2105型柴油机毕业设计要点

1、摘要直列式双缸，气缸总排量2.078升。105系列柴油机以它卓越的燃油经济性及良好的操纵性， 使它成为农业机械以及食品加工机械非常理想的动力选择。通过对2105型柴油机的实际循环热力计算以及动力计算，使我们更加了解其各项性能指标上的优点。本文是关于2105型柴油机的设计，其中包括进排气方式的设计、曲柄连杆机构的设计、气门机构设计、燃料供给系统设计、燃油喷射系统设计、冷却系统设计以及润滑系统设计。此外，还涉及到有关2105型柴油机合理的改进。关键词：2105型柴油机，设计，改进AbstractAbstractThe in-li ne block two cyli nders and displa

2、ceme nt 2.078 L. 105-type diesel engine is known for their sple ndid fuel economy and easy operati on make is a well choice for the mach ine of agriculture and food production machine. Through the thermodynamics calculation and principle calculation make us know about its so many features. This arti

3、cle is about the design of the 2105 type diesel engine. It includes the design of valve arrangement, valve mechanisms, camshaft location, the fuel delivery system, fuel inject ion system, ig niti on type, and cooli ng system, lubricati on system. The additi onal part is about the reas on able ways t

4、o improveme nt of the 2105 diesel engine.KeyKey words:words: 2105 diesel engine, desig n, i mproveme nt第一章 前 言1.1研究目的和意义发动机研发人员始终在探索一条道路，即在设计领域里以折中路线为主导的思维方式来 满足市场或用户对发动机近于苛刻、完美的要求。事实上，提高功率而降低油耗，以及近年来 由于环境法规的完善对发动机排放问题的严格要求，使得发动机必须限制某些排放物的含量（如C02、HC、NOx等）。这两方面问题在逻辑上本身就是一对矛盾，而要提高升功率但又不能增 加气缸数，这似乎是不太可

5、能的事情。众所周知，在某些场合下，一款排量较小，油耗低，使 用轻便的柴油机可以满足不同程度的要求。双缸、水冷、排量2.078升的2105型柴油机正是其中的一类。它12小时有效功率为24马力，185克/马力小时 的耗油率，仅有 235公斤重的质 量，这使它应用的场合相当广泛，它不仅是轻型运输车辆、农业机械理想的动力选择，还可以 用于轻型船只，拖网等，特别是作为野外作业发动机的动力源，以它的转速范围和出色的燃油 经济性，在市场中是非常有竞争力的，从它的升功率近似于12KW/L来看，它甚至于高出某些4缸机。它的多种起动方式，如应急时的人工起动可以使其在某些极其恶劣的环境中工作，这 一点就非常重要。在

6、性能的提升与工作的可靠性上，2105型柴油机更偏重于后者。这一品质尤其适合于在某些技术，维护管理并不是很完善的环境（如偏远山区），工作的可靠性就显得极为 重要了。经过热力计算以及多次的运转实验得到的数据来看，2105型柴油机得燃烧峰值温度为1790C,这在小型机中属于中等偏下的，除了较低的热负荷外，对NOx的形成起到关键性作用。设计人员从没有停止过对已有机型的创新性改造，2105型柴油机同样也有许多改进的空间，如考虑到极寒的环境下（以我国地域中所能达到的最低温度-40C）工作，2105型柴油机还选装了点火预热装置 （后文将具体论述），考虑到应用场合，还可以有多种空气滤请设备的不 同配置。总而言

7、之，我们将尽其所能的使2105型柴油机的性能不断提升以适应更广泛的空间。1.2国内外研究现状近百年来，我国内燃机工业取得了长足的进步，截止2001年底，我国内燃机总产量已达2.5亿KW，品种、数量与质量可满足国民经济日益增长的需求。但与国际先进水平相比，在性 能、质量可靠性以及自主开发能力方面还有很大差距。随着汽车保有量的增加，为控制其排放 对环境的污染，我国从2000年起实施欧洲I排放标准，从而有力推动了我国装有三效催化转化器的电控喷射汽油机以及采用多气门、增压、排气再循环、高压喷射与排气后处理技术的柴油 机的发展。现如今，我国已对车用压燃式发动机实施欧洲n标准，到2010年我国排放标准将与

8、国际接轨。为减少内燃机对日益短缺的石油基燃料的依赖，国家鼓励发展代清洁燃料内燃机。1.3研究内容和方法本次毕业设计针对 2105型柴油机的已知参数进行实际循环热计算、动力计算（采用C语言程序和手工实际计算画图两种方法相结合），并通过所得数值进行综合性能分析。然后对机体运 动件（如活塞、连杆、曲轴等）、机体固定件（如气缸体、气缸盖等）及辅助系统（燃油供给系 统、冷却系统、润滑系统、进排气系统、起动系统）进行合理设计，内容包括活塞、连杆零件 图及2105型柴油机纵横剖面图，毕业设计计算说明书等。型号第二章2105型柴油机概述2.1主要结构特点燃烧系统：采用复合式燃烧系统，它具有起动容易，平均有效压

