毕业设计（论文）-斯特林发动机结构设计

毕业设计毕业设计(论文)题目斯特林发动机结构设计系别专业班级学生姓名指导教师二○一六年六月，此时的气体压强PC=Pa=1.31MPa(3)膨胀过程把膨胀过程简化为绝热过程，其多变指数为n2=1.26，p-v满足关系PVn2=常数=10.48MPaVc=16.86mL，Va=134.86mLPzVcn2=PbVan20.763MPa(4)热力学校核由热力学计算所绘制的示功图为理论循环的示功图，其围成的面积表示的是汽油机所做的指示功，统计其共有78个单元格，每小格面积表示2J的有效功，计算得：Wi=156J，汽油机的机械效率，取=0.9，则Pme=0.91.32=1.19MPa满足设计要求（Pme=0.8～1.2MPa），所以校核合格。4.动力学计算随着曲轴转角的变化，缸内的气体压力也会随之发生变化。将热力学计算中的p-v图转化为p-图，即气缸气体压力随曲轴转角的变化规律。为排气行程，气缸内的气体压力在理论循环下基本可认为是一恒定值且小于大气压力；为压缩行程，气缸内的气体压力可由绝热方程求出；为膨胀过程，气缸内的气体压力可由绝热方程求出；为排气行程，可以认为气缸内的气体压力是均匀下降至（0.8～1）P0。求出相应转角对应气缸压力p的数据，列入下表。利用上面求解出的数据，作出p-图，如下图1。图3-1p-图5.活塞的设计活塞的主要功用是承受燃烧气体压力，并将此力通过活塞销传给连杆以推动曲轴旋转。此外活塞顶部与气缸盖、气缸壁共同组成燃烧室。活塞是发动机中工作条件最严酷的零件。作用在活塞上的有气体力和往复惯性力，这些力都是周期性变化的，且其最大值都很大。如增压发动机的最高燃烧压力可达这样大的机械负荷作用在形状复杂的活塞上，可能引起活塞变形，活塞销座开裂，第一道环岸折断。活塞顶与高温燃气直接接触，使活赛顶的温度很高，活塞各部的温差很大。温度高使活塞材料的机械强度显著下降，活塞的热膨胀量增大，从而使活塞与其相关零件的正确配合遭到破坏。另外，由于冷热不均所产生的热应力容易使活塞顶表面开裂。柴油机活塞的热负荷比汽油机活塞更为严重，这是因为柴油机活塞与燃烧气体的对流换热比较强烈，燃烧生成的炭烟使火焰的热辐射能力增强，活塞顶上的燃烧室凹坑使活塞受热面积增大等造成的。活塞在侧压力的作用下沿气缸壁面高速滑动，由于润滑条件差，因此摩擦损失大，磨损严重。活塞在工作工程中主要沿汽缸壁做往复只想运动，由于要保持气缸的密封性，对气体与缸壁的配合精度要求较高，这就造成其磨损较为严重，润滑较为重要，由于运动的换向和气体燃烧时的爆发压力，导致气缸所受的惯性冲击较大，对其刚度要求较高，所以，气缸的工作环境较为恶劣，设计时对它的尺寸选材及材料的热处理都有较高的要求。活塞的磨损速度决定着发动机的使用寿命。图4-1活塞结构(1)活塞的材料活塞结构及所用材料应满足下列要求：⑴、活塞应该具有足够的强度和刚度，合理的形状和壁厚。合理的活塞裙部形状，可以获得最佳的配合间隙。活塞质量应尽可能的小。⑵、受热面小、散热好。高强化发动机的活塞应进行冷却。⑶、活塞材料应该是热膨胀系数小、导热性能好、比重小，具有较好的减摩性和热强度。活塞在工作工程中受到高的机械负荷和热负荷，同时沿气缸壁面高速滑动，容易造成润滑不良，使它遭受到强烈的磨损，这就要求活塞的材料满足一下的要求：热强度高，热导性好，吸热性差，膨胀系数小，比重小，有良好的减磨性能，耐磨，耐腐蚀，工艺性好，经济性好。在实际中，现在常采用的是铝合金，共晶铝合金，膨胀系数低，比重小，耐磨性，耐腐蚀性好，硬度、刚度、疲劳强度较高。铸造流动性好，而被广泛采用，本次设计的活塞采用共晶合金材料，铸造。(2)活塞的主要尺寸的设计活塞的主要结构尺寸如下图2所示：图4-2活塞主要尺寸图根据《内燃机设计》（杨连生）P289汽油机活塞主要尺寸比例如下表1所示：表1汽油机活塞主要尺寸比例范围主要参数比例范围主要参数比例范围H/D0.9～1.1h/D0.06～0.08H/D0.45～0.6H/D0.45～0.55H/H0.6～0.65δ/D0.06～0.1活塞直径：D=56mm.活塞高度：H=0.9D=50.4mm≈50mm.压缩高度：H2=0.5D=28mm.火力岸高度：h=460.06≈3mm.活塞顶部厚度：δ=0.0846≈4mm.活塞销孔离底端距离：H2=H-H1.