畢業(yè)設計__配氣機構的設計講解

畢業(yè)設計說明書配氣機構的設計姓名 :所屬院校：專業(yè) :班級 :學號 :指導教師：配氣機構的設計【內容摘要 】氣門配氣機構是四沖程柴油機所特有的機構，它是按照發(fā)動機的點火次序和各缸工作循環(huán)的要求，定時開啟和關閉進、排氣門，完成換氣過程。因此配氣機構要滿足：進、排氣的定時和準確；氣門關閉要嚴密可靠；氣流阻力要??；結構簡單拆裝方便。氣門配氣機構由氣門組、 氣門傳動組、 凸輪軸傳動機構三部分組成。氣門組主要由：氣門、閥座、氣門導管、氣門彈簧和連接鍵組成， 195B 型柴油機采用不帶閥殼氣門組氣門的開啟和關閉是靠傳動機構來實現(xiàn)的，傳動機構可分為機械和液壓傳動機構。195B 型柴油機采用下置式傳動形式，由凸輪、挺柱、推桿、搖臂、搖臂座、搖臂軸、調整螺釘?shù)冉M成。凸輪軸與曲軸之間的傳動機構與柴油機的型式、凸輪軸與曲軸的相對位置、 氣門傳動機構的型式等有關， 一般有齒輪傳動和鏈傳動。 195B 型柴油機采用齒輪傳動，柴油機曲軸與凸輪軸的傳動比為 2：1.配氣機構控制發(fā)動機進排氣過程 , 直接影響著發(fā)動機的性能，是衡量發(fā)動機可靠性的指標之一 .本組 成 員：楊尚俊寇志奎伍立資料 準 備：楊尚俊寇志奎伍立測繪、制圖：楊尚俊說明書定制：寇志奎伍立校審：楊尚俊寇志奎伍立目錄概述1、配氣機構的功用. . . . .62、配氣機構的設計要求. . . .63、配氣機構計算參數(shù)的確定. .7一、凸輪軸的設計：1、凸輪軸的設計要求 . . .72、凸輪軸的結構 . . .73、凸輪軸的選材 . 74、凸輪軸的支承軸頸軸承的材料 . 75、凸輪軸的定位方式 .76、凸輪軸的最小尺寸定位方式.77、凸輪軸的熱處理工藝88、凸輪軸的損壞形式89、凸輪軸的計算9二、凸輪的設計1、凸輪設計的要求 . .102、凸輪基圓設計 .11基圓半徑的確定 .13凸輪位置的確定13配氣相位與凸輪的作用角.14凸輪頂部的圓弧半徑14三、挺柱的設計1、挺柱的結構 . .102、挺柱的材料 .153、平面挺柱導向面與導向孔之間擠壓應力的計算164、平面挺柱的最大速度165、凸輪與挺柱間接觸應力的計算17、挺柱導向面直徑d r與長度Lr按照下面的公式確定186.7、挺柱頭部球面支座的設計 .198、凸輪和挺柱的主要損壞形式及其預防.19四、推桿的設計1、推桿的功能 . . 202、推桿的材料 . . . .203、推桿的結構形式 .204、尺寸設計 .205、推桿穩(wěn)定性安全系數(shù)的確定 .206、推桿球頭與挺柱球面支座，推桿球頭與搖臂調節(jié)螺釘球面支座間接觸應力的計算 .21五、搖臂的設計1、搖臂的工作原理 . . 222、搖臂的結構 . . .223、搖臂比 . . . .224、搖臂潤滑 . . 225、搖臂的定位 .236、搖臂的材料 .237、搖臂與氣門桿頂面間接觸應力的計算.23六、氣門組的設計1、氣門的設計 . 251）氣門設計的基本要求 .252)氣門的工作條件分析 .253）氣門材料的選擇 .264）氣門頭的設計 .275）氣門桿的設計 .292、氣門旋轉機構的設計 . 303、氣門座圈的設計 . 304、氣門導管的設計 .325、氣門的主要損壞形式和預防措33七、氣門彈簧的設計1、氣門彈簧的設計要求 . 342、氣門彈簧的作用 . 353、氣門彈簧的工作條件 .354、氣門彈簧的結構 . . . 355、氣門彈簧的選材 . . .356、氣門彈簧特性曲線與氣門慣性力曲線的配合 . .367、氣門彈簧的有關計算 . . 371）彈簧的最大彈力 .372）彈簧最小的彈力 . 