袁兆成-内燃机设计

内燃机设计,吉林大学汽车学院热能与动力专业袁兆成主讲,内燃机设计,第一章内燃机设计总论,第二章曲柄连杆机构受力分析,第三章内燃机的平衡,第四章曲轴系统的扭转振动,第五章配气机构设计,第六章曲轴飞轮组设计,第七章连杆组设计,第八章活塞组设计,第九章内燃机滑动轴承设计,第十章机体与缸盖设计,第十一章内燃机冷却与润滑系设计,第一章内燃机设计总论,第一节内燃机设计的一般流程,第二节内燃机的主要设计指标,第四节内燃机主要参数的选择,第五节发动机设计的发展,第三节内燃机的选型,返回开始,第一章内燃机设计总论,第一节内燃机设计的一般流程一、计划阶段此阶段由下述环节组成：1.确定任务主要是根据市场需要和法规需要(进行必要性、可行性论证)，这个环节应该是企业产品规划中确定的，有长期规划，也有短期规划。2.组织设计组根据任务挑选合适人选人员结构合理技术结构合理,3.调查研究a访问市场和用户，征求对产品的要求b了解制造厂的工艺条件、设备能力以及配件供应情况c收集同类先进产品的资料，考察同类产品d确定参考样机4.确定基本性能参数和结构形式（概念设计阶段）。主要是通过:同类型机型对比、热力学计算、动力学计算和整机一维模型仿真分析。,5拟订设计任务书说明产品的原因、用途、适用范围等说明内燃机的主要设计参数和要达到的技术指标如：a.型式（汽或柴）、气门数、直立或卧式b.冲程数（4或2）、缸径D、冲程Sc.冷却方式（水或风）d.汽缸排列方式（直列、V型）e.功率Ne、转速n、扭矩Mf.燃油消耗率ge(克/千瓦.小时)g.机油消耗率gm(克/千瓦.小时)h.大修期、保用期、一般大修期是保用期的2倍i.重量和外型尺寸与用途有关（大车、小车、固定）j.排污指标（噪声、废气）k.平均有效压力pmel.活塞平均速度Cm.主要结构说明燃烧室、零部件（活塞连杆、曲轴飞轮、机体缸盖、配气机构、供油润滑、冷却、起动）.产品系列化和变型、强化的可能性,二、设计实施阶段1.内燃机总布置设计，确定主要零部件的允许运动尺寸、结构方案、,三维实体造型和虚拟装配、外形图。,2.按照企业标准编制零部件图纸目录。3.部件三维图细致设计、零部件工作图、纵横剖面图。,桑塔纳1.6升轿车汽油机,Audi轿车汽油机,平分式铸铁机体整体气缸汽油机,6110柴油机,龙门式机体轻型柴油机,图18奔驰增压汽油机,采用双轴平衡机构的1.8L奥迪FSI发动机横剖面,大众V10TDI柴油机横剖面,三、检验阶段1.试制多缸机样机2.多缸机试验（磨合、调整、性能试验、耐久试验、可靠性试验、配套试验和扩大用户试验）3.改进与处理阶段a.样机鉴定.b.小批量生产4.内燃机设计的“三化”a.产品系列化：基本尺寸相同，不同的排列、缸数、增压度，达到提高Peb.零部件通用化：同一系列的主要零件能够通用。c.零件设计标准化：按照国标、部标或企标设计“三化”可以提高产品的质量、减少设计成本、组织专业化生产、提高劳动生产率、便于使用、维修和配件供应,四、改进与处理阶段1样机鉴定与改进.在总结了单缸机试验、多缸机试制、样机性能试验和用户配套实验的基础上，往往要进行多方面的综合改进和进一步的试验观察，然后由企业或者地方主管部门组织新厂品鉴定。鉴定时设计和试制单位要提供下列文件：设计任务书内燃机研发试制总结内燃机动力性、经济性、耐久性、排放特性、噪声水平等性能试验报告内燃机生产产量成本盈亏分析零部件标准审查报告市场需求预测分析用户使用报告单缸机试验,2小批量生产和扩大用户试验,内燃机是一个十分复杂的技术系统，涉及到水、油、气的流动与密封；工质燃烧、做功与传热；机械传动等多个复杂的物理和化学过程，用户的要求和使用工况变化非常大，因此必须经过小批量生产和逐步扩大用户使用试验，经过严密的设计完善和严格的生产工艺调整，才能最终进行正式商业化生产。,本章开始,第二节内燃机的主要设计指标一、动力性指标1.功率Pe式中Pme平均有效压力（MPa），Vm活塞平均速度（m/s），Vh气缸排量(L)，Z气缸数，n转速（r/min），D气缸直径（mm），冲程数，四冲程=4，二冲程=2。可见，有效功率Pe受到上面各参数的影响。在设计转速和结构参数基本确定下来之后，影响有效功率的主要参数就是平均有效压力。,2.转速nn增加对提高Pe有利，但是转速增加后：惯性力，导致负荷增加，平衡、振动问题突出，噪音增加；.工作频率增加热负荷增加；.摩擦损失增加，导致m下降、ge升高、磨损加剧，寿命缩短；.进排气系统阻力增加，使v变小；内燃机转速范围1000转/分以上为高速、3001000转/分为中速、300转以下为低速。发电机组内燃机受电网频率和磁极对数的限制，转速应为f电网频率（50Hz）,P发电机磁极对数。,3.最大扭矩Memax及nMe扭矩适应性系数转速适应性系数总适应系数=mn随用途而有不同的要求。,二、经济性指标1.燃油消耗率ge(克/千瓦小时)降低ge的措施：提高i和m车用汽油机260-400车用柴油机2002602.机油消耗率gm(克/千瓦小时)1.32.6克/千瓦小时三、耐久性、可靠性指标可靠性在规定的运转条件下，规定的时间内，具有持续工作，不会因为故障而影响正常运转的能力。