汽车发动机设计(上)课件

1汽车发动机设计2第一章总论第一节发动机总体设计一、主要设计指标和设计要求结构空间外形尺寸小，体积功率(Pe／V，KW／㎡)大，升体积(V／Vh，㎡／L)小。总质量总质量G、比质量(G／Pe，kg／kw)、升质量(G／Vh，kg/L)均小。功率有效功率Pe满足所装汽车适宜的最高车速要求，升功率(Pe／Vh，kw/L)大。环境保护废气排放和噪声达到法规要求。生产成本生产能耗小，材料费用降低，结构设计适于组织经济批量生产。3使用成本可靠性、耐久性好，使用油耗低，保养费少，提高汽车的有效利用程度。二、发动机方案设计（概念设计）

发动机方案设计要抉择的内容有：机种汽油机和柴油机。

冲程数四冲程二冲程

冷却方式水冷式发动机风冷式发动机气缸数及其排列4

缸径、行程汽油机适宜于较小缸径，例如70~90mm，超过100mm时容易发生爆震。柴油机适宜于较大缸径，例如100~150mm，缸径过小难于组织直喷式燃烧，如采用涡流室热效率将降低。汽车发动机采用短行程的优点是换气效率较好、曲轴主轴颈与连杆轴颈的重叠度较大，适宜于高转速。长行程燃烧较完全，因而向降低转速采用略大于1的行程缸径比(S/D)变。系列化主要指标功率、扭矩、油耗、重量和外形尺寸.燃烧室新技术的采用三、发动机布置设计5第二节发动机主要参数的选择6—、平均有效压力

平均有效压力Pe是标志发动机工作循环过程的有效性和制造完善性的指标之一对于自然吸气式四冲程发动机，有对于增压四冲程发动机，有7

提高的充气系数方法有:(1)采用合理的进气系统，减少进气阻力。

(2)采用合理的配气机构和配气定时(如气门顶置、大的进气门直径、多气门布置、完善的凸轮外形、最佳的气门重量角度等)。

(3)汽油机用多腔化油器、多个化油器或汽油喷射，后者是发展方向。

(4)适当的进气预热。

提高热效率的方法；

(1)汽油机提高压缩比。(2)合理组织燃烧工作过程。8提高机械效率的方法有：(1)选择最佳的配合间隙、优质润滑油、摩擦副材料和减磨涂层。(2)发动机保持最佳的热状况。(3)合理设计活塞结构，精心安排活塞裙部尺寸，适当减小轴承尺寸，减少活塞环数。(4)从工艺上保证加工精度，改善表面质量。(5)改善充量更换减小泵气损失，减小发动机运行必需附件的功率损失。9

对柴油机提高平均有效压力的最有效措施是采用废气涡轮增压、增压一中冷，它还能兼收改善燃料经济性和降低发动机噪声的效果。平均有效压力的选择要有基础性试验研究依据,并且应参考同类型发动机的实际数据。二、活塞平均速度SnVm=3010

活塞平均速度Vm对发动机的性能、工作可靠性和使用寿命有很大影响。一般说来Vm增大会使发动机的功率增高，但活塞组的热负荷和曲柄连杆机构的惯性负荷增大，运动件摩擦副的磨损加剧，寿命下降。同时，由于进排气流速增大，进排气阻力与气流速度的平方成正比例增加，会使充气系数下降。所以，随着Vm的提高，就有必要增大气门通路断面、增加气门个数、选用较好的材料、较高的加工精度、采用特殊的表面处理、设计高热负荷下工作可靠且结构轻巧的活塞组。11

现代汽车发动机的S／D值一般在0.8~1.2之间，高速汽油机S／D在0.8~l范围，高速柴油机考虑到有利于混合气形成和燃烧，一般用稍大于1的S／D值。

平均有效压力和活塞平均速度都是表征活塞式发动机强化程度的重要参数。两者乘积通常称为发动机的强化指标。这两个主要参数应当慎重选择。12在D,Cm确定后,就可以合理选择S/D：1）选择较小的S/D可以减小发动机的高度，宽度和重量。2）小的S/D可以减小S，加大曲轴的连杆轴颈和主轴颈的重叠度，提高曲轴的弯曲和扭转刚度，以及曲轴的疲劳强度。3）当S/D减小时，发动机的转速可以增加，提高发动机的升功率，但增加了运动件的惯性力和发动机的噪声。4）S/D小，柴油机为保证一定的压缩比以及燃烧室容积与压缩容积之比，必须将活塞与气缸之间的间隙设计得更小，这就增加了制造上的困难，如果间隙不能保证，将使发动机各项性能指标难以达到。5）风冷发动机应考虑散热片的布置，保证足够的散热面积，一般风冷机S/D较大。13

扭矩

Pe*Vh*iMe=318.31*_________

τ

汽油机：Me=K*ηv/α*ηi*ηm

柴油机：Me=K*ηi*ηm*⊿g扭矩储备系数：μm=Memax/Men转速适应系数：μn=nn/nMemax总弹性系数：μ=μm*μn14燃油消耗率 g/kw.h

柴油机：215~260(直喷式) 240~270(分隔式)

汽油机:：300~35015第三节典型发动机的结构分析16171819202122232425262728293031323334第四节活塞式发动机的发展一、废气涡轮增压

