發(fā)動機結(jié)構(gòu)概念設(shè)計

1、發(fā)動機結(jié)構(gòu)概念設(shè)計第1頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二主要內(nèi)容一、 機體與氣缸套；二、 氣缸蓋；三、 活塞；四、 連桿；五、 曲軸；六、 配氣機構(gòu)；第2頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二一、機體與氣缸套 1 機體 機體是發(fā)動機的基礎(chǔ)（骨架），幾乎所有零部件和輔助系統(tǒng)均裝置于機體的內(nèi)外。 體積最大：決定發(fā)動機的外形尺寸 重量最大：占發(fā)動機總凈質(zhì)量20%25%1.1 機體結(jié)構(gòu)形式 平分式和下沉式（圖）； 根據(jù)有無氣缸套及其安裝形式，機體又可分為：無缸套、干式缸套和濕式缸套三種形式。1.2 機體設(shè)計要求 具有足夠的強度 機體承受交變的拉壓、彎曲和扭轉(zhuǎn)

2、載荷，在長期和連續(xù)作用下，必須具有足夠的強度，發(fā)動機強化程度愈高，對強度的要求愈苛刻。第3頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二 具有足夠的剛度 剛度是機體設(shè)計中極為重要的指導思想。 缸體剛度不足會使氣缸套失圓，氣缸密封失效，造成漏氣，機油耗量增大，嚴重時導致拉缸； 曲軸主軸承孔、凸輪軸孔變形過大導致各摩擦副的磨損加劇，嚴重時會影響曲軸與凸輪軸對氣缸中心線的垂直度，這將大大影響發(fā)動機工作可靠性和使用壽命； 機體上壁，特別是曲軸箱壁剛度不足時，將產(chǎn)生過大變形及振動，從而激發(fā)出強烈的噪聲，構(gòu)成發(fā)動機噪聲中的重要組成部分； 傳動箱剛度不足則導致各傳動孔相對位置偏差過大，傳動平穩(wěn)性

3、變差，齒輪磨損加劇，受力狀況惡化，噪聲增大，嚴重時導致斷齒，直至發(fā)動機失效。1.3 機體設(shè)計規(guī)范1.3.1 材料第4頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二 高強度灰鑄鐵（HT250 、HT300）或合金鑄鐵、高強度鋁硅合金（如：ZL101、ZL702A、ZL114A）。 1.3.2 缸心距與缸徑比（L/D） 為縮小體積、減小重量，機體在缸徑D確定的情況下，縮小外形尺寸的潛力主要就是最大限度地壓縮缸心距L，以求得最短的機體長度尺寸。 L/D：1.101.15（國外）， 1.201.25（國內(nèi)），依賴于鑄造技術(shù) 無缸套機體： L/D=1.17（Ricardo） 干式缸套機體：

4、L/D=1.20 濕式缸套機體： L/D=1.281.3.3 基本壁厚 缸徑D為100mm以下時，基本壁厚為45mm； 缸徑D為100130mm時，基本壁厚為56mm； 缸徑D為130150mm時，基本壁厚為68mm。第5頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二1.3.4氣缸蓋螺栓數(shù)目及位置 中小缸徑多缸機多采用每缸六個螺栓近似均布的方案，其中四個布置在兩缸相鄰的隔板平面內(nèi)，螺栓孔搭子須用一定高度和寬度的筋條與主軸承蓋螺栓搭子相聯(lián)。 缸徑較大的機型一般采用七個或八個螺栓。 缸徑小于90mm的2、3、4缸機也有采用四個螺栓的例子。螺栓搭子若靠近機體壁面時，螺栓孔中心線應(yīng)移至氣缸

5、壁的中心線，并以緩慢的坡度過渡到機體的壁面。 螺栓孔的螺紋應(yīng)盡可能下沉，采用濕式缸套時甚至可下沉到缸套支撐面以下，以改善機體頂平面的受力情況。1.4 提高機體結(jié)構(gòu)剛度的設(shè)計方法1.4.1 合理的外形設(shè)計 清砂孔位置第6頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二清砂孔不應(yīng)布置機體兩側(cè)外表面，即使是直徑較小的孔、洞，這一點為國外許多高速柴油機的結(jié)構(gòu)所證實。機體的清砂宜從上、下及前、后端面處理。 兩側(cè)外形設(shè)計機體上部的外壁設(shè)計成波浪形曲面，實踐證明，類似的結(jié)構(gòu)形狀有利于提高機體上部的剛度。在機體外側(cè)面布置連續(xù)的加強筋，也有利于提高機體上部的剛度。1.4.2 采用無缸套或干式缸套機體

6、能最大限度縮小外形尺寸，提高剛度。 無缸套機型多為四缸機，干式缸套機型的最大缸徑可達146mm。 統(tǒng)計數(shù)據(jù)：日本八大汽車制造企業(yè)近年生產(chǎn)的194種汽車柴油機（缸徑為74146mm，標定轉(zhuǎn)速為52002200r/min的4、6缸直列和V8、V10、V12缸機）中，無缸套機型54種（28%），干式缸套機型90種（46%），共144種；濕式缸套機型50種（26%）。 第7頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二1.4.3 加強主軸承蓋剛度或采用整體框架軸承蓋 對于下沉式機體：采用橫拉螺栓結(jié)構(gòu)，如豐田IHD-FTE、150A等。 對于平分式機體：采用整體框架式軸承蓋，如濰柴的Stey

