485柴油機配氣機構畢業(yè)設計說明書

1、<p>　　485柴油機設計（配氣機構）</p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　本設計介紹了485柴油機配氣機構的設計，主要是其各零部件的設計。本次設計的485柴油機主要用于輕型載貨車。</p><p>　　配氣機構的功用就是實現(xiàn)換氣過程，即根據(jù)發(fā)動機氣缸的工作順序，定時的開啟和關閉進排氣門，以保證氣缸排出廢氣

2、和吸進新鮮空氣。配氣機構設計的好壞直接影響發(fā)動機整體的經(jīng)濟性和動力性，因此配氣機構的設計在發(fā)動機整體設計上占有相當重要的作用。在氣門選擇上，采用每缸兩個氣門的方案，其優(yōu)點是比較簡單、可靠，對于自然吸氣式柴油機可以提高新鮮空氣的進氣量，降低氣缸的熱負荷，增加氣缸的耐久性和使用壽命。氣門的驅(qū)動采用凸輪軸—挺柱—推桿—搖臂—氣門機構。凸輪軸布置形式是下置式，采用的是整體式凸輪軸，這樣的凸輪軸結(jié)構簡單，加工精度高，能有良好的互換性。</p

3、><p>　　本次配氣機構的設計，主要包括進、排氣門的設計，氣門彈簧的設計，以及凸輪軸的設計。編寫Matlab程序，計算得到挺柱升程表，繪出挺柱升程、速度、加速度曲線。</p><p>　　關鍵詞：柴油機，配氣機構，凸輪軸，氣門</p><p>　　THE DESIGN OF VALVE TIMING MECHANISM </p><p>　　O

4、F 485 DIESEL ENGINES</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　This thesis introduces the design of valve timing mechanism of 485 diesel engines, mainly the design of its various components.

5、 The 485 diesel engine in this design is mostly used in light truck.</p><p>　　The function of valve timing mechanism is to realize the exchange process, namely according to engine cylinder working order, ens

6、ure that the intake and exhaust valves open and close at the proper time. The valve gear play a direct impact on the economy and power parameters of the engine, therefore, the design of gas distribution agency in the ove

7、rall design of the engine play a rather important role. Arranging two-valve per cylinder, the advantages are that it is relatively simple, reliable, fo</p><p>　　This design, including exhaust valve, intake v

8、alve, valve spring, and camshaft. Write Matlab program, calculate tappet lift table, map the curves of tappet lift, speed and acceleration.</p><p>　　KEY WORDS: Diesel engine, Valve timing mechanism, Camshaft

9、, Valve</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　前 言1</b></p><p>　　第一章 485柴油機的設計要求3</p><p>　　第二章 485柴油機工作過程熱計算6</p><p>　　§2.1 485柴油機

10、工作過程熱計算已知參數(shù)6</p><p>　　§2.2 485柴油機工作過程熱計算6</p><p>　　§2.2.1 一般參數(shù)的計算6</p><p>　　§2.2.2 進排氣過程計算7</p><p>　　§2.2.3 壓縮終點參數(shù)計算8</p><p>　　

11、67;2.2.4 燃燒過程的計算8</p><p>　　§2.2.5 膨脹終點參數(shù)的計算8</p><p>　　§2.2.6 指示參數(shù)的計算9</p><p>　　§2.2.7 有效參數(shù)的計算9</p><p>　　第三章 485柴油機主要性能參數(shù)的選擇10</p><p>　　

12、§3.1 平均有效壓力10</p><p>　　§3.2 活塞平均速度10</p><p>　　§3.3 行程缸徑比11</p><p>　　§3.4 曲柄連桿比12</p><p>　　§3.5 氣缸中心距13</p><p>　　第四章 配氣機構總體布置

13、14</p><p>　　§4.1 氣門數(shù)目、布置和驅(qū)動14</p><p>　　§4.2 凸輪軸的布置和傳動14</p><p>　　第五章 氣門組的設計15</p><p>　　§5.1 氣門的設計15</p><p>　　§5.1.1 氣門的工作條件與設計要求15

14、</p><p>　　§5.1.2 氣門的結(jié)構和設計16</p><p>　　§5.1.3 氣門材料的選擇19</p><p>　　§5.2 氣門導管的設計19</p><p>　　§5.3 氣門通路面積的校核19</p><p>　　第六章 氣門彈簧的設計23<

15、/p><p>　　§6.1 氣門彈簧概述23</p><p>　　§6.2 氣門彈簧尺寸的確定23</p><p>　　§6.3 氣門彈簧的校核28</p><p>　　§6.3.1 氣門彈簧的強度校核28</p><p>　　§6.3.2 氣門彈簧的共振校核29

16、</p><p>　　第七章 凸輪軸與氣門傳動件的設計31</p><p>　　§7.1 凸輪軸的設計31</p><p>　　§7.1.1 凸輪軸的設計要求及結(jié)構31</p><p>　　§7.1.2 凸輪軸尺寸的設計31</p><p>　　§7.2 挺柱的設計35

17、</p><p>　　§7.3 推桿和搖臂的設計36</p><p><b>　　結(jié) 論37</b></p><p><b>　　參考文獻38</b></p><p><b>　　附 錄39</b></p><p><b>　

18、　前 言</b></p><p>　　柴油機的發(fā)展，已有一百多年的歷史，通過這一長時間的不斷改進和更新，已經(jīng)發(fā)展到了比較完善的程度。由于它的效率高，適應性好、功率范圍廣，柴油機已廣泛應用于農(nóng)業(yè)、工業(yè)、交通運輸業(yè)和國防建設事業(yè)。因此，柴油機工業(yè)的發(fā)展，對國民經(jīng)濟、國防建設以及人民生活都具有十分重要的意義。近三十年來，柴油機朝著提高柴油機功率，降低油耗、污染和噪聲以及提高工作可靠性和延長使用壽命的方向發(fā)展

19、。</p><p>　　我國柴油機產(chǎn)業(yè)自20世紀80年代以來有了較快發(fā)展，但我國柴油機產(chǎn)業(yè)的整體發(fā)展仍然面臨著許多問題。</p><p>　　1、我國重型柴油車的產(chǎn)量在逐年增加，中型、輕型車柴油化步伐也在加快，但在微型汽車、轎車領域，柴油車所占比例仍很少。</p><p>　　2、柴油機行業(yè)投入不足，嚴重制約了生產(chǎn)工藝水平、規(guī)模發(fā)展和自主開發(fā)能力的提高。現(xiàn)在，我國柴

