发动机设计基础知识

1、发动机的设计和研制可以分为三类：1、在原有（现有）产品基础上进行改进设计： 如改进结构提高工艺性、延长寿命；降低排放；改进燃烧系统提高经济性；改非增压为增压等2、在现有发动机基础上，设计同一型式的系列化发动机（系列化设计）： 如在四缸机的基础上设计六缸机；在直列机的基础上设计V型机；在车用发动机的基础上设计工程机械用、发电用发动机等。3、设计新型的发动机（开发新机型）发动机设计的一般过程以新发动机的设计为例，其一般过程包括四个阶段：1.计划与方案设计阶段；2.样机试制与调试阶段；3.技术设计阶段；4.鉴定与小批试生产阶段 1、计划与方案设计阶段：在调查、研究的基础上，确定 （1） &

2、#160; 发展该新产品的原因，主要用途，适用范围 （2）   所设计机型的主要技术规范，包括：   内燃机型式：汽油机还是柴油机； 燃烧室型式；缸径，行程（活塞排量）；缸数，气缸排列；冲程数；冷却方式；吸气方式（NA/TC） 动力性指标： 标定功率，标定转速；最大扭矩及最大扭矩转速等 经济性指标：燃油耗率，机油耗率 强化指标：平均有效压力，活塞平均速度 运转性能：最高转速，最低怠转速，调速率和转速波动率 重量和外形尺寸指标：净重，外形尺寸（长×宽×高） 排放、噪声要求 可靠性、寿命 （3） 内燃机的主要结构，包括主要零部件结构 （4

3、） 内燃机系列化和变型产品情况，进一步强化的可能 性 （5） 其它技术要求，如冷起动等2、技术设计阶段 总体方案设计：确定主要结构参数、主要零部件结构，总体布置、设计（纵、横剖面图），热计算与动力学计算 单缸试验机和主要零部件的设计、实验研究：结构设计、强度校核与试验，配气机构、油泵试验（与凸轮有关），气道实验，固定件刚性、强度的优化设计（重量） 样机设计3、样机试验与调试阶段 样机试制与性能试验（性能试验前要磨合、调整） 可靠性和耐久试验（装配前要先检验零部件，磨合以后要换机油、清洗） 配套试验、扩大用户试验4 、鉴定与小批试生产阶段 样机鉴定：需提供一系列文件（设计任务书，技术文件，性能试

4、验与耐久性试验报告，扩大用户试验、鉴定试验大纲等）；提供样机供抽查、进行性能试验 小批试制与批量生产到此，为一轮试制完毕可靠性与寿命 可靠性：可靠性以在保证期内的不停车故障数、停车故障数、更换主要零件数和非主要零件数来考核。广义的可靠性还包括产品的可维修性。可靠性高，则维修费用低，提高汽车的使用率（通常汽车的故障中，发动机的故障占主要部分），降低使用成本。一般要求在使用期内（民用柴油机一般1500小时，汽油机500小时）不发生主要零件（如气缸体、气缸盖、曲轴、连杆、轴瓦、活塞、活塞销、活塞环、凸轮轴、气门、气门弹簧等件的断或裂，以及影响喷油泵和增压器功能的主要故障。   寿

5、命：通常以发动机从开始使用到第一次大修期之前的累计运行里程或小时数来表示，通常决定于气缸和曲轴的磨损速率。二者有一个磨损极限值：发动机选型1、汽油机还是柴油机 汽油机优点： （1）升功率高（主要是因为转速高）、比质量小、功率密度高； （2）低温起动性能好； （3）工作柔和，振动、噪音小； （4） 制造成本低柴油机优点： （1）燃油经济性好，不仅最低油耗低，而且万有特性上的低油耗区宽，因此柴油机的使用油耗只有汽油机的2/3左右； （2）柴油机可靠性、耐久性高于汽油机，发生故障少，大部分零件的使用寿命高于汽油机； （3）柴油机可以采用较大的缸径、较高的增压比来提高单缸功率，而汽油机受爆震

6、限制，缸径不能太大、增压比不可太高 2、四冲程还是二冲程 二冲程机燃油、润滑油消耗大，HC排放量大，怠速、低负荷工况运转不稳定；活塞、缸套热负荷大；用扫气泵时噪声大； 采用回流扫气难于获得良好的扫气效率。但缸径、行程、转速相同时，与四冲程相比功率大5070%，功率密度大、比质量小；缸盖简单，NOX排放少。 3、风冷还是水冷风冷缺点：（1）噪声大 因机体无水套减振，且风扇和导风罩的振动大；（2）机械效率低 风冷机的风扇消耗的功率比水冷机的水泵、风扇消耗的功率大，水冷机为发动机功率的45%，风冷为68%；（3）热负荷高 使pe受限制，一般要比相同条件下的水冷机低5%左右，同时也限制了风冷机的缸径（

7、不大于150mm）和增压比；（4）成本高 采用大量铝合金、单体气缸、风扇风道系统；（5）机油消耗率高，对机油质量要求高，且消耗率高； 风冷优点： （1）不需要水和防冻液，不存在漏水、积水垢、沸腾、结冰等问题，冷却系统工作可靠，适于缺水地区； （2）因机体温度高，对环境温度变化不敏感，能在-50ºC+60ºC范围内正常工作； （3）起动后暖机时间短，有利于减轻气缸磨损和HC排放； （4）缸壁温度高，对燃料质量不敏感； （5）缸盖、气缸体为单体结构，有利于同系列不同缸数发动机的生产组织； （6）受枪炮弹片的伤害小 气缸排列方式有单列（其气缸中心线所在平面或与地面垂直，或与地面成

8、一定角度）、V型、W型、星型等，以单列式、V型为多。燃烧室型式、气门数目（1）汽油机：侧置气门式燃烧室结构不紧凑，面容比大、散热损失多，燃烧速率低，许用压缩比小，目前在>7的汽油机上已很少采用。现