耐久性从开始使用起到大修期的时间。四、重量、尺寸、外形指标是评价设计的紧凑性和金属利用程度的指标。比重量gw=G/Pe(kg/kw)；体积功率Pv=Pe/V(kw/m3),五、低公害指标1.噪音内燃机噪音分为：燃烧噪音、进排气噪音和机械噪音,2.排污CO破坏人体的输氧能力，麻痹呼吸器官HC破坏呼吸系统NOx与水蒸气混合，在肺部生成稀硝酸。,六、制造、使用、维护指标,1）高的动力性能。功率、扭矩、使用转速范围，均适合于工作机械的需要。2)高的燃料经济性。汽车发动机还必须注意部分负荷和不稳定工况下的经济性，还要求燃油经济区尽可能宽，这在混合动力中尤为重要。3)高的工作可靠性和足够的使用寿命。现代内燃机寿命指标较先进的大致为：汽车内燃机4080万公里；拖拉机及农用内燃机600010000小时；工程机械用内燃机1000028000小时。4）对于汽车用内燃机，还要求尽量低的振动和噪声，也就是所说的NVH（Noise、VibrationandHarshness）性能。,本章开始,第三节内燃机的选型一、柴油机、汽油机或气体燃料发动机现在广泛使用的内燃机主要是柴油机、汽油机和气体燃料发动机。在选择内燃机时首先碰到的问题就是选择什么内燃机。从两方面考虑内燃机本身的技术经济特点和市场需求。地区或国家对环境和能源应用分布的要求。,柴油机：燃料经济性好；工作可靠性和耐久性好，因为没有点火系统；可以通过增压、扩缸来增加功率；防火安全性好，柴油挥发性差；CO和HC的排放比汽油机少。汽油机：空气利用率高，转速高，因而升功率高。化油器式的过量空气系数较高，在1.1左右，电控喷射要求=1；因为没有柴油机喷油系统的精密偶件，制造成本低；低温起动性、加速性好，噪音低；由于升功率高，最高燃烧压力低，所以结构轻巧，比质量小（一般只有柴油机的一半重量）；不冒黑烟，颗粒排放少。目前来讲，柴油机的优点就是汽油机的缺点，反之亦然。,燃气发动机：气体燃料发动机主要使用压缩天然气（CompressedNaturalGasCNG）、液化天然气（LiquifiedNaturalGasLNG）、液化石油气（LiquifiedPetrolGasLPG）。可以汽油/LPG、汽油/天然气切换（Bi-fuel两用燃料）或天然气/柴油混合（DualFuel双燃料），也可以单独使用；辛烷值超过100，单独使用时可以提高压缩比以保证功率不损失；排放指标比较低、不冒黑烟；一般情况下使用经济性较好，价格也比汽油便宜；可以节省石油资源；燃料供给采用多点电控喷射才能使混和气比较均匀。一般，6吨以上用柴油机，3-6吨混用，3吨以下汽油机居多，燃气则有较宽的使用范围。但是燃气汽车续航里程短，大部分地区加气站不如汽、柴油加油站分布广泛，所以燃气汽车多用于城市公交车、城市出租车。,二、冲程四冲程：使用可靠，工作柔和，耐磨，经济性好，指标稳定，生产、使用经验丰富；二冲程：单位时间内工作循环多一倍，实际功率输出大5070%，体积小，重量轻，结构简单，但经济性差。三、冷却形式水冷：1.冷却均匀效果好；2.v大，pe大；3.受外界影响小;4.噪音低.风冷：1.散热不好，热负荷高，油嘴易堵，机油易变稀，磨损大；2.可在沙漠等缺水地带使用，无冻裂；3.噪音大，因为无水套吸音；4.铸造困难；5.冷却系结构简单，无漏水；6.单体结构，维修成本低。,四、气缸的布置主要由发动机的使用环境决定。单列：结构简单，使用维修方便。双列：在增加功率，提高车厢面积有效利用要求下，趋向采用双列，双列有V型、错缸型（缸心线平行和缸心线不平行两种）卧式：可布置在底盘中部或后部，大幅度降低高度，改善面积利用率，开阔视野，提高了操纵性、机动性。,本章开始,第四节内燃机主要参数的选择一、平均有效压力pmeHu燃料低热值，s进口状态下空气密度，l0理论空气量提高pme的途径：1.v,采用合理的进气系统，合理的配气机构（相位、型线、多气门）2.i,，传热损失（绝热活塞、绝热气缸），加强燃烧室密封3.m，减小配合间隙，选择摩擦材料，提高工艺水平。柴油机还要注意燃油系统的调整，使1；采用增压提高空气密度。当然，增压会带来：机械负荷增加机械应力增加热负荷增加热应力增加应从结构、冷却、加工、材料等方面加以保证。,二、活塞平均速度Vm是表征发动机强化程度的主要参数Vm可以使平均有效压力Pe增加，但是Vm的副作用是：1摩擦损失增加，导致热负荷增加、机油承载能力下降、发动机寿命降低。2惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低。3进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率v下降。一般汽油机柴油机,三、气缸直径和缸数气缸直径D加大，Pe以平方的速度增加。但是惯性力也增加明显，导致振动和机械负荷加剧。缸数Z增加，Pe线性提高，发动机长度加大，平衡性改善。,气缸直径改变之后，要做如下必要的工作：计算气缸工作容积。计算标定功率和标定转速下的扭矩Me。利用表（1-2）估算最大扭矩Memax和对应转速。压缩比验算和调整、燃烧室重新设计。工作过程计算。重新选配活塞组零件，计算活塞组质量。