摘 要氣門配氣機構是四沖程柴油機所特有的機構，它是按照發動機的點火次序和各缸工作循環的要求，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；氣流阻力要小；結構簡單拆裝方便。型柴油機采用型柴油機采用下置式傳動形式，由凸輪、挺柱、推桿、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.配氣機構控制發動機進排氣過程,直接影響著發動機的性能，是衡量發動機可靠性的指標之一.目 錄概述1、配氣機構的功用 62、配氣機構的設計要63配氣機構計算參數的確定 7一、凸輪軸的設計：1、凸輪軸的設計要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102、凸輪基圓設計 11① 基圓半徑的確13② 凸輪位置的確13③ 配氣相位與凸輪的作用14④ 凸輪頂部的圓弧半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164平面挺柱的最大速度 165凸輪與挺柱間接觸應力的計算 176、挺柱導向面直徑dr

與長度L

按照下面的公式確定 18r7、挺柱頭部球面支座的設19r8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 5推桿穩定性安全系數的確定 6、推桿球頭與挺柱球面支座，推桿球頭與搖臂調節螺釘球面支座間接觸應力的計算 五、搖臂的設計…………1搖臂的工作原………………..…………….…. 22…………………2搖臂的結構 22………………3搖臂比 22…4搖臂潤………….....................................……..….. 22…………5、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23六、氣門組的設計…………1氣門的設……………..................... 25…………1）氣門設計的基本要25氣門的工作條件分25氣門材料的選26氣門頭的設27氣門桿的設29…2、氣門旋轉機構的設……………..... 30…………3、氣門座圈的設……….................. 30……4、氣門導管的設………………….................. 32……………5、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………………........ 34………2、氣門彈簧的作………………...... 35………3、氣門彈簧的工作條件 35…4氣門彈簧的結構 35……5、氣門彈簧的選35…6、氣門彈簧特性曲線與氣門慣性力曲線的配367氣門彈簧的有關計算 37彈簧的最大彈37彈簧最小的彈38彈簧的剛38彈簧變38內、外彈簧之間的負荷分39內外彈簧的剛39彈簧的尺408、提高氣門彈簧疲勞強度的措42參考文獻.43參考文獻……………..........致謝 43概 述1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：① ② 振動、噪聲較小，并且工作可靠和耐磨。③ 結構簡單、緊湊。④ 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確定：從確定氣門座處的通過截面 Fxn 以及確定喉口流通截

frop 開始。氣I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。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。進氣門數值應大于下列規定的范圍：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hF kh kd rocossiacosa

式中a—氣門頭斜面角（現代發動機上，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： hk所以:

fkn

=Fkn hkn*cosasinacos2a=10π（35*COS45+10*Sin45*Cos45)=865mm對drop 進行校核：∵Frop=（1.1~1.2）Fxn=(1.1~1.2)x865=(951.5~1038)取1000mm喉口的直徑為：drop = 4Frop/3.14 x10=36mm∴喉口的直徑經過檢驗取值正確。一、凸輪軸的設計1、凸輪軸設計的要求：一定規律運轉。它的軸頸數目，軸頸的直徑、和凸輪軸的最小直徑尺寸。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：195B3、凸輪軸支承軸頸的數目：由于該柴油機是單缸四沖程發動機，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足夠了，所以將該軸頸數目為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：mRo是凸輪的基圓半徑，由表可知：Ro=14.5Db=2Ro—（2~4） =2x14.5—（2~4）=（25~27）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0.02~0.03mm，范圍內，軸向間隙為0.01~0.25mm。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：支承軸頸的磨損。凸輪表面的磨損、刮傷和點蝕。10、凸輪軸的計算：根據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=75g Mr=0/Mmr=0和凸輪的尺寸Htmax=7mm 搖臂的尺寸：Lr=46 L=32 凸輪軸的角速度ω=115rad/sP=239d=36mm。從排氣門作用到凸輪上的最大的力為：Prmax=[

+π d

/4（Pr—p"）]Ln/Lr+Mrw2（r1—r2）Pnpmin n r x=[239+3.14*0.33/4x（0.445—0.1）x106x46/32+374x1152x（138—14.5）x106=2539牛頓注：式中的da

