推杆的纵向弯曲按下列计算：
Prp??2Ejl2?kgf?
5?1k0gf （2.18） ?2.5式中，P为作用于推杆上的临界力，E为推杆材料的弹性模量，J推杆中央横断面的惯性力；
J?
?1.19?10mm （2.19）
62?d64?2f2?dm?
式中，df为推杆的外径，dm为空心推杆的孔径。
np?PxpPp
?6.25?105 （2.20）
式中，Pt 为作用在推杆上的最大作用力。
对于各种用途的发动机，np在如下的范围：高功率轻型发动机，np?2.5~3，汽车拖拉机发动机，高速船用发动机，np?3~5，固定式和船用发动机np?4~6。 （2）接触应力的计算
接触应力按下面的公式计算：
2?1? 1?r?0.3383PpE???rr?12?2m
2 ??112?0.33832.5x105Em???4.55?? = 180kgf/mm2 （2.21） 式中 ，pp为作用于推杆上的最大作用力，Em为挺柱与推杆两种材料的平均弹量，r1为推杆的球头半径，r2为挺柱球面支座的半径。
对于各种用途发动机的许用接触应力??r?如下：汽车拖拉机发动机的接触许用应力为??r?=150200kgf/mm2，固定式和船用发动机为??r?=100120kgf/mm2，因
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??????
为?r???r?故设计尺寸满足要求，即，推杆的长度为291mm ，外径9mm，球头半径4.5mm。
2.5挺柱的设计
2.5.1挺柱的结构
挺柱的功能是按凸轮的运动规律推动传动机构，同时承受凸轮的侧向压力。特别是挺柱的底面，由于和凸轮表面接触的面积很小，接触应力很大，表面磨损很大，甚至可能刮伤，因此挺柱侧面以及底面要求耐磨。形状是筒型，这种结构可以减轻它的质量，从而达到减小它的往复惯性力。它的这种结构同时也保证凸轮轴在旋转时，挺柱底面所受的偏心切向力使挺柱产生旋转运动，保证工作表面的磨损时很均匀的挺柱的轴线相对于凸轮的轴线的偏移量为1~3，而195柴油机的偏移量为2mm。
对于195柴油机采用的是平面挺柱，它的特点是结构简单，质量轻。对于高速发动机也是比较适合的。
挺柱的材料一般用的是低碳钢底部堆焊合金，或者铸铁底部采用冷激，或球墨铸铁制造，其摩擦表面应经过热处理提高硬度后精磨。挺柱的材料和底面的硬度是和凸轮轴材质及凸轮表面的硬度相匹配的。对与195柴油机的是20钢制造，底部堆焊合金，热处理的硬度≧HBC55。凸轮轴的材料为45钢，凸轮表面淬火处后，硬度为BRC54~65。
2.5.2平面挺柱导向面与导向孔之间的挤压应力的计算
最大挤压应力kmax按下式计算：
? kmax6mmax 2drl （2.22）
l是在凸轮的计算位置是，dl为挺柱导向面直径，式中，挺柱插入导向孔中的长度mmax是作用在凸轮上的最大力矩。
kmax?6mmax 2drl?39.36kgf/mm2
2.5.3平面挺柱的最大速度
平面挺柱的最大速度受限于挺柱端面的直径Dt，依据平面挺柱的凸轮机构运动
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学可知，挺柱与凸轮的接触点偏移量e与挺柱的速度vr成正比：vr?ew 因此，挺柱端面直径Dr?35mm， 由发动机的总体布 置决定，则确定挺柱的最大速度dht/d?max必
须保证凸轮与平面挺柱不产生干涉，为此满足
?dhtd??max?emax?B??Dt??????a??2???2?222
emax?(Dt/2)2??a?B/2?
