X2110N-15型农用柴油机配气机构设计.doc

X2110N-15型农用柴油机配气机构设计 作者： 日期：2 个人收集整理 勿做商业用途X2110N15型农用柴油机配气机构设计目录摘要Abstract前 言1第一章 X2110N15型柴油机改型设计任务31.1 改型设计的主要技术要求31.2 改型设计的依据及意义3第二章 X2110N15柴油机主要性能参数的选择52.1 平均有效压力52。2 活塞平均速度62.3 行程缸径比72。4 曲柄连杆比82.5 气缸中心距9第三章 配气机构总体布置103。1 气门数目、布置和驱动103.1.1 气门数目选择103.1。2 气门的布置与驱动103。2 凸轮轴的布置和传动11第四章 凸轮轴与气门驱动件设计144.1 凸轮轴的设计144.1.1 凸轮轴的设计要求及结构144。1.2 凸轮轴尺寸的设计154。2 挺柱的设计194。3 推杆和摇臂的设计20第五章 气门弹簧的设计225。1 气门弹簧概述225.1。1气门弹簧作用225.1。2工作条件与设计要求225。1.3气门弹簧材料的选择225.2 气门弹簧尺寸的确定235。3 气门弹簧的校核275.3。1 气门弹簧的强度校核275。3。2 气门弹簧的共振校核29第六章 配气机构其它零件设计316。1 气门316。1.1 气门材料316。1。2 气门构造及尺寸316。2 气门座圈356。3 气门导管366.4气门通路面积的校核36设计总结39参考文献40X2110N-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X2110N15型柴油机，即将六缸柴油机改为两缸柴油机.重点介绍了X2110N15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IIThe valve mechanism design of the X2110N15 Agricultural dieselABSTRACTIn this topic, we modified design a X2110N15 diesel engine based on theX6110-type diesel engine.The twocylinder diesel engine is about to replace the sixcylinder diesel engine。Especially introduces the design of valve timing mechanism of X2110N15 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 twovalve 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 homestyle, using the integral camshaft, such camshafts have simple structure， high precision machining， and good interchangeability.文档为个人收集整理,来源于网络个人收集整理，勿做商业用途This design， including exhaust valve, intake valve, valve spring, and camshaft。 KEY WORDS： Diesel engine， Modification, Valve timing mechanism， Valve前 言柴油机的发展，已有一百多年的历史，通过这一长时间的不断改进和更新，已经发展到了比较完善的程度。