活塞裙部高度：H3=H2/0.65≈34mm现代四冲程发动机一般采用二道气环和一道油环。根据《内燃机设计》（杨连生）P290，小型高速内燃机上，一般气环高度：b1=b2=2~3mm，油环高度：b3=4~6mm。环岸要求有足够的强度，使其在最大气压下不致被损坏，第一道环的环岸高度：c1=(1.5~2.0)b1，第二、三道环的环岸高度:c2=c3=(1~2)b1。故设计尺寸为：b1=2mmb2=2mmb3=4mm，c1=3mmc2=3mmc3=3mm，则环带高度：h3=b1+b2+b3+c1+c2+c3=17mm上裙部尺寸:h，(3)活塞质量计算将活塞简化为薄壁圆筒，从而计算出其体积和质量：活塞体积：式中：D-活塞直径，D=56mm；H-活塞高度，H=50mm；-活塞厚度，=4mm；活塞质量：所以=88.2g(4)活塞的计算及校核活塞上的压力状况比较复杂化，以经验设计计算活塞时，一般只计算第一环岸的强度、裙部及销座的单位压力。取工质最高燃烧压力=6.1MPa，大气压力=0.1MPa，所以工质最高燃烧气体压力。=根据已知数据代入得=19595N。第一环岸强度校核,第一环岸主要计算在最大气体爆发压力Pgmax时的剪切与弯曲强度。当活塞顶受到最大气体压力Pgmax时，通常第一道环作用在第一环岸上面的气体压力可取为P1=0.9Pgmax=5.4MPa,环岸下面的气体压力可取为P2=0.22Pgmax=1.32MPa。一般情况下，可取环槽深度t=0.05D，则D’=0.9D。根据公式：式中，Pgmax——最大气体作用力Pjmax——活塞与活塞环最大往复惯性力带入已知数据得，。许用应力的大小与活塞材料有关，一般范围是：铝合金30～40MPa；铸铁60～80MPa；钢100～150MPa。本设计活塞缸采用的是铝合金，所以计算的许用应力没有超过该材料的许用应力。所以设计符合。6.活塞销的设计活塞工作时顶部承受很大的气体压力，它们全部通过销座传给活塞销，再传到连杆。因而，活塞销与销座必须有足够的刚度，足够的承载面积和耐磨性。其中活塞销的刚度有着关键意义，如果纵向刚度不足，则引起负荷分布不均匀，使销座疲劳破坏，导致活塞纵向开裂；横向刚度不足，使销的失圆变形过大，润滑油膜遭受破坏，引起活塞销咬作(1)活塞销的材料活塞销上作用着很大的气体作用力和往复惯性力，这些载荷的大小及方向都呈现周期性变化，并带有冲击性。而且活塞销与销座之间摆动角度小，难以得到完全的液体润滑，这使它磨损较大。活塞销设计时应尽量满足如下要求。（1）在保证足够的强度与刚度的条件下具有最小的质量。（2）外表面耐磨，而内部冲击韧性好。（3）足够的承压面积。活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢。本设计选用20Mn，经外表面渗碳淬火至硬度HRC56～66，深度0.8～1.2mm，但渗碳淬火层中的残余奥氏体必须切实消除，所以必须严格控制热处理工艺质量，尽量避免脱碳，表面也需要进行精磨和抛光。5.2活塞销尺寸的计算参考《内燃机设计》（杨连生）P291，活塞销的尺寸比例如下：活塞销外径：D为活塞直径，D=56mm活塞销内径：活塞销长度：故根据以上要求，设计尺寸为：d1=16mm，d2=10mm，=54mm(2)活塞销的的计算及校核。⑴、活塞销表面比压活塞销工作表面所受的单位压力对润滑情况有影响，应加以验算。对全浮式活塞销而言，连杆小头部分的活塞销表面单位压力为式中，q2——活塞销座表面单位压力，MPa；Pgmax——最大气体作用力，MN；Pjmax——活塞组最大往复惯性力，MN；——考虑活塞销质量的系数，k=0.68～0.81，取k=0.81代入已知数据得q2=58MPa。⑵、活塞销的弯曲应力沿活塞销长度方向的载荷分布与活塞销及销座的刚度之比有关，也与活塞销与连杆小头衬套间的间隙及活塞销与销座的间隙有关。实验表明，在销座部分，销表面受到的压力大致呈三角形规律分布，在销与连杆小头接触部分，压力分布可认为相当于均匀载荷。其弯曲应力的计算公式为代入已知数据得σ=199MPa。本设计的活塞销弯曲应力的许用值为100～250MPa，故本设计故符合要求。⑶、活塞销的剪应力最大剪应力τgmax作用在销座和连杆小头之间的截面上，发生的中性轴所在的直径上，其值为代入已知数据得τgmax=83MPa。一般，、工程机械用内燃机的活塞销最大剪应力许用值为60～250MPa，本设计符合要求。