变幅机构计算

变幅机构零件的设计计算及校核

3.1变幅机构零件的设计计算

3.1.1电动机的选择

1选择电动机类型和结构型式

电动机类型和结构型式可以根据电源的种类、工作条件（温度、环境、空间尺寸）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。

因为塔式起重机回转实验台的变幅机构需要小车快速的频繁的启动、停止，启动时间在0～0.1s之间，所以选择交流伺服电动机。

2确定电动机容量

电动机容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响，当容量小于工作要求的时候，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量大而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能量充分利用，经常处于不满载运行，其效率和功率因数都降低，增加电能消耗造成很大浪费。电动机容量主要根据电动机运行的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。对于长期连续运转，载荷不变或变化很小，常温下工作的机械，只要所选电动机的额定功率Pm等于或大于所需电动机功率P0，即Pm>=P0，电动机在工作时就不会过热，而不必校验发热和起动力矩。

伺服电动机也称为执行电动机，在控制系统中用作执行元件，将电信号转换为轴上的转角或转速，以带动控制对象。伺服电动机有交流和直流两种，它们的最大特点是可控。在有控制信号输入是，伺服电动机就转动；没有控制信号输入时，则停止转动；所受控制电压的大小和相位（或极性）就可以改变伺服电动机的转速和转向。因此，它与普通电动机相比具有如下特点：调速范围广，伺服电动机的转速随着控制电压改变，能在宽广的范围内连续调速。

(1) 工作机所需功率Pw

工作机所需功率Pw（W）应由机器的工作阻力和运动参数确定。此设计中，由于本实验台要求快速的频繁的启动、停止、运动，所以瞬时加速度在0～20m/s，由设计任务书中给定的工作参数按式(3-1)计算：

Pw=FwVw/ηw(3-1) 式中Fw是工作机的阻力（N）；Vw是工作机的额定速度（m/s）；ηw是工作机的效率。对于带式运输机，一般取0.94～0.96。

Fw=am+CVw+μmg

(3-2)

=20×5+0.2×0.5+0.2×5×10

=110.1N

式中(3-2)a为小车瞬时加速度，C为粘性系数（C=0.2N/(m/s)）,μ为摩擦系数（μ=0.2）。

Pw=FwVw/ηw=（110.1×0.5）/0.96=57.34W

(2) 计算电动机所需功率P0

P0=Pw/η(3-3)

η=η联轴器·η同步带·η轴承(3-4)

由《机械设计课程设计》第二篇第十一章查得η

联轴器=0.99，η

轴承

=0.98，η

同步带

=0.98。

η=0.99×0.98×0.98=0.95

P0=Pw/η=57.34/0.95=60.36W

选取电动机的额定功率Pm，查《电机手册》取Pm=100W，额定转速为2000r/min。

3.1.2传动装置的设计及计算

1选择传动方案

小车变幅机构采用同步带传动，其综合了带传动和链传动的优点，表现在a）无滑动，能保证固定的传动比；b）预紧力较小，轴和轴承上所受的载荷小；c)带的厚度小，单位长度的质量小，故允许的线速度较高；d)带的柔性好，故所用的带轮的直径可以较小。其主要的缺点是安装时中心距的要求比较严格，且价格较高。与链传动和齿轮传动相比，噪声小，不需润滑，传动比固定，线速度范围大，传递功率大，耐冲击，维修方便，经济。

2同步带的设计计算

(1) 初定带型

初步认定选用梯形齿周节制同步带。

(2) 设计功率P d

P d=K A·P (3-5) K A -工况系数，由《机械设计手册》第3卷，表13-1-67查得K A =1.2

P-传动功率P=100W

P d=K A·P=1.2×100=120W

(3) 选择带的型号

根据带轮的中心距要大于1500mm，知道带长大于3000mm，所以选用H

型号节距p d=12.700mm，基准带宽76.2mm。

(4) 带轮齿数Z

因为本实验台传动比为1:1，由《机械设计手册》第3卷，表13-1-68查得Z min=20,取Z1=20。

(5) 计算带轮的直径

d 1=p d Z 1/π=12.7×20/3.14=80.89mm (3-6)

(6) 带速V

V=0.5m/s

(7) 传动比

i=1:1

(8) 初定中心距a 0

由《机械设计手册》第3卷，表13-1-52查得型号为H 的同步带节线长为3556±1.22mm 。初定中心距a 0=1651。

基准额定功率

P 0=(T a -mv 2)v/1000 (3-7)

由《机械设计手册》第3卷，表13-1-75查得T a =2100.85N ，m=0.448kg/m ，v=0.5m/s,代入公式(3-7)得

P 0=1.05kW

(9)带宽b s

因为选择周节制同步带，所以

b s ≥b

s0 (3-8) b s0--选定型号的基准带宽，mm ，由《机械设计手册》第3卷表13-1-75查得为76.2mm

K z —小带轮啮合齿数系数，取K z =1.00

b s ≥b

s0

76.211.37mm ?= 查《机械设计手册》第3卷表13-1-51，取b s =19.1mm

作用在轴上的力F r 为

N v P F d r 240105

.012.01033=?=?=

(3-9) (10)带轮的设计

查《机械设计手册》第3卷表13-1-58得

节距0.003d P ± P d =12.700

齿半角0.12A ±? A=20

齿高0.050r h + 2.59r h = 齿顶厚0.500g b + 4.24

g b =

齿顶圆角半径10.03r ± 1 1.47

r = 齿根圆角半径20.03r ± 2 1.42

r = 两倍节根距2 1.372δ=

确定带轮直径：

查《机械设计手册》第3卷表13-1-60得

节径80.85d mm =

外径079.48d mm =

带轮宽度：

由《机械设计手册》第3卷表13-1-62得

20.3f b mm =

带轮挡圈尺寸：

最小高度 2.0K mm =

厚度 2.0t mm =

挡圈弯曲处直径w d ：

mm d d w 25.086.79)25.038.0(0±=±+= (3-10) 挡圈外径f d ：

mm K d d w f 25.086.832±=+= (3-11) 挡圈内径mm d l 79.31≈

mm d L 38)2~5.1(≈= (3-12)

3.1.3轴的受力分析及设计计算

1、主动轴的受力分析及设计计算

1）求主动轴上的功率P 、转速n 、转矩T

P 3=Pη联轴器η轴承=100w×0.97=97W

n 3=2000r/min

T 3=463.175N·mm

2）求作用在带轮上的力

因已知带轮的直径为

d 1=80.89mm

F t =2T 3/d 1=11.45N

F r =240N F a =0

初步确定主动轴的最小直径

先按式(3-13)初步估算主动轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表15-3，取A=115，于是得

0min 115 4.19mm d A === (3-13)

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径ⅡⅠ-d （如图3.1）。为了使

所选的轴直径ⅡⅠ-d 与联轴器的孔径相适应，所选联轴器如前所设计的联轴器。

半联轴器的孔径d=12mm ，故取d I-II =12mm ；联轴器长度L=30mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度113L mm =。

3）主动轴的结构设计

a) 拟定主动轴上零件的装配方案

本题的装配方案如图3.1主动轴的装配图所示。

1、联轴器

2、轴承盖

3、带轮支承座

4、滚动轴承

5、挡油环

6、带轮

7、键

图3.1主动轴的装配图

b) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d II-III =16mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=16mm 。半联轴器与配合的毂孔长度113L mm =。现取13l mm

-=ⅠⅡ。 ②初步选择滚动轴承。因轴承承受径向力的作用，故选取深沟球轴承。参照工作要求并根据d II-III =16mm ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6004，其尺寸为d×D×B=20mm×42mm×12mm ，故d III-IV =d V-VI =20mm 而l III-IV =l VI-VI =19mm 。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位。用手册上查得6004型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm ，因此取d VI-VII =25mm 。

③取安装带轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径d IV-V =25mm 。已知齿轮轮毂的宽度为38mm ，故取l IV-V =42mm 。带轮的右端采用锥端紧定螺钉进行轴向定位，取螺钉型号M4。

④轴承端盖的总宽度为13mm 。根据轴承端盖的装拆及便对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=2mm ，故取15l mm -=ⅡⅢ。

c) 主动轴上零件的周向定位

带轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。带轮与轴的周向定位采用A 型平键连接，按ⅤⅣ-d 由手册查得b×h=8mm×7mm ，键槽铣刀加工，长为32mm ，

