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        4JB1發(fā)動機配氣機構改進設計

        2018-01-25 07:48:45賀大松唐斌
        汽車實用技術 2018年1期
        關鍵詞:配氣搖臂供油

        賀大松,唐斌

        ( 1.重慶工業(yè)職業(yè)技術學院,重慶 401120;2.四川宜賓天工機械股份有限公司,四川 宜賓 644600)

        引言

        隨著汽車及發(fā)動機技術的發(fā)展,對配氣機構提出了更高的要求。配氣機構設計的好壞直接關系到整個發(fā)動機的動力性、經濟性、 噪聲、排放指標和使用壽命。旗下的一款柴油發(fā)動機。其配氣機構采用下置式凸輪軸,凸輪軸到搖臂傳動距離較遠,氣門與搖臂之間保留了氣門間隙。在冷機工作時,搖臂和氣門之間產生敲擊聲,工作一定時間后零件會逐步磨損,氣門間隙增大,噪聲增大。本文首先對發(fā)動機配氣機構中搖臂、鎖緊螺母、搖臂螺釘等的主要零部件進行測量,確定基本設計參數; 結合國家標準、機械設計手冊等資料,對液壓挺桿的尺寸、材料、受力和潤滑進行精確設計計算;最后將所設計的零部件進行總體裝配,避免了搖臂和氣門之間產生機械碰撞和敲擊,減小了噪聲,在生產中得到應用。

        1 4JB1發(fā)動機配氣機構改進前的結構

        1.1 4JB1發(fā)動機配氣機構改進前結構

        4JB1發(fā)動機運用在國內福田、長城、江鈴、成發(fā)等汽車上。它采用氣門頂置式、凸輪軸下置式配氣機構,是目前應用最廣泛的一種配氣機構。進氣門和排氣門都倒掛在氣缸蓋上。其氣門組包括氣門、氣門導管、氣門座、彈簧座、氣門彈簧、鎖片等零件;其氣門傳動組由搖臂、搖臂軸、推桿、挺柱、凸輪軸和正時齒輪組成。

        由于發(fā)動機熱脹冷縮的原因,搖臂與氣門之間在冷態(tài)時留有約0.2-0.3mm左右的氣門間隙,搖臂與氣門之間的間隙依靠搖臂螺釘調節(jié)。其結構如圖1所示。

        圖1 4JB1發(fā)動機配氣機構改進前結構圖

        1.2 存在的問題

        這種機構存在如下兩方面缺點:一是由于存在氣門間隙,發(fā)動機在冷機工作時,搖臂和氣門之間產生敲擊聲,即噪聲,對乘客和環(huán)境產生影響。二是發(fā)動機工作一定時間后,傳動零件會逐步磨損,氣門間隙增大,噪聲增大。為了調整氣門間隙,配氣機構在裝配及維修過程中,需打開氣缸蓋罩手工調整氣門間隙,存在操作不便。

        2 液壓挺桿結構和工作原理

        2.1 液壓挺桿結構基本結構

        液壓挺桿結構基本結構如圖2所示。液壓挺桿結構圖。主要由殼體、柱塞、單向閥、單向閥彈簧及回位彈簧等零件組成。單向閥位于柱塞下端,將產品分隔為上、下兩個工作腔,上腔為低壓腔,與發(fā)動機供油系統(tǒng)相通;下腔為封閉的高壓腔。

        圖2 液壓挺桿結構圖

        2.2 液壓挺桿工作原理

        液壓挺桿工作原理如圖2所示。當凸輪在升程階段壓縮柱塞時,單向閥關閉,從殼體與柱塞按偶件選配的配合間隙中壓出極少量油液,這時液壓挺桿可近似被看作一個不被壓縮的剛體,在“剛體”的支撐作用下,搖臂另一端打開進、排氣門。在凸輪的回程階段,柱塞在回位彈簧作用下恢復上升,氣門在氣門彈簧的作用下自動關閉,完成一個工作循環(huán),達到自動調節(jié)氣門間隙的目的。當配氣機構長期工作發(fā)生磨損,產生間隙,柱塞可以自由伸縮,補償間隙,始終確保氣門間隙為零間隙,免去了需經常打開缸罩調整氣門間隙的麻煩。