柴油机用废气涡轮增压，一般可提高功率30%~40%，增压中冷可提高到50%~70%，而成本只增高8%~10%,重量只增加3%~5%。353637

相对自然吸气式发动机设计来说，增压发动机的设计有其特殊性，下面分别就汽、柴油机增压和中冷作一简述。1．柴油机增压

柴油机增压后，机械负荷和热负荷都增大。机械负荷一般以最高燃烧压力Pz的大小为标志。增压时进气压力Pa、压缩压力Pa(始点)、Pc(终点)和Pmax都随之提高。

热负荷一般以活塞温度和涡轮前废气温度为标志。增压后，柴油机的进气温度提高，工作循环温度升高，热负荷增大。热负荷过高，热应力加大可引起燃烧室壁、气门座面和活塞表面产生裂纹；发生活塞环结碳、零件间隙变化、润滑油高温结焦、油耗增高等故障。38

增压机热负荷的增加往往比机械负荷的影响更为严重，因而是提高增压度的主要障碍。增压器的最高比压一般可达3~3.5。四冲程增压柴油机Pe最高可达3.2MPa左右，在车用发动机上实际达到的较好水平是Pe＝1.4~1.8MPa。

设计增压柴油机时应采取以下技术措施：1)降低压缩比,加大过量空气系数2)调整供油系统3)调整配气相位4)匹配好涡轮增压器和进排气系统5)提高主要承载件的强度392．汽油机增压

与柴油机增压相比，汽油机增压有许多不同点，诸如：汽油机是点燃式，被压缩的是油气混合气，压缩终点温度过高就会发生爆震，它使汽油机增压大受限制，增压压力一般在135~155kPa范围；汽油机的压缩比小，过量空气系数范围窄(0.85~1.05)，增压时在变负荷变转速工况下工作要求如此严格控制n的范围，燃料系统的供油特性必须精心调整；汽油机吸入缸内的是油气混合气，因而不能用较大的进排气门重叠角组织完善的扫气，并利用进气降低热负荷；汽油机工作转速范围宽，对增压器的性能及其与发动机的匹配要求更高。40

汽油机增压除引起机械负荷、热负荷和NOn排放增高之外，还有爆震点的工作转速下降、扭矩特性和动态性能变差问题。汽油机增压的技术措施:1)爆震控制(1)降低压缩比(2)推迟点火(3)进气中冷2)增压器选用与匹配41

汽油机要求和其匹配的涡轮增压器在较宽的流量范围内具有较高效率，在低流量时仍可达到较高的压缩比。其基本匹配点在部分负荷工况，这就需要放气系统，使标定工况时增压压力得到限制，避免爆震。施放排气方案较好，它可用较小型增压器，由于其惯性较小，加速响应性较好。3．增压中冷

中冷是一种很有效的措施，有试验例子表明，增压空气每降低10℃，油耗率大约下降0.5%，而功率可提高2%~4%。42

汽车发动机增压中冷普遍采用空对空中间冷却器，进气温度可冷却到60℃左右。若将冷却器与散热器并列，用柴油机上的风扇抽吸冷却空气来冷却，则有一个缺点,在低负荷运转冷却器也以高效工作，引起充气过冷和不完全燃烧冒白烟问题。为此，发展出了紧凑的带空气涡轮风扇的中间冷却装置，其管道配置也大为缩短(图1—25)。这种冷却系利用压气机出口空气推动空气涡轮，推动能量与压气机出口压力和温度相关，从而与柴油机的负荷相关。在低负荷时压比上升是极小的，所以没有能量供给空气涡轮，因而风扇不动，可以避免过冷冒白烟问题。43二、发动机的电子控制441．汽油机电子控制1)汽油喷射A．单点喷射(SPl)45464748B．多点喷射(MPI)49505152535455562)电子点火57A.点火触发器58B．霍尔效应发生器592．柴油机电子控制

高速柴油机应用电子技术有如下一些优点：

a)提高燃料经济性由于电子喷油泵控制自由度大、柔性好、响应快，可在任何工况条件下选择最佳的喷油量和喷油定时，从而可进一步提高燃料经济性(约10％)。

b)提高动力性能电子调速器可显著改善柴油机的扭矩特性(见固1—40)，可使常用转速范围的扭短有较大提高，汽车的加速性得到改善。

c)调速特性最佳化，可使汽车的加速反应性和行驶稳定性有所提高。

d)改善冷起动性能和排放。

e)降低怠速噪声和振动。601)电子调速616263642)喷油定时执行器65第二章曲柄连杆机构受力分析

本章分析曲柄连杆机构的运动规律和作用在主要零件上的力，作为分析计算强度、刚度、振动和磨损问题的依据。第一节曲柄连杆机构运动学一、中心曲柄连杆机构1．活塞位移66672．活塞速度、最大活塞速度和平均活塞速度68Vmax和Vm是影响活塞和气缸磨损的重要指标。3.活塞加速度、最大加速度69704．连杆的运动71二、偏心曲柄连杆机构72