同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为H7/k6；同样，半联轴器与轴的联接，选用C 型平键（单圆头），按d I-II 由手册查得b×h×L 为4mm×4mm×12mm ，半联轴器与轴配合为H7/k6。深沟球轴承与轴的周向定位是借过渡过配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为m6。

d) 主动轴上零件的轴向定位

带轮、半联轴器与轴的轴向定位采用螺钉联接，查《机械设计手册》第2卷，采用开槽锥端定位螺钉，根据GB/T72-1988，带轮与轴的轴向定位，采用M4开槽锥端定位螺钉，螺距

P=0.7mm,n=0.6mm,t=1.42mm,d 1=2.1mm,d 2=2.2mm,d z =2mm,d t =0.4mm,d p =2.5mm,z=2mm,l=15mm 。联轴器与轴的轴向定位，采用M3开槽锥端定位螺钉，螺距P=0.5mm,

n=0.4mm,t=1.05mm,d 1=1.7mm,d 2=1.8mm,d z =1.4mm,d t =0.3mm,d p =2mm,z=1.5mm,l =7mm 。子母代表的含义如图3.2开槽锥端定位螺钉

图3.2开槽锥端定位螺钉

4）确定圆角与倒角

参考表15-2取轴端倒角为0.8×45°。各轴肩处的圆角半径见图1。

5）求主动轴上的载荷

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图3.3。

图3.3轴的结构图

在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于6004型深沟球轴承，由手册查得B/2=6mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=30+48=78mm，根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图，弯距图如图3.4、3.5、3.6，扭距图如图3.7。

图3.4水平方向弯距图

图3.5垂直方向弯距图

图3.6总弯距图

图3.7扭距图

从主动轴的结构图以弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，见表3-1。

表3-1 C截面弯扭分析表

6）按弯扭合成应力校核轴的强度

W

T M ca 2

2)(ασ+= (3-14) 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式 (3-14)，取6.0=α，轴的计算应力为0.36MPa ，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得MPa 60][1=-σ。

因此][1-<σσca ，故安全。

2、从动轴的受力分析及设计计算

1）求从动轴上的功率P 、转速n 、转矩T

P 3=Pη联轴器·η同步带·η轴承=100w×0.95=95W

n 3=2000r/min

T=0

2）求作用在带轮上的力

因已知带轮的直径为

d 1=80.89mm

F t =2T/d 1=0N

F r =240N F a =0

初步确定从动轴的最小直径：

先按式（3-13）初步估算从动轴的最小直径；

选取从动轴的材料为45钢，调质处理；

根据《机械设计》表15-3，取A=115，于是得

0min 115 4.01mm d A === 3）从动轴的结构设计

a) 拟定从动轴上零件的装配方案

本题的装配方案如图3.8从动轴的装配图所示。

1、轴承盖

2、带轮支承座

3、滚动轴承

4、挡油环

5、带轮

图3.8从动轴的装配图

b) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①初步选择滚动轴承。因轴承承受径向力的作用，故选取深沟球轴承。参照工作要求并根据d I-II=20mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6004，其尺寸为d×D×B=20mm×42mm×12mm，故

d I-II=d III-IV=20mm而l I-II=l III-IV=19mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位。用手册上查得6004型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此取d VI-VII=25mm。

②取安装带轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径d IV-V=25mm。已知齿轮轮毂的宽度为38mm，故取l IV-V=42mm。带轮的右端采用锥端紧定螺钉进行轴向定位，取螺钉型号M4。

c) 轴上零件的周向定位

带轮与从动轴的周向定位采用平键联接。带轮与轴的周向定位采用A型平键连接，按

d由手册查得b×h=8mm×7mm，键槽铣刀加工，长为32mm，同

Ⅳ

Ⅴ

时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为

H7/k6；深沟球轴承与轴的周向定位是借过渡过配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为m6。

d）轴上零件的轴向定位

带轮与轴的轴向定位采用螺钉联接，查《机械设计手册》第2卷，采用开槽锥端定位螺钉，根据GB/T72-1988，带轮与轴的轴向定位，采用M4开槽锥端定位螺钉，螺距

P=0.7mm,n=0.6mm,t=1.42mm,d1=2.1mm,d2=2.2mm,d z=2mm,d t=0.4mm,d p=2.5mm, z=2mm,l=15mm。子母代表的含义如图3.2开槽锥端定位螺钉

4）确定圆角与倒角

参考表15-2取轴端倒角为0.8×45°。各轴肩处的圆角半径见图1。

5）求从动轴上的载荷

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图3.9。

图3.9轴的结构图

在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于6004型深沟球轴承，由手册查得B/2=6mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=30+48=78mm，根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图，弯距图如图3.10、3.11、3.12，扭距图如图3.13。

图3.10水平方向弯距图

图3.11垂直方向弯距图

图3.12总弯距图

图3.13扭距图

从从动轴的结构图以弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面，见表3-2。

6）按弯扭合成应力校核轴的强度 W

T M ca 2

2)(ασ+= (3-15) 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式(3-15)，取6.0=α，轴的计算应力为0.31MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得MPa 60][1=-σ。因此][1-<σσca ，故安全。

3.1.4联轴器的选用计算

T c =TK w KK z K t (3-16)

=9550P w K w KK

z K t /n

=9550×100×1.3×1.25×1.0×1.0/2000

=0.517N·m

T ——理论转矩，N m ?;

P w ——驱动功率，KW ；

n ——工作转速，min r

w K ——动力机系数，见表3-3

K ——工况系数 由《机械设计手册》第2卷表6-2-2查得 z K ——启动系数，见表3-4

t K ——温度系数，由《机械设计手册》第2卷表6-2-3查得

n T ——公称转矩，m N ?

查联轴器各基本参数表，联轴器公称转距T n 远远大于本实验台所需联轴器的计算转距，故此处考虑到可行性和尺寸的要求，自行设计联轴器，适当缩短联轴器长度，取联轴器长度L=30mm ，取配合轂孔长度为30mm ，轂孔直径为12mm 。设计的联轴器为圆柱形，轴孔形式为圆柱形，材料为HT200，联轴器设计为一个整体，不分开。考虑到转矩较小，联轴器与轴的连接形式选用开槽锥端定位螺钉。为了能减少扭转振动，防止动力过载，分别在联轴器电机轴部分和带轮轴部分分别开半圆槽，如图3.14联轴器示意图。

图3.14联轴器示意图

此联轴器的最大特点是：结构简单，安全可靠，具有减振、缓冲以及补偿的性能，重量较轻，并且能正反转，可以用于启动频繁的高中低速轴传动，以及工作可靠性要求高的场合，缺点是不宜用于中载场合，工作温度为-35～80°C 。

3.2支撑部分的设计

支撑（机架）部分等零件，在本试验台中占有的总质量占有很大的比例，同时在很大程度上影响着试验台的工作精度及抗震性能；若兼做运动部分的导轨时，还影响着试验台的耐磨性等。所以选择正确选择支撑部分机架等零件的材料和正确设计其结构形式及尺寸，是减小机器质量、节约金属材料、提高工作精度、增强试验台刚度及耐磨性等的重要途径。

3.2.1同步带轮支撑座的设计

本试验台选大多数支撑部分的材料为铜铝合金ZL202,这样既可以满足试验台所要求的强度、刚度，又可以大大降低试验台的质量，进行表面氧化处理后，有很好的抗氧化性，稳定性好。

拟定支撑座上的零件是进行机座的结构设计的前提，在支撑座上的主要零件

是带轮、带轮轴以及轴承和轴承端盖，为了保证同步带传动的平稳精确，必需保

证两个轴承的严格的对中性。考虑到上述要求，设计带轮支撑座如图3.15。

图3.15 带轮支撑座方案一示意图

此方案很好解决了两个轴承的对中性，可以保证同步带传动的平稳性，缺点是加

工此支撑座存在很大的困难。为此，进一步考虑将此带轮支承座分成对称两部分，

这样便于加工，如图3.16。

图3.16同步带轮支撑座方案二示意图

方案二随然便于加工，但是对中性要求较高，且考虑到起重臂用角钢焊接，中间有一条20mm的缝隙，该方案将使同步带轮支承座无法固定，比较之后还是选用方案一。

在支撑座与底座的连接部分主动轮在安装好以后固定不动。为了满足同步带

张紧的需要，从动轮支撑座与底座的连接部分设计为可移动如图3.17。

图3.17同步带轮支撑座俯视图

3.2.2导杆支撑座的设计

导杆支撑座既要保证两个导杆的平行度，又要保证育同步带不发生干涉，对中性要求也较高，如果设计成像同步带轮支承座那样，难于加工，因为导杆支撑座不存在分成对称的两部分就无法固定在起重臂上的问题，则导杆支撑座支承座可以分成对称的两部分分别加工，这样便于加工，而且节约了材料。设计方案如图3.18。