确定是够需要改变气门直径和气门最大升程，是够需要重新设计凸轮型线。重新曲轴平衡分析、重新设计曲轴的平衡块及布置。进行曲柄连杆机构动力计算，计算活塞侧向力、连杆力、切向力、径向力和单缸扭矩，计算轴颈积累扭矩。连杆轴承表面压力校核。曲轴系统的扭转振动计算以确定是否要重新匹配减振措施。冷却水流动和散热能力计算分析。,四、行程S行程S增加，可以提高Pe，但活塞平均速度Cm提高，有磨损加速、寿命降低等问题。一般S的变化主要用于：1调节整机排量2调节耐久性减小S,减小侧向力，减轻磨损3调节扭矩值,要改变行程S，相应在结构上的必要改变和必要的计算包括：要重新设计曲轴，使曲轴的曲柄半径r=S/2。要重新进行压缩比计算和调整。重新设计缸套长度。计算气缸工作容积。计算标定功率和标定转速下的扭矩Me。利用表（1-2）估算最大扭矩Memax和对应转速。要重新进行曲柄连杆机构动力计算、平衡计算。活塞平均速度和最大速度计算，确定活塞与缸套的摩擦情况。曲柄半径改变，连杆比变化，要确定连杆长度是否合适，最大连杆摆角时杆身是否与缸套下沿相碰，活塞下止点时曲轴平衡块是否与活塞裙部相干涉。一般情况下，如果活塞行程加大，连杆长度也要加大。要改变机体高度或者将曲轴中心上下移动。要进行工作过程计算等。此时曲轴轴颈的重叠度肯定要发生改变，尤其在加大冲程情况下，一定要利用有限元方法验算曲轴的强度。扭转振动计算分析，确定是否需要改变减震器结构。,本章开始,第五节发动机设计的发展一、目前广泛采用1新结构：新型燃烧室、多气门、可变配气相位、可变进气管长度、可变增压器。2新技术：增压、汽油喷射、柴油机高压喷射系统、预喷射技术、电控多点喷射、缸内直喷汽油（GDI）、均质混合压燃技术3新工艺：以铸代锻、压力铸造、表面处理技术新材料：活塞环（塑料）、活塞（复合材料）、缸套、轴瓦、油底壳、进气管、齿轮，主要目的是减轻质量、减少磨损、隔振、隔音。,二、现代设计方法1计算机辅助设计制图提高速度和质量、便于保存和修改处理工程分析计算缩短设计周期、降低设计成本、提高准确性2模拟计算与仿真设计：三维曲面设计、气体液体流动分析、燃烧模拟、振动分析、噪声仿真3优化设计：结构形状优化（以质量最轻或应力最小或变形最小或阻力最小等等为优化目标），多采用线性规划法、复合形法、惩罚函数法等等4工程数据库5可靠性设计方法,本章开始,第二章曲柄连杆机构受力分析,返回开始,第一节曲柄连杆机构的运动学(活塞的运动学）,第二节曲柄连杆机构中的作用力,第一节曲柄连杆机构的运动学(活塞的运动学)一、简述机构的作用：活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动活塞上的力转化为曲轴上的扭矩两个假设：1.曲轴作匀速运转;2.角速度为常数。二、中心曲柄连杆机构的运动规律活塞的位移表示为,活塞的运动可以用三角函数组成的复谐函数表示，既活塞的运动是复谐运动。,对x求一阶导和二阶导，得,四、活塞运动规律的分析与用途1简谐运动的规律一阶谐量与曲轴速度同步二阶谐量比曲轴速度快一倍活塞位移用于示功图转换气门干涉校验动力计算活塞速度用于计算平均速度Vm()，判断强化程度、计算功率计算最大速度Vmax（=1.625Vm）,评价气缸的磨损程度。活塞加速度用于计算往复惯性力的大小和变化，进行动力计算。,本章开始,第二节曲柄连杆机构中的作用力一、曲柄连杆机构中力的传递和相互关系作用力分为：气压力Fg惯性力往(复惯性力Fj、旋转惯性力Fr）合成力F=Fj+Fg一、曲柄连杆机构中力的传递和相互关系,上式说明，永远存在一个与输出扭矩方向相反、大小相等的翻倒力矩。,二、气压力的作用效果气压力Fg和在机体内部平衡掉，对外没有自由力，只有扭矩输出和翻倒力矩,曲柄连杆机构的所有零件，按照运动性质可分为三组。活塞组m,包括活塞、活塞环、活塞销和卡环。曲轴组mka.连杆轴颈及与连杆轴颈相重合的曲柄部分mk1b.曲柄上连杆轴颈与主轴颈中间的部分mk2其当量质量连杆组根据质量守恒和质心守恒原理所以关键是求出重心位置。现在利用制图软件可以方便求出。,三、往复惯性力1机构运动件的质量换算换算原则：保持当量系统与原机构动力学等效。,2曲柄连杆机构中的惯性力惯性力与运动质量有关，该机构中的运动质量有往复运动质量,旋转运动质量,往复惯性力,往复惯性力的性质：a.Fj与a的变化规律相同，两者相差一个常数mj，方向相反。b.可以用旋转矢量法确定Fj和Fj的大小、方向，用来判断往复惯性力作用性质。c.Fj和Fj始终沿着气缸轴线作用。d.往复惯性力总是存在。所以由Fj产生的单缸扭矩、翻倒力矩和自由力总是存在。但是曲轴一转内，翻转力矩之和、自由力矩之和为零。旋转惯性力Fr,四、往复惯性力和气压力作用的差别,气压力Fg是做功的动力，产生输出扭矩。气压力Fg在机体内部平衡，没有自由力。Fj没有平衡，有自由力产生，是发动机纵向振动的根源。FjmaxFgmaxFj所占区域长，总是存在，正负面积相等；Fg呈脉冲性。