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大學畢業(yè)論文 （135柴油機配氣機構設計）
重慶工學院
畢 業(yè) 設 計（論 文）
題目：135柴油機配氣機構設計
42
摘 要
本篇論文是關于135型柴油機配氣機構設計的，主要是對135型柴油機的主要運動零件設計以及一些輔助系統(tǒng)的簡要設計。通過熱力計算、動力計算，并根據(jù)性能進行合理的零件設計，從而使135柴油機具備更好的經濟性能和動力性能。本文除了包括配氣機構的設計外，還包括進排氣及配氣系統(tǒng)設計。
關鍵詞：135型；柴油機；設計；動力計算
Abstract
This thesis is about the design of gas distribution mechanism of 135 type diesel engine, mainly is the brief design mainly exercise on type 135 diesel engine parts and some auxiliary system design. Through the calculation of thermodynamic calculation, dynamic, and parts of reasonable design according to performance, so that the 135 diesel engine has the better economic performance and dynamic performance. In addition to this design includes a gas distribution mechanism, also includes the design of inlet and exhaust and the gas distribution system,.
Key words: type 135; diesel engine; design; dynamic calculation
目 錄
引 言 1
1 前 言 1
1.1 研究目的和意義 1
1.2 國內外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 2
1.3 研究內容和方法 3
2 135柴油機工作過程熱計算 1
2.1 柴油機工作過程熱計算已知參數(shù) 1
2.2 135柴油機工作過程熱計算 2
2.2.1 一般參數(shù)的計算 2
2.2.2 進排氣過程計算 3
2.2.3 壓縮終點參數(shù)計算 4
2.2.4 燃燒過程的計算 4
2.2.5 膨脹終點參數(shù)的計算 5
2.2.6 指示參數(shù)的計算 5
2.2.7 有效參數(shù)的計算 6
2.3 平均有效壓力 6
2.4 活塞平均速度 7
2.5 行程缸徑比 8
3 配氣機構總體設計 11
3.1 氣門數(shù)目、布置和驅動 11
3.2 凸輪軸的布置和傳動 11
3.3 配器系統(tǒng)設計 13
3.3.1 氣門組 14
3.3.2 進排氣門設計 15
3.3.3 氣門傳動組 16
4 氣門組的設計 19
4.1 氣門的結構和設計 19
4.2 氣門材料的選擇 22
4.3 氣門導管的設計 23
4.4 曲軸的設計 24
4.4.1曲軸的材料及結構 25
4.4.2曲軸尺寸的設計 26
5 氣門彈簧的設計 28
5.1 氣門彈簧概述 28
5.2 氣門彈簧尺寸的確定 29
5.3 氣門內彈簧計算過程 33
5.4 氣門彈簧的校核 39
5.4.1 氣門彈簧的強度校核 39
5.4.2 氣門彈簧的共振校核 41
6 凸輪軸與氣門傳動件的設計 43
6.1 凸輪軸的設計 43
6.1.1 凸輪軸的設計要求及結構 43
6.1.2 凸輪軸尺寸的設計 43
6.2 挺柱的設計 47
6.3 推桿和搖臂的設計 47
結 論 49
參考文獻 50
致 謝 51
引 言
柴油直接在發(fā)動機內部燃燒產生熱能轉變?yōu)闄C械能對外作功的熱機稱為柴油機。柴油機是內燃機的一種，和內燃機的另一基本成員汽油機相比，它還有如下優(yōu)點：
（一）熱效率高。汽油機的熱效率一般在25％-35％之間，而柴油機的熱效率可以達到35%-52%。
（二）功率范圍廣，適應性好。柴油機的缸徑可大可小，受限制很??；而汽油機因受爆震影響，缸徑不能太大。同時，柴油機對增壓適應性好，可以實現(xiàn)較大的增壓度，而汽油機，增壓度很有限。因此，在大功率發(fā)動機領域，諸如大型船用發(fā)動機，幾乎都是柴油機的天下。
（三）堅固可靠，壽命長。柴油機中的大部分零部件比汽油機堅固可靠，壽命長。當然，柴油機也有缺點，主要表現(xiàn)在以下幾個方面：
（一）結構復雜，要求較高的加工制造水平，成本較高。
（二）振動、噪音大，操作人員容易疲勞。
（三）通常情況下，相對汽油機而言，重量、體積大。
（四）啟動性不如汽油機。
柴油機的缺點，多數(shù)可用技術手段加以改善或將其限制在可接受的方位內，而其優(yōu)點則是汽油機難以相比的。因此柴油機在近些年來獲得極大的發(fā)展，即使在汽油機的傳統(tǒng)領域——轎車發(fā)動機方面。柴油機也對汽油機發(fā)出了挑戰(zhàn)。
車用柴油機是柴油機的一種，與船用柴油機相比，車用柴油機功率要求高，對外形、體積和重量要求也較高。但車用柴油機的耐久性與可靠性一般不如船用柴油機。一個最明顯的例子就是：車用柴油機的功率是15分鐘功率，即允許汽車用此功率連續(xù)開15分鐘，而船用柴油機的功率多數(shù)是12小時功率或持久功率。顯然，車用柴油機對功率要求較高，而船用柴油機對可靠性要求較高。