图3.18导杆支撑座示意图

3.2.3导杆的设计及校核

初步选定导杆是GB/T 17395-1998 16㎜×4.0㎜的无缝钢管，钢管的单位长度理论重量为0.97㎏/m。导杆的总长度为1499㎜，导杆支撑与导杆连接的宽度为12㎜。

小车位于导杆的中间时导杆的弯曲变形最大，受力图如图3.19。

图3.19导杆受力简图

由受力图可知，挠度最大点位于中点处，中点处的挠度和两端的转角分别为：

c y =EI

l G F 48)(3

+ (3-17) A=B=EI

l G F 16)(2

+ (3-18) 式(3-17)、(3-18)中

F —小车和载荷总重量的一半，为40N

G —导杆自身的重量，为0.937×1450×310-×9.8=13.6N

L —导杆两支点间的长度，为1467㎜

E —材料的弹性模量系数，有《机械设计手册》查得为206Gpa I —钢管的惯性矩， I=

)(6444d D -π (3-19) =)816(64

44-?π

=3014.4㎜4

得

c y =4

.30141020648467.1)6.1340(33

????+ =0.14㎜

A=B=4

.30141020648467.1)6.1340(32

????+ =011.0

可以看出c y 、A 、B 的值均在限度的范围内，所以导杆满足刚度条件。

3.3其他零件的设计

3.3.1起重臂架与平衡臂架的设计

塔式起重机臂架长，自重较大，臂架设计合理与否将直接影响起重机的承载能力、整机稳定性和整机自重。因此应在保证臂架的强度、刚度和整体稳定性的条件下尽量减轻臂架的重量。因此起重臂架和平衡臂架均采用两块角钢焊接起来，角钢为70×45mm,厚度为4mm，总长为2400mm，角钢两头焊接两块薄钢板，两块角钢之间相隔20mm。

本试验台起重臂架采用桁架水平式，其原理为利用沿臂架弦杆运行的起重小车的移动实现变幅，臂架主要承受轴向力及弯矩作用，起重臂架长由变幅机构确定为1800mm。

桁架水平式吊臂拉杆分为单吊点吊臂和双吊点吊臂两种。本回转式塔式起重机试验台采用了单吊点吊臂。吊点位置为L2/L1=0.4～0.7，L1+L2为起重臂总长度，其中L1为跨中长度，L2为悬臂部分长度。取L1=1200mm，L2=600mm。

平衡臂长度与起重臂长度之间有一定的比例关系，一般可取其比值为0.2～0.35。取平衡臂长L’为600mm。

平衡重的用量与平衡臂的长度成反比关系，一般用铸铁或钢筋混凝土制成。本回转式塔式起重机试验台采用了铸铁，平衡重的重量由公式(3-20)计算得出。

m1gL/2=m2gL’/2+m3gL’(3-20) 其中

m1为起重臂、小车、载荷额定重量的质量；

m2为平衡臂的质量；

m3为平衡重的质量；

L为起重臂端头到回转中心的距离；

L’为平衡臂端头到回转中心的距离。

计算得m3=42kg，平衡重为170×170×160mm的铸铁。

3.3.2塔帽的设计

本回转式塔式起重机试验台的塔帽采用直立截锥柱式，用四根角钢搭成截锥柱式，角钢下端分开通过螺栓固定在起重臂和平衡臂上。塔帽的高度与起重臂的长度成正比，为起重臂长度的1/7～1/10之间，取1/8，塔帽高度为250mm。3.3.3轴承端盖的设计计算

轴承端盖分为螺钉联接式轴承端盖和嵌入式轴承端盖。本试验台选择螺钉连接式轴承端盖，是因为螺钉连接式轴承端盖调整轴承间隙方便，密封性好，应用广泛。

由《机械设计课程设计》表19-17得

d3取4mm（由《机械设计手册》第二卷表5-1-102）

d 0=d 3+1=4+1=5mm

D 0≈D+2.5d 3=42+10=52mm

D 2≈D 0+2.5d 3=52+10=62mm

D 4=D-5=42-5=37mm

e≈1.2d 3≈5mm

m 由结构确定，取m=8，d1、b1由密封尺寸确定，取d1=23，b1=6

材料为HT150，字母所代表的尺寸结构如图3.20轴承端盖示意图。

图3.20轴承端盖示意图

3.3.4挡油环的设计

挡油环的作用是使轴承室与箱体内部隔开，防止油脂泄进箱内及箱内润滑油溅入轴承室而稀释带走油脂。挡油环结构尺寸见图3.21。

3.21挡油环示意图

3.3.5小车与导杆之间轴套的设计计算

与金属轴承相比较，塑料轴承具有重量轻，摩擦因数小而耐磨性及耐疲劳强度较高，化学稳定性好等优点，并具有自润滑和吸声减震等性能。但塑料的耐热性较差，有些塑料吸湿性较大，热膨胀系数较大，其强度和配合尺寸不如金属材料，因而不因在高温下工作或在高速下连续运行。

塑料轴承有其最高的使用速度v 和载荷p ，即a pv =常数，式中1 a ，不同

塑料其a 值也不同，倒立摆试验台选择的材料是尼龙1010，由《机械设计手册》第2卷a =1.47。从公式表明，v 的影响要比p 大。

由于塑料受热易于膨胀变形，在设计轴承是必须考虑有足够的配合间隙。一般约为0.005d （d 为轴承的内径）。但是不同的材料其配合间隙也不尽相同。

小车与导杆之间轴套的设计计算：

轴套内径d=16mm,壁厚s=3mm ，轴颈公差d11,材料为尼龙1010，

小车轴承名义内径0D =d+2s=16+2?3=22

小车轴承孔内径制造尺寸，D 采用H7配合，D=021.0022+

轴套外径过盈量 h=0.008256.008.022=+?

轴套外径： 256.22256.0220'=+=+=h D D （制造偏差：065.00+）

实际过盈量h:h max =0.256+0.065=0.321

h min =0.256-0.021=0.235 实际缩小量h ': h '

max = h max + h max d s =0.38 h 'min = h min + h min d s =0.279 轴套内径d '=16+0.38=16.38(制造偏差：055.00

) 轴套压配合后内径：d max = d '

max - h 'min =16.38+0.055-0.279=16.156 d min = d 'min - h 'max =16.38-0-0.38=16

轴套与轴颈世纪配合间隙 轴颈公差采用d11时，轴颈直径为16050.0160.0-

-

216.0160.0156.0max =+=δ

05.005.00min =+=δ

133.02

05.0216.02min

max =+=+=δδδp 核算间隙配合 δ=（0.005~0.010）d=(0.005~0.010) ?16=0.08~0.16

p δ=0.133在范围内

轴套如图3.22所示

图3.22轴套示意图

3.4变幅结构零件的校核

3.4.1键的强度校核

键的失效形势主要是工作面被压溃，一般只对挤压应力进行强度校核，由《机械设计》查得公式如下：

][1023

p p kld

T σσ≤?= (3-21) 式(3-21)中：

T —传递的转矩，为0.478N.M

K —键的工作长度，为16㎜

d —轴的直径 ，为12㎜

][p σ—键、轴、连轴器轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，为 90MPa 。

得， ][49.212

16210478.023

p p σσ<=????= 故，键是安全的。

3.4.2紧定螺钉的强度校核

紧定螺钉是用来对链轮进行轴向和周向定位的，选用的是GB/T 79-2000内六角圆柱紧定螺钉。在链传动过程中，紧定螺钉主要用来传递扭矩，其受到的力为剪切和挤压作用力，在工作过程中，螺钉受到的横向力为

d

T F 3

102?= (3-22) 式(3-22)中：

T —紧定螺钉的扭矩，为0.478N·m

d —紧定螺钉处轴的直径，为25㎜

得 25

10478.023

??=F N=38.24N 下面分别对螺钉进行剪切和挤压强度校核

⑴ 紧定螺钉的挤压强度校核

由《机械设计手册》紧定螺钉的剪切强度应由下式校核

p d F τπτ≤=204

(3-23)

