三角活塞发动机总体设计

重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机AbstractOne of the main components that the motor is the motor vehicle . As the motor technique research heatpoint , high efficiency , save energy , light quantification and environmental protection stand for the motor technique development orientation , the raise in the wake of motor technique development and people is conscious of to the environmental protection , the performance of motor and composition may continuously the modification The dissertation is living to see also on a great quantity of literatures of the home and abroad bases , and uniting the wheel style motor the person who succeeds pestles an example , the design was come out one kind of new pattern triangle piston revolving style wind and is cooled the motor , and concretely acts following work : The limitations of the style analysing motor and triangle piston revolving style proposes and developing of motor . Gathers and analysed the datum that against the triangle piston revolving style motor haves something to do with , and emphasize to analyses the triangle that the dissertation was researched piston revolving style wind to cool that the motor is confronted with to seal airtight hard shocing the problems such as veins and so on with the projecting vat part of the body That the original is designed being one kind of twin vat triangle piston revolving style wind cools the motor , the person who by means of the comparison relatively becomes mature to this day the moving back and forth style motor work rule is living to refer to on the base about the literature of greats quantity external , designing triangle piston revolving style wind cooling that the main composition of motor reaches such relatively significant composition and dimensions parameter , and to some indispensable annex selection and fix up acting the profile analysis . In order to attain relatively well cooling effect , the original unites domesticly moving back and forth that style motor and external triangle piston revolving style wind cools motor cooling fin design and fixing up distinguishing feature , and designed to be fit for the cooling fin that this triangle piston revolving style wind cools the motor work distinguishing feature The dissertation cools this kind of triangle piston revolving style wind that motor overall structure and the dimensions acts as system analysis and design , and with the programming achieved drawing of vat type of figure string , further improvement this kind of at a high speed quality motor composition sealing airtight , the attaining current motor high efficiency essentially and save energy and light quantification design requirement key words Triangle piston motor type line摘要发动机是汽车的主要零部件之一。作为发动机技术的研究热点，高效、节能、轻量化、环保性代表了发动机技术的发展方向，随着发动机技术的发展和人们对环保意识的提高，发动机的性能和结构得以不断的改进。论文在参阅国内外大量文献的基础上，结合转子式发动机成功的研发实例，设计出了一种新型的三角活塞旋转式水冷发动机，具体做了如下工作：分析了往复式发动机的局限性和三角活塞旋转式发动机的提出和发展。收集和分析了与三角活塞旋转式发动机有关的资料，并着重分析了本论文所研究的三角活塞旋转式水冷发动机所面临的密封难和突出的缸体震纹等问题。本文设计的是一种双缸三角活塞旋转式水冷发动机，通过对比至今较为成熟的往复式发动机的工作原理，在参考大量国外有关文献的基础上，设计了三角活塞旋转式水冷发动机主要结构及其较为重要的结构、尺寸参数，并对一些必要附件的选择和布置做了简要的分析。为了达到较为良好的冷却效果，本文结合国内往复式发动机和国外三角活塞旋转式水冷发动机冷却水套的设计、布置特点，设计了适合此三角活塞旋转式水冷发动机工作特点的冷却水套。论文对这种三角活塞旋转式水冷发动机整体结构和尺寸作了系统的分析、设计，并以编程实现了缸体型线的绘制，进一步改善了这种高速性发动机的密封结构，基本达到了当代发动机高效、节能、轻量化的设计要求。关键词 三角活塞发动机 型线目录前言第一章 设计方案分析第二章 发动机的热力学计算第三章 冷却系设计第四章 发动机的几个几何关系第五章 发动机相关几何和物理参数计算第六章 内啮合齿轮机构设计第七章 活塞组件设计第八章 缸体与缸盖的结构设计第九章 偏心轴设计第十章 发动机点火系，起动系统与润滑系第十一章 总结附录前 言 旋转三角活塞发动机又称为“转子发动机”，它利用三角形活塞（转子）将气缸分隔为三个互相封闭的区域，同时进行换气、压缩和作功过程；转子发动机没有作高速直线往复运动的零件，从根本上消除了往复式发动机的固有缺点：不能平衡的往复惯性力的影响；从而为发动机的高速化扫除了障碍。