1 前 言
1.1 研究目的和意義
柴油機的技術性能指標取決于各工作參數(shù)，而其工作參數(shù)又取決于其結構參數(shù)，并且柴油機結構參數(shù)之間存在著有機的內在聯(lián)系。一個結構參數(shù)變化，其他結構參數(shù)隨之改變。通過對整機的布局、實際循環(huán)熱計算、動力計算、增壓器的選擇和對柴油機配氣系統(tǒng)、供油系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、起動系統(tǒng)的了解與掌握，能夠找出影響柴油機的動力性能指標、經濟性能指標、運轉性能指標和可靠性耐久性指標的主要參數(shù)以及各結構參數(shù)之間的最佳配合狀態(tài)。
內燃機是目前世界上應用范圍最廣、熱效率最高的熱動力機械，廣泛應用于國民經濟和國防的各個領域，占有重要地位。近年來，隨著能源問題和環(huán)境問題的日益突出，對內燃機性能的要求越來越高，尤其是在交通運輸領域，隨著人們環(huán)保意識的加強以及能源形勢的變化，如何提高柴油機的效率、改善柴油機的排放已經越來越受到人們的重視，對柴油機整機進行研究是解決這個問題的最有效途徑。
大多數(shù)人認為, 柴油機黑煙滾滾, 污染嚴重。其實這是一個誤解, 之所以會這樣, 與柴油機技術落后有著不可分割的關系。隨著柴油機技術的進步, 環(huán)保性能已大有改善。自1998年以來, 新型公路用柴油機的顆粒物排放量已降低了83%, 氮氧化物的排放量也已降低了63%, 達到歐洲3號或歐洲4號排放標準的柴油發(fā)動機已經基本消除了黑煙。這主要得益于90年代以來柴油機技術的不斷創(chuàng)新與發(fā)展。
1.2 國內外研究及發(fā)展現(xiàn)狀
發(fā)動機柴油化已成為當今汽車行業(yè)不可阻擋的發(fā)展趨勢, 與汽油發(fā)動機相比, 柴油發(fā)動機具有優(yōu)良的燃油經濟性能和很大的排放性能改進潛力。
重型汽車中, 歐洲、美國和日本已經實現(xiàn)100% 柴油化；商用汽車中, 歐洲和美國都達到了90%, 日本為38%；轎車中歐洲達33%, 日本是9%。在大眾3L 路波柴油轎車開發(fā)成功以后, 世界上許多大汽車公司在3L以上轎車上使用了柴油發(fā)動機。
中國的車用動力柴油化也得到長足的發(fā)展。按照2000年實際銷售統(tǒng)計, 在重型汽車中柴油化已經接近100% , 大型客車達到90%。如果視農用運輸車為一種低檔的“汽車”的話, 該領域柴油化也已經達到100%。按照國外商用車的概念, 2000年我國商用車的柴油化率約為40%。當然, 這是按照2000年車輛實際銷售數(shù)量計算的, 即在新銷售的動力車中使用柴油發(fā)動機車輛所占的比重,如果以柴油機為動力的車輛與社會車輛總保有量之比來計算, 我國的車用動力柴油化的比例要低一些。
我國柴油機產業(yè)自20世紀80年代以來有了較快的發(fā)展，2006年，已有車用發(fā)動機生產企業(yè)60多家，車用發(fā)動機生產能力600多萬臺，其中汽油機450萬臺左右，柴油機150萬臺左右。近十年來，我國在車用柴油機生產方面也取得了較快的發(fā)展，雖然我國現(xiàn)有的車用發(fā)動機的生產能夠基本滿足輕型車和重型車的需要，但仍然缺少技術含量高的產品，還缺少城市交通用的低排放車用柴油機，適合于轎車配套用的柴油機也極少。我國現(xiàn)生產的車用柴油機就其技術來源而言，引進系列和自主開發(fā)系列基本上是平分秋色。但從發(fā)展來看，引進機型將會進一步增加，而自主開發(fā)機型將會因為性能落后而逐步減少。從總體上講，我國柴油機產品的技術水平與國際先進水平相比還有一定的差距，引進的產品只相當于國際90年代初期水平，自主開發(fā)的產品也就相當于國際50年代中期水平。柴油機以其經濟性好、排放低和轉矩大等優(yōu)勢，在車用動力方面有很大的發(fā)展?jié)摿Α獯笾行推嚮旧隙加貌裼蜋C，而我國重型車動力以柴油機為主，中型和輕型車還有較大比例的汽油機，轎車類仍然是汽油機一統(tǒng)天下。
從全球的角度來看，車用柴油機的競爭一直十分激烈，因而促進了其技術的不斷創(chuàng)新和發(fā)展。為了滿足市場需求、擴大市場占有率、增強競爭實力，近幾年世界各大汽車廠、車用柴油機制造商競相推出了一批新研制或改進提高的產品或技術，這些新產品或新技術基本上體現(xiàn)了車用柴油機的發(fā)展方向。電控噴射技術，共軌燃油噴射系統(tǒng)，可變氣門正時系統(tǒng)，渦輪增壓中冷技術，混合動力，代用燃料等諸多方面。
1.3 研究內容和方法
本論文主要研究的內容是135型車用柴油機總體設計，包括各個系統(tǒng)零件的設計選擇。通過實際循環(huán)熱計算、動力計算，得到135型柴油機的各個特性曲線。通過對整機的布局、對柴油機配氣系統(tǒng)、供油系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、起動系統(tǒng)的了解與掌握，找出影響柴油機的動力性能指標、經濟性能指標、運轉性能指標和可靠性耐久性指標的主要參數(shù)以及各結構參數(shù)之間的最佳配合狀態(tài)。
2 135柴油機工作過程熱計算
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：
1) 對柴油機的動力性能和經濟性能參數(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。