7.曲轴的设计曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩（扭矩和弯矩）共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。曲轴形状复杂，应力集中现象相当严重，特别在曲轴至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相当速度在轴承中发生滑动摩擦。这些轴承在实际变工况运转条件下并不总能保证液体摩擦，故设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨性，各轴颈应具有足够的承压面积，同时给予尽可能好的工作条件。曲轴是曲柄连杆机构中的中心环节，其刚度亦很重要。由于内燃机转速较高，同时要求其质量较轻。故曲轴在强度、刚度、耐磨、轻巧上都有要求，但它们之间又存在相互矛盾。曲轴的材料及结构曲轴是发动机中承受冲击载荷、传递动力的重要零件，在发动机五大件中最难以保证加工质量。目前车用发动机曲轴材质有球墨铸铁和钢两类。由于球墨铸铁的切削性能良好，可获得较理想的结构形状，并且和钢质曲轴一样可以进行各种热处理和表面强化处理来提高曲轴的抗疲劳强度、硬度和耐磨性。球墨铸铁曲轴成本只有调质钢曲轴成本的1/3左右，所以球墨铸铁曲轴在国内外得到了广泛应用。曲轴从整体结构上看，可以分为整体式和组合式。随着复杂结构铸造技术的进步，现代内燃机几乎全部采用整体式曲轴。从支撑方式看，曲轴有全支持结构和浮动支撑结构。但本次设计为单缸高速发动机,用于大型双缸车，故曲轴需采用组合式和全支撑结构。由于曲轴采用组合式，故选用锻造制造。钢制曲轴除少数应用铸钢外，绝大多数采用锻造。锻造曲轴的材料有碳素钢和合金钢。本次设计曲轴采用锻造制造，选用45号碳钢模锻曲轴，但曲轴在锻造后应进行第一次热处理（退火或正火），在精磨前应进行第二次热处理（调质）以改善钢的机械性能并能提高周静表面硬度。对轴颈表面、圆角和油孔边缘应抛光，以提高曲轴的疲劳强度。综上所述，曲轴采用45号钢模锻，采用组合式结构和全支撑式结构。8.连杆的设计连杆总成的作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴。连杆主要承受气体压力和活塞组往复惯性力所产生的交变载荷。此外，由连杆变速摆动而产生的惯性力矩，还使连杆承受数值较小的弯矩。如果连杆在交变载荷的作用下发生断裂，则将招致恶性破坏事故，甚至整台发动机报废；如果连杆刚度不足，则会对曲轴连杆的工作带来不好的影响。这就要求连杆在设计时，在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用较强的材料和合理的结构形状及尺寸，并采取表面强化措施。(1)连杆的材料为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，一般多用精选含碳量高的优质中碳结构钢45模锻，只有在特别强化且产量不太大的柴油机中用40Cr等合金钢。由于本次设计的单缸机转速、升功率较高，故连杆选用40MnB合金钢锻造，在机械加工前应经调质处理，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。对于连杆的形状设计、过渡圆滑性、毛皮表面质量等，必须给以更多的注意。连杆纵断面内宏观金相组织要求金属纤维方向与连杆外形相符合，纤维无环曲及中断现象(2)连杆的机构尺寸设计连杆由连杆小头、杆身和连杆大头组成，主要结构尺寸如下图7-1所示 图7-1连杆主要尺寸图(3)连杆小头1)连杆小头尺寸计算连杆小头用来安装活塞销，以连接活塞。在活塞销与连杆小头之间采用全浮式连接时，通常在连杆小头孔内以一定的过盈量压入减磨青铜衬套或铁基粉末冶金衬套，用以减小磨损和提高使用寿命。近年来，铁基粉末冶金衬套以其自润滑性好、成本低的优点被广泛应用。松花江微型连杆小头与活塞销采用全浮式连接。连杆小头采用薄壁圆环结构，小头孔内压有青铜衬套。参考《内燃机设计》（杨连生），连杆小头的尺寸比例如下：衬套内径由活塞销外径决定,d1=16mm衬套厚度:δ=2～3mm连小头内径/衬套外径:D2=d1+δ连杆小头外径:D1=(1.2～1.35)D2连杆小头宽度:B1=(1.2～1.4)d1根据以上要求，设计连杆小头尺寸如下:d1=16mm;δ=2mm;D2=18mm;D1=24mm;B1=22mm连杆的润滑方式:飞溅润滑,在连杆小头开设集油孔。