转子发动机零件少，结构简单、体积小、重量轻、升功率大、可燃用多种燃料。由于目前尚有一些技术还不够成熟（如密封，缸体震纹问题），影响了转子发动机的推广应用，随着这些问题的解决，转子发动机的良好前景是可以预期的。1转子发动机的产生 从18世纪70年代以来，各国的设计师和发明家研究设计出了各种各样的旋转活塞式机械，但多用来驱动鼓风机、压气机等机器，直到1954年初，根据德国工程师费汪克尔(Felix Wankel)的设计，经过三年的试验，终于在1957年2月1日，由德国AUDINCUO公司生产出了第一台单纯旋转型三角活塞旋转式发动机，命名为KKM 125型，其排量为125毫升，在10000转分时发出功率21kw(合28.6马力)。60年代初又研制出了行星旋转式发动机，命名为KKM12型，在6000转分时发出功率80.85kw(合110马力)。NCU公司将这些发动机分别安装在士波德(SPIDER)轿车和“RO-80”型的各式轿车上，这种新型汽车发动机的面世在世界汽车制造业中引起了巨大的震动。随后，美国的莱诺汽车公司，日本的五十铃公司，德国的戴姆勒奔驰公司、英国的波金斯公司、法国的西托安公司等汽车生产厂家相继投入了巨大的人力和物力，对旋转活塞发动机进行了进一步的研制和开发。2.转子发动机的特点和发展21 转子发动机作功频率高旋转活塞式发动机的转子每转一圈，完成三个工作循环，作三次功；而往复式四冲程发动机的曲轴需要旋转两圈才完成一个工作循环，作一次功。显而易见，转子发动机的作功频率比往复活塞式发动机高。22转子发动机的结构简单,体积小,重量轻转子发动机转子是靠转子偏心轴直接带动的，换气过程是由转子本身和外壳上的简单气口来控制的，没有进、排气阀装置。 转子动机与往复式发动机相比较，减少了曲柄连杆机构和配气结构，没有笨重的曲柄连杆和平衡重，没有凸轮轴、摇臂、气门、气门导杆和气门座等零部件，结构简单(这有利于提高转速，降低内耗，减轻震动)，造价低廉。输出功率相同的RC2-60U5转子发动机(美国)与V8往复式发动机(美国)相比，前者的零部件数量仅有80余件，后者零件数量则多达400多件，显然，前者的体积和重量远比后者要小得多。23 转子发动机工作平稳性好发动机转子支持在转子偏心轴(输出轴)上，用一对内啮合齿轮传动，三角转子绕其自身中心转动的同时还绕偏心轴旋转，速比为1：3，当转于转一圈时，转子轴转动三圈，而转子轴每转一圈都有一次做功过程；功率输出频率高。另外，转子发动机的工作循环仅需要一次推动扭矩，所以扭矩曲线要比往复式发动机均匀得多，工作平稳性好，功率损失相应较少。由于转子作等角速旋转，没有往复运动质量的影响，减少了惯性力的冲击和震动，减轻了轴承的负荷，延长了轴承的寿命，当采用多个转子组合时，可达到完全的机械平衡，运转的平稳程度还可进一步提高。24转子发动机的转速高 往复式四冲程发动机的进气、压缩、燃挠、排气是在活塞运动的四个行程中完成的，这种作功的间断性，也是约束往复式发动机提高转速的原因之一，转子发动机的混合气是在近似于椭圆形的行程上流动，并不对实际燃烧过程甚至发动机的转速有任何限制，所以可获得很高的气体流动速度和发动机的转速。综上所述，转子发动机具有体积小、重量轻、结构简单、运转平稳和寿命长等优点。随着现代高科技(像燃料喷射、电子点火等技术)的开发与应用，转子发动机的设计越来越趋于完善，发展前景越来越乐观。3前景 随着我国道路交通和住房条件的改善，家用小汽车的普及已是当前的热门话题，厂家对各种类型的轿车、两用车都在努力改进和开发，而旋转活塞发动机所具有的特点使其有着一定的竞争力来占领这个市场。目前，国内研究生产旋转活塞发动机的汽车厂家还不多，我们相信，随着我国改革开放的步伐加快，国力的增强，科研技术的迅速发展，转子发动机的特出优点一定会引起人们的重视,它一定会在今后得到更广泛的应用。第一章 设计方案分析 根据对三角活塞发动机的结构和性能分析，结合社会实际应用前景，初步选定双缸水冷三角活塞发动机为设计方案第二章 发动机的热力学计算第一节 概述根据热力循环计算的公式，对内燃机各热力参数、指示参数、有效参数进行计算，由此得出所需要的数据，即根据所需要的额定功率和转速利用热计算公式去确定气缸的尺寸和气缸的个数。