9、力高，耗油低、工作柔和， 能燃用多种燃料和结构简单等特点。尤其采用轴针式喷嘴能起自洁作用。系列化：两缸机采用了多缸机类似的结构形式，传动齿轮中心距不变，传动方式和附件布置 一样，使变形产品和整个系列机型有最大的通用性，便于组织生产和管理。总体布置：高压油泵、喷油器，燃油滤清器和进气管布置在发动机右侧（从发动机前端看） 这样使操纵面与连杆折检面同侧；机油滤清器、起动马达，充电发电机和排气管布置在左侧。 对于农用机型，前端布置，由机油泵齿轮驱动冷却水泵，用手摇凸轮轴起动发动机。对于发 电、工程机械用机型前端通过曲轴皮带盘驱动冷却水泵、风扇和充电发电机，由起动马达起 动。主要件结构：机体：为半隧道式

10、全支承滑动轴承结构，润滑油孔，冷却水道直接在曲轴箱中钻孔或铸出， 系列的水冷多缸机均采用等缸心距等宽轴瓦使柴油机具有最大通用性。气缸盖：左右两边分别布置进、排气道，近似螺旋切向气道用于产生强烈的进气涡流。气缸套：为湿式缸套结构。活塞：顶部有一 u形燃烧室，裙部贴合面为薄壁椭圆结构。活塞销：内外表面同时渗碳淬火采用变截面等强度结构。曲轴：采用空心桶形结构全支承球墨铸铁曲轴。连杆：45#钢，工字形截面，大头采用 45#斜切口，锯齿定位结构。轴瓦：为径向变厚度薄壁高锡铝合金轴瓦。2.2主要技术规格2105型式 .水冷、四冲程、立式、复合式燃烧室气缸套.湿式气缸数 . 2气缸直径（毫米） . 105活

11、塞行程（毫米） . 120标定功率：1小时功率（马力） . 26.4;转速（转/分） . 1500;12小时功率（马力） . 24;转速（转/分） . 1500;调速器型式喷油器：型式及型号.轴针式ZC4S1 型喷油压力（公斤/厘米2 2） .120喷油泵型式.I号系列泵润滑方式空车最低稳定转速（转 /分） .500最大扭矩及相应的转速（公斤 米及转/分）12.82; 1400 燃油消耗率（克/马力小时）185机油消耗率（克/马力小时）.5活塞总排量（升） . 2.078活塞平均速度（米/秒）. 6压缩比. 17平均有效压力（公斤/厘米2 2） . 6.93柴油机转向（面向功率输出端看） .逆

12、时针机械离心全程式压力、飞溅混合式起动方式 .手摇起动柴油机外形尺寸（毫米）长X宽X高.615X 490 X 860柴油机净重（公斤）. 235燃料(5)燃烧产物总量M M(6)理论分子变更系数卩0(7)实际分子变更系数卩第三章实际循环热计算和动力计算3.1 2105型柴油机实际循环热计算对2105型柴油机标定工况进行实际循环热计算。已知条件为：缸径D = 105 mm行程S = 120 mm缸数I = 212小时功率Ne = 24 PS转速n =1500 rpm压缩比 = 17每缸工作容积Vh = 1.0391 L曲柄半径和连杆长度比R/L = 0.25大气状态p0=1kg/cmT0= 28

13、8 K燃料平均重量成分C = 0.87H = 0.126 O = 0.004燃料低热值Hu = 10500 Kcal/Kg 燃料燃烧室形式U型燃烧室(复合式)1.参数选择：根据相类似柴油机的实验数据和统计资料，结合本柴油机的具体情况可以选定:过量空气系数a =1.75最高燃烧压力Pz =265 Kg/ cm热量利用系数E z=0.75残余废气系数Y =0.04排气终点温度Tr=800 K示功图丰满系数0 i=0.96机械效率n m=0.802.燃料热化学计算：根据有关公式可以求得下列有关参数。(1)理论所需空气量 L0L 0 = 1/0.21( C/12 + H/4 - O/32 ) = 0.

14、495kg.mol/kg 新鲜空气量 MM 1= a L0 = 1.4 x 0.495 = 0.693 kg.mol/kg 燃料(3)理论上完全燃烧(a =1)时的燃烧产物MM = C/12 + H/2 + 0.79 L 0 = 0.5265 kg.mol/kg 燃料当a =1.4时的多余空气量为(a -1 ) x L0= 0.198 kg.mol/kg2 = M+( a -1)L 0 = 0.7245 kg.mol/kga 0 = M1/M2 =1.045卩=(a 0 +Y ) / (1+ Y ) = 1.0833.换气过程参数的计算. . 2 取Pa=0.9Po，则进气终点压力为 Pa =

15、 0.9 kg/ cm 取进气加热升温 T=20C，则进气终点温度为Ta为Ta = (To+A T+Y Tr) / (1+ Y ) =327 K(3)充气效率n v = x pax To/( -1) x F0 xTaX( 1+丫)=0.814压缩过程的计算：(1)选取平均多变压缩知数n 1=1.368(2)压缩过程中任意点x的压力Fcxn1Rx = Pa(Va/Vcx)式中Vcx-X点的气缸容积。它等于2= n DR (1-cos $ x) -R/4L (1-cos2 $ x) /4+V c其中$ x为x点从上止点算起的曲轴转角：Vc = Vh/ ( -1 )可以取数个x点，求出Fcx和 仏在