2)连杆小头计算及校核连杆的受力情况，在其杆身的每一横截面上都受到弯矩、剪力和法向力的作用，不过弯矩和剪力都不大，杆身的主要载荷还是是交变的拉压载荷。当曲拐转角为时（进、排气上止点时），PA和PL均与连杆中心线重合，且PA达到其最大负值（向上），PL也达到其最大负值（向下），这时连杆杆身受到最大的拉伸载荷，可以忽略此时的气体作用力而近似认为带入数据得，带入数据得，(4)连杆杆身设计1)连杆杆身尺寸计算连杆杆身是连接连杆大头和连杆小头的部分。杆身一般采用工字形断面，以使连杆能在较小的质量下保证足够的刚度和强度。某些连杆杆身上还钻有油道，使连杆轴承的润滑油流向连杆小头进行润滑。高速内燃机连杆杆身断面都是“I”字形的，而且其长轴应在连杆摆动平面内。从制造工艺方面看，“I”字形截面连杆杆身到小头和大头的过渡圆角处必须有足够大的圆角半径。“I”字形断面的平均相对高度H/D=0.2～0.3，高宽比H/B=1.4～1.8。一般把杆身断面H从小到大逐渐加大，值最大到1.3左右。连杆长度由曲柄连杆比来确定，而，值越大，连杆越短，则发动机高度越小。λ值的范围1/3～1/4，取λ=0.25，则连杆长度：l=24/0.25=96mm。连杆杆身设计尺寸：H=14mm，B=9mm，l=96mm。2)连杆杆身应力计算及校核对连杆杆身的强度校核，应考虑以下几种工况⑴、最大拉伸应力代入已知数据得σ1=101.4MPa。式中，σ1——连杆杆身最大拉伸应力，MPa；fm——连杆杆身的断面面积，m2⑵、杆身的压缩与纵向弯曲应力杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力Pjmax时，并可认为是在上止点。最大压缩力的计算公式为带入数据得：带入数据得：连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为L；在垂直摆动平面内的弯曲者可认为杆身两端为固定支点，长度为L’。因此，在摆动平面内的合成应力为代入已知数据得：σk=117MPa代入已知数据得：σy=149MPa查设计手册得出σ1和σ2的许用值位250～400MPa，故符合要求。 (5)连杆大头设计1)连杆尺寸设计连杆大头是连杆与曲轴轴颈相连接的部分。连杆大头是剖分形式的，被剖分开的连杆盖和连杆体之间用螺栓紧固。其中接合面与连杆轴线垂直的称为平切口连杆，接合面与连杆轴线成30°至60°夹角的称为斜切口连杆。由于本次设计的发动机是双缸机，曲轴又采用组合式，故连杆大头做成一体，不用切开，不需使用连杆螺栓。连杆大头的结构与基本尺寸主要决定于曲柄销直径D2、长度L2、所选轴承类型2)连杆应力计算和校核目前还没有比较合适的演算连杆强度的公式，一般采用经验公式进行计算。连杆盖最大载荷是在进气冲程开始时，用下式计算带入数据得：式中P2——连杆盖所受最大载荷，Pjmax——全部往复运动质量的惯性力，m’2——除去大头盖后的连杆旋转质量。在中间断面应力内燃机连杆大头盖的材料为45Mn钢许用应力值150～200MPa,故符合要求9.设计结果经校核合格，得到本次设计的主要结构和性能参数如下表3.表3主要设计结果活塞直径D(mm)56活塞行程S(mm）48气缸容积(L)118压缩比8余隙容积(mL)16.86活塞平均速度(m/s)14转速n(r/min)8750角速度(rad/s)915.83曲柄半径r(mm)24曲柄连杆比λ0.25连杆长度l(mm)96平均有效压力（MPa）1.19升功率（KW/L）62.625进气压力（MPa）0.080810.零件设计及工序1.活塞及气缸图4-6～4-84-6气缸设计缸孔直径为60mm，下端为底座，有四个螺钉安装孔，其加工工艺为先铣下面端面，然后镗缸孔，然后钻四个螺纹安装孔，然后倒角。图4-9连杆设计连杆宽为24mm，安装功能尺寸，孔间距为124.。厚度12mm。加工工艺是先铣两端面，然后再钻孔。2.底座图4-10图4-10底座设计底座长280.宽160，根据安装孔位置钻孔，其加工工艺为，先铣上下两端面，然后钻6个直径10的孔，然后再钻直径22/13的台阶孔，然后再钻直径16的三个孔。