=36mm為排氣門的直徑d =42mm為進氣門的直徑baP 0.445兆帕，是由指示功圖而確定rp'≈

=0.1兆帕r 0Mr=（mk+

/3）x（lr/

)2+99=374gn np n rm''=m l2/3l2=120x462/3x322=81gn k kn r凸輪軸的彎曲量：Y=0.8

Pt

a2b2

2417*262*692El(d44)p =0.0003mm

2.2*105*95*(324104)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結構總體布置來取：02r22*14.5232mm軸的外徑0 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p軸具有足夠的剛度。擠壓應力： 0.418 P Ercm rmax n1=0.418 0.002417*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1、凸輪的設計時應該滿足以下的要求：量、怠速和啟動等各方面的性能要求。為使發動機具有良好的充氣性能，因而時間面積值應盡可能大些。加速度不宜過大，并應連續變化。具有恰當的氣門落座速度，以免氣門和氣門座的過度磨損和損壞。應使配氣機構在所有工作轉速范圍內都在平穩工作，不產生脫離現象和過大的振動。工作時噪聲較小。應使氣門彈簧產生共振的傾向達到最小程度。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，必須根據發動機的具體情況要求，抓住主要矛盾，協調各種因素，妥善解決。凸輪線性通常根據所選的線型形成規律做出，這樣保證制造比較簡單的凸輪線形。2、凸輪的基圓設計：n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選它的基圓半徑R，其值在R=（1.5~2.5）x n① 基圓半徑：R=(1.5~2.5)x10=15~25 對與195B柴油機取14.5mm。105B柴油機的配氣相位角根據手冊可以得到：進氣提前角

19 0進氣滯后角排氣提前角排氣滯后角

49 047 021 0② （進排氣的夾角）9001ra4=90+1/4（47-21+49-19）=104③ 配氣相位與凸輪的作用角：1Φ=0.5（1801

a)2式中分別為進排氣的提前開啟角、進排氣的滯后關閉角。1Φ=0.5（1801

a) =0.5*1080190210=1100④ 凸輪頂部的圓弧半徑：cosr r2 =0

hr

* 1cospo7* cos620=14.5— 1cos620=8.3a(r0

hr

r)mm2r2a2r22racosr 1

0

2 oracosa2

po=14.5214.5278.322*a*cosa /2(r=0

racosa)2=1380為了保證氣門的間隙，凸輪的背面部分的半徑r0

k加工的比rk

小一個間隙s:rn

rso o

s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=（0.25~0.35）mm，而排氣門則s=（0.35~0.50）mm。半徑為r的r1的圓弧或者與直線（r1=∽）定半徑的圓弧連接。三、挺柱的設計1、挺柱的結構：1~3195B柴油2mm。195B高速發動機也是比較適合的。2、挺柱的材料：295B20部堆焊合金，熱處理的硬度≧HBC5545BRC54~65。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k

按下式計算：max k maxkgf/max dl2rdl——挺柱導向面直徑（mm；——在凸輪的計算位置是，挺柱插入導向孔中的長度（mm；mm a ——作用在凸輪上的最大力矩m6mk m axkgf /mm2m ax d l2 6*448=16*6.52

kgf/mm24、平面挺柱的最大速度：

=39.36

kgfmm2平面挺柱最大速度受限于推柱端面直徑D ，依據平面挺柱的凸輪機tr構運動學可知，挺柱與凸輪的接觸點偏移量e 與挺柱速度v 成正比：rv ewre d nrd 因此，如挺柱端面直徑Dr

35mm，由發動機的總體布置決定，則確定挺柱的dht最大速度（

max時，必須保證凸輪與平面挺柱不產生干涉，為此滿足d

D B2ht

t a max

2 2e (D /2)2aB/22max t (35/2)2 214 /2 306.25 81 ~ 2 224.25 ~ 2

~ 2 ~14/s5、凸輪與挺柱間接觸應力的計算：平面挺柱接觸應力 的計算：r 0565 FBr 1u2 1u2B E r E e r e 式中： F—作用在凸輪上的力（kgf）;Ρ—凸輪廓線瞬時曲率半徑（mm；—凸輪與挺柱底面間的接觸線寬度（u u—分別為凸輪材料與挺柱材料的泊松比；e rE E—分別為凸輪材料與挺柱材料的彈性模量（kgf/mm）e r以上ue或ur0.270.30。彈性模量經過查表可知:碳鋼：2.0x104（kgf/m如使u u 0.30并將此值代入公式中澤可以簡化： r r

F 1 1

kgf /mm2B E Er e0.592 4.6 1 1 p*18 2.0*104 2.0*104 5.67x1066、挺柱導向面直徑d與長度L按照下面的公式確定：r rd=(0.15~0.20）D （mm）r=（0.15~0.20）*95=(14.25~19) 取16mm式中 D—氣缸直徑(mm）L=（3.0~3.5）dr =（3.0~3.5)*16=(48~59)mm