7、r WD615（6L-126130）、D12V150ZALL及三代改。1.4.4 整體式傳動箱式機體 1.4.5 提高機體頂板厚度 機體頂板是濕式缸套機體剛度最薄弱的環(huán)節(jié)，增大機體頂板厚度，可提高缸套座圈部分的剛度，避免缸套支撐凸肩因剛度不足而導致氣缸變形。剛性好的頂板也有助于增加整個機體的抗彎剛度。 1.4.6 縮小兩缸間隔板通水孔面積，并盡可能降低其位置 對于串聯(lián)或串并聯(lián)進水方式的機體，兩缸之間隔板的通孔，是局部剛性薄弱環(huán)節(jié)，設(shè)計中可對模型進行模態(tài)分析，修改設(shè)計，以提高局部剛度。 第8頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二2 氣缸套（圖）2.1 整體式氣缸套（無氣缸套）

8、設(shè)計規(guī)范與應(yīng)用 廣泛用于高速、高緊湊、高強化車用柴油機。 螺栓孔螺紋深度： 10%D 機體頂部厚度： 20%D（改善氣缸孔變形） 缸筒壁厚： 7%D 典型應(yīng)用： Ford的BSD-678（522kW/3000r/min）,平均有效壓力：2.678MPa Benz的OM603D35A（T）車用、五十鈴的4EEI（T）轎車 Cummins B系列載重貨車柴油機 缺點： 鑄造要求嚴格，維修性差。第9頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二2.2 干式氣缸套設(shè)計規(guī)范 該結(jié)構(gòu)形式是從整體式氣缸套考慮維修性而發(fā)展起來，覆蓋范圍D：82mm146mm壁厚：1.23.5mm（離心澆注），1m

9、m（冷拉低碳無縫鋼管） 配合： 過渡配合（H6/r6），壓入機體后珩磨。 滑配合（H6/g6）。 典型應(yīng)用： Hino（日野）的F20C（280、350kW/2200r/min）2.3 濕式氣缸套設(shè)計規(guī)范 濕式缸套是我國廣泛應(yīng)用的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式，設(shè)計原則是綜合考慮剛度與熱應(yīng)力的平衡。剛度與壁厚三次方成正比，增加剛度是解決穴蝕的有效方法，壁厚受到熱應(yīng)力的限制，最佳壁厚7%D。第10頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二濕式氣缸套設(shè)計規(guī)范第11頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二2.4 材料和表面處理 2.4.1 材料主要有鍛鋼和鑄鐵 一般強化程度要求的柴油

10、機氣缸套：采用中磷釩鈦鑄鐵、硼鑄鐵、加鈮鑄鐵、硼鈦鑄鐵等材料； 高強化程度要求的柴油機氣缸套：采用球墨鑄鐵、可鍛鑄鐵或半可鍛鑄鐵以及鍛鋼，但必須經(jīng)專門的熱處理。 2.4.2 表面處理 表面處理的目的： 其一為加速活塞、活塞環(huán)與氣缸套的磨合，如對氣缸套進行磷化處理； 其二為提高氣缸套的耐磨性和抗拉傷能力，如采用表面鍍鉻、氣體氮碳共滲、表面激光淬火、滲浸碳化硅、表面等離子噴涂多元合金等。2.4.3 平臺網(wǎng)紋 表面用SiC油石珩磨加工出有一定規(guī)范要求（交角2223）的交叉網(wǎng)紋，使珩磨形成的溝槽內(nèi)儲油，溝槽之間的平臺承受活塞和活塞環(huán)的側(cè)壓力，從而改善磨合條件。 第12頁，共65頁，2022年，5月20

11、日，18點29分，星期二1 概述 氣缸蓋與活塞、氣缸套并與共同組成燃燒室，其結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜，除承受高溫、高壓燃氣的作用外，還承受很大的螺栓預(yù)緊力。氣缸蓋各部分的溫度分布很不均勻，底面燃燒室部分溫度很高，而冷卻水套部分溫度較低，進、排氣道溫度相差也較大。因此，氣缸蓋承受的機械應(yīng)力和熱應(yīng)力都很大。此外，因結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜，鑄造殘余應(yīng)力也很大。2 設(shè)計要求 具有足夠的強度和剛度，保證工作時變形小，避免氣門磨損、氣門桿咬死、氣缸密封失效等故障。 設(shè)計合理的氣門（數(shù)目、大小）和進、排氣道，保證高充氣效率，對直噴式燃燒室還要求有合適的進氣渦流強度。 結(jié)構(gòu)力求簡單，鑄造工藝性良好，冷卻適宜，溫度場分布均勻。二、氣

12、缸蓋 第13頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3 氣缸蓋的結(jié)構(gòu)形式3.1 水冷柴油機氣缸蓋分為整體式、單體式和分塊式（圖） 第14頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3.2 按氣門數(shù)分為二氣門和四氣門兩種結(jié)構(gòu)形式 D110mm的中、小型非直噴柴油機：多采用兩氣門結(jié)構(gòu)，燃燒室偏置； D140mm直噴柴油機，采用四氣門結(jié)構(gòu)； 110mmD140mm，傳統(tǒng)上采用兩氣門，近年來對排放指標要求的不斷提高，越來越多的柴油機采用四氣門結(jié)構(gòu)。第15頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二4 氣缸蓋設(shè)計規(guī)范4.1 氣門4.1.1 氣門直徑 流通能力