由于它的效率高，适应性好、功率范围广，柴油机已广泛应用于农业、工业、交通运输业和国防建设事业.因此，柴油机工业的发展，对国民经济、国防建设以及人民生活都具有十分重要的意义。近三十年来，柴油机朝着提高柴油机功率，降低油耗、污染和噪声以及提高工作可靠性和延长使用寿命的方向发展。我国柴油机产业自20世纪80年代以来有了较快发展，但我国柴油机产业的整体发展仍然面临着许多问题。1、我国重型柴油车的产量在逐年增加,中型、轻型车柴油化步伐也在加快，但在微型汽车、轿车领域，柴油车所占比例仍很少.2、柴油机行业投入不足,严重制约了生产工艺水平、规模发展和自主开发能力的提高。现在，我国柴油机技术基础薄弱，还不具备完整的全新柴油机产品和关键零部件开发能力。3、我国柴油机技术的落后、产品质量差以及车辆使用中维修保养措施不力，导致低性能、高排放柴油车在使用中对城市环境和大气质量造成不良影响，使社会产生厌柴”心理.4、柴油品质差、柴油标准的修订严重滞后于汽车工业发展的需要，对柴油机技术的发展以及各种新技术、改善柴油机排放措施的应用造成障碍。我国柴油机技术的攻关重点应放在电控技术、排放后处理技术、整机开发和匹配技术等关键技术研究和材料开发上，加快开发与配套主机更加适应的节能、节材和高可靠性的新一代机型。现有产品要提高可靠性、降低噪音和烟度,下一步应推广直喷化、轻量化、多缸化，同时还应提高柴油品质，为各类柴油机新技术的应用奠定基础910。X2110N15柴油机结构简单、维修方便、制造成本也较低、比较省油，且具有较大的输出扭矩。由于485柴油机具有许多方面的优点，所以不论在国外还是在国内，其应用越来越广泛,特别是农用机械，把X2110N15柴油机作为其首选动力。随着国民经济建设和生产的发展，X2110N-15柴油机已越来越广泛地得到应用，它为我国国民经济的发展作出了不可磨灭的贡献。总之,本次设计的X2110N-15柴油机具备动力大、油耗低、使用可靠性高、经久耐用、经济省油和维修方便等优点，是更省油，更清洁的环保机型。特别是其强劲的动力，合理的价格必将深受广大客户青眯.因此，此机型在未来的市场应用中有很大的发展潜力。27第一章 X2110N15型柴油机改型设计任务1。1 改型设计的主要技术要求1） 在X6110柴油机的基础上改型设计出X2110N-15型柴油机，即将六缸柴油机改型为二缸柴油机。2) 改型后的X2110N-15 型柴油机的性能指标为:型式：直列、水冷、四冲程、直喷式气缸数:2缸径行程（mm）：110130标定功率/转速（kw/r/min）:22/1548标定工况燃油消耗率(g/Kw.h）：231机油消耗率（g/kw.h)：2.71(磨合后为2。04)3） 在满足上述性能指标的前提下进行X2110N-15型柴油机的配气机构设计。1.2 改型设计的依据及意义内燃机的应用在所有热机中一直居于领先地位，无论是过去还是现在，均广泛应用于国民经济和国防建设（陆、海、空军的动力装备）的各个领域.从农业机械、汽车、摩托、赛车、工程机械、机车、战车、电站、舰艇和民用船舶，乃至于飞机都广泛采用内燃机，特别是在水陆交通运输和农用动力中占有压倒优势.在中、低速大型动力装置中几乎毫无例外地采用柴油机.我国现在正处在基础设施建设的重要时期，新农村的建设也正在进行中，农用机械化还在进一步普及，农民的生活水平和知识水平也有了很大的提高,所以柴油机的市场将是非常广阔的，农村的需求量非常大.配气机构作为内燃机的重要组成部分，其性能好坏对内燃机的性能指标有着很重要的影响。一台内燃机的经济性能是否优越，工作是否可靠，噪音与振动能否控制在较低的限度，常常与其配气机构设计是否合理有密切关系。设计合理的配气机构应具有良好的换气性能，进气充分，排气彻底，即具有较大的时面值，泵气损失小，配气正时恰当。