5发动机综合实践

1、发动机综合实践设计说明书姓名:1、发动机结构和参数设计设计四冲程汽油机曲柄连杆机构，初始条件为：(1) 平均有效压力：；(2) 活塞的平均速度：；(3) 缸径和行程：4缸、缸径65.5mm，行程70mm。1.1、发动机结构形式(1) 发动机冷却形式选择发动机冷却系统按冷却介质不同分为水冷式和风冷式。 水冷式以冷却液作为 冷却介质。冷却强度大，易调节，便于冬季启动。广泛用于汽车发动机；风冷式 以空气作为冷却介质。冷却效果差，噪音大，功耗大。仅用于小排量和军车发动 机。发动机冷却系统按冷却介质的循环状态不同分为自然冷却式和强制冷却式。 自然冷却式是由冷却介质自然流动进行散热的冷却方式。 主要用于小

2、型动力， 如 摩托车、手扶拖拉机等；强制冷却式是由机械设备强制冷却介质循环流动进行散 热的冷却方式。 工作更加可靠， 受周围环境温度的影响较小。 广泛适用于各种类 型的汽车。因此，本次设计选择强制水冷式冷却系统。（ 2）气缸布置形式的选择气缸布置主要形式有直列式、V型、W型、水平对置式等。直列式：所有气缸按同一角度并排成一个平面， 并且只使用一个气缸盖。 结 构简单，尺寸紧凑，价格便宜。缺点是发动机高度较高，长度较长，功率较低， 并不适合配备 6 缸以上的车型。V型：将所有气缸分成两组，把相邻气缸以一定夹角布置一起（左右两列气 缸中心线的夹角小于 180°，通常为 60°）

3、，使两组气缸形成一个夹角的平面， 从侧面看气缸呈V字形。发动机运转比较平稳，振动与噪声较小，高度较低，长 度较短，能为驾乘舱留出更大的空间。 缺点是必须使用两个气缸盖， 结构相对复 杂，价格也较贵。W型：将V型发动机的每侧气缸进行小角度的错开，就成了 W型发动机。或 者说W型发动机的气缸排列形式是由两个小 V形组成一个大V形,两组V型发动 机共用一根曲轴。这种发动机长度短，重量轻，振动与噪声较小，高度较低，长 度较短，能为驾乘舱留出更大的空间，缺点是结构复杂，价格也较贵。水平对置式：水平对置发动机的气缸夹角为 180°。两侧活塞产生的力矩相 互抵消，大大降低车辆运行中的振动，减少噪音

4、，发动机转速得到很大提升，油 耗较低。发动机的整体高度降低、长度缩短、整车的重心降低，车辆行驶更加平 稳，适合运动型轿车或跑车。 缺点是结构较为复杂， 机油润滑等问题很难解决。综合考虑，本次设计气缸布置形式选择直列式。1.2 、发动机基本参数的确定（1）曲柄半径2）气缸工作容积3）燃烧室容积目前，国内汽油机的压缩比的范围是 612,取。4）气缸总容积5）发动机额定转速和角速度 由和得，。取，可求出，。6）发动机有效功率取，则。7）升功率2、运动学计算在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构， 偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。 其中中心曲柄连杆机构应用最广泛。 本 次

5、设计选择中心曲柄连杆机构。,取。则连杆长度。根据公式，利用Exce每隔1° 曲轴转角计算并记录活塞位移、活塞速度及活塞加速度数据（见附表 1 ），并用Origin 做出相应曲线图。2.1 、活塞位移公式：图2-1活塞位移曲线图2.2、活塞速度公式:>图2-2活塞速度曲线图2.3、活塞加速度0公式:图2-3活塞加速度曲线图3、热力学计算通常根据内燃机所用的燃料，混合气形成方式，缸内燃烧过程（加热方式） 等特点，把汽油机实际循环简化为等容加热循环。汽油机的工作过程包括进气、 压缩、作功和排气四个过程。在本设计过程中，先确定热力循环基本参数然后对 压缩和膨胀过程进行计算，绘制图并校核

6、。3.1、确定热力循环基本参数把压缩过程和膨胀过程简化为绝热过程。压缩过程绝热指数一般在1.281.35之间，取。膨胀过程绝热指数一般在1.311.41之间，取。压力升高比一般在79之间，取。3.2、压缩行程压缩行程起始点压力值，为当地大气压力值。假设，取。由得，。由得，。根据和。在压缩行程每隔1°取一个曲轴转角，利用Excle计算、并记录数据（见附表1）。3.3、作功过程由得，。根据和。在作功行程每隔1°取一个曲轴转角，利用Excle计算、并记录数 据（见附表1）。3.4、绘制理想图根据压缩行程和作功过程、数据，利用Origin绘制理想图。0图3-1理想图3.5、理想图修