20、油機技術基礎薄弱，還不具備完整的全新柴油機產(chǎn)品和關鍵零部件開發(fā)能力。</p><p>　　3、我國柴油機技術的落后、產(chǎn)品質(zhì)量差以及車輛使用中維修保養(yǎng)措施不力，導致低性能、高排放柴油車在使用中對城市環(huán)境和大氣質(zhì)量造成不良影響，使社會產(chǎn)生"厭柴"心理。</p><p>　　4、柴油品質(zhì)差、柴油標準的修訂嚴重滯后于汽車工業(yè)發(fā)展的需要，對柴油機技術的發(fā)展以及各種新技術、改善柴油

21、機排放措施的應用造成障礙。</p><p>　　我國柴油機技術的攻關重點應放在電控技術、排放后處理技術、整機開發(fā)和匹配技術等關鍵技術研究和材料開發(fā)上，加快開發(fā)與配套主機更加適應的節(jié)能、節(jié)材和高可靠性的新一代機型。現(xiàn)有產(chǎn)品要提高可靠性、降低噪音和煙度，下一步應推廣直噴化、輕量化、多缸化，同時還應提高柴油品質(zhì)，為各類柴油機新技術的應用奠定基礎。</p><p>　　485柴油機結(jié)構簡單、維修方

22、便、制造成本也較低、比較省油，且具有較大的輸出扭矩。由于485柴油機具有許多方面的優(yōu)點，所以不論在國外還是在國內(nèi)，其應用越來越廣泛，特別是輕型運輸車輛，把485柴油機作為其首選動力。隨著國民經(jīng)濟建設和生產(chǎn)的發(fā)展，485柴油機已越來越廣泛地得到應用，它為我國國民經(jīng)濟的發(fā)展作出了不可磨滅的貢獻。</p><p>　　總之，本次設計的485柴油機具備動力大、油耗低、使用可靠性高、經(jīng)久耐用、經(jīng)濟省油和維修方便等優(yōu)點，是更

23、省油，更清潔的環(huán)保機型。特別是其強勁的動力，合理的價格必將深受廣大客戶青瞇。因此，此機型在未來的市場應用中有很大的發(fā)展?jié)摿Α?lt;/p><p>　　第一章 485柴油機的設計要求</p><p>　　485柴油機主要應用于農(nóng)用、輕型載重汽車、工程機械等車輛中。從485柴油機的使用范圍就可以知道其特點。其材料盡可能采用一般鋼材，零部件工藝性要好，要適合于大量生產(chǎn)，而且這類柴油機除了和其他機械一

24、樣，都要求產(chǎn)品重量輕、體積小、質(zhì)量好、效率高、結(jié)構簡單、使用方便和維修、保養(yǎng)簡單，對于這一類柴油機是具體要求可以概括為：</p><p><b>　　一、 經(jīng)濟性指標</b></p><p>　　柴油機的經(jīng)濟性指標通常都是以燃油消耗率和機油消耗率作為柴油機經(jīng)濟性的主要指標。</p><p>　　柴油機的燃油消耗率是隨運轉(zhuǎn)工況的不同而變化的，一般

25、常以額定工況時每千瓦時有效功率所消耗的燃油克數(shù)作為衡量指標(有的采用外特性最低的燃油消耗率作為衡量指標)。燃油消耗率主要與柴油機的工作過程、燃燒室結(jié)構以及機械效率等有密切關系。高速柴油機在額定工況時的燃油消耗率一般在215-285/間。</p><p><b>　　二、動力性指標</b></p><p>　　柴油機的動力性指標是指柴油機的額定功率、額定轉(zhuǎn)速及扭矩，這些

26、指標是根據(jù)與之配套的使用要求而確定的。一臺柴油機的功率，根據(jù)不同的使用要求，需要隨工況而變化?，F(xiàn)代農(nóng)用柴油機，為了具備良好的動力性，其性能、結(jié)構和使用情況隨地區(qū)不同而差別懸殊，而且大部分柴油機的工作環(huán)境惡劣，同時使用負荷不均勻，有時超負荷，有時較低負荷運行，而且有時候可能連續(xù)工作幾十個小時，因此這類柴油機應有較好的動力性。</p><p>　　三、可靠性與耐久性指標</p><p>　　柴

27、油機的可靠性是指柴油機在設計規(guī)定的使用條件下，具有持續(xù)工作、不致因故障而影響柴油機正常工作的能力?？煽啃灾笜送ǔＪ且栽诒ＷC期內(nèi)不停車故障次數(shù)、停車故障次數(shù)以及更換主要零件和非主要零件的數(shù)目來表示。目前，一般還只采用保證期中的故障情況以及使用壽命作為衡量柴油機可靠性指標，并以使用壽命作為衡量柴油機耐久性的指標。使用壽命是指柴油機從開始使用到第一次大修前累計運轉(zhuǎn)的小時數(shù)，或車輛行駛的公里數(shù)。柴油機的大修期一般決定于氣缸套和曲軸磨損到達規(guī)定極

28、限的時間(即此時柴油機不能繼續(xù)正常工作)，中小型工程機械的柴油機使用壽命大約在6000-10000小時。本次設計中的485柴油機主要應用在輕型卡車、農(nóng)用運輸車、裝卸車、叉車等各種中小型工程機械中，其工作負荷變化較大，因此要有較高的可靠性與耐久性指標[3-5]。</p><p><b>　　四、運轉(zhuǎn)性指標</b></p><p>　　柴油機的運轉(zhuǎn)性指標，主要是指操縱使用

29、是否方便，運轉(zhuǎn)是否平穩(wěn)，起動性與加速性的好壞以及噪聲與排放污染等。操縱使用方便是指使用人員不需要很特別的專門技能，可方便操作、維護、保養(yǎng)。運轉(zhuǎn)平穩(wěn)是指柴油機平衡良好，振動小。起動性好即指柴油機起動迅速可靠，一般柴油機要求在-5℃氣溫下不附加任何輔助裝置就能順利起動。加速性好是指速度提升得快，一般在柴油機在短時間內(nèi)能夠達到所需的速度。噪聲與排放污染是指柴油機在運轉(zhuǎn)時噪聲和排放要在一定的范圍內(nèi)。</p><p>&l

30、t;b>　　五、緊湊性指標</b></p><p>　　柴油機的緊湊性指標，通常是指柴油機的重量和外形尺寸指標。衡量柴油機的外形尺寸指標是單位體積功率。它是評價柴油機結(jié)構緊湊性和金屬材料利用程度的一個指標。衡量柴油機重量的指標是比重量。本次設計的485柴油機主要應用于中小型工程機械，因此緊湊性指標較低[1]。</p><p><b>　　六、“三化”問題<