实用上的偏心曲柄连杆机构有图2—3所示三种。图中a，活塞销中心向主推力边偏置是为了减轻活塞对气缸壁的敲击，多用于汽油机。图中b，活塞销中心向次推力边偏置，多用于柴油机。柴油机用中心曲柄连杆机构可能发生这详的情况：次推力边顶环隙不结碳，而主推力边严重结碳，导致活塞环粘着。若将活塞销向次推力边偏置一个小距离，运行中可使主推力边边活塞顶岸与缸壁问的间隙比燃烧开始时的值变小，从而改善导热，减轻了主推力边的热负荷，使顶环隙整个圆周上不结碳。图中c曲轴中心与气缸中心线偏置的曲柄连杆偏置机构，上、下止点的曲柄转角分别为：7374第二节曲柄连杆机构上的作用力一、气体压力75二、惯性力761．往复惯性力2．旋转惯性力777879三、作用在曲柄连杆机构上的力8081四、发动机的扭矩1．单缸扭矩发动机的翻倒力矩M’822．多缸机扭矩、各主轴颈和曲柄销扭矩

知道了单缸扭短在一个循环的变化规律,考虑各缸的着火间隔角将各缸扭矩作移相叠加就得多缸扭矩。833．发动机指示功率和平均指示压力84五、曲轴轴颈和轴承的负荷1，曲柄销负荷矢量固85862．连杆轴承负荷矢量固8788第三章发动机的平衡第一节概述

发动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都不随时间而变化，则称它是平衡的。

平衡性差的发动机会在支承上振动，传给车架、车身、有损于汽车的行驶乎顺性和乘座舒适性、加速驾驶员疲劳，影响行车安全。此外，声频域(20Hz一20kHz)内的机械振动还会辐射噪声；振动消耗能量，降低发动机的总效率；振动还可能引起紧固连接件的松动和过载，降低机件的耐久性。89

研究发动机不平衡力和力矩体系对外界(支承)的影响，称为外平衡。一般取内燃机在最大不平衡力和力矩的作用下的最大位移与气缸直径之比作为内燃机外不平衡性的判据，当该比值超过0.01时，就应采取平衡措施，而轿车发动机则要求严格得多。

对外平衡了的发动机进行曲袖和机体内部所受弯矩和剪力的分析与计算。如果这类负荷过大，也应采取乎衡措施(例如加平衡块)加以消减，以求减小机体的工作应力和轴承负荷。这种平衡分析称内平衡分析，如果曲轴不承受内弯矩和剪力，则称它是内平衡。9091第二节平衡分析方法

发动机的平衡分析，实质上就是对由各缸往复惯性力Pj和各曲拐旋转惯性力Kr构成的空间力系进行合成，如果合成结果主矢量、主矩均为零，则发动机的运动质量是平衡的。反之就不平衡，这时要求出不平衡量随曲轴转角的变化规律，以便研究平衡措施.92

分析平衡时，均假定各缸的运动质量、运动件的主要有关尺寸都相同，所得结果表示发动机的理论平衡情况。实际上不可避免有制造误差。为了保证高速发动机的实际平衡接近理想情况，必须对曲柄连杆机构主要运动件的重量、尺寸规定严格的公差，必要时分组装配。严格控制公差的主要项目有：活塞组重量相等、各连杆组重量相等和重心位置相同、曲拐夹角均匀、曲柄半径和连杆长度相等、曲轴动平衡、飞轮静平衡等等。93一、单列式发动机的平衡分析1．旋转惯性力平衡分折941)旋转惯性力合力计算952)旋转惯性力合力矩计算

对于第i拐，旋转惯性力对0点的力矩为Mri＝K·Zi，其方向与惯性力相差π／2，用复数表示为:则合力矩为：96以三拐曲轴为例作解折。三拐曲轴的曲拐夹角为120度。取第三拐的中心0点为简化中心：972．往复惯性力平衡分析9899100101102103104105106107这是一个椭圆方程,即R矢端轨迹是一个椭圆。108109110111112113114115116117118119120121122123124125126127128129130131132133134135136137138139140141142143144145146147148149150151152多质量系统微分方程式153154155156157158159160161162计算时需要判别相連两次计算的剩余扭矩之积的符号，当符号为“十”时按计算步长继续往前搜索，为“一”时用“二分法”缩短步长计算。163164165166167168169170171172173174175176177178179180181182183184185第六章噪声控制技术第一节噪声基础知识1.噪声的定义一般说来，凡属对人听觉“不需要的声音”就是噪声。2．声压、声强和声功率声压P在有声波传播的声场中某点的田时压强与大气压之差值(N／㎡)。声强I在垂直于声波传播方向的单位面积上，单位时间内通过的声能(w／㎡)声功率W声源在单位时间内辐射出的总声能，它是描述声源强弱的物理量(w)。186187188189190第二节内燃机噪声及其控制内燃机噪声的发生机制见图6—2，噪声分数如下：191192一、进气噪声其主要成因有二：(1)空气在进气管中的压力脉动造成低频噪声，其频率成分(2)空气以高速流经进气门造成的高频涡流噪声。1931941、排气噪声1)废气在排气管中的压力脉动2)排气门流通截面处的宽带涡流噪声195三、风扇噪声风扇本身的噪声由叶片旋转噪声和涡流噪声组成。196钢板冲压风扇的一般设计原则是：(1)依据风扇定则，综合考虑风量Q，消耗功率和噪声．合理选择风扇的参数.从满足一定风量考虑，宜取较大的风扇直径；从减少功率消耗考虑。宜取较低的转速。(2)按降噪要求设计风扇叶片的要点；

