配气机构设计.docx

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配气机构设计

配气机构设计

9.1配气机构的工作条件和设计要求

配气机构的功用是按发动机所进行的工作循环和发火次序的要求，定时开启和关闭进排气门，使新鲜的可燃混合气得以及时进入气缸，废气得以及时排出气缸O

在高速的发动机中，每个工作循环的进、排气过程只有千分之几秒，在这短暂的肘间内，废气排出得愈彻底，进入的可燃混合气愈多，发动机发出的功率愈大。

同时.配气机构在急剧变化的高速条件卜.工作，要受到很大的冲击力，还要受高温燃气的热负荷及化学腐蚀的作用，工作条件恶劣。

现代摩托车发动机对配气机构和制造质量都有很高的要求，四行程发动机的要求有：

1）要有足够的气体流通面积，以提高进气量；

2）要有小的排气阻力，使排气干净，以提高进气量；

3）结构要简单，工作要可靠，维修要方便。

9.2配气机构的型式选择

配气机构因发动机结构不同而异，H前摩托车常用的配气机构有：

气孔式配气机构和气门式配气机构。

由于气孔式配气机构适用于二冲程发动机，气门式配气机构适用于四冲程发动机，且它充气系数高，燃料热量的利用率高，燃烧较完全，排放污染小，润滑条件好，机件磨损慢，同时发动机的动力性和经济性都比较好。