16、绘制示功图时用以画出压缩线a-c(3)压缩终点压力Pc和温度Tcn1Pc = PaX =43.4 Kg/cmn 1-1Tc = Ta X =927.6 KTc = 927.6- 273 = 654.6 C(4)压力升高比入入=P z/P c = 1.55燃烧过程的计算：(1)压缩终点的空气平均等容比热Go由图2-15 上查得,在 t c=654.6 C时的 CP=7.30 Kcal/Kg.mol 于是C = CP - 1.986 = 5.314 Kcal/Kg.mol压缩终点的残余废气平均等容比热Cv从2-15 上查得。在 a =1.4 , tc=654.6 C 时 的Cp = 7.73 Kc

17、al/Kg.mol.所以C/ = G - 1.986 = 5.744 Kcal/Kg.mol(3)压缩终点的混合气平均等容比热GC = (CV+Y Cz )/(1+ Y )=5.33 Kcal/Kg.mol(4)燃烧终点的温度Tz图 2-15将已知的数值代入,CP *t z = 1532o再用图2-15的曲线先估计t z值,如此逐步试算直至得到E z X HU/(1+ 入)X a X Lo + Cv t c + 1.986 入 t c + 542(t z值,视其值与1532o是否相符，然后按其差值再另选一tz,如此逐步计算直至有一值与Cp乘积等于1532o为止。照此方法最终求得燃烧终点温度。t

18、z =179o CTz =179o + 273 = 2o63 K初期膨胀比pp =/ 入 X Tz/Tc = 1.6066膨胀过程的计算(1)后期膨胀比S(2)选取平均多变膨胀指数(3)膨胀过程中任意点x的压力 乐S = / p =10.59n 2 = 1.28n2bx = Pz(Vz/V bx)x点的气缸容积，求法与前诉的Vcx相同。在求得数个x点的Pcx和Vbx值后，即可画出示功图的膨胀线。(4)膨胀终点压力式中V bxPb和温度TbTb = T z/ Sn22=3.829 Kg/cmn2-1=1287 KTb = 1287273=1014 K7.平均指示压力P的计算P =Fb/( -1)

19、将已知数值代入,入(P -1)+n2n1-1入 p (1-1/ S )/(n2-1)-(1-1/)/(n 1-1)2=9.37 Kg/cm2= X P = 8.9952 Kg/cm8.指示热效率i = 1.968 a Lo/HuX To/PoX P / n v = 0.4199 指示比油耗gigi=632.2/( HUX n i) =0.135 Kg/PS.h10.有效热效率n e和比油耗gee = n i X n m = 0.419 X 0.8 = 0.3352ge = 632.2/H uX n e = 0.180 Kg/PS.h11.平均有效压力 Pe和有效功率Ne的校核Pe = P i

20、X n m = 8.9952 X 0.8 = 7.192 Kg/cmNe = iV hPen/900 = 24.9 PS计算结果与设计要求相符。绘制示功图压缩线a - c所需点oC X30405060708090100110Vx120160210280350434520610704Pcx4631201410864.84V Va a = = 2V2Vh h = = 2.07822.0782 L L ; P Pa a = = 0.90.9 Kg/cmKg/cm2 2V Vc c = = V Vh h/ / -1=0.065-1=0.065 L L ; P Pc c = = PaPa X n1n1

21、= = 43.443.4 Kg/cmKg/cm 2 2P Pz z = = 6565 Kg/cmKg/cm2 2 ; ;V Vz z = = p V Vc c = = 0.0810.081 L L绘制示功图膨胀线 z - b所需点序号123456789Vbx2003004005006007008009001000Pcx21138.86.75.34.43.73.22.8注: :示功图丰满系数是使曲线更加圆滑合理，z z , , z z , , b b , , a a的圆弧起始点与气门开闭、曲轴转角有关。F (kg/cmE )2105型柴油机的谢以计算pv图所以压缩过程P G = Pa(S+Sc)

22、/(Sx+Sc)n1其中Sc = S/膨胀过程 P G = Pb(S+Sc)/(Sx+Sc)n2Pa = 0.9kg/cme -1 = 0.75 cm2Pb = 3.829 kg/cm连杆分布在小头的质量mA：已知连杆总重为3.3kg,有经验公式nm=( 0.2- 0.3 ) m3.2 2105型柴油机动力计算已知该机型的示功图及以下一些基本参数：二缸、立式、D= 105 mm S = 120 mm n = 1500rpm、压缩比 e = 17、入=1/4、ni = 1.368、n2 = 1.2计算：活塞的位移，速度，加速度的计算(1)活塞的位移：x = r(1+cos a )+ 入(1-CO

23、S2 a )/4不同a角及入值的x/r无量纲参数可由 内燃机动力学(中国工业出版社 61年版)表3查出。 作图方法：勃留克斯法(2)活塞的速度：v = r 3 (sin a + 入 sin2 a /2)不同a角及入值的v/r 3可由图(同上)表4查出。作图方法：简谐曲线合成法(3)活塞的加速度：a = r 3 (cos a +入cos2 a )不同a角及入值的v/r 3 2可由图(同上)表6查出。作图方法：托列法下面将计算法求得结果，列于附表1中 作用在发动机曲柄连杆机构上的力沿气缸中心线作用在活塞上的气体压力PG吸气和排气过程的压力 P G是由示功图直接量得，压缩和膨胀过程是先量出压缩开始点