对于已经设计制成的试验机也要进行热计算，以验证在内燃机调试中所册出的各项参数和热计算得出的参数相符合的程度，再对不合适的参数进行调整，提供可比较的依据。第二节 热计算流程图热计算过程开始冲气过程参数 压缩始点温度 压缩始点压力冲气系数压缩过程参数平均多变压缩指数压缩终点温度 压缩终点压力燃烧过程参数燃烧所需理论空气量燃烧所需的实际空气量 理论分子变化系数实际分子变化系数Z点燃烧产物的定容平均摩尔比b点燃烧产物的定容平均摩尔比Z点燃烧产物的定压平均摩尔比=+8.315燃油发热量cyz段的燃烧公式，求最大燃烧温度压力升高比，后膨胀比，求多边指数及膨胀终点温度、zb膨胀线上的后燃公式膨胀终点压力指示参数计算理论平均指示压力实际平均指示压力（=0.98示功图丰满系数）指示油耗指示效率有效参数计算平均有效压力 （=0.85，发动机总机械效率） 有效油耗有效效率重新调节有关参数，绘出示功图运行程序，输出计算结果，并打印结束第三节 热计算结果给定条件：环境压力 环境温度 几何压缩比 有效压缩比 计算空燃比 AF=16残余废气系数 最大燃烧压力 z点热利用系数 B点热利用系数 燃烧室扫气系数 燃油重量成分 C=0.87 H=0.126 O=0.004燃料低热值 Hu=41200kj/kg额定功率 Ne =84KW计算转速 n =5500 r/min创成半径 R=100mm偏心距 e=14mm形状系数K k= 7.4平移距离 a=2mm最大摆动角 排量 V=2(一) 热力过程计算充气过程参数：1 压缩始点温度 2 压缩始点压力 3 充气系数4 平均多变压缩指数 根据编程由计算机输出的结果为：1.3835 压缩终点温度 6 压缩终点压力 7 燃烧燃料所需理论空气量8 燃烧所需的实际空气量9 理论分子变化系数10 实际分子变化系数 11 z点烧去的燃料质量分数12 z点处分子变化系数13 z点燃烧产物的平均摩尔比定容热容式中14 b点燃烧产物的平均摩尔比定容热容 式中cv=a+bTb15 z点燃烧产物的平均摩尔比定压热容16 燃烧发热量 17 压力升高比18 cyz段的燃料燃烧公式，求最大燃烧温度简化后得 经计算得 19 初膨胀比 20 后膨胀比21 求多变膨胀指数及膨胀点温度 膨胀线上的后燃公式经计算最后取 22 膨胀终点压力(二) 汽油机的指示参数 23 理论平均指示压力24 实际平均指示压力25 指示油耗26 指示效率（三）发动机的有效参数27 汽油机的总机械效率一般在0.80.9之间，本设计中取：28 汽油机平均有效压力29 汽油机有效油耗30 有效效率 第三章 冷却系的设计发动机运转时，与高温燃气相接触的零件受到强烈的加热，如果不加以适当的冷却，会使内燃机过热，充气系数下降，燃烧不正常（爆燃、早燃），机油变质和烧损，零件的摩擦和磨损加剧，引起发动机的动力性、经济性、可靠性和耐久性全面恶化。经发动机冷却系带走的热量大约占燃料总热量的25%30%左右。发动机的冷却系根据所用冷却介质不同，分为风冷发动机和水冷发动机。其中风冷发动机冷却效果好，起动性能好，气缸磨损小 。能避免风冷发动机对皮肤的烫伤和复杂的工艺。另外水冷系还有以下优点：1） 在任何热负荷时，从发动机加热的零件带走的热量更有效；2） 在起动时。发动机的预热快而且均匀；3） 在汽油发动机上爆燃的倾向性小；4） 对冷却和传给冷却系热能利用的可能性所消耗的功率小综上所述，本次设计采用水冷方式。第一节 冷却系的分析1 冷却液的循环发动机的冷却系统为强制循环水冷系统，即利用水泵提高冷却液的压力，强制冷却液在发动机中循环流动。冷却液的循环方式有两种 ：当发动机水温在80以下时，节温器关闭，冷却液从水泵水套节温器旁通管水泵，即小循环，这样有利于发动机起动后，温度迅速上升；当发动机水温过80时，节温器自动打开，冷却液从水泵水套节温器开关阀散热器水泵，即大循环，以加强冷却效果。 2 水冷却系的散热在水冷发动机中，由气缸内燃气向外界冷却液的传热过程是一个很复杂的过程，为计算方便，可将这一过程分为三个阶段：1） 从燃气向气缸内壁的传热；2） 从气缸内壁向外壁的导热；3） 从气缸外壁向冷却液的传热。3 从燃气向气缸内壁的传热发动机气缸内的传热是一个复杂的过程。在进气过程中进入气缸内的可燃混合气，温度低于缸壁的温度，这时气缸壁面将热量传给可燃混合气。