4JB1发动机配气机构改进设计

贺大松，唐斌

( 1.重庆工业职业技术学院，重庆 401120；2.四川宜宾天工机械股份有限公司，四川 宜宾 644600）

引言

随着汽车及发动机技术的发展，对配气机构提出了更高的要求。配气机构设计的好坏直接关系到整个发动机的动力性、经济性、 噪声、排放指标和使用寿命。旗下的一款柴油发动机。其配气机构采用下置式凸轮轴，凸轮轴到摇臂传动距离较远，气门与摇臂之间保留了气门间隙。在冷机工作时，摇臂和气门之间产生敲击声，工作一定时间后零件会逐步磨损，气门间隙增大，噪声增大。本文首先对发动机配气机构中摇臂、锁紧螺母、摇臂螺钉等的主要零部件进行测量，确定基本设计参数； 结合国家标准、机械设计手册等资料，对液压挺杆的尺寸、材料、受力和润滑进行精确设计计算；最后将所设计的零部件进行总体装配，避免了摇臂和气门之间产生机械碰撞和敲击，减小了噪声，在生产中得到应用。

1 4JB1发动机配气机构改进前的结构

1.1 4JB1发动机配气机构改进前结构

4JB1发动机运用在国内福田、长城、江铃、成发等汽车上。它采用气门顶置式、凸轮轴下置式配气机构，是目前应用最广泛的一种配气机构。进气门和排气门都倒挂在气缸盖上。其气门组包括气门、气门导管、气门座、弹簧座、气门弹簧、锁片等零件；其气门传动组由摇臂、摇臂轴、推杆、挺柱、凸轮轴和正时齿轮组成。

由于发动机热胀冷缩的原因，摇臂与气门之间在冷态时留有约0.2-0.3mm左右的气门间隙，摇臂与气门之间的间隙依靠摇臂螺钉调节。其结构如图1所示。

图1 4JB1发动机配气机构改进前结构图

1.2 存在的问题

这种机构存在如下两方面缺点：一是由于存在气门间隙，发动机在冷机工作时，摇臂和气门之间产生敲击声，即噪声，对乘客和环境产生影响。二是发动机工作一定时间后，传动零件会逐步磨损，气门间隙增大，噪声增大。为了调整气门间隙，配气机构在装配及维修过程中，需打开气缸盖罩手工调整气门间隙，存在操作不便。

2 液压挺杆结构和工作原理

2.1 液压挺杆结构基本结构

液压挺杆结构基本结构如图2所示。液压挺杆结构图。主要由壳体、柱塞、单向阀、单向阀弹簧及回位弹簧等零件组成。单向阀位于柱塞下端，将产品分隔为上、下两个工作腔，上腔为低压腔，与发动机供油系统相通；下腔为封闭的高压腔。

图2 液压挺杆结构图

2.2 液压挺杆工作原理

液压挺杆工作原理如图2所示。当凸轮在升程阶段压缩柱塞时，单向阀关闭，从壳体与柱塞按偶件选配的配合间隙中压出极少量油液，这时液压挺杆可近似被看作一个不被压缩的刚体，在“刚体”的支撑作用下，摇臂另一端打开进、排气门。在凸轮的回程阶段，柱塞在回位弹簧作用下恢复上升，气门在气门弹簧的作用下自动关闭，完成一个工作循环，达到自动调节气门间隙的目的。当配气机构长期工作发生磨损，产生间隙，柱塞可以自由伸缩，补偿间隙，始终确保气门间隙为零间隙，免去了需经常打开缸罩调整气门间隙的麻烦。

3 4JB1发动机配气机构改进设计

3.1 改进设计思路

为克服上述缺点，拟对原机构进行改进设计：取消摇臂调整螺钉，将摇臂调整螺钉改进设计为液压挺杆；采用摇臂插入式结构，在摇臂原调整螺钉的安装位置增加一个孔，将液压挺杆插装在摇臂孔内。利用液压挺杆的独特结构和工作原理，自动调节和控制气门间隙为零间隙，避免摇臂和气门之间产生机械碰撞和敲击，减小噪声。

3.2 改进设计原则

改进设计为液压挺杆满足如下几方面原则：

1）保证配气机构尺寸链的传递关系总体不变，以保证发动机性能不变。即图1中摇臂中心孔到螺钉下端面的中心位置 5.5mm与推杆总长度 234mm的和不变（5.5+234=239.5 mm）；

2）液压挺杆的工作行程满足配气机构尺寸链的制造误差需要；

3）保证液压挺杆的强度足够，不断裂、不磨损；

4）保证摇臂新增加的液压挺杆安装孔强度足够，不破裂失效，边缘不干涉缸罩；

5）发动机润滑系统向液压挺杆供油。

3.3 改进设计的预期结果

利用液压挺杆，自动调节和控制气门间隙为零间隙，避免摇臂和气门之间产生机械碰撞和敲击，减小噪声。改进后的结构示意图如图3所示。

图3 改进后的总体结构及尺寸图

4 改进设计过程

4.1 总体设计

考虑到摇臂强度及液压挺杆的基本安装长度，将中心位置5.5mm调整为7mm，即增加1.5mm。因此推杆在原来基础上减短1.5mm，即由234调整为232.5mm，以保持配气机构尺寸链总体不变（7+232.5=239.5）。同时，保持摇臂比（力臂比例关系）不变，即 38.5/28不变。配气机构总体结构尺寸如图3所示。