383）彈簧的剛度 .384）彈簧變形 .38.5）內、外彈簧之間的負荷分配 .396）內外彈簧的剛度 .397）彈簧的尺寸 .408、提高氣門彈簧疲勞強度的措施42.參考文獻 .43致謝 .43配氣機構的設計概述1、配氣機構的功用：是完成換氣過程，根據(jù)發(fā)動機氣缸的工作循環(huán)次序，定時地開啟和關閉進、排氣門，不斷的用新鮮的氣體來氣缸內上一循環(huán)的的廢氣。2、配氣機構的要求：對于一個正常工作的配氣機構應該具有如下的要求： 進、排氣門的時間足夠大，泵氣損失小，配氣正時恰當，在排氣過程中能較好的排出廢氣， 進氣過程中能吸入較多的新鮮空氣， 因而使發(fā)動機具有較高的充量系數(shù)和合適的扭矩特性。振動、噪聲較小，并且工作可靠和耐磨。結構簡單、緊湊。為了減輕慣性負荷，使配氣機構運動零件的質量減到最小。3、配氣機構設計的計算參數(shù)確定：從確定氣門座處的通過截面Fxn以及確定喉口流通截面frop開始。氣閥處的流通截面積根據(jù)氣體不可壓縮連續(xù)流動的條件確定， 也即在額定轉速況，氣門最大升程時，按氣門座截面處假設的平均速度來確定。I 情已知：氣缸直徑D=95，氣道喉口的最帶直徑，在氣缸直徑D，配氣機構的結構方案以及燃燒是的形式都已給定的情況下，氣門布置在氣缸上可能性的限制。進氣門drop 的數(shù)值應大于下列規(guī)定的范圍：采用氣門頂置式：drop( 0 . 35 0 . 52 ) D ，則可以得到：drop(33 .25 44 .9) ，根據(jù)柴油機的 195B 的結構，選擇 drop=36mm,排 氣門 的氣 道喉 口的 直 徑， 通常 取得 比進 氣門 的氣道喉 口直 徑小10%20%，氣閥升程 h 時，某研究瞬間具有圓錐密封面之氣門的流通截面為：F k nh k nd r o *pc o ass i na c o 2sa 式中 a氣門頭斜面角（現(xiàn)代發(fā)動機上， a=45 度); hkn 氣門的升程，它的取值一般是氣門頭的 25%左右，氣門頭的直徑是 40.mm，則：h k n=10mm所以 :fkn = Fknhkn drop * cos a sin a cos 2 a=10（35*COS45+10*Sin45*Cos45)=865mm對 drop 進行校核： Frop=（1.11.2） Fxn=(1.11.2)x865=(951.51038) 取 1000mm喉口的直徑為：drop = 4Frop / 3.14x10=36mm喉口的直徑經(jīng)過檢驗取值正確。一、凸輪軸的設計1、凸輪軸設計的要求：1）正確的設計進排氣凸輪的位置，實現(xiàn)配氣正時，使柴油機正確的按照一定規(guī)律運轉。2）從柴油機的總體布局來設計凸輪的允許彎曲變形，合理的計算出支撐它的軸頸數(shù)目，軸頸的直徑、和凸輪軸的最小直徑尺寸。3）選擇合理的材料和熱處理工藝，使它不僅有足夠的剛度與韌性，而且要使凸輪和支撐軸的表面有合理的硬度，具有較好的耐磨性。2、凸輪軸的結構：195B 柴油機是小功率柴油機， 可以采用整體式凸輪軸， 它的結構較緊湊，這種結構都是將凸輪軸從機體一端插入的， 所以將它的兩個支撐軸頸加工的尺寸大小是不同， 前端的支撐軸頸尺寸大， 后端的小些， 而且前端軸頸的尺寸必須大于凸輪軸的高度，這樣便于安裝。軸頸上安裝滑動軸承。3、凸輪軸支承軸頸的數(shù)目：由于該柴油機是單缸四沖程發(fā)動機，不必將支承軸頸設計的過多，只是將凸輪軸的前后端各設計一個就已經(jīng)足夠了，所以將該軸頸數(shù)目為2 個。