24、及膨胀终了点的压力，而后根据 PVn = C来计算，为了计算方便，将容积关系转化为冲程关系。PG = P G - 1求往复惯性力Pj : 首先确定往复运动质量mj： mj = mA +RLA活塞组质量 mA： mA = GA= 2.14 kg其中活塞组质量为活塞、活塞销、活塞环、滑块、活塞杆以及装置在这些零件上所以的其他附件之和。RIB =( 0.7 - 0.8 ) m(内燃机动力学P31下)所以取分布在连杆小头的质量为1/3连杆质量mLA = 1/3 GL = 1.1 kgmj = m A +mi_A= 3.24 kg前面已经计算了活塞运动的加速度a ,所以往复惯性力Pj = - mj a

25、(方向与加速度相反)单位活塞面积所受惯性力2 2Pj = 4Pj/ n D = - 4mja/ n D作用在活塞顶的总力：P = Pj +PG kg/cm2 2沿连杆作用力Pt及气缸侧压力PN :PN = P tg3不同a及入的tg 3值可由表7查出（书同上）Pt = P/cos 3不同a及入的cos 3 -1-1值可由表8查出（书同上）切向力T及法向力Z :T = P sin （a + 3 ） / cos 3。不同a及入的sin （a + 3 ） /cos 3值可由表10查出（书同上）Z = P cos （ a + 3 ） cos 3。不同a及入的COS （ a + 3 ） /cos 3值可

26、由表9查出（书同上）计算结果列于 附表2中，下面将PG , Pj, P, Pt, PN, T, Z,刀T与曲柄转角关系曲线分别列 于附图4, 5, 6, 12中。负荷图及磨耗图曲柄销负荷图：作用于曲柄销上的力是沿连杆作用力Pt和连杆核算为旋转部分质量所形成的惯性力PLB之合成，其合力为RB即RB = Pt + PLB （向量和）式中R已在前面表格中或曲线中求出2 2PLB = 4mLBr w / n DmLB = 2G L/3g = 0.225（质量单位）PLB = 3.84 kg/cm曲柄销负荷图的绘制见附图7曲柄销磨耗图：根据曲柄销负荷图量出不同轴颈圆周角对应的负荷值，并假设力作用在120

27、夹角范围内，据此列出附图8主轴颈负荷图：作用在主轴颈上的力是R与Pr向量和，即Ro = Pt + Pr一般地说，每个曲拐总是两个主轴颈支撑着，也就是说，每个主轴颈只承受Ro的一半，而每一个中间主轴颈又撑着两个缸的负荷，所以除了第一主轴颈和最后一个主轴颈只受一个气缸的影 响，只需给上述 Ro极坐标图以某一比例尺（一般是原比例的一半）即可得到其负荷图外，其他 各轴颈的作用力相应位置的向量和，即Ro（n）（n + 1） = O.5Ro（n） + O.5Ro（n +1）连杆轴承负荷图当曲轴转过a角时，连杆轴颈与轴承之间转过a + B角主轴承负荷图与连杆轴承负荷图相似 由于曲柄夹角为180 ,故曲柄销和

28、连杆折算到大头部分质量所产生的离心力平衡了，但产生了惯性力矩，其本身并不平衡，所以需加平衡重Gr = 3.1 kg Rr = 0.075 m折算到大头质量 GLB = 2GL/3 = 2.2 kg曲柄销及不平衡部分质量G = 3.4 kg贝VPr =Rr 3 2 2 / g = 584 kg2Pr = （GLB+G）R 3 /g =918 kg总力矩 =584 X 0.228 918 X 0.145 = 133.2 133.2 = 0由离心惯性力矩产生的附加负荷消失，坐标原点不必移动。Oa符号速度位移符号OaOa符号加速度符号Oa0+0.0000.0003600+1848.675+36010+

29、2.0350.00135010+1804.307+35020+3.9850.00534020+1672.681+34030+5.7370.01033030+1465.630+33040+7.2350.01732040+1196.462+32050+8.3930.02631050+885.885+31060+9.2030.03630060+554.603+30070+9.6270.04629070+221.841+29080+9.6930.05728080一90.215一28090+9.4200.06827090一369.735一270100+8.8640.078260100一622.634一2

30、60110+8.0730.087250110一788.275一250120+7.1120.096240120一924.338一240130+6.0380.103230130一1014.553一230140+4.8800.109220140一1069.274一220150+3.6830.114210150一1095.895一210160+2.4590.117200160一1106.247一200170+1.2340.119190170一1109.205一190180+0.0000.120180180一1109.205一180附表1.在入=0.25时与a相对应的速度 V位移X、加速度a值附表2 动