31、/b></p><p>　　所謂三化問題是指產(chǎn)品系列化、零部件通用化和設計標準化。</p><p>　　1. 產(chǎn)品系列化。柴油機的用途雖然十分廣泛，但是從生產(chǎn)和管理的角度看，卻希望產(chǎn)品的類型不要過多。機型少就便于集中力量進行深入研究，也便于組織大規(guī)模生產(chǎn)。為此目的，國家擬訂出以缸徑為基本尺寸的系列型譜。型譜中同一系列的柴油機，缸徑和基本結(jié)構相同，通過改變缸數(shù)以及其他結(jié)構上的變形來滿足

32、多方面的不同需要。同一系列柴油機應該作到多數(shù)零件或總成，尤其是易損件通用。</p><p>　　2. 零部件通用化。意義如上所述。事實上，工業(yè)中使用廣泛的產(chǎn)品其規(guī)格已經(jīng)標準化了，所以零部件通用化也包含了凡是能采用標準件時就采用標準件的含義。</p><p>　　3. 零件設計標準化。它是指在設計中應按國家機械制圖標準繪圖，并盡可能地按照有關標準制定技術條件。</p><

33、p>　　但是發(fā)動機要想同時滿足上述全部要求是相當困難的，因為這些要求是相互矛盾的。因此應在保證主要要求的前提下，盡可能的滿足其他要求。對于農(nóng)用來說主要應具有足夠的使用壽命，其他要求都是次要的[6-8]。</p><p>　　第二章 485柴油機工作過程熱計算</p><p>　　在柴油機設計開始階段，根據(jù)選定的參數(shù)進行工作過程熱計算，其主要作用有：</p><p&

34、gt;　　1) 對柴油機的動力性能和經(jīng)濟性能參數(shù)起一定的校核作用；提供柴油機主要熱力參數(shù)之間相互關系的簡單計算方法。</p><p>　　2) 提供在設計階段零部件強度計算的依據(jù)。</p><p>　　3) 為柴油機的性能改進提供初步的理論依據(jù)。</p><p>　　§2.1 485柴油機工作過程熱計算已知參數(shù)</p><p>　　

35、485柴油機工作過程熱計算的已知參數(shù)見表2-1所示。</p><p>　　表2-1 485柴油機的相關參數(shù)</p><p>　　§2.2 485柴油機工作過程熱計算</p><p>　　本章對485柴油機工作過程進行熱計算，分以下七個部分：1) 一般參數(shù)計算；2) 進排氣過程計算；3) 壓縮終點參數(shù)計算；4) 燃燒過程計算；5) 膨脹終點參數(shù)計算；6) 指

36、示參數(shù)計算；7) 有效參數(shù)計算。</p><p>　　§2.2.1 一般參數(shù)的計算</p><p>　　一、氣缸工作容積(L)</p><p><b>　　==0.567L</b></p><p>　　二、燃燒室容積(L)</p><p><b>　　L</b>&l

37、t;/p><p><b>　　三、理論空氣量</b></p><p><b>　　kg</b></p><p><b>　　四、新鮮空氣量</b></p><p><b>　　=24.31kg</b></p><p><b>

38、　　五、燃燒產(chǎn)物量</b></p><p><b>　　==24.34kg</b></p><p>　　六、理論分子變更系數(shù)</p><p><b>　　=1.001</b></p><p>　　七、實際分子變更系數(shù)</p><p><b>　　=1.0

39、01</b></p><p>　　§2.2.2 進排氣過程計算</p><p>　　一、排氣壓力(kPa)</p><p><b>　　=110kpa</b></p><p><b>　　二、缸內(nèi)排溫K</b></p><p>　　三、進氣終點壓力(kP

40、a)</p><p><b>　　kPa</b></p><p>　　四、進氣終點溫度(K)</p><p><b>　　K</b></p><p><b>　　五、沖量系數(shù)</b></p><p>　　六、柴油機總空氣流量(kg/h)</p>

41、;<p>　　=49.17g/s=177kg/h</p><p>　　§2.2.3 壓縮終點參數(shù)計算</p><p>　　一、壓縮終點壓力(kPa)</p><p>　　kPa≈4.5MPa</p><p>　　二、壓縮終點溫度(K)</p><p><b>　　K</b>

42、</p><p>　　§2.2.4 燃燒過程的計算</p><p><b>　　一、壓力升高比</b></p><p>　　二、最高燃燒溫度(K)</p><p>　　式中—燃燒終點時的熱量利用系數(shù)；—燃料低熱值(kJ/kg)；,—燃燒產(chǎn)物和新鮮空氣的平均等壓摩爾比熱容(kJ/kgmolK)</p>

43、<p><b>　　=14687.8</b></p><p><b>　　≈1770K</b></p><p><b>　　三、初期膨脹比</b></p><p>　　四、燃燒終點氣缸容積</p><p><b>　　L</b></p&

44、gt;<p>　　§2.2.5 膨脹終點參數(shù)的計算</p><p><b>　　一、膨脹終點壓力</b></p><p><b>　　kPa</b></p><p><b>　　式中</b></p><p><b>　　二、膨脹終點溫度<

45、/b></p><p><b>　　K</b></p><p>　　§2.2.6 指示參數(shù)的計算</p><p><b>　　一、平均指示壓力</b></p><p><b>　　=729.4kPa</b></p><p><b&g

46、t;　　二、指示功率</b></p><p><b>　　kW</b></p><p><b>　　三、指示熱效率</b></p><p><b>　　=40.3%</b></p><p><b>　　四、指示油耗</b></p>

47、<p>　　=202.6g/(kWh)</p><p>　　§2.2.7 有效參數(shù)的計算</p><p><b>　　一、機械效率</b></p><p><b>　　=83.8%</b></p><p><b>　　二、平均有效壓力</b></p&

48、gt;<p><b>　　=611kPa</b></p><p><b>　　三、有效熱效率</b></p><p><b>　　=0.338</b></p><p><b>　　四、有效比油耗</b></p><p>　　=242g/(kW

49、h)</p><p>　　第三章 485柴油機主要性能參數(shù)的選擇</p><p>　　柴油機的主要參數(shù)的選擇必須緊密結(jié)合實際情況進行選擇。它需要設計師在整機尺寸應盡可能小、總質(zhì)量盡可能輕和具有較高的動力性、熱可靠性與機械可靠性這兩個互相矛盾的開發(fā)目標之間找到折中點，同時還應考慮整機外形美觀。</p><p>　　針對設計任務的要求正確選擇這些參數(shù)，在估計Pe值時，一

