發(fā)動機(jī)設(shè)計最新重點(diǎn)

1、重點(diǎn)一：單列式多缸內(nèi)燃機(jī)平衡性分析計算例一：如圖所示，為一二沖程六缸機(jī)的曲柄端面圖，分析其平衡性1、合成往復(fù)慣性力故一次、二次往復(fù)慣性力都是平衡的2、計算合成往復(fù)慣性力矩，由于往復(fù)慣性力已平衡，可取第六缸氣缸中心線的垂直面為基準(zhǔn)面，則即一次往復(fù)慣性力矩是平衡的二次往復(fù)慣性力矩不平衡令得即當(dāng)?shù)谝磺幱谏现裹c(diǎn)前15°時，合成二次往復(fù)慣性力矩最大，為相位關(guān)系如圖所示 3、合成離心慣性力取水平方向為x軸，垂直方向為y軸，則可見，曲柄均勻布置時，離心慣性力是平衡的4、合成離心慣性力矩離心慣性力在垂直平面內(nèi)的分力與一次往復(fù)慣性力性質(zhì)相同，故其力矩的計算方法與一次往復(fù)慣性力矩相同。也以第六缸中心

2、線垂直面為基準(zhǔn)，則垂直平面內(nèi)的合成離心慣性分力矩為水平平面方向的合成離心慣性分力矩為：故有結(jié)論：此曲柄排列的二沖程六缸機(jī)，只有二次往復(fù)慣性力矩未平衡。重點(diǎn)二：內(nèi)燃機(jī)平衡的概念（滿足了靜平衡是否一定動平衡？滿足了動平衡是否一定滿足靜平衡）1、平衡：內(nèi)燃機(jī)在穩(wěn)定工況運(yùn)轉(zhuǎn)時，如果傳給支承的作用力的大小和方向均不隨時間變化，則稱內(nèi)燃機(jī)是平衡的。 內(nèi)燃機(jī)的平衡有兩個方面的含義：慣性力系的平衡和扭矩的均勻性。扭矩不可能絕對平衡，只能要求扭矩不均勻度控制在允許的范圍內(nèi)（通過如增加缸數(shù)、調(diào)整發(fā)火順序等措施）。因此平衡研究的重點(diǎn)在慣性力系的平衡上。慣性力系的平衡性能主要取決于發(fā)動機(jī)中運(yùn)動質(zhì)量的配置，故慣性力系的

3、平衡可稱為慣性質(zhì)量（離心、往復(fù)）的平衡。2、外平衡與內(nèi)平衡：研究發(fā)動機(jī)不平衡力和力矩對外界（支承）的影響，稱為外平衡問題。對采取了外平衡措施的發(fā)動機(jī)還要進(jìn)行內(nèi)力矩和剪力分析，稱為內(nèi)平衡。3、靜平衡與動平衡：靜平衡：旋轉(zhuǎn)質(zhì)量系統(tǒng)的質(zhì)心在旋轉(zhuǎn)軸線上時，系統(tǒng)離心慣性力的合力為零，則認(rèn)為系統(tǒng)是靜平衡的（因質(zhì)心是否位于旋轉(zhuǎn)軸線可以靜態(tài)檢測，故得名）。動平衡：系統(tǒng)靜平衡但當(dāng)旋轉(zhuǎn)質(zhì)量不在同一平面上時，不足以保證運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，只有當(dāng)系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)時不但旋轉(zhuǎn)慣性力合力為零，而且合力矩也為零時，才完全平衡，這樣的平衡稱為動平衡。動平衡系統(tǒng)，慣性力合力、合力矩都為零發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)質(zhì)量系統(tǒng)必須保證動平衡 重點(diǎn)三：慣性力的平衡方法單

4、缸機(jī)的振動力源：往復(fù)慣性力離心慣性力傾覆力矩Md 一、離心慣性力Pr如圖所示，對于離心慣性力Pr可用直接在曲軸上加平衡重的方法來平衡，設(shè)兩塊平衡重質(zhì)量均為mB，則有 從而可求出每塊平衡塊的質(zhì)量為 可見，平衡塊回轉(zhuǎn)半徑越大、曲柄連桿機(jī)構(gòu)本身的不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量越小，則所需要加的平衡塊質(zhì)量mB 越小。二、往復(fù)慣性力PJi、PjII按活塞加速度近似式，往復(fù)慣性力可寫成為分析往復(fù)慣性力的平衡法，可進(jìn)一步將往復(fù)慣性力寫成：其中 因此往復(fù)慣性力PjI（或PjII）可看成兩個以角速度（或2）朝相反方向旋轉(zhuǎn)的矢量C/2（或C/2）之和，這兩個矢量分別稱為正轉(zhuǎn)矢量（AI或AII）和反轉(zhuǎn)矢量（BI或BII），兩個矢量