2) 提供在設計階段零部件強度計算的依據(jù)。
3) 為柴油機的性能改進提供初步的理論依據(jù)。
2.1 柴油機工作過程熱計算已知參數(shù)
135柴油機工作過程熱計算的已知參數(shù)見表2-1所示。
三缸柴油機設計原始數(shù)據(jù)
項 目
數(shù) 據(jù)
環(huán)境壓力P0
0.1013 MPa
環(huán)境溫度T0
293 K
幾何壓縮比ε
16.5
過量空氣系數(shù)α
1.57
殘余廢氣系數(shù)γγ
0.02
殘余廢氣溫度Tr
720 K
最大燃燒壓力Pz
7.6 MPa
Z點熱利用系數(shù)ξz
0.70
B點熱利用系數(shù)ξb
0.85
燃燒室掃氣系數(shù)ψ
1.12
燃油重量成分
C=0.87 H=0.126 O=0.004
燃油低熱值Hu
42286 KJ/kg
額定功率
50 KW
計算轉速
1500 rpm
基本結構
三缸、立式、四沖程、蒸發(fā)水冷、
2.2 135柴油機工作過程熱計算
本章對135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) 指示參數(shù)計算；7) 有效參數(shù)計算。
2.2.1 一般參數(shù)的計算
一、氣缸工作容積(L)
==1.4306L
二、燃燒室容積(L)
L
三、理論空氣量
kg
四、新鮮空氣量
=24.31kg
五、燃燒產物量
==24.34kg
六、理論分子變更系數(shù)
=1.001
七、實際分子變更系數(shù)
=1.001
2.2.2 進排氣過程計算
一、排氣壓力(kPa)
=110kpa
二、缸內排溫K
三、進氣終點壓力(kPa)
kPa
四、進氣終點溫度(K)
K
五、沖量系數(shù)
六、柴油機總空氣流量(kg/h)
=49.17g/s=177kg/h
2.2.3 壓縮終點參數(shù)計算
一、壓縮終點壓力(kPa)
kPa≈4.5MPa
二、壓縮終點溫度(K)
K
2.2.4 燃燒過程的計算
一、壓力升高比
二、最高燃燒溫度(K)
式中—燃燒終點時的熱量利用系數(shù)；—燃料低熱值(kJ/kg)；,—燃燒產物和新鮮空氣的平均等壓摩爾比熱容(kJ/kg×mol×K)
=14687.8
≈1770K
三、初期膨脹比
四、燃燒終點氣缸容積
L
2.2.5 膨脹終點參數(shù)的計算
一、膨脹終點壓力
kPa
式中
二、膨脹終點溫度
K
2.2.6 指示參數(shù)的計算
一、平均指示壓力
=729.4kPa
二、指示功率
kW
三、指示熱效率
=40.3%
四、指示油耗
=202.6g/(kW×h)
2.2.7 有效參數(shù)的計算
一、機械效率
=83.8%
二、平均有效壓力
=611kPa
三、有效熱效率
=0.338
四、有效比油耗
=242g/(kW×h)
2.3 平均有效壓力
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)。
是標志柴油機熱力循環(huán)進行的有效性、結構合理性和制造完善性的綜合指標。
平均有效壓力：
2.4 活塞平均速度
柴油機的額定轉速和活塞平均速度指柴油機在額定功率時的轉速和活塞平均速度?；钊骄俣纫彩菦Q定柴油機高速性的指標。提高柴油機的額定轉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。
一、對性能的影響
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。
二、對熱負荷的影響
柴油機氣缸內單位時間所發(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]。
三、對磨損和壽命的影響
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。
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。
活塞平均速度：
2.5 行程缸徑比
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。
當每一氣缸工作容積一定時，應采用較小的值。其優(yōu)點為：
1. 可相應地提高柴油機曲軸轉速而不至于使活塞平均速度超過許可值，因而可以提高升功率。
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。
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。
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容易。
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將變壞。因此，在選定值時必須適當。[1]
行程：
所以
3 配氣機構總體設計
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。其要求為：
1. 進排氣門的時面值足夠大，泵氣損失小。
2. 振動、噪聲較小，并且工作可靠和耐磨。
3. 結構簡單、緊湊。
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，有所側重，盡可能合理滿足這些要求。
3.1 氣門數(shù)目、布置和驅動
本設計采用每缸一進一排兩氣門的設計方案，氣門的驅動采用凸輪軸—挺柱—推桿—搖臂—氣門機構。
