4JB1發動機配氣機構改進設計

賀大松，唐斌

( 1.重慶工業職業技術學院，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

隨著汽車及發動機技術的發展，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發動機配氣機構改進前的結構

1.1 4JB1發動機配氣機構改進前結構

4JB1發動機運用在國內福田、長城、江鈴、成發等汽車上。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。

由于發動機熱脹冷縮的原因，搖臂與氣門之間在冷態時留有約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。其結構如圖1所示。

圖1 4JB1發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，對乘客和環境產生影響。二是發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，與發動機供油系統相通；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，達到自動調節氣門間隙的目的。當配氣機構長期工作發生磨損，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）發動機潤滑系統向液壓挺桿供油。

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

發動機潤滑系統向液壓挺桿供油，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發動機上應用。

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

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