50、方面應考慮技術力量的因素，另一方面還應該給發(fā)動機留一定的余地，以免影響其壽命。</p><p>　　§3.1 平均有效壓力</p><p>　　柴油機在額定功率時的平均有效壓力是表示柴油機整個工作過程完善性和熱力過程強烈程度的重要參數(shù)之一。它決定于混合氣形成的方法、燃料的種類、混合氣形成的過程、燃燒過程與換氣過程的質(zhì)量、機械效率、進氣壓力和溫度以及柴油機的冷卻方式與沖程數(shù)。<

51、;/p><p>　　是標志柴油機熱力循環(huán)進行的有效性、結(jié)構合理性和制造完善性的綜合指標。</p><p><b>　　平均有效壓力：</b></p><p>　　§3.2 活塞平均速度</p><p>　　柴油機的額定轉(zhuǎn)速和活塞平均速度指柴油機在額定功率時的轉(zhuǎn)速和活塞平均速度?；钊骄俣纫彩菦Q定柴油機高速性的指標

52、。提高柴油機的額定轉(zhuǎn)速與活塞平均速度是提高柴油機單位體積功率的有效措施之一。通常采用短沖程而提高轉(zhuǎn)速，使活塞平均速度在不至于過高的情況下來提高柴油機的單位體積功率。</p><p><b>　　一、對性能的影響</b></p><p>　　當其他參數(shù)不變化時，與柴油機功率成正比。但是當柴油機結(jié)構不變時，進排氣阻力與成正比，在柴油機摩擦磨損中占最大份額的是活塞組的摩擦損

53、失，而活塞組的磨檫損失平均壓力與成正比。因此，的提高導致的下降。</p><p><b>　　二、對熱負荷的影響</b></p><p>　　柴油機氣缸內(nèi)單位時間所發(fā)出的熱量與功率成正比，因而與成正比。所以氣缸的熱負荷與成正比。即熱負荷隨的增大而增大。如果當過大時，可能造成熱負荷過大，甚至造成發(fā)動機因為熱負荷超過極限，使發(fā)動機不能正常工作[9,10]。</p&g

54、t;<p>　　三、對磨損和壽命的影響</p><p>　　柴油機氣缸活塞組由氣壓引起的磨損速率可認為與摩擦功率成正比，即隨提高，柴油機的壽命可能急速下降。因此必須合理的選擇活塞速度。</p><p>　　增大使發(fā)動機的功率提高，但活塞組的熱負荷和曲柄連桿機構的慣性負荷增大，磨損加劇，壽命下降。同時由于進排氣流量增大，進排氣阻力與氣流速度平方成正比例的增加，使沖氣系數(shù)下降。所

55、以隨活塞平均速度提高，必須增大氣門通道面積，選用好材料，提高加工精度。但是，選取過低也不恰當。首先是對于給定工作容積的柴油機來說，所發(fā)出的功率將過小，即每升工作容積所發(fā)出的功率將過低。其次，過低將導致活塞環(huán)和氣缸壁在表面間不能建立起有效的潤滑油膜而使摩擦加劇。</p><p><b>　　活塞平均速度：</b></p><p>　　§3.3 行程缸徑比<

56、;/p><p>　　對柴油機的影響是多方面的。小則氣缸余隙容積比減小，影響混合氣形成和燃燒。在具體選擇值時，應注意三個問題：盡量使氣缸的散熱面積與氣缸的容積之比為最小，有利于燃燒室設計且使整臺柴油機的尺寸最為緊湊。</p><p>　　當每一氣缸工作容積一定時，應采用較小的值。其優(yōu)點為：</p><p>　　1. 可相應地提高柴油機曲軸轉(zhuǎn)速而不至于使活塞平均速度超過許可

57、值，因而可以提高升功率。</p><p>　　2. 可降低直列式柴油機的高度，因而可以減小外形尺寸并相應地減輕重量。</p><p>　　3. 由于柴油機曲柄半徑減小，曲軸主軸頸和曲柄銷軸頸的重疊度則增大，因而剛度增加，應力狀態(tài)改善。同時，連桿也可以短一些，這對其強度和剛度都有利。</p><p>　　4. 由于柴油機氣缸直徑的增大，氣缸蓋上的氣道和配氣機構的安排較

58、容易。</p><p>　　然而，當采用較小的值時，由于氣缸直徑的增大，熱負荷、機械負荷和噪聲都加大。同時，由于單列式柴油機的長度主要決定于氣缸直徑，所以對于一般直列式來說長度將增大。此外，較小的值對燃燒室設計不利，而且對直流式換氣的換氣品質(zhì)將變壞。因此，在選定值時必須適當。[1]</p><p><b>　　行程：</b></p><p>&

59、lt;b>　　所以</b></p><p>　　§3.4 曲柄連桿比</p><p>　　連桿長度（大小頭孔中心距）是設計時應該慎重考慮的一個結(jié)構參數(shù)，通常用連桿比λ=來表示，λ值越小，連桿越長，連桿質(zhì)量對慣性力的影響可能更大。因此在現(xiàn)代高速柴油機的設計實踐中，一般都是盡量縮短連桿長度，也就是說采用大的λ值。</p><p>　　設計過程

60、中應該滿足：</p><p>　　1. 對于四沖程高速柴油機來說，最合理的連桿長度應該是保證連桿及相關機件在運動中不與其他機件相碰情況下的最短長度。</p><p>　　2. λ值越大，連桿越短，則發(fā)動機總高度或總長度越小。所以使發(fā)動機結(jié)構緊湊。而且，柴油機總高度減小，總重量減小，且連桿越短，重量越輕，往復直線運動部分的質(zhì)量和不平衡回轉(zhuǎn)部分的質(zhì)量件減小，其運動時產(chǎn)生的慣性力也減小，可以減少

61、發(fā)動機的振動。</p><p>　　3. λ值越大，連桿縮短會引起活塞側(cè)壓力加大，可能增加活塞與氣缸的磨檫與磨損。</p><p>　　本設計中曲柄連桿比：</p><p>　　§3.5 氣缸中心距</p><p>　　氣缸中心距是表征柴油機長度的緊湊性和重量指標的重要參數(shù)。缸心距大小取決于氣缸蓋型式和曲軸的結(jié)構型式和尺寸分配。&l