式(3-23)中：

F —紧定螺钉所受的工作剪力，为1216N

p τ—紧定螺钉的许用剪应力，查得为120MPa

0d —紧定螺钉受剪切面的直径，为4㎜

得 p M P a M P a τπτ<=?=8.9644

12162

故，紧定螺钉的剪切强度满足要求。

⑵ 紧定螺钉的挤压强度校核

紧定螺钉的挤压强度校核主要校核与轴相联结部分，应由下式进行校核：

pp p d F σδσ≤=

0 (3-24) 式(3-24)中：

F —紧定螺钉所受的横向力，为1216N

0d —紧定螺钉受挤压面的直径，为4㎜

δ—计算对象的接触厚度，为3㎜

pp σ—计算对象的许用挤压强度，120MPa

得 pp p MPa MPa σσ<=?=1013

41216 故满足挤压强度条件。

由以上挤压和剪切强度校核得，紧定螺钉满足设计要求。

3.4.3滚动轴承的校核计算

查《机械设计手册》可知深沟球轴承6004的基本额定动载荷 Cr=9.38KN,基本额定静载荷Cro=5.02KN, 轴承的预期计算寿命Lh=24000h

⑴ 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2,将轴系受到的空间力系分解如图

3.23

图3.23轴上受力图

两个平面力系，其中图3.23为通过另加转矩而平移到指向轴线的。其中 Ft=240N

Fr=Fc

毕业设计__配气机构的设计

毕业设计说明书配气机构的设计 姓名: 所属院校： 专业: 班级: 学号: 指导教师：

目录 概述 1、配气机构的功用 (6) 2、配气机构的设计要求 (6) 3、配气机构计算参数的确定 (7) 一、凸轮轴的设计： 1、凸轮轴的设计要求 (7) 2、凸轮轴的结构 (7) 3、凸轮轴的选材 (7) 4、凸轮轴的支承轴颈轴承的材料 (7) 5、凸轮轴的定位方式 (7) 6、凸轮轴的最小尺寸定位方式 (7) 7、凸轮轴的热处理工艺 (8) 8、凸轮轴的损坏形式 (8) 9、凸轮轴的计算 (9) 二、凸轮的设计

1、凸轮设计的要求 (10) 2、凸轮基圆设计 (11) ①基圆半径的确定 (13) ②凸轮位置的确定 (13) ③配气相位与凸轮的作用角 (14) ④凸轮顶部的圆弧半径 (14) 三、挺柱的设计 1、挺柱的结构 (10) 2、挺柱的材料 (15) 3、平面挺柱导向面与导向孔之间挤压应力的计算 (16) 4、平面挺柱的最大速度 (16) 5、凸轮与挺柱间接触应力的计算 (17) 6、挺柱导向面直径r d与长度r L按照下面的公式确定 (18) 7、挺柱头部球面支座的设计 (19) 8、凸轮和挺柱的主要损坏形式及其预防 (19) 四、推杆的设计 1、推杆的功能 (20) 2、推杆的材料 (20)

3、推杆的结构形式 (20) 4、尺寸设计 (20) 5、推杆稳定性安全系数的确定 (20) 6、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 (22) 2、摇臂的结构 (22) 3、摇臂比 (22) 4、摇臂润滑 (22) 5、摇臂的定位 (23) 6、摇臂的材料 (23) 7、摇臂与气门杆顶面间接触应力的计算 (23) 六、气门组的设计 1、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

配气机构答案

一、填空题 1．充气效率越高，进人气缸内的新鲜气体的量就__多_____，发动机研发出的功率就__高____。 2．气门式配气机构由__气门组___ 和___气门传动组______组成。 3．四冲程发动机每完成一个工作循环,曲轴旋转__2___周，各缸的进、排气门各开启___1____ 次,此时凸轮轴旋转___1___周。 4．气门弹簧座是通过安装在气门杆尾部的凹槽或圆孔中的___锁片____或___锁块____ 固定的。 5．由曲轴到凸轮轴的传动方式有下置式、上置式和中置式等三种。 6．气门由__头部___和 ___杆身____两部分组成。 7．凸轮轴上同一气缸的进、排气凸轮的相对角位置与既定的___配气相位____相适应。 8．根据凸轮轴___旋向_____和同名凸轮的 ____夹角____可判定发动机的发火次序。 9．汽油机凸轮轴上的斜齿轮是用来驱动__机油泵___和__分电器____的。而柴油机凸轮轴上的斜齿轮只是用来驱动___机油泵____的。 10．在装配曲轴和凸轮轴时,必须将___正时标记____对准以保证正确的___配气相位__。 二、判断题 1．充气效率总是小于1的。 ( √ ) 2．曲轴正时齿轮是由凸轮轴正时齿轮驱动的。 ( X ) 3．凸轮轴的转速比曲轴的转速快1倍。 ( X ) 4．气门间隙过大，发动机在热态下可能发生漏气，导致发动机功率下降。( √ ) 5．气门间隙过大时，会使得发动机进气不足，排气不彻底。 ( √ ) 6．对于多缸发动机来说，各缸同名气门的结构和尺寸是完全相同的，所以可以互换使用。 ( X ) 7．为了安装方便，凸轮轴各主轴径的直径都做成一致的。 ( X ) 8．摇臂实际上是一个两臂不等长的双臂杠杆，其中短臂的一端是推动气门的。 ( X ) 9.非增压发动机在进气结束时，气缸内压力小于外界大气压。（ X ） 10.发动机在排气结束时，气缸内压力小于外界大气压。（ X ） 11.进气门迟闭角随着发动机转速上升应加大。（ X ） 12.气门重叠角越大越好。（ X ）

配 气 机 构 习题三答案

第三章配气机构习题三 一、填空题 1.气门弹簧座一般是通过锁块或锁销固定在气门杆尾端的。 2.摇臂通过衬套空套在摇臂轴上，并用弹簧防止其轴向窜动。 3.采用双气门弹簧时，双个弹簧的旋向必须相反。 4.气门间隙过大，气门开启时刻变晚，关闭时刻变早；气门间隙过小，易使气门关闭不严，造成漏气。 5．充气效率越高，进入气缸内的新鲜气体的量就越多，发动机所发出的功率就越高。6．凸轮轴上同一气缸的进、排气凸轮的相对角位置与既定的配气相位相适应。 7.汽油机凸轮轴上的斜齿轮是用来驱动分电器和机油泵的。而柴油机凸轮轴上的斜齿轮只是用来驱动的机油泵。 二、解释术语 1.气门锥角: 气门密封锥面的锥角。 2.充气效率：实际进入气缸的新鲜充量与在进气状态下充满气缸容积的新鲜充量之比。 三、判断题（正确打√、错误打×） 1. 进气门头部直径通常比排气门的大，而气门锥角有时比排气门的小。(√) 2. 凸轮轴的转速比曲轴的转速快一倍。(×) 3. 采用液力挺柱的发动机其气门间隙等于零。(√) 4. 挺柱在工作时既有上下运动，又有旋转运动。(√) 5. 气门的最大升程和在升降过程中的运动规律是由凸轮转速决定的。(×) 6. 凸轮轴的轴向窜动可能会使配气相位发生变化。(√) 四、选择题 1.摇臂的两端臂长是（B）。 A、等臂的 B、靠气门端较长 C、靠推杆端较长 发动机的进、排气门锥角是（B）。 A、相同的 B、不同的 3.一般发动机的凸轮轴轴颈是（B）设置一个。 A、每隔一个气缸 B、每隔两个气缸 4.下述各零件中不属于气门传动组的是（A ）。 A.气门弹簧 B.挺住 C.摇臂 D.凸轮轴 5.气门间隙过大，发动机工作时（B ）。 A．气门早开B．气门迟开C．不影响气门开启时刻 6.气门的升程取决于（A ）。 A．凸轮的轮廓B．凸轮轴的转速C．配气相位 7.发动机一般排气门的锥角较大，是因为（A ）。 A．排气门热负荷大B．排气门头部直径小C．配气相位的原因 8.下面哪种凸轮轴布置型式最适合于高速发动机（B ）。 A．凸轮轴下置式B．凸轮轴上置式C．凸轮轴中置式 五、问答题 1. 采用液力挺柱有哪些优点 就降低噪音，耐磨、免调节、使用寿命也更久。对气门调节更方便，准确，降低了能源消耗，也简化了维修。

发动机配气机构设计及发展综述

发动机配气机构发展综述 张正有 （重庆工学院汽车学院200246班22号） 【内容摘要】：本文论述了发动机配气机构的发展进程，阐述了可变技术在配气机构中的发展和应用，对迄今已有的发动机气门驱动机构进行了分类介绍，总结了不同气门驱动机构的结构、工作原理和优缺点。并指明了配气机构今后的发展方向。 【关键词】：发动机配气机构可变技术驱动机构 Development Overview of Valve-train of Engine Zhang zheng-you (Chongqing Institute of Technology；Automobile college 20024622) 【Abstract】: This text discussed development progress of valve-train of engine and variable technique be using in the field. In addition, classifications and detail introductions were made for the valve actuators of automotive engine. The structures, fundamentals and advantage of the different actuators were summed up. In the end, further investigations in the future wre put forwards. 【Key word】: engine； valve train； variable technique； valve actuators 0 前言 伴随着社会经济的发展，人类生活水平的提高，我们对生活质量也提

