汽车制造与装配技术专业配气机构的设计毕业设计说明书模板

汽车制造与装配技术专业配气机构的设计毕业设计说明书毕业设计说明书配气机构的设计姓名：寇志奎所属院校：内江职业技术学院专业：汽车制造与装配技术班级：08汽车（三年）大专二班学号： 0801S05086指导教师：谭啸天配气机构的设计【内容摘要】气门配气机构是四冲程柴油机所特有的机构 ，它是按照发动机的点火次序和各缸工作循环的要求 ，定时开启和关闭进、 排气门，完成换气过程。因此配气机构要满足 ：进、排气的定时和准确；气门关闭要严密可靠；气流阻力要小；结构简单拆装方便。气门配气机构由气门组、 气门传动组、 凸轮轴传动机构三部分组成。气门组主要由：气门、阀座、气门导管、气门弹簧和连接键组成，195B型柴油机采用不带阀壳气门组气门的开启和关闭是靠传动机构来实现的，传动机构可分为机械和液压传动机构。195B型柴油机采用下置式传动形式，由凸轮、挺柱、推杆、摇臂、摇臂座、摇臂轴、调整螺钉等组成。凸轮轴与曲轴之间的传动机构与柴油机的型式、 凸轮轴与曲轴的相对位置、 气门传动机构的型式等有关，一般有齿轮传动和链传动。 195B型柴油机采用齿轮传动，柴油机曲轴与凸轮轴的传动比为 2:1.配气机构控制发动机进排气过程，直接影响着发动机的性能，是衡量发动机可靠性的指标之一.本组成员:杨尚俊寇志奎伍立资料准备:杨尚俊寇志奎伍立测绘、制图：杨尚俊说明书定制：寇志奎伍立校审:杨尚俊寇志奎伍立目录概述、配气机构的功用 .…… •….….6、配气机构的设计要求…………..……… ……….….6、配气机构计算参数的确凸轮轴的设计1、凸轮轴的设计要 求…….72、凸轮轴的结构…………………...•…•…….3、凸轮轴的选材…7、凸轮轴的支承轴颈轴承的材料

8、凸轮轴的损坏形19、凸轮轴的计 9、凸轮的设计1、凸轮设计的要.102、凸轮基圆设. 11①基圆半径的确式..8算求计5、凸轮轴的定位方...76、5、凸轮轴的定位方...76、凸轮轴的最小尺寸定位方7、凸轮轴的热处理工13②凸轮位置的确定..13③配气相位与凸轮的作用角.. 14④凸轮顶部的圆弧半径 14三、挺柱的设计1、挺柱的结构......102、挺柱的材料...15、平面挺柱导向面与导向孔之间挤压应力的计TOC\o"1-5"\h\z算 16、平面挺柱的最大速度 16、凸轮与挺柱间接触应力的计算 176、挺柱导向面直径dr与长度Lr按照下面的公式确TOC\o"1-5"\h\z定 187、挺柱头部球面支座的设计 198、凸轮和挺柱的主要损坏形式及其预防 19四、推杆的设计、推杆的功台匕冃匕 ••… 20、推杆的材料 ….….20、推杆的结构形式 20、尺寸设计 20、推杆稳定性安全系数的确定 206、推杆球头与挺柱球面支座,推杆球头与摇臂调节螺钉球面

支座间接触应力的计算21五、摇臂的设计1、摇臂的工作原理……..……….….……222、摇臂的结构.………..……••….223、摇臂比......……….224、摇臂润滑・・・■■……225、摇臂的定位 236、摇臂的材料 237、摇臂与气门杆顶面间接触应力的计算 23六、气门组的设计、气门的设计 ...25?1)气门设计的基本要求 25?2)气门的工作条件分析 25?3)气门材料的选择 ...264)气门头的设计 275)气门杆的设计 29、气门旋转机构的设计 ..… 30、 气门座圈的设

…30325、气门的主要损坏形33式和预防七、气门弹簧的设计1、气门弹簧的设计要342、气门弹簧的作353、气门弹簧的工作条...……354、气门弹簧的结355、气门弹簧的选气管措求用件构的设门导4、…356、气门弹簧特性曲线与气门惯性力曲线的配366、气门弹簧特性曲线与气门惯性力曲线的配36算7、气门弹簧的有关计- ……37?1)弹簧的最大弹力..37?2)弹簧最小的弹力.. 38?3)弹簧的刚度...38?4)弹簧变形.. 38?5)内、外弹簧之间的负荷分配.. 39?6)内外弹簧的刚度.. 39?7)弹簧的尺寸..408、提高气门弹簧疲劳强度的措施 42参考文献 43致谢 43配气机构的设计概述1、 配气机构的功用:是完成换气过程,根据发动机气缸的工作循环次序,定时地开启和关闭进、排气门,不断的用新鲜的气体来气缸内上一循环的的废气。2、 配气机构的要求:对于一个正常工作的配气机构应该具有如下的要求:进、排气门的时间足够大,泵气损失小,配气正时恰当,在排气过程中能较好的排出废气,进气过程中能吸入较多的新鲜空气因而使发动机具有较高的充量系数和合适的扭矩特性。振动、噪声较小,而且工作可靠和耐磨。结构简单、紧凑。为了减轻惯性负荷,使配气机构运动零件的质量减到最小。3、配气机构设计的计算参数确定:从确定气门座处的经过截面Fxn以及确定喉口流通截面frop开始。气阀处的流通截面积根据气体不可压缩连续流动的条件确定,也即在额定转速I情况,气门最大升程时,按气门座截面处假设的平均速度来确定。已知:气缸直径D=95,气道喉口的最带直径,在气缸直径D,配气机构的结构方案以及燃烧是的形式都已给定的情况下,气门布置在气缸上可能性的限制。进气门drop的数值应大于下列规定的范围:采用气门顶置式:drop(0.35~0.52)D,则能够得到:drop(33.25~44.9),根据柴油机的195B的结构,选择drop=36mm,排气门的气道喉口的直径，一般取得比进气门的气道喉口直径小10%~~20%,气阀升程h时,某研究瞬间具有圆锥密封面之气门的流通截面为：Fknhkndrop*cosasinacos2a式中a—气门头斜面角(现代发动机上，a=45度);hkn气门的升程，它的取值一般是气门头的25%左右，气门头的直径是40.mm,则：hkn=10mm因止匕:fkn=Fknhkndrop*cosasinacos2a=10n(35*COS45+10*Sin45*Cos45)=865mm对drop进行校核：vFrop=(1.1~1.2)Fxn=(1.1~1.2)x865=(951.5~1038)取1000mm喉口的直径为：drop=4Frop/3.14x10=36mm•••喉口的直径经过检验取值正确一、凸轮轴的设计1、凸轮轴设计的要求：正确的设计进排气凸轮的位置 ，实现配气正时，使柴油机正确的按照一定规律运转。