13、流量系數(shù)相對面積系數(shù)其中：流量系數(shù)是衡量氣道品質(zhì)的參數(shù)； 相對面積系數(shù)是衡量氣門座內(nèi)通道面積的參數(shù)，是氣門座內(nèi)通道總面積與氣缸流通截面積之比。 對于兩氣門結(jié)構(gòu)： 進氣門頭部直徑：dvi=(0.40.45)D， 排氣門頭部直徑：dvo=(0.350.4)D。 對于四氣門結(jié)構(gòu)：進氣門頭部直徑dvi=0.32D。 兩氣門與四氣門的流通能力差：進氣11%，排氣25%。4.1.2 直噴兩氣門布置（圖）第16頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二直噴兩氣門布置第17頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二4.2 氣缸蓋的預(yù)緊與密封4.1.1 氣缸蓋螺栓的數(shù)目與位置 氣

14、缸蓋螺栓的數(shù)目為48，盡可能靠近氣缸套并沿氣缸中心均勻布置。 四螺栓布置用于小缸徑發(fā)動機上（一般D85mm）； 大多數(shù)中、小缸徑柴油機，采用六螺栓布置，對于直噴燃燒室，一般可沿氣缸中心近似地布置成六角形； 重車水冷柴油機，至少應(yīng)采用6個螺栓布置； 增壓機型常采用78個螺栓布置。 4.1.2 氣缸蓋的預(yù)緊與密封 水冷單體式氣缸蓋：每缸預(yù)緊力=(2.53)Pz，AVL推薦22.5； 風冷柴油機氣缸蓋：每缸預(yù)緊力=(22.5)Pz；第18頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二4.3 氣缸蓋的材料對在熱負荷下工作的材料，常用的判據(jù)是Eichelberg品質(zhì)因子，即品質(zhì)因子=/aE式

15、中，為導熱率W/(mK)；為極限拉伸應(yīng)力（MPa）；a為線脹系數(shù)（1/K）；E為彈性模量（MPa）?；诣T鐵除強度比較差外，其余三個因素都比較好，加上其鑄造工藝性良好，是氣缸蓋的較理想材料。球墨鑄鐵雖然強度較高，但其他三個因素多較差，因此在相同條件下容易發(fā)生熱裂。在熱負荷與機械負荷比較高的情況下，在灰鑄鐵中加入Cu、Cr、Mo等合金元素，可以使其熱品質(zhì)進一步提高。高強度鋁硅合金的熱品質(zhì)可與灰鑄鐵相比，但硬度不足是一個問題；另外其線脹系數(shù)太大，且最高表面允許溫度只有220，所以僅限于應(yīng)用在重量要求苛刻的軍用柴油機。第19頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二4.4 氣缸蓋的熱負

16、荷不同類型的燃燒室對氣缸蓋熱負荷影響很大，在氣缸蓋中的分布也很不均勻。無渦流直噴式柴油機氣缸蓋的熱負荷最低，有渦流的直噴式次之，熱負荷最高的是渦流室。特別是小缸徑柴油機，由于鑄造壁厚不能隨缸徑減小按比例減小，相對冷卻水腔不足，熱負荷特別高。球型燃燒室的熱負荷介于直噴式和渦流室之間。氣缸蓋中央的熱流量最大，形成最危險區(qū)域。在渦流室氣缸蓋上，中央和邊緣的熱流量相差可達3倍；而在直噴式氣缸蓋上，熱流量分布要均勻得多，因而直噴式柴油機更適合增壓。氣缸蓋材料的許用極限溫度： 鑄鐵氣缸蓋：375，鋁合金氣缸蓋：220第20頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二4.5 降低氣缸蓋熱負荷的

17、措施4.4.1 薄壁強背結(jié)構(gòu)采用冷卻條件好且承載能力強的結(jié)構(gòu)來承擔燃氣壓力，而熱負荷由較薄的元件承受，同時用大量支撐將壓力載荷傳遞到強背上。4.4.2 鉆孔中、小型柴油機，為解決冷卻與剛度問題，常采用鉆孔的冷卻水道，鉆孔尺寸為10%D，Ricardo推薦：流向鼻梁區(qū)的水流量應(yīng)占總水流量的1/3，流速要達到3m/s，具有以下優(yōu)點：可保證氣缸蓋關(guān)鍵部位的最大壁厚不超過臨界值。鉆孔表面光潔，傳熱效果好，避免鑄造表面熱障。提高氣缸蓋抗熱疲勞性能，同時降低鑄造工藝要求。鉆孔大小及合理布置可調(diào)節(jié)水流速度和水流的分布。對于直噴式氣缸蓋，鉆孔可降低噴油器部位的熱負荷。第21頁，共65頁，2022年，5月20日

18、，18點29分，星期二1 活塞的總體結(jié)構(gòu) 現(xiàn)代高速柴油機活塞總體結(jié)構(gòu)均為“三環(huán)短活塞”（圖）以降低發(fā)動機的總體高度，減小活塞質(zhì)量，降低高速時活塞的往復(fù)慣性力?；钊脑O(shè)計高度H：對于缸徑D100mm，活塞高度H=（0.851）D；100mmD120mm， H=（0.951.15）D；120mmD140mm， H=（1.001.20）D； （150:0.925D）2 活塞的材料 為了滿足高強化程度柴油機的需要，要求活塞的材料具備熱強度高、熱穩(wěn)定性好、導熱性能好的輕合金，目前多采用共晶高硅鋁合金ZAISi12NiMg和過共晶高硅鋁合金ZAISi118CuNiMg （硅含量高出共晶點）或ZAISi25

19、CuNiMg等 。三、 活塞 第22頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3 活塞頭部對于非增壓直噴柴油機，為加強活塞冷卻，向活塞頂?shù)撞窟B續(xù)噴射潤滑油以冷卻活塞 。對于增壓直噴柴油機，在活塞頭部的環(huán)槽帶內(nèi)用水溶性鹽芯鑄出專用的冷卻油腔，潤滑油在該油腔內(nèi)流動帶走更多的熱量（第1環(huán)：50%），以降低活塞頭部的溫度。（Mahle推薦：潤滑油流量為5L/kWh）現(xiàn)代高速柴油機活塞為了解決排放問題，出現(xiàn)了“高置頂環(huán)”的設(shè)計結(jié)構(gòu)，完全不同于傳統(tǒng)的設(shè)計方法，即為降低第一道活塞環(huán)的熱負荷，將環(huán)岸設(shè)計得較低，如推薦該值為（0.150.2）D，同時要求第一道活塞環(huán)處于冷卻水腔處。（三代改：0.