与此同时，配气机构还应具有良好的动力性能，工作时运动平稳，振动和噪音较小，不发生强烈的冲击磨损等现象，这就要求配气机构的从动件具有良好的动加速度变化规律，以及合适的正、负加速度值6。第二章 X2110N15柴油机主要性能参数的选择柴油机的主要参数的选择必须紧密结合实际情况进行选择.它需要设计者在整机尺寸应尽可能小、总质量尽可能轻和具有较高的动力性、热可靠性与机械可靠性这两个互相矛盾的开发目标之间找到折中点，同时还应考虑整机外形美观。针对设计任务的要求正确选择这些参数，在估计Pe值时,一方面应考虑技术力量的因素,另一方面还应该给发动机留一定的余地,以免影响其寿命.2。1 平均有效压力柴油机在额定功率时的平均有效压力是表示柴油机整个工作过程完善性和热力过程强烈程度的重要参数之一.它决定于混合气形成的方法、燃料的种类、混合气形成的过程、燃烧过程与换气过程的质量、机械效率、进气压力和温度以及柴油机的冷却方式与冲程数。是标志柴油机热力循环进行的有效性、结构合理性和制造完善性的综合指标。平均有效压力:式中：-平均有效压力(巴）;发动机冲程数；发动机额定功率；单缸工作容积(升）; 发动机转速（转/分）；发动机气缸数。2。2 活塞平均速度柴油机的额定转速和活塞平均速度指柴油机在额定功率时的转速和活塞平均速度，活塞平均速度是决定柴油机高速性的指标。提高柴油机的额定转速与活塞平均速度是提高柴油机单位体积功率的有效措施之一，通常采用短冲程而提高转速，使活塞平均速度在不至于过高的情况下来提高柴油机的单位体积功率。一、对性能的影响当其他参数不变化时，与柴油机功率成正比。但是当柴油机结构不变时，进排气阻力与成正比，在柴油机摩擦磨损中占最大份额的是活塞组的摩擦损失，而活塞组的磨檫损失平均压力与成正比.因此，的提高导致的下降。二、对热负荷的影响柴油机气缸内单位时间所发出的热量与功率成正比，因而与成正比.所以气缸的热负荷与成正比。即热负荷随的增大而增大。如果当过大时,可能造成热负荷过大，甚至造成发动机因为热负荷超过极限，使发动机不能正常工作9-10。三、对磨损和寿命的影响柴油机气缸活塞组由气压引起的磨损速率可认为与摩擦功率成正比，即随提高，柴油机的寿命可能急速下降。因此必须合理的选择活塞速度。增大使发动机的功率提高，但活塞组的热负荷和曲柄连杆机构的惯性负荷增大,磨损加剧,寿命下降。同时由于进排气流量增大，进排气阻力与气流速度平方成正比例的增加,使冲气系数下降。所以随活塞平均速度提高，必须增大气门通道面积，选用好材料，提高加工精度.但是,选取过低也不恰当。首先是对于给定工作容积的柴油机来说，所发出的功率将过小,即每升工作容积所发出的功率将过低。其次,过低将导致活塞环和气缸壁在表面间不能建立起有效的润滑油膜而使摩擦加剧3。活塞平均速度：式中：活塞平均速度（m/s）； 发动机冲程数；发动机额定功率（kw）；发动机气缸数；平均有效压力(巴)；活塞直径（mm)。2.3 行程缸径比对柴油机的影响是多方面的。小则气缸余隙容积比减小,影响混合气形成和燃烧.在具体选择值时，应注意三个问题：尽量使气缸的散热面积与气缸的容积之比为最小，有利于燃烧室设计且使整台柴油机的尺寸最为紧凑。当每一气缸工作容积一定时，应采用较小的值.其优点为：1） 可相应地提高柴油机曲轴转速而不至于使活塞平均速度超过许可值,因而可以提高升功率。2） 可降低直列式柴油机的高度,因而可以减小外形尺寸并相应地减轻重量.3） 由于柴油机曲柄半径减小，曲轴主轴颈和曲柄销轴颈的重叠度则增大，因而刚度增加，应力状态改善。同时，连杆也可以短一些，这对其强度和刚度都有利。4) 由于柴油机气缸直径的增大，气缸盖上的气道和配气机构的安排较容易。然而，当采用较小的值时，由于气缸直径的增大，热负荷、机械负荷和噪声都加大。同时,由于单列式柴油机的长度主要决定于气缸直径,所以对于一般直列式来说长度将增大。