从柴油机的总体布局来设计凸轮的允许弯曲变形,合理的计算出支撑它的轴颈数目,轴颈的直径、和凸轮轴的最小直径尺寸。选择合理的材料和热处理工艺,使它不但有足够的刚度与韧性,而且要使凸轮和支撑轴的表面有合理的硬度 ,具有较好的耐磨性。2、 凸轮轴的结构:195B柴油机是小功率柴油机,能够采用整体式凸轮轴,它的结构较紧凑,这种结构都是将凸轮轴从机体一端插入的,因此将它的两个支撑轴颈加工的尺寸大小是不同,前端的支撑轴颈尺寸大,后端的小些,而且前端轴颈的尺寸必须大于凸轮轴的高度,这样便于安装。轴颈上安装滑动轴承。3、 凸轮轴支承轴颈的数目:由于该柴油机是单缸四冲程发动机,不必将支承轴颈设计的过多,只是将凸轮轴的前后端各设计一个就已经足够了 ,因此将该轴颈数目为2个。4、 凸轮轴的选材:因为凸轮轴要承受一定的机械强度,必须要有足够的强度和韧性,同时还应具有一定的耐磨性,才能让发动机在正常的工况下工作,选择碳钢,一般选择45钢就能够满足要求了。5、凸轮轴的支承轴颈轴承的材料195B柴油机经过查表得知，采用铁基粉末冶金，它是将它直接安装在凸轮轴轴承座孔内，它的型号：195—01018内径外径宽度前端404727后端2835266、 凸轮轴的定位方式：定位的原因：由于汽车的上下坡或者在加速的时候，都可能使凸轮轴发生轴向窜动。为防止由此引起的对配气定时的不良影响 ，需要采用轴向定位措施。对也 195B型柴油机的采用的是轴向定位方式。7、 凸轮轴的最小直径确定：凸轮轴的最小尺寸能够按照下面的公式 ：Db=2Ro—(2~4)(mm)上式中的Ro是凸轮的基圆半径，由表可知：Ro=14.5Db=2Ro—(2~4)=2x14.5—(2~4)=(25~27)当转速较高时，支承轴颈间距离较大、 凸轮上受力较大时取上限值。凸轮轴支承轴颈与轴承孔德径向间隙一般在 0.02~0.03mm,范围内，轴向间隙为0.01~0.25mm。&凸轮轴的热处理工艺a渗碳；b渗碳；c机械加工;d高频淬火(回火);f机械加工;9、凸轮轴的损坏形式:(1)支承轴颈的磨损。(2)凸轮表面的磨损、刮伤和点蚀。10、凸轮轴的计算:根据气门弹簧和配气的计算的:配气机构运动零件的质量Mkn=115g,Mn=75gMr=0/Mmr=0和Mn=120g,凸轮的尺寸Ro=14.5mm,R1=138R2=8.3mmHtmax=7mm 摇臂的尺寸：Lr=46 L=32 凸轮轴的角速度3=115rad/s弹簧的最小弹力是P=239牛顿,进气么的喉口直径d=36mm。从排气门作用到凸轮上的最大的力为：2"2Prmax=[pnpmin+ndn/4(Pr—pr)]Ln/Lr+Mrwx(r1—r2)=[239+3.14*0.33/4x(0.445—0.1)x106x46/32+374x1152x(138—14.5)x106=2539牛顿注：式中的da=36mm为排气门的直径dba=42mm为进气门的直径Pr0.445兆帕,是由指示功图而确定P；〜Po=O.1兆帕Mr=(mnk+mnp/3)x(lnr/lr)2+99=374g

m；=mk沽/31；=120x462/3x322=81g凸轮轴的弯曲量：2222=Pmaxab08 2417*262*692丫=0.8El(d：__4) .2.2*105*95*(324104)=0.0003mm式中E=2.2*105兆帕一一钢的弹性模量；L=a+b=26+70=96mm---凸轮轴跨距长度根据结构总体布置来取2r02r022*14.5232mm,---轴的外径10mm轴的外径10mm轴的外径，选取时要考虑利用轴的外径向凸轮供给润滑油和保持轴具有足够的刚度挤压应力:cm0.418Pcm0.418PrmaxE/bj=0.418.0.002417*2.2*106/0.025*0.0572=255兆帕式中：bn=25mm—凸轮的宽度凸轮的设计虽然瞬时的打开和关闭气门能够获得最大的时间截面 ，可是这样做会使零件产生很大的惯性力。因此在设计配气机构时选用这样的凸轮型线，使它保证能够有足够的气缸冲量的同时 ，同时也保证运动零件的惯性力数值在允许的范围内。1、 凸轮的设计时应该满足以下的要求:具有合适的配气相位。它能照顾到发动机功率、扭矩、转速、燃油消耗量、怠速和启动等各方面的性能要求。为使发动机具有良好的充气性能,因而时间面积值应尽可能大些。加速度不宜过大,并应连续变化。具有恰当的气门落座速度,以免气门和气门座的过度磨损和损坏。应使配气机构在所有工作转速范围内都在平稳工作 ,不产生脱离现象和过大的振动。工作时噪声较小。应使气门弹簧产生共振的倾向达到最小程度。应使配气机构各传动零件受力和磨损较小,工作可靠,使用期长。上述这些要求往往相互矛盾,必须根据发动机的具体情况要求,抓住主要矛盾,协调各种因素,妥善解决。凸轮线性一般根据所选的线型形成规律做出,这样保证制造比较简单的凸轮线形。2、 凸轮的基圆设计:凸轮型线从基圆开始绘制,从保证配气机构有足够刚性的条件出发选择它的基圆半径R,其值在R=(1.5~2.5)xhnmax范围