7、正采取了点火提前、排气提前。，取点火提前角为25 °。，取排气提前角为60 °。为了使发动机动力性和经济性达到最优，点火提前角：常用的范围是20。30排气提前角：常用的范围是40°80在实际过程中，最大爆发压力点不在上止点处，而是在上止点之后 12° 15°，这样才能达到充分利用燃料燃烧的能量。 在此选取实际过程中的最大爆发 压力点发生在上止点之后12°，此时实际的最大爆发压力取理论值的 3/5，根据修正后的压缩行程和作功过程、数据，利用Origin绘制实际图。图3-2实际图3.6、指示功计算所以实际图上曲线所包围的面积表示工质完成一

8、个工作循环所做的指示功。通过实际图所包围的格数就可以求出该示功图下指示功的大小。冋图3-3实际图（带格子）图3-3中每一小格代表，实际图所包围的格数是 50个。 因此，指示功。平均指示压力，机械效率，取。平均有效压力，在之间，能达到设计要求。3.7、图转换为图缸内气体压力随着曲轴转角的变化而变化，用图表示缸内气体压力随曲轴转 角的变化规律。由于已知曲轴转角和活塞位移的关系，又由公式，可以得到、之间的关系，此P为实际压力，所以可以将图转换为图。利用Origin绘制出来。 则进行质量换算。3个条件决定三个未知数，可用位于比较方便的位置上即连杆 小头，大头和质心处三个质量来代替连杆。实际结果表明m3

9、与m2、m相比很小,4、动力学计算4.1质量转换9图3-4图沿气缸轴线作直线运动的活塞组零件， 可以按质量不变的原则简单相加，并 集中在活塞销中心。mP叫mip粗略计算，将活塞看做薄壁圆:D2 D 2L24（公式12）其中D=65.5mmL为活塞厚度L=6mm活塞材料为共晶铝合金：p =2.7g/cm3，H 为活塞高度 H= (0.81.0 ) D=65.5=59mm 得匀速旋转的曲拐质量，可以按产生离心力不变的原则换算，并集中在曲柄销的中心。mc（公式13）做平面运动的连杆组，根据动力学等效性的质量，质心和转动惯量守恒三原为简化受力分析，常用集中在连杆小头和大头的2个质量代替连杆mL L L

10、2（公式14）m2m1（公式15）往复质量:mj mipmi（公式16）旋转质量:（公式17）mYmcm24.2作用在活塞上的力作用在活塞销中心的力，是Fg和Fj的合力，Fg为气体作用力，Fj为往复 惯性力。（1）气体力（公式18）P活塞顶上的压力，P。-活塞背压（2）惯性力往复惯性力:Fj在机构中的传递情况与Fg很相似，Fj也使机构受负荷，也产生转矩和倾覆力矩，由于Fj对汽缸盖没有作用，所以它不能在机内自行抵消，是向外表现 的力，需要由轴承承受。则由于活塞和连杆小头的往复运动而引起的往复惯性力Fj的大小：Fj和曲轴转角a满足下列关系式，即（公式19）2Fjmj a 0.1951 r cos

11、cos 2应用EXCEL求解相关数据（数据记录在附录中）作出下图9图4-1往复惯性力（3）旋转惯性力Fr=mrr co2,当曲轴角速度不变时，Fr大小不变，其方向总是沿着曲轴半径向外。如果不用结构措施（如平衡块）消除，它也是自由力，使曲轴轴承和内燃 机承受支反力，它不产生转矩和倾覆力矩。在本次设计中，用平衡块结构措施消 除，所以在计算中可以忽略它。作用在活塞销中心的力，是 Fj和Fp合力。即F= Fj+Fp。把该力分解到连Pk杆方向P2和垂直于气缸中心线方向P1。连杆方向的力P1沿连杆传递到连杆大头，该力以同样的方向和大小作用在曲柄销上。把 P1分解到曲柄销半径方向和垂直于曲柄销半径方向Pt。