62、t;/p><p>　　缸心距的選取要考慮氣缸蓋上的進排氣道的布置、冷卻系統(tǒng)的布置以及潤滑系統(tǒng)的布置。若氣缸中心距選取過大，則會降低發(fā)動機的整體緊湊性，造成材料浪費，使制造成本提高，同樣給機體的冷卻造成困難。但是若氣缸中心距選取過小則會使氣缸蓋的設計造成困難。有可能造成進、排氣道與氣缸蓋緊固螺栓相打架，這樣就影響充氣效率，造成燃燒不充分，經(jīng)濟性降低。同樣會使排氣阻力增大，使氣缸壓力過高而降低充氣效率。</p>

63、;<p>　　確定氣缸中心距的大小，考慮曲柄臂和主軸徑、曲柄銷長度，使主軸承和連桿軸承有足夠的承壓面積，并保證曲柄有良好的剛度和強度。</p><p>　　本設計中缸心距：mm。</p><p>　　第四章 配氣機構總體布置</p><p>　　配氣機構的任務是實現(xiàn)換氣過程，即根據(jù)發(fā)動機工作次序定時開啟和關閉進、排氣門，以保證氣缸排除廢氣和吸進新鮮空氣

64、。其要求為：</p><p>　　1. 進排氣門的時面值足夠大，泵氣損失小。</p><p>　　2. 振動、噪聲較小，并且工作可靠和耐磨。</p><p>　　3. 結(jié)構簡單、緊湊。[1]</p><p>　　應該指出，同時滿足這三個要求是比較困難的。因此在設計時必須根據(jù)具體情況綜合考慮，有所側(cè)重，盡可能合理滿足這些要求。</p>

65、;<p>　　§4.1 氣門數(shù)目、布置和驅(qū)動</p><p>　　本設計采用每缸一進一排兩氣門的設計方案，氣門的驅(qū)動采用凸輪軸—挺柱—推桿—搖臂—氣門機構。</p><p>　　§4.2 凸輪軸的布置和傳動</p><p>　　目前，除強化強度特別高的發(fā)動機采用頂置式凸輪軸外，一般都采用下置式凸輪軸和中置凸輪軸的布置。</p&

66、gt;<p>　　在凸輪軸布置時應考慮以下原則：</p><p>　　1. 決定凸輪軸橫向尺寸和位置時，應保證不與曲柄連桿機構運動軌跡相碰，并盡可能靠近氣缸中心線，以便減小機體和發(fā)動機寬度。</p><p>　　2. 在決定凸輪軸高度位置時，應保證曲軸對凸輪軸的傳動，并要求配氣機構驅(qū)動也比較簡便。</p><p>　　3. 當發(fā)動機轉(zhuǎn)速較高時，為了減小

67、氣門傳動機構的往復運動質(zhì)量，可將凸輪軸位置移動到氣缸體上部，有凸輪軸經(jīng)過挺柱直接驅(qū)動搖臂而省去推桿。[1]</p><p>　　綜合考慮上述要求，本次設計的485柴油機的凸輪軸采用下置式。</p><p>　　第五章 氣門組的設計</p><p>　　§5.1 氣門的設計</p><p>　　§5.1.1 氣門的工作條件與

68、設計要求</p><p><b>　　一、氣門的工作條件</b></p><p>　　氣門是發(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)常受到高溫燃氣的沖刷，因而易產(chǎn)生漏氣、腐蝕與燒損現(xiàn)象，工作條件就更為嚴酷。氣門工作時承受落座沖擊負荷及燃氣壓力所給的靜負荷，這種靜負荷一般為5kgf/mm2左右，而沖擊負荷一般為11.6kgf/mm

69、2左右；氣門的工作溫度，進氣門約為200～450℃，而排氣門則可達650～850℃，甚至更高。盡可能使氣門在較低的熱負荷和機械負荷下進行工作是氣門設計的重要任務[1]。</p><p>　　二、氣門設計的基本要求</p><p><b>　　1. 材料方面</b></p><p>　　氣門的工作溫度是確定氣門材料的主要依據(jù)。在氣門工作溫度的范圍

70、內(nèi)材料應具有足夠的強度、韌性和表面硬度。由于排氣門錐面的磨損常為腐蝕磨損，因此選材時排氣門必須考慮耐化學腐蝕（主要是硫和釩）的性能。進氣門錐面多屬摩擦磨損，因此排氣門則著重耐磨。</p><p><b>　　2. 結(jié)構方面</b></p><p>　　要求結(jié)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。在保證足夠的的強度、剛度和耐磨性的

71、前提下氣門的重量要輕。</p><p>　　3. 盡可能降低熱負荷</p><p>　　盡可能降低熱負荷是氣門設計的一個重要方面。排氣門是氣門組中的高溫零件，氣門頭部有75%左右的熱量經(jīng)氣門座導出，25%左右的熱量經(jīng)氣門導管傳出，因此，氣門的設計應與汽缸蓋密切配合，氣門座周圍必須加強冷卻，并使溫度盡量均勻。因此，若結(jié)構允許，應盡量增加導管長度，適當減小氣門桿與導管的配合間隙，以降低氣門溫度

72、[12]。</p><p>　　另外，氣門的運動受到凸輪、挺柱、搖臂、氣門彈簧等零件特性的制約，因此氣門設計還必須從整個配氣機構來分析考慮，要避免氣門在落座時承受過大的沖擊和振動，因為這些機械負荷也是造成氣門與氣門座磨損的原因之一[1]。</p><p>　　§5.1.2 氣門的結(jié)構和設計</p><p>　　氣門主要由桿部和頭部兩部分組成。圖5-1所示為

73、氣門的基本結(jié)構及名稱。</p><p>　　圖5-1 氣門的基本結(jié)構及名稱</p><p>　　1—氣門頭部 2—氣門桿部 3—氣門徑部 4—鎖夾槽 5—氣門桿端面</p><p>　　6—氣門錐面 7—氣門頭部端面 Dv—氣門頭部直徑 d0—氣門桿直徑</p><p>　　—氣門頭厚度 R—氣門頸部圓弧半徑 —氣門錐面斜角</p>

74、;<p><b>　　一、氣門頭部的設計</b></p><p><b>　　1. 氣門頭部形狀</b></p><p>　　氣門頭部形狀除影響氣體流通特性外，還影響氣門的剛度、重量、導熱性能以及制造成本等，同時以關系到氣門的使用期限。氣門頭部形狀基本上有三種形式：平底型、凸底型、凹底型。其中平底型氣門的優(yōu)點是結(jié)構簡單、工藝性好、受

75、熱面小，具有一定的剛度，基本上能滿足進、排氣門的工作要求，因此在多種類型的柴油機中得到了廣泛應用。本次設計的485柴油機采用平底型氣門[2]。</p><p><b>　　2. 氣門頭部直徑</b></p><p>　　增大進、排氣的流通斷面是減少進排氣阻力，提高充量的途徑，同時氣門頭部直徑的選擇還應考慮到燃燒室的型式，汽缸蓋進、排氣門的布置，氣道之間冷卻水套的設計以