5、重合位置與氣缸中心線平行。亦即往復(fù)慣性力可以分別轉(zhuǎn)換成兩個離心力：兩個質(zhì)量mj/2（或1/2·mj/4）在半徑R處以角速度（或2）朝相反方向轉(zhuǎn)動所產(chǎn)生的離心力。由以上分析可以看出，可以用與平衡離心慣性力同樣的方法來平衡往復(fù)慣性力，只要設(shè)計的平衡機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的離心慣性力矢量分別與上述正反轉(zhuǎn)矢量大小相等、方向相反即可。 下圖（a）為單缸機(jī)雙軸平衡機(jī)構(gòu)，其中：平衡一次往復(fù)慣性力所加平衡塊質(zhì)量m1： 平衡二次往復(fù)慣性力所加平衡塊質(zhì)量m2：（a）雙軸平衡機(jī)構(gòu)簡圖采用這種方法一、二次往復(fù)慣性力都能得到平衡，缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)相當(dāng)復(fù)雜，不很實用，只在缸徑較大的單缸機(jī)或單缸實驗機(jī)中采用，且常常只限于平衡一階慣性

6、力PjI,一般不考慮PjII的平衡問題。 對于缸徑不大的單缸機(jī)，有時為了結(jié)構(gòu)簡化，常省去一根與曲軸同旋向的平衡軸，而采用如圖（b）所示的單軸平衡機(jī)構(gòu)。采用單軸平衡機(jī)構(gòu)時，一階往復(fù)慣性力也得到了平衡，但破壞了平衡機(jī)構(gòu)的對稱性，與雙軸平衡機(jī)構(gòu)相比，又產(chǎn)生了一個附加力矩：M隨變化，設(shè)計時要求ex，ey盡可能小，實際上，上式中，令：則可見，ex、ey小，則M隨變化時，波幅?。槌?shù)）在缸徑更小的單缸機(jī)中，為了使結(jié)構(gòu)盡可能簡單，常常連單軸平衡機(jī)構(gòu)也省略，而采用所謂的過量平衡法。此時曲柄上除了有平衡mr的平衡塊質(zhì)量外，還要多加一過量的平衡質(zhì)量mj，使其產(chǎn)生過量的離心力C（0<<1），稱為過量平

7、衡率。如下圖（c）所示， 離心力C與一階往復(fù)慣性力PjI的合力R在x，y軸上的投影：由以上兩式中消去得：可以看出合力R的矢端軌跡是一個橢圓。當(dāng)=1/2時，合力矢端軌跡變?yōu)榘霃綖镃/2的圓，即R=C/2的數(shù)值不變，不過與曲柄反向旋轉(zhuǎn)。注意：不能將此力看成曲柄連桿機(jī)構(gòu)的離心力。過量平衡法實質(zhì)上是一階往復(fù)慣性力的轉(zhuǎn)移法，即把一階往復(fù)慣性力的一部分轉(zhuǎn)移到與之垂直的平面內(nèi)。至于轉(zhuǎn)移數(shù)量的大小，則要根據(jù)具體發(fā)動機(jī)在垂直與水平兩個方向的剛度或吸振能力而定，一般總是希望較大的慣性力作用在發(fā)動機(jī)剛度較大的方向或吸振能力較好的方向。大小可根據(jù)實驗確定，通常=0.30.5。重點(diǎn)四：配氣機(jī)構(gòu)，氣門通過能力1. 時間-

8、斷面值(角度-斷面值)任意氣門升程h時刻氣門的通過斷面為：式中：h任意時刻氣門升程 氣門錐角 dh氣門喉口直徑 氣門的時間斷面值（角度斷面值）為 ( ) 可用下圖表示 氣門通過能力還可以用時間斷面豐滿系數(shù)表示： fm氣門平均通過截面, fmax氣門最大通過截面：如右圖所示，實際的豐滿系數(shù)因為有氣門的提前開啟、推遲關(guān)閉比上式的計算值大?？梢?，氣門時面值和豐滿系數(shù)取決于dh、H、氣門升程變化規(guī)律和配氣相位。 2. 流量系數(shù)平均流量系數(shù)m需在不同氣門升程下作穩(wěn)流實驗，由實測流量與計算得出的理論流量之比，繪出曲線求平均值。流量系數(shù)反映了氣門處的流動阻力特性。阻力的影響可通過馬赫指數(shù)Z考核；設(shè)計時一般Z