基圆半径：R=(1.5~2.5)x10=15~25对与195B柴油机取14.5mm。105B柴油机的配气相位角根据手册能够得到进气提前角190进气滞后角490排气提前角470排气滞后角210凸轮的布置：(进排气的夹角)900 -r a4=90+1/4(47-21+49-19)=104配气相位与凸轮的作用角=0.5(180a去)进排气的滞后关闭角式中分别为进排气的提前开启角、进排气的滞后关闭角①=0.5(180a1a2)=0.5*108°190 210=1100凸轮顶部的圆弧半径COS「2hrmaxcospoCOS「2hrmaxcospopocos6207*-0=14.5— 1cos62=8.3a (r。 hrmaxO)mmr。2a2r；2r°acosp°2r0aacosapo22214.5 14.5 78.3 2*a*cosa/2(r0r2acosa)=138为了保证气门的间隙，凸轮的背面部分的半径加工的比rk小一个间隙s：rnro So s值中包括了配气机构的温度间隙及弹性变形量。对于进气 s=(0.25~0.35)mm,而排气门则s=(0.35~0.50)mm。半径为r的圆与半径为r1的圆弧或者与直线(r1=s)的接合,能够按抛物线或者按某给定半径的圆弧连接。三、挺柱的设计1、挺柱的结构：挺柱的功能是按凸轮的运动规律推动传动机构 ，同时承受凸轮的侧向压力。特别是挺柱的底面，由于和凸轮表面接触的面积很小接触应力很大，表面磨损很大，甚至可能刮伤，因此挺柱侧面以及底面要求耐磨。形状是筒型，这种结构能够减轻它的质量，从而达到减小它的往复惯性力。它的这种结构同时也保证凸轮轴在旋转时 ,挺柱底面所受的偏心切向力使挺柱产生旋转运动 ，保证工作表面的磨损时很均匀的挺柱的轴线相对于凸轮的轴线的偏移量为 1~3,而195B柴油机的偏移量为2mm。对于195B柴油机采用的是平面挺柱，它的特点是结构简单，质量轻。对于高速发动机也是比较适合的。2、 挺柱的材料：挺柱一般用的是低碳钢底部堆焊合金 ，或者铸铁底部采用冷激或球墨铸铁制造，其摩擦表面应经过热处理提高硬度后精磨。挺柱的材料和底面的硬度是和凸轮轴材质及凸轮表面的硬度相匹配的。对与295B柴油机的是20钢制造，底部堆焊合金，热处理的硬度三HBC55。凸轮轴的材料为45钢，凸轮表面淬火处后，硬度为BRC54~65。3、平面挺柱导向面与导向孔之间挤压应力的计算 ：最大挤压应力kmax按下式计算：kmax6m严kgf/mnf上式中：di——挺柱导向面直径（mm）;L——在凸轮的计算位置是，挺柱插入导向孔中的长度（mm）;mmax――作用在凸轮上的最大力矩max6mmaxmax6mmaxdrl2kgf/mm6*44816*6.56*44816*6.52kgf/mm2=39.36%4、平面挺柱的最大速度：平面挺柱最大速度受限于推柱端面直径Dt,依据平面挺柱的凸轮机构运动学可知，挺柱与凸轮的接触点偏移量e凸轮机构运动学可知，挺柱与凸轮的接触点偏移量e与挺柱速度V成正比:vrewnr因此，如挺柱端面直径Dr35mm,由发动机的总体布置决定,则确定挺柱的最大速度（ma时,必须保证凸轮与平面挺柱不产生干涉,涉,为此满足22dht,DtB. maxe^axiJ cad?22emax ,(Dt/2)2aB/22\(35/2)2 2 14/221~2、306.25 81 1~2\224.25 1~213〜14m/s5、凸轮与挺柱间接触应力的计算：平面挺柱接触应力r的计算：式中：F—作用在凸轮上的力（kgf）;P—凸轮廓线瞬时曲率半径（mm）;B—凸轮与挺柱底面间的接触线宽度（mm）;Ue4—分别为凸轮材料与挺柱材料的泊松比 ；EeEr—分别为凸轮材料与挺柱材料的弹性模量 (kgf/mm)以上Ue或Ur当使用的材料为铸铁可取做 0.27,材料为钢材是取0.30。弹性模量经过查表可知：碳钢：2.0X104(kgf/mm2)如使UrUe0.30并将此值代入公式中泽能够简化0565kgf/mmErEe0.5920565kgf/mmErEe0.592112.0*104 2.0*1044.65.67X1066、挺柱导向面直径dr与长度Lr按照下面的公式确定：dr=(0.15~0.20)D(mm)=(0.15~0.20)*95=(14.25~19)取16mm式中D—气缸直径(mm)Lr=(3.0~3.5)dr(mm)=(3.0~3.5)*16=(48~59)mm根据195的结构取dr=58mm挺柱导向面直径与挺柱孔间的径向间隙一般在 0.02~0.08mm的23rd范围内。7、挺柱头部球面支座的设计：挺柱头部加工有凹形的球面支座，它是支撑推杆球头的。在这种球头与球面支座的配合副中，为了再两者之间形成楔形油膜，球面支座半径d应比推杆的球头半径略大，但D与ri也不应相差过大，否则将使接触应力剧增，一般「2ri0.2〜0.3mm,如图：8、凸轮和挺柱的主要损坏形式及其预防 ：一、表面刮伤刮伤的原因：由于凸轮和挺柱让润滑情况恶化引起的。防止的方法：1、改进润滑：（1）保证在凸轮与挺柱面间经常供给黏度、成分、温度和数量均匀合适的润滑油；（2）采用具有特殊添加剂的润滑油；（3）使凸轮与挺柱的接触面光洁度尽可能的高一些；2、降低接触应力：（1）尽量减轻配气机构的往复运动质量;（2）增加凸轮的刚度;（3）采用弹性模量较小的但有较高硬度和强度的金属作为凸轮和挺柱的材料。 3、表面磷化处理。4、凸轮、材料。挺柱的化学成分及其金相组织的选择适当5挺柱的化学成分及其金相组织的选择适当5、采用热导性好的二、表面蚀点发生的主要原因:点蚀是金属的疲劳过程。预防的措施:1、改进润滑;2、降低接触应力;3、降低残余应力;4、材料的化学成分和金相组织;4、采用热导性好的材料6、材料内部应尽量减少气泡。夹渣等缺陷。7、提高材料的抗疲劳强度和抗腐蚀能力。三、表面磨损凸轮磨损有两种情况:(1)是一个缓慢的抛光过程,最后形成一个硬而光滑的摩擦表面。这种抛光的过程常开始于凸轮廓线零加速度的位置,而止于凸轮廓线的顶端之前,顶端不会被磨平。