥面上进行堆焊钨钴硬质合金NO.6的表面处理来提高其性能，使其硬度达到HRC38以上；对气门杆尾端进行堆焊钨钴硬质合金NO.1表面处理，使其硬度达到HRC50以上。进气门排气门气门座圈的设计气门座圈形式选择气门座的设计关系气门的工作可靠性。气门座可直接在缸盖中镗出，也可以做成单独的环形零件压入气缸盖中。扭曲变形是气门座存在的主要问题，气压力负荷和热负荷都会引起瞬时的扭曲，装配时的机械应力和发动机零件蠕变而引起的永久变形，均会对气门的导热产生影响，致使气门的温度在升高的同时，也会在气门颈部产生附加的弯曲应力，为了减小这种变形，必须对气缸盖的刚度、冷却情况、气缸垫压紧力的分布等多加注意[7]。在本次设计课题当中，考虑到摩托车的气缸盖基本采用铝制材料，为了能够增加气缸盖的使用寿命，在设计气门座圈时使用镶块的方式。这种方式能够采用好的材料，提高耐磨性，并且根据使用情况得到更换。气门座圈尺寸选择如下图所示，为了保证进排气门在关闭时不漏气，气门座圈的尺寸必须与气门座相对应，而对于气门座圈而言，重要的是与气缸盖的配合尺寸。根据所查资料表明，气门座圈的外径过盈量为可取气门座外径的0.002~0.0035倍，而气缸盖为铝制材料，所以取上限值。对于进气门内径：d=28.6mm对于排气门内径d=23.6mm气门座圈的壁厚L=(0.08~0.15)d，综合考虑后L=4.5mm。所以进气门外径D1=33.1mm,排气门外径D2=28.1mm。则：进气门外径过盈量为0.11585mm;排气门的外径过盈量为0.09835mm。气门导管的设计 气门杆被套在气门导管内，并且不断地座往复运动，一般导管导向的长度为气门杆的7倍左右，这样能使气门座在导管中得到很好地导向，又能使由于摇臂与气门尾端面的偏心接触而造成导管侧压力最小。导管壁厚取3mm。气门杆与导管间的间隙取决于气门的温度。间隙过大会使气门温度上升并使沉积物积聚，润滑效果降低，导致气门杆刮伤、磨损，可能引起气门头部过渡带的疲劳破坏。同时，为了防止气门杆与导管之间的间隙进入过多的机油，导管的上端口不应设计成倒角。间隙大小：进气门：（0.003~0.007）=（0.003~0.007）*30=0.09~0.21mm取0.1mm;排气门：（0.005~0.010）=（0.005~0.010）*25=0.125~0.25mm取0.2mm。导管和气缸盖上相应的凸台应该尽量靠近气门头部，既能减轻排气对杆部的冲刷，又不能因此使得气道受堵。配气机构中的驱动件设计凸轮轴的设计结构选择凸轮轴有两种结构类型：一种是凸轮和凸轮轴为一体的整体式凸轮轴；另一种是凸轮和凸轮轴可以拆装的组合式凸轮轴。由于156发动机的转速较高，所以采用整体式凸轮轴。轴向定位方式选择在轴上要设置有定位装置，限制凸轮轴在工作过程中产生的轴向移动或受到螺旋齿轮在传动时产生的轴向力，从而防止凸轮轴在工作过程中发生前后窜动。凸轮的轴向定位有三种方式：凸肩轴向定位，止推板轴向定位，止推螺钉定位。在本次课题中的凸轮设计中，采用凸肩轴向定位的方式。凸轮间的相位关系由于156发动机是单缸发动机，所以只用考虑同缸异名凸轮夹角和活塞位于压缩上止点时排气凸轮相对于挺柱轴线的夹角ψ。a同缸异名凸轮夹角当进排气挺柱与凸轮的接触点（沿凸轮轴线）在一条直线上且凸轮外形对称时，如下图所示，同缸异名凸轮夹角为：=90+：；：进气提前角；：进气迟后角；：排气提前角；：排气迟后角。代入数据可得：度b.当活塞在压缩上止点的时候排气凸轮与挺柱轴线之间的夹角为ψ活塞位于压缩上止点时排气凸轮相对于挺柱轴线的夹角ψ是确定凸轮轴和曲轴相对的工作位置，即正时位置所必须掌握的。在曲轴转角——气门升程图中，这是排气凸轮相对于挺柱轴线的角度（曲轴转角），换算成凸轮轴角度要除以2，即凸轮桃尖相对于挺柱轴线的角度为代入数据得=131.25度。为了保证配气正时正确，必须使凸轮轴相对于曲轴的相位关系正确，需要在正时齿轮上设有啮合记号，在装配时按记号安装。