3.2 凸輪軸的布置和傳動
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。
在凸輪軸布置時應考慮以下原則：
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。
2. 在決定凸輪軸高度位置時，應保證曲軸對凸輪軸的傳動，并要求配氣機構驅動也比較簡便。
3. 當發(fā)動機轉速較高時，為了減小氣門傳動機構的往復運動質量，可將凸輪軸位置移動到氣缸體上部，有凸輪軸經過挺柱直接驅動搖臂而省去推桿。[1]
綜合考慮上述要求，本次設計的135柴油機的凸輪軸采用下置式。
根據(jù)具體布置方案與有關參數(shù)來選擇現(xiàn)有內燃機工作可靠的機件，一方面使機件通用化，降低成本，便于維修，另一方面省去新機件的研制工作，縮短整個內燃機的研制時間。
圖4-1 柴油機配氣系統(tǒng)
1-鎖緊環(huán) 2、11－搖臂軸彈簧 3－搖臂軸 4、9－搖臂 5－搖臂調整螺釘 6－調整螺母 7、14、24、27－螺栓 8－墊圈 10－搖臂支撐架 12－支撐架雙頭螺栓 13－螺母 15－彈簧墊圈 16－搖臂挺柱 17－推桿 18－氣門蓋帽 19－鎖片 20－彈簧支撐座 21、22－氣門彈簧 23－氣門 25－正時齒輪平墊圈 26、28－止推板 29－半圓鍵 30－凸輪軸 31－密封塞 32－凸輪軸軸承
3.3 配器系統(tǒng)設計
配氣系統(tǒng)由氣門組、驅動組、傳動組、減壓機構和進排氣系統(tǒng)組成。如圖4-1。
配氣機構的功用是按照發(fā)動機每一氣缸內所進行的工作循環(huán)和發(fā)火次序的要求，定時開啟和關閉各氣缸的進、排氣門，使新鮮沖量的空氣得以及時進入氣缸，廢氣得以及時從氣缸排出；在壓縮與膨脹過程中，保證燃燒室的密封。
圖4-2 傳動齒輪裝置圖
配氣相位的選定：進氣門提前角為：15°（一般范圍為10°-30°），遲后角45°（一般范圍為40°-60°），持續(xù)角300°；
排氣門提前角：45°（一般范圍為40°-60°），遲后角15°（一般范圍為10°-30°），持續(xù)角300°。氣門重疊49°。
3.3.1 氣門組
包括氣閥、氣門導管、氣門座、氣門彈簧、氣門彈簧座、氣門鎖片。（如圖4-3所示）
圖4-3氣門總成
⑴氣門導管
氣門導管的作用是：導向，保證氣門與氣門座之間的密封；承受氣門運動時所產生的側壓力；將氣門的部分熱量散出。
增壓柴油機的進氣門導管內孔上端有9°錐角，以加強進氣門桿和導管孔及氣門與氣門座之間的潤滑。氣門導管采用減磨性能好的灰鑄鐵。其內孔的粗糙度不能太低，這樣可保證在配合面上有一定數(shù)量的潤滑油，防止熔著磨損。進氣門桿與導管之間的間隙為0.06mm，排氣門桿與導管之間的間隙為0.08mm。
⑵氣門彈簧
氣門彈簧的材料選擇65Mn，其特點是機械性能高，耐疲勞和耐沖擊韌性好，表面脫碳傾向小，高溫穩(wěn)定性好，但價格較貴。噴丸處理可使其疲勞強度提高20～70%，此外還應對氣門彈簧表面進行氧化、鍍鋅、磷化等耐腐防銹處理。
采用彈簧鋼絲制成圓柱形螺旋彈簧，它的一端支撐在汽缸蓋的相應凹槽內，另一端壓在與氣門桿端連接的彈簧座上，兩根彈簧的繞轉方向不同，這樣可以防止共振而且保證萬一個彈簧折斷時另一彈簧仍支住氣門不至落入氣缸內。
3.3.2 進排氣門設計
氣門材料選擇4Cr10Si2Mo，具有較高的耐高溫強度和良好的耐磨性，耐蝕性較好，熱膨脹系數(shù)小，切削性能也好，但它的導熱性差些。為了更大的提高氣門的耐熱、耐磨、耐腐蝕性能，在氣門座合面、氣門桿端部還需要鍍覆鈷基或鎳基合金，或在氣門桿上進行鍍鉻等化學處理。
為了獲得最佳容積效率，氣門頭部直徑通常是越大越好，但因受燃燒室間的限制，進氣門直徑為氣缸直徑的42～48 %。即48mm。一般來說，考慮到吸氣作用，進氣門直徑要比排氣門大15～20 %，以改善充氣效率，即 39mm.。通常允許氣門頭部外圓伸出已精加工的氣門座之外約0. 5～1. 0mm，氣門盤外圓通常為氣口直徑的1. 15 倍，這樣可以使氣門座有足夠的寬度以利于氣門頭的傳熱。進氣門直徑48mm，排氣門直徑40mm。
氣門錐角45°，這樣有利于提高氣門的剛度，當氣門落座時有良好的自位作用，而且氣門與氣門座之間座合壓力較大，有利于傳熱和密封。進、排氣門閥盤厚δ=4.5mm，進氣門頭部直徑與桿部直徑的比值一般為(4. 5～5. 5) ：1 ；所以取進氣門桿部直徑d =8mm排氣門桿部直徑為7mm，頭部厚度t = 4.5mm，通常氣門桿部長度為進氣門盤外圓的2.5～3.5 倍，或者為氣缸直徑為1.1～1.3 倍，所以取h = 110mm。氣門冷間隙：進氣門為0.30mm，排氣門0.35mm，熱間隙：進氣門0.20mm，排氣門0.20mm。
3.3.3 氣門傳動組
包括凸輪軸、正時齒輪、挺柱、導管、推桿、搖臂及搖臂軸。135柴油機的配氣機構為下置式。下置式凸輪軸的突出優(yōu)點是凸輪軸與曲軸相距較近，凸輪軸可通過齒輪直接驅動，使二者之間的傳動裝置可以簡化，有利于柴油機的整體布置。它可以保證使進、排氣門能按配氣相位規(guī)定的時刻開閉，且具有足夠的開度。凸輪軸通過挺柱、推桿、搖臂驅動氣門。凸輪軸與曲軸間的定時傳動關系，靠傳動齒輪上的記號來保證。氣門與氣門座的配合面要求密封好，氣門開啟時要求對氣流的阻力要小，氣門處在高溫（排氣門溫度達到900～1000℃，進氣門溫度達300～400℃），冷卻和潤滑困難的條件下工作，因而要求耐熱和耐磨。
氣門由頭部和桿部組成，進氣門采用一般的合金鋼制造，氣門頭部采用簡單的平頂結構,氣門與氣門座之間的配合面做成錐面，使接觸良好，防止漏氣。密封錐面的錐角一般做成45°氣門頭部到氣門桿的過度圓弧一般比較大，以減少氣流阻力。同時也增加強度，改善頭部的散熱。