12、其中各力在大小上满足下列关系式:侧压力P1P ta nPP2连杆力cosPtP? sin切向力PkP2 cos径向力P si ncosP coscos（公式（公式（公式20)（公式23）a-1 o o o Q o £ ITO 0 lOU 7UU luff 4ua W GOU 700图4-2侧压力图TuUTOO Ml JUJ WO XJUaxr图4-3连杆力图图4-4切向力图图4-5径向力图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。作用在活塞上的气体力和往

13、复惯性力周期性变化且最大值 都很大；活塞顶与高温燃烧气体直接接触， 使活塞顶温度很高，活塞各部温差很 大；活塞在侧压力作用下沿气缸壁面高速滑动，由于润滑条件差，磨损严重。因此，活塞结构及所用材料应满足下列要求：（1）活塞应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。活塞质量要尽可能小。（2）受热面积小、散热好。高强化发动机的活塞应进行冷却。（3）活塞材料应该具有热膨胀系数小、导热性能好、比重小，减磨性好和热强 度好的特点。5.1、活塞材料的选择现代汽车发动机广泛采用铝合金活塞。目前铝合金活塞多采用含硅12%左右的共晶铝硅合金和含硅 18%23%的过共晶

14、铝硅合金制造，外加镍和铜，以 提高热稳定性和高温力学性能。本次设计选取共晶铝硅合金作为活塞材料，其密 度为。工图*活塞主要尺寸图2Jn龙诊忽 N左磁W扌-Ii5.2、活塞总高度的确定活塞的总高度H决定了活塞的质量以及往复运动的惯性力，影响活塞裙部的 承压面积。H的设计原则是尽可能设计得小些，这样可减少往复运动质量并降低 发动机高度。四冲程汽油机活塞总高度，取。5.3、压缩高度的确定压缩高度决定活塞销的位置。由火力岸高度、环带高度以及上裙尺寸三部分组成。汽油机活塞压缩高度，取。5.3.1、活塞环数确定活塞环数目对活塞头部的高度 H 1有很大影响，目前汽油机发动机一般用23道气环和1道油环。本次课

15、程设计采用2道气环和1道油环的方式。5.3.2、火力岸高度的确定为缩小，希望尽可能小。但过小会使第一环温度过高，导致活塞环弹性松弛、 粘结等故障。汽油机火力岸高度，取。5.3.3、环带高度的确定环带高度取决于活塞环的数目、活塞环槽轴向高度以及环岸高度。为了减小活塞高度，活塞环槽轴向高度应尽可能减小，这样活塞环惯性力也小，可以减轻对环槽侧面的冲击， 有利于提高环槽耐久性。 但活塞环槽轴向高度 太小，制环工艺困难。一般情况下，气环槽轴向高度为 23mm油环槽轴向高 度为46mm取气环槽轴向高度，油环的轴向高度。环岸的高度要求有足够的强度， 保证在气体压力的负荷下不被破坏。 第一环 岸受到的负荷最大

16、，温度最高，所以第一环岸高度最大。一般情况下， 。取第一环岸，第二环岸。所以环带高度。5.3.4 、上裙部长度的确定 上裙部长度。5.4 、活塞顶部形状和厚度的确定 活塞顶的形状主要取决于燃烧室的选择和设计。 为减轻活塞组的热负荷和应 力集中，希望采用受热面积最小、加工最简单的活塞顶形状，即平顶。大多数汽 油机采用平顶活塞。 对于直喷式高速柴油机， 由于混合气形成的需要， 活塞顶上 应设有一定深度的凹坑作为燃烧室。本次设计活塞顶部形状采用平顶。活塞顶厚度取决于活塞向外传热条件和活塞刚度。 一般来说， 汽油机活塞顶 最小厚度， 取。活塞顶接受的热量主要通过活塞环传出。 所以活塞顶厚度应从中 央到

17、四周逐渐加大，而且过渡圆角要足够大。 使活塞吸收的热量能被顺利地导至第二、 三环，减轻第一环热负荷， 温度。并降低最高5.5 、活塞裙部长度的确定活塞裙部长度5.2.2.5 活塞顶部厚度 的确定活塞顶部厚度应根据活塞顶的应力、 刚度以及散热要求来决定。根据杨连生主编内燃机设计第295页可知： =(0.060.10 ) D，取 =5mn(/D=0.076)5.6 活塞裙部及其侧面形状设计5.6.1 裙部椭圆发动机工作时，活塞在侧压力的作用下会发生机械变形， 而活塞受热膨胀时，由于温度场的不均匀还会产生热变形。 这两种变形的结果都是使活塞裙部沿活塞销孔轴线方向的尺寸增大。同时气缸在侧压力的作用下的