凸轮轴材料及加工配气机构与发动机整机的动力性密切相关，特别是气门的开关闭时间对动力性的影响至关重要，而气门的开启是通过凸轮轴以及上边的凸轮传递动力的，在高速运转过程中，要求各个传动件不能有太大变形，减少对气门开启时间的影响，所以凸轮轴就必须要保证一定的刚度，所以选择452,同时对凸轮轴进行淬火热处理，提高凸轮轴表面的耐磨性。在本次设计课题当中，采用的是凸轮和凸轮轴为一个整体的形式，所以凸轮和凸轮轴的材料相同，但是考虑到凸轮表面要和摇臂高速摩擦，对其表面的硬度提出更高的要求，所以应对凸轮表面进行处理，采用激冷加工的方式提高凸轮表面的硬度。对于凸轮轴与轴承之间的公差配合选择，由于在与轴承的配合段凸轮轴直径为17mm,并且轴承所承受的载荷为定向负荷和旋转负荷，所以选择基轴制，公差带为Js5[8]。如下图所示：凸轮轴组合摇臂设计摇臂作为配气机构中的传动件，其作用主要是是将从凸轮上传来的运动和作用力在改变方向以后，然后传给气门使其开启。摇臂是属于双臂杠杆，以摇臂轴为支点，两臂可等长也可以不等长。螺纹口加工在短臂端，用来拧气门间隙调整螺钉，长臂端加工成作为推动气门工作面的圆弧面。摇臂要有足够的刚度和强度，因为在摆动过程中承受很大的弯矩，采用T形断面；同时要较小的质量，减小在运动时的惯性力，摇臂轴采用空心轴，摇臂避免悬臂安装，与气门接触的表面要淬硬。气门的整套机构：挺柱、推杆、摇臂、和气门都位于同一平面内，并且摇臂轴要与摇臂垂直，从而避免在力的作用下产生附加变形。摇臂气门弹簧设计气门驱动机构中各构件一般只传递压紧力，不能传递压力，因此需要回位弹簧维持机构各个零件间的正常接触，而又由于这类弹簧安装在气门上，所以被称为气门弹簧。它还具有增大气门对气门座圈的压力，增强气门密封的功能。气门弹簧在工作中，要求气门弹簧力始终大于机构因负加速度运动及附加振动所引起的惯性力，弹簧的颤振要尽可能的少，保证机构正常工作。传动件的运动方式是往复运动，这将使气门弹簧承受来自气门的交变载荷，同时在凸轮负加速度段时，工作期间的惯性力就会大于弹簧预紧力使机构脱开，并且谐振也将会引起弹簧颤振，使弹簧的应力幅增大，而有效的弹簧力相反会减小，出现气门反跳现象。考虑到空间的限制，气门弹簧的尺寸不能太大，为了避免由此产生的严重应力状态，所以要使用弹性极限和疲劳极限都很高的材料。所以选择50CrVA，同时对弹簧进行喷丸处理，提高弹簧的抗疲劳强度。由于156发动机的转速很高，所以采用变螺距弹簧，避免弹簧在处于正负加速度过渡段时，因为惯性力比较大，但气门开度不大，弹簧力较小所发生的飞脱现象。靠近缸盖的一端为小螺距并且逐渐并圈，弹簧工作长度变短，弹簧刚度增加，保证弹簧力大于气门机构惯性力。同时为了避免发生共振，所以采用内外双弹簧的形式，而且双弹簧结构可以使气门在运动中不停的旋转，在气门头部不会有积碳，不会影响气门的密封性，对发动机的性能产生影响。a.弹簧基本尺寸确定：气门外弹簧直径：=(0.3~0.45)D=(0.3~0.45)*56=16.8~25.2取22.7mm气门内弹簧直径：=(0.2~0.35)D=11.2~19.6取15mm.外弹簧最大弹簧力:=529.2N内弹簧最大弹簧力:=230.3N弹簧工作变形:H=8mm压缩高度:=15mm外弹簧丝直径:=3.8mm外弹簧丝直径:=2.5mmb计算预紧力外弹簧预紧力206.1N内弹簧预紧力81.34Nc气门弹簧中经和外径=+=+外弹簧中经22.7mm外径26.5mm内弹簧中经15mm外径17.5md计算弹簧刚度外弹簧刚度31.95N/m内弹簧刚度15.57N/me计算弹簧有效圈数外弹簧有效圈数5.5圈内弹簧有效圈数7.75圈f计算弹簧总的圈数=n+(1.5~2.5)外弹簧总圈数7.5圈内弹簧总圈数9.75圈g计算弹簧最大变形量h计算安装高度=H+i计算自由高度=H+j计算自由节距k计算弹簧指数气门外弹簧弹簧指数5.97气门内弹簧弹簧指数6l计算弹簧补偿系数气门外弹簧补偿系数1.25气门内弹簧补偿系数1.2525气门内弹簧气门外弹簧