（mm）195的結構取dr

=58mm0.02~0.08mm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r也不應相差過大，否則將使接觸應力劇增，一般1rr2

0.2~0.3mm，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。1（1（2）（3）使凸輪與挺柱的接觸面光潔度盡可能的高一些；2（1）盡量減（2）增加凸輪的剛度;(3采用彈性模量較小的但有34、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；34、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（1）（2）則在幾個小時內即可將凸輪定磨平。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，完成發動機的配氣。2、推桿的材料： 45鋼。3、推桿的結構形式：環節。在195B型柴油機上是采用冷拔無縫鋼管（或鋁制空心管）4、尺寸設計：根據195B柴油機的結構，它的長設計為291mm ，外徑9mm，球頭徑4.5mm。才可以滿足其要求。5、推桿穩定性安全系數的確定推桿的縱向彎曲按下列計算：P 2Ejkgfrp l23.142*E*1.19*106= 2.5x105kgf式中：P—作用于推桿上的臨界力；E—推桿材料的彈性模量；JJ d 64 f

d2m 3.14/6494 1.19

mm2d —推桿的外徑fd —空心推桿的孔徑m

Pn p Pp=2.5x105/46.25x105式中 t

—作用在推桿上的最大作用力對于各種用途的發動機，np

在如下的范圍：（1np

=2.5~3(2)np

=3~5、固定式和船用發動機np

=4~66、推桿球頭與挺柱球面支座，推桿球頭與搖臂調節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：1 12 PE2rr r p m1 2 1 12mEm =180kgf/ 式中 pp

—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/mm2r—推桿的球頭半徑（mm）1r—挺柱球面支座的半徑（mm）2對于各種用途發動機的許用接觸應力如下：r 汽車拖拉機發動機， =150~200kgf/mm2r（2）/mm2r五、搖臂的設計1、搖臂的工作原理：尾部以推開氣門。2、搖臂的結構：TI字型的斷面。195B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。隙調節螺釘的球頭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：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195B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QT60—2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：

PE2 3 e mr r2

kgf/420

2.5x105E2m82kfg/式中 Pr

—氣門桿頂面上的最大作用力（kg；R—搖臂敲擊部分的球面半徑mm； r搖臂與氣門頂面間的許用接觸應力：r

kfg/mm2。搖臂斷面A-A中的總應力為：（如圖） P

Pcos

kgf/mm G W FA A1800*5 1800*cosa 1W 25A =400

kgf/式中 Pr

—氣門上的最大作用力；W —氣門側搖臂計算斷面的斷面模數；aF—氣門側搖臂斷面的面積；AA1—從計算斷面重心到作用力的垂直距離A2A-A斷面B_B中的總應力： Pa

Pco

kgf/mm G W FA A1900*5 1900*cosaW 1W25A =420

kgf/式中 Pr

—氣門上的最大作用力；W —氣門側搖臂計算斷面的斷面模數；aF—氣門側搖臂斷面的面積；AA1—從計算斷面重心到作用力的垂直距離A2A-A上述應力c

的許用值

如下：c（1）

2.5kgf /mm2r

10kgf /mm2

20kgf /mm 2r(4)r

5kgf /mm2（5）輕合金：

2.0kgf /mm2r195B柴油機選擇式中的r

5kgf /mm2。六、氣門組的設計一、氣門的設計：1、氣門設計的基本要求：① 材料方面：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。② 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。③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75%的熱量經氣門導管導與導管的間隙，以減低氣門的溫度。④ 氣門室配氣機構從凸輪開始的整個運動鏈中的末端零件2、氣門的工作條件分析：氣門室發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，由于經常高溫燃氣的沖刷，因而易于產生漏氣。腐蝕與燒損等現象，工作條件也更為嚴酷。氣門工作時承受落座沖擊負荷及燃4kgf/