4.2 液压挺杆设计

（1）主要尺寸设计

液压挺杆主要尺寸设计如图4所示。

考虑到液压挺杆的基本特性，凸轮在基圆状态时挺杆的理论安装长度按30.5mm设计，外径φ11.2mm；经计算，配气机构尺寸链累计加工误差约 1mm左右。因此，液压挺杆的调节行程按 3mm（±1.5）设计，足可满足和弥补配气机构加工误差及今后长期工作发生的磨损需要。则液压挺杆的：初始长度=30.5+1.5=32mm；压缩长度=30.5-1.5=29mm。

图4 液压挺杆基本尺寸图

（2）回位弹簧参数设计

回位弹簧是液压挺杆关键零件，结合本产品实际和以往经验设计相关参数，保证P1值一般为10N左右，P2值一般为25N左右。说明：

P1—挺杆在初始长度时的负荷，N；

P2—挺杆在压缩长度时的负荷，N。

1）弹簧刚度计算：

计算公式：

式中：k—弹簧刚度，N/mm。

G—切变模量，Mpa。选用65Mn碳素弹簧钢丝，G≈80000Mpa。

d—弹簧钢丝直径，mm。设计为d=φ0.8mm。D2—弹簧中径，mm。设计为D2=φ5.2mm。n—弹簧有效圈数，设计为N=2.5圈。

2）P1值计算

计算公式：P1=k×（H0-Hn1）。

式中：

H0—弹簧自由高度，mm。设计为H0=7.5mm。

Hn1—弹簧在挺杆初始长度时的高度，mm。设计为Hn1=6.5 mm。

P1=k×（H0-Hn1）=11.6×(7.5-6.5)=11.6N。

3）P2值计算

计算公式：P2=k×（H0-Hn2）。

式中：

Hn2—弹簧在挺杆压缩长度时的高度，mm。设计为Hn2=5.2 mm。

P2=k×（H0-Hn2）=11.6×(7.5-5.2)=26.68N。

（3）材料选择

选用20CrMo合金结构钢制造壳体、柱塞和垫片，经碳、氮共渗化学热处理，控制产品的表面硬度、心部硬度、有效硬化深度和金相组织等，使产品在高温、交变载荷中保持极高的耐磨性和热稳定性。表面硬度控制在 HV688-825范围内，心部硬度控制在HV300-450范围内，有效硬化深度控制在0.3-0.7mm范围内。

（4）挺杆壳体抗弯强度计算

工作过程中摇臂转动一定角度，产生侧向力，最薄弱的壳体颈部抗弯强度应满足要求。受力分析如图5所示。

1）受力计算公式：

式中：

F—挺杆承受的垂直总作用力，N；

F1—气门弹簧最大力，F1≈300N；

F2—气门完全开启时汽缸内剩余压力对气门的反作用力，N；

i—摇臂比，i=38.5/28=1.375；

p—气门完全开启时汽缸内剩余压力，按约 10bar计算（≈1Mpa）；

图5 受力分析、润滑及供油图

r—气门杆半径，r=3 mm；

2）受力计算：

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）抗弯强度计算

a）计算公式：

式中：

σ—最大弯曲应力，N/mm2；Mw—最大弯矩，N·mm；

Zz—抗弯断面系数，mm3；〔σ〕—许用应力N/mm2；

σS—屈服强度，N/mm2。20CrMo材料的σS≈685 N/mm2；

nS—安全系数，nS≈3。L—壳体颈部长度，L=5.5mm；

d—壳体颈部直径，d=φ6mm。

b）许用应力：

〔σ〕=σS/nS=685÷3=228(N/mm2)

c）抗弯断面系数 Zz=0.1×d3=0.1×63=21.6(mm3)

d）最大弯矩 Mw= f×L=116.8×5.5=642.6(N·mm)

e）最大弯曲应力：

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

（5）液压挺杆供油与润滑设计

发动机润滑系统向液压挺杆供油，是液压挺杆正常工作的基本条件。由于空心的摇臂轴孔已与润滑系统连通，因此在摇臂上设计φ2mm的液压挺杆供油孔，实现向液压挺杆供油。同时为了保证挺杆与推杆润滑良好，设计了φ1.5mm的润滑油孔。润滑与供油如图5所示。

5 设计应用

通过将摇臂调整螺钉改进设计为液压挺杆，自动调节和控制气门间隙为零间隙，避免摇臂和气门之间产生机械碰撞和敲击，减小了噪声，取得了良好效果。该改进配气机构已在4JB1发动机上应用。

[1] 浦耿强,谢勇.发动机配气机构凸轮与摇臂的改进设计[J].上海交通大学学报,2009,43(2):275-276.

[2] 秦大同,谢里阳.现代机械设计手册[M].化学工业出版社,北京:2011.

[3] 郑光泽,肖鹏.考虑发动机系统耦合振动影响的配气机构动力学分析[J].机械设计与制造,2015(10): 55-59.