31、力计算用表OaSx+ScPGPGPjPJPPNPtTZ01.00-611-7.06-7.060-7.060-7.06100.9-0.1-597-6.89-6.99-0.308-6.997-1.510-0.683200.9-0.1-554-6.40-6.50-0.559-6.526-2.750-5.915300.9-0.1-485-5.60-5.70-0.718-5.746-3.471-4.577400.9-0.1-396-4.57-4.67-0.761-4.731-3.587-3.087500.9-0.1-293-3.38-3.48-0.679-3.546-3.104-1.716600.9-0

32、.1-184-2.12-2.22-0.493-2.276-2.169-0.682700.9-0.1-73.4-0.85-0.95-0.229-0.978-0.971-0.109800.9-0.1-29.860.3450.2450.0620.2530.252-0.019900.9-0.1-122.41.4141.3140.3391.3571.314-0.3391000.9-0.12062.382.280.5792.3532.145-0.9671100.9-0.1260.93.012.910.7042.9942.494-1.6561200.9-0.1305.93.533.430.7613.5162

33、.590-2.3741300.9-0.1335.93.883.7780.7373.8502.422-2.9921400.9-0.1353.94.093.9870.6504.0392.065-3.4731500.9-0.1362.74.194.0890.5154.1221.600-3.7991600.9-0.1366.24.234.130.3554.1471.078-4.0021700.9-0.1367.14.244.140.1834.14420.542-4.10718012.570.9-0.1367.54.2444.14404.1440-4.14419012.650.910-0.090367.

34、14.2404.15-0.1834.154-0.544-4.11720012.450.912-0.088366.24.234.142-0.3564.159-1.081-4.01421012.150.943-0.057362.74.194.132-0.5214.165-1.616-3.83922011.650.999-0.001353.94.094.086-0.6664.139-2.117-3.55923011.051.094-0.094335.83.883.972-0.7754.047-2.546-3.14624010.351.1970.197305.93.533.727-0.8273.820

35、-2.814-2.579OaSx+ScPGPGPjPJPPNPtTZ2509.451.3560.356260.93.013.366-0.8153.464-2.885-1.9152608.551.5550.5552062.382.935-0.7453.029-2.762-1.2442707.551.8430.843122.41.412.257-0.5832.331-2.257-0.5822806.452.2861.28629.860.351.631-0.4141.683-1.678-0.1262905.352.9501.950-73.4-0.851.1-0.2661.132-1.1240.127

36、3004.353.9202.920-18.4-2.120.8-0.1780.82-0.7820.2463103.355.6004.600-293-3.381.22-0.2381.243-1.0880.6013202.458.5907.590-396-4.573.02-0.4923.059-2.3191.9963301.7513.6212.62-485-5.607.02-0.8857.076-4.2755.6373401.2521.5820.58-554-6.4014.18-1.21914.24-5.99812.9035035.0534.05-597-6.8927.16-1.19527.19-5

37、.86726.5436043.4042.40-611-7.0635.34035.34035.3437058.5057.50-597-6.8950.612.22750.6610.9349.4537565.0064.00-574-6.6357.373.752.4025.5059.0638059.5058.50-5546.4051.575.5865.1627.4546.903901.7536.8835.88-485-5.6030.283.81530.5218.4424.314002.4524.6323.63-396-4.5718.433.00418.6714.1512.184103.3516.921

38、5.92-293-3.3812.542.44512.7911.196.184204.3512.3711.37-184-2.129.252.0549.489.042.844305.359.658.65-73.4-0.857.81.8888.0267.970.8974406.457.716.7129.860.357.0551.7927.287.26-0.5434507.556.385.38122.41.416.7941.7537.0186.79-1.7534608.555.504.502062.386.881.7487.1006.47-2.9174709.454.873.87260.93.016.

39、881.6657.0805.90-3.91548010.354.373.37305.93.536.901.5327.07255.21-4.77549011.054.043.04335.83.886.9181.3497.0494.43-5.47950011.653.792.79353.94.096.8771.1216.9663.56-5.990OaSx+ScPGPGPjPJPPNPtTZ51012.153.612.61362.74.196.7990.8576.8532.66-6.3165203.182.18366.24.236.410.5516.4361.67-6.2115302.701.703

40、67.14.245.940.2615.9460.78-5.8925402.201.20367.54.2445.44405.4440-5.4445501.600.60367.14.244.84-0.2134.845-0.63-4.8015601.250.25366.24.234.48-0.3854.500-1.17-4.3415701.100.10362.74.194.29-0.5404.323-1.70-3.9845801.100.10353.94.094.19-0.6824.241-2.17-3.6475901.100.10335.83.883.98-0.7764.054-2.55-3.15

41、16001.100.10305.93.533.63-0.8063.721-2.74-2.5126101.100.10260.93.013.11-0.7533.200-2.67-1.7706201.100.102062.382.48-0.6302.560-2.33-1.0526301.100.10122.41.411.514-0.3911.564-1.514-0.3916401.100.1029.860.3450.445-0.1130.459-0.46-0.0346501.100.10-13.4-0.85-0.750.182-0.7720.77-0.0866601.100.10-184-2.12