20、153D）典型應(yīng)用： Ford的BSD-678柴油機（YC6112），其環(huán)岸高度僅10mm，而缸套冷卻水腔頂部距氣缸體上平面距離為22mm，第一道活塞環(huán)遠遠高出水腔頂部。第23頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二通過鑄入含鎳奧氏體鑄鐵鑲?cè)Γ瑏韽娀谝坏阑钊h(huán)槽。第一道活塞環(huán)（Mahle推薦）采用球墨鑄鐵桶面梯形環(huán)，外層鍍0.100.20mm的硬鉻，硬度要求達800HV2以上。它集中了桶面環(huán)和梯形環(huán)的優(yōu)點，在具有良好潤滑性、密封性和磨合性能的同時，能把高溫下形成膠狀的潤滑油從環(huán)槽中排出，而代之以新鮮的潤滑油，由于其優(yōu)越的抗結(jié)膠能力而能適應(yīng)在高溫下工作。4 活塞銷座 4.1

21、活塞銷座的受力狀態(tài)活塞銷座是活塞承受機械負荷最嚴重的部位，作用在活塞頂上巨大的燃燒壓力會導致活塞、活塞銷及銷座產(chǎn)生變形；銷和銷座的變形不一致會導致銷座內(nèi)部上邊緣處出現(xiàn)所謂尖峰負荷，由此引起嚴重的應(yīng)力集中；銷座承壓面積小，發(fā)動機工作時活塞銷與銷座之間僅有很小角度的擺動，無法形成潤滑所需要的油膜。第24頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二4.2 活塞銷座的結(jié)構(gòu)設(shè)計在設(shè)計時應(yīng)盡可能加大銷座上半部的長度以增加承壓面積；采用異形銷孔結(jié)構(gòu)，可改善銷座的應(yīng)力集中，提高活塞銷及銷座的承載能力，防止銷座孔內(nèi)表面開裂；異形銷孔結(jié)構(gòu)主要包括橢圓形銷孔、卸荷腔（離隙銷孔）及錐形銷孔等；橢圓形銷孔

22、和卸荷腔銷孔（17.5）可減少應(yīng)力集中10%左右，據(jù)Mahle公司的實驗結(jié)果錐形銷孔可降低應(yīng)力集中達30%左右,具體結(jié)構(gòu)是在銷孔內(nèi)端設(shè)計一小段錐孔，錐度一般為0.0140.04。 5 活塞裙部5.1 活塞裙部的長度第25頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二活塞裙部的長度：（0.500.55）D，傳統(tǒng)設(shè)計為（0.60.8）D，如日產(chǎn)的FD-42型車用柴油機，其活塞裙部長度僅為0.47D。5.2 活塞裙部型線 現(xiàn)代高速柴油機活塞裙部外形多為中凸變橢圓形。 5.2.1 裙部橫向型線裙部橫向型線多采用雙橢圓坐標方程來設(shè)計。橢圓度（橢圓長軸與短軸的差值）為：=(G/4)(1-cos

23、2(/25)(1-cos4) 其中：G為裙部最大橢圓度，對于中、小缸徑柴油機，一般取0.4，若基于特殊原因，可大于或小于此值；為圓周角；為無因次修正系數(shù)，計算時一般取2。 5.2.2 裙部縱向型線 活塞裙部的縱向型線一般為桶形曲線，目前多采用國外成熟的型線，或根據(jù)活塞的實際工作情況對已有中凸型線進行修正。第26頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二1 連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計1.1 中心距 L 的確定現(xiàn)代高速柴油機普遍采用短連桿結(jié)構(gòu)，以降低總體高度和質(zhì)量。但過小的連桿中心距或曲柄連桿比（ =R/L）會引起活塞側(cè)壓力的增加，導致柴油機摩擦損失增大，加速活塞、活塞環(huán)、氣缸套的磨損，曲柄連桿

24、比的取值為： 0.32?，F(xiàn)代高速柴油機連桿一般采用碳鋼或合金鋼經(jīng)模鍛而成，常用材料有：45、40Cr、42CrMo、35CrMoA等。1.2 連桿的結(jié)構(gòu)形式1.2.1 連桿大頭的剖分形式（圖）平切口（水平剖分）：剛性好，盡可能采用。斜切口（45剖分）：只有在連桿軸頸較大，連桿不能通過氣缸套時才采用。四、 連桿 第27頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二1.2.2 連桿蓋的定位方式平切口：螺栓桿定位、定位銷（套）定位斜切口：止口定位、鋸齒定位在一些轎車發(fā)動機上，也有采用漲開時的不規(guī)則斷面來定位1.2.3 連桿小頭的結(jié)構(gòu)形式在確定了活塞銷直徑，并且在活塞內(nèi)腔允許的情況下，盡可