随着缸内混合气被压缩，其温度不断上升，开始由混合气向壁面放热，由于混合气在气缸中的运动，这一过程是一个复杂的对流换热过程。在燃烧过程中产生的高温燃气，这时除了对流放热外，还有气体辐射和火焰辐射，形成了更为复杂的燃气向气缸内壁的放热过程。膨胀过程和排气过程中，由于燃气温度较高，都是由燃气向气缸壁放热。发动机气缸内的传热是对流换热和辐射换热的周期变化的过程。在每一个工作循环内，工质向气缸壁的传热量可用下式表示：式中 辐射放热系数；接触放热系数；工质瞬时温度；缸壁表面温度；F0与工质接触的缸壁面积。 放热系数与工质的速度、压力、温度以及壁面形状和温度等因素有关。可用下列经验公式进行近似计算：式中 p燃气瞬时压力；ta冷却液温度；Cm活塞平均速度。4 从气缸内壁向外壁的导热燃气向气缸内壁传热量，其方向与温度下降的方向是一致的。假设沿气缸高度和圆周方向都具有相同的温度，则热流具有径向的方向。但是，温度无论从高度和圆周均不相等。由于这种关系，其热流量实际上比赛径向的，而是由三个分量组成，即径向热流、轴向热流和切向热流。在一般情况下，后二分量不大，两者相加为颈项分量的1/51/10。因此，在大多数情况下，可以略去不计。当气缸的外径与内径之比小于2时，则缸壁曲率的影响可以忽略不计，就可以根据平壁导热公式计算由气缸内壁向外壁所传导的热量。式中 壁厚。5 从气缸外壁向冷却液的传热当没有散热片时，从气缸外壁向外传给冷却液的热量为：式中 气缸外壁向冷却液的放热系数；气缸外部冷却液的温度。第二节 冷却系计算1 冷却介质必须带走的热量及所需冷却液的估算为了使发动机工作可靠，必须对发动机进行必要的冷却，使它保持一定的温度状态。由冷却液带走的热量由下列经验公式估算：=（kJ/s） 式中 A传给冷却系统的热量占燃料热能的百分数，汽油机，A=0.200.27,取0.25b燃料消耗率（kg/kwh）Pe功率（kW）Hu燃料低热值，41200已知所需散出热量后，就可估算所需要的冷却液循环量 式中 tw冷却水循环的容许温升（612），本次设计取11； 水的密度，（1000kg/m3）； Cw水比热，（-4.187kj/kg. ）。所以有： =（m3/s）2 水泵的设计泵的功用是保证冷却液连续的循环。本设计采用具有单面进入液体的离心泵。 泵的计算流量（m3/s）的确定要考虑到液体由压缩腔到吸入腔的泄漏： G.p=G/式中 =0.80.9-供给系数。发动机冷却系水的循环消耗量（流量） G= G=0.001511000=1.51kg/s泵的进口尺寸应保证供给计算的水量。达到这个水量要满足下式条件来实现。 G.p/c1=(r1+r0)( r1-r0)式中 c1=12-进口处水流速，m/s； r1和r0-进口半径和叶轮轮毂半径，m。根据上一方程确定叶轮进口半径： r1= =0.02m式中 c1=1.8m/s；r0=0.01m水的出口圆周速度 u2=- =14.7m/s式中 和-在速度c2，u2和方向之间的角度；在绘制叶轮叶片外形时取角=12-50。随着的增加导致泵的效率降低。=10；=45 P=(5-15)104-由泵建立的压头，帕； =0.60.7-水力效率。本次设计取0.65；在出口处叶轮的半径（m） r2=u2/=0.0304m气流进口圆周流速 u1=u2r1/r2=9.95m/s在c1和u1速度之间的夹角取=90，这时，tg= c1/u1=0.1807,由此=1015。在进口处叶片的宽度 b1= G.p/(2r1-z/sin) c1 =0.0165m式中 z=4-水泵叶轮的叶片数； =0.003-进口叶片厚度，m。叶轮出水处水流径向流速 cr= Ptg/(u2)2.2m/s出口叶片宽度 b2= G.p/(2r2-z/sin) cr =0.0048m式中 =0.003-进口叶片厚度，m水泵所需功率：Nb.h= G.p/1000式中 =0.82-水泵的机械效率。3 气缸散热性能的估算根据热平衡数据，从发动机带走和水传给空气的热量：Qbo3=Q=6069.49焦耳/秒；空气的平均比热cbo3=1000焦耳/（kg.k）；通过散热器水的流量G=0.00151m3/s；水的密度=1000kg/m3。通过散热器的空气流量：Gbo3= Qbo3/( cbo3.T bo3)=6069.49/100024=0.15kg/s式中 T bo3=24在散热器栅格中空气温差，K。