42、-2.020.448-2.0711.974-0.6206701.100.10-293-3.38-3.280.640-3.3422.926-1.6176801.100.10-396-4.57-4.470.729-4.5283.433-2.9556901.100.10-485-5.60-5.500.693-5.5443.35-4.4177001.100.10-554-6.40-6.300.542-6.3252.665-5.7337101.100.10-597-6.89-6.790.299-6.7971.467-6.6347201.000-611-7.06-7.060-7.060-7.06动力计算关

43、系式详见燃机动力学相关章节作图方法活塞位移图（附图1 1）勃留克斯法：首先以0点为圆心，以曲柄半径 r为半径作一圆，自 0点向死点方向偏移r入/2 距离，得到0 点；自0作曲柄的平行线 0 C,交曲柄圆圆周于 C点；自C点对A0作投 影，得到C点。贝U A C即为在此曲柄位置的位移。活塞速度图（附图2 2）简谐曲线合成法： 因为速度由两部分组成，则可用简谐曲线法作出此两条曲线。 活塞加速度图（附图3 3）托列法：取活塞冲程S = 2r为横坐标，在活塞的上死点位置A点和下死点位置 B点上分别作垂线AC和BD，其长度各相当于： AC = r co 2 （1+入）；BD = - r co 2 （1

44、-入），将C点和D点连 成一直线CD,再由CD与AB的交点E处作一垂线，在垂线上取 F点使EF =3入r o 2 2。连接 CF及FD线。将CF及FD分为若干等份，再将 CF及FD上各同号点（相应点）连成直线，最 后作CD曲线切于以上各直线； CD曲线表示活塞在不同位置的加速度值。PG、PG、Pj、P、Pt、PN、T、Z与曲柄转角a的关系曲线，由 附表2 2绘出。曲柄销负荷图（附图7 7）以相当于连杆长L为半径，以0为中心作一圆，以同一比例尺由圆心0向下量一段长度相当于曲柄半径r的线段0 0 。再以0为圆心，取任意长度为半径作一辅助圆，并在圆周上作若等分标以 A、B、C、D等标记，由圆心 0对

45、上述等分点 A、B、C、D分别连线， 并使其延长交于 0圆周上。在0圆周的交点上标以1、2、3、4等标记，再作 0对1、 2、3、4点的连线。显然，0 1、0 2、0 3、0 4等线代表连杆在该瞬时的相应位置。由0点沿连杆方向取一段长度，相当于某一瞬时的作用力Pt,连结各瞬Pt的端点就可以得到Pt的极坐标图。由0点沿曲柄方向向下作长度相当于PLB的线段0 01，则以01为极点的力图就是曲柄销负荷 RB的力图，图中不仅表明了各瞬时RB的大小和方向，而且还表明了RB在曲柄销上的作用点。曲柄销磨耗图（附图8 8）理论磨耗图的理论基础是基于轴颈的磨损量与其上的作用负荷成正比这一关系。为此我们可以作一大

46、圆，在圆内沿径向线段选用一定的比例尺，然后根据各a角的曲柄销负荷，按比例在径向方向量取一段距离，以受力点为中心左右各作60圆弧区域（表示受力是在 120。的一段圆弧内均匀分布），即认为这就是在该a角下作用负荷所产生的磨损量。然后换一角度，再用以上同样的步骤量取同样的距离，并在前一次磨损量的基础上叠加起来，如此反复一直到曲柄转角 转满720时为止，最后将叠加的磨损情况在内边连成曲线，即形成理论磨损图。连杆轴承负荷图 （附图1010）取一张描图纸复置在曲柄销负荷图上，首先描出连杆图的辐射线并且给它们逆时针方向标以1、2、3、4等，然后把描图纸转过180,即：使纸上0 O线与曲柄销负荷图上的 0 6

47、线重合， 因为曲柄负荷图的极点是点所以还要把描图纸向下移动0，目的是使0与曲柄销负荷图上的点重合，然后在透明纸上描下曲柄销负荷图上的0点，并标以0号，然后使透明纸逆时针方向转动，让 0 1线与曲柄销负荷图 0花线重合。然后在描图纸上描下曲柄销负荷图 上的1点，并标以1号。依次类推，最后把描图纸上的各标点号按顺序连成曲线，就得到整个 基本周期内连杆轴承的负荷图。主轴承负荷图（附图1111）主轴承负荷图与连杆轴承负荷图相似，但是因为曲轴是作旋转运动，所以主轴承与主轴颈上相 应点的相对关系，就较连杆轴承与曲柄销关系简单，所以用描图纸复置在主轴颈负荷图上逐点 绘出即可。图例详见附录莊轴莊轴箱的最小尺寸

48、箱的最小尺寸第四章 机体与气缸盖的设计中小型高速柴油机的气缸体与曲轴箱一般都做成一体，总称为机体。机体构成柴油机的骨 架，机体内安装着柴油机所以主要零件和附件。为了保证柴油机活塞、连杆、曲轴、气缸等主 要零件工作可靠、耐久，它们互相之间必须严格保持精确的相对位置，因此在机体设计中必须 对重要表面的尺寸、几何形状、相互位置等提出很严格的公差要求。4.1机体的设计2105型柴油机机体为半隧道式全支撑滑动轴承结构， 润滑油孔，冷却水道直接在曲轴箱中钻孔或铸出。内燃机 机体在曲轴箱部分的基本尺寸决定于连杆曲轴组件自由 运动的需要，使它们能在机体内自由运动，另一方面则又 要使机体外形尽可能紧凑。为此，可