50结论本课题针对当今世界能源发展的趋势，石油资源的日益短缺，价格逐渐上涨，研究能以天然气、沼气、生物质等作为燃料的发动机有关技术，从而促进能源的综合利用、改善当前使用单一的石油资源的状况并减少环境污染。研究了斯特林发动机的性能特性，设计制作斯特林发动机模型，并进行了实验分析。总结本论文的研究工作，可以得到以下几个方面的结论：1．近年来，斯特林发动机的研究在世界领域取得了突破性进展，能源危机更增加了世界各个国家对斯特林发动机的重视程度，进一步加快了斯特林发动机的发展进程。由于斯特林发动机得天独厚的优势，随着技术进步和新材料的开发，斯特林发动机的性能还会有很大的提高，应用领域还会进一步扩展，斯特林发动机很可能成为21世纪一种主要的动力装置。我国斯特林发动机的研究起步比较晚，不过近年来我国的研制力量和水平的进展速度很快，取得的一系列成果已经受到了国际斯特林发动机界的注目，而且中国在这一领域将会发挥巨大的作用。2．通过对斯特发动机的设计，充分了解了发动机的工作特性和结构设计。为今后的斯特林发动机的设计，打下了良好的基础。参考文献[1]钱国柱，周增新．热气机原理与设计．北京：国防工业出版社，1987．[2]郭廷杰．关于斯特林发动机和节能．江西能源，1997，3(4)：1～4．[3]史岩，粱安波，送洪波，等．农用热气机热力性能计算的计算机模拟．农业工程学报，1998，6(1)：126～130．[4]TheocharisTsoutsos，VasilisGekas，KaterinaMarketaki．Technicalandecon．omicalevaluationofsolarthermalpowergeneration．RenewableEnergy，2003，7(28)：873～886．[5]D．Mills．Advancesinsolarthermalelectricitytechnology．SolarEnergy，2004，5(76)：19～31．[6]李斌．李安定．太阳能热发电技术．电力设备．2004，5(4)：80～82．[7]姚睿．吴克启．斯特林发动机在空间太阳能发电中的应用．太阳能学报，2001，22：11l～114．[8]邓和．热气机发电装置的现状和未来．上海电力学院，2002，18(3)：75～77．[9]EvgueniyEntchev，JohnGusdorfiMikewinton．Micro-generationtechnologyassessmentforhousingtechnology．EnergyandBuildings，2004，(36)：925～931．[10]X.Q.Kong，R.z.Wang，X.H.Huang．EnergyefficiencyandeconomicfeasibilityofCCHPdrivenbystirlingengine．EnergyConversionandManagement，2004，4(45)：1433～1442．[11]ErichPodesser．ElectricityProductionInRuralVillagesWithaBiomassStirlingEngine．RenewableEnergy，1999，6(16)：1049～1052．[12]TheocharisTsontsos，VasilisGekas，KaterinaMarketaki．Technicalandeconomicalevaluationofsolarthermalpowergeneration．RenewableEnergy，2003，7(28)：873～886．[13]G·沃克．热气机．北京：机械工业出版社，1987．[14]郭廷杰．斯特林发动机简介．节能技术，1993，(5)：36～38．[15]王珈璇．工程热力学．北京：华北电力大学，1997，12．[16]吴丹妮．斯特林发动机的循环分析和计算．湛江海洋大学学报，1997，17(2)：82～93．[17]滨口和洋．斯特林引擎模型制作．上海交通大学出版社，2009．[18]严子浚，苏国珍．斯特林热机的优化性能．应用科学学报，1999，17(2)：207～210．[19]解文方．斯特林热机最佳效率与供热率间的关系．内燃机学报，1993，13(2)：203～205．

致谢在即将完成毕业设计阶段的学习之际，我