通过散热器水的重量流量G= G=0.001511000=1.51kg/s通过散热器冷却空气的平均温度： Tcp.bo3=(2T bo3.bxT bo3)/2 =(626+24)/2 =325.0K式中 T bo3.bx=313在散热器前空气的计算温度，K在散热器中水的温度 Tcp.bo=(2Tbo.bx-T bo)/2 =(726-9.6)/2 =358.2K式中 Tbo.bx=363在散热器前的水温，K；Tbo=9.6散热器的水温差，K。散热器的冷却表面积 F= =2.56式中 K=42散热器的传热系数，w/(.k)4 冷却水流通道布置现代水冷发动机大多不能保证散热器上的水槽处于最高水平面，无自动形成蒸汽排出的通路，因而需要设置膨胀水箱，因此从减少外道出发，采取恒温器直接铸在或装在水泵进口壳体上方。为了降低其他流道的阻力，以保证冷却系统通过足够大的流量和在散热面形成必要的流速，总体设计应该注意控制从水泵进口至散热器进口所有流通管道及喉口的流速，以保证低阻力。膨胀水箱的安装水平面必须高于冷却系统任何部位，其容积可取冷却系总容积的510。第四章 三角活塞旋转式发动机的几个几何关系第一节 汽缸型线1， 理论汽缸型线三角活塞发动机是以其三角形活塞的包络线为缸体的理论型线。几何上称为双弧长短幅外旋轮线，它的创成方法一般有二种。1、固定圆与滚动圆内切创成的外旋轮线目前三角活塞发动机的气缸理论型线多采用外旋轮线。它是由一个半径为r的动圆沿着一个半径为k (rk)并与之内切的固定圆滚动时,与动圆一起滚动的某一点P所形成的运动轨迹。如图3-1所示：图3- 1外旋轮线的一种创成法当二圆的半径比 且为m整数时，则曲线为封闭曲线。在发动机中，常取m=3。这时，动圆中心和P点的距离R称为气缸型线的创成半径。偏心距e=r-k=,即r=3e.由此，气缸型线方程可表为： (31a) (31b) 式中，为动圆圆心与定圆圆心连线和坐标轴ox的夹角；e为偏心距；若令,K称为气缸型线的形状系数，是发动机的一个重要几何参数。这样,上式(2-1)可改写为: (32a) (32b) 气缸型线的形状如图3-2（？）所示。当=0时，气缸二端的距离最大，称为长轴；当=时（相当活塞转角为），气缸二端的距离最小，称为短轴。 （3-3） （3-4）型线方程确定后,就能得到型线的曲率半径变化规律为: (35)由（3-5）式可知，在短轴方向的曲率半径在m=3时，显然，短轴方向的曲率半径有下面的几种情况：当K3时，曲线已改变类型，不能作为气缸型线。当K=3时，曲线在该点不可微分，内凹并有尖点，也不能作为气缸型线。当3K9时，q0，曲线在该点内凹。当K=9时，q, 曲线在短轴方向成一直线。当K时，曲线趋近于圆。为了使型线不出现内凹尖点影响活塞运动；以及活塞中心的内齿轮在型线内腔中运动，应满足，r+e4e故仅当K=5时，曲线才能作为气缸型线使用。第二种方法不太用就不叙述了。根据公式计算已知数据 取整数2， 实际汽缸型线因为活塞顶端安装有密封片,为减少磨损, 密封片的端面有r=圆弧。因此, 实际气缸型线应在理论型线的基础上进行扩大和修正；实际气缸型线应保证密封片在工作过程中不会发生径向运动。同时满足以下条件:1） 实际气缸型线是理论气缸型线的等距线，距离为；2）二曲线在各对应点有公法线，它们的曲率半径满足：qs=q+；3）它们的长轴和短轴相差均为2；4）能利用K、e、三个参数确定对应的活塞周面曲线。经修正后的实际型线方程为： (3-8a) (3-8b)代入已知参数R=100mm,e=14mm,a=2mm第二节活塞周面曲线1， 理论汽缸型线确定的活塞周面曲线根据三角活塞发动机的工作原理，三角活塞三个边的曲线形状应满足以下的条件。1） 应保证活塞的三个顶端与气缸型线始终保持接触。2） 活塞周面和气缸壁决不相碰撞。3） 活塞周面和气缸型线所包围的空间可达到最小，因而可能获得最大的理论压缩比。由有关的数学理论可得出，活塞的周面曲线应是气缸理论型线的内包络线。对采用双弧长短幅外旋轮线为缸体理论型线的发动机，可以用类似于气缸型线创成的方法创成。1、按理论气缸型线确定的活塞周面曲线把原来的滚动圆（R）固定，并与座标系OR-XY固联，让原来的固定圆（K）带着气缸型线和座标系OK-xy一起沿圆（R）滚动，图3-8（？）