4、凸輪軸的選材：因為凸輪軸要承受一定的機械強度，必須要有足夠的強度和韌性，同時還應具有一定的耐磨性， 才能讓發(fā)動機在正常的工況下工作， 選擇碳鋼， 一般選擇 45 鋼就可以滿足要求了。5、凸輪軸的支承軸頸軸承的材料：195B 柴油機經(jīng)過查表得知， 采用鐵基粉末冶金， 它是將它直接安裝在凸輪軸軸承座孔內，它的型號： 195 01018內徑外徑寬度前端404727后端2835266、凸輪軸的定位方式：定位的原因 : 由于汽車的上下坡或者在加速的時候，都可能使凸輪軸發(fā)生軸向竄動。為防止由此引起的對配氣定時的不良影響，需要采用軸向定位措施。對也 195B 型柴油機的采用的是軸向定位方式。7、凸輪軸的最小直徑確定：凸輪軸的最小尺寸可以按照下面的公式：Db=2Ro（ 24）（mm）上式中的 Ro 是凸輪的基圓半徑，由表可知： Ro=14.5 Db=2Ro（ 24） =2x14.5（ 24）=（2527）當轉速較高時，支承軸頸間距離較大、凸輪上受力較大時取上限值。 凸輪軸支承軸頸與軸承孔德徑向間隙一般在 0.020.03mm，范 圍內 ，軸 向間 隙為0.010.25mm。8、凸輪軸的熱處理工藝：a 滲碳；b 滲碳；c 機械加工；d 高頻淬火（回火）； f 機械加工；9、凸輪軸的損壞形式：（1）支承軸頸的磨損。（2）凸輪表面的磨損、刮傷和點蝕。10、凸輪軸的計算：根據(jù) 氣 門彈 簧和 配氣 的 計 算 的： 配氣 機構 運 動零 件的 質量Mkn=115g，Mn=75gMr=0/Mmr=0和 Mn=120g，凸輪的尺寸 Ro=14.5mm，R1=138R2=8.3mmHtmax=7mm搖 臂 的 尺 寸 ： Lr=46L=32凸 輪 軸 的 角 速 度 =115rad/s彈簧的最小彈力是P=239牛頓，進氣么的喉口直徑d=36mm。從排氣門作用到凸輪上的最大的力為：Prmax=Pnp min + d n2/4 （Pr p"r ）Ln/Lr+Mrw2x （ r1 r2 ）=239+3.14*0.33 /4x （0.4450.1）x 10 6 x46/32+374x1152 x（ 13814.5） x 106 =2539牛頓注： 式中的 d a =36mm為排氣門的直徑d ba =42mm為進氣門的直徑Pr 0.445兆帕，是由指示功圖而確定pr p0 =0.1兆帕Mr= （ mnk + mnp /3 ）x （ l nr / lr ) 2 +99=374gmn = mk l kn2 /3 lr2 =120x462 /3x 322 =81g凸輪軸的彎曲量：Ptmax a2b22417* 262* 692Y=0.8 El (d p40.8p4 )2.2 * 105 * 95* (324 104 )=0.0003mm式中E=2.2* 105 兆帕鋼的彈性模量 ;L=a+b=26+70=96mm-凸輪軸跨距長度根據(jù)結構總體布置來?。?r0 2 2 * 14.5 2 32mm軸的外徑-p 10mm軸的外徑，選取時要考慮利用軸的外徑向凸輪供給潤滑油和保持軸具有足夠的剛度。擠壓應力：cm0.418 Pr m a xE / bn r1=0.4180.002417* 2.2 * 106 / 0.025* 0.0572=255兆帕式中：bn =25mm凸輪的寬度二、凸輪的設計雖然瞬時的打開和關閉氣門能夠獲得最大的時間截面， 但是這樣做會使零件產(chǎn)生很大的慣性力。 因此在設計配氣機構時選用這樣的凸輪型線， 使它保證可以有足夠的氣缸沖量的同時，同時也保證運動零件的慣性力數(shù)值在允許的范圍內。1、凸輪的設計時應該滿足以下的要求：1) 具有合適的配氣相位。