此外，较小的值对燃烧室设计不利,而且对直流式换气的换气品质将变坏。因此，在选定值时必须适当.1行程:式中：活塞行程（mm）；活塞平均速度（m/s）；发动机转速（转/分）.所以2.4 曲柄连杆比连杆长度（大小头孔中心距）是设计时应该慎重考虑的一个结构参数,通常用连杆比=来表示，值越小，连杆越长，连杆质量对惯性力的影响可能更大.因此在现代高速柴油机的设计实践中，一般都是尽量缩短连杆长度，也就是说采用大的值.设计过程中应该满足：1) 对于四冲程高速柴油机来说，最合理的连杆长度应该是保证连杆及相关机件在运动中不与其他机件相碰情况下的最短长度。2) 值越大，连杆越短，则发动机总高度或总长度越小，所以使发动机结构紧凑。而且，柴油机总高度减小，总重量减小,且连杆越短，重量越轻，往复直线运动部分的质量和不平衡回转部分的质量件减小，其运动时产生的惯性力也减小，可以减少发动机的振动.3） 值越大，连杆缩短会引起活塞侧压力加大,可能增加活塞与气缸的磨檫与磨损。根据本设计的要求和总体尺寸的确定，将曲柄直径暂时定为66mm，连杆长长度为240mm.因此本设计中曲柄连杆比:式中：R曲柄的直径（mm）；L连杆的长度（mm）.2.5 气缸中心距气缸中心距是表征柴油机长度的紧凑性和重量指标的重要参数。缸心距大小取决于气缸盖型式和曲轴的结构型式和尺寸分配.缸心距的选取要考虑气缸盖上的进排气道的布置、冷却系统的布置以及润滑系统的布置。若气缸中心距选取过大，则会降低发动机的整体紧凑性，造成材料浪费，使制造成本提高，同样给机体的冷却造成困难。但是若气缸中心距选取过小则会使气缸盖的设计造成困难。有可能造成进、排气道与气缸盖紧固螺栓相打架,这样就影响充气效率，造成燃烧不充分,经济性降低。同样会使排气阻力增大，使气缸压力过高而降低充气效率。确定气缸中心距的大小，考虑曲柄臂和主轴径、曲柄销长度，使主轴承和连杆轴承有足够的承压面积，并保证曲柄有良好的刚度和强度。本设计中缸心距：.式中:缸中心距(mm）; 主轴颈长度（mm）；曲柄销长度（mm）;曲柄厚度（mm）。到此本设计的基本参数已确定下来，接下来进行配气机构总体布置及所需零件的设计。第三章 配气机构总体布置内燃机配气机构的任务是实现换气过程，即根据发动机工作次序定时开启和关闭进、排气门，以保证气缸排除废气和吸进新鲜空气.四冲程内燃机都采用气门凸轮式配气机构，因为这种机构工作可靠，尤其是近排气门能够持久地保证燃烧室的密封性。其要求为:1） 进排气门的时面值足够大，泵气损失小.2） 振动、噪声较小,并且工作可靠和耐磨.3） 结构简单、紧凑。1应该指出,同时满足这三个要求是比较困难的。因此在设计时必须根据具体情况综合考虑，有所侧重,尽可能合理满足这些要求，使它具有良好的动力特性。3.1 气门数目、布置和驱动3。1.1 气门数目选择一般内燃机都采用每缸两个气门，即一个进气门，一个排气门的结构，因为该种气门机构简单、制造容易、成本低，能满足一般发动机对配气机构的要求。所以本设计就采用此设计方案，气门的驱动采用凸轮轴挺柱推杆摇臂气门机构。3。1。2 气门的布置与驱动 气门侧置的发动机虽有配气机构及缸盖形状简单、使用维修方便等优点，但是发动机发动机性能指标低是其致命的弱点。而顶置气门发动机，则由于燃烧室结构紧凑，充气阻力而具有良好的抗爆性和高速性，发动机的动力性和经济性指标易于提高，因为柴油机压缩比高，则只能采用顶置气门机构. 至于气门排列方式，当每缸两个气门时，为了简化结构，大多采用气门沿曲轴轴线排成一列的方式(图31a)。气门分置于曲轴轴线两侧，因而进、排气道也相应分置于气缸盖两侧的布置方案(3-1b），多用于风冷发动机中,因为这种布置使气门中心线能倾斜，从而可能增大气门直径，因此本设计采用方案a。 (a) （b)图3-1 气门的布置与驱动在顶置气门机构中,气门布置在气缸中，凸轮轴布置在曲轴附近的机体中部，两者相距较远,因此气门须通过传动零件（挺柱、推杆、摇臂及支承）来驱动。3.2 凸轮轴的布置和传动内燃机的配气机构凸轮轴一般都直接由曲轴驱动。为使传动机构简单，要尽量缩短凸轮轴与曲轴之间的轴矩，所以凸轮轴应布置在尽可能接近曲轴的机体中部.目前，除强化强度特别高的发动机采用顶置式凸轮轴外，一般都采用下置式凸轮轴和中置凸轮轴的布置。在凸轮轴布置时应考虑以下原则：1。 决定凸轮轴横向尺寸和位置时，应保证不与曲柄连杆机构运动轨迹相碰，并尽可能靠近气缸中心线，以便减小机体和发动机宽度。2。 在决定凸轮轴高度位置时，应保证曲轴对凸轮轴的传动，并要求配气机构驱动也比较简便.3. 当发动机转速较高时,为了减小气门传动机构的往复运动质量，可将凸轮轴位置移动到气缸体上部，有凸轮轴经过挺柱直接驱动摇臂而省去推杆.4对于大多数柴油机来说，因转速相对较低,对配气机构动力特性要求不高，采用下置凸轮即可。综合考虑上述要求，本次设计的X2110N-15型柴油机的凸轮轴采用下置式。图32 下置配气凸轮的配气机构下置式凸轮轴通常采用星形齿轮组（即控制轮)，辊子链或齿条与曲轴相连。为了控制噪声，直径较大的凸轮轴端传动通常由塑料或者轻金属制造，而相对直径较小的曲轴端传动轮则大多采用钢材，为了结构简单、紧凑，保证传动精度，此处采用齿轮啮合来驱动。第四章 凸轮轴与气门驱动件设计4。1 凸轮轴的设计凸轮轴是发动机配气系统中的重要部件，凸轮轴的旋转是靠曲轴带动的，用来保证各个气缸内进、排气门按一定的时间正常开启和关闭，保证发动机充分换气，使进、排气门持久地保持燃烧室的密封性，确保发动机保持良好的可持续性和动力性。另外凸轮轴还要用来驱动燃烧系统等零件。凸轮轴在工作过程中除承受一定的弯曲和扭转载荷外，主要是凸轮部分承受周期变化的挤压应力以及与挺杆体相互接触产生的滑动带滚动的摩擦。要求凸轮轴本身具有足够的强度和硬度，还要有良好的抗擦伤性、抗接触疲劳能力和耐磨性，能承受冲击负荷，受力后变形小。4.1。1 凸轮轴的设计要求及结构对于凸轮轴的设计，必须具有以下性能要求：(1)凸轮轴要有一定的抗弯强度和足够的韧性，能承受一定的抗扭转载荷，保证受力后无明显的变形;(2）凸轮轴表面要有较高的粗糙度、中等强度和硬度以及一定的耐磨性，防止凸轮轴在工作过程中产生磨损、刮伤、断裂等缺陷；（3）凸轮轴需要具有较好的耐磨性能和切削加工性能；（4）凸轮轴要具有准确的尺寸,轴颈要有中等的抗弯强度和抗扭转载荷及中等的韧性和耐磨性。4凸轮机构由凸轮、从动件和机架组成。凸轮是主动件，从动件的运动规律由凸轮轮廓决定，根据形状分为盘形凸轮、移动凸轮和圆柱凸轮。凸轮机构在应用中的基本特点在于能使从动件获得较复杂的运动规律，因为从动件的运动规律取决于凸轮轮廓曲线，所以在应用时，只要根据从动件的运动规律来设计凸轮的轮廓曲线就可以了.凸轮机构广泛应用于各种自动机械、仪器和操纵控制装置，凸轮机构之所以得到如此广泛的应用,主要是由于凸轮机构可以实现各种复杂的运动要求，而且结构简单、紧凑.如图4-1所示：图41 凸轮机构运动简图本次设计X2110N15型柴油机由两缸组成,其中包含两个进气门和两个出气门,因此需要四组凸轮顶杆机构，现将这四组凸轮设计在同一根轴上，这样不仅大大减化了结构,而且还使凸轮传递运动的准确性得到了保障,能更好的完成配气的工作,其结构如图4-2所示：图42 凸轮轴结构图4.1。2 凸轮轴尺寸的设计一、凸轮外形设计的任务和要求：凸轮外形设计的任务是根据发动机的性能要求选择适当的凸轮轮廓线，编制依凸轮转角为自变量的挺柱升程表,以作为加工凸轮的依据，同时计算出挺柱或气门运动的一些重要参数，如速度、加速度、惯性力、时间面积等，以便对配气机构进行分析和比较58。