(2)随着时间逐渐或迅速磨损下去,直至影响发动机的性能。不正常的迅速磨损,严重者则在几个小时内即可将凸轮定磨平。四、 推杆的设计1、 推杆的功能:把凸轮的运动从凸轮轴传至顶置气门处,完成发动机的配气。2、 推杆的材料:45钢。3、 推杆的结构形式:它是一个细长杆,在工作时容易发生纵向弯曲,它是配气机构中刚度薄弱的环节。在195B型柴油机上是采用冷拔无缝钢管(或铝制空心管）制造。采用冷拔无缝钢管可减轻它的质量 ，减小往复惯性力。另外，缩短推杆的长度是减轻质量，提高纵向弯曲应力和整个配气机构刚度的有效办法。四、 尺寸设计：根据195B柴油机的结构，它的长设计为291mm,外径9mm,球头半径4.5mm。才能够满足其要求。五、 推杆稳定性安全系数的确定推杆的纵向弯曲按下列计算：Pp kgf3142*E*11910= 3302.5x105kgf式中：P—作用于推杆上的临界力；E—推杆材料的弹性模量；J—推杆中央横断面的惯性力；j烏df2dm643.14/6494 541.19x106mm2df—推杆的外径dm—空心推杆的孔径

L—推杆的长度PxpnP P1p=2.5x105/46.25x105式中P—作用在推杆上的最大作用力对于各种用途的发动机，np在如下的范围(1)、咼功率轻型发动机，np=2.5~3⑵、汽车拖拉机发动机。高速船用发动机 ，np=3~5(3)、固定式和船用发动机np=4~6六、推杆球头与挺柱球面支座，推杆球头与摇臂调节螺钉球面支座间接触应力的计算：接触应力按下面的公式计算0.3383PpE0.3383PpE；1

ri21「20.33832.5x105Em14.5a—挺柱球面支座的半径(mm)对于各种用途发动机的许用接触应力 r如下：(1)汽车拖拉机发动机，r=150~200kgf/mm 摇臂的结构：摇臂的几何尺寸决定于气门和凸轮轴的相对位置。为了获得较 摇臂的结构：摇臂的几何尺寸决定于气门和凸轮轴的相对位置。为了获得较轻的质量刚性好的结构，往往才有T字型的或者I字型的断面。195B柴油机采用的就是T字型摇臂断面。摇臂比：摇臂有长、 短臂之分，长短之比成为摇臂比，其值在1.6左右。长臂推动气门的杆端，短臂端螺孔中装有气门间隙调节螺钉和锁紧螺母，气门间隙调节螺钉的球头与推杆上端凹球端头接触，195B柴油机的摇臂比：46/32=仁43。(2)固定式和船用发动机，r=100~120kgf/mm2五、摇臂的设计1、摇臂的工作原理：摇臂是推杆和气门之间的传动件，它是推杆传来的力改变方向后作用于气门尾部以推开气门。4、摇臂润滑：4、摇臂润滑：摇臂依靠摇臂轴支撑在摇臂支座上,摇臂上钻有油孔，摇臂轴为中空型，机油由支座油道经摇臂轴内腔润滑到摇臂的衬套 ，然后从摇臂上油道上流出，滴落在摇臂两端进行润滑。5、 摇臂的定位：摇臂轴上两摇臂间装有摇臂弹簧，一防止摇臂轴向窜动，从而保证各摇臂相对气门杆的确定位置。在195B柴油机上，采用的是用摇臂支座将两个摇臂分开，而且在两边缘处用卡簧将其锁紧。6、 摇臂的材料：所采用的材料是QT60—2摇臂在与气门的尾部接触时既有滚动又有滑动，因此对材料的要求是要耐磨，为了防止磨损影响正常的配气相位，故该表面要求淬火热处理的工艺。7、摇臂与气门杆顶面间接触应力的计算 ：0.33kgf/0.33kgf/mm2420kfg/mm2式中R—气门杆顶面上的最大作用力（kgf）;R—摇臂敲击部分的球面半径（mm）;摇臂与气门顶面间的许用接触应力：r450kfg/mnf摇臂断面A-A中的总应力为：（如图）PaWAPcosa1Fakgf/mm21800*5 1800*cosa1WA 252=400kgf/mm式中R—气门上的最大作用力；Wa—气门侧摇臂计算断面的断面模数 ；Fa—气门侧摇臂断面的面积；A1—从计算断面重心到作用力的垂直距离A2—作用力的垂直线与计算断面 A-A的夹角;断面B_B中的总应力PaWaPcosaPaWaPcosa1Fakgf/mm21900*51900*cosa1WA 25=420kgf/mm2式中Pr—气门上的最大作用力；Wa—气门侧摇臂计算断面的断面模数 ;Fa—气门侧摇臂断面的面积；A1—从计算断面重心到作用力的垂直距离A2—作用力的垂直线与计算断面A-A的夹角;上述应力c的许用值如下:(1)铸铁:2.5kgf/mm(2)锻造碳钢:r10kgf/mm(3)锻造合金钢:2r20kgf/mm(4)铸钢:25kgf/mm(5)轻合金:r2.0kgf/mm2对于195B柴油机选择(4)式中的r5kgf/mm2。六、 气门组的设计、气门的设计:气门设计的基本要求:①材料方面:气门的工作温度是确定气门材料的主要因素。在气门工作温度范围内材料应具有足够的强度。韧性和表面硬度。由于排气呢锥面磨损常为腐蚀磨损,因此在选择材料时候必须考虑化学腐蚀(主要是硫和磷)的性能。进气门锥面多属磨损摩擦,因此进气门侧重耐磨。机构方面要求结构简单、加工方便,且颈部形状也要恰当,以便减少刚度气体的流动阻力,增加其进气冲量。在保证足够的强度、刚度和耐磨性的前提下的重量选择。尽可能的降低热负荷,是气门设计的一个重要方面。排气门是气门组中的高温零件,气门头部75%左右的热量经气门座导出,25%的热量经气门导管导出,因此,气门的设计应与气缸盖的设计密切配合,气门座周围必须加强冷剂,并使温度尽量均匀。另外,如结构允许,尽量增加导管的长度,适当减小气门杆与导管的间隙,以减低气门的温度。气门室配气机构从凸轮开始的整个运动链中的末端零件。它的运动受到凸轮廓线、挺柱、摇臂、气门弹簧等零件特性的制约,因此气门的设计还必须从整个配气结构来考虑分析,要避免气门在落座时承受过大的冲击和振动,因为在这些机械负荷也是造成气门及气门座磨损的原因之一。2、气门的工作条件分析:气门室发动机的重要零件之一。