它能照顧到發(fā)動機功率、扭矩、轉速、燃油消耗量、怠速和啟動等各方面的性能要求。2) 為使發(fā)動機具有良好的充氣性能，因而時間面積值應盡可能大些。3) 加速度不宜過大，并應連續(xù)變化。4) 具有恰當?shù)臍忾T落座速度，以免氣門和氣門座的過度磨損和損壞。5) 應使配氣機構在所有工作轉速范圍內都在平穩(wěn)工作，不產(chǎn)生脫離現(xiàn)象和過大的振動。6) 工作時噪聲較小。7) 應使氣門彈簧產(chǎn)生共振的傾向達到最小程度。8) 應使配氣機構各傳動零件受力和磨損較小，工作可靠，使用期長。上述這些要求往往相互矛盾，必須根據(jù)發(fā)動機的具體情況要求，抓住主要矛盾，協(xié)調各種因素，妥善解決。凸輪線性通常根據(jù)所選的線型形成規(guī)律做出， 這樣保證制造比較簡單的凸輪線形。2、凸輪的基圓設計：凸輪型線從基圓開始繪制， 從保證配氣機構有足夠剛性的條件出發(fā)選擇它的基圓半徑 R，其值在 R= （1.52.5）xhn max 范圍?；鶊A半徑： R=(1.52.5)x10=1525對與 195B 柴油機取14.5mm。105B 柴油機的配氣相位角根據(jù)手冊可以得到：進氣提前角190進氣滯后角490排氣提前角047排氣滯后角210凸輪的布置：（進排氣的夾角）9001ra4=90+1/4（47-21+49-19）=104配氣相位與凸輪的作用角： =0.5 （180 a1 a2 )式中分別為進排氣的提前開啟角、進排氣的滯后關閉角。 =0.5（180a1 a2 )= 0.5 * 1080 190 210= 1100 凸輪頂部的圓弧半徑：rr0hr max *cospo21cospo=7 *cos 620=14.5cos 6201=8.3a(r0hr maxr2 ) mmro2a2r222roa cos por12 rr2a cosa po0222= 14.514.578.32 * a * cosa / 2(r0r2a cosa)=138為了保證氣門的間隙，凸輪的背面部分的半徑r0 加工的比 rk 小一個間隙s: rn ro sos 值中包括了配氣機構的溫度間隙及彈性變形量。對于進氣s = （0.250.35）mm ，而排氣門則 s = （0.350.50 ）mm 。半徑為 r 的圓與半徑為 r1 的圓弧或者與直線（ r1= ）的接合，可以按拋物線或者按某給定半徑的圓弧連接。三、挺柱的設計1、挺柱的結構：挺柱的功能是按凸輪的運動規(guī)律推動傳動機構， 同時承受凸輪的側向壓力。特別是挺柱的底面， 由于和凸輪表面接觸的面積很小， 接觸應力很大， 表面磨損很大，甚至可能刮傷，因此挺柱側面以及底面要求耐磨。形狀是筒型，這種結構可以減輕它的質量， 從而達到減小它的往復慣性力。 它的這種結構同時也保證凸輪軸在旋轉時， 挺柱底面所受的偏心切向力使挺柱產(chǎn)生旋轉運動， 保證工作表面的磨損時很均勻的挺柱的軸線相對于凸輪的軸線的偏移量為 13，而 195B 柴油機的偏移量為 2mm。對于 195B 柴油機采用的是平面挺柱，它的特點是結構簡單，質量輕。對于高速發(fā)動機也是比較適合的。2、挺柱的材料：挺柱一般用的是低碳鋼底部堆焊合金， 或者鑄鐵底部采用冷激， 或球墨鑄鐵制造，其摩擦表面應經(jīng)過熱處理提高硬度后精磨。 挺柱的材料和底面的硬度是和凸輪軸材質及凸輪表面的硬度相匹配的。對與 295B 柴油機的是 20 鋼制造，底部堆焊合金，熱處理的硬度 HBC55。凸輪軸的材料為 45 鋼，凸輪表面淬火處后，硬度為 BRC5465。