2左右，而沖擊負荷一般11.6kgf/

2左右；氣門的工作溫度：進氣門約為200~450度，而排氣650~850195B柴油機的排氣門的溫度場。3、氣門材料的選擇：195B40Cr40Cr9Si2。（1）氣碳含量在0.35~0.80%之間，經淬火后可得到馬氏體組織以上耐磨的要求，這6500c的排氣門上廣泛4crsi2.、4Cr10Si2Mn等。但在強化程度較高的發動機上，由于熱負荷（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8700c4Cr14NiW2Mo型載重汽車的柴油機排氣門。國產常用氣門鋼的化學成分以及機械性能見下表：TF—3,4Cr10Si2Mn從而逐步形成了國產排氣門鋼系列。把氣門錐面加工出半圓形環槽，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195B柴氣門頭部的直徑：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4236mm。氣門錐面斜角：的大小對于氣體的流的確定必須根據發動機的綜合情況而定，對195Ｂ柴油發動機的氣門斜角都是４５度。（４）氣門頭部厚度及錐面寬度：圓弧半徑來得到彌補。厚度Ｔ與氣門頭部的外徑有一定的比例，一般Ｔ＝（０．１０～０．１２）Ｄ（Ｄ是氣門頭部的直徑）１９５Ｂ柴油機的頭部厚度４）——進氣門；（０．１０～０．１２）＊３６＝（３．６～４．３２）ｍｍ——排氣門；氣門錐面的寬度ｂ與厚度Ｔ有關，一般ｂ＝（０．9～１．1.05）Ｔ。當＝４５度時，ｂ＝（０．９～１．５）Ｔ對于１９５ Ｂ柴油機的氣門錐面寬度mm ——進氣門（上式中T取4.5）b（0.9~1.05）*4=(3.6~4.2)mm——排氣門（T4.0。注意提醒的是并不是所有的b都參與了密封真正起到密封的是一條位于寬度b中間附近的密封帶密封帶的寬度b小得多氣門的大部分熱量是通過這條密封帶傳出去的，密封帶較寬則傳熱的效果就較好，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，接觸壓力較大會加速氣門的磨損因此需綜合這兩個方面的因素來選取氣門密封帶的寬度，其寬度一般取 1.5~3.0,195B柴油機的密封帶寬度，經過查表是2.3mm。5、氣門桿的設計：氣門桿的結構：氣門桿通常是做成實心的，但是為了減輕質量，對于高速發動機，它195B桿。氣門桿頸：氣門桿頸的選擇決定也排氣所需的耐久性增加桿頸有利于氣門的熱量逸散桿頸的選擇還決定于它在導管中運動時側向力的大小氣門通過凸輪挺柱和搖臂來驅動時桿部受到的側向力就比較小氣門桿頸加大會引起質量的增加，工作時的慣性力增加，落座時沖擊負荷增加的一系列問題。根據經驗公式，氣門桿頸可取頭部外徑的（16~25）%。考慮到加工和維修的方便，一般進排氣門桿頸取相等195B柴油機的氣門桿直頸（16~2% *42（6.72~10.5mmL:L=（2.5~3.5）D，D部直徑。195BL=（2.5~3.5）*42=（105~147）mm氣門桿表面的熱處理工藝：要經過淬火處理，要求的硬度不小于HRC50。才能滿足其工作條件。氣門桿與彈簧的鎖緊：為了防止氣門彈簧和氣門鎖夾斷裂時氣門落入氣缸而引起嚴重的事1~2mm195B合圖:1—氣門 2—鎖夾 3—彈簧座 4—氣門彈簧二、氣門旋轉機構的設計：氣門旋轉機構的作用：座及導管的導熱性。