第三章 习题一 答案

第三章配气机构习题一答案 一、填空题 1.根据气门安装位置的不同，配气机构的布置形式分为侧置式和顶置式两种。 2.顶置式气门配气机构的凸轮轴有下置、中置、上置三种布置型式。 3.顶置式气门配气机构的挺杆一般是筒式或滚轮式的。 4.摇臂通过衬套空套在摇臂轴上，并用弹簧防止其轴向窜动。 5.奥迪100型轿车发动机挺杆为液压挺柱，与摇臂间无间隙。所以不需调整间隙。 6.曲轴与凸轮轴间的正时传动方式有齿轮传动、链传动、齿形带传动等三种形式。 二、解释术语 1.充气系数: 充气系数指在进气行程中，实际进入气缸内的新鲜气体质量与在标准大气压状态下充满气缸的新鲜气体质量之比。 2.气门间隙: 发动机在冷态下，气门杆尾端与摇臂（或挺杆）端之间的间隙。 三、判断题（正确打√、错误打×） 1.采用顶置式气门时，充气系数可能大于1。（×） 2.CA1092型汽车发动机采用侧置式气门配气机构。（×） 3.气门间隙是指气门与气门座之间的间隙。（×） 4.凸轮轴的转速比曲轴的转速快一倍。（×） 5.挺杆在工作时，既有上下往复运动，又有旋转运动。（√） 四、选择题 1.YC6105QC柴油机的配气机构的型式属于（A）。 A.顶置式 B、侧置式 C、下置式 2.四冲程发动机曲轴，当其转速为6000r/min时，则同一气缸的进气门，在1min时间内开闭次数应该是（A）。 A、3000次 B、1500次 C、750次 3.顶置式气门的气门间隙的调整部位是在（C）。 A、挺杆上 B、推杆上 C、摇臂上 4.曲轴正时齿轮与凸轮轴正时齿轮的传动比是（C）。 A、1∶1 B、1∶2 C、2∶1 5.四冲程六缸发动机，各同名凸轮之间的相对位置夹角应当是（C）。 A、120° B、90° C、60° 6.CA6102发动机由曲轴到凸轮轴的传动方式是（A）。 A、正时齿轮传动 B、链传动 C、齿形带传动 7. 曲柄连杆机构的作用之一是在发动机做功行程时把作用在活塞顶部的气体压力转变为曲柄的( )。 A、扭力 B、旋转力 C、驱动力 D、动力 8. 在发动机配气机构中，用于控制气门的适时开启和关闭，同时驱动油泵、机油泵和分电器工作的机件是( )。 A、凸轮轴 B、正时齿轮 C、摇臂轴 D、摇臂 9. 发动机热态时，气门杆会因温度升高而( )，若不预留间隙，则会使气门关闭不严。 A、弯曲 B、伸长 C、缩短 D、磨损 10. 若发动机气门间隙过大，会使气门( )，引起充气不足，排气不畅。 A、开启量过大 B、开启量过小 C、关闭不严 D、漏气

配气机构的作用及组成

1.配气机构的作用及组成 一、功用： 是按照发动机每一气缸内所进行的工作循环或发火次序的要求，定时开启和关闭各气缸的进、排气门，使新鲜可燃混合气或空气得以及时进入气缸，废气得以及时从气缸排出。 二、组成： 气门组：气门及与之关联的零件； 气门传动组：从正时齿轮到推动气门动作的所有零件。 2.为什么要预留气门间隙？什么是气门间隙?为什么要留气门相位? 在气门杆尾端与摇臂端（侧置式气门机构为挺杆端）之间留有气门间隙，是为补偿气门受热后的膨胀之需的. 发动机发动时，气门将因气温升高而膨胀。如果气门以其传动件之间在冷态时无间隙或间隙过小，则在热态下，气门及其传动件的受热膨胀势必引起气门关闭不严，造成发动机在压缩和作功行程中的漏气，从而使功率下降，严重时甚至不易启动。为了消除这种现象，通常在发动机冷态装配时，在气门与其传动机构中预留一定的间隙，以补偿气门受热后的膨胀量。这一间隙被称为气门间隙。 但是，如果气门间隙留得太大，冷态下传动零件之间以及气门和气门座之间产生撞击，而且加速磨损，同时使得气门开启的持续时间减少，汽缸的充气情况变坏。 所以高级轿车上都采用液压挺柱，挺柱长度能自动变化，随时补偿气门的热膨胀量，故不需要预留气门间隙。 3.为什么有的配气机构中采用两个套装的气门弹簧 你所指两套装置的气门弹簧我可否理解成控制气门开闭的弹簧。 所有的气门弹簧都是大簧套小簧；并且是是旋向相反。 采取这种结构的原因是防止因为气门弹簧旋向的原因产生谐振，造成气门关闭不严，所以设置成旋向相反的两个气门弹簧，让它们的谐振频率相反进行抵消，消除谐振引起的气门关闭不严的现象 4.什么是点火提前角,其过大或过小有什么危害 点火提前角：从点火时刻起到活塞到达压缩上止点，这段时间内曲轴转过的角度称为点火提前角。 点火过早，会造成爆震，活塞上行受阻，效率降低，磨损加剧。点火过迟，气体做功效率低，排气声大。不论点火过早或过迟，都会影响转速的提升。 若点火提前角过大，则活塞还在向上止点运动时，气体压力已达很大的数值，活塞受到迎面而来的反向压力的作用，压缩行程的负功增加使发动机功率下降，甚至有时造成曲轴反转使发动机不能工作。而且点火提前角过大也易于发生不正常燃烧--爆燃。 若点火提前角过小，混合气的燃烧将在逐渐增大的容积内进行，因而燃烧最高压力降低，而且补燃增加，热损失增大，于是发动机功率下降，油耗增加，并使发动机过热 5.膜片弹簧式离合器特点？ 6.从动盘摩擦片上的铆钉为什么要沉入摩擦片平面以下? 如果不沉头，摩擦的就不是摩擦片，而是铆钉了。 五、问答题 1.汽油机燃料供给系的作用是什么？ 2.化油器的作用是什么？ 3.主供油装置的作用是什么？它在哪些工况下参加供油？ 4.为什么把加浓装置称为省油器？ 5.在加速泵活塞与连接板之间为什么利用弹簧传力？

学生复习题(配气机构)没答案

一．名词解释。 1. 充气效率 2. 气门间隙 3. 配气相位 4. 气门重叠 5. 进气持续角 6. 进气提前角 7. 排气迟后角 二．填空题。 1. 凸轮轴通过正时齿轮由驱动，四冲程发动机一个工作循环凸轮轴转周，各气门开启次。 2. 顶置气门式配气机构的凸轮轴布置有三种形式，它们是、、和。 3. 气门叠开角是和之和。 4. 气门间隙是指在与之间留有适当的间隙。气门间隙过大，气门开启时刻变，关闭时刻变；气门间隙过小，易使气门。 5. 气门采用双弹簧结构时，外弹簧刚度较，内弹簧刚度较，且两弹簧的旋向。

6. 曲轴与凸轮轴之间的传动方式有、、 和三种。 7. 气门弹簧座一般是通过或固定在气 门杆尾端的。 8. 造成气门关闭不严的原因 是、、 、和。 9. 气门间隙两次调整法的实质是，。三．判断题。 1. 气门间隙是指气门与气门座之间的间隙。( ) 2. 进气门头部直径通常比排气门的大，而气门锥角有时比排气门的小。( ) 3. 凸轮轴的转速比曲轴的转速快一倍。( ) 4. 采用液力挺柱的发动机其气门间隙等于零。 ( ) 5. 挺柱在工作时既有上下运动，又有旋转运动。( ) 6. 气门的最大升程和在升降过程中的运动规律是由凸 轮转速决定的。( ) 7. 排气持续角指排气提前角与排气迟后角之和。( ) 8. 正时齿轮装配时，必须使正时标记对准。( )