3、平面挺柱導向面與導向孔之間擠壓應力的計算：最大擠壓應力 kmax 按下式計算：k6mm a xkgf / mm2m a xdr l 2上式中： dl 挺柱導向面直徑（mm）；L在凸輪的計算位置是，挺柱插入導向孔中的長度（mm）；mma x作用在凸輪上的最大力矩k m a x6 m m a x kgf / m m2d r l 2= 6* 448 kgf / mm216* 6.52=39.36kgf2m m4、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徑D t ，依據(jù)平面挺柱的凸輪機構運動學可知，挺柱 與凸 輪的 接觸 點偏移量e 與挺柱速 度 vr 成正 比：v rewednrd因此，如挺柱端面直徑Dr35mm ， 由發(fā)動機的總體布置決定，則確定挺柱的dht最大速度（dmax時，必須保證凸輪與平面挺柱不產(chǎn)生干涉，為此滿足22dhtmax emaxDta Bd22e( Dt/ 2) 2a B / 2 2m a x( 35 / 2 ) 222 14 / 2 1 2306 .25811 2224 .251 213 14m / s5、凸輪與挺柱間接觸應力的計算：平面挺柱接觸應力r 的計算：Fr 0 5 6 5B 1 ur21ue2ErEe式中：F作用在凸輪上的力（ kgf）;凸輪廓線瞬時曲率半徑（ mm）；B凸輪與挺柱底面間的接觸線寬度（mm）；ueur 分別為凸輪材料與挺柱材料的泊松比；EeEr 分別為凸輪材料與挺柱材料的彈性模量（kgf/mm ）以上 ue 或 ur 當使用的材料為鑄鐵可取做0.27，材料為鋼材是取0.30。彈性模量經(jīng)過查表可知 :碳鋼： 2.0x104 （kgf/ mm2 ）如使 ur ue0.30 并將此值代入公式中澤可以簡化：r 0565Fkgf / m m 211BE eE r0.5924.611p * 182.0 * 10 42.0 * 10 45.67x1066、挺柱導向面直徑dr 與長度 Lr 按照下面的公式確定：d r =(0.150.20）D（ mm）=（ 0.150.20）*95=(14.2519)取 16mm式中D氣缸直徑 (mm）Lr =（ 3.03.5） dr（mm）=（3.03.5)*16=(4859)mm根據(jù) 195 的結構取 d r =58mm挺柱導向面直徑與挺柱孔間的徑向間隙一般在0.020.08mm的范圍內。7、挺柱頭部球面支座的設計：挺柱頭部加工有凹形的球面支座，它是支撐推桿球頭的。在這種球頭與球面支座的配合副中， 為了再兩者之間形成楔形油膜，球面支座半徑 r2 應比推桿的球頭半徑略大，但 r2 與 r1 也不應相差過大，否則將使接觸應力劇增，一般r2r10.2 0.3mm ，如圖：8、凸輪和挺柱的主要損壞形式及其預防：一、表面刮傷刮傷的原因：由于凸輪和挺柱讓潤滑情況惡化引起的。防止的方法： 1、改善潤滑：（1）保證在凸輪與挺柱面間經(jīng)常供給黏度、成分、溫度和數(shù)量均勻合適的潤滑油； （2）采用具有特殊添加劑的潤滑油； （3）使凸輪與挺柱的接觸面光潔度盡可能的高一些； 2、降低接觸應力：（ 1）盡量減輕配氣機構的往復運動質量； （2）增加凸輪的剛度 ;(3)采用彈性模量較小的但有較高硬度和強度的金屬作為凸輪和挺柱的材料。 3、表面磷化處理。 4、凸輪、挺柱的化學成分及其金相組織的選擇適當。 5、采用熱導性好的材料。二、表面蝕點發(fā)生的主要原因：點蝕是金屬的疲勞過程。預防的措施： 1、改善潤滑； 2、降低接觸應力； 3、降低殘余應力；4、材料的化學成分和金相組織； 4、采用熱導性好的材料 6、材料內部應盡量減少氣泡。夾渣等缺陷。 7、提高材料的抗疲勞強度和抗腐蝕能力。