,五、曲柄连杆机构中力的计算（动力计算）,合成力F=Fj+Fg侧向力FNFtg连杆力切向力径向力单缸扭矩翻倒力矩,六、多缸机扭矩（动力计算）,以六缸四行程发动机（153624）为例：,如果第一缸的扭矩为M1()，则第二缸的扭矩为M2M1(+240)，M3M1（480），.,第一主轴颈所受扭矩M0,1=0第二主轴颈所受扭矩M1,2=M1()第三主轴颈所受扭矩M2,3=M1,2+M1（240）第四主轴颈所受扭矩M3,4=M2,3+M1（480）第五主轴颈所受扭矩M4,5=M3,4+M1（120）第六主轴颈所受扭矩M5,6=M4,5+M1（600）第七主轴颈所受扭矩M6,7=M5,6+M1（360）=,2.连杆轴颈扭矩根据扭矩向后传递的原则，Mgi应该是前一个主轴颈上的积累扭矩Mzi与作用在本曲柄销上的切向力所引起单缸扭矩的一半。,3.平均扭矩,据此可以计算指示功率、有效扭矩等动力指标。,4.输出扭矩的均匀性一般以标定工况评价扭矩不均匀系数,增加气缸数、点火均匀、组件分组、增加飞轮惯量等均可减小扭矩不均匀性。,七、发动机对支承的作用力,八、曲轴轴颈和轴承的负荷,1连杆轴颈的负荷Pq,取坐标系固定于连杆轴颈上，有,合力大小和方向角为,2连杆轴承的负荷Fp,取坐标系固定于连杆上，根据Fp与Fq互为反作用力的关系：,Fp=Fq,3主轴颈的负荷多支承曲轴主轴颈负荷不能精确确定，因此假设：任何时刻主轴颈上的负荷只决定于此轴颈左右相邻曲轴上的作用力。将静不定多跨曲轴按单跨梁计算。,4主轴承负荷,Fc=-Fz,本章开始,第三章内燃机的平衡,第二节旋转惯性力的分析,第三节单列式内燃机往复惯性力的平衡分析,第四节双列式内燃机往复惯性力的分析,第一节平衡的基本概念,返回开始,第三章内燃机的平衡,第一节平衡的基本概念一、平衡的定义当内燃机在稳定工况运转时如果传给支承的作用力的大小和方向均不随时间而变化，则我们就称此内燃机是平衡的。实际上这种情况不存在。二、内燃机振动的原因工作过程的周期性：发动机扭矩是周期性变化的。机件运动的周期性：旋转惯性力、往复惯性力是周期性变化的。三、不平衡的危害引起车辆的振动，影响乘员的舒适性、驾驶的平顺性。固定式内燃机的振动，会缩短基础或建筑物的寿命。产生振动噪音、消耗能量、降低机器的总效率。引起紧固连接件的松动或过载、引起相关仪器和设备的异常损坏。,四、研究平衡的目的和采用的方法通过内燃机平衡性的分析，为分析和选型提供依据。寻求改善平衡性的措施，这些措施一般包括：采用适当的气缸数、气缸排列和曲拐布置；加适当的平衡重；用适当的平衡机构。方法主要包括：1解析法任取一个坐标系，求各力和力矩在该坐标系中的投影之和。若F0，M0，则该力系是平衡的，反之不平衡。2图解法作力和力矩多边形，如多边形封闭则力系是平衡，反之不平衡。,本章开始,第二节旋转惯性力的分析,旋转质量,旋转惯性力,、静平衡和动平衡,质心在旋转轴上,动平衡,静平衡,二、旋转惯性力平衡分析,为使动平衡：,1.单拐曲轴,2.三拐曲轴（132，四冲程或二冲程),作曲柄侧视图及轴侧图,图解法,对三个缸作离心力的矢量图,是静平衡,对O点（最后一拐中心）取矩，作力矩矢量图,整体平衡方法,3.四拐曲轴,四拐空间（二冲程发动机）曲轴离心力分析,空间曲轴的离心力自然平衡，有不平衡的离心力矩,四拐平面曲轴离心力分析,离心惯性力的合力为零，离心惯性力矩也是零,曲轴本身承受有最大达负荷,的内弯矩，而且中间主轴承承受较大的离心,常见的有如图所示的四块平衡重方案，以减轻内弯矩和轴承负荷,Fr,Fr,Fr,Fr,五缸机（曲轴）旋转惯性力分析（1-2-4-5-3）,四冲程5曲拐布置图,四冲程5曲拐轴测图,1,2,4,3,5,四冲程五缸机旋转惯性力分析图解法,曲柄侧视图,四冲程5拐曲轴旋转惯性力多边形,四冲程五缸机旋转惯性力矩分析,四冲程5拐曲轴旋转惯性力矩多边形,利用矢量投影求和的代数方法，求离心力矩的大小和方向,假设缸心距为a，对第五缸中心取矩,各矢量在x轴的投影和为,各矢量在y轴的投影和为,合力矩为,合力矩的方向与y轴的夹角为,平衡块质径积为,4.六拐曲轴,六拐曲轴的平衡性很好，但是也存在内弯矩和轴承负荷问题。因此六拐曲轴也要合理布置平衡重。方案有如图所示几种。,本章开始,第三节单列式内燃机往复惯性力的平衡分析,几个基本概念,2往复惯性力始终沿气缸轴线作用，大小和方向按简谐规律变化，力矩总是作用在气缸中心线与曲轴中心线组成的平面内。,都是不平衡的自由力，如果不采取平衡措施，就会传到支承上，引起纵向振动。,1.往复惯性力可以用旋转矢量表示为,3,单缸机往复惯性力的平衡分析,都没有平衡，需要采取平衡措施。,1.双轴平衡法,对于一阶惯性力，用两根平衡轴四个平衡重(或两个),对于二阶往复惯性力采用类似方法,平衡关系为：,2.过量平衡法（01）,从中消去得到,当过量平衡率=0.5时，合力矢量变成一个常数,的圆，方向与,曲柄半径方向相反。现在高速小型发动机的过量平衡率有取较小值（=0.150.2）的趋势,2.单轴平衡法,要求e1、e2尽可能小，以保证附加力矩M尽可能小。当平衡轴与曲轴水平对齐时，仍然存在不平衡力矩。,单轴平衡法,多缸机往复惯性力平衡分析,单列式两缸机（发火顺序121，四冲程是不均匀发火）,图解法,整体平衡法,双轴平衡法,更好的曲轴布置应该是360度曲拐夹角。