        3 4JB1發(fā)動機配氣機構改進設計

        3.1 改進設計思路

        為克服上述缺點,擬對原機構進行改進設計:取消搖臂調整螺釘,將搖臂調整螺釘改進設計為液壓挺桿;采用搖臂插入式結構,在搖臂原調整螺釘的安裝位置增加一個孔,將液壓挺桿插裝在搖臂孔內。利用液壓挺桿的獨特結構和工作原理,自動調節(jié)和控制氣門間隙為零間隙,避免搖臂和氣門之間產生機械碰撞和敲擊,減小噪聲。

        3.2 改進設計原則

        改進設計為液壓挺桿滿足如下幾方面原則:

        1)保證配氣機構尺寸鏈的傳遞關系總體不變,以保證發(fā)動機性能不變。即圖1中搖臂中心孔到螺釘下端面的中心位置 5.5mm與推桿總長度 234mm的和不變(5.5+234=239.5 mm);

        2)液壓挺桿的工作行程滿足配氣機構尺寸鏈的制造誤差需要;

        3)保證液壓挺桿的強度足夠,不斷裂、不磨損;

        4)保證搖臂新增加的液壓挺桿安裝孔強度足夠,不破裂失效,邊緣不干涉缸罩;

        5)發(fā)動機潤滑系統(tǒng)向液壓挺桿供油。

        3.3 改進設計的預期結果

        利用液壓挺桿,自動調節(jié)和控制氣門間隙為零間隙,避免搖臂和氣門之間產生機械碰撞和敲擊,減小噪聲。改進后的結構示意圖如圖3所示。

        圖3 改進后的總體結構及尺寸圖

        4 改進設計過程

        4.1 總體設計

        考慮到搖臂強度及液壓挺桿的基本安裝長度,將中心位置5.5mm調整為7mm,即增加1.5mm。因此推桿在原來基礎上減短1.5mm,即由234調整為232.5mm,以保持配氣機構尺寸鏈總體不變(7+232.5=239.5)。同時,保持搖臂比(力臂比例關系)不變,即 38.5/28不變。配氣機構總體結構尺寸如圖3所示。

        4.2 液壓挺桿設計

        (1)主要尺寸設計

        液壓挺桿主要尺寸設計如圖4所示。

        考慮到液壓挺桿的基本特性,凸輪在基圓狀態(tài)時挺桿的理論安裝長度按30.5mm設計,外徑φ11.2mm;經計算,配氣機構尺寸鏈累計加工誤差約 1mm左右。因此,液壓挺桿的調節(jié)行程按 3mm(±1.5)設計,足可滿足和彌補配氣機構加工誤差及今后長期工作發(fā)生的磨損需要。則液壓挺桿的:初始長度=30.5+1.5=32mm;壓縮長度=30.5-1.5=29mm。

        圖4 液壓挺桿基本尺寸圖

        (2)回位彈簧參數設計

        回位彈簧是液壓挺桿關鍵零件,結合本產品實際和以往經驗設計相關參數,保證P1值一般為10N左右,P2值一般為25N左右。說明:

        P1—挺桿在初始長度時的負荷,N;

        P2—挺桿在壓縮長度時的負荷,N。

        1)彈簧剛度計算:

        計算公式:

        式中:k—彈簧剛度,N/mm。

        G—切變模量,Mpa。選用65Mn碳素彈簧鋼絲,G≈80000Mpa。

        d—彈簧鋼絲直徑,mm。設計為d=φ0.8mm。D2—彈簧中徑,mm。設計為D2=φ5.2mm。n—彈簧有效圈數,設計為N=2.5圈。

        2)P1值計算

        計算公式:P1=k×(H0-Hn1)。

        式中:

        H0—彈簧自由高度,mm。設計為H0=7.5mm。

        Hn1—彈簧在挺桿初始長度時的高度,mm。設計為Hn1=6.5 mm。

        P1=k×(H0-Hn1)=11.6×(7.5-6.5)=11.6N。

        3)P2值計算

        計算公式:P2=k×(H0-Hn2)。

        式中:

        Hn2—彈簧在挺桿壓縮長度時的高度,mm。設計為Hn2=5.2 mm。

        P2=k×(H0-Hn2)=11.6×(7.5-5.2)=26.68N。

        (3)材料選擇

        選用20CrMo合金結構鋼制造殼體、柱塞和墊片,經碳、氮共滲化學熱處理,控制產品的表面硬度、心部硬度、有效硬化深度和金相組織等,使產品在高溫、交變載荷中保持極高的耐磨性和熱穩(wěn)定性。表面硬度控制在 HV688-825范圍內,心部硬度控制在HV300-450范圍內,有效硬化深度控制在0.3-0.7mm范圍內。

        (4)挺桿殼體抗彎強度計算

        工作過程中搖臂轉動一定角度,產生側向力,最薄弱的殼體頸部抗彎強度應滿足要求。受力分析如圖5所示。

        1)受力計算公式:

        式中:

        F—挺桿承受的垂直總作用力,N;

        F1—氣門彈簧最大力,F1≈300N;

        F2—氣門完全開啟時汽缸內剩余壓力對氣門的反作用力,N;

        i—搖臂比,i=38.5/28=1.375;

        p—氣門完全開啟時汽缸內剩余壓力,按約 10bar計算(≈1Mpa);

        圖5 受力分析、潤滑及供油圖

        r—氣門桿半徑,r=3 mm;

        2)受力計算:

        F2=p×(π×r2)=1×(3.14×32)=28.26(N)

        F=(F1+F2)×i=(300+28.26)×1.375=451.4(N)

        f=F×Sin150=451.4×Sin150=116.8(N).

        3)抗彎強度計算

        a)計算公式:

        式中:

        σ—最大彎曲應力,N/mm2;Mw—最大彎矩,N·mm;

        Zz—抗彎斷面系數,mm3;〔σ〕—許用應力N/mm2;

        σS—屈服強度,N/mm2。20CrMo材料的σS≈685 N/mm2;

        nS—安全系數,nS≈3。L—殼體頸部長度,L=5.5mm;

        d—殼體頸部直徑,d=φ6mm。

        b)許用應力:

        〔σ〕=σS/nS=685÷3=228(N/mm2)

        c)抗彎斷面系數 Zz=0.1×d3=0.1×63=21.6(mm3)

        d)最大彎矩 Mw= f×L=116.8×5.5=642.6(N·mm)

        e)最大彎曲應力:

        σ=Mw/Zz=642.6/21.6=29.8(N/mm2) <〔σ〕,符合要求。

        (5)液壓挺桿供油與潤滑設計

        發(fā)動機潤滑系統(tǒng)向液壓挺桿供油,是液壓挺桿正常工作的基本條件。由于空心的搖臂軸孔已與潤滑系統(tǒng)連通,因此在搖臂上設計φ2mm的液壓挺桿供油孔,實現向液壓挺桿供油。同時為了保證挺桿與推桿潤滑良好,設計了φ1.5mm的潤滑油孔。潤滑與供油如圖5所示。

        5 設計應用

        通過將搖臂調整螺釘改進設計為液壓挺桿,自動調節(jié)和控制氣門間隙為零間隙,避免搖臂和氣門之間產生機械碰撞和敲擊,減小了噪聲,取得了良好效果。該改進配氣機構已在4JB1發(fā)動機上應用。

        [1] 浦耿強,謝勇.發(fā)動機配氣機構凸輪與搖臂的改進設計[J].上海交通大學學報,2009,43(2):275-276.

        [2] 秦大同,謝里陽.現代機械設計手冊[M].化學工業(yè)出版社,北京:2011.

        [3] 鄭光澤,肖鵬.考慮發(fā)動機系統(tǒng)耦合振動影響的配氣機構動力學分析[J].機械設計與制造,2015(10): 55-59.

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