76、及氣門受熱和冷卻的均勻性等因素。氣門頭部直徑尺寸的確定，依據(jù)柴油機設計手冊中冊[1]中參考公式：</p><p>　　根據(jù)缸徑D=85mm，代入上式得：mm mm</p><p>　　考慮燃燒室、噴油器和缸蓋螺栓等多方面因素，本設計取 </p><p><b>　　3. 氣門錐面斜角</b></p><p>　　氣門錐

77、面斜度一般為30°和45°兩種。在設計中考慮到排氣門中氣門與氣門座之間的單位壓力較大，則錐面上的積炭就容易被壓扁或擦掉，因此我們采用45°斜角。對于進氣門的斜角，考慮到制造和維修的方便，一般在非增壓柴油機中也取45°。因此，在本次485柴油機的設計中，進、排氣門錐面斜角均取45°。</p><p>　　頸部圓弧半徑R為一般取氣口直徑的0.25～0.50倍，多數(shù)情況

78、下進氣門的頸部圓弧半徑R可取進氣口直徑的0.25倍，排氣門的頸部圓弧半徑R可取排氣口直徑的0.35倍，考慮到加工方便的原則我們統(tǒng)一取頸部圓弧半徑為9.5mm[1]。</p><p>　　4. 氣門頭部厚度及錐面寬度的確定</p><p>　?。?）氣門頭部厚度設計原則：氣門頭部厚度的設計主要是從氣門的剛度來考慮的，氣門在燃燒壓力的作用下會引起變形，變形過大會引起氣門的密封性下降，錐面磨損增

79、加。</p><p>　　參考柴油機設計手冊中冊[1]，氣門頭部厚度的公式為：</p><p>　　=（0.10～0.12）</p><p>　　因此，對于進氣門，=(0.10～0.12)38=3.8～4.56，取=4.5mm；</p><p>　　對于排氣門，=(0.10～0.12)32=3.2～3.84，取=3.5mm。</p>

80、;<p>　?。?）氣門錐面寬度b的設計原則：由于氣門的大部分熱量是經(jīng)密封帶導出，密封帶較寬則傳熱效果好，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，因此綜合考慮這兩方面的因素來選取氣門密封帶的寬度，其寬度的一般范圍是1.5～3.0毫米之間。</p><p>　　參考柴油機設計手冊，氣門錐面寬度b的公式為：</p&g

81、t;<p>　　b＝(0.9～1.05)</p><p>　　因此，對于進氣門，b＝(0.9～1.05)4.5=4～4.7，取b=4.2mm；</p><p>　　對于進氣門，b＝(0.9～1.05)3.5=3.15～3.675，取b=3.2mm。</p><p><b>　　5.氣口直徑的確定</b></p>&l

82、t;p>　　進氣口直徑：d1=(0.37～0.46)D=31.45～39.1，本設計取進氣口直徑d1=32，</p><p>　　排氣口直徑：d2=(0.33～0.37)D=27.2～31.45，本設計取進氣口直徑d2=28。</p><p><b>　　二、氣門桿部的設計</b></p><p>　　1. 氣門桿直徑的設計</p&

83、gt;<p>　　氣門桿直徑的選擇取決于氣門所需的耐久性，增加氣門桿直徑有利于氣門熱量的逸散。氣門桿直徑的選擇還決定于它在導管運動時側(cè)向力大小。根據(jù)經(jīng)驗，氣門桿徑取為頭部外徑的16～25%。考慮到加工和維修的方便，一般進、排氣門桿直徑相等。因此，本次設計的485柴油機氣門桿直徑為：3816%～3225%=6.08～8，在此取氣門的桿直徑為：d0=8mm。</p><p>　　2. 氣門桿長度的設計&

84、lt;/p><p>　　氣門桿長度L取決于氣缸蓋和氣門彈簧的設計，一般希望短些，以便降低發(fā)動的總高度，減小氣門重量。</p><p>　　根據(jù)柴油機設計手冊，氣門桿長度L的設計公式為：</p><p>　　=(2.5～3.5)</p><p>　　將mm、mm代入上式得：進氣門桿長L=95～133，排氣門桿長L=80～112，</p>

85、<p>　　綜合考慮進排氣門總長相等的設計原則和設計方案取進氣門桿長=95mm，排氣門桿長L=96.5mm。</p><p>　　氣門桿端面要淬硬，一般要求硬度不小于HRC50。氣門桿端部與彈簧盤相連接，應保證連接可靠但又不致過分使氣門桿削弱，在本次485柴油機的設計中采用鎖夾槽來連接，槽內(nèi)不允許出現(xiàn)尖角。</p><p><b>　　三、氣門升程</b>

86、;</p><p><b>　　進氣門最大升程mm</b></p><p><b>　　排氣門最大升程mm</b></p><p>　　綜合進排氣門的最大升程考慮：本設計取進、排氣門最大升程均為9mm。</p><p>　　§5.1.3 氣門材料的選擇</p><p&g

87、t;　　在氣門材料的選擇必須考慮到其工作溫度、腐蝕情況、沖擊載荷以及氣門桿桿部與端面的耐磨等因素。綜合考慮到氣門的溫度和沖擊載荷的限制，在本次485柴油機的設計中，因其適用于運輸車輛中，所以其負荷較高，因此，取進氣門取材料為40Cr，排氣門取材料為4Cr9Si2Mn[1]。</p><p>　　§5.2 氣門導管的設計</p><p>　　氣門桿工作時在導管中滑動，使導管承受側(cè)向

88、壓力，并且氣門的部分熱量也從導管中逸出。導管與氣門這對摩擦副由于靠近氣門頭部，所以溫度較高，潤滑油易結(jié)炭，但供給摩擦副的潤滑油又不能過多，以免流入燃燒室，因此要求導管在潤滑較差的情況下能耐磨。近年來，我國開始廣泛應用鐵基粉末冶金導管，在不良的潤滑條件下，工作可靠、磨損小，同時工藝性好、造價低。</p><p>　　導管的外表面一般都設計成光滑的圓柱，沒有任何凸臺，以便無心磨床的加工。導管的長度取決于氣缸蓋的布置，

89、只要位置允許，應盡量長些，最好不要小于氣門桿直徑的6倍，以減小對導管的側(cè)壓力，并有利于氣門的導向和散熱。</p><p>　　導管與氣門桿的配合間隙應認真選擇，間隙過大則散熱不良，同時氣門在導管中易擺動、沖擊，使氣門和氣門座磨損不均勻而造成漏氣、漏油，這種滲漏甚至使氣門頭部燒損。間隙過小對氣門座偏心的的補償能力下降，還會因氣門桿受熱而卡在導管中。進、排氣門工作條件不同，所取間隙也不同，一般進氣門取氣門桿直徑的0.