圖４—５ 氣門搖臂
門導管中往復運動，其表面經過磨光以提高耐磨性。
1 門挺柱
常用鋼或鑄鐵制造，工作表面經熱處理提高硬度后精磨，使表面光潔尺寸精確。進氣門挺柱上有環(huán)形槽，氣門挺柱底面是平的，為使工作表面均勻，氣門挺柱軸線相對凸輪軸線偏移1～3mm，使氣門挺柱旋轉，挺柱的配合間隙在0.02～0.08mm范圍內，如圖4-4。
⑵氣門推桿
由空心鋼管制造，空心桿兩端焊有不同形狀的端頭,
上端是凹球形，氣門搖臂調節(jié)螺釘?shù)那蝾^落在其中，下端是圓形，插在氣門挺柱的凹球形座內，上下兩端都用鋼制成，并經過熱處理。
2 門搖臂
采用鋼模鍛成，氣門搖臂兩端的長短不等，長短的比值約為1.6左右，長臂端用于推動氣門桿端，這樣在一定的氣門開度下，可以減少凸輪的最大升程。長臂端與氣門桿端接觸部位經熱處理后磨光，氣門搖臂中心孔中裝有青銅襯套。
4 氣門組的設計
4.1 氣門的結構和設計
氣門主要由桿部和頭部兩部分組成。圖1所示為氣門的基本結構及名稱。
圖4.1 氣門的基本結構及名稱
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
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
—氣門頭厚度 R—氣門頸部圓弧半徑 —氣門錐面斜角
一、氣門頭部的設計
1. 氣門頭部形狀
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)點是結構簡單、工藝性好、受熱面小，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135柴油機采用平底型氣門[2]。
2. 氣門頭部直徑
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：
根據(jù)缸徑D=135mm，代入上式得：mm mm
考慮燃燒室、噴油器和缸蓋螺栓等多方面因素，本設計取
3. 氣門錐面斜角
氣門錐面斜度一般為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135柴油機的設計中，進、排氣門錐面斜角均取45°。
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]。
4. 氣門頭部厚度及錐面寬度的確定
（1）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，錐面磨損增加。
參考柴油機設計手冊中冊[1]，氣門頭部厚度的公式為：
=（0.10～0.12）
因此，對于進氣門，=(0.10～0.12)38=3.8～4.56，取=4.5mm；
對于排氣門，=(0.10～0.12)32=3.2～3.84，取=3.5mm。
（2）氣門錐面寬度b的設計原則：由于氣門的大部分熱量是經密封帶導出，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。
參考柴油機設計手冊，氣門錐面寬度b的公式為：
b＝(0.9～1.05)
因此，對于進氣門，b＝(0.9～1.05)4.5=4～4.7，取b=4.2mm；
對于進氣門，b＝(0.9～1.05)3.5=3.15～3.675，取b=3.2mm。
5.氣口直徑的確定
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，
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。
二、氣門桿部的設計
1. 氣門桿直徑的設計
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向力大小。根據(jù)經驗，氣門桿徑取為頭部外徑的16～25%?？紤]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135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。
2. 氣門桿長度的設計
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。
根據(jù)柴油機設計手冊，氣門桿長度L的設計公式為：
=(2.5～3.5)
4.2 氣門材料的選擇
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135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]。
4.3 氣門導管的設計
氣門桿工作時在導管中滑動，使導管承受側向壓力，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。
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，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，以減小對導管的側壓力，并有利于氣門的導向和散熱。
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0.005～0.01倍，排氣門取氣門桿直徑的0.008～0.012倍。
在本次設計的135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：