—定Q下选用较宽的风扇叶片。这样叮降低一定Q下选用较大的叶片安装角(40度~50度)（3）叶片数不大于6，叶片数从2到6，Q呈直线增加。超过6时，Q的增加率不大．而每增加一片，噪声约增高1dB。197(3)合理布置冷却系统。(4)采用翼型断面风扇。198199四、燃烧噪声燃烧噪声的发生机理是；气缸内压力剧变引起的动载荷，激发结构振动辐射噪声。气体的冲击波引起高频振动。200201202203204

控制齿轮噪声的措施是尽可能用较小的齿轮间隙.装曲轴扭振减振器。对顶置凸轮轴式发动机，采用齿形合成橡胶带驱动配气机构。

七、配气机构噪声

发动机低速下的噪声主要是气门开闭时，以及挺住在凸轮鼻部附近产生的配气机构声。发动机高速时的配气机构噪声是由于气门的不规运动(气门飞脱和落座反跳)造成的。气门弹簧的颤振也会发生簧圈之间的碰击高频噪声。205八、控制结构振动幅射噪声的措施(1)提高结构刚度，减小外部声发射表面的振动。206207208209210211212213214215216第七章曲轴设计第一节曲轴的工作条件和设计要求一、曲轴的功用曲轴的组成：曲柄，功率输出端，自由端，主轴颈，曲柄臂。二、设计要求：1、具有足够的疲劳强度。减少应力集中，加强薄弱环节。2、具有足够的刚度。减少变形，以免恶化活塞连杆组及轴承的工作条件。3、轴颈具有良好的耐磨性。4、曲柄排列合理。5、材料选择适当，充分发挥材料的强度潜力。217218第二节曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计21922011、主轴颈和曲柄销 轴颈应短而粗，以增加曲轴的刚度，提高曲轴自振频率，缩短缸心距，但轴颈长度不能过短，否则会使轴承的承载能力变差。柴油机：

直列

V型D1=（0.7~0.8）DD2=(0.63~0.7)DD1=(0.75~0.95)DD2=(0.63~0.70)DL1=(0.35~0.50)DL2=(38~0.48)DL1=(0.30~0.50)DL2=(0.45~0.65)DL1=(0.50~0.70)D1L1=(0.60~0.70)D2L1=(0.45~0.65)D1L2=(0.8~0.9)D2221

直列

V型D1=(0.65~0.75)DD2=(0.60~0.65)DD1=(0.6~0.7)DD2=(0.55~0.62)DL1=(0.3~0.5)DL2=(0.35~0.45)DL1=(0.25~0.35)DL2=(0.45`0.65)DL1=(0.4~0.7)D1L2=(0.5~0.7)D2L1=(0.4~0.6)D1L2=(0.8~1)D2汽油机：222L不小于0.3D为宜。L/D的设计趋势是减少。1）、在缸心距一定时可相应地增加曲柄臂的宽度。2）、主轴颈长度的适当减少，要减小轴颈变形所造成轴承负荷的不均匀。曲柄销直径小宜过大，否则旋转惯性力过大，同时为保证拆装方便，连杆大头应能够从气缸中抽出22312、曲柄臂 交变弯曲应力造成曲柄臂断裂是曲轴的主要破坏型式。

直列V型b=（1.05~1.30）Dh=(0.22~0.28)Db=（1.00~1.30）Dh=(0.20~0.25)D柴油机：224

直列V型b=（0.75~1.20）Dh=(0.18~0.25)Db=（0.75~1.00）Dh=(0.18~0.22)D汽油机：

增加曲柄臂的h和b均增大曲柄臂的强度,但增加厚度的效果更明显。 多缸机具有等厚曲柄臂的曲轴各曲柄销圆角的应力是不同的，因此，应设计成不等厚曲柄臂。 曲柄臂形状，椭圆为好。22513、曲轴圆角 主轴颈圆角，曲柄销圆角。 图中r/d 从0.04增加到0.06应力下降50%。 沉割圆角，多圆弧圆角。226一些细节设计：1．平衡块2272．油道布置2282293．曲轴的止推4、轻量化设计230231232233234235提高曲轴疲劳强度的方法11、采用合理结构，减少应力集中。

1）、增大主轴颈和曲柄销重叠度A。

A=（D1+D2）/2-r=0.5(D1+D2-S)增大A可显著提高曲轴的疲劳强度，曲柄臂越薄越窄这种作用越明显。R/h=0.26b/d=1.6的曲柄，当A/d从-0.1增大至0.1,弯曲疲劳强度提高10%。A/d从0.1增大至0.3,弯曲疲劳强度提高23%。2362)、加大过渡圆角。