氣門旋轉機構的形式：有兩種結構形式：一、松開式旋轉機構，二、強制式旋轉機構。195B型柴油機采用的是下置強制式旋轉機構。如圖:它在工作時氣門的旋轉時通過蓋盤、氣門彈簧、彈簧上座和鎖夾來查、傳遞的。注意事項：旋轉機構的轉速除了取決于結構因素外，還受到蝶形彈簧特性的影響，一般的講，蝶形彈簧剛度增大則轉速下降，反之，轉速增加。195B型柴6~8deg，或者在發動機標定轉速時，旋轉機構的轉速在20~25rpm時間不要旋轉，否則會加劇氣門錐面的磨損。三、氣門座圈的設計：200~300—2195BQT62—2。:以一般材料鑄造的汽缸蓋，當氣門座不能滿足耐沖氣門座圈的結構：氣門座圈是一個金屬環狀，它是通過壓入氣缸蓋的，從而使排氣門溫度增高，實驗表明，排氣門裝有座圈時，氣門溫度可能增高40~65195B的。序號 氣門座圈外徑（mm） 過盈量（mm）125~600.05~0.10250~750.075~0.125375~100（6）hV的設計：0.10~0.15H=（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是氣門座圈的內徑；氣門斜角：0氣門座圈的斜角常設計得比氣門斜角大（0.5~1）c，這樣就可使氣門和氣門座的外邊緣在理論上形成先接觸提高它們的密封壓力，并使壓力更均勻地分布。195B柴油機的斜角也是按照此公式計算的。但是值得注意的，千萬不能是出，從而加速錐面的燒損和侵蝕。四、氣門導管的設計：195B柴油機就是用的這種材料。入燃燒室中，因此，要求導管在潤滑條件較差的情況下能耐磨。6大，以致有礙于氣體的排出。如圖：導管外徑與氣缸蓋導管孔德間隙選擇：一般選擇其過盈量為導管的0.003~0.005倍。0.005~0.010.008~0.012195B柴油機的間隙：10*（0.005~0.01）=（0.05~0.1）mm。氣門表面的強化處理：1、滾壓 2、滲鋁 3、鍍鉻 4、化 5、表面淬火。五、氣門的主要損壞形式和預防措施（一）排氣門的燒損一、排氣門的燒損的原因：① 材料的高溫耐蝕性不夠② 壞，造成錐面局部溫度升高，促使氣門材料燒損。③ 頭部變形，因而造成氣門漏氣。二、預防的措施：① 響。② 在氣門錐面堆焊基合金。③ 的熱積蓄。④ 降低氣門的工作溫度。⑤ 采用氣門選裝機構。（二）氣門斷裂(一)氣門斷裂的主要原因：① 頸部的鍛造裂紋沒有消除② 部產生彎曲應力。③ 大，或發動機的溫度過高④ 氣門材料熱處理不當，致使材料強度過低。⑤ 氣門在導管內卡住，活塞與氣門相碰撞⑥ 鎖夾槽處過渡處圓角太小，甚至留有切削裂紋（二）預防措施由于氣門的斷裂是設計和加工工藝兩個方面的原因，因此需針對損壞原因加以解決。設計的合理性應通過必要的措施與計算，對氣門的運動規律及受力進行分析來考核。工藝方面主要是應嚴格控制熱加工、熱處理的規范以及機械加工的精度。（三）氣門頭部裂紋和碎落（一）主要原因：出來。高溫疲勞，由于氣門座圈變形，當氣門落座之后在氣缸壓力作用下使氣擴大即可整塊金屬從氣門頭部碎落下來。（二）預防措施①避免鍛造裂紋。馬氏體鋼，高碳馬氏體鋼，奧氏體鋼它們的鍛造溫度區域和鍛造性能各不相同，導熱性也有很大差別，因此必須認真實驗，嚴格掌握，特別是用電鍍加熱尤其注意。② 選用高溫強度特別是蠕變強度的材料③ 提高裝配時氣門錐面與氣門座的位置精度④ 采用合理的圖輪廓線等設計方法，防止氣門落座時過大的沖擊和反跳。七、氣門彈簧的設計1、氣門彈簧的設計要求：（1）要使氣門在氣門座上嚴密的配合和在挺柱沿著基圓r0