進氣門：（0.005～0.01）8=0.04～0.08mm
排氣門：（0.008～0.012）8=0.064～0.096mm
4.4 曲軸的設計
曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩（扭矩和彎矩）共同作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力狀態(tài)。曲軸形狀復雜，應力集中現(xiàn)象相當嚴重，特別在曲軸至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應力集中現(xiàn)象尤為突出。
曲軸各軸頸在很高的比壓下，以很大的相當速度在軸承中發(fā)生滑動摩擦。這些軸承在實際變工況運轉條件下并不總能保證液體摩擦，故設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨性，各軸頸應具有足夠的承壓面積，同時給予盡可能好的工作條件。曲軸是曲柄連桿機構中的中心環(huán)節(jié)，其剛度亦很重要。由于內燃機轉速較高，同時要求其質量較輕。故曲軸在強度、剛度、耐磨、輕巧上都有要求，但它們之間又存在相互矛盾。
4.4.1曲軸的材料及結構
曲軸是發(fā)動機中承受沖擊載荷、傳遞動力的重要零件，在發(fā)動機五大件中最難以保證加工質量。目前車用發(fā)動機曲軸材質有球墨鑄鐵和鋼兩類。由于球墨鑄鐵的切削性能良好，可獲得較理想的結構形狀，并且和鋼質曲軸一樣可以進行各種熱處理和表面強化處理來提高曲軸的抗疲勞強度、硬度和耐磨性。球墨鑄鐵曲軸成本只有調質鋼曲軸成本的1/3左右，所以球墨鑄鐵曲軸在國內外得到了廣泛應用。
曲軸從整體結構上看，可以分為整體式和組合式。隨著復雜結構鑄造技術的進步，現(xiàn)代內燃機幾乎全部采用整體式曲軸。從支撐方式看，曲軸有全支持結構和浮動支撐結構。但本次設計為單缸高速發(fā)動機,用于大型雙缸車，故曲軸需采用組合式和全支撐結構。
由于曲軸采用組合式，故選用鍛造制造。鋼制曲軸除少數(shù)應用鑄鋼外，絕大多數(shù)采用鍛造。鍛造曲軸的材料有碳素鋼和合金鋼。本次設計曲軸采用鍛造制造，選用45號碳鋼模鍛曲軸，但曲軸在鍛造后應進行第一次熱處理（退火或正火），在精磨前應進行第二次熱處理（調質）以改善鋼的機械性能并能提高周靜表面硬度。對軸頸表面、圓角和油孔邊緣應拋光，以提高曲軸的疲勞強度。
綜上所述，曲軸采用45號鋼模鍛，采用組合式結構和全支撐式結構。
4.4.2曲軸尺寸的設計
曲軸主要由曲軸前端（自由端）、曲拐（包括主軸頸、連桿軸頸和曲柄）和曲軸后端（功率輸出端）三個部分組成。其中曲拐的數(shù)目與氣缸數(shù)目及排列方式有關。直列式內燃機曲軸的曲拐數(shù)與氣缸數(shù)相等。
曲軸主要尺寸如下圖6-1所示：
圖6-1 曲軸的主要尺寸圖
參考《內燃機設計》（楊連生）可得到主要尺寸范圍如下表二：
表二 曲軸主要尺寸比例范圍
主要參數(shù)
比例范圍
主要參數(shù)
比例范圍
D2/D
0.60～0.65
D2/d2
0.40～0.60
L2/D
0.35～0.45
D1/D
0.65～0.75
L1/D1
0.40～0.60
b/D
0.75～1.20
h/D
0.18～0.25
曲柄銷直徑=81-87.75mm，取，D2=85mm采用滾針軸承，曲柄銷長度L2與軸承寬度配合。
由于曲軸轉速高，曲柄銷與連桿大頭處采用滾針軸承，選用型號為:K35,即L2=22mm.
由比例范圍可得：L2=（0.35～0.45）D=19.6～25.2mm，取L2=22mm，符合要求。此處的主要是指與連桿大頭的配合長度，由于采用組合結構，需要與曲柄臂連接，故兩端還需各加上曲柄臂的厚度。
主軸頸采用深溝球軸承，型號為6208，由于轉速較高，故采用油潤滑。
5 氣門彈簧的設計
5.1 氣門彈簧概述
一、氣門彈簧作用
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。
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。
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。
4. 在進氣過程中防止排氣門被吸開。
二、工作條件與設計要求
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。
三、氣門彈簧材料的選擇
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，在工作中不致產生過大的彈力消失現(xiàn)象[1]。
氣門彈簧材料一般為碳素彈簧鋼絲、65Mn和50CrVA彈簧鋼絲等。
在本次設計的135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，可適用于較高的工作溫度[13-15]。
5.2 氣門彈簧尺寸的確定
一、彈簧中徑的選取
在本次設計的135柴油機中，采用雙氣門彈簧，則其內彈簧中徑為：
=(0.4～0.7)=(0.4～0.7)×60=24～42 取=30mm
=(0.6～0.9)=(0.6～0.9)×60=36～54 取=40mm
式中——氣口直徑(mm) 本設計中=60mm
二、彈簧預緊力P1的確定
氣門關閉時，彈簧預緊力要保證氣門與氣門座的良好密封。
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：
預緊力=12 (kgf)，式中d1為進氣口直徑(cm)。