49、以根据连杆运动轨迹 的外包络线P来确定曲轴箱内壁的最小尺寸。为了保证机 体与运动件在任何情况下不相碰，必须考虑各零件的制造 公差、机件的变形和磨损的影响等因素，留出足够的间隙。根据经验，曲轴箱内壁与连杆运动轨迹间的最小距离应为 5-10毫米。另外凸轮轴不应与包络线P相碰；活塞运动到下止点时，曲轴平衡块不与活塞相碰；包络线 P不与机体 内壁相碰。在机体内壁上有布置成不易歪扭变形的三角形 加强筋来提高机体强度。为了加强机体的局部强度2105型柴油机最小壁厚取 7毫米，顶面为18毫米，底面10毫米。此外，还应注意消除使机体产生变形的各种因素，如冷却水套设计应保证机体温度场尽量 均匀，减少热变形。21

50、05型柴油机在温度相对较高的机体上部设有布水道，且后缸分水孔直径（$ 14）比前缸（$ 12）大。机体材料应具有足够的强度和良好的铸造性能，同时成本低廉。2105型柴油机机体材料采用HT20-40。4.2气缸套的设计2105型柴油机为湿式缸套，因为它冷却较好，更换方便，制造容易。气缸套上支承-定位带直径略大于下支承-密封带直径1-2毫米，使拆装方便。气缸套总长度h。由发动机总布置条件决 定：活塞在下死点时仍应在气缸内得到良好的导向，同时气缸套下缘不应与连杆运动轨迹发生 干涉。根据统计。一般 h=2S （S为活塞行程）。缸套上部靠凸缘压紧密封，下部有2道耐热耐油的圆断面 0形橡胶密封圈封水。为使

51、橡胶圈能产生必要的弹力，槽的断面应该与圈的断面不同，使缸套装入机体后密封圈产生变形。为了便 于安装，槽的断面面积比密封圈的断面面积大些。14-1根据連杆运动辄迹外包路线根据連杆运动辄迹外包路线F确定确定基于经济性和普遍性考虑2105型柴油机气缸套选材为高磷铸铁。4.3气缸盖的设计气缸盖是用来密封气缸，组成燃烧室的，因此承受很大的热负荷。2105型柴油机选材合金铸铁，制成整体式气缸盖。2105型柴油机采用顶置气门，由于有气道，加强了气缸盖的强度，同时气缸盖高度较高， 因此其基础壁厚在铸造工艺许可条件下可以尽量薄，但燃烧壁面要加厚，有气门的燃烧室壁面和气缸盖底面，为了保证变形小，防止气门和气缸盖衬

52、垫漏气，其厚度应 增加，并且在底面内侧有加强筋。为了保证柴油机有尽可能高的充气系数，使进排气道有足够 大尺寸，气道断面应避免突变，所以从气道喉口起进气道的进口和排气道的出口，通过面积均 匀增加20%左右，同时铸造出的气道表面要尽量光滑。2105型柴油机气缸盖中每缸铸有一喷水通道，对着排气喉管与喷油器座之间的热负荷最高部位喷水。这样可以减轻三角地带（即进排 气门座、喷油器座、燃烧室）的热负荷。为了保证燃烧室的密封，必须选用合理的气缸衬垫。2105形柴油机采用金属石棉板衬垫，其中心是混有粘结剂和加强填料的石棉外包铜皮或钢皮，在气缸孔和水孔、油孔周围还有卷边 加强。其压紧厚度为 1.2 - 2毫米，

53、有很好的弹性和耐热性，能重复使用。2105型柴油机配有 M12的螺栓用于连接缸体与缸盖，材料45钢，螺栓预紧力矩 7.5-9.5公斤/米。多方面考虑，采用精选含碳量的优质中碳结构钢45第五章 连杆曲轴组件的设计柴油机的连杆组件包括连杆、连杆盖、连杆轴 瓦和连杆螺栓，是曲柄连杆机构中传递动力的重要 组件。连杆组件承受的燃气压力可以达到很大数值， 而高速运动产生的惯性力的影响又要求结构轻巧。 所以连杆设计的一个主要要求，就是要在尽可能轻 巧的结构下保证足够的刚度和强度。因此必须选用 高强度材料，合理的结构形状和尺寸，采取提高刚 度的工艺措施。5.1连杆及连杆螺栓的设计5.1.1连杆材料的选择及结构

54、的设计为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的强 度和刚度，及2105型柴油机的应用场合制造成本等 模锻。连杆在机械加工前应经调质处理（淬火后高 温回火），以得到较高的综合机械性能，既强又韧。 为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应 经过喷丸处理。连杆还必须经过磁力探伤检验，以求工作可靠。连杆结构设计中首先确定的是连杆长度（连杆大小头孔的距离），连杆长度通常用连杆比入=r/l来确定，入值越大，连杆越短，反之越长。连杆越短则发动机总高度越小，所以为使发动机紧凑轻巧，现代发动机设计总趋势是尽量缩短连杆长度。入常用的范围是1/3 -1/4，连杆长度应根据发动机的总体布置才能最后确定。过短的连杆在