小结在本次配气机构的设计当中，划分为三大块，分别为凸轮设计，气门组设计以及驱动件的设计。在设计中通过分析选择零件的结构形式，在计算得到了各个关键零部件的尺寸数据，并通过CAD作图，将零部件的机械图纸画出来。在这一章节中，是对理论知识的一大考验，也是对于知识的一次重要实践。重点零部件校核气门弹簧校核气门弹簧配气机构工作过程中在不断地做往复运动，承受着切应力和疲劳载荷，所以要对气门弹簧进行工作极限切应力计算和疲劳强度校核[9]。工作极限切应力计算气门弹簧在工作时，可能会出现并圈情况，此时会在弹簧截面上产生极限弹力为,工作极限切应力:代入数据可得：外弹簧极限切应力为1025.74M,内弹簧极限切应力为843.56M,均小于0.5=1250M,所以内外弹簧不会发生永久变形。疲劳强度校核从前面弹簧设计中可得：气门外弹簧补偿系数K=1.25气门内弹簧补偿系数K=1.2525弹簧钢丝断面最大最小切应力分别为：代入数据可得：外弹簧425.7M874.91M内弹簧276.96M654.23M又安全系数代入数据可得：外弹簧安全系数弹簧疲劳强度足够。内弹簧安全系数弹簧疲劳强度足够。所以可得内外弹簧合格，满足要求。凸轮校核凸轮在工作过程中与从动件是线接触，在载荷的作用下，接触线因弹性变形而产生一个微小的接触面，从而产生与接触面垂直的接触应力和与接触面平行的剪切应力。接触面很小，凸轮受力很大，应力就会很大，同时也是属于交变载荷。凸轮的失效形式一般有以下几种：接触疲惫磨损（点蚀）、粘着磨损（胶合）、磨粒磨损、腐蚀磨损、振动和噪声。在配气机构中的凸轮，最主要的失效形式是接触疲劳磨损，即点蚀。所以要对凸轮进行表面疲劳强度校核[10]。凸轮接触面的最大接触应力：在上式当中：为凸轮实际轮廓上接触点的曲率半径，为从动件上接触点的曲率半径，对平底从动件Rf=Rr，和分别为凸轮和从动件的材料泊松比，E1和E2分别为凸轮和从动件的材料弹性模量，L为凸轮与从动件的接触宽度，F为凸轮副的法向压力。凸轮在运动过程当中，法向力和曲率半径是不断变化的，所以只有当最大接触应力小于许用应力值时，凸轮才符合设计要求。凸轮的许用应力为凸轮副所用的材料的接触疲劳强度极限值，其值的大小与材料的工作表面的硬度值有关。为安全系数.工作表面粗糙度修正系数，接触寿命系数。根据前边凸轮设计参数，代入数据可得：=189.7M<=230M满足条件，设计符合要求。凸轮轴校核配气机构凸轮轴主要承受扭转载荷，所以需要进行强度校核；由轴承受很大的疲劳载荷，为了验证是否变形，所以需要进行刚度校核[11]。强度校核凸轮轴如下图所示：从图中可知，当A面的强度能够满足工作需要时，则凸轮轴能够正常工作，即A面为薄弱环节。对A面进行强度校核：符合要求。刚度校核凸轮轴的刚度校核主要是校核轴的弯曲刚度。轴的弯曲刚度计算公式：式中：T——轴所受的扭矩，N·mm；G——轴的材料的剪切弹性模量，MPa；Ip——凸轮轴截面上的极惯性矩值，单位,对于圆轴，其值算法：Ip=/32L——凸轮轴受扭矩作用的长度，mm；Ti——凸轮轴第i段上所受的扭矩；Li——凸轮轴第i段长度；Ipi——凸轮轴第i段极惯性矩，单位同前面的一样；z——凸轮轴受到扭矩作用的轴段数目。:为轴每米长的允许扭转角.对于凸轮轴可取可取0.25-0.5(°)/m。将凸轮轴的数据代入以上公式可得：ψ=0.187(°)/m<0.25(°)/m所以满足要求，合格。小结零部件校核是机械设计的重中之重，对于最终的产品能否运用于实际至关重要。配气机构工作情况复杂，由于燃烧产生高温，所以对零件要有很高的热应力要求；其次是工作过程中不断做周期运动，所以对疲劳强度也有很高的要求。最后，零件的刚度强度也需要