25、能增大連桿的承壓面積以降低比壓，一般將連桿小頭設(shè)計成楔形結(jié)構(gòu)。2 連桿強度計算（專題）第28頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二 發(fā)動機的全部功率都是通過曲軸輸出，曲軸承受周期性變化的力、力矩（包括扭矩和彎矩）共同作用，結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜，應(yīng)力集中嚴重，易產(chǎn)生疲勞破壞。因而曲軸的設(shè)計必須具有足夠的疲勞強度（圖）。1 曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 曲軸的基本尺寸依賴于發(fā)動機的總體結(jié)構(gòu)，必須同時考慮連桿大頭的切口形式、軸瓦的許用比壓、氣缸中心距、曲軸的強度、發(fā)動機的強化程度等各方面的因素。 1.1 軸頸的確定1.1.1 連桿軸頸 Dp 連桿軸頸：Dp=(0.60.65)D（直切口連桿），大于該值應(yīng)

26、采用斜切口連桿。 增大連桿軸頸直徑，可減小連桿軸承的比壓，但曲軸不平衡旋轉(zhuǎn)慣性力急劇增大，使發(fā)動機振動加劇，特別是高速發(fā)動機。 五、 曲軸 第29頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二1.1.2 主軸頸 Dj =(1.051.25)Dp主軸頸直徑的確定，應(yīng)具有適當?shù)闹丿B度，以保證曲軸的強度。增大主軸頸可提高曲軸剛度、降低軸瓦比壓、減小扭振。增大主軸頸后，由于主軸頸投影面積增大，可適當減小主軸頸長度，因而可增加曲柄臂厚度，提高曲軸強度。但過多增大主軸頸會引起軸承摩擦損失增加，影響發(fā)動機性能。為了避免過大的扭振，在曲軸較長時應(yīng)適當加大主軸頸的直徑。1.1.3 軸頸有效長度（軸瓦

27、有效長度）主軸頸有效長度與主軸頸直徑之比為：0.260.4連桿軸頸有效長度與連桿軸頸直徑之比為：0.350.55 為提高剛度，在軸瓦比壓許可條件下，軸頸有效長度越小越好，可最大限度增大曲柄臂厚度，以增加曲軸的抗彎截面模量，降低曲軸臂中危險截面處的應(yīng)力。第30頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二1.2 曲軸的平衡發(fā)動機工作過程中產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)和往復(fù)慣性力，其大小和方向都是周期性變化的，如不加以平衡，則成為發(fā)動機振動的根源。進行慣性力系平衡的主要手段曲軸平衡塊的布置。 1.2.1 曲軸的靜平衡靜平衡是指曲軸在旋轉(zhuǎn)時離心力的合力為零，即其質(zhì)心位于旋轉(zhuǎn)軸上。在曲軸設(shè)計中必須保證曲軸是

28、靜平衡的。理論上，曲軸都可設(shè)計成靜平衡的，但由于制造時的偏差會產(chǎn)生靜不平衡現(xiàn)象，因此必須對曲軸進行靜平衡試驗。1.2.2 曲軸的動平衡通過靜平衡試驗可實現(xiàn)曲軸的靜平衡，但其旋轉(zhuǎn)質(zhì)量不一定在同一個旋轉(zhuǎn)平面內(nèi)，因而會產(chǎn)生慣性力矩，引起曲軸振動，這就是曲軸的動不平衡。設(shè)計中必須保證曲軸是動平衡，動平衡的曲軸則必定是靜平衡的。 第31頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二4缸機曲軸的曲拐平面對稱布置，曲軸既靜平衡又動平衡。但曲軸存在內(nèi)彎矩，會引起曲軸變形，必須在曲軸臂上設(shè)置平衡塊。5缸機曲拐夾角為72（發(fā)火次序為1-4-3-2-5），其旋轉(zhuǎn)慣性力是平衡的，但其慣性力矩是不平衡的，必

29、須在曲軸臂上設(shè)置平衡塊。6缸機曲拐夾角為120（發(fā)火次序為1-5-3-6-2-4），呈鏡面對稱布置，顯然是動平衡的，但曲軸本身存在內(nèi)彎矩，為了平衡上述內(nèi)彎矩，必須在曲軸臂上設(shè)置平衡塊。2 曲軸材料曲軸材料主要是鍛鋼和球墨鑄鐵。球墨鑄鐵一般用于強化程度不高的非增壓發(fā)動機中，球墨鑄鐵曲軸的強度與普通中碳鋼相當，伸長率、沖擊韌度和彈性模量較低，綜合力學性能低于鍛鋼，但球狀石墨的耐磨性能優(yōu)于鍛鋼。鍛鋼一般用于強化程度高的增壓發(fā)動機中。第32頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3 提高曲軸強度的措施3.1 結(jié)構(gòu)措施 提高曲軸強度的結(jié)構(gòu)措施主要是降低軸徑圓角處的應(yīng)力集中。 增大軸徑重

30、疊度A重疊度：A=(Dp+Dj+S)/2其中：Dp為連桿軸頸直徑，Dj為主軸頸直徑，S為活塞行程 增大過渡圓角R 過渡圓角的大小、形狀、材料的組織，表面加工質(zhì)量和粗糙度等，對曲軸的應(yīng)力影響十分明顯，增大圓角半徑可以使局部應(yīng)力峰值下降。試驗表明，R/D0.05時（此處D為連桿軸頸或主軸頸直徑），應(yīng)力集中系數(shù)趨于平緩。 較大的圓角更易于磨削加工，精度和表面粗糙度易于保證，但圓角半徑的大小受曲軸軸向尺寸的限制，因此在設(shè)計中必須綜合考慮。 第33頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3.2 工藝措施 采用適當?shù)墓に嚧胧?，可使曲軸疲勞強度得到大幅度提高。3.2.1 液體氮碳共滲，疲勞