三、表面磨損凸輪磨損有兩種情況：（1）是一個緩慢的拋光過程，最后形成一個硬而光滑的摩擦表面。這種拋光的過程常開始于凸輪廓線零加速度的位置，而止于凸輪廓線的頂端之前，頂端不會被磨平。 （ 2）隨著時間逐漸或迅速磨損下去，直至影響發(fā)動機的性能。不正常的迅速磨損，嚴重者則在幾個小時內即可將凸輪定磨平。四、推桿的設計1、推桿的功能：把凸輪的運動從凸輪軸傳至頂置氣門處，完成發(fā)動機的配氣。2、推桿的材料：45 鋼。3、推桿的結構形式：它是一個細長桿， 在工作時容易發(fā)生縱向彎曲， 它是配氣機構中剛度薄弱的環(huán)節(jié)。在 195B 型柴油機上是采用冷拔無縫鋼管（或鋁制空心管）制造。采用冷拔無縫鋼管可減輕它的質量， 減小往復慣性力。 此外，縮短推桿的長度是減輕質量，提高縱向彎曲應力和整個配氣機構剛度的有效辦法。4、尺寸設計：根據(jù) 195B 柴油機的結構，它的長設計為 291mm ，外徑 9mm，球頭半徑 4.5mm。才可以滿足其要求。5、推桿穩(wěn)定性安全系數(shù)的確定推桿的縱向彎曲按下列計算：Prp2 Ejl 2k g f3.142 * E*1.19* 106=33022.5x105 kgf式中： P作用于推桿上的臨界力；E推桿材料的彈性模量；J推桿中央橫斷面的慣性力；J2dm2d f643.14 / 64 9 4541.19 x10 6m m2d f 推桿的外徑dm 空心推桿的孔徑L推桿的長度P xpn pP p=2.5x105 /46.25x105式中Pt作用在推桿上的最大作用力對于各種用途的發(fā)動機，np 在如下的范圍：（1）、高功率輕型發(fā)動機，np =2.53(2)、汽車拖拉機發(fā)動機。高速船用發(fā)動機，np =35（3）、固定式和船用發(fā)動機np =466、推桿球頭與挺柱球面支座，推桿球頭與搖臂調節(jié)螺釘球面支座間接觸應力的計算：接觸應力按下面的公式計算：1221r 0.3383 Pp Emrr21252110.3383 2.5x10Em4.55= 180 kgf / mm2式中p p 作用于推桿上的最大作用力（kgf）Em挺柱與推桿兩種材料的平均彈量kgf / mm2r1 推桿的球頭半徑（ mm）r2 挺柱球面支座的半徑（mm）對于各種用途發(fā)動機的許用接觸應力r如下：(1)汽車拖拉機發(fā)動機，r=150200 kgf / mm2（ 2）固定式和船用發(fā)動機，r=100120 kgf / mm2五、搖臂的設計1、搖臂的工作原理：搖臂是推桿和氣門之間的傳動件， 它是推桿傳來的力改變方向后作用于氣門尾部以推開氣門。2、搖臂的結構：搖臂的幾何尺寸決定于氣門和凸輪軸的相對位置。 為了獲得較輕的質量剛性好的結構，往往才有 T 字型的或者 I 字型的斷面。 195B 柴油機采用的就是 T 字型搖臂斷面。3、搖臂比：搖臂有長、短臂之分，長短之比成為搖臂比，其值在1.6 左右。長臂推動氣門的桿端， 短臂端螺孔中裝有氣門間隙調節(jié)螺釘和鎖緊螺母， 氣門間隙調節(jié)螺釘?shù)那蝾^與推桿上端凹球端頭 接觸 ， 195B 柴油 機的 搖臂 比：46/32=1.43。4、搖臂潤滑：搖臂依靠搖臂軸支撐在搖臂支座上， 搖臂上鉆有油孔，搖臂軸為中空型，機油由支座油道經(jīng)搖臂軸內腔潤滑到搖臂的襯套， 然后從搖臂上油道上流出， 滴落在搖臂兩端進行潤滑。5、搖臂的定位 ：搖臂軸上兩搖臂間裝有搖臂彈簧，一防止搖臂軸向竄動，從而保證各搖臂相對氣門桿的確定位置。在 195B 柴油機上，采用的是用搖臂支座將兩個搖臂分開，并且在兩邊緣處用卡簧將其鎖緊。