工作时需要承受较高的机械负荷和热负荷,特别是排气门,由于经常高温燃气的冲刷,因而易于产生漏气。腐蚀与烧损等现象,工作条件也更为严酷。气门工作时承受落座冲击负荷及燃气压力给以的静负荷,这种静负荷一般在4kgf/mm2左右，而冲击负荷一般为11.6kgf/mm2左右;气门的工作温度:进气门约为200~450度,而排气门则可达650~850度,甚至更高,下面是195B柴油机的排气门的温度场。气门材料的选择：气门材料的选择必须考利到它的工作温度、 腐蚀、冲击载荷以及气门杆部与端面的耐磨等因素。而且进、 排气门的对材料的要求也是不同。因为进气门的温度要低一些 ，排气门的温度要高些。就195B发动机的选材：进气门的材料用40Cr;排气门的材料用40Cr9Si2。气门选择材料的方法：（1）马氏体钢 一般气门中采用铁素体合金钢，气碳含量在0.35~0.80%之间,经淬火后可得到马氏体组织以上耐磨的要求，这种材料的机械性能加工性好，滑动性好，在工作温度超过6500c的排气门上广泛应用，如4crsi2.、4Cr10Si2Mn等。但在强化程度较高的发动机上 ，由于热负荷和机械负荷高，因而对气门锥面的耐磨、 耐腐蚀性能提出更高的要求，这时，可采用堆焊气门，这是一种头部采用奥氏体钢，杆部采用马氏体钢的气门。可用摩擦焊或闪光焊来堆焊。堆焊气门设计的关键是正确地焊接部位。应从以下两个方面来考虑 ：1）界面处应在气门头部应力区之外并离颈部顶圆弧中点附近的热点较远 ；2）耐热性较差的杆部材料不要受到高温燃气的侵蚀；焊接的部位以选在气门全开时界面与导管下端相齐或略高为宜⑤奥氏体钢 这类钢在常温和工作温度下基本上全是奥氏体组织，不能淬硬。它的高温强度好，耐腐蚀性好、奥氏体钢用做高功率柴油机的排气门，其最高工作温度允许达870°c。国产奥氏体钢4Cr14NiW2Mo广泛用作机车和大型载重汽车的柴油机排气门。国产常见气门钢的化学成分以及机械性能见下表%门钢化学成分■代 曙 m # 舊GSijCrNiMo卩1JtCrw~■u«0B^'J--O.IO——<9.0-44Gr95i22・»~<0»?o——<O.pJD—t.«^u.td曹no■车卜刊~eu刖—址宙#*t.nCniNliiWiMo<»-T013.&—15.011.ft—is.eD.2B^O.4iU创』抽<»^3$wj.ti-*2.Hf懈代门气门钢机械性能makEf/tHiu1JiMvt临sa*ekgf-rja/bn1-WMBCk^f/mua1MA5«*X：IMn,r—9IS—zeOdO—Z117030i«4CrJS12片;fciMt/ORJtTWC90€9sa强——ttA7«lC軸7*j*3f3①—一疋rUMi*评Ft灌ilMic?23±1535—气门钢卷考性能除表列的气门钢之外，中国还试制了新的气门钢种，如TF—3,奥氏体钢，这种钢在机械性能和耐磨性能方面超过了4Cr10Si2Mn从而逐步形成了国产排气门钢系列。一g'tola-n^aiD^口*tTf-l%k^r/aimSB—AA一g'tola-n^aiD^口*tTf-l%k^r/aimSB—AAM—一17ST.5—2C,5—ksr/mni1n>>M.S—-4・・・E6a—223U8tt.l如*11It1S.1圳.JO.K£4.1a込鼻u.i3.71Q«S5221』—一t.a1T,S口机丄一*flf童为£J醫吋的JW就」<r,- +当气门锥面仅耐磨蚀及耐磨性不能满足需要时可采用堆焊。堆焊钱先把气门锥面加工出半圆形环槽 ，槽的深度由实验选定,注意不要过分削弱气门本体强度，然后再堆焊金属焊上。焊接方法有手工焊、 等离子焊高频冷凝焊等。为了使奥氏体钢气门杆端面耐磨也可采用堆焊或焊上一小段马氏体钢。用作柴油机排气门和增压柴油机进气门堆焊的材料 ，当前多数是钻基硬质合金，其材料成分：气门堆焊材盘时科轴号学 r£ il»%•-碇JStCr£-J5c*HRC3.o»$.g—怡罂1号2B—12—2«~!21,?—u<1-0歸it4l~4»4、气门头的设计：气门头部的形状：气门头部的形状除了影响气体的流通特性之外 ，还会影响到气门的刚度、 重量、导热性能以及制造成本等，同时也关系到气门的使用期限。因此根据不同发动机的不同情况进行具体的分析然后确定合理的方法。根据 195B柴油发动机的结构采用平底型气门。因为这种气门的结构简单、 工艺性好、 受热面小，具有一定的刚度，基本上式满足进排去的要求。这种型号在各类柴油机得到了广泛的运用。下图是平底型气门的示意图气门头部的直径：增大进、排气流通截面是减少进、 排气阻力，提高进气量的途径，同时气门头部直径的选择还要考虑到燃烧室的形状 ，气缸盖进、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。综上的条件195B柴油发动机的进、 排气门的直径42和36mm。气门锥面斜角：在气门开启初期及接近关闭时，气门锥面斜角的大小对于气体的流通断面有较大的影响。这时的流通断面大致与斜角 的余弦成正比。另外，气门与气门座之间的单位压力随斜角的增加而增大，而气门与气门座之间的相对滑移则随斜角的减小人减小 ，因此气门的确定必须根据发动机的综合情况而定 ，对于195B柴油发动机的气门斜角都是45度。气门头部厚度及锥面宽度：气门头部厚度T的设计，主要是从气门的刚度来考虑，气门在燃烧压力的作用下会引起变形 ，变形过大会使气门的密封性下降，锥面磨损加剧。由于头部厚度T对气门的刚度影响比颈部圆弧R要大得多，因此当需要增加气门刚度时首先考虑增加头部的厚度。如果还受到气门质量的限制,则常见适当减小颈部圆弧半径来得到弥补。厚度T与气门头部的外径有一定的比例 ，一般T=(0.10〜0.12 )D(D是气门头部的直径)TOC\o"1-5"\h\z195B柴油机的头部厚度：(01.0〜0.12 )*46=4.2〜5.04 ) ——进气门;(0.10〜0.12 )*36=(3.6〜4.32 )mm 排气门；气门锥面的宽度b与厚度T有关，一般b=(0.9〜1. 