31、強度可提高40%左右，適用于球鐵和鍛鋼。3.2.2 圓角滾壓強化，疲勞強度可提高30%60%。 圓角滾壓強化是利用滾輪壓力的作用，使曲軸圓角表面的機械應(yīng)力超過材料的屈服極限而產(chǎn)生塑性變形，讓曲軸表層直到一定深度范圍內(nèi)出現(xiàn)殘余壓應(yīng)力，在工作時，可抵消部分曲軸的拉應(yīng)力。 3.2.3 圓角表面淬火，疲勞強度可提高30%50%。 在非液體氮碳共滲的曲軸中 ，由于軸頸表面的硬度不夠，一般采用高頻淬火工藝來提高其硬度。但由于工藝原因，在對軸頸表面進行淬火處理時圓角處不淬火，這樣軸頸部分產(chǎn)生殘余壓應(yīng)力，而圓角部分則因不淬火而形成回火區(qū)，出現(xiàn)殘余拉應(yīng)力，從而降低了曲軸的疲勞強度，因此，應(yīng)采取工藝措施，使軸頸與

32、圓角同時淬火。4 曲軸的強度計算（專題）第34頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二1 概述 配氣機構(gòu)是發(fā)動機的一個重要系統(tǒng)，其設(shè)計好壞對發(fā)動機的性能、可靠性和壽命有極大的影響，現(xiàn)代發(fā)動機配氣機構(gòu)在設(shè)計理論和方法上取得了重大突破。1.1 創(chuàng)立了許多性能優(yōu)良的凸輪型線 早期形狀簡單的圓弧、切線凸輪，雖有較大的時面值，但加速曲線不連續(xù)，工作中易引起配氣機構(gòu)的沖擊和跳動，尤其對轉(zhuǎn)速較高的發(fā)動機情況更嚴重，于是一些工作平穩(wěn)性較好的函數(shù)凸輪逐漸產(chǎn)生并得到應(yīng)用，如無沖擊凸輪，復(fù)合正弦、復(fù)合擺線、低次方、高次方、多項動力、N次諧波凸輪等。這些凸輪型線，由于它們的加速度甚至高階導數(shù)連續(xù)，改

33、善了配氣機構(gòu)的動力性能，同時時間截面也足夠大，能夠滿足發(fā)動機充氣性能的要求，因而被廣泛用于現(xiàn)代各種發(fā)動機配氣凸輪的設(shè)計中。六、配氣機構(gòu)第35頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二1.2 由剛性設(shè)計發(fā)展為彈性設(shè)計 配氣機構(gòu)是一個剛性較差的系統(tǒng)，因氣門彈簧和慣性載荷的作用而產(chǎn)生變形。隨著轉(zhuǎn)速提高，變形加大，如設(shè)計不當，氣門的實際運動規(guī)律和理論上將產(chǎn)生很大誤差，造成系統(tǒng)的脫離、跳動、提前落座等現(xiàn)象，影響發(fā)動機的性能和零件的可靠性。因而，設(shè)計時要考慮配氣機構(gòu)的彈性變形，它已成為現(xiàn)代配氣機構(gòu)設(shè)計的基本思想。1.3 由凸輪設(shè)計研究發(fā)展到系統(tǒng)設(shè)計 凸輪設(shè)計必須同系統(tǒng)設(shè)計結(jié)合在一起，對配氣

34、機構(gòu)在各工作轉(zhuǎn)速下的動態(tài)行為進行研究，要求協(xié)調(diào)充氣性能、平穩(wěn)性與可靠性等方面的要求。1.4 引入摩擦學設(shè)計的理論和方法 考慮到配氣機構(gòu)中摩擦副的潤滑狀態(tài)、摩擦和磨損狀況，在配氣機構(gòu)設(shè)計中引入摩擦學設(shè)計的理論和方法,是現(xiàn)代設(shè)計的重要發(fā)展。 第36頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二2 配氣機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式 主要包括頂置和下置凸輪兩種結(jié)構(gòu)形式（圖）。2.1 下置凸輪結(jié)構(gòu) 下置凸輪配氣結(jié)構(gòu)形式傳動可靠，制造成本低，用于4000r/min以下的發(fā)動機中。缺點是傳動鏈較長，系統(tǒng)剛度較低，設(shè)計應(yīng)盡可能提高系統(tǒng)的剛度。 2.2 頂置凸輪結(jié)構(gòu) 發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到4000r/min以上，應(yīng)采用頂

35、置凸輪結(jié)構(gòu)。 頂置凸輪可通過搖臂傳動氣門，也可直接傳動氣門，頂置凸輪結(jié)構(gòu)的傳動鏈短，系統(tǒng)剛度有很大的提高，運動質(zhì)量小。由于摩擦副數(shù)目減少而使摩擦損失減小，機械效率提高；而慣性負荷減小更可降低氣門彈簧載荷，使系統(tǒng)各零件和摩擦副受力減小，工作可靠性提高，也有利于減小配氣機構(gòu)的噪聲等。 頂置凸輪傳動較復(fù)雜，發(fā)動機高度尺寸增加，制造成本較高。第37頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3 配氣機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1 凸輪型線的設(shè)計 凸輪型線設(shè)計是配氣機構(gòu)設(shè)計中最關(guān)鍵的部分，在確定了系統(tǒng)參數(shù)后，重要的問題是根據(jù)發(fā)動機的性能和用途，正確選擇凸輪型線類型及凸輪參數(shù)。 3.1.1 凸輪型線