6、搖臂的材料：所采用的材料是 QT602 搖臂在與氣門的尾部接觸時既有滾動又有滑動，所以對材料的要求是要耐磨， 為了防止磨損影響正常的配氣相位， 故該表面要求淬火熱處理的工藝。7、搖臂與氣門桿頂面間接觸應力的計算：r3 PeEm220.3382kgf / mmr2.5x105 Em20.338382420 kfg/ mm2式中Pr 氣門桿頂面上的最大作用力（kgf ）；R搖臂敲擊部分的球面半徑（mm）；搖臂與氣門頂面間的許用接觸應力：r450 kfg/ mm2 。搖臂斷面 A-A 中的總應力為：（如圖）P aP cosa1GWAFAkgf / mm21800* 51800* cosa1WA25=400 kgf / mm2式中Pr 氣門上的最大作用力；Wa 氣門側搖臂計算斷面的斷面模數(shù)；FA 氣門側搖臂斷面的面積；A1從計算斷面重心到作用力的垂直距離A2作用力的垂直線與計算斷面A-A 的夾角；斷面 B_B 中的總應力：P aP c o as1GWAkgf / mm2FA1900* 51900* cosa1WA25=420 kgf / mm2式中Pr 氣門上的最大作用力；Wa 氣門側搖臂計算斷面的斷面模數(shù)；FA 氣門側搖臂斷面的面積；A1從計算斷面重心到作用力的垂直距離A2作用力的垂直線與計算斷面A-A 的夾角；上述應力c 的許用值c如下：（1）鑄鐵：r2 .5 kgf/ mm 2（2）鍛造碳鋼：r10 kgf/ mm 2（3）鍛造合金鋼：r20 kgf/ mm 2(4) 鑄鋼：r5 kgf/ mm 2（ 5）輕合金：r2.0kgf/ mm 2對于 195B 柴油機選擇（ 4）式中的 r5 kgf / mm 2 。六、氣門組的設計一、氣門的設計：1、氣門設計的基本要求：材料方面：氣門的工作溫度是確定氣門材料的主要因素。 在氣門工作溫度范圍內材料應具有足夠的強度。韌性和表面硬度。由于排氣呢錐面磨損常為腐蝕磨損，因此在選擇材料時候必須考慮化學腐蝕（主要是硫和磷）的性能。進氣門錐面多屬磨損摩擦，因此進氣門側重耐磨。機構方面要求結構簡單、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。在保證足夠的強度、剛度和耐磨性的前提下的重量選擇。 盡可能的降低熱負荷，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 75%左右的熱量經(jīng)氣門座導出， 25%的熱量經(jīng)氣門導管導出，因此，氣門的設計應與氣缸蓋的設計密切配合，氣門座周圍必須加強冷劑，并使溫度盡量均勻。此外，如結構允許，盡量增加導管的長度，適當減小氣門桿與導管的間隙，以減低氣門的溫度。 氣門室配氣機構從凸輪開始的整個運動鏈中的末端零件 。它的運動受到凸輪廓線、挺柱、搖臂、氣門彈簧等零件特性的制約，因此氣門的設計還必須從整個配氣結構來考慮分析， 要避免氣門在落座時承受過大的沖擊和振動， 因為在這些機械負荷也是造成氣門及氣門座磨損的原因之一。2、氣門的工作條件分析：氣門室發(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)常高溫燃氣的沖刷，因而易于產(chǎn)生漏氣。腐蝕與燒損等現(xiàn)象，工作條件也更為嚴酷。氣門工作時承受落座沖擊負荷及燃氣壓力給以的靜負荷， 這種靜負荷一般在4 kgf / mm 2 左右，而沖擊負荷一般為 11.6kgf / mm 2 左右；氣門的工作溫度：進氣門約為200450 度，而排氣門則可達 650850 度，甚至更高，下面是195 B 柴油機的排氣門的溫度場。3、氣門材料的選擇：氣門材料的選擇必須考利到它的工作溫度、 腐蝕、沖擊載荷以及氣門桿部與端面的耐磨等因素。 