此时发火均匀，可采用双轴机构平衡，也可以采用平衡活塞的方法平衡。如右图所示,单列式三缸机（132）,作曲柄图和轴侧图,作惯性力矢量图,三拐曲轴一、二阶曲柄图和轴侧图,一阶惯性力,二阶惯性力,得到FRj=0FRj=0,作力矩图,Mjmax=,出现在一缸上止点后30。,求整体平衡法平衡重质径积，平衡重布置如前图,三缸机一阶往复惯性力矩双轴平衡机构,单列四冲程四缸机（1342）,作曲柄图和轴侧图,141234,23,一阶曲柄图二阶曲柄图,惯性力分析,单列二冲程四缸机（1342）,作曲柄图和轴侧图,出现在上止点前,整体平衡方法：,得到FRj=0FRj=0,单列四冲程五缸机（12453）发火间隔角,作曲柄图和轴测图,可以看出：一阶惯性力和二阶惯性力的合力都是零，是平衡的。,四冲程五缸机一阶往复惯性力矩分析,一阶力矩各矢量在x轴的投影和为,各矢量在y轴的投影和为,合力矩为,一阶合力矩的方向与y轴的夹角为,与水平轴的夹角为54向水平轴投影得到此时的实际一阶往复惯性力矩为,二阶往复惯性力矩分析,二阶往复惯性力矩的合力矩幅值为,与水平轴的夹角为18向水平轴投影得到此时的实际一阶往复惯性力矩为,即使考虑到连杆比（1/3），二阶往复惯性力矩的值也比较大，大于一阶往复惯性力矩的幅值。设计中应该采用双轴机构进行平衡。,二阶往复惯性力矩分析与平衡措施,平衡轴的质径积为,平衡轴上的平衡块两两相反，对称布置,单列四冲程六缸机（153624）,惯性力分析：,惯性力矩分析：,相当于两个三拐曲轴对称安置，,在自身已经达到静平衡和动平衡性的曲轴上添加平衡重，目的是减轻轴承负荷和减小曲轴的内弯矩。,本章开始,第四节双列式内燃机往复惯性力的分析,一、V型两缸机平衡分析,1.离心惯性力的分析,与单拐曲轴平衡方法一样,2.一阶往复惯性力的平衡分析,合力为：,合力的方向为：,的端点轨迹是一个椭圆,90o时C(1-cos)为长半轴,90o时,是一个圆,变成方向始终与曲柄重合的旋转惯性力,平衡措施，以90O为例,取分力较小的分解方案,旋转矢量,直接用平衡块平衡,旋转分量的平衡方法与单缸机一样,OA=C(1-cos)AB=(OD-OA)cosC(1+cos)C(1-cos)cos2Ccoscos,平衡往复惯性力的质径积计算,往复矢量,用兰氏机构平衡,当90o时，FRjICI=,与单缸机旋转惯性力的平衡方法一样，总质径积为：,3.二阶惯性力平衡性分析,在坐标轴上的投影为,也是椭圆,90O时,变为水平方向的往复惯性力，可以用兰氏机构平衡,二、V型多缸机平衡性分析,例：V型八缸机（V-8）平衡性分析（90）,V型八缸机用空间曲轴的较多，分析一阶往复惯性力和力矩先将其看成四台V2机，90O时，每台V2机的FjC=四台V-2机的Rj构成一个离心力系，,按照与二行程四缸机一样的分析方法：,所以，在采用整体平衡法时有,因为，各拐原离心力所构成的离心力矩为,分析二阶往复惯性力和力矩先看成两台空间曲轴的四缸机直列空间曲轴四缸机的二阶往复惯性力和力矩都等于零两台四缸机的二阶往复惯性力和力矩也都为零，即V8机的二阶往复惯性力和力矩都为零。,本章开始,第四章曲轴系统的扭转振动,第一节扭振的基本概念,返回开始,第二节扭振系统自由振动计算,第三节强迫振动与共振,第四节曲轴系统的激发力矩,第五节曲轴系统的强迫振动与共振,第六节扭振的消减措施,第七节扭转振动的现代测试分析方法,第四章曲轴系统的扭转振动,第一节扭振的基本概念,扭振：使曲轴各轴段间发生周期性相互扭转的振动。现象：发动机在某一转速下发生剧烈抖动，噪音增加，磨损增加，油耗增加，功率下降，严重时发生曲轴扭断。动机偏离该转速时，上述现象消失。,原因：曲轴系统由具有一定弹性和惯性的材料组成，本身具有一定的固有频率。系统上作用有大小和方向呈周期性变化的干扰力矩。干扰力矩的变化频率与系统固有频率合拍时，系统产生共振。,研究目的：通过计算找出临界转速、振幅、扭振应力，决定是否采取减振措施，或避开临界转速。扭振当量系统的组成：根据动力学等效原则，将当量转动惯量布置在实际轴有集中质量的地方；当量轴段刚度与实际轴段刚度等效，但没有质量。,本章开始,第二节扭振系统自由振动计算,一、单自由度系统,弹性力矩,惯性力矩,此二阶线性齐次方程的解为：,二、三质量扭振系统,运动微分方程,整理得到,设通解,此时应为同步运动。代入方程得,若有非零解，必须系数行列式为零,展开,对于求出的两个正根,设,，可得到,对应,，有第一主振型,对应,，有第二主振型,三、多质量扭振系统,经过整理得到用矩阵形式表示的自由振动微分方程组：,这是一个标准的二阶微分方程矩阵形式，可以很方便地用矩阵求解的方法解出固有频率和振型。,本章开始,第三节强迫振动与共振,一、单自由度系统的有阻尼振动,阻尼力矩,扭振方程,令,则扭振方程为,其通解为,为有阻尼振动的角频率。这是一个衰减振动。(D1),二、单自由度系统有阻尼强迫振动,设强迫力矩为,则,上式的特解为,代入振动方程得：,整理后特解又写为：,受迫振动的频率与强迫力矩频率相同是衰减振动与等幅振动的叠加,可以看出：,当,时，振幅等于,，因为D1，所以振幅急剧增加,共振时，振动按固有频率变化，初相角,本章开始,第四节曲轴系统的激发力矩,一、作用在发动机上的单缸扭矩,是周期函数,可以写成,上述过程称为简谐分析，也叫做傅里叶变换,其中：,故对于四冲程发动机，扭矩的简谐分析表达式为,二、多拐曲轴上第k阶力矩谐量的相位关系,多拐曲轴其他拐上的力矩谐量与第一拐的相同，只是在相位上依工作顺序有所不同。