9、值在0.5以下。重點(diǎn)五：凸輪型線設(shè)計1. 什么叫幾何凸輪，什么叫函數(shù)凸輪幾何凸輪 ：先選定凸輪的幾何形狀和氣門驅(qū)動形式，計算挺柱（或氣門）的運(yùn)動規(guī)律，然后校核所設(shè)計凸輪的幾何形狀是否滿足設(shè)計要求。典型的幾何凸輪如組合圓弧凸輪 函數(shù)凸輪 ：從發(fā)動機(jī)性能對配氣機(jī)構(gòu)、氣門通過能力等的性能 要求出發(fā)，先擬出挺柱（或氣門）的運(yùn)動規(guī)律，然后求出凸輪外形。典型的函數(shù)凸輪如高次方凸輪 。發(fā)動機(jī)配氣凸輪由三部分組成：基圓段、緩沖(過渡)段、工作段。2. 緩沖段作用：控制氣門的開始升起和落座速度，緩和氣門開閉時對氣門座的沖擊，降低噪聲，并確保時面值。為克服配氣機(jī)構(gòu)的熱變形，保證氣門在任何工況下都能閉合，必須留有氣

10、門間隙；為克服配氣機(jī)構(gòu)的彈性變形，保證時面值，必須留有緩沖段。設(shè)計的緩沖段升程h0應(yīng)保證大于兩者所需凸輪升程之和。3. 不同型式緩沖段的特點(diǎn)比較：等加速等速型 終點(diǎn)加速度為零，同工作段加速度能光滑連接，沖擊、噪聲??；當(dāng)機(jī)構(gòu)實際間隙發(fā)生改變時，不影響挺柱（氣門）的速度和加速度；且由于升程增加較快，間隙變動和制造誤差對氣門正時影響不大。終點(diǎn)處二階、三階倒數(shù)為零，故更適宜與始點(diǎn)處三階導(dǎo)數(shù)為零的工作段相接。余弦函數(shù)型 終點(diǎn)加速度為零，易于同一般函數(shù)凸輪工作段相接，保證加速度曲線連續(xù)，沖擊和噪聲小，但存在制造偏差或氣門間隙變化時，不能保證氣門在過渡段終點(diǎn)處啟閉，氣門會以加速度開啟或落座，造成沖擊。等加速

11、度型 可使緩沖段終點(diǎn)附近曲線斜率較大，便于保持配氣相位準(zhǔn)確，還能使機(jī)構(gòu)的部分動變形在緩沖段內(nèi)實現(xiàn)，有利于增大時間斷面值。適用于采用液力挺柱的配氣機(jī)構(gòu)。重點(diǎn)六：噪聲控制1.聲壓、聲強(qiáng)與聲功率的概念聲壓p：在有聲波傳播的聲場中某點(diǎn)的瞬時壓強(qiáng)與大氣壓的差值（N/m2）聲強(qiáng)I：在垂直于聲波傳播方向的單位面積上，單位時間內(nèi)通過的聲能(W/m2)聲功率W：聲源在單位時間內(nèi)輻射出的總聲能，為描述聲源強(qiáng)弱的物理量(W)2.聲級計算（注意：不是簡單相加）噪聲的分貝數(shù)不能直接相加。多個不相干聲音的分貝和為因此，兩個同聲級的聲音相加后，其和是即增加3分貝。 兩個聲音的分貝數(shù)相減，按下式計算（假設(shè)L1>L2）求

12、n個聲壓級的平均值，按下式3. 燃燒噪聲的產(chǎn)生機(jī)理及措施燃燒噪聲是柴油機(jī)的主要噪聲源，其產(chǎn)生機(jī)理：（1）氣缸內(nèi)壓力急劇變化引起的動載荷，激發(fā)結(jié)構(gòu)振動輻射噪聲；（2）氣體的沖擊波引起高頻振動影響燃燒噪聲的主要因素：（1）燃燒室（2）壓縮溫度和壓力(3) 噴油提前角（4）負(fù)荷（5）轉(zhuǎn)速降低燃燒噪聲的措施：合理組織燃燒過程4.常見的發(fā)動機(jī)噪聲源1、進(jìn)氣噪聲2、排氣噪聲3、風(fēng)扇噪聲4、燃燒噪聲5、活塞敲擊聲6、正時齒輪噪聲7、配氣機(jī)構(gòu)噪聲重點(diǎn)七：固定件設(shè)計1. 機(jī)體的結(jié)構(gòu)形式 2. 水套的設(shè)計應(yīng)避免死區(qū)和旋渦，各缸冷卻均勻，防止缸套穴蝕。冷卻水不能直接沖擊缸壁。3. 缸套的破壞形式“穴蝕”，原因，解決