36、的類型 配氣機構(gòu)振動特征數(shù)，是型線選擇的參考技術(shù)指標： 其中：m為系統(tǒng)當量質(zhì)量（kg）；C為系統(tǒng)剛度（N/mm）；為凸輪軸角速度（rad/s）。 反映了配氣機構(gòu)的柔性程度。當系統(tǒng)剛度大，質(zhì)量小而轉(zhuǎn)速較低時，很小，反映系統(tǒng)有較高的剛性，工作時產(chǎn)生的變形和振動較小。反之，較大，反映系統(tǒng)柔性大，易產(chǎn)生變形和振動。第38頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二 0.001時： 系統(tǒng)剛度較好，可采用組合曲線或圓弧凸輪，獲得較大的時面值，有利于充氣性能的提高； 0.0010.002時： 系統(tǒng)為柔性系統(tǒng)，應(yīng)采用平穩(wěn)性更好的多項動力、N次諧波或高次方凸輪。 僅指出選用型線的大致范圍，具體設(shè)計

37、還應(yīng)根據(jù)發(fā)動機的性能、用途等要求，最后確定凸輪型線的類型。3.1.2 凸輪設(shè)計準則 正確選擇凸輪設(shè)計的原始參數(shù)，包括配氣相位、凸輪過渡段和工作段升程、過渡段和工作段包角以及基圓半徑等，這些參數(shù)應(yīng)根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)和設(shè)計規(guī)律加以選定。第39頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二 評價系統(tǒng)工作平穩(wěn)性的參數(shù)周期比K ：式中：nc為凸輪軸設(shè)計轉(zhuǎn)速（r/min），m為凸輪正加速度區(qū)間（）， fn為配氣機構(gòu)固有頻率（min-1）。 K是配氣機構(gòu)在凸輪正加速度區(qū)間內(nèi)振動的次數(shù)，K越大，系統(tǒng)工作越平穩(wěn)，但凸輪豐滿系統(tǒng)降低。對于不同的凸輪型線，有不同的K值，對于高次方、多項動力等凸輪要求K在1.3

38、左右。 應(yīng)具備較好的充氣性能，即挺柱升程曲線下的面積（豐滿系數(shù)）較大，充氣性能和平穩(wěn)性常常會有矛盾，在設(shè)計中應(yīng)優(yōu)先考慮凸輪的平穩(wěn)性，在良好的平穩(wěn)性基礎(chǔ)上盡可能提高充氣性能。 改善氣門及氣門座的工作條件，使氣門升起和落座發(fā)生在過渡段上，設(shè)計凸輪時，過渡段的高度要足夠大。 第40頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二 最大挺柱速度受挺柱底面直徑的限制 挺柱速度正比于凸輪與挺柱接觸點的偏心量，接觸點不應(yīng)超過挺柱底面圓周之外，滿足關(guān)系式： dTA=2emax+(23) dTA為挺柱底面直徑（mm），emax為接觸點最大偏心量（mm），當挺柱速度以mm/rad表示時，其數(shù)值與接觸點的

39、偏心量相同，即：emax = vmax 凸輪曲率半徑的限制 為便于加工以及限制凸輪挺柱間過大的接觸應(yīng)力，最小曲率半徑不能太小。 當采用滾輪挺柱時，凸輪可能出現(xiàn)凹弧的情況，考慮加工工藝性，一般凹弧的半徑為350mm400mm。 凸輪與挺柱間的接觸應(yīng)力不應(yīng)過大（16001800MPa） 凸輪與挺柱的異常磨損是配氣機構(gòu)常見故障，設(shè)計時應(yīng)予以考慮。第41頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3.1.3 凸輪過渡段的設(shè)計 配氣凸輪過渡段的型線有多種，應(yīng)用最廣的是等加速等速過渡段。 氣門落座發(fā)生在速度不變的等速段上，保證氣門落座較為平穩(wěn)。3.1.4 凸輪工作段的設(shè)計 幾何凸輪具有豐滿系

40、數(shù)較大的優(yōu)點，但其動力性能不好，影響配氣機構(gòu)工作的平穩(wěn)性和零件的工作可靠性和壽命，因此在高速發(fā)動機推薦采用函數(shù)凸輪。 復(fù)擺型（FB2）凸輪 屬于組合式函數(shù)凸輪，具有較大的時面值，平穩(wěn)性也比較好，適用于中、高速發(fā)動機上。 高次多項式凸輪 屬于整體式函數(shù)凸輪，不僅升程、速度、加速度曲線連續(xù)，而且其高階導數(shù)連續(xù)，因而工作平穩(wěn)性較好，可用于高速發(fā)動機上。第42頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二 多項動力凸輪 屬于整體式函數(shù)凸輪，其設(shè)計思想與一般凸輪設(shè)計思想不同，一般凸輪是直接設(shè)計挺柱的升程規(guī)律，而多項動力凸輪的設(shè)計方法是首先設(shè)計理想的氣門運動規(guī)律，預(yù)先考慮系統(tǒng)動、靜變形的影響，