運動的整挺柱和凸輪要保證不變的運動學關系。要保證氣門嚴密配合：對于排氣門P F (p"p)npmin rop r a式中 P —在氣門關閉時最小的彈簧力（；npminF m（kpa）

ropP"Pa—排氣管的壓力和在進氣時氣缸內的壓力，r柴油機的壓差為0.02~0.03兆帕。在氣門機構零件之間運動學的關系保證在：P KPnp jn式中 K—儲備系數（對柴油機機械離心式調速器時，K=1.28~1.52,對化油器式發動機取K=1.33~1.66；Pjn2p—在挺柱負加速運動時，換算到氣門一邊的機構慣性力，N。2、氣門彈簧的作用：氣門關閉時，確保氣門和氣門座的閉合密封。氣門開啟時，使氣門準確的隨凸輪運動。3、氣門彈簧的工作條件：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。4、氣門彈簧的結構：氣門彈簧通常采用圓柱螺旋壓縮彈簧。目前在大多數柴油機上都是d2.5~5.55mmD2

/d

為彈簧的中徑）2上圖為195柴油機的氣門彈簧工作圖5、氣門彈簧的選材：氣門彈簧材料一般為碳素彈簧鋼絲III組65mn彈簧鋼195B柴油機的氣門彈簧用的就是冷拉鋼絲。因為冷拉鋼絲有較高的抗拉強度（鋼絲的直徑越小，強度就越高，成本低廉，但是抗應力—溫度松弛能力較差，使用與中等負荷的3mm左右的鋼絲，它們的彈性極限大致相同，小于此直徑的，冷拉鋼絲最高工作溫度（最高工作溫度（oc）65Mn彈簧鋼絲120油淬火—回火碳素彈簧鋼絲15050CrVA彈簧鋼絲2106、氣門彈簧特性曲線與氣門慣性力曲線的配合：在設計時首先作出氣門升程曲線和發動機最高轉速時的加速度曲（實際慣性力應與加速度方向相反、由氣門運動規律測試表明，實際的氣門慣p2線上的c`C2。1

p后，在氣門升程曲線右方作出彈簧曲線方程，并在方程曲1C3、C0等點引水平線盒垂直線，將水平線上截得的彈簧長度量到對應P2

、P作出適當1的調整，以來滿足要求。7、氣門彈簧的有關計算：已知：凸輪軸的轉速

0.5np

1100/分，和凸輪軸的角速度115rad/shx xn

mm

rop

32.5mm，圓弧凸輪線的尺寸： r0

r1l

r246mm

hTmax

7mm,ar0

h rrmax 2

13.2mm， 搖臂的尺寸：xn

，l 32mm, 挺柱的升r程、速度和加速度曲線圖。彈簧的材料采用彈簧鋼， =35兆帕1 1500kpa。n（1）彈簧的最大彈力：Pnpmax

km alxn

w2/lr195*1.4*12.18*46*2932*103/32448式中 K=1.4——彈簧儲備系數；1 lM mkn kn

m3

(mr

m )( r )2m'mr lnm n=130+175403=195——換氣到氣門一邊的氣門機構總重量m =130g —— 氣門的質量，rmm =m

m =55+20=75g （外彈簧及內np np.n

np.n彈簧，按結構要求取: m'n

ml2n

2)rn=120*120*52.62/(3*52.62)=120g——搖臂質量。彈簧最小的彈力：P KM

(rr)l2/lnpmin

rn 0 2 rn r r=195*1.4*2932*106/33.5=239N彈簧的剛度：C=M

K2Rn R=195*1.4*2932*106/33.5彈簧變形：

=21.6kn/m1）預壓縮變形量：f (rmin

r)l /l2 Rn r=（15-8.5）*52.6/33.52）總變形量：

=10.2mmf f hmax min Rnmax=10.2+8.92=19.12mm內、外彈簧之間的負荷分配：內彈簧：P 0.35P =0.35*448=156.8Nnp.nmax np.nmax

Pnp.n

0.35Pnpmin

0.35*23983.65NPnp.nmax

Pnp

Pnp.n

448156.8291.2NPnp.nmin

Pnp

Pnp.n

23983.65155.35N內外彈簧的剛度：cnp.n

P /npmax

=291*103/19.12*103=14.06KN/mmaxcnp.n

Pnp.n

/fmax

156.8*103/19.12*1037.58KN/mcc 14.067.5821.64KN/mnp.n根據以求得的值：P P Pnpmax np.nmax np.nmaxP P Pnpmin npnmin np.nmin彈簧的尺寸：A、彈簧鋼絲直徑: 4mm np.n np.n、彈簧的平均直徑： 28 Dnp.n

19mmC、彈簧的工作圈數：G4i

fmax

8.3*0.364*1.912

5.6p.n

8Pnp.n

D3np.n

8*269*106*2.83G4i

.fmax

8.3*0.244*1.912

6.6pn 8Pnp.nmax

D3np.n

8*145*106*1.93式中 G=8.3——鋼絲剪切彈性模D、彈簧總圈數:i inn

25.627.6i inn

26.628.6F、氣門全開時彈簧的長度:L i

i

=7.6*3.6+5.6*0.3=29.1mmnmin

p.n

minL i

i

=8.6*2.4+6.6*0.3=22.6mmnmin

p.n

minLmin

Ln

29.1mmG、氣門關閉時彈簧的長度：L L0 min

hkn

29.18.9238.02mmH、自由彈簧的長度：L

Ln

fmax

29.119.1248.22mmL L f =22.6+19.12=41.72

nmin

max、 彈簧的最大和最小應力：1）內彈簧 k

8 DPnp.nmaxnp.n

=1.17

8*145*19*109

595兆帕max

B 3np.n8

3.14*2.43*1098*77.4*19*109max

k`B

Pnp.nmax3np.n

np.n

=1.17

3.14*2.43