13、辦法解決措施： 減小活塞的撞擊：適當(dāng)減小間隙、活塞銷偏置等。如有實驗表明：如果間隙減小到80%，缸套排氣行程中的變形減為原來的1/71/8；提高缸套的剛性,缸套較長時可增加輔助支撐以減小其振幅；改進(jìn)冷卻水腔設(shè)計，避免產(chǎn)生氣泡：水流流速不應(yīng)劇烈變化，即冷卻水套不宜太窄，截面變化不宜劇烈，水流不宜正對氣缸套；提高缸套外壁的抗穴蝕能力：注意材料的選擇（包括金相組織）、表面質(zhì)量、熱處理（鍍鎘、鍍鉻、鍍鋅等）。4. 氣缸的磨損情況，產(chǎn)生的原因，大致的分布情況a 正常磨損：在上下止點(diǎn)處，活塞運(yùn)行速度小，油膜不穩(wěn)定，且第一環(huán)的燃?xì)鈮毫Υ?，故在上、下止點(diǎn)的第一環(huán)位置磨損最劇烈b 磨料磨損：由塵?；驀?yán)重結(jié)碳引起

14、的磨損c 磨料磨損：由機(jī)油中的雜質(zhì)或金屬磨粒引起的磨損d 熔著磨損：氣缸與活塞組潤滑不良，造成局部金屬直接接觸，磨擦造成局部高溫，使之熔觸粘著、撕脫，逐步擴(kuò)展形成熔著磨損e 腐蝕磨損：低溫起動頻繁或用高硫燃料造成的腐蝕磨損f 腐蝕磨損：冷卻水溫低引起重點(diǎn)八：活塞的設(shè)計1. 活塞形狀活塞應(yīng)頭部小、裙部大；裙部應(yīng)設(shè)計成桶形型面，且其截面應(yīng)為橢圓形，平行于活塞銷座方向為橢圓短軸。2. 控制裙部變形的措施為保證活塞與氣缸間的間隙在發(fā)動機(jī)的各種工況下都比較理想，通常還需采取如下措施控制裙部膨脹：在活塞承壓面?zhèn)扔铜h(huán)環(huán)槽處開橫向絕熱槽，減少來自活塞頂部的傳熱鑲鑄熱膨脹系數(shù)小的材料以減小銷座處的熱膨脹，尤其是

15、垂直于銷軸方向的膨脹。3. 控制活塞銷和銷座變形的措施活塞銷座設(shè)計應(yīng)注意減小銷座的尖峰負(fù)荷和應(yīng)力集中，常用措施有：1、減小活塞銷的彈性變形：增加其剛性；采用斜形銷座結(jié)構(gòu)2、采用彈性銷座結(jié)構(gòu)：采用雙斜加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu) 3、銷孔的形狀：孔口倒角或倒圓；適當(dāng)加大銷與銷孔的配合間隙，或采用由外向內(nèi)逐步擴(kuò)大的錐孔以適應(yīng)彎曲變形時保持良好配合間隙的要求。4. 活塞環(huán)密封的原理1. 初始彈力（和活塞材料和氣缸材料有關(guān)）2. 氣體壓力5. 各種氣環(huán)斷面形狀以及各自的優(yōu)缺點(diǎn)矩形環(huán) 早期內(nèi)燃機(jī)使用，工藝簡單，但磨合性能差，活塞晃動時會向上泵油，使機(jī)油耗上升，并造成燃燒室積碳?，F(xiàn)在汽油機(jī)上用的矩形環(huán)為開槽環(huán)，如圖a所示；

16、有的大功率柴油機(jī)上用的矩形環(huán)則采用了噴鉬、鑲銅等措施改善磨合性能，如圖b、c所示。用于第一道環(huán)。在高強(qiáng)載度發(fā)動機(jī)上很少應(yīng)用。桶面環(huán) 上下行都能形成潤滑油膜，潤滑良好，磨損減少；在短活塞發(fā)動機(jī)上對活塞搖晃的適應(yīng)性好，無棱緣負(fù)荷；與氣缸接觸面小，對缸套適應(yīng)性好，密封性提高；磨合性好。強(qiáng)載度大的發(fā)動機(jī)普遍采用，作為第一道環(huán)。梯形環(huán) 兩側(cè)面成15°頂角，工作時間隙變化，有利于機(jī)油更新，抗膠粘能力特別好，用于高熱負(fù)荷發(fā)動機(jī)，高強(qiáng)載發(fā)動機(jī)采用時也把側(cè)面做成桶面 。用于第一道氣環(huán)。 半梯形環(huán)（單面梯形環(huán)、木契 形環(huán)） 上側(cè)面加工成7°的斜面，工作時產(chǎn)生正扭曲，可改善磨合性能，降低機(jī)油耗L