9. 为了安装方便，凸轮轴的轴颈从前向后逐道缩小。( ) 10. 四冲程六缸发动机的同名凸轮夹角为120。( )60 11. 一般进气门的气门间隙比排气门的间隙略小。( ) 12. 配气相位中，对发动机性能影响最大的是进气提前角。( ) 13. 在任何时候，发动机同一缸的进排气门都不可能同时开启。 ( ) 14. 凸轮轴的轴向窜动可能会使配气相位发生变化。( ) 15. 摇臂是一个双臂杠杆，为了加工方便，一般摇臂的两臂是等长的。( ) 16. 进气门关闭不严会引起回火，排气门关闭不严会引起排气管放炮。( ) 17. 为改善气门的磨合性，磨削气门工作锥面时，其角度应比气门座大0.5~1.0。( ) 四．选择题。 1. 曲轴与凸轴的传动比是（）。 A．1∶1 B．1∶2 C．2∶1

汽车构造课后习题答案--陈家瑞(上下册)

汽车构造课后答案（上、下册） 总论 1、汽车成为最受青睐的现代化交通工具原因何在？试与火车、轮船、飞机等对比分析。 答：汽车之所以成为最受青睐的现代化交通工具，皆因它是最适宜的交通工具。有了自己的轿车，可以不受行驶路线和时刻表的限制，随意在任何时间驾驶到任何地方——亦即轿车能够安全便利的与个人活动紧密合拍，其结果大大提高了工作效率，加快了生活节奏，而火车、轮船、飞机都做不到这一点;汽车扩大了人的活动范围，使社会生活变得丰富多彩；还促进了公路建设和运输繁荣，改变了城市布局，有助于各地区经济文化的交流和偏远落后地区的开发。 2、为什么世界各个发达国家几乎无一例外的把汽车工业作为国民经济的支柱产业？ 答：一方面汽车备受社会青睐，另一方面汽车工业综合性强和经济效益高，所以汽车工业迅猛发展。而一辆汽车有上万个零件，涉及到许多工业部门的生产，汽车的销售与营运还涉及金融、商业、运输、旅游、服务等第三产业。几乎没有哪个国民经济部门完全与汽车无关，汽车工业的发展促进各行各业的兴旺繁荣，带动整个国民经济的发展。在有些国家，汽车工业产值约占国民经济总产值的8%，占机械工业产值的30%，其实力足以左右整个国民经济的动向。因此，世界各个发达国家几乎无一例外的把汽车工业作为国民经济的支柱产业。 3、为什么说汽车是高科技产品？ 答：近20年来，计算机技术、设计理论等诸方面的成就，不但改变了汽车工业的外貌，而且也使汽车产品的结构和性能焕然一新。汽车产品的现代化，首先是汽车操纵控制的电子化。一些汽车上的电子设备已占15%，几乎每一个系统都可采用电子装置改善性能和实现自动化。其次，汽车产品的现代化还表现在汽车结构的变革上。汽车的发动机、底盘、车身、等方面的技术变革，均使汽车的性能有了很大的提高。最后，汽车的现代化还体现在汽车整车的轻量化上，这大大促进了材料工业的发展，促使更好的材料的产生。现代化的汽车产品，出自现代化的设计手段和生产手段。从而促使了并行工程的事实，真正做到技术数据和信息在网络中准确的传输与管理，也是新技术的运用。 4、为什么我国汽车工业要以发展轿车生产为重点？ 答：这是由我国的实际国情决定的。建国初期，我国只重视中型货车，而对轿车认识不足，导致我国汽车工业“却重少轻”和“轿车基本空白”的缺陷。极左思潮和“文化大革命”破坏了经济发展，汽车产量严重滑坡。在改革开放的正确方针指导下，我国汽车工业加快了主导产品更新换代的步伐，注重提高产品质量和增添新品种，并提出把汽车工业作为支柱产业的方针，这两点恰恰确定了我国汽车工业要以发展轿车生产为重点。 5、某车型的型号为CA6440，试解释这个编号的全部含义。 答：CA表示由一汽生产，6表示车辆类别是客车，440*0。1表示车辆的长度为4。4米。 6、为什么绝大多数货车都采取前置发动机后轮驱动的形式？ 答：发动机前置可以留更多的空间装货，后轮驱动可提供更强大的动力，所以这种方式更适合运输。 7、在良好的干硬路面上，正在上坡的汽车的驱动力、各种阻力、附着力与在水平路面上行驶有何不同? 答：由于驱动力F。、滚动阻力Ff、附着力都与汽车作用在接触面垂直法线方向的力成正比，而在斜面方向，路面的压力只等于车重的方向分力，所以这三个力都小于水平方向的该种力。 8、为什么汽车依靠车轮行驶时，其速度不能无限制的提高（迄今只能达到648。74km/h的最高速度）？ 答：汽车的加速时，驱动力必须大于总阻力，而总祖力只随空气阻力的增加而增加，在某较高车速处又达到平衡，则匀速行驶，此时即是最高速。所以汽车速度不可以无限制提高。

顶置凸轮配气机构气门升程的精确计算

?文摘? 顶置凸轮配气机构气门升程的精确计算 苏军申屠淼 (江苏理工大学力学系 , 镇江 212013 为使发动机布置得更紧凑 , 提高配气机构的刚性与减轻运动件的质量 , 以适应高转速的要求 , 许多现代的四冲程发动机都采用顶置凸轮配气机构 , 其中一些汽车、摩托车发动机的顶置凸轮配气机构的结构形式如图 1 所示。 图 1顶置凸轮摇臂机构

现对以上典型结构的气门升程的计算方法与公式进行了推演 , 以供应用参考。假定摇臂为绝对刚体。 (1 将凸轮升程表换算为极坐标升程表 h ( 。 (2 建立 2个坐标系 , 一个为定坐标系 x Oy ; 另一个为随凸轮转动的动坐标系 x Oy (详见图 2 。两坐标系原点 O 均在凸轮轴心 ; 横坐标 Ox 垂直于凸轮轴 图 2顶置凸轮配气机构简图 线 , 平行于气缸盖底平面 ; 横坐标 Ox 垂直于凸轮轴 线 , 并令其通过凸轮升程廓线过渡段的起点 ; 认定摇臂初始位置 , 即 =0°。此时 Ox 与 Ox 的夹角为 : 0=180-arctg 1-x 1-arctg 1

R +S 1 (1 式中 :x 1和 y 1为摇臂中心 O 1在定坐标系中的坐标 ; L 1为 O 1点至 M 点的距离 ; M 点为摇臂零件图中水平中心线与 OP 0的交点 ; S 1为 OP 0线上 R 3圆弧面至 M 点的弦高 ; R 为凸轮基圆半径。 (3 计算出 R 3圆弧的圆心 P 0在定坐标系 x Oy 中的坐标位置。 x P 0=(R +R 3 ? cos 0 y P 0=(R +R 3 ? sin 0 (2 式中 :R 3为摇臂凸轮侧臂圆弧的半径。 当凸轮转过角度时 , 凸轮廓线与摇臂 R 3圆弧面 的接触点在 C (x C , y C 点。在凸轮转动中 , R 3圆弧面上的接触点 C 在 C L 和 C R 之间变动 ; 而 C 点在凸轮廓线上则是在 x Oy 坐标系中逆旋转方向而变动。令 OC 与 Ox 的夹角为。 (4 气门升程计算。 计算的第 1步为由设定的来计算。当在某一接触点 C 位置时 , 对应角度是。此时 C 点在动坐标系中的坐标为 :x C =[R +h ( ]? cos y C =[R +h ( ]? sin (3 式中 :h ( 为凸轮在角时的极坐标升程。 计算 C 点前后 -1和 +1点的坐标 , 得 (x

485柴油机的配气机构的设计

485柴油机设计（配气机构） 摘要 本设计介绍了485柴油机配气机构的设计，主要是其各零部件的设计。本次设计的485柴油机主要用于轻型载货车。 配气机构的功用就是实现换气过程，即根据发动机气缸的工作顺序，定时的开启和关闭进排气门，以保证气缸排出废气和吸进新鲜空气。配气机构设计的好坏直接影响发动机整体的经济性和动力性，因此配气机构的设计在发动机整体设计上占有相当重要的作用。在气门选择上，采用每缸两个气门的方案，其优点是比较简单、可靠，对于自然吸气式柴油机可以提高新鲜空气的进气量，降低气缸的热负荷，增加气缸的耐久性和使用寿命。气门的驱动采用凸轮轴—挺柱—推杆—摇臂—气门机构。凸轮轴布置形式是下置式，采用的是整体式凸轮轴，这样的凸轮轴结构简单，加工精度高，能有良好的互换性。 本次配气机构的设计，主要包括进、排气门的设计，气门弹簧的设计，以及凸轮轴的设计。编写Matlab程序，计算得到挺柱升程表，绘出挺柱升程、速度、加速度曲线。 关键词：柴油机，配气机构，凸轮轴，气门