一个良好的配气凸轮，既应使发动机具有良好的充气性能，又要能保证配气机构工作安全可靠.具体要求可归结为如下几点：1）有合适的配气相位.它能照顾到发动机功率、扭距、转速、燃油消耗率、怠速和启动等方面性能的要求;2）为使发动机具有良好的充气性能，因而时间面积值应尽可能大一些；3）加速度不宜过大，并应连续变化；4）具有恰当的气门落座速度，以免气门和气门座的过大磨损和损坏；5）应使配气机构在所有工作转速范围内都能平稳工作，不产生脱离现象和过大的振动；6）工作时噪声较小;7）应使气门弹簧产生共振的倾向达到最小程度；8）应使配气机构各传动零件受力和磨损较小，工作可靠，使用期限长.上述这些要求往往相互矛盾，必须根据发动机的具体要求，抓住主要矛盾,此处省略NNNNNNNN字需要完整版请联系QQ九九八七二一八四。式中-弹簧钢丝直径（mm)； -弹簧中径（mm）。一般认为弹簧自振频率与发动机凸轮轴最高工作转速之比应大于10，这样设计的弹簧则是安全的。即10因此设计的外弹簧是安全的。第六章 配气机构其它零件设计6。1 气门气门的工作条件非常恶劣。首先，气门直接与高温燃气接触,受热严重，而散热困难，因此气门温度很高。其次,气门承受气体力和气门弹簧力的作用，以及由于配气机构运动件的惯性力使气门落座时受到冲击.第三,气门在润滑条件很差的情况下以极高的速度启闭并在气门导管内作高速往复运动。此外，气门由于与高温燃气中有腐蚀性的气体接触而受到腐蚀。因此其设计的基本要求是：1）为保证有足够的进气充量，在缸盖布置允许的条件下，气门的头部直径应尽可能的大些，并尽量减小气体流动阻力；2）结构简单，在保证足够强度与刚度的条件下，尽量减轻重量;3）尽可能降低热负荷，这要与气缸盖的设计密切配合，以改善散热条件。6。1.1 气门材料进、排气门工作条件不同,对材料的要求也不同.进气门一般用中碳合金钢制造，如40Cr、铬钢、铬钼钢和镍铬钢等。排气门则因工作温度高，所以对材料的要求较高,通常采用耐热合金钢制造，如硅铬钢、硅铬钼钢、硅铬锰钢等1314。另外要求气门杆对导管具有良好的轴承性能，要求气门杆端部有足够的硬度，要求气门头部具有高温强度和抗腐蚀性。为了更大地提高气门的耐热、耐磨、耐腐蚀性能，在气门座合面、气门杆端部还需要镀覆钴基或镍基合金,或在气门杆上进行镀铬等化学处理.6。1.2 气门构造及尺寸气门通常由头部和杆部两部分组成。在设计时主要应确定直径、密封锥角、头部厚度及过渡半径,如图61所示：图61 气门的基本结构及名称1气门头部 2气门杆部 3气门径部 4锁夹槽 5-气门杆端面6气门锥面 7-气门头部端面 Dv气门头部直径 d0-气门杆直径气门头厚度 R气门颈部圆弧半径 气门锥面斜角一、气门头部的设计1） 气门头部形状气门头部形状除影响气体流通特性外，还影响气门的刚度、重量、导热性能以及制造成本等，同时以关系到气门的使用期限.气门头部形状基本上有三种形式:平底型、凸底型、凹底型。其中平底型气门的优点是结构简单、工艺性好、受热面小，具有一定的刚度，基本上能满足进、排气门的工作要求,因此在多种类型的柴油机中得到了广泛应用7-8.本次设计的X2110N15型柴油机采用平底型气门2。2) 气门头部直径增大进、排气的流通断面是减少进排气阻力，提高充量的途径,同时气门头部直径的选择还应考虑到燃烧室的型式，汽缸盖进、排气门的布置，气道之间冷却水套的设计以及气门受热和冷却的均匀性等因素。气门头部直径尺寸的确定，依据柴油机设计手册中册1中参考公式: 根据缸径D=110mm，代入上式得：=48。452。8mm， =40.745。1mm。 考虑燃烧室、喷油器和缸盖螺栓等多方面因素，本设计取=50mm, =43mm。3） 气门锥面斜角气门锥面斜度一般为30和45两种。