18、变形是沿活塞销轴线方 向缩短，因此为了使活塞在工作时，活塞裙部能接近正圆形与气缸相适应， 应将 裙部的横截面设计成椭圆形，并使其长轴与活塞销孔轴线垂直。这样同时保证了 活塞由足够的承压面积，防止活塞被拉毛或过度磨损。常见的椭圆规律有：单椭圆规律和双椭圆规律单椭圆规律：e0 D (1 COS2 )4e。表示裙部的切削量，D-d= 表示活塞裙部的椭圆度。椭圆的具体数值对于不同的发动机不同，推荐值为0.160.24mm左右，按单椭圆规律来设计活塞裙部的形状，取 =0.2mm5.6.2活塞与气缸的配合间隙活塞与气缸的间隙大小影响既有的消耗量、噪声、漏气量、活塞与气缸套的 磨损以及活塞的冷却。活塞与气缸

19、的间隙过大会使活塞与气缸中间产生敲击现象, 过小会引起活塞的损伤和拉缸。活塞各部位与气缸之间的间隙是不同的。 最重要的是活塞顶部的间隙和垂直 于销孔方向的裙部间隙。减小活塞顶部的间隙可以降低活塞头部以及第一环的热 负荷，减小裙部的间隙可以降低发动机的噪声。根据杨连生主编内燃机设计第 300页可知:活塞顶部的间隙：共晶铝硅合金约为 0.006D，取0.393mm活塞裙部的间隙：镶铸铁缸套的铝气缸约为（0.000830.0116 ） D,取 0.065mm5.7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V=式中D活塞外径，活塞厚度,H活塞高度，D=65mm=5mmH=59m

20、m活塞质量式中活塞密度， =2.7g/计算得 mp=150.1g5.8 、活塞销的设计5.8.1 活塞销的材料活塞销的材料一般为低碳合金钢，15Cr、20 Cr、20Mn 20CrMnMo等，在 7.85g / cm3 。5.8.2 活塞销与销座的结构设计此选取 20 Cr ，其密度为据杨连生版内燃机设计第 318 页可知：活塞销外径di / D = 的范围是 0.25 0.30，取 =0.27.则活塞销外径d1 即为连杆小头孔内径，活塞销内径 d2=（0.650.75）d1 ，取d2 12mm( d2 / d1 =0.68)活塞销长度1=(0.70 0.85)D，取 l=52.4mm (l/

21、D=0.80)5.8.3 活塞销与销座的配合活塞销与销座之间的间隙在（ 0.00030.0005）d1 范围内，取 =0.0004 d1 =0.0004 X 17.6mm=0.00704mm由于存在有一定的过盈量，采用分组装配时，过盈量或间隙值应控制在0.0025 0.0075mm之间。5.8.4 活塞销质量活塞销的质量为：6、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 （一般强度计算被 忽略）。如果连杆在交变载荷的

22、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。7.1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，既强又连杆还必韧。为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表

23、面应经过喷丸处理。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。纤维无环曲及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, 中断现象。7.2连杆的结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*所示:Blft图*连杆主要尺寸图721连杆小头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，=17.6mm衬套厚度：S = 2连杆小头内径/衬套外径：d = aOEl.l町di连杆小头外径：D丄工（la1-亦）连杆小头宽度：B= （1.2

24、-1.4）g根据以上要求，设计连杆小头尺寸如下:=16.6mm ； d=19mm 耳=26inm;连杆小头质量：叫=卩3于（D-d） Bl，其中P出= 7.9g/cn?；故。连杆的润滑方式：飞溅润滑，在连杆小头开设集油孔。722连杆杆身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=0.20.3，高宽比H/B=1.41.8。一般把杆身断面H从小到大逐渐加大，H值最大到1.3左右。连杆长度由曲柄连杆比入来确定，而kH，值越大，连杆越短，贝U发