55、运动过程中有可能与气缸套的下端相碰。在活塞行程S很短的发动机中，连杆过短还会引起活塞裙部与曲轴平衡块相碰。综合考虑2105型柴油机选定 入=1/4。在高速柴油机中惯性力与气压力相比相对较小，速度较低的最大扭矩工况对连杆强度是最 危险的工况。连杆承受交变的压缩和拉伸，可能产生疲劳破坏。为此，连杆杆身应该有足够的 断面积，同时还要考虑消除应力集中的因素。所以2105型柴油机的连杆杆身断面设计为工字形,这样的形状锻造工艺性也较好。为使连杆从小头到大头传力比较均匀，采用从小头到大头逐渐 增大的设计，并且杆身到小头的过渡处均有足够大的圆角半径。连杆小头设计不仅要考虑强度问题，还应该兼顾摩擦面的比压。所以

56、常在连杆小头内压入 耐磨的衬套。2105柴油机衬套的材料采用铸造的耐磨锡青铜。连杆的大头与曲轴连接，为了拆装方便2105型柴油机的连杆大头采用斜切口设计。连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径、连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。曲柄销直径根据曲5-1.5-1. 21Q521Q5型柴油机连杆錯构圈轴强度以及连杆轴承的承压能力确定，轴瓦厚度在保证结构紧凑的同时应尽量薄，连杆螺栓的 尺寸则根据强度设计。斜切口连杆承受惯性力拉伸时，沿连杆体与连杆盖的接合面方向作用着很大的横向力，因此要采用强有力的定位元件才能保证它工作可靠。2105型柴油机采用多齿定位结构，这种结构定位可靠，尺寸紧凑。但同时还必须保证连

57、杆体和连杆盖互相配对的齿槽加工很精确，如果中 间有几个齿脱空，就大大降低了结合强度，弓I起大头孔失圆。5.1.2连杆螺栓的设计连杆螺栓的设计主要是根据连杆螺栓的屈服极限、预紧力及抗拉强度等综合因素，一般可根据气缸直径 D来选择连杆螺纹的直径。实际经验有螺纹直径(0.12 -0.14 ) D,所以根据上述2105型柴油机采用合金钢制成的M14连杆螺栓。5.2曲轴的设计曲轴是发动机中最重要的机件之一，发动机的全部功率都通过它输出。曲轴的设计需考虑 以下几个方面。曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复惯性力、旋转惯性力以及它们的力 矩共同作用下工作的。这些变力使曲轴既扭转 又弯曲，产生疲劳应力状态。

58、曲轴形状复杂， 应力集中现象相当严重。所以设计曲轴时要使 曲轴具有足够的疲劳强度，特别要注意强化应 力集中部位和设法缓和应力集中现象。曲轴各 轴颈在高比压下以很大的相对速度发生滑动摩 擦。在实际变工况运转条件下并不是总能保证 液体润滑，尤其当润滑油不洁净时，曲轴轴颈 表面遭到强烈的磨料磨损，所以要求其具有良 好润滑条件。另外还应该考虑到弯曲强度、扭 转强度等方面。所以曲轴的设计应针对各种不 同的具体情况来综合考虑.2105型柴油机的曲轴采用稀土镁球墨铸铁。采用了空心轴颈来减轻往复质量，在工艺上采用了圆角滚压强化的方法来实现强化，并且连圆角一起进行表面淬火来提高其耐磨性。为了提高其 疲劳强度，对

59、其进行喷丸处理。5.3轴承的设计高速柴油机一般采用的是由薄壁瓦构成的滑动轴承，因为它结构紧凑，工作可靠，运转平 静，而且成本低。2105型柴油机采用的是“钢背-高锡铝合金”用偏心镗削保证径向变厚。为 了保证曲轴的轴向定位，承受离合器等引起的轴向推力，2105型柴油机在曲轴的后端装有两个半圆的止推轴承。圈5-2,5-2,曲轴轴颈的表面淬帀輛5.4飞轮的设计飞轮的结构设计必须考虑功率输出装置的需要。一般飞轮的外径根据结构布置决定，转动惯量的大小用改变飞轮断面厚度来调整。飞轮的外径Df=（ 3-4）D，根据计算2105型柴油机Df=425毫米，厚度=74毫米。一般来说，高速柴油机的飞轮均用螺栓和定位

60、销连接在曲轴上， 且布置是不对称的，目的是保证飞轮与曲轴之间有不变的角位置。PZ的大小可从实测的发动机示功图得到,般 Pz = 30 50 (汽0,活塞的位移第六章活塞组的设计活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等，它们是柴油机中条件最严重的组件。柴油机的工 作可靠性和使用耐久性，在很大程度上与活塞组的工作情况有关。6.16.1活塞的设计6.1.16.1.1活塞的运动和惯性力活塞组在气缸里高速往复运动，其运动和受力如图所示，对应某一曲柄转角s = r + I -rcos 0 Tcos 0式中r-曲轴中心到曲柄销中心的旋转半径，曲柄半径 r =S/2, S为活塞行程I-连杆小头孔轴线间的距离，即连杆长