所示为圆Ok绕圆OR转动了一角时，圆（K）、缸体型线与座标系OK-xy所处的位置。在这个位置，座标系OK-xy原点OK相对于固定座标系OR-XY的位置是（ecos,esin）;OKx轴和ORX轴的夹角为，根据几何关系，IA=IB， 故 这样就可将缸体型线方程（3-1a）、(3-1b)改写为相对固定座标系OR-XY的形式： （3-13a） (3-13b)这是一组以为参变数的曲线族方程，确定一个值，即可得到在相应位置的缸体曲线。转动形成了由形状相同位置各异的气缸型线组成的曲线族，这个曲线族的内包络线即为活塞的周面曲线。见图3-9和图3-10。内包络线上的每一点都必须与曲线族中的某一曲线相切，因而它应满足下面的条件： 将（3-13a）、(3-13b)代入上式，简化后得到： （3-13c）、图3-9包络线图 3-10 活塞的几何形状OR活塞中心 OK缸体型线中心 由（3-13a）、(3-13b)、(3-13c)组成的方程组就确定了活塞周面曲线；对双弧长短幅外旋轮线来说，它的内外包络线有三个点P1、P2、P3是共同的，三角活塞就以这三个点作为顶点。如图3-9、图3-10所示。根据公式得：其中= 已知参数= e=14mm R=100mm=作为活塞周面曲线的包络线完全是由缸体型线派生出来的缸体型线一旦确定，包络线也就完全确定了2、按实际气缸型线确定的活塞周面曲线用同样的方法，也可确定实际气缸型线确定的活塞周面曲线。它的座标方程为： 显然，实际气缸型线确定的活塞周面曲线是理论型线在各点法线方向上平移了一段距离。3，用圆弧代替的活塞周面曲线用上面的方法计算活塞周面曲线是很复杂的，当发动机的压缩比不大时可用通过A、C、B三点的圆弧来代替，这样能使计算大为简化，使加工也更方便。如图3-11圆弧半径Pn可由A、B、C三点的座标求得。根据图2-11所表示的几何关系：图 3-11 用圆弧代替包络线即可得到圆弧的半径： （3-15） 圆弧所对的圆心角则可由下面的公式求得 （3-16） 可见，当活塞的周面曲线用圆弧代替时，它的形状由圆弧的半径Pn和圆心角确定；而Pn取决于K和e，圆心角仅取决于K。如图3-12（？）所示。从（3-15）可知，当1）K时，Pn0，三角活塞周面曲线外凸。2）K=4时，Pn；三角活塞呈等边三角形。3）K4时，Pn0，三角活塞周面曲线内凹。对于实际气缸型线的活塞周面曲线，只要用代替K即可得到活塞圆弧半径Pn和相应的圆心角。显然，Pn取决于R、或K、e；而取决于K、。根据公式：周弧的半径圆周角=2第五章 发动机相关几何和物理参数计算三角活塞发动机的几何参数是它在设计、制造过程中十分重要的参数；它对发动机的工作有重大影响。当三角活塞顶端沿气缸壁表面滑动时，它所经过的弧长不仅反映它的运动情况，也对发动机的热力循环产生影响，因而是发动机设计、制造过程中的重要参数。第一节 缸体型线的弧长计算1、缸体为理论型线的弧长根据数学知识，弧长可由下面的公式计算： （5-1）式中，积分在数学上称为第二类橢圆积分，以符号表示，可从积分表查得。故（3-1）式可改为： （5-2）显然，弧长S是随的增大而增大的；=0，S=0；当活塞顶端沿气缸型线走完一周，即计算得到的弧长是缸体型线全弧长；它是从0增大到，（或从0到）时所得弧长的4倍； （5-3） 不同K值时S/e随的变化可从图5-1（？）所表示的看出。在实际设计计算时，可用下面的公式计算，其精度已能满足要求。 （5-4）根据公式：代入已知参数R=100 e=142、缸体为实际型线的弧长从前面我们已知道，气缸实际型线是在理论型线平行向外推一距离a得到的；因此，它的弧长计算公式即可表示为： （5-5）式中，；或者 （5-6）这样，实际型线全弧长 （5-7） 由于a很小，因此，理论型线全弧长和实际型线全弧长差别不大。在不同K值、不同值时，随变化的规律如图5-2（？）所示。根据公式：第二节 活塞的弧长计算当活塞的型线用圆弧代替时，且缸体型线为理论型线时，圆弧活塞的单边弧长L就可用活塞周边圆弧半径P及其夹角求得。 （5-8）或 （5-9）如采用实际缸体型线，圆弧活塞的单边弧长L就可用活塞周边圆弧半径Pn及其夹角求得。 (5-10)无论是L，还是L都不随偏心轴的转角变化。其中为K所决定；由K及决定。对于不同K值和的变化如图5-3（？）