r=（0.05~0.08）D。r应大于2mm。3）、轴颈减重孔。曲轴轴颈具有适当尺寸和形状的减重孔，可以减轻曲轴重量，减小旋转质量的离心力，同时还可以改善圆角的应力的分布，提高曲轴强度。4）、卸载槽：曲柄销圆角内侧或主轴颈圆角外侧曲柄臂上开的凹槽。曲柄销圆角卸载槽，主轴颈圆角卸载槽。卸载槽尺寸由试验确定。23712、采用表面强化处理方法，提高曲轴疲劳强度。1）、圆角滚压。圆角滚压是一种利用材料产生塑性变形的强化方法。当滚压产生的应力超过材料的屈服极限时，便会产生塑性变形，发生冷作硬化，这样将在表面层内形成残余压应力，从而提高曲轴的疲劳强度。珠光体球墨铸铁效果最明显。弯曲疲劳强度提高50~90%。钢曲轴可提高20~70%。曲轴滚压后曲轴会变形，主轴颈跳动会超差，如果冷校会降低疲劳强度。主轴颈精磨，主轴颈沉割圆角，多圆角同时滚压。2382）、感应淬火： 使表面产生残余应力，硬度增加。 轴颈淬火，层深3~7mm，HRC55~63，提高耐磨性。 轴颈圆角同时淬火，圆角产生30~60kg/cm2的残余压应力，曲轴疲劳强度提高30~100%。圆角淬火后曲轴产生变形。粗磨——淬火——精磨。3）、喷丸处理： 圆角强化。2394）、氮化和软氮化：提高曲轴耐磨性和疲劳强度的化学热处理方法。 氮化：指气体氮化。加热——通氨气——保温——活性氮原子渗入，得到含氮组织。 软氮化：在Fe—N共析温度以下（530~570℃）进行的碳氮共渗过程。碳饱和——Fe3N核心——化合层——扩散层。化合层：80%Fe3N+Fe4N。20%Fe3N。 氮化层表面硬度高,提高耐磨性,扩散层中氮的渗入阻止铁晶格的滑移,产生残余应力,因而能显著提高曲轴的疲劳强度。240

调质处理的零件氮化后疲劳强度提高显著。 盐浴氮化：碳钢提高60~80%。低碳钢提高20~30%。球墨铸铁提高50~70%。 气体氮化使钢曲轴提高30~40%。 氮化的变形。氮化后不能磨削，为减少变形，通常需进行中间退火，先去掉切削应力。241

化合物层扩散层厚度

氮化时间

h

温度℃厚度硬度HV气体氮化0.005≤10000.1≮40500气体软氮化0.07~0.015550~7000.1~0.34~5570镀钛氮化0.101000~1500中间层:0.1~0.14扩散层1..5~21~2600盐浴氮化0.008~0.01570~7000.4~0.81.2~2570242五、材料：碳素钢：45，50。合金钢：35CrMo，40Cr，40CrMnB钢，调质处理，索氏体，碳钢HB207~269，合金钢HB241~352。表面淬火加回火，淬硬层2~5mm，碳钢HRC55~63，合金钢HRC52，细针状马氏体或马氏体—屈氏体。

243球墨铸铁：QT70-2。球墨铸铁，正火，HB240~300，珠光体>85%,石墨球化>3级，石墨球径>3级，允许≯2%磷共晶存在和渗碳体总量不大于3%。表面淬硬+中温回火，层深1.5~4.5mm,HRC45,屈氏体+回火马氏体。244第三节曲轴有限元分析245246247248249第五节曲轴的实验应力分析和疲劳强度试验

一、三维光弹性应力分析应力一光性定律250251252

二、疲劳强度试验253254第八章连杆组设计第一节连杆的结构设计255256257一、工作情况：1、连杆力Pl引起的拉压疲劳载荷。进气上止点为最大拉伸载荷。膨胀上止点为最大压缩载荷。2、连杆力矩引起的横向弯曲。3、压入连杆衬套，拧紧螺栓，压紧轴瓦产生的静载荷。258二、设计要求：1、结构简单，尺寸紧凑。2、保证足够的刚度，强度，减轻重量。3、L尽量短。4、轴承工作可靠。三、连杆长度：L λ=r/l259

设计趋势：在保证连杆及相关机件在运动时不与其它机件相碰的情况下，选择最小的连杆长度。

JB3764—84规定：汽油机：l±0.05， 柴油机：l±0.03。2．连杆小头结构小头轴承比压：q=pz/（d1B1）青铜衬套：≤62Mpa强化柴油机≤79Mpa260261

柴油机

汽油机d1=(0.35~0.38)Dd1=(0.25~0.30)DB1=(0.95~1.05)d1B1=(1.2~1.4)d1d=(1.1~1.25)d1d=(1.05~1.15)d12621小头的变形和应力分布：小头在最大惯性力作用下产生纵向伸长的椭圆变形，在最高燃气压力作用下产生横向伸长的椭圆变形。影响小头变形和应力分布的主要因素：1）、小头的结构型式。2）、小头的间隙。 间隙影响载荷分布状况，间隙过大，则小头承受的载荷接近于集中载荷。3）、连杆衬套的压配过盈和工作时的热膨胀。263264四、连杆杆身：典型结构，工字梁。一五、连杆大头:结构型式：平切口，斜切口。

柴油机

汽油机D2=(0.63~0.70)DD2=(0.55~0.65)DB2=(0.60~0.70)DB2=(0.60~0.70)DDm=(0.12~0.14)Ddm=(0.10~0.12)D265

柴油机

汽油机H3=（0.45~0.5）D2H3=（0.35~0.4）D2H4=（0.35~0.5）D2H3=（0.38~0.44）D2斜切口：H3′=（0.20~0.25）D2D2连杆轴颈尺寸。连杆螺栓中心距应尽量靠边近轴瓦，中心距C=（1.24~1.31）D2。螺栓外侧边厚不小于（2~4）mm。大头最大横向尺寸小于气缸直径。266大头设计中针对薄弱环节采取的加强措施：1）、加强大头刚度，减小变形。H3，H4，C。2）、连杆盖上设计各种加强筋。加强筋到螺栓孔支承面处要圆滑过渡。3）、螺栓支承面或螺母支承面要圆弧过渡，避免加工尖角。 可采用锻造圆角或圆弧沉割来减少应力集中，但必需尽量提高圆弧沉割处的光洁度。4）、斜切口连杆长叉口一侧变形较大，除采用大圆弧过渡外，还可用单筋与杆身相连，以提高大头刚度。