THE DESIGN OF VALVE TIMING MECHANISM OF 485 DIESEL ENGINES ABSTRACT This thesis introduces the design of valve timing mechanism of 485 diesel engines, mainly the design of its various components. The 485 diesel engine in this design is mostly used in light truck. The function of valve timing mechanism is to realize the exchange process, namely according to engine cylinder working order, ensure 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 overall design of the engine play a rather important role. Arranging two-valve per cylinder, the advantages are that it is relatively simple, reliable, for the naturally aspirated diesel engines can improve the fresh air into the cylinder, reduce the heat load of the cylinder to increase the durability of the cylinder and use life. The driving mechanism of valves is camshaft, tappet, pushrod, rocker, valve train. Camshaft arrangement is under the form of home-style, using the integral camshaft, such camshafts have simple structure, high precision machining, and good interchangeability. This design, including exhaust valve, intake valve, valve spring, and camshaft. Write Matlab program, calculate tappet lift table, map the curves of tappet lift, speed and acceleration. KEY WORDS: Diesel engine, Valve timing mechanism, Camshaft, Valve

配气机构答案

单元三配气机构 一、填空题 1．充气效率越高，进人气缸内的新鲜气体的量就__多_____，发动机研发出的功率就__高____。 2．气门式配气机构由__气门组___ 和___气门传动组______组成。 3．四冲程发动机每完成一个工作循环,曲轴旋转__2___周，各缸的进、排气门各开启 ___1____ 次,此时凸轮轴旋转___1___周。 4．气门弹簧座是通过安装在气门杆尾部的凹槽或圆孔中的___锁片____或___锁块____ 固定的。 5．由曲轴到凸轮轴的传动方式有下置式、上置式和中置式等三种。 6．气门由__头部___和___杆身____两部分组成。 7．凸轮轴上同一气缸的进、排气凸轮的相对角位置与既定的___配气相位____相适应。 8．根据凸轮轴___旋向_____和同名凸轮的____夹角____可判定发动机的发火次序。 9．汽油机凸轮轴上的斜齿轮是用来驱动__机油泵___和__分电器____的。而柴油机凸轮轴上的斜齿轮只是用来驱动___机油泵____的。 10．在装配曲轴和凸轮轴时,必须将___正时标记____对准以保证正确的___配气相位__。 二、判断题 1．充气效率总是小于1的。( √) 2．曲轴正时齿轮是由凸轮轴正时齿轮驱动的。( X) 3．凸轮轴的转速比曲轴的转速快1倍。( X) 4．气门间隙过大，发动机在热态下可能发生漏气，导致发动机功率下降。( √) 5．气门间隙过大时，会使得发动机进气不足，排气不彻底。( √) 6．对于多缸发动机来说，各缸同名气门的结构和尺寸是完全相同的，所以可以互换使用。( X) 7．为了安装方便，凸轮轴各主轴径的直径都做成一致的。( X) 8．摇臂实际上是一个两臂不等长的双臂杠杆，其中短臂的一端是推动气门的。 ( X) 9.非增压发动机在进气结束时，气缸内压力小于外界大气压。（X） 10.发动机在排气结束时，气缸内压力小于外界大气压。（X）

第三章 配 气 机 构 习题二答案

第三章配气机构习题二答案 一、填空题 1.发动机的配气机构由气门组和气门传动组两部分组成。 2.发动机凸轮轴的布置形式包括凸轮轴上置、中置式和下置式三种。 3.曲轴与凸轮轴之间的传动方式为齿轮传动、链条传动和齿形带传动。 4.配气机构按气门布置形式可分为顶置式式和侧置式式两种。 5.顶置式气门配气机构的气门传动组由正时齿轮、凸轮轴、挺杆、推杆、调整螺钉、摇臂、摇臂轴等组成。 6.CA6102发动机凸轮轴上的凸轮是顶动挺杆的，偏心轮是推动汽油泵的，螺旋齿轮是驱动机油泵和分电器的。 二、解释术语1.气门间隙：发动机在冷态下时，在气门关闭的状态下，气门杆尾部与摇杆之间留有一定的间隙。 三、判断题（正确打√、错误打×） 1.排气门的材料一般要比进气门的材料好些。（√） 2.进气门头部直径通常要比排气门的头部大，而气门锥角有时比排气门的小。（√） 3.CA1092型汽车发动机凸轮轴的轴向间隙，可通过改变隔圈的厚度进行调整，其间隙的大小等于隔圈厚度减去止推凸缘的厚度。（√） 4.顶置式气门可由凸轮轴上的凸轮压动摇臂顶开，其关闭是依靠气门弹簧实现的。（√） 5.在冷态下，气门脚及其传动机件之间无间隙或间隙过小，热态时，气门会因温度升高而膨胀，势必关闭不严，造成漏气。(√ ) 6.汽车运行中如发现气门响声过大，应及时调整气门间隙，并使间隙值符合原厂家规定。(√ ) 四、选择题 1.安装不等距气门弹簧时，向着气缸体或气缸盖的一端应该是（A）。 A.螺距小的 B、螺距大的 2.下述各零件中不属于气门组的是（C ）。 A.气门弹簧 B.气门座 C.摇臂轴 D.气门导管 3. 气门、气门弹簧、气门弹簧座、气门导管等组成( A )。 A、气门组 B、配气机构 C、气门驱动组 D、顶置气门组 五、问答题 1.气门导管的作用是什么？ 保证气门作直线往复运动，与气门座正确贴合（导向作用）；在气缸体或气缸盖与气门杆之间起导热作用。 2.为什么有的配气机构中采用两个套装的气门弹簧？ 气门弹簧长期在交变载荷下工作，容易疲劳折断，尤其当发生共振时，断裂的可能性更大。所以在一些大功率发动机上采用两根直径及螺距不同、螺旋方向相反的内、外套装的气门弹簧。由于两簧的结构、质量不一致，自然振动频率也因而不同，从而减少了共振的机会，既延长了簧的工作寿命，又保证了气门的正常工作（当一弹簧断折的情况下）。 ③气门重叠角为30°曲轴转角。④进、排气门的开、闭时刻相对于上下止点来说都是早开、迟闭。 3.气门弹簧起什么作用？为什么在装配气门弹簧时要预先压缩？ 保证气门及时落座并紧密贴合，防止气门在发动机振动时发生跳动，破坏其密封性。气门弹簧安装时预先压缩产生的安装预紧力是用来克服气门关闭过程中气门及其传动件的惯性力，消除各传动件之间因惯性力作用而产生的间隙，实现其功用的。

X2110N-15型农用柴油机配气机构设计

摘要 本课题是在X6110型柴油机的基础上改型设计出X2110N-15型柴油机，即将六缸柴油机改为两缸柴油机。重点介绍了X2110N-15柴油机配气机构的设计，主要是其各零部件的设计。 配气机构的功用就是实现换气过程，即根据发动机气缸的工作顺序，定时的开启和关闭进排气门，以保证气缸排出废气和吸进新鲜空气。配气机构设计的好坏直接影响发动机整体的经济性和动力性，因此配气机构的设计在发动机整体设计上占有相当重要的作用。在气门选择上，采用每缸两个气门的方案，其优点是比较简单、可靠，对于自然吸气式柴油机可以提高新鲜空气的进气量，降低气缸的热负荷，增加气缸的耐久性和使用寿命。气门的驱动采用凸轮轴—挺柱—推杆—摇臂—气门机构。凸轮轴布置形式是下置式，采用的是整体式凸轮轴，这样的凸轮轴结构简单，加工精度高，能有良好的互换性。 本次配气机构的设计，主要包括进、排气门的设计，气门弹簧的设计，以及凸轮轴的设计。 关键词：柴油机，改型，配气机构，气门

ABSTRACT In this topic, we modified design a X2110N-15 diesel engine based on theX6110-type diesel engine.The two-cylinder diesel engine is about to replace the six-cylinder diesel engine.Especially introduces the design of valve timing mechanism of X2110N-15 diesel engines, mainly the design of its various components. The function of valve timing mechanism is to realize the exchange process, namely according to engine cylinder working order, ensure 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 overall design of the engine play a rather important role. Arranging two-valve per cylinder, the advantages are that it is relatively simple, reliable, for the naturally aspirated diesel engines can improve the fresh air into the cylinder, reduce the heat load of the cylinder to increase the durability of the cylinder and use life. The driving mechanism of valves is camshaft, tappet, pushrod, rocker, valve train. Camshaft arrangement is under the form of home-style, using the integral camshaft, such camshafts have simple structure, high precision machining, and good interchangeability. This design, including exhaust valve, intake valve, valve spring, and camshaft. KEY WORDS: Diesel engine, Modification, Valve timing mechanism, Valve