因此本设计采用气门式配气机构。

9.3配气机构的布置及传动

931气门的布置

气门式配气机构由气门组和气门传动组组成。

进气门布置在进气道上,开启时•可燃混合气能顺利地进入气缸；排气门布置在排气道上，开启时废气能排出气缸。

气门收集配气机构有侧置气门式和顶置气门式两种形式。

由于侧置气门式配气机构燃烧室面积大，热量损失多，气道长，进气阻力大，压缩比较低，燃料经济性差。

而顶置气门式配气机构进气道短，充气效率高，燃烧室紧凑，压缩比较高，发动机的热效率高，其动力性和经济性比侧置气门式好。

因此，选取顶置气门式配气机构。

顶置气门式配气机构的进气门和排气门都倒挂在气缸上。

其气门组包括排气门和进气门、气门导管、气门弹簧、气门弹簧座和气门锁夹等。

气门传动组包括气门摇臂、摇臂轴、凸轮轴、正时从动链轮和链条等。

发动机工作时，曲轴通过主动正时链轮驱动凸轮轴旋转。

当凸轮轴转到凸轮的

四起部位开始顶起摇臂的一端时，使摇臂绕摇臂轴摆动而压缩气门弹簧，推动气门向下运动，即气门开启。

当凸轮的凸起部位离开摇臂时，气门便在气门弹簧的作用下又向上运动而落座，即气门关闭，气流通道被封死。

932凸轮轴的布置形式

在本设计中，由于是V型发动机，因此选用两根四轮轴，每根四轮轴上布置两个凸轮，分别负责进、排气门的开启和关闭。

凸轮轴的布置形式有下置式、中置式和顶置式三种，且三者都可以与顶置式气门组成配气机构。

所谓顶置凸轮轴是指凸轮轴布置在气缸盖上，当然，气门也布置在气缸盖上。

这样布置后，气门传动；零件少，质量小，不仅减小了气门传动机构的惯性力，而且弯曲变形的零件数也减少了，因而气门的传动就更轻便灵活，功率响应就更迅速了。

所以本设计采用顶置凸轮轴。

9.3.3凸轮轴的传动方式

由上述可知：

气门的运动必须同活塞的位置相匹配，凸轮轴传动机构的作用是使凸轮轴和气门按活塞的位置正常工作，为此，凸轮轴的转速应是曲轴转速的一半，所以传动机构应有减速功能。

其传动比为2：

U

由于凸轮轴的布置形式不同，凸轮轴的传动方式也不一样。

凸轮轴的传动方式有齿轮传动、锥齿传动、链传动和同步带传动。

由于凸轮轴顶置式配气机构一般采用链和链轮传动，因此本设计采用链传动。

对于多缸发动机米用链传动时，链轮川以放在曲轴的一端，称为端面链传动；也可放在中间，称为中间链传动。

由于采用端面传动时，曲轴两端不对称，影响整车造型美观，还会造成凸轮轴的振动，而采用中间链传动口寸，可以通过减小凸轮轴链轮，使发动机结构紧凑。

因此本设计采用中间链传动。

为使发动机在工作时保持链条有一定的张紧力，减小振动，避免脱落而影响配气正时，一般都设有链条张紧装置。

以便根据使用情况作必要的调整。

链条张紧装置有轮式和导板式两种。

由于采用张紧轮能降低噪声，减少磨损。

而使用链条张紧器，磨损较大一些，但其张紧效果好，能有效地防止松弛，降低振动。

因此，本设计采用导板式链条张紧装置。

934气门间隙的选取

气门的工作温度很高，气门及气门传动件会因温度升高而膨胀。

如果气门传动件之间，在冷态时无间隙或间隙过小，气门及其传动件受热膨胀，势必引起气门被传动件顶住，使气门关闭不严，造成发动机漏气，而使功率下降，严重时甚至不易起动。

为了消除以上这种现象，通常发动机在冷态装配时，在气门与其传动机构中留有适半间隙，以补偿气门及其传动件

受热后的膨胀伸长量，使气门在工作状态下受拉伸后，还能与气门座贴紧，保证具有良好的密封。

这一预留的间隙即为气门间隙。

气门间隙的大小一般由发动机制造厂根据实验来确定。

由于排气门比进气门承受的热负荷高，热膨胀量大，所以排气门的间隙一般大于进气门间隙。

由于发动机在冷态时间隙过小，在热态F就会发生漏气，导致发动机功率下降，排污增大，甚至气门烧坏；若间隙过大，则气门传动机构各零件之间将产生撞击响声，并加速磨损，同时还会使气门的开启时间推迟，关闭时间提前，使进气时间和排气时间减少；同样也会使发动机的功率下降。

参照力帆水冷摩托车发动机的气门间隙，本设计中取进气门间隙为0.04

排气门间隙为0.05mmo

9.4配气正时

从理论循环看，半曲拐转到进气上止点时进气门开启，曲拐再转到下止点时进气门关闭；排气门则是当曲拐转到排气下止点时开启，曲拐再转到排气上止点时关闭。

曲轴再转动一转完成压缩和作功行程，进、排气门都关闭，进气时间和排气时间各占180。

曲轴转角。

实际上，由于发动机的曲轴转速很高，活塞在每一行程所经历的时间很短，本设计中一•个行程所经历的时间仅为60/80004-2=0.00375so进气门

和排气门这样短的开启时间，一定会使发动机充气不足、排气不净，从而使发动机功率得不到应有的发挥。

因此采用延长进、排气门的开启时间的方法，即进气门的开启和关闭时刻并不正好是曲拐处在进气上止点和下止点的时刻；排气门的开启和关闭时刻并不正好是曲拐处在排气F止点和上止点的时刻，而是分别提前和延迟一定的曲轴转角，以改善进、排气状况，从而提高发动机的动力性能。

这种进、排气门实际开启时刻到关闭时刻，相对于曲拐所转过的角度称为配气相位，通常用12气相位图，（图9T）来表示。

由图9-1（C）可看出：

进气门就开启，曲图9/配气相位图

a

在排气行程还没有完成，活3塞还没有到达排气上止点的时候，即曲轴的曲拐转到离上止点位置还差一个角度寸，拐转过上止点，再转到下止点完成整个进气行程，进气门还没有关闭，直到过了下止点乂重新上行，即曲轴转到超过曲拐下止点位置以后的一个角度B时，进气门才关闭。