267268269270连杆材料及工艺NJ20-85：45#，40Cr，35CrMo，JB3764-84：45#，50#，45Mn，40Cr，35CrMo，42CrMo， 调质，HB217~293。细晶粒索氏体，允许有少量的断续网状分布的铁素体存在。非调质钢：在碳素结构钢中加入微量的钒，钛，或铌微合金化元素，通过控制轧制和冷却，使微合金化元素的碳化物或氮化物弥散析出，起到晶粒细化和析出强化的作用，从而，钢在热轧（锻）状态的性能达到凋质钢的水平，可直接加工成零件。271二汽：35MnVN。 一汽：40MnV。 英国，美国，日本等。JB3764-84：小头孔圆度，圆柱度，7级。小头衬套圆度，圆柱度，7级。大头圆度，圆柱度，5级。大小头轴线平行度，在连杆摆动平面内，7级，垂直于连杆摆动平面内，6级。大头内侧面对大头轴线的垂直度，8级。连杆体与连杆盖接合面对大头孔轴心线的位置度不大于0.20mm。连杆螺栓导孔或螺孔轴心线对支承面的垂直度10级。支承螺栓或螺母的平面对接合面的平行度9级。272连杆的关键工序的加工及精度1、精镗大小头孔，采用带自动测量和补偿的专用连杆大小头精镗床，IT6，Ra0.6~0.8，二孔轴心线平行度0.01~0.03mm。2、大小头孔珩磨，采用金刚镗床，（T7140，T7160）IT6，Ra0.4~0.8，扭曲度0.03~0.05，两孔平行度0.02~0.04，孔与端面的垂直度0.02~0.03。3、连杆体，盖连接螺栓孔的加工，采用专机打中心孔，枪钻，枪铰及挤螺纹，螺纹精度4H5H-L，垂直度0.02~0.03/1002734、上下平面加工，磨床MB7480。5、两孔中心距，同时珩磨，中心距靠夹具精度保证，或用专机的主轴中心保证，0.03~0.04。6、国外加工精度比国内高一级。274第二节连杆有限元分析275276第三节连杆螺栓设计一、连杆螺栓的工作负荷和预紧力277278279280二、螺拴疲劳强度和防松性能的提离用扭矩法间接控制预紧力。二次拧紧法检测螺栓伸长量塑性域紧固法

该法的优越性由图8—16显而易见。将螺拴紧固到屈服点，可使所需的预紧力受摩擦系数的影响减小。屈服点的离散依从于螺栓强度的离散，其值很小，所以可实现高精度的紧固。281282283284三、提高连杆螺栓疲劳强度的措施：11、减少螺栓承受的变动负荷。

1）、提高连杆大头的刚度。

2）、采用柔性螺栓，降低螺栓刚度。2、尽量减少应力集中。 圆角处，螺纹根部，尾部，光洁度。3、减少附加的弯曲应力。结构对称，支承面平且与螺栓孔垂直。大头刚度。28514、螺纹载荷均匀分配，头几牙切成10O~15O的倒角。25、采用合理工艺。冷墩成型工艺。滚压螺纹。286287288第九章轴瓦设计第一节轴瓦的工作特点与要求一、工作条件：

1、负荷重。

2、速度高。

3、温度高。

4、变形引起的边缘负荷大。289二、轴瓦材料1．疲劳强度足够高对轴瓦材料的要求：2．抗咬合性、顺应性和嵌藏性好3．耐蚀性好4．与钢背结合牢固，结合强度高290291表面涂层材料： 工作表面覆以软金属涂层，以进一步提高表面性能。 涂层方法：电镀。 为防止镀层中的铟，铅等元素向合金层扩散，在镀层与合金层之间需镀一层镍，称为镍栅层。

Pb-10Sn，Pb-10Sn-2Cu，Pb-10Sn-3Cu，Pb-10In。292第二节轴瓦结构设计与应力计算一、直径、宽度与轴承间隙： 结构设计的基本参数：直径D、宽度B、径向间隙⊿（轴向间隙⊿Z）。1、直径和宽度：

B/D<0.4，窄轴承。

B/D=0.4~0.6正常轴承。

B/D>0.6，宽轴承。293B/D的确定：1）、结构要求。 主轴承，普通平轴瓦 0.3~0.6

带翻边轴瓦或止推片的 首尾及中间主轴承0.45~1.0

连杆大头0.4~0.65

连杆小头0.85~1.15

高强化发动机中,为增大曲轴刚度,一般尽可能加大轴颈直径和曲柄臂的厚度，常采用窄轴承。2942）、润滑要求： 油膜承载能力与轴承宽度三次方成正比。为形成足够厚度的油膜，希望选用尽可能大的B/D值，但宽度过大，润滑油的流量减少，摩擦发热加剧，润滑油的温度上升，粘度下降，油膜厚度反而减薄。B/D=0.4~0.6。2953）、材料要求： 比压Pmax：