41、計算出相應(yīng)的挺柱升程規(guī)律。因此，多項動力凸輪的動力學性能優(yōu)于高次多項式凸輪，在高速發(fā)動機獲得廣泛的應(yīng)用。3.2 配氣機構(gòu)動力學 由于配氣機構(gòu)是一個彈性系統(tǒng)，凸輪所確定的運動規(guī)律經(jīng)過剛性較差的傳動鏈的傳遞，就會產(chǎn)生失真，引起氣門及系統(tǒng)各零件的振動、沖擊、噪聲及磨損加劇，氣門提前落座等一系列問題，隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的提高，問題更為嚴重。因此在配氣機構(gòu)及凸輪型線設(shè)計時必須對系統(tǒng)進行動力分析，以便對配氣機構(gòu)工作的平穩(wěn)性作出評價。 實際的配氣機構(gòu)比較復(fù)雜，為便于計算，將系統(tǒng)進行簡化，形成配氣機構(gòu)動力學模型。目前常用的模型有單質(zhì)量模型和多質(zhì)量模型，近年來還發(fā)展了有限元動力計算模型。 單質(zhì)量動力計算模型最為簡單，

42、計算參數(shù)比較容易確定，計算精度也能滿足工程實際的需要，因而應(yīng)用最為廣泛。第43頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3.4 氣門彈簧的設(shè)計規(guī)范3.4.1 氣門彈簧的結(jié)構(gòu)形式氣門彈簧有單彈簧和雙彈簧兩種結(jié)構(gòu)形式 對于高速發(fā)動機，由于結(jié)構(gòu)緊湊，要求氣門彈簧占據(jù)的空間小并具有較高的固有頻率，常采用單彈簧結(jié)構(gòu)。 雙彈簧結(jié)構(gòu)為一個氣門裝內(nèi)外兩個彈簧，主要優(yōu)點是氣門所需要的彈力由內(nèi)外兩個彈簧分擔，可降低彈簧的工作應(yīng)力，提高可靠性，但雙彈簧占據(jù)較大的空間。氣門彈簧有等節(jié)距和變節(jié)距之分 等節(jié)距彈簧用于一般發(fā)動機，其工藝性好，成本低，只要設(shè)計時彈簧固有頻率超過工作轉(zhuǎn)速一定的范圍，即可滿足要求

43、。 對于高速發(fā)動機，提高彈簧固有頻率受到強度要求的限制，應(yīng)采用變節(jié)距彈簧，它的工作間距由小到大，工作時節(jié)距較小的工作圈逐漸接觸并分開，使彈簧固有頻率發(fā)生變化，增加了振動阻尼，消耗振動能量，減小振幅，避免顫振發(fā)生。第44頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3.4.2 氣門彈簧的設(shè)計要求在氣門關(guān)閉時，應(yīng)使氣門座的閉合達到密封要求；在氣門開啟時，使氣門及從動件與凸輪保持接觸；有足夠的疲勞強度，避免發(fā)生氣門彈簧疲勞斷裂；抗松弛性能好，在長期工作后彈簧力下降幅度?。挥凶銐蚋叩墓逃蓄l率，避免發(fā)生彈簧顫振的現(xiàn)象。3.4.3 氣門彈簧載荷的選擇彈簧預(yù)緊力F1：氣門關(guān)閉時，保證氣門與氣門座

44、良好密封的要求是：在進氣口面積上產(chǎn)生0.15MPa的壓力。彈簧最大彈力F2： 在初步選取時要求：F2 =(22.5)F1第45頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二3.4.4 氣門彈簧尺寸的確定 彈簧中徑D2可根據(jù)發(fā)動機的總布置來選取當采用兩個彈簧時，內(nèi)彈簧中徑D2i（mm）為：D2idg+dTi+2其中：dg為氣門導管外徑（mm）；dTi為內(nèi)彈簧鋼絲直徑（mm）。外彈簧中徑D2o（mm）為：D2oD2i+dTo+dTi+2其中： dTo為外彈簧鋼絲直徑（mm）。 內(nèi)、外彈簧載荷分配的比例范圍為：1:2 1:2.5彈簧參數(shù)的計算 彈簧參數(shù)主要包括：剛度、預(yù)緊變形量、總?cè)?shù)、

45、自由高度、并圈高度 、并圈變形量、自由狀態(tài)時的節(jié)距、螺旋角、展開長度等。3.4.5 氣門彈簧的強度校核彈簧靜強度校核時，應(yīng)考慮在最危險情況彈簧處于并圈狀態(tài)下，彈簧鋼絲截面許用應(yīng)力取鋼絲材料強度極限的50%55%。第46頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二 彈簧疲勞強度校核時，疲勞安全系數(shù)：N=(0+0.751)/2為：1.21.3。 其中：0 = 0.3b為彈簧材料脈動疲勞極限，1和2分別為氣門彈簧承受交變載荷F1與F2下鋼絲截面應(yīng)力。3.4.6 氣門彈簧的共振校核 共振校核是以彈簧固有頻率大于凸輪軸轉(zhuǎn)速的倍數(shù)作為衡量彈簧共振情況的一項技術(shù)指標，彈簧固有頻率（min-1）應(yīng)大于10倍的發(fā)動機凸輪軸最高工作轉(zhuǎn)速。3.4.7 氣門彈簧的優(yōu)化設(shè)計 彈簧優(yōu)化設(shè)計是在多個約束條件下求取多變量目標函數(shù)的最佳值，最合理地選擇彈簧參數(shù)，充分利用材料的強度潛力，滿足使用要求。 彈簧優(yōu)化設(shè)計的目標函數(shù)主要有：彈簧質(zhì)量最輕、固有頻率最高、彈簧安全系數(shù)最大等。 第47頁，共65頁，2022年，5月20日，18點29分，星期二彈簧優(yōu)化設(shè)計的約束條件主要有：彈簧旋繞比c：4.5c10；最大彈簧力與預(yù)緊力之比RB：2.0RB2.8；螺旋角T： 5T8.5；彈簧工作變