1.05)T。当=45度时,b=(0.9〜1.5)T对于195 B柴油机的气门锥面宽度b=(0.9~1.05)*4.5=(4.05~4.725)mm——进气门(上式中T取4.5)b=(0.9~1.05)*4=(3.6~4.2)mm——排气门(上式中T取4.0)。注意提醒的是,并不是所有的b都参与了密封,真正起到密封的是一条位于宽度b中间附近的密封带,密封带的宽度b小得多,气门的大部分热量是经过这条密封带传出去的,密封带较宽则传热的效果就较好,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,因此需综合这两个方面的因素来选取气门密封带的宽度,其宽度一般取1.5~3.0,195B柴油机的密封带宽度,经过查表是2.3mm。5、气门杆的设计:(1)气门杆的结构:气门杆一般是做成实心的,可是为了减轻质量,对于高速发动机,它的温度很高,将气门杆做成空心,并在排气门杆内充油金属钠进行冷却以降低热负荷,对也195B柴油机为了考虑到它的成本问题,就直接将它设计成实心气门杆。(2)气门杆颈:气门杆颈的选择决定也排气所需的耐久性,增加杆颈有利于气门的热量逸散。杆颈的选择还决定于它在导管中运动时侧向力的大小。气门经过凸轮挺柱和摇臂来驱动时,杆部受到的侧向力就比较小。气门杆颈加大会引起质量的增加,工作时的惯性力增加落座时冲击负荷增加的一系列问题。根据经验公式,气门杆颈可取头部外径的(16~25)%。考虑到加工和维修的方便,一般进排气门杆颈取相等。195B柴油机的气门杆直颈:(16~25)%*42=(6.72~10.5)mm。(3)气门杆长度L:气门杆长度决定于气缸盖和气门弹簧的设计,一般总希望短些,以便降低发动机的总高度,减小气门的质量,一般L=(2.5~3.5)D,D是气门的头部直径。195B柴油机的L=(2.5~3.5)*42=(105~147)mm(4)气门杆表面的热处理工艺:要经过淬火处理,要求的硬度不小于HRC50。才能满足其工作条件气门杆与弹簧的锁紧：为了防止气门弹簧和气门锁夹断裂时气门落入气缸而引起严重的事故，能够在锁夹槽的下部增一凹槽，然后嵌入弹簧圈，凹槽的位置应能保证气门的下落量只比气门最大升程大 1~2mm就能够。如下图195B柴油机的锁紧的组合图1—气门2—锁夹3—弹簧座4—气门弹簧气门旋转机构的设计气门旋转机构的作用：让气门在工作过程中产生均匀、缓慢的旋转运动，使气门温度均匀也可将锥面及气门杆上的积碳檫掉，以改进气门杆的润滑条件，从而改进气门座及导管的导热性。气门旋转机构的形式：有两种结构形式：一、松开式旋转机构，二、强制式旋转机构。195B型柴油机采用的是下置强制式旋转机构。如图 ：它在工作时气门的旋转时经过盖盘、 气门弹簧、弹簧上座和锁夹来查、传递的。注意事项：旋转机构的转速除了取决于结构因素外 ，还受到蝶形弹簧特性的影响，一般的讲，蝶形弹簧刚度增大则转速下降，反之，转速增加。195B型柴油机要求气门每启闭一次气门旋转 6~8deg,或者在发动机标定转速时，旋转机构的转速在20~25rpm左右,而且应使机构在气门全开时旋转，在其它气门启闭时间不要旋转，否则会加剧气门锥面的磨损。三、气门座圈的设计：气门材料：气门温度工作温度一般在200~300度之间，对座圈材料的要求为：热膨胀系数与气缸盖材料接近，在工作温度下有一定的强度、硬度和耐蚀性，并有较好的导热性和切削性能。常见的座圈材料为合金铸铁,球墨铸铁QT62—2。气门座圈的材料与硬度必须与气门锥面的硬度相适应。对与 195B气门的材料选择为QT62—2。气门座圈的作用：以一般材料铸造的汽缸盖，当气门座不能满足耐冲击、耐腐蚀和热硬度时，为延长气门和气门座的使用期限,就需要采用气门座。气门座圈的结构：气门座圈是一个金属环状，它是经过压入气缸盖的，在现代的柴油机的进、 排气门口一般都压入座圈，这样既可延长气门和气门座的使用期限，又便于维修，但也增加了制造成本,特别是影响了排气门热量的传出，从而使排气门温度增高，实验表明,排气门装有座圈时，气门温度可能增高40~65°c对于195B柴油机的气门座圈也是经过压入的方法将它给压入气缸盖的。气门座圈变形的原因：发动机工作时由于气门压力与热负荷引起气门座圈的瞬时扭矩变形，在气缸盖螺钉凝紧时产生的机械应力，气缸盖的蠕变以及气门座的冷却不均匀都会引起气门座的永久扭矩变形，这些变形都会引起气门的密封和导热 ，使气门温度升高，并在气门颈部产生弯曲应力。气门座圈的过盈配合要求：气门座圈必须与气缸盖配合良好，不允许出现松动、脱落现象，因此要合理与慎重的匹配的材料以及它们之间配合公差、 应该指出的是，如果增大过盈量的方法来阻止座圈的脱落时不合适的。因为过盈过大会使座圈的压缩应力过高,如超过材料的弹性极限，则出现塑性变形，座圈反而会脱落。正确的过盈量见表：气门座圈过鱼塑的推荐值序号气门座圈外径(mm)过盈量(mm)125~600.05~0.10250~750.075~0.125375~1000.10~0.15(6)气门座圈咼度h与壁厚V的设计:H=(8~15)%xD=(0.08~0.15)x40=(3.2~6)mmV=(1.7~2.5)%*D=(0.017~0.025)*40=(0.68~1)mm上式中D是气门座圈的内径；(7)气门斜角：0气门座圈的斜角常设计得比气门斜角大 (0.5~1)c,这样就可使气门和气门座的外边缘在理论上形成先接触提高它们的密封压力 ，并使压力更均匀地分布。195B柴油机的斜角也是按照此公式计算的。可是值得注意的，千万不能是气门斜角大于座圈斜角 ，那样,在气门落座时使形成喷口，使气流以很高速度流出，从而加速锥面的烧损和侵蚀。