Pmax pmax=≤[pmax] D*BPmax——作用在轴承上的最大负荷。[pmax]——许用比压。296b）、工作表面线速度。

πDnV=≤Vmax60n——轴颈转速。Vmax——许用线速度。轴承间隙：径向间隙⊿=D-d。相对间隙ψ=⊿/D（‰）。297ψ的数值对轴承的润滑性能有极大的影响。减小ψ值油膜承载能力提高，但ψ值过小，润滑油的流量减少，摩擦发热加剧，使润滑油温度上升，粘度下降，油膜厚度反而减薄。确定实际使用的间隙时，应考虑：1）、合理的公差范围。 轴颈和轴承孔精度愈高，间隙变动范围愈小。在加工经济性合理的前提下，间隙公差带尽量限制在最佳值附近的狭小范围内，保证轴承具有稳定的承载能力。2982）、零件的位置精度与变形。 若轴承孔和轴颈的位置精度，以及机体、曲轴的刚度能严格控制，则可按最佳的ψ值选择较小的间隙，否则，应选用稍大的间隙值，以免卡死。3）、润滑油的滤清程度。 若选用较小的轴承间隙，润滑油的滤清精度必需相应提高。4）、轴承材料的要求。

299巴氏合金顺应性好，选用较小的ψ值，铜基合金顺应性较差，应选用较大的ψ值。铝基合金顺应性较好，但线膨胀系数大，为防止起动时发热卡死，应选用较大的ψ值。

ψ（‰）汽车发动机主轴颈，连杆大头巴氏合金0.6~1.2柴油机主轴颈，连杆大头带镀层的铜铅合金，铅青铜0.75~1.0

铝基合金0.80~1.5连杆小头铜基，铝基合金0.2~0.5止推轴承轴向间隙0.1~0.3mm。300二、结构细节设计：1、壁厚、合金层、涂层厚度。1）、壁厚：

轴径t/d<500.04~0.06550~1000.025~0.05>1000.02~0.0353013022)、合金层厚度： 减薄合金层厚度对提高合金层的疲劳强度效果十分显著。

0.2~0.7mm。3）、涂层厚度：

0.02~0.03mm。3032、瓦口削薄量：轴瓦以很大的过盈量装配于座孔中，瓦口附近将产生内缩趋势。304305306307

轴颈mmAmmBmm30~800.013~0.0256~8>80~1500.015~0.0358~12>150~2000.030~0.05025~303083、自由弹势： 轴瓦安装后，轴瓦对口平面附近贴合面在压力较低，为保证沿整个圆周具有比较均匀的贴切合压力，在自由状态下对口平面间的开口尺寸比座孔直径略为增大。此增大值为自由弹势⊿S。缸径200mm以下柴油机轴瓦的⊿S

轴瓦尺寸壁厚mm

平轴瓦⊿Smm

翻边轴瓦⊿Smm

≤3.50.5~1.50.2~1.2>3.50.3~1.30.1~0.63094、定位措施：轴瓦或轴套在座孔内的固定主要依靠过盈配合，定位措施仅保证装配轴瓦时轴瓦位置的正确性。薄壁轴瓦主要采用定位唇。斜切口主要采用销钉。5、止推轴承310311第三节轴心轨迹计算CAE312313314315316第十章活塞组设计活塞组的工作条件：1、机械负荷。Pj，PG，PN，PZ高达14Mpa。2、热负荷。燃烧瞬时的温度高达1800~2600℃。活塞顶的温度达350℃。3、高速滑动，润滑不良。Cm高达13~15m/S。活塞组的摩擦损失占全部摩擦损失的60%以上。317

活塞组的设计基本要求：

(1)选用300一400℃温度下仍有足够机械强度、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减摩性和工艺性的材料。高速内燃机通常用铝合金材料铸造或锻造活塞。液压强造活塞组织细密，导热性较好；

(2)设计合理的形状和壁厚，尽量减轻重星，缓和应力集中，使散热良好，强度符合要求，并有控制裙部膨胀的措施。对高强化机必要时采取冷却活塞的措施；

(3)在不增加活塞组的摩擦损失的条件下，保证燃烧室气密性好，审气、窜油星不超过规定要求，且能保证滑动面上有足够的润滑油；318(4)设计合理的活塞裙部型线和配缸间隙．使在各种工况下都能保持活塞与气缸的最佳配合．减轻活塞敲击和缸套振动引起穴蚀的倾向。319第一节活塞的设计320321322

一、活塞头部的设计

活塞头部的设计要点：尽可能改善活塞项和第一环的工作条件；防止顶部热裂和环粘结；以及环措过度磨损。323

提高活塞顶部和第一道环工作可靠性的一些措施如下：(1)活塞顶部向环区的过渡设计“热流型”断面。传入活塞顶的热量Q，约占燃料总发热量的2~4%。散出的热量：活塞环占Q的70~80%。 活塞裙占Q的10~20%。 活塞内腔占Q的10%。324325326