,设,则第i拐上的第k阶力矩,第i拐与第一拐上k阶力矩（幅值）间的相位差为,例：六缸四冲程发动机（153624），求各阶简谐力矩的相位差，并做出相位图。,解：对于四冲程，,第五拐上第k阶力矩相位差,第三拐上第k阶力矩相位差,第六拐上第k阶力矩相位差,第二拐上第k阶力矩相位差,第四拐上第k阶力矩相位差,取,得到相位图如下：,1.当谐量的阶数为曲轴每一转中发火次数的整数倍,时，,该阶振幅矢量位于同一方向，可以用代数方法合成，该阶谐量称为主谐量。此时各谐量的相位与发火顺序无关。,各拐该阶力矩幅值作用在同一直线上，方向不同，称为次主谐量。,2.当,3.曲拐侧视图有q个不同方向的曲拐，则有,个相位图。,本章开始,第五节曲轴系统的强迫振动与共振,一、临界转速,曲轴与外界干扰力矩“合拍”，产生扭转共振的转速称为临界转速。,共振时,计算和分析扭转共振的三个条件：,nk在发动机工作转速范围内；1/2k18，k值太大，,一般只考虑前几阶固有频率。,很小；,二、曲轴系统的共振计算,假设：强迫振动引起的共振振型与自由振动的振型相同；只有引起共振的那一阶（第k阶）力矩对系统有能量输入；共振时激振力矩所作的功，等于曲轴上的阻尼功。,1.激发力矩所作的功第k阶激发力矩在第i个拐上的激振功,激发力矩,角位移,共振时,激振功为：,第k阶激发力矩对多拐曲轴的激振功,2.阻尼功,第i拐上的阻尼功,阻尼力矩,角位移,阻尼功,多拐曲轴的阻尼功,3.共振时的幅值,共振时阻尼功等于激振功，激振频率等于固有频率,所以,得,4.共振附加应力,第一个角振幅1是关键参数，应该首先控制。一般10.05的摩擦力可以抵消扭矩作用在销上的推力如果动摩擦系数0.05则会出现噪音在油压较低得情况下，动态的压力尖峰可能会引起锁销脱离,锁销工作原理图,二、部分可变机构动画演示,保时捷可变配气机构,奥迪可变气门升程机构,本章开始,宝马可变气门升程机构,第六章曲轴飞轮组设计,返回开始,第一节曲轴的工作情况、材料选择,第二节曲轴的结构设计,第三节曲轴的疲劳强度校核,第四节提高曲轴疲劳强度的结构措施和工艺措施,第五节飞轮的设计,第六章曲轴飞轮组设计,第一节曲轴的工作情况、材料选择,一、工作条件、设计要求,工作条件：周期变化的力、力矩共同作用，即受弯曲又受扭转，承受交变疲劳载荷，重点是弯曲载荷。曲轴的破坏80是弯曲疲劳破坏。形状复杂，应力集中严重。轴径比压大，摩擦磨损严重。设计要求：有足够的耐疲劳强度有足够的承压面积，轴颈表面要耐磨尽量减少应力集中刚度要好，变形小，否则恶化其它零件的工作条件。,二、材料要根据用途和强化程度，正确选用：中碳钢（35，40，45），合金钢，球墨铸铁,本章开始,第二节曲轴的结构设计,长度决定于缸心距L0、缸径,一、曲柄销D2和L2,趋势：D2，L2,优点：L2一定时，D2增加，比压下降，耐磨性提高。D2增加，弯曲刚度增加，扭转刚度增加。L2下降，纵向尺寸下降，刚度提高。,从润滑理论来讲，希望,提高D2受到两个限制：D2增加导致离心力增加，转动惯量增加受到连杆大头及剖分面形式影响，一般,承压面积,，一般,，汽油机偏下。,二、主轴颈D1，L1,从等刚度出发，D1D2；从等强度出发，D1D2,原因：D1增加，可以提高曲轴刚度，增加了曲柄刚度，不增加离心力。,D1增加，可增加扭转刚度，固有频率,，转动惯量I不多。,但是，D1增加，圆周速度，摩擦损失，油温。,一般,三、曲柄,整体式曲轴中最薄弱的环节。横截面的抗弯模数为,h，圆角处应力集中；,多数采用椭圆形曲柄,本章开始,第三节曲轴的疲劳强度校核,一、曲轴的损坏形式和强度计算方法,主要是弯曲疲劳破坏（80）和扭转疲劳破坏。现在绝大部分采用有限元方法，极少采用简支梁法。,二、疲劳强度校核,曲轴圆角处和油孔处的应力集中严重，是校核的重点,曲柄受力及应力分布示意图,f(x),fy(xy),fq(xq),设计强度,使用应力,应力强度干涉模型,可靠度,在应力与强度概率曲线相交的区域面积，视为发生破坏的概率,曲轴目前采用优化设计方法：建立目标函数,确定约束条件,确定设计变量和设计参数采用适当的算法（复合形法，惩罚函数法，单纯形法），求解目标函数。,本章开始,第四节提高曲轴疲劳强度的结构措施和工艺措施,一、结构措施,加大曲轴轴颈的重叠度A（,）。增加抗弯和抗扭刚度。,2.加大轴颈附近的过渡圆角,重叠度的无量纲形式：,14椭圆法；分段圆弧法；沉割圆角法,3.采用空心曲轴,提高弯曲刚度，减小应力集中，减轻曲轴重量,4.开卸载槽,采用沉割圆角的曲轴,有卸载槽的曲轴结构,二、工艺措施,1.圆角滚压强化,原理：表面产生剩余压应力，低消部分工作拉伸应力，提高曲轴的疲劳强度。钢轴疲劳强度可提高30，球铁轴疲劳强度可提高3060。,2.圆角淬火,用热处理的方法使金属发生组织相变，如产生马氏体相、贝氏体相，发生体积膨张而产生残余压应力。