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。
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)。
三、內外彈簧載荷的分配
內外彈簧載荷的分配比例一般為1:2.0到1:2.5。
本設計中內外彈簧的載荷分配如下：
彈簧最大彈力P2 (kgf)
內彈簧 P21=15
外彈簧 P22=30
四、彈簧鋼絲直徑的確定
彈簧計算的基本公式
（kgf/mm2） (5-1)
(mm) (5-2)
式中 ——彈簧力（kgf）；
——彈簧中徑（mm）；
——彈簧鋼絲直徑（mm）；
——彈簧有效圈數(shù)；
——彈簧材料切變模量；
——彈簧變形量（mm）；
——斷面切應力（kgf/mm2）；
——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)。
鋼絲直徑可按公式(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：
(5-3)
式中 ——材料的許用切用力（kgf/mm2）。
內彈簧鋼絲直徑的確定：
彈簧材料選用65Mn彈簧鋼絲，假設內彈簧鋼絲直徑約為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)：
許用切應力kfg/mm2
將上述數(shù)據(jù)代入式（5-3），得；
查柴油機設計手冊表13-25得旋繞比=7.0；
由得，d=2.47mm，圓整到國家標準規(guī)定的鋼絲直徑：=2.5mm。
外彈簧鋼絲直徑的確定：
彈簧材料選用65Mn彈簧鋼絲，假設內彈簧鋼絲直徑約為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)：
許用切應力kfg/mm2
將上述數(shù)據(jù)代入式（5-3），得；
查柴油機設計手冊表13-25得旋繞比=7.4；
由得，d=3.51mm，圓整到國家標準規(guī)定的鋼絲直徑：=3.5mm。
五、彈簧有效圈數(shù)和總圈數(shù)的確定
彈簧有效圈數(shù)可從其計算公式求出
式中彈簧最大變形量;
從彈簧特性的相似三角形（如圖6-1所示），可得
彈簧預緊變形量mm
彈簧最大變形量mm
式中 ——氣門最大升程（mm），=9mm。
h
vmax
圖6-1 彈簧載荷三角形
彈簧材料切變模量G=8000 kfg/mm2
內彈簧：=6.67，取=7圈；
=9圈
外彈簧：=4.27，取=5圈；
=7圈
5.3 氣門內彈簧計算過程
1) 工作時，假設彈簧所受最大工作載荷為600N，工作環(huán)境有腐蝕性，故選擇材料為1Cr18Ni9，類彈簧，許用切應力，許用彎曲應力， 彈性模量 ，切變模量 ，此種材料耐腐蝕，耐高溫，有良好的工藝性，適用于小彈簧。
2) 選擇旋繞比 ，暫取 ，
則根據(jù)公式
計算出曲度系數(shù)
3）根據(jù)安裝空間，初定彈簧中徑，
則根據(jù)公式
計算出
4）計算彈簧絲直徑
取
5）對于壓縮彈簧，工作圈數(shù)根據(jù)公式 計算
實際工作中正常情況下 ，為保證檢測時鉆桿過度偏向一邊時的儀器的安全，這里取
彈簧內徑
彈簧外徑
彈簧節(jié)距
彈簧自由長度
因在實際安裝中，允許的空間滿足不了所設計的彈簧自由高度值，也即過大，不符合實際應用要求，需重新設計。
重新設計如下:
重選
則 曲度系數(shù)：
彈簧絲直徑： 取
彈簧中徑：
彈簧內徑：
彈簧外徑：
彈簧節(jié)距：
彈簧工作圈數(shù)： 取
彈簧自由長度： 取
7）驗算穩(wěn)定性：細長比 符合兩端固定彈簧的選擇標準，故不需要進行穩(wěn)定性驗算。
8）疲勞強度和靜應力強度的驗算
疲勞強度驗算公式
已知：
由 可得
對于變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強度安全系數(shù)值按公式 計算，
式中：
--彈簧疲勞強度的設計安全系數(shù)，當彈簧的設計計算和材料的力學性能數(shù)據(jù)精確性高時，取；
--彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限，按變載荷作用次數(shù)N，由下表查取；
表3-1 彈簧參數(shù)表
變載荷作用次數(shù)N
取
故設計合理。
1）選材：
1Cr18Ni9
2）旋繞比：取， 則
3）彈簧中徑：
4）彈簧絲直徑： 取
5）對于壓縮彈簧工作圈數(shù)根據(jù)公式 計算，其中
在實際工作中正常情況下
這里取
則 取
6）計算彈簧內徑，外徑，節(jié)距，自由長度：
彈簧內徑
彈簧外徑
彈簧節(jié)距
彈簧自由長度 取
7）驗算穩(wěn)定性：細長比 符合兩端固定彈簧的選擇標準，故不需要進行穩(wěn)定性驗算。
8）疲勞強度和靜應力強度的驗算
疲勞強度驗算公式
由 可得
對于變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，疲勞強度安全系數(shù)值
按公式 演算
即 故彈簧設計合理。
大彈簧的有關參數(shù)如下表：
表3-2 彈簧參數(shù)表
參數(shù)名稱及代號
計算公式
結果
中徑
30mm
內徑
25mm
外徑
35mm
旋繞比
6
長細比
3.67
自由長度
110mm
工作長度
30.15mm
有效圈數(shù)
11.5圈
總圈數(shù)
13.5圈
節(jié)距
9mm
軸向間距
4mm
展開長度
1277.5mm
螺旋角
5.458°
質量
0.203Kg
5.4 氣門彈簧的校核
5.4.1 氣門彈簧的強度校核