所示。根据公式：代入已知参数得L=第三节 理论压缩比计算所谓理论压缩比是指最大冲程面积Fmax与最小冲程面积Fmin之比。它不计因为火焰传播需要而开的凹坑所带来冲程面积变化的影响。由于这些凹坑的存在，实际压缩比理论压缩比小得多。 （5-25） 对于用理论气缸型线和活塞周面曲线为包络线的情况，根据（5-12）和（5-13）式，理论压缩比为： （5-26）理论压缩比是发动机在理论上可达到的最大压缩比。它完全取决于行状系数K，并随K的增大而增大。在理论气缸型线和圆弧活塞的情况，FH不变，而Fmin比用包络线活塞时要大一些；根据（5-14）和（5-18）式，可表示为： （5-27）式中显然，压缩比仍由K决定，并随K的增大而增大。当气缸型线为实际型线、活塞周面曲线为圆弧时，发动机的理论压缩比变为 （5-28）式中，各项可由（3-18）（3-21）式代入，然后计算出结果。从图5-8可以看到，气缸尺寸加大后，和同时增加，且的增幅大于的增幅；因而当气缸型线为实际型线、活塞周面曲线为圆弧时，其压缩比将比理论型线时有所减小。这时压缩比虽仍随K的增大而增大，但影响压缩比的因素已不仅仅是形状系数K一个，还有也对压缩比产生影响。而且，随着K和的增大，和理论型线时的压缩比的差异也会增大。为便于比较，我们将三种情况的压缩比与K、的关系分别用表5-2和图（5-10）表示出来。为了综合表达R、e及K值与最大摆动角、压缩比、面积FH之间的关系，还可利用诺模图，如图5-11从诺模图3-11可以得到，如e=9.5mm,R=65mm,;则可得=260，FH=32cm2,理论压缩比=17。6，活塞周面上凹坑容积分别为FH的和1时的压缩比。表5-2 压缩比K理论型线理论型线圆弧活塞实际型线圆弧活塞0Y55.566.57.07.58.08.59.012.77814.21115.06816.96718.28619.56320.79921.99423.14810.94911.80712.61413.37414.09114.76715.40716.01316.5887.8238.1788.4948.7719.0249.2359.4359.6099.7756.2506.4406.5966.7286.8456.9357.0227.1327.160根据式（3-28）代入已知数据得:=6725.8+3637.3=10363.1=672538-3637.3=3088.5查表得=18.008214=504.224=12.928214=362 = =3.15第四节 冲程面积计算活塞在缸体中运动时，活塞周边P1P2与缸体型线之间包含的面积是随偏心轴转角的变化而变化的。这块面积称为冲程面积F和排量VH。如图5-4图 5-4冲程面积其中， 1、当缸体型线为理论型线、活塞周面曲线为包络线时的F上式中，为最大摆动角。冲程面积F可表示为：（3-11）从（3-11）式可以看出，冲程面积F完全按正弦函数变化，形式如图5-5所示。其它二个工作腔的冲程面积的变化也一样，只是相位相差 利用（3-11）式，并通过计算，可知冲程面积F在时出现最小值，如图5-6 （5-12）当时，F出现最大值 （5-13）因此，冲程面积F的最大变化为 （5-14）根据公式代入已知参数得e=14mm R=100mm F=2、当缸体型线为理论型线、活塞周面曲线为圆弧时的冲程面积 这时，F1，F2，F3都和活塞周面曲线为包络线时相同；F4可由圆弧半径Pn及其对应的圆心角计算得出。而Pn和则按（5-15）和（5-16）式表示的代入。即 （5-16）于是，（5-17）可见，用圆弧代替包络线作为活塞周面曲线时冲程面积F仍为正弦函数。只是数值有所不同。它的最大值、最小值也有所变化。当时 （5-18）当时 （5-19）根据式（5-17）得：代入已知参数R=100 F=(+/3)3.141/2(0.32-)/4-3/214100(2/3+/6)=615.44+10466.7-1/2329.4225(1.0-0.84)-4330-3637.3(2/3+/6)=11082.14-26.3538-4330-3637.3(2/3+/6)=6725.8-3637.3(2/3+/6)3、当缸体型线为实际型线、活塞周面曲线为圆弧时的冲程面积 如果缸体型线为实际型线，而活塞周面曲线为圆弧，冲