配气机构概述教案

配气机构概述教案 IMB standardization office【IMB 5AB- IMBK 08- IMB 2C】

配气机构概述教案一、教学内容分析 本次课的内容对汽车专业的学生在今后的学习和实践动手操作中起着重要的作用，前面学习了发动机曲柄连杆机构的结构、作用和工作过程，通过对配气机构的学习，能使学生了解发动机内部的基本结构，使学生能更加深刻理解发动机的工作原理和工作过程。 二、三维目标： 知识与技能： 1、掌握配气机构的组成、作用、工作过程； 2、掌握配气机构的类型。 过程与方法： 通过这节课的学习，同学们将了解配气机构的组成和作用，和各部分的主要作用。在讲解这部分内容的时候以多媒体的方式来进行教学，通过课件上的图片、动画、视频的展示，以加强学生对配气机构知识的理解。 情感态度与价值观： 通过任务驱动和教师的引导，让学生自主探究学习和小组协作学习，在了解配气机构和各部件过程中，树立学习信心，增强对本专业的热爱。 三、教学重难点 1、教学重点：配气机构的组成、作用、工作过程； 配气机构的类型； 顶置气门式配气机构的布置及传动。

2、教学难点：配气机构的组成及工作过程。 四、教学方法：讲授法、讨论法、多媒体演示法 五、课时安排： 1课时 六、教学过程： 配气机构概述 复习旧课：回顾发动机的组成部分和曲柄连杆机构相关知识，用提问的方式检验学生的掌握程度。 设计意图： 1）通过提问，可以让同学们集中注意力； 2）通过提问，让学生回顾发动机组成和曲柄连杆机构有关知识，将有利于学生对配气机构这部分内容的学习。 引入新课：在本课教学开始，利用上个环节的提问内容来引出本次课将学的内容，并提醒学生本次课内容的重点。 一、配气机构的功用、组成 1、观看活塞连杆组相关视频。 学生带着问题观看相关视频，问题如下： （1）、同学们从视频中看到了什么？ （2）、配气机构的作用和组成是什么? 2、小组讨论： 引导学生通过观看视频回答问题。 （1）、组成：气门组和气门传动组组成。

发动机配气机构计算分析流程

文档编号 版本 发布日期发动机配气机构计算分析流程 编制：日期： 校对：日期： 审核：日期： 批准：日期：

目 录 1 参数定义 (3) 2 配气机构计算分析和优化流程框图 (7) 3 过程实施 (9) 3.1 AVL-workspace-TYCON软件介绍 (9) 3.1.1简介 (9) 3.1.2 AVL-Workspace Tycon的应用 (9) 3.1.3 AVL-Workspace Tycon主要菜单和主要模块介绍 (9) 3.2配气机构评价指标 (12) 3.2.1 运动学分析和评价 (12) 3.2.2 动力学分析和评价 (15) 3.3配气机构运动学动力学TYCON模型建立 (15) 3.4 凸轮型线评价及配气机构运动学分析 (16) 3.4.1凸轮型线及配气机构运动学分析界面的进入 (16) 3.4.2 Cam Design界面中数据的输入 (17) 3.4.3 凸轮型线评价及配气机构运动学分析 (20) 3.5 配气机构动力学分析 (21) 3.5.1动力学模型的文件和目录说明 (21) 3.5.2仿真计算、参数设置和结果控制 (22) 3.5.3动力学计算后处理 (24) 3.6 配气机构改进和优化 (25) 3.6.1 凸轮型线优化设计流程及界面 (26) 3.6.2 缓冲段设计 (26) 3.6.3 工作段设计 (29) 3.6.4 新凸轮型线的分析 (33) 致谢 (34)

1 参数定义 发动机配气机构计算分析所需参数如表1所示。 表1.1 发动机配气机构计算参数表 单元名称参数单位 旋转激励单元转速输入方式的选择 转速值 rpm或者rad 有无转速波动 凸轮单元基圆半径 mm 型线数据与实际位置偏移角度 deg 凸轮转角转转系数 凸轮升程数据单位与米的转换关系 凸轮型线数据类型 凸轮型线数据 凸轮轴承单元Y方向刚度 N/mm Z方向刚度 N/mm Y方向阻尼 N.s/mm Z方向阻尼 N.s/mm 机油动力粘度 N.s/mm2 相对间隙 轴瓦直径 mm 轴承宽度与轴瓦直径比值 带轮和链轮单元质量 t 转动惯量（扭转） t.mm2 转动惯量（弯曲） t.mm2 相对阻尼 杨氏模量 N/mm2 剪切模量 N/mm2 中截面面积 mm2 质心到第一轴距离 mm 剪切面积率 惯性矩（扭曲） mm4 惯性矩（弯曲） mm4 带的预紧力 N 传动力 N 带的阻尼 N.s/mm 带轮有效半径 mm 带刚度 N/mm 配气相位单元发火次序 deg 载荷数据时间偏移量 s 凸轮中心到接触点的距离矢量 mm

习题05配气机构

习题05配气机构 一、填空题 1．气门式配气机构由（）和气门传动组两部分组成。气门组 2．顶置气门、下置凸轮轴配气机构的发动机其曲轴和凸轮轴的传动采用（）传动。 齿轮 3．凸轮轴用来驱动和控制各缸气门的开启和关闭，使其符合发动机的工作顺序、（）及气门开度的变化规律等要求。配气相位 4．在发动机冷态装配时，在气门与其传动机构中，留有适当的间隙，以补偿气门受热后的膨胀量，这一间隙通常称为（）。气门间隙 5．用（）表示的进、排气门开闭时刻和开启持续时间，称为配气相位。曲轴转角6．气门组的主要机件有气门、气门弹簧、弹簧座、（）、气门导管及锁片等零件。气门座圈 7．用链条驱动凸轮轴时，为使在工作时链条具有一定的张力而不致脱链，通常装有导链板，（）装置等。张紧轮 8．四冲程发动机每完成一个工作循环，曲轴旋转（）周，凸轮轴旋转一周。两9．采用双气门弹簧时，两个弹簧的旋向相（）。反 10．从（）到上止点所对应的曲轴转角称为进气提前角。进气门开始开启 11．按曲轴和凸轮轴的传动方式，可分为齿轮传动式、链条传动式和（）传动式。 齿形带 12．（）效率越高，进入气缸内的新鲜气体的量就多，发动机发出的功率就大。充气13．气门间隙是在发动机（）装配时，在气门与其传动机构中，留有适当的间隙，以补偿气门受热后的膨胀量。冷态 14．气门导管的功用是给气门的运动导向，并为气门杆（）。传热 15．气门传动组的主要机件有凸轮轴、挺柱、推杆、（）等。摇臂及摇臂轴16．（）的作用是使气门自动回位关闭，并保证气门与气门座的座合压力。气门弹簧17．顶置气门、下置凸轮轴配气机构多用于转速（）的发动机。较低 18．气门尾端与上气门弹簧座的最常见的固定方式是采用剖分成两半且外表面为锥面的（）。气门锁片 19．（）的功用是改变推杆和凸轮传来的力的方向，作用到气门杆端以推开气门。摇臂 20．可燃混合气或空气充满气缸的程度，常用（）表示。充气系数/充气效率21．顶置气门、中置凸轮轴式配气机构中与凸轮轴下置式配气机构的组成相比，减少了（），从而减轻了配气机构的往复运动质量。推杆 22．从（）到下止点所对应的曲轴转角称为排气提前角。排气门开始开启 23．摇臂的长臂一端用于推动气门，在短臂一端装有用以调节（）的调节螺钉及锁紧螺母，螺钉的球头与推杆顶端的凹球座相接触。气门间隙 24．采用齿轮副来驱动凸轮轴，曲轴正时齿轮的齿数为凸轮轴正时齿轮齿数的（）倍。1/2 25．用链条驱动凸轮轴时，为使在工作时链条具有一定的张力而不致脱链，通常装有（）、张紧轮装置等。导链板 26．凸轮轴上同一气缸的进、排气凸轮的相对角位置与既定的（）相适应。配气相位 27．由于（），就出现了一段进排气门同时开启的现象，称为气门叠开。进气门早开和排气门晚关