25、动机l=35/0.28=125mm。高度越小。；值的范围1/31/4，取A = 0.2&，则连杆长度:连杆杆身设计尺寸：H=16mmB=10mm l=125mm贝U，7.2.3连杆大头连杆大头的结构与尺寸基本上决定了曲柄销直径D2长度B2、连杆轴瓦厚度等等，对曲轴的强度、刚度和承压能力有很大的影响。大头的外形尺寸又决 定了凸轮轴位置和曲轴箱形状，大头的重量产生的离心力会使连杆轴承、 主轴承 负荷增大，磨损加剧，有时还不得不为此而增加平衡重，给曲轴设计带来困难, 因此在设计连杆大头时，应在保证强度和刚度的条件下，尺寸尽量小，重量尽量 轻。连杆大头内径，参考杨连生版内燃机设计设计，0.55

26、 0.65，取D连杆大头外径，参考杨连生版内燃机设计设计，0.60 0.68，取D 2 =0.6 5D=42.6mm连杆螺栓孔间距离，参考杨连生版内燃机设计设计，C/ D 2 =1.21.25,取 C=1.22D' 2 = 52mm连杆大头宽度：。8.曲轴的设计8.1曲轴的工作条件、结构型式和材料的选择8.1.1曲轴的工作条件和设计要求曲轴是在不断周期性的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的 力矩（扭转和弯曲）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。对于各种曲轴，弯曲载荷具有决定性意义，而扭转载荷仅占次要地位，曲轴 破坏统计表明，80%左右是由弯曲疲劳产生的

27、。因此，曲轴结构强度研究的重点是弯曲疲劳强度。设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲强度和扭转刚度。要 使它具有足够的疲劳强度，特别要注意强化应力集中部位，设法缓和应力集中现 象，也就是采用局部强化的方法来解决曲轴强度不足的矛盾。曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相对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，尤其当润滑不洁净时，轴颈 表面遭到强烈的磨料磨损，使得曲轴的实际使用寿命大大降低。所以设计曲轴时, 要使其各摩擦表面耐磨，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。8.1.2曲轴的结构型式曲轴从整体结构上看可以分为整体式和组合式，随着复杂

28、结构铸造和锻造技 术的进步，现代内燃机几乎全部都用整体式曲轴。 从支承方式看，曲轴有全支承 结构和浮动支承结构，为了提高曲轴的弯曲强度和刚度， 现代多缸内燃机的曲轴 都采用全支承结构。8.1.3曲轴的材料曲轴材料一般使用45, 40Cr，35Mn2等中碳钢和中碳合金钢。轴颈表面经高频淬火或氮化处理，最后进行精加工。目前球磨铸铁由于性能优良，加工方便， 价格便宜广泛地用于曲轴材料。本设计采用 QT800.8.2 曲轴主要尺寸的确定和结构细节设计8.2.1 主要尺寸综合以上考虑，确定主要尺寸如下：主轴颈直径D1=(0.65 0.75)D=46mm主轴颈长度L1=(0.3mm曲柄销直径D2=(0.5

29、5 0.65)D=39.3mm曲柄销长度L2=(0.35 0.45)D2=15.7mm曲柄臂厚度h=(0.2 0.25 ) D=14.4mm曲柄臂宽度b=(0.8 1.2 ) D=80mm根据主轴颈长度和曲柄销长度以及曲柄臂的厚度，确定缸心距为L=2h+L1+L2=70.7mm8.2.2 一些细节设计8.2.2.1 油道布置在确定主轴颈上油道入口和曲柄销上油道出口的位置时， 既要考虑到有利于 供油又要考虑到油孔对轴颈强度的影响最小。 一般油孔只要安排在曲拐平面旋转 前40°90°的低负荷区都是合理的，油道不能离轴颈过渡圆角太近。油孔直 径一般不大于0.1d 2，但最小不得小

30、于5mm孔口不应有尖角锐边，而应有不小于 0.04 d 2的圆角以减缓应力集中。8.2.2.2 曲轴两端的结构曲轴前端一般装有扭转减震器， 发动机的各种辅助装置如机油泵， 冷却水泵 等，由安装在前端的齿轮或皮带轮驱动，配气正时齿轮也安装在曲轴前端。曲轴末端装有飞轮，用于输出总转矩，因此末端要做的粗一些。8.2.2.3 曲轴的止推为了防止曲轴产生轴向位移， 在曲轴机体之间需要设置一个止推轴承， 承受斜齿轮的轴向分力和踩离合器产生的轴向推力。 一般将止推轴承设置在中央轴承的两侧或后主轴承的两侧。止推轴承间隙多为0.05-0.2mm。8.2.2.4 过渡圆角主轴颈到曲柄臂的弧度圆角半径 R对于曲轴弯曲疲劳强度影响很