四、气门导管的设计：气门导管的材料：气门导管与气门杆的匹配应有较好的滑动性,即使在润滑条件较差的情况下页要可靠地工作。今年来广泛采用铁基粉末冶金来制造导管，它的特点具有磨损笑，工艺性好，造价低的优点。195B柴油机就是用的这种材料。气门导管工作的条件：气门杆工作时在导管中滑动，使导管承受侧向压力，而且气门的部分热量也从导管散除。导管与气门这对摩擦副由于靠近气门头部，因此温度较高，润滑油易结碳，但供给摩擦副的润滑油又不能过多，以免流入燃烧室中，因此，要求导管在润滑条件较差的情况下能耐磨。气门导管外形及结构：导管的外表面一般都设计成光滑的圆柱形,没有任何台阶，以便无心磨床加工制造。导管的长度 ，取决于气缸盖的布置，只要地位允许，应尽可能的长些，最好不要小于气门杆直径的6倍，以减小气门对导管的侧压力，并有利于气门的导向和散热。气门导管的受热端尽量靠近气门头并创造良好的冷却条件,这对于降低排气门的温度是有利的 ，为此可在排气道内铸一平台,并使冷却水道尽量靠近凸台，但这个凸台觉不能与气门头过于或者铸的更大，以致有碍于气体的排出。如图：导管外径与气缸盖导管孔德间隙选择 :一般选择其过盈量为导管的0.003~0.005倍。气门杆与导管的配合间隙：气门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,同时气门在导管中容易摆动、冲击,使其和气门座磨损不均匀而漏气、漏油,这种渗漏甚至使气门头烧损。间隙过小对气门座偏心的补偿能力下降,还会因气门杆受热而卡在气门导管中。进、排气门工作的条件不同,因此各自的间隙也是不同,一般进气门取进气门杆的0.005~0.01倍,排气门取排气门杆直径的0.008~0.012倍。对与195B柴油机的间隙:10*(0.005~0.01)=(0.05~0.1)mm。气门表面的强化处理:1、滚压2、 渗铝3、镀铬4、氮化5、表面淬火。五、 气门的主要损坏形式和预防措施(一)排气门的烧损一、排气门的烧损的原因:材料的高温耐蚀性不够燃烧残渣沉积在锥面,不能自行排出,使气门与气门座之间的导热性变坏,造成锥面局部温度升高,促使气门材料烧损。气门座由于热应力或装配不当产生扭曲,在高温和气体压力作用下气门头部变形,因而造成气门漏气。二、预防的措施:选择在高温下耐腐蚀性好的材料。应考虑柴油中含硫、重油中含钒的影响。在气门锥面堆焊基合金。适当的增加气门头部厚度,借以减少气门在工作时的变形和在头部边缘的热积蓄改进冷却水道的布置,适当的增加气门座圈的接触高度,以利充分散热,降低气门的工作温度。采用气门选装机构。（二）气门断裂（一）气门断裂的主要原因:颈部的锻造裂纹没有消除气门座扭曲变形或气门座与导管中心线偏移量过大,使气门落座时在颈部产生弯曲应力。提高发动机的转速后,陪气机构没有作改进,气门承受的冲击和振动过大,或发动机的温度过高气门材料热处理不当,致使材料强度过低。气门在导管内卡住,活塞与气门相碰撞锁夹槽处过渡处圆角太小,甚至留有切削裂纹（二）预防措施由于气门的断裂是设计和加工工艺两个方面的原因 ,因此需针对损坏原因加以解决。设计的合理性应经过必要的措施与计算,对气门的运动规律及受力进行分析来考核。工艺方面主要是应严格控制热加工、热处理的规范以及机械加工的精度。（三）气门头部裂纹和碎落（一）主要原因:1)由于材料质量或锻造工艺不合理,在锻造时产生细小的裂纹,没有检查出来。1)2) 高温疲劳,由于气门座圈变形,当气门落座之后在气缸压力作用下使气门头部的某些部位产生很大的附加应力,这个应力分成径向应力和切向应力,如径向应力过大,造成圆周方向裂纹,切向应力过大,造成径向裂纹,如裂纹不断扩大即可整块金属从气门头部碎落下来。(二)预防措施避免锻造裂纹。马氏体钢,高碳马氏体钢,奥氏体钢它们的锻造温度区域和锻造性能各不相同,导热性也有很大差别,因此必须认真实验,严格掌握,特别是用电镀加热特别注意。选用高温强度特别是蠕变强度的材料提高装配时气门锥面与气门座的位置精度采用合理的图轮廓线等设计方法,防止气门落座时过大的冲击和反跳。另外,当气门锥面堆焊钴基合金时,要严格控制堆焊温度,避免局部过热,过热后钴基合金硬度显著降低,晶粒粗大,耐磨迅速下降并在过热区的边界处产生很大的应力 ,在气门工作时易产生裂纹。堆焊层不能太薄并需消除堆焊层材料与母材交接处的残余应力。七、气门弹簧的设计1、气门弹簧的设计要求:(1)要使气门在气门座上严密的配合和在挺柱沿着基圆 r0运动的整个周期内保持气门关闭状态密封;(2)在挺柱带有负加速度时,在气门、挺柱和凸轮要保证不变的运动学关系。要保证气门严密配合对于排气门PnpminFrop(prpa)式中Ppmin—在气门关闭时最小的弹簧力,(N);Frop—喉口的面积,mm2;Pr"及Pa—排气管的压力和在进气时气缸内的压力(kpa)柴油机的压差为0.02~0.03兆帕。在气门机构零件之间运动学的关系保证在:PnpKPjnp2式中K—储备系数(对柴油机机械离心式调速器时,去K=1.28~1.52,对化油器式发动机取K=1.33~1.66;Pjnp2—在挺柱负加速运动时,换算到气门一边的机构惯性力,N。2、气门弹簧的作用:(1)气门关闭时,确保气门和气门座的闭合密封。(2)气门开启时,使气门准确的随凸轮运动。3、 气门弹簧的工作条件: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。气门弹簧一旦断裂会造成严重的发动机事