曲轴疲劳强度可提高3050,曲轴淬火残余应力仿真模拟,考虑表面淬火的曲轴强度分析模型,曲轴在表面淬火处理之后，表面材料发生了变化。为了真实模拟曲轴的疲劳强度，应该在曲轴有限元模型中考虑淬火硬化的过程和效果。利用仿真模拟的方法模拟曲轴高频感应加热淬火过程，在曲轴表面形成残余应力，然后用带有残余应力的曲轴有限元模型进行疲劳强度计算分析。,3.喷丸强化处理,与滚压强化的道理一样，属于冷作硬化变形，在金属表面留下压应力，而且使表面硬度提高，从而提高曲轴的疲劳强度,4.氮化处理,利用辉光离子氮化或气体软氮化方法，使氮气渗入曲轴表面，由于氮的扩散钠作用，使金属体积增大，因而产生挤压应力。曲轴疲劳强度可提高30。,本章开始,第五节飞轮的设计,一、飞轮的作用,输出扭矩大于阻力矩时，吸收多余的功，转速略增。输出扭矩小于阻力矩时，释放储存的能量，转速略减。总之，作用就是调节曲轴转速变化，稳定转速。扭矩不均匀系数,曲轴角速度变化率,曲轴运转不均匀系数,降低波动的措施：增加气缸数，发火均匀；增加发动机转动惯量I0，最有效的方法就是装飞轮。,二、飞轮转动惯量If的确定,1.盈亏功E,四冲程发动机的扭矩不均匀系数和盈亏功系数,如果,式中E为一循环的有效功，则可根据盈亏功系数算出盈亏功E。主要与缸数有关。,2.飞轮转动惯量的确定,令,则,关键在于的选择一般车辆用内燃机,发电用内燃机,本章开始,第七章连杆组设计,返回开始,第二节连杆螺栓的设计,第三节提高螺栓疲劳强度措施,第四节连杆的强度计算方法,第一节连杆的设计,第七章连杆组设计,组成：连杆体（小头、杆身、连杆大头），连杆盖，连杆螺栓，轴瓦。作用：传递力、改变运动方式。,第一节连杆的设计,一、工作情况,运动：上下横向摆动的复合运动；受力：基本上是周期性变化的拉压载荷,计算断面的惯性载荷为,二、设计要求,足够的耐疲劳强度，能够承受很大的交变载荷；有足够的刚度，保证轴承润滑及其他磨损正常；尽量减轻重量。,总原则：在尽可能轻巧的结构条件下，保证足够的刚度和强度,三、连杆材料,精选含碳量的中碳钢，45，40；中碳合金钢（40Cr，40MnB，40MnVB）；锻造后进行调质；机加后探伤。球墨铸铁,四、主要参数的选择,1.连杆长度l,由总体布置确定，用连杆比,l的校核：角最大时，连杆是否碰气缸套下止点时，平衡重是否碰活塞裙部。连杆长度精度应该在,来说明,2.小头孔经,由活塞销确定。,一般衬套材料为耐磨锡青铜，0.75mm。要进行比压校核,3.连杆大头孔,由曲柄销直径和长度确定,主要保证B0D即连杆的宽度要小于气缸直径，以便于安装。,五、连杆的结构分析与计算,1.小头,应力分布与固定角g的关系,g大，应力不均匀性增加，max，gmin=90o,计算工况为最大转速，刚度校核时应保证径向收缩量,12,拉深载荷引起的小头应力,压缩载荷引起的小头应力,2.杆身,压应力Mmax工况，兼顾侧弯情况,结构：工字截面，长轴在摆动平面内；考虑惯性力的变化，从小头到大头逐渐加大。强度计算：,受力分析：拉压的交变载荷计算工况：拉应力,3.连杆大头,强度计算,一般只对大头盖做校核计算受力情况：交变的拉伸载荷作用，在进气上止点,计算工况：nmax，,刚度校核,径向收缩量轴承间隙的一半,图7-7连杆大头形式及大头盖定位,图7-8采用连杆大头裂解工艺的连杆总成,目前最新的连杆大头盖定位方式是采用连杆大头裂解（图7-8）工艺，即整体加工出连杆大头，然后利用胀断的方式裂解开连杆大头，这样产生的剖分面是凸凹不平的断裂茬口，同时起到两个方向的定位作用；抗剪切能力强；两个连杆螺栓的距离短，使得连杆大头宽度最小。而且节省了加工工艺过程，使得制造成本降低30%左右。,裂解连杆材料,连杆主要结构参数,本章开始,第二节连杆螺栓的设计,一、受力情况,1.预紧力F0作用后,2.在工作载荷,作用下,动载系数，,统计资料,从上式可以看出，螺栓抗拉刚度C1增加，基本动载系数增加；即动载荷变大，疲劳应力变大。这从右图也可以明显看出来。刚度C1增加，意味着角变大，这样动载荷幅度增大。连杆螺栓在设计时应首先满足有足够的抗拉强度，在预紧力和工作载荷下不产生塑性变形，而且要有足够的耐疲劳载荷能力，没有应力集中，采用细牙螺纹，螺栓刚度要小于被连接件刚度。,在理论上残余预紧力必须满足,即预紧力F0与工作载荷间必须保持以下关系：,式中dM-连杆螺栓螺纹外径（mm）；s螺距（mm）；f摩擦系数；Rm螺母或螺钉头支承环面平均半径在一般情况下,必须在装配时对F0值严加控制。生产中都是通过用扭力扳手控制预紧力矩M来间接控制F0，这两者之间的关系如下：,则得,本章开始,第三节提高螺栓疲劳强度措施,降低螺杆刚度C1主要是通过光杆直径d0进行调整，一般d0（0.80.85）d1。提高被连接件的刚度C2。增加过渡圆角半径，降低应力集中。采用细牙滚压螺纹。严格控制螺栓和被连接件的形位公差，减少附加弯矩,图711内燃机连杆螺栓和螺钉典型结构,本章开始,第四节连杆的强度计算方法,现在连杆的强度计算都是采用有限元方法进行。简单计算时可以根据连杆的对称性采用二维模型（图7-12），利用连杆的对称性只计算连杆的一半。