（3)当活塞温度过高时，用喷油冷却，甚至冷却油腔顷油冷却。在标定功率工况，前者一般能使活塞项中央和第一环槽区的高温下降20一30℃；后者用于增压柴油机降低幅度可达30一40℃。汽车内燃机随着高327(4)对活塞顶作硬膜阳极氧化处理，形成高硬度的耐热层，增大热阻，减少头部的吸热量。328(5)适当成小活塞头部与缸孔的间隙。329环槽设计： 环槽的高度决定于活塞环的轴向高度。 环槽的设计关键：

a）、槽底圆弧，0.2~0.5mm。

b）、环岸倒角，0.2~0.5×45°。

c）、环槽侧隙：汽油机：一环：0.05~0.10mm，二、三环：0.03~0.07mm，油环更小。柴油机稍大。330 d）、环槽背隙：气环：0.5mm。油环稍大。

e）、第一环槽下平面的平面度在全部圆周上不大于0.007mm。 铸铁镶圈槽下平面和其它环槽下平面在全部圆周上不大于0.010mm。环槽平面母线对裙部轴线的垂直度，环槽呈蝶形，向上倾斜不大于25：0.07。环槽呈伞形，向下倾斜不大于25：0.03。梯形槽除外。 环槽平面对裙部轴线的圆跳动不大于0.5mm。 环槽底表面对裙部轴线的圆跳动不大于0.15mm。331环岸外圆表面对裙部轴线的圆跳动不大于0.10mm。3321解决活塞头部裂纹的措施：从结构上解决头部裂纹的措施如下：1）、合理设计活塞头部形状，降低活塞头部的机械应力，使顶面的应力状态在疲劳极限的范围以内。2）、避免加工尖角，采用较大的过渡圆弧，以消除应力集中。3）、降低活塞热负荷，提高铝合金的疲劳极限，使顶部的应力状态处在安全范围之内。4）、在燃烧室喉口铸入镍合金护圈。3331提高活塞环槽耐磨性的措施：1）、提高活塞环槽的加工质量。2）、正确选择活塞环于环槽的侧隙，减少对环槽的冲击磨损。3）、镶耐磨圈。在第一环槽处（有时包括第二环槽）铸入一个耐磨铸铁环座，环座于活塞材料依靠互相扩散形成分子结合。材料：镍铬奥氏体铸铁。4）、环槽上下表面镀硬铬。334

二、活塞裙部的设计335活塞裙部及其侧表面形状的设计： 活塞裙部及其侧表面形状设计的关键，在于保证裙部有足够的贴切合面积和良好的润滑条件，以及保证发动机在不同工况下都具有最小的活塞间隙。1、裙部椭圆：活塞在气体压力和侧压力作用下的变形，以及活塞温度场的不均匀而产生的热变形，均使活塞裙部沿活塞销轴线方向变长，而气缸产生沿轴线方向缩短的椭圆变形。

336为了适应这种变形，需要采取一定的措施，以保证活塞有足够的承压面积和防止活塞被拉毛或过渡磨损。1）、将裙部设计成椭圆。2）、将销座附近的裙部外侧部位设计成凹陷状。裙部椭圆的规律：1）、单椭圆规律。

D－d e0= _______ (1－cos2θ) 4 45O方向附近有擦伤痕迹。3373382）、双椭圆规律。

D－de0= _______[(1－cos2θ)－K(1－cos4θ)]4 K>0径向缩短量减少,椭圆变胖。

K<0径向缩短量增大,椭圆变瘦。斯太尔6108ZK=+0.2斯太尔ND71560K=-0.0515依维柯S8140.21K=+0.11依维柯S8140.27K=-0.086110AK=0.10160油冷K=+0.103393）、偏心—椭圆规律：销孔轴线方向±（45O~55O）范围内设计偏心圆弧。小型高速柴油机铝活塞：eθ=45=0.045~0.06mm。椭圆度：0.3~0.5mm/100mm缸径。椭圆度沿高度有变化和不变化两种。340活塞侧表面形状：1）、利用温度沿侧表面的分布规律，形成侧表面形状。不同的温度分布规律，将形成不同的侧表面形状。高性能汽车发动机活塞沿裙长的温度分布规律可以假定为：

T=T0e-mz

式中：T0为Z=0即裙部上端处的温度值。活塞材料的线膨胀系数在裙部温度范围内变化很小，可以认为是一定值，因而，裙部的热膨胀将与各点的温度成正比。根据上面的温度分布规律，在裙长Z处的径向缩减量⊿Z为：341 ⊿Z=⊿0e-mz

⊿0上端处的径向缩减量。 系数m需要通过试验求得。

2）、将流体动力润滑理论运用在裙部型线的设计中。如果沿活塞裙长方向温度分布呈超越函数分布，活塞侧表面形状按此规律设计后，活塞在工作过程中将转化成正圆柱，然而，活塞裙部及缸套两个正圆柱面相对滑动却不是最为理想的，如果使活塞热膨胀后的裙部不是一直线，而是一中部凸出的桶形曲线，这样就可以在裙部与缸壁之间形成一楔形油膜，由于高速运动而产生的流体动力效应，两壁之间的油压增高，可使两壁面为油膜分开，实现流体动力润滑效果，从而降低两壁面间的摩擦与磨损。342因此，冷态下的活塞裙部侧表面形状规律，不只是决定于温度不均而导至的热膨胀量，同时也影响到运用流体动力润滑的效果。应力争使活塞外形设计成：即使热膨胀变型后，活塞外型与缸壁间形成一恰当的油隙，以获得最佳的润滑作用和使活塞稳定导向的条件，从而改善活塞的工作条件。3、裙部镶钢片34334414、配缸间隙。⊿0⊿⊥共晶铝硅合金：0.0060.0014过共晶铝硅合金：0