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与尺寸，弹簧材料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。4、气门弹簧的结构：气门弹簧一般采用圆柱螺旋压缩弹簧。当前在大多数柴油机上都是一个气门装两个气门弹簧 ，它既可充分利用空间，减小弹簧高度尺寸，又易保证弹簧所需要的弹簧力，而且在一个弹簧万一断裂时，也有可能在一定时间内防止气门落入气缸。采用双弹簧时，内、外弹簧的螺旋方向应相反。另外，由于两个弹簧的自振率不同，能够相反阻尼作用，从而减少共振危险。气门弹簧钢丝直径d大多在2.5~5.55mm范围内，弹簧旋绕比D2/d一般为6~9(d2为弹簧的中径)上图为弹簧的中径)上图为195柴油机的气门弹簧工作图5、气门弹簧的选材气门弹簧在应的工作温度下承受交变载荷 ，为使弹簧能长期的可靠工作，要求弹簧材料不但具有良好的机械性能 ，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。一般认为弹簧力小于名义值的 85%以下时，弹簧就已经失效，不能继续使用，这是决定弹簧使用期限的一个重要因素，在弹簧设计时应根据弹簧的工作温度和应力大小合理的选择弹簧材料。气门弹簧材料一般为碳素弹簧钢丝 （I、II、III组）、65mn和50CrVA弹簧钢丝等。碳素弹簧钢丝有冷拉和油催化一回火两种状态。对于195B柴油机的气门弹簧用的就是冷拉钢丝。因为冷拉钢丝有较高的抗拉强度（钢丝的直径越小，强度就越高），成本低廉,可是抗应力一温度松弛能力较差，使用与中等负荷的发动机使用，对于油淬火一钢丝的强度与钢丝直径关系不大 ，与冷拉钢丝相比较直径在3mm左右的钢丝，它们的弹性极限大致相同，小于此直径的冷拉钢丝强度高，反之,油催化一回火钢丝强度高。油淬火一回火钢丝的优点在于热稳定性较好，可适应用较高工作温度。对于各种弹簧材料适用的最高工作温度见下表 ：材料最高工作温度（0c）碳素弹簧钢丝和65Mn弹簧钢丝120油淬火一回火碳素弹簧钢丝15050CrVA弹簧钢丝2106、气门弹簧特性曲线与气门惯性力曲线的配合 ：在设计时首先作出气门升程曲线和发动机最高转速时的加速度曲线，将加速度的坐标乘以配气机构在气门端的总当量质量即得到气门惯性力曲线（实际惯性力应与加速度方向相反）、由气门运动规律测试表明，实际的气门惯性力变化如下图虚线所示的情况在从正惯性力过渡到负惯性力的波动最大，最易发生系统的脱落，弹簧力应超过气门系数振动时的惯性力 ，而且有一定的余量。在初步选定了P2和Pl后，在气门升程曲线右方作出弹簧曲线方程 ，并在方程曲线上的c,'C2。C3、C0等点引水平线盒垂直线，将水平线上截得的弹簧长度量到对应 的垂直线上，在惯性力图上得到弹簧力曲线，弹簧力至少要比惯性力大30%,在惯性力从正变负区域弹簧力的储备量还7、气门弹簧的有关计算：已知：凸轮轴的转速np0.5nn1100转/分，和凸轮轴的角速度Wx115rad/s,进气门的最大升程hxnmax8.92mm,进气门喉口直径drop32.5mm ,圆弧凸轮线的尺寸:r0 15mm,r1 138mm,r2 8.3mm,hrmax7mm,ar0hrmaxr2 13.2mm,摇臂的尺寸：lxn46mm,lr32mm,挺柱的升程、 速度和加速度曲线图。弹簧的材料米用弹簧钢，1=35兆帕n1500kpa。(1)弹簧的最大弹力RipmaxRipmax2kmxnalrnWx/lrm「m「m=130g气门的质量,TOC\o"1-5"\h\z2 3195*1.4*12.18*46*293=130+-7540=195换气到气门一边的气门机构总重量*10‘=130+-7540=195换气到气门一边的气门机构总重量448N式中K=1.4 弹簧储备系数；Mkn mkn^mnp (mr mmr"-^)2Mkn mkn3 lnmmnp=mnp.nmnp.n=55+20=75g 气门弹簧的质量(外弹簧及弹簧)弹簧),按结构要求取：mn mnlrn/(3lm)=120*120*52.62/(3*52.62)=120g 摇臂质量(2)弹簧最小的弹力PnpminPnpmin2KMrn(r0r2)lrnr/lr=195*1.4*2932*10=195*1.4*2932*106/33.5=239N(3)弹簧的刚度:C=MRnKR2=195*1.4*2932*106/33.5=21.6kn/m(4)弹簧变形:1)预压缩变形量min(rmin(r0r2)lRn/lr=(15-8.5)*52.6/33.5=10.2mm2)=(15-8.5)*52.6/33.5=10.2mm2)总变形量:maxminRnmaxmaxminRnmax=10.2+8.92=19.12mm=10.2+8.92=19.12mm(5)内、外弹簧之间的负荷分配1)内弹簧:Pnp.nmax0-35Pnp.nmax=0.35*448=156.8NPnp.nmax0-35Pnp.nmax=0.35*448=156.8NRp.nmin0.35Pnpmin0.35*23983.65N2）外弹簧:np.nmaxPnpmaxRp.nmax448156.8 291.2Nnp.nminPnpmin Pnp.nmin 23983.65155.35Nnp.nmin(6)内外弹簧的刚度：C1p.n Pnpmax/fmax=291*10'/19.12*10'=14.06KN/mCnp.n Pnp.nmax/fmax156.8*103/19.12*1037.58KN/mccnp.n14.067.58 21.64KN/m根据以求得的值：^npmax Pnp.nmax Pnp.nmaxPnpmin Pnpnmin Pnp.nmin(7)弹簧的尺寸：A、弹簧钢丝直径：np.n 4mmnp.n 3mmB、弹簧的平均直径Dnp.n28Dnp.n19mmC、弹簧的工作圈数:G4fnp.nmax48.3*0.36*1.9125.6ip.n 8P d3np.nmax np.n8*269*106*2.83