这样整个进气过程的持续时间相应于曲轴转角18（T+Q+Ma角一般为10。

〜45°,

B角一•般为40。

〜80oo本设计中取a=40o,P=70%

由图9・1（C）还可看出：

在作功行程还没有完成，活塞还没有到达作

功上止点时，即曲轴的曲拐转到离下止点位置还差一•个角度Y时，排气门就开始开启，曲拐转过下止点，再转到上止点完成整个排气行程，排气门还没有关闭，直到过了上止点乂重新下行，即曲轴转到超过曲拐上止点以后的一个角度。

时排气门才关闭，这样整个过程持续时间相应于曲轴转角为180%Y+0Oo角一般为10。

〜45。

，Y角一般为40。

〜80。

。

本设计中取。

=43o,Y=63oo

9.5配气机构零件设计

951气门的设计

9.6J.1气门的工作条件

气门是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。

汽油机中进气门的温度为300〜50（）匕排气门的温度可近60（）〜800%：

甚至更高。

排气门刚刚开启时，高温燃气将以很高的速度冲刷气门及气门座。

气门的开启和关闭过程中，气门杆与气门座之间的摩擦速度很高，气门头部要承受很大的落座冲击载荷，以及燃气压力的静载荷。

这种静载荷达0.5MPa,已算很高了，但冲击载荷达1.2MPa,或更高。

9.5.L2气门的材料

气门材料的选取必须考虑气门的工作温度、腐蚀情况、冲击载荷以及气门杆和端面的耐磨性。

本设计中选取马氏体钢439Si2。

95L3气门的结构设计

气门主要由杆部和头部两部分组成。

气门的头部形状除影响气门的流通特性外，还影响气门的刚度、质量、导热性以及制造成本。

由于平底气门结构简单，工艺性好，受热面小，旦有一定的刚度，在摩托车发动机上也广泛使用，因此本设计采用平底气门。

气门的头部尺寸一般应尽可能大，这样对减少进排气阻力，提高充量是有好处的。

气门各部分的尺寸具体选取如下：

进气门喉口直径：

dhi=（0.40-0.45）D=21.60〜24.30mm,取4〃=22mm

排气门喉口直径:

dhe=（0.35—0.40）D=18.90〜21.60mm,取九=20™

进气门头部直径:

dvi=（0.42-0.50）D=22.68~27.00mm,取=26mm

排气门头部直径：

dve=（0.37~0.42）D=19.98~22.68mm,取《,,=22mm

进气门杆直径：

d=（0.2-0.25）《产5.2~6.5mm,取《二6伽

排气门杆直径：

cle=（0.2-0.25）《，广4.4~5.5狙叫取《，二5mm

本设计中气门锥角做成45。

的锥面，背面的背锥角取25。

。

这样可以减少气流的流通阻力，增加气门的刚度。

颈部圆弧半径R为喉口直径的0.25∙0.5倍，本设计中取R=8mm0

进气门头部厚度：

Z=（0.10~0.12）dvi二2.4~2.88mm,取匕=2.6mm

排气门头部厚度：

te=（0.10-0.12）dxe=2.2一2.64mm,取“=2.4mm

进气门锥面厚度：

加=（0.8—1.3）£=2.08~3.38响，取“=2.5mm

排气门锥面厚度：

A=（0.8—1.3）八二1.92~3.12响，取^=2mm

气门杆直径为气门直径的20%~25%,且进排气杆直径相同。

由于广

（20%~25%）v.=4.8∙6mm,气=（20%~25%）《广4.4~5.5mm。

因此，

本设计中取⅛=dθe=5™o

气门总长度4,完全取决于气缸盖和气门弹簧的安装高度，只要不引起气门弹簧在设计上的困难，应尽可能缩小气门总长，以降低发动机总高度。

一般/产（1.1∙1.3）D=59.4—70.2mm,取/产60mm。

9.5.2气门座设计

气门座是发动机中组成燃烧室的零件，承受较高的热负荷和冲击载荷。

气门座的磨损严重将使燃烧室的密封性受到破坏，发动机的动力性和经济性将下降。

气门座的变形是气门座和气门使用寿命下降的主要原因之一。

发动机工作口寸,由于气体压力与热负荷引起气门座的瞬时扭曲变形，在气缸盖螺栓拧紧肘产生的机械应力气缸盖材料的蠕变及气门座的冷却不均匀都会引起气门座的永久变形。

这些变形将影响气门的密封和导热，使气门温度升高，并在气门颈部产生弯曲应力。

气门座的材料是气门座设计的重要问题。

气门座的材料要求在工作温度下具有稳定的金相组织较高的热硬度，有一•定的抗腐蚀能力。

从磨损机理分析，气门与气门座工作时材料的硬度越接近，则磨损量越小。

在工作温度下，气门座材料的硬度降低要适当，气门座的硬度应接近或略高于气门的硬度，从而达到较好的匹配。

本设计中、选用高铭铜钳铸铁为气门座材料。

为保证气门密封可靠，只允许气门座锥角比气门锥角大0.5・1。

（研磨

前），而不允许有相反的关系。

本设计取气门座锥角为45.5、9.

5.3气门弹簧设计

9.5.3.1气门弹簧的工作条件

气门弹簧的工作是保证气门关闭时气门座的闭合密封，气门开启时.气门准确得随四轮运动。

配气机构传动件的往复运动使气门弹簧承受交变载荷，它们在负加速段工作期间的惯性力会使机构脱开。

凸轮运动的谐振又会激起气门弹簧颤振，这将使弹簧的应力幅增大，而有效的弹簧力减小，气门反跳。

故在工作中不仅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产生的惯性力，而且要求弹簧颤振尽量小，保证机构工作正常。