90、005～0.01倍，排氣門取氣門桿直徑的0.008～0.012倍。</p><p>　　在本次設計的485柴油機中，氣門導管長度取l≥6d0=68=48mm。綜合考慮，在此取l=50mm。間隙值為：</p><p>　　進氣門：（0.005～0.01）8=0.04～0.08mm</p><p>　　排氣門：（0.008～0.012）8=0.064～0.096mm&l

91、t;/p><p>　　§5.3 氣門通路面積的校核</p><p>　　氣門頭部直徑、升程和氣門口直徑選擇的是否合適，主要看氣門口和氣門的通路面積是否足夠的大?？捎脷忾T最大升程下（如圖5-2），流通通路斷面處的假定平均氣流速度值來進行校核。</p><p>　　校核公式： = </p

92、><p>　　式中，——相當于在整個進氣或排氣過程中，氣門經(jīng)常保持最大升程時，氣門通路斷面處的假定平均氣流速(m/s)</p><p>　　——一個氣缸中同名氣門的數(shù)目</p><p>　　——氣門在最大升程時的通路面積(m2)</p><p>　　——活塞面積(m2)，=</p><p>　　——活塞平均速度，Cm=8.

93、67m/s</p><p>　　——氣缸直徑(m), =85mm</p><p>　　——活塞行程，S=100mm</p><p>　　——發(fā)動機轉(zhuǎn)速，n=2600r/min</p><p>　　氣門在最大升程時的通路面積公式：=[1]</p><p>　　式中，——進氣門頭部外徑(mm)</p><

94、;p>　　——進氣門頭部內(nèi)徑(mm)</p><p>　　——k1、k2間的距離(mm)</p><p><b>　　=</b></p><p>　　圖5-2 氣門最大升程示意圖</p><p>　　對柴油機的進氣門的校核：</p><p>　　==6.71（mm）</p>&

95、lt;p><b>　?。╩m2）</b></p><p><b>　?。╩m/s）</b></p><p><b>　?。╩m2）</b></p><p><b>　　對排氣門的校核：</b></p><p>　　==7.28（mm）</p&g

96、t;<p>　　=3.14=685.78（mm2）</p><p>　　==71.74（m/s）</p><p>　　==615.75（mm2）</p><p>　　因此，滿足設計要求。</p><p>　　本次設計的485柴油機轉(zhuǎn)速為2600r/min，屬中高速柴油機，根據(jù)柴油機設計手冊表13-2，進氣平均氣流速度的范圍為60

97、～80m/s，排氣平均氣流速度的范圍為70～100m/s，設計計算得出進氣平均氣流速度=66.68m/s，排氣平均氣流速度=71.74m/s，因此氣門通路滿足設計要求。</p><p>　　第六章 氣門彈簧的設計</p><p>　　§6.1 氣門彈簧概述</p><p><b>　　一、氣門彈簧作用</b></p>&

98、lt;p>　　1. 氣門關閉時，依靠彈簧彈力，使氣門壓在座圈上，起到封閉作用。</p><p>　　2. 彈簧使配氣機構回位，保證配氣機構的所有零件能夠保持正常的接觸。</p><p>　　3. 在負加速度段氣門彈簧的彈力要大于慣性力，防止零件發(fā)生脫離。</p><p>　　4. 在進氣過程中防止排氣門被吸開。</p><p>　　二、

99、工作條件與設計要求</p><p>　　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。彈簧一旦斷裂便會造成發(fā)動機的嚴重事故。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(jié)構尺寸和允許的應力范圍，氣門彈簧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。</p><p>　　三、氣門彈簧材料的選擇</p><p>

100、　　氣門彈簧在一定的工作溫度下承受交變載荷，為使彈簧能長期地可靠工作，要求彈簧材料不僅有良好的機械性能，而且應有足夠的抗應力-溫度松弛的能力，在工作中不致產(chǎn)生過大的彈力消失現(xiàn)象[1]。</p><p>　　氣門彈簧材料一般為碳素彈簧鋼絲、65Mn和50CrVA彈簧鋼絲等。</p><p>　　在本次設計的485柴油機中，氣門彈簧材料選用油淬火-回火狀態(tài)的碳素彈簧鋼絲，其優(yōu)點是熱穩(wěn)定性好，可

101、適用于較高的工作溫度[13-15]。</p><p>　　§6.2 氣門彈簧尺寸的確定</p><p><b>　　一、彈簧中徑的選取</b></p><p>　　在本次設計的485柴油機中，采用雙氣門彈簧，則其內(nèi)彈簧中徑為：</p><p>　　=(0.4～0.7)=(0.4～0.7)×32=12.

102、8～22.4(mm) 取=18mm</p><p>　　=(0.6～0.9)=(0.6～0.9)×32=19.2～28.8(mm) 取=26mm</p><p>　　式中——氣口直徑(mm) 本設計中=32mm</p><p>　　二、彈簧預緊力P1的確定</p><p>　　氣門關閉時，彈簧預緊力要保證氣門與氣門座

103、的良好密封。</p><p>　　由于進、排氣門的彈簧相同，參考柴油機設計手冊，得預緊力P1的公式：</p><p>　　預緊力=12 (kgf)，式中d1為進氣口直徑(cm)。</p><p>　　在確定作用于氣門上的力P2時，考慮彈簧特性需與發(fā)動機氣門慣性力曲線相適應，參考柴油機設計手冊，P1=(0.4～0.65)P2[1]，作用于進氣門上的力P2=2.5P1。

104、</p><p>　　設計彈簧時，考慮到彈簧的最大彈力需有一定的裕量，本設計中彈簧最大彈力按照P1=18kgf計算，則P2=2.5P1=45(kgf)。</p><p>　　三、內(nèi)外彈簧載荷的分配</p><p>　　內(nèi)外彈簧載荷的分配比例一般為1:2.0到1:2.5。</p><p>　　本設計中內(nèi)外彈簧的載荷分配如下：</p>

105、<p>　　彈簧最大彈力P2 (kgf)</p><p>　　內(nèi)彈簧 P21=15</p><p>　　外彈簧 P22=30</p><p>　　四、彈簧鋼絲直徑的確定</p><p><b>　　彈簧計算的基本公式</b></p><p>　　（