一、疲勞強度校核計算
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：
內彈簧的切應力
=kgf/mm2
=kgf/mm2
疲勞強度的安全系數(shù)N可按下式求出：
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。經噴丸處理的彈簧可提高20%以上。安全系數(shù)應不小于1.3。
kgf/mm2
則：＞1.3
因此，內彈簧的疲勞強度滿足要求。
外彈簧的切應力
=kgf/mm2
=kgf/mm2
疲勞強度的安全系數(shù)N可按下式求出：
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。經噴丸處理的彈簧可提高20%以上。安全系數(shù)應不小于1.3。
kgf/mm2
則：＞1.3
因此，外彈簧的疲勞強度滿足要求。
二、工作極限切應力的校核計算
氣門彈簧在進行安裝時，可能出現(xiàn)并圈的情況，此時彈簧承受最大靜載荷，稱為工作極限載荷，可按下式計算：
（kgf） （5-4）
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：
（kgf/mm2） （5-5）
彈簧在工作極限載荷下應產生永久變形，要求：
（kgf/mm2）
由式（5-4）和式（5-5）知
內彈簧的工作極限切應力
kgf/mm2
，內彈簧的工作極限切應力滿足要求。
外彈簧的工作極限切應力
kgf/mm2
因此，外彈簧的工作極限切應力滿足要求。
5.4.2 氣門彈簧的共振校核
當彈簧的自振頻率為發(fā)動機凸輪軸轉速的整數(shù)倍時，在氣門升程曲線某一諧波（其頻率等于彈簧自振頻率的諧波）的激發(fā)下，彈簧將發(fā)生共振，共振時噪音增加，彈簧有效彈力下降，并在彈簧鋼絲斷面上產生附加應力。共振校核就是以彈簧自振頻率大于凸輪轉速倍數(shù)作為衡量彈簧共振情況的一項技術指標[1]。
彈簧自振頻率按下式計算：
內彈簧的自振頻率：
c/min
式中——彈簧鋼絲直徑（mm）；
——彈簧中徑（mm）。
一般認為彈簧自振頻率與發(fā)動機凸輪軸最高工作轉速之比應大于10，這樣設計的彈簧則是安全的。即
＞10
因此設計的內彈簧是安全的。
外彈簧的自振頻率：
c/min
式中——彈簧鋼絲直徑（mm）；
——彈簧中徑（mm）。
一般認為彈簧自振頻率與發(fā)動機凸輪軸最高工作轉速之比應大于10，這樣設計的彈簧則是安全的。即
＞10
因此設計的外彈簧是安全的。
6 凸輪軸與氣門傳動件的設計
6.1 凸輪軸的設計
6.1.1 凸輪軸的設計要求及結構
1. 正確配置各缸進、排氣凸輪的位置以實現(xiàn)配氣正時，保證發(fā)動機的正常運轉。
2. 根據(jù)發(fā)動機總體布置的要求以及允許的彎曲變形，合理地確定其支承的軸頸數(shù)、軸頸大小和凸輪軸的最小直徑尺寸。
3. 確定恰當?shù)牟牧虾蜔崽幚矸椒ǎ蛊渚哂凶銐虻捻g性和剛度又在凸輪和支撐軸徑的表面具有合適的硬度，確保具有良好的耐磨性[2]。
6.1.2 凸輪軸尺寸的設計
一、凸輪外形設計的任務和要求：
凸輪外形設計的任務是根據(jù)發(fā)動機的性能要求選擇適當?shù)耐馆嗇喞€，編制依凸輪轉角為自變量的挺柱升程表，以作為加工凸輪的依據(jù)，同時計算出挺柱或氣門運動的一些重要參數(shù)，如速度、加速度、慣性力、時間面積等，以便對配氣機構進行分析和比較[16-18]。
一個良好的配氣凸輪，既應使發(fā)動機具有良好的充氣性能，又要能保證配氣機構工作安全可靠。具體要求可歸結為如下幾點：
1. 具有合適的配氣相位。它能照顧到發(fā)動機功率、扭距、轉速、燃油消耗率、怠速和啟動等方面性能的要求。
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一些。
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大磨損和損壞。
5. 應使配氣機構在所有工作轉速范圍內都能平穩(wěn)工作，不產生脫離現(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，使用期限長。
上述這些要求往往相互矛盾，必須根據(jù)發(fā)動機的具體要求，抓住主要矛盾，協(xié)調各種因素，妥善解決。
在本次135柴油機配氣機構的設計中采用的是多項式高次方凸輪的設計方案。
二、凸輪軸的傳動設計主要遵循以下原則：
1. 正確配置各進排氣凸輪的位置以實現(xiàn)配氣正時，保證發(fā)動機的正常運轉。
2. 根據(jù)發(fā)動機的總體布置的要求以及允許的彎曲變形，合理的確定其支承的軸頸數(shù)、軸頸大小和凸輪軸的最小直徑尺寸。
3. 確定恰當?shù)牟牧虾蜔崽幚矸椒?，使其既有足夠的韌性和剛性，又在凸輪和支承軸頸的表面具有合適的硬度，保證具有良好的耐磨性[1]。
三、凸輪軸尺寸參數(shù)的確定
1. 基圓半徑
=0.5+(1～2) （mm）
最小直徑：
=(0.25～0.35)D （mm）
其中，D為缸徑，D=85mm
=(0.25～0.35)×85=21.25～29.75
本次設計中取db=23mm
=0.5×23+(1～2)=11.5+1.5=13mm
理論基圓半徑：
=+
式中氣門冷間隙mm，取mm
=+=13+=13+0.26=13.26mm
2. 凸輪寬度b
=(0.75～1.0)=9.75～13(mm)
取=12mm
3. 挺住最大有效升程
決定于氣門最大升程和氣門驅動機構傳動比,由于=1.3～1.8,
本次設計取=1.385