但由于结构布置所限，气门弹簧尺寸又不能很大，故其应力状态严重，因而要求用弹性极限和疲劳强度都很高的材料。

气门弹簧的结构有两类：

一类是等螺距圆柱螺旋弹簧；另一类是变螺距圆柱螺旋压缩弹簧。

本设计中选用等螺距圆柱螺旋弹簧。

9.5.3.2气门弹簧的材料

气门弹簧材料应具有良好的力学性能，足够的抗应力一一温度松弛能力，保证在工作中产生的弹力消失现象。

在本设计中选用高插钢65Mn冷拔钢丝，加工成弹簧后需要进行热处理。

钢丝表面要进行抛光或喷丸处理，借以提高疲劳强度，增强弹簧的工作可靠性。

此外，为了避免弹簧表面进行镀锌、镀铜或发蓝处理。

9.5.3.3气门弹簧基本尺寸的确定

L气门弹簧的平均直径2

气门弹簧的平均直径。

根据结构布置条件确定。

由于本设计采用的是双弹簧，因此弹簧直径的选择应考虑到弹簧轴线的垂直度和直径公差，保证内外弹簧互不相碰。

i般外弹簧（0.3〜0.35）D=16.2~18.9mm,内

弹簧取。

广（0.2〜0.25）D=10.8〜13.5哑。

取。

〈二18mm,D=12mm0

2.弹簧钢丝直径口

么可根据经验进行取值。

对双弹簧而言，外弹簧钢丝直径人一般为3〜

4mm,内弹黄钢丝直径匕一般为2~3mm。

本设计中取4=3mm,^.=2mm0

3.弹簧的有效圈数

弹簧的有效圈数八与弹簧刚度G,即弹簧的变形能力有直接的关系。

由

《内燃机设计》表10-7查得八=5〜9,弹簧的总圈数i=7〜II。

本设计中

取疽6,Z=8o

1

.6凸轮轴的设计

9.6.1凸轮型线设计

本设计中，选择如图9-3所示的凸轮轮廓形状。

1、缓冲段设计

气门间隙一般为0∙25〜0.35mm,取进气门间隙为0.25mm,排气门间隙为0.30顾。

摇臂比一•般为1.2〜1.8,由于摇臂比过小

时，四轮的加工将出现凹形。

因此取摇臂比为1.6o缓冲段高度的计算公式为：

气门间隙

-ɪɪr+气门驱动机构压缩静变形+气门侧倾提前落座量摇臂比

由于在本设计中，气门驱动机构压缩静变形与气门侧倾提前落座量不予以

考虑，且凸轮上升段和下降段的缓冲高度相等。

由此，可计算出缓冲段的

局度为yO=0.1875mo

缓冲段的最大速度：

VO可取。

・006—0.025mm∕deg,由于本设计的发动机为高速发动机，所以应取下限值，取为OQImm/deg。

缓冲段包角。

。

一般在15。

〜25。

内,取为20。

o

根据。

二所处的速度等于光和a二代处的升程等于无这两个边界条件，再结合下列公式

）J=），&）J=）卜），=!

弟就+）,0（o一％I）代入数据可求得构|=2.5。

），卜0.04。

由此可得出缓冲段中等加速段挺柱的运动方程为

ʃ=0.002ao,）,,=0.004a,,ʃ"=0.004

同时，可得出缓冲段中等速段挺柱运动方程为

y=0.01a-0.0125,ʃ=0.（）l,y,,=0

2、工作段设计

圆弧四轮能达到的时间一断面较大，但其加速度曲线呈现跳跃突变，不合平稳运转要求。

所以，高速内燃机普遍采用加速度曲线连续光滑的各种函数型线凸轮。

等加速凸轮上升工作段的正加速度段凸轮转角a。

起到aI止，记为/=Q-Qq则该段有

,,1）

+勺，口=5乌工「+6工1+C、3⑴

其负加速段由aI到a2,记为工门二。

一名，则该段有

>,n4,）,ri=e4xn+d,n=c4ln4c'5kn÷J

（2）

⑴式和

（2）式中的六个常数可根据转角a。

、aI和a2处的六个边

界条件求解，即

/1XJ=0—）0,）IX）=0—）0,）ɪX）=m-）∩Xn=O）IX]=♦/—yHxn=0.）F1xn=（ɪ-k）.-/max,）

求解的结果为

C]=[2（∖叫—%）一（13物可/”2

c2=）,（）

C3=光

O4=-【2（）危晚

%=[2（）赢-无）-灿

O6=灯）扁一＞0）+*（1—*）（^0/2+），0

取4）=90。

・20。

=70。

，Cl1=48。

，ao=20°o由k=（a-a0）/6可求得段长比为k=0.4q

代入数据求得六个常系数值分别为：

c产0.0044,C2=0.01,C3=0.1875,C4=・0.0032,c5=0.1335,c6=2.19650

将常系数值代入（I）式可得工作段正加速段挺柱的运动规律为：

%=0.0044

=0.0044λ-0.078

力=0.0022。

之一0.078。

÷0.8675

将常数值代入

（2）式，求得工作段负加速段挺柱运动规律为：

yn=一0.0032

=-0.0032a+0.2871

yn=—（）.0016〃÷0.020U—7.8979

9.6.2凸轮轴的尺寸确定

凸轮轴横断面尺寸决定于轴的拆装条件。

最基本的尺寸是四轮轴的直径de,它根据保证四轮轴的刚度的条件来选择。

如果凸轮轴弯曲刚度不足，不仅可能死凸轮与挺柱的接触情况恶化，而且可能引起整个机构动力性的恶化。

但现在尚没有可靠的方法来计算de,大多按经验选择。

统计表明，dc=（0.25-0.35）D=13.5~18.9哑。

而且四轮轴支承间自由跨度越大；转速越高，出相对越大。

所以本设计中取4=18mm0