如果想得到比较详细的连杆应力分布状况，可以采用三维实体单元（图7-13），如果采取有限元软件里面的非线性功能，还可以计算大头盖与连杆大头之间、连杆大头与曲柄销之间的接触应力；模拟预测拉载荷作用下的最小螺栓预紧力，等等。,图7-12连杆有限元模型位移边界约束,图7-13连杆三维有限元模型,本章开始,第八章活塞组设计,返回开始,第一节活塞的设计,第二节结构设计,第三节活塞环的设计,第八章活塞组设计,第一节活塞的设计,一、工作条件,1.高温导致热负荷大,燃气温度：,柴油机,汽油机,活塞顶部温度：,2.高压冲击性的高机械负荷，包括两方面,3002000倍活塞组重量的惯性力。,3.高速,活塞平均速度高往复惯性力大发动机振动加剧活塞磨损增加润滑不良。,4.交变的侧压力,造成侧向拍击，引起机体振动，产生机体表面辐射噪声。摩擦磨损大，润滑不良。裙部变形。,缸套振动引起缸套穴蚀。,二、设计要求,热强度好，导热性好，热膨胀系数小，减磨性好。形状合理，吸热少，散热好，强度刚度好，应力集中小，与缸套有最佳的配合间隙。密封性好，摩擦损失小,三、常用的材料,1.铸铁优点：耐磨性、耐腐蚀性、耐热性好，膨胀系数小，成本低，工艺性好。缺点：比重大，导热性差。只少量用于低速大功率柴油机。2.铝基合金优点：比重小；2.652.82导热性好；1.2561.76J/厘米.秒.度缺点：铸铁的优点,本章开始,第二节结构设计,图8-2柴油机活塞（a）和汽油机活塞(b),缸内直喷汽油机活塞,H总高度；H1压缩高度；h3上裙高度；h4销孔高；H2裙长；h1火力岸；h2环带；C1环岸高；1环侧隙；2环背隙；,总的原则是尽可能选择较小的H值,在保证气环有较好的工作条件下，应该尽量缩短压缩高度H1值,h1值应在保证第一环工作温度不超过允许极限(180220)的条件下尽可能取得小些,环带高度h2取决于活塞环数、环高及环岸高度,（1）保证活塞在上止点时，第一环的位置处于冷却水套之中,（2）将第一道环安排在活塞顶厚度以下,（3）在第一环槽之上开一个隔热槽,（4）减小顶岸和缸套之间的间隙,（5）在铝活塞环槽处加镶块,减轻活塞热负荷的设计措施,二、活塞的传力结构设计,主要是销和销座的设计,图87活塞销座降低棱缘负荷的结构措施,图8-6活塞销座与活塞销的受力变形关系,三、活塞裙部设计,活塞群部工作变形的原因,群部变形的控制,图8-15裙部加环形钢筒,图8-14活塞直径在轴向的尺寸变化,采用专门修整的砂轮在活塞表面上加工出有规则的凹凸，能够提高抗咬合性和减少摩擦阻力。图8-16表示被推荐的两种活塞表面微观轮廓。凹处可以向摩擦表面带去足够数量的润滑油，减少摩擦阻力，而凸处易于磨去，加快和改善磨合。,图8-16摩擦力小和抗咬合性良好的活塞表面微观轮廓,本章开始,第三节活塞环的设计,分类：气环、油环作用：气环密封、导热；油环刮油、布油。其中密封的作用最为重要,一、气环的作用原理,（一）密封原理,（二）导热作用,活塞的70热量由活塞环传出,环的散热作用是在环的密封作用实现后才能完成的,活塞环的初弹力是实现密封的关键因素,靠活塞环的初弹力形成第一密封面（P0=0.10.2MPa）在环上面气压力PA作用下形成第二密封面在环背气压力PR作用下加强第一密封面,二、环的工作情况与设计要求,1高压2.高温燃气温度、活塞传热、摩擦生热3.高速滑动4.润滑不良主要损坏形式为磨损、折断；故障有卡死、颤振。,(一)工作情况,(二)设计要求,有足够的耐磨性，保持适当的初弹力P0，较高的机械强度；加工简单，成本低。,三、材料,灰铸铁合金元素：成本低，磨合性好；粉末冶金：利用多孔性吸附机油，提高耐磨性；球墨铸铁：轻度较好，铸造工艺复杂；钢：机械强度、热稳定性好，但是耐熔着磨损性差；表面镀覆：表面镀锡、磷化处理、镀镉、氧化处理；提高耐腐蚀性和磨合性镀铬、喷鉬，延长使用寿命,三、气环的设计,(一)均压环,(二)活塞环的弹力、应力和结构参数计算,1.平均弹力,环在工作时环端点的位移量,环的自由端距,平均弹力,2.工作应力,将p0代入，有,套装时必须其内径大于活塞头部直径，此时端距应该为8t左右,变形量为8t-S0,(三)活塞环参数的选择,1,：转速（n）高时，提高,因为活塞速度高，活塞环背压下降。,：,大，工作应力大。一般，灰铸铁材料,3径向厚度t：t增加，,5.装配端口距离d：d小，密封性好，但不能为零。从热膨胀考虑，,2.,4.环高b：趋向于减薄，目前最薄为1.5mm,增加。因为D/t下降,四、均压环磨损规律,环发生均匀磨损时，环的外半径均匀磨掉，在环开口范围内，也就是（图8-24中的虚线），故不能凭本身的弹力与气缸贴紧，形成漏光，最先失效。,五、非均压环设计,图8-25环周压力分布及其在环磨损后的变化a)新环b)磨损环1高点环、2均压环3低点环,本章开始,第九章内燃机滑动轴承设计,返回开始,第一节工作条件和材料,第二节轴瓦的结构设计,第三节轴心轨迹,第九章内燃机滑动轴承设计,第一节工作条件和材料,一、工作条件,1.很高的动负荷作用。（气压力、惯性力）平均比压Pm2030MPaPmax（67）Pm形成疲劳应力状态，造成金属层剥落,2.相对滑动速度高,，由于摩擦，轴颈表面产生高温，达150C，导致机油粘度下降