17、形環(huán) 扭曲較大，主要用于二沖程汽油機(jī)；環(huán)向上移使狹隙容積減小，可改善排放；活塞頂至環(huán)的熱流出路短，能使活塞的溫度下降；環(huán)彈力較小，主要利用燃?xì)獗硥好芊?，摩擦損失小，錐面環(huán) 錐面錐度在301°30之間，克服了矩形環(huán)磨合期長的缺點(diǎn)，活塞上行時容易形成油膜，活塞下行時能起刮油作用。錐角過大會降低二次密封效果，影響密封，且串油嚴(yán)重。一般用于第二、三道環(huán)，在有的汽油機(jī)上用于第一道環(huán)時表面鍍鉻正扭曲環(huán) 在斷面的上內(nèi)側(cè)或下外側(cè)切口使斷面形狀不對稱，使用時產(chǎn)生碟狀的正扭曲，最大扭轉(zhuǎn)角一般不超過1°，磨合性好，密封性改善，下行時刮油能力好。下外側(cè)切成鼻形，刮油能力更好。一般用做第二、三道氣環(huán)

18、，桶面正扭曲環(huán)也可以用作第一道環(huán)。 反扭曲環(huán) 在斷面的上外側(cè)或下內(nèi)側(cè)倒角，使斷面不對稱，使用時產(chǎn)生蓋形反扭曲，扭轉(zhuǎn)角在1560左右，錐面錐角在1°以上，一般在5°10°之間，優(yōu)點(diǎn)同正扭曲環(huán)，但防串油能力差，一般用于油環(huán)上面的那道氣環(huán)。 注：凡是斷面形狀不對稱的環(huán)，都有方向性，裝配時都不能裝反重點(diǎn)九：連桿1. 連桿破壞形式通常的損壞形式為疲勞斷裂。四沖程發(fā)動機(jī)的連桿既受拉又受壓；二沖程發(fā)動機(jī)總是受壓。連桿桿身受到擺動慣性力的力矩作用，桿身剛度不夠時易失穩(wěn)。連桿大頭剛性不足會影響連桿軸承的正常工作。2. 連桿長度設(shè)計的原則保證發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊和輕量化，根據(jù)發(fā)動機(jī)整體布置

19、，保證連桿在運(yùn)動時不與其它機(jī)件相碰的條件下具有最短長度。衡量參數(shù)為=r/l，大致范圍：1/3.21/3.8。估算如下：滿足平衡塊不碰活塞時：3. 斜切口連桿大頭的定位方式重點(diǎn)十：活塞位移，速度，加速度1、活塞位移： （精確式）（近似式） 近似式與精確式相比誤差很小，如當(dāng)=1/3.5時，曲柄轉(zhuǎn)角為90度時誤差為最大，在0.003R左右，此精度在工程上已足夠。2、活塞速度： （精確式） （近似式） 與精確式相比，計算=k×90º時的速度，近似式?jīng)]有誤差；其余角度時的誤差很小，如當(dāng)=0.32時，最大誤差不大于0.0057R，相對誤差小于0.83%。由近似式可得出活塞最大速度及最大

20、速度時曲軸轉(zhuǎn)角 由活塞速度精確式，近似取cos=1，在近似估計時，可認(rèn)為最大速度出現(xiàn)在+=90º時，即連桿中心線與曲柄成直角位置，此時 由近似式可得出活塞平均速度 活塞的最大速度和平均速度之比是反映活塞運(yùn)動交變程度的一個指標(biāo)： （此值約為1.6）3、活塞加速度 （精確式） （近似式）用近似式計算加速度在=0º、180º時沒有誤差，在=90º、270º時誤差最大。以=0.32時為例，相對誤差約為 5.3%。由近似式可得出活塞加速度的最大值和最小值： 當(dāng)<1/4時，=0º時活塞正向最大加速度 （極大值） =180º時活塞負(fù)向最大加速度 （極小值） >1/4時，=0º時活塞正向最大加速度 （極大值）時活塞負(fù)向最大加速度 （極小值，在180º360º范圍內(nèi)還有一個） （極大值） =180º時活塞的加速度已不是最大負(fù)向加速度 可以看出，對于中低速柴油機(jī)其連桿較長，小于1/4，活塞加速度在360º范圍內(nèi)只