而且進、排氣門的對材料的要求也是不同。 因為進氣門的溫度要低一些，排氣門的溫度要高些。就 195B 發(fā)動機的選材：進氣門的材料用 40Cr；排氣門的材料用 40Cr9Si2。氣門選擇材料的方法：（ 1）馬氏體鋼 一般氣門中采用鐵素體合金鋼，氣碳含量在 0.350.80%之間，經(jīng)淬火后可得到馬氏體組織以上耐磨的要求，這種材料的機械性能加工性好，滑動性好，在工作溫度超過6500 c 的排氣門上廣泛應用，如 4crsi2.、 4Cr10Si2Mn 等。但在強化程度較高的發(fā)動機上，由于熱負荷和機械負荷高，因而對氣門錐面的耐磨、耐腐蝕性能提出更高的要求，這時，可采用堆焊氣門， 這是一種頭部采用奧氏體鋼， 桿部采用馬氏體鋼的氣門。 可用摩擦焊或閃光焊來堆焊。 堆焊氣門設計的關鍵是正確地焊接部位。 應從以下兩個方面來考慮： 1）界面處應在氣門頭部應力區(qū)之外并離頸部頂圓弧中點附近的熱點較遠； 2）耐熱性較差的桿部材料不要受到高溫燃氣的侵蝕；焊接的部位以選在氣門全開時界面與導管下端相齊或略高為宜。（2）奧氏體鋼 這類鋼在常溫和工作溫度下基本上全是奧氏體組織， 不能淬硬。它的高溫強度好，耐腐蝕性好、奧氏體鋼用做高功率柴油機的排氣門，其最高工作溫度允許達870 0 c 。國產(chǎn)奧氏體鋼4Cr14NiW2Mo 廣泛用作機車和大型載重汽車的柴油機排氣門。國產(chǎn)常用氣門鋼的化學成分以及機械性能見下表：除表列的氣門鋼之外，我國還試制了新的氣門鋼種，如 TF3,奧氏體鋼，這種鋼在機械性能和耐磨性能方面超過了 4Cr10Si2Mn 從而逐步形成了國產(chǎn)排氣門鋼系列。當氣門錐面僅耐磨蝕及耐磨性不能滿足需要時可采用堆焊。 堆焊錢先把氣門錐面加工出半圓形環(huán)槽，槽的深度由實驗選定，注意不要過分削弱氣門本體強度，然后再堆焊金屬焊上。焊接方法有手工焊、等離子焊高頻冷凝焊等。為了使奧氏體鋼氣門桿端面耐磨也可采用堆焊或焊上一小段馬氏體鋼。用作柴油機排氣門和增壓柴油機進氣門堆焊的材料，目前多數(shù)是鉆基硬質合金，其材料成分：4、氣門頭的設計：（1）氣門頭部的形狀：氣門頭部的形狀除了影響氣體的流通特性之外，還會影響到氣門的剛度、重量、導熱性能以及制造成本等，同時也關系到氣門的使用期限。因此根據(jù)不同發(fā)動機的不同情況進行具體的分析，然后確定合理的方法。根據(jù) 195B 柴油發(fā)動機的結構采用平底型氣門。 因為這種氣門的結構簡單、 工藝性好、 受熱面小，具有一定的剛度， 基本上式滿足進排去的要求。 這種型號在各類柴油機得到了廣泛的運用。下圖是平底型氣門的示意圖：（ 2）氣門頭部的直徑：增大進、排氣流通截面是減少進、排氣阻力，提高進氣量的途徑，同時氣門頭部直徑的選擇還要考慮到燃燒室的形狀，氣缸蓋進、排氣門的布置， 氣道之間冷卻水套的設計以及氣門受熱和冷卻的均勻性等因素。綜上的條件 195B 柴油發(fā)動機的進、排氣門的直徑 42 和 36mm。（ 3）氣門錐面斜角：在氣門開啟初期及接近關閉時，氣門錐面斜角的大小對于氣體的流通斷面有較大的影響。這時的流通斷面大致與斜角 的余弦成正比。此外，氣門與氣門座之間的單位壓力隨斜角的增加而增大， 而氣門與氣門座之間的相對滑移則隨斜角的減小人減小，因此氣門 的確定必須根據(jù)發(fā)動機的綜合情況而定，對于 195柴油發(fā)動機的氣門斜角都是度。（）氣門頭部厚度及錐面寬度：氣門頭部厚度的設計， 主要是從氣門的剛度來考慮， 氣門在燃燒壓力的作用下會引起變形， 變形過大會使氣門的密封性下降， 錐面磨損加劇。 由于頭部厚度對氣