在设计中考虑到排气门中气门与气门座之间的单位压力较大,则锥面上的积炭就容易被压扁或擦掉，因此我们采用45斜角。对于进气门的斜角，考虑到制造和维修的方便，一般在非增压柴油机中也取45。因此，在本次X2110N15型柴油机的设计中，进、排气门锥面斜角均取45。颈部圆弧半径R为一般取气口直径的0。250。50倍，多数情况下进气门的颈部圆弧半径R可取进气口直径的0.25倍，排气门的颈部圆弧半径R可取排气口直径的0.35倍，考虑到加工方便的原则我们统一取颈部圆弧半径为9.5mm1。4） 气门头部厚度及锥面宽度的确定（1)气门头部厚度设计原则：气门头部厚度的设计主要是从气门的刚度来考虑的，气门在燃烧压力的作用下会引起变形，变形过大会引起气门的密封性下降，锥面磨损增加。参考柴油机设计手册中册1，气门头部厚度的公式为：=（0。100.12）因此，对于进气门，=(0。100。12)50=56，取=5。5mm；对于排气门，=（0.100。12)43=4.35。16，取=5mm.（2)气门锥面宽度b的设计原则:由于气门的大部分热量是经密封带导出,密封带较宽则传热效果好，气门的工作温度就较低，但气门的密封性就较差。反之密封带太窄，虽然密封性较好，但散热不良，且接触压力较大，会加速气门的磨损，因此综合考虑这两方面的因素来选取气门密封带的宽度,其宽度的一般范围是1。53。0毫米之间。参考柴油机设计手册，气门锥面宽度b的公式为：b（0.91.05)因此，对于进气门，b（0.91.05）5.5=4。955.8,取b=5mm；对于进气门，b(0。91.05)5=4。55。25，取b=4。8mm。5）气口直径的确定进气口直径:d1=(0.370.46)D=40。750.6，本设计取进气口直径d1=45mm,排气口直径:d2=(0.330.37)D=36.340。7，本设计取排气口直径d2=38mm.二、气门杆部的设计1。 气门杆直径的设计气门杆直径的选择取决于气门所需的耐久性，增加气门杆直径有利于气门热量的逸散。气门杆直径的选择还决定于它在导管运动时侧向力大小。根据经验,气门杆径取为头部外径的1625%。考虑到加工和维修的方便,一般进、排气门杆直径相等。因此，本次设计的X2110N-15型柴油机气门杆直径为：3816%3225%=6.088,在此取气门的杆直径为：d0=8mm。2。 气门杆长度的设计气门杆长度L取决于气缸盖和气门弹簧的设计，一般希望短些，以便降低发动的总高度，减小气门重量。根据柴油机设计手册57,气门杆长度L的设计公式为：=(2.53.5）将=50mm, =43mm代入上式得：进气门杆长L=125175mm，排气门杆长L=108150mm。综合考虑进排气门总长相等的设计原则和设计方案取进气门杆长=140mm，排气门杆长L=130mm。气门杆端面要淬硬，一般要求硬度不小于HRC50。气门杆端部与弹簧盘相连接，应保证连接可靠但又不致过分使气门杆削弱,在本次X2110N15型柴油机的设计中采用锁夹槽来连接，槽内不允许出现尖角.三、气门升程进气门最大升程排气门最大升程综合进排气门的最大升程考虑：本设计取进、排气门最大升程均为12mm6.2 气门座圈气门座圈是一个金属环状，它是通过压入气缸盖的,在现代的柴油机的进、排气门口一般都压入座圈，这样既可延长气门和气门座的使用期限，又便于维修，但也增加了制造成本，特别是影响了排气门热量的传出，从而使排气门温度增高，实验表明，排气门装有座圈时，气门温度可能增高4065对于X2110N-15型柴油机的气门座圈也是通过压入的方法将它给压入气缸盖的.当气门座不能满足耐冲击、耐腐蚀和热硬度时,为延长气门和气门座的使用期限，就需要采用气门座。1）气门座圈材料：气门温度工作温度一般在200300度之间，对座圈材料的要求为：热膨胀系数与气缸盖材料接近，在工作温度下有一定的强度、硬度和耐蚀性，并有较好的导热性和切削性能.