??13~14?m/s2.5.4凸轮与挺柱间接触应力的计算
（1）平面挺柱接触应力?r的计算：
F ?r?056522?1?ur?1?ue??B?????ErEe
（2.23）
? （2.24）
式中，F作用在凸轮上的力，P凸轮廓线瞬时曲率半径，B为凸轮与挺柱底面间的接触线宽度，ue、ur分别为凸轮材料与挺柱所用材料的泊松比， Ee、Er 分别为凸轮材料与挺柱所用材料的弹性模量。
以上ue或ur当使用的材料为铸铁可取做0.27，材料为钢材是取0.30。弹性模量经
2过查表可知:碳钢：2.0?104（kgf/mm），如使ur?ue?0.30并将此值代入公式中则可以
简化：
?r?0565F?11??B???Ee??Er
?5.67?106
（2）挺柱的导向面直径 dr与长度lr按照下面的公式确定
dr?(0.15~0.20)D （2.25）
=（14.2519） 取 16mm
式中，D气缸直径，Lr?(3.0~3.5)dr=（4859）mm。
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根据S195的结构取dr=58mm,挺柱的导向面直径与挺柱孔间的径向间隙一般在0.020.08mm的范围内。 （3）挺柱头部球面支座的设计
挺柱头部加工有凹形的球面支座，它是支撑推杆球头的。在这种球头与球面支座的配合副中，为了再两者之间形成楔形油膜，球面支座半径r2应比推杆的球头半径略大，但r1与r2也不应相差过大，否则将使接触应力剧增，一般r2?r1?0.2~0.3mm。
2.6 凸轮的设计
虽然瞬时的打开和关闭气门能够获得最大的时间截面，但是这样做会使零件产生很大的惯性力。因此在设计配气机构时选用这样的凸轮型线，使它保证可以有足够的气缸冲量的同时，同时也保证运动零件的惯性力数值在允许的范围内。 （1）凸轮的设计时应该满足以下的要求
a. 具有合适的配气相位。它能照顾到发动机功率、扭矩、转速 b. 燃油消耗量、怠速工况和启动等各方面的性能要求。
c. 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些。 d. 加速度不宜过大，并应连续变化。
e. 具有恰当的气门落座速度，以免气门和气门座的过度磨损和损坏。
f. 应使配气机构在所有工作转速范围内都在平稳工作，不产生脱离现象和过大的振
动。
g. 工作时噪声较小。
h. 应使气门弹簧产生共振的倾向达到最小程度。
i. 应使配气机构各传动零件受力和磨损较小，工作可靠，使用期长。
上述这些要求往往相互矛盾，必须根据发动机的具体情况要求，抓住主要矛盾，协调各种因素，妥善解决。
凸轮线性通常根据所选的线型形成规律做出，这样保证制造比较简单的凸轮线形。 （2）凸轮的基圆设计
圆弧凸轮凸轮的外形轮廓由若干段圆弧构成。为了使圆弧凸轮可靠的工作，必须使其外形圆滑，各段圆弧在交接点处有公切线，这就要求圆弧凸轮各几何参数只见满足一定的关系式。这种凸轮设计比较方便，被广泛应用于一般柴油机配气机构。
凸轮型线从基圆开始绘制，从保证配气机构有足够刚性的条件出发选择它的基圆
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半径r0，其值是根据凸轮轴直径dc来决定的，已知凸轮轴的直径dc?28mm，一般取
r0?0.5dc?(1~4)mm，取r0?18mm。
S195柴油机的配气相位角，根据手册可以得到：
表2.2 配气相位角
进气前角 19° 进气滞后角 49° 排气提前角 47° 排气滞后角 21° 配气相位与凸轮的作用角 ??0.5(180?a1?a2)? （2.26）
式中，a1为进排气的提前开启角，a2进排气的滞后关闭角。
??0.5(180?a1?a2)?
?110?
凸轮顶部的圆弧半径
r2?r0?D01?cos?2
?r0?htmaxcos??/2?
1?cos??/2?8 （2.27） ?6.5mm取r2?8mm。 凸轮腹弧半径r1
r1min?r?h??0tmax2?r02?2r0?r0?htmax?cos?2
?214.99mm （2.28）
取r1?216mm。
?2??r0??r0?htmax?cos2??2.7 凸轮轴的设计
2.7.1 凸轮轴基本要求
凸轮轴设计的要求,（1）正确的设计进排气凸轮的位置，实现配气正时，使柴油机正确的按照一定规律运转。（2）从柴油机的总体布局来设计凸轮的允许弯曲变形，合理的计算出支撑它的轴颈数目，轴颈的直径、和凸轮轴的最小直径尺寸。（3）选择
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