106、kgf/mm2） (5-1)</p><p>　　(mm) (5-2)</p><p>　　式中 ——彈簧力（kgf）；</p><p>　　——彈簧中徑（mm）；</p><p>　　——彈簧鋼絲直徑（mm）；</p><p&

107、gt;<b>　　——彈簧有效圈數(shù)；</b></p><p>　　——彈簧材料切變模量；</p><p>　　——彈簧變形量（mm）；</p><p>　　——斷面切應力（kgf/mm2）；</p><p>　　——曲度系數(shù)，考慮鋼絲橫切面上切應力分布不均勻影響的系數(shù)。</p><p>　　鋼絲直

108、徑可按公式(5-1)計算，彈簧的最大工作切應力應小于或等于材料的許用應力，為便于計算，將公式改寫成如下形式：</p><p><b>　　(5-3)</b></p><p>　　式中 ——材料的許用切用力（kgf/mm2）。</p><p>　　內(nèi)彈簧鋼絲直徑的確定：</p><p>　　彈簧材料選用65Mn彈簧鋼絲，假

109、設內(nèi)彈簧鋼絲直徑約為2.2～2.5mm，查柴油機設計手冊表13-24得彈簧的抗拉強度σb=165(kgf/mm2)：</p><p>　　許用切應力kfg/mm2</p><p>　　將上述數(shù)據(jù)代入式（5-3），得；</p><p>　　查柴油機設計手冊表13-25得旋繞比=7.0；</p><p>　　由得，d=2.47mm，圓整到國家標準

110、規(guī)定的鋼絲直徑：=2.5mm。</p><p>　　外彈簧鋼絲直徑的確定：</p><p>　　彈簧材料選用65Mn彈簧鋼絲，假設內(nèi)彈簧鋼絲直徑約為3.5mm，查柴油機設計手冊表13-24得彈簧的抗拉強度σb=150(kgf/mm2)：</p><p>　　許用切應力kfg/mm2</p><p>　　將上述數(shù)據(jù)代入式（5-3），得；<

111、/p><p>　　查柴油機設計手冊表13-25得旋繞比=7.4；</p><p>　　由得，d=3.51mm，圓整到國家標準規(guī)定的鋼絲直徑：=3.5mm。</p><p>　　五、彈簧有效圈數(shù)和總?cè)?shù)的確定</p><p>　　彈簧有效圈數(shù)可從其計算公式求出</p><p>　　式中彈簧最大變形量;</p>

112、<p>　　從彈簧特性的相似三角形（如圖6-1所示），可得</p><p><b>　　彈簧預緊變形量mm</b></p><p><b>　　彈簧最大變形量mm</b></p><p>　　式中 ——氣門最大升程（mm），=9mm。</p><p>　　圖6-1 彈簧載荷三角形</

113、p><p>　　彈簧材料切變模量G=8000 kfg/mm2</p><p>　　內(nèi)彈簧：=6.67，取=7圈；</p><p><b>　　=9圈</b></p><p>　　外彈簧：=4.27，取=5圈；</p><p><b>　　=7圈</b></p>&l

114、t;p><b>　　六、彈簧高度的計算</b></p><p>　　在計算彈簧高度時，應使氣門全開時彈簧各工作圈之間保持一定的最小間隙，一般（mm）。本次設計中內(nèi)彈簧最小間隙取=0.678mm，外彈簧最小間隙=0.65mm，</p><p><b>　　彈簧并圈時高度：</b></p><p>　　氣門全開時彈簧的高

115、度：</p><p>　　氣門彈簧關閉時的高度：</p><p><b>　　彈簧的自由高度：</b></p><p><b>　　彈簧并圈變形量：</b></p><p>　　彈簧自由狀態(tài)的螺距:</p><p>　　將相關數(shù)據(jù)代入上式得彈簧的相關參數(shù)，見表6-1所示。&l

116、t;/p><p>　　表6-1 彈簧長度計算值</p><p>　　七、彈簧展開長度的計算</p><p>　　內(nèi)彈簧展開長度的計算：</p><p><b>　　彈簧螺旋角：</b></p><p><b>　　彈簧的展開長度L：</b></p><p&g

117、t;<b>　　mm</b></p><p>　　外彈簧展開長度的計算：</p><p><b>　　彈簧螺旋角：</b></p><p><b>　　彈簧的展開長度L：</b></p><p><b>　　mm</b></p><p&

118、gt;　　§6.3 氣門彈簧的校核</p><p>　　§6.3.1 氣門彈簧的強度校核</p><p>　　一、疲勞強度校核計算</p><p>　　氣門彈簧工作時承受交變載荷，故應對其進行疲勞強度校核計算。彈簧載荷在(最小工作載荷)和P2（最大工作載荷）之間循環(huán)變化，彈簧鋼絲斷面上的切應力在和之間變化：</p><p>

119、;<b>　　內(nèi)彈簧的切應力</b></p><p><b>　　=kgf/mm2</b></p><p><b>　　=kgf/mm2</b></p><p>　　疲勞強度的安全系數(shù)N可按下式求出：</p><p>　　式中為彈簧材料的脈動疲勞極限，對于常用氣門彈簧材料，=0

120、.3。經(jīng)噴丸處理的彈簧可提高20%以上。安全系數(shù)應不小于1.3。</p><p><b>　　kgf/mm2</b></p><p><b>　　則：＞1.3</b></p><p>　　因此，內(nèi)彈簧的疲勞強度滿足要求。</p><p><b>　　外彈簧的切應力</b><

121、;/p><p><b>　　=kgf/mm2</b></p><p><b>　　=kgf/mm2</b></p><p>　　疲勞強度的安全系數(shù)N可按下式求出：</p><p>　　式中為彈簧材料的脈動疲勞極限，對于常用氣門彈簧材料，=0.3。經(jīng)噴丸處理的彈簧可提高20%以上。安全系數(shù)應不小于1.3。

122、</p><p><b>　　kgf/mm2</b></p><p><b>　　則：＞1.3</b></p><p>　　因此，外彈簧的疲勞強度滿足要求。</p><p>　　二、工作極限切應力的校核計算</p><p>　　氣門彈簧在進行安裝時，可能出現(xiàn)并圈的情況，此時彈

123、簧承受最大靜載荷，稱為工作極限載荷，可按下式計算：</p><p>　?。╧gf） （5-4）</p><p>　　相應的彈簧鋼絲端面里的應力稱為工作極限切應力，可按下式計算：</p><p>　?。╧gf/mm2） （5-5）&