常用的座圈材料为合金铸铁，球墨铸铁QT622。气门座圈的材料与硬度必须与气门锥面的硬度相适应。对与X2110N-15气门的材料选择为QT62-2。2）气门座圈的过盈配合要求：气门座圈必须与气缸盖配合良好，不允许出现松动、脱落现象，因此要合理与慎重的匹配的材料以及它们之间配合公差、应该指出的是，如果增大过盈量的方法来阻止座圈的脱落时不合适的。因为过盈过大会使座圈的压缩应力过高,如超过材料的弹性极限,则出现塑性变形,座圈反而会脱落。正确的过盈量见表61：表61气门座过盈量推荐值序号气门座圈外径(mm）过盈量(mm）125600。050。10250750.0750.1253751000。100。153)气门座圈高度H与壁厚W的设计,如图62所示：图62 气门座圈结构图进气门座圈高度：,取5mm。进气门座圈厚度:，取1mm。出气门座圈高度:，取5mm。出气门座圈厚度：,取1mm。6.3 气门导管气门杆工作时在导管中滑动,使导管承受侧向压力，并且气门的部分热量也从导管中逸出.导管与气门这对摩擦副由于靠近气门头部，所以温度较高，润滑油易结炭，但供给摩擦副的润滑油又不能过多，以免流入燃烧室，因此要求导管在润滑较差的情况下能耐磨。近年来，我国开始广泛应用铁基粉末冶金导管，在不良的润滑条件下，工作可靠、磨损小，同时工艺性好、造价低。导管的外表面一般都设计成光滑的圆柱,没有任何凸台，以便无心磨床的加工.导管的长度取决于气缸盖的布置，只要位置允许，应尽量长些，最好不要小于气门杆直径的6倍，以减小对导管的侧压力，并有利于气门的导向和散热。导管与气门杆的配合间隙应认真选择，间隙过大则散热不良，同时气门在导管中易摆动、冲击，使气门和气门座磨损不均匀而造成漏气、漏油，这种渗漏甚至使气门头部烧损。间隙过小对气门座偏心的的补偿能力下降，还会因气门杆受热而卡在导管中。进、排气门工作条件不同，所取间隙也不同，一般进气门取气门杆直径的0。0050.01倍,排气门取气门杆直径的0。0080.012倍.在本次设计的X2110N-15型柴油机中，气门导管长度取l6d0=68=48mm。综合考虑，在此取l=50mm.间隙值为:进气门：(0。0050。01）8=0.040。08mm排气门：(0。0080.012）8=0.0640.096mm6.4气门通路面积的校核气门头部直径、升程和气门口直径选择的是否合适，主要看气门口和气门的通路面积是否足够的大.可用气门最大升程下(如图63），流通通路断面处的假定平均气流速度值来进行校核。校核公式： 式中,-相当于在整个进气或排气过程中，气门经常保持最大升程时，气门通路断面处的假定平均气流速（m/s)式中：一个气缸中同名气门的数目-气门在最大升程时的通路面积(m2）活塞面积(m2)，=-活塞平均速度，Cm=6.16m/s-气缸直径(m)， =110mm-活塞行程，S=130mm-发动机转速,n=1548r/min气门在最大升程时的通路面积公式：=1式中，-进气门头部外径(mm) -进气门头部内径（mm） -k1、k2间的距离（mm）=图63 气门最大升程示意图对柴油机的进气门的校核： 对排气门的校核: 因此，满足设计要求.本次设计的X2110N-15型柴油机转速为1548r/min，属中低速柴油机，根据柴油机设计手册表132,进气平均气流速度的范围为3050m/s,排气平均气流速度的范围为4070m/s,设计计算得出进气平均气流速度=39.95m/s，排气平均气流速度=46.85m/s，因此气门通路满足设计要求。设计总结此次设计的X2110N15柴油机属于中小功率高速柴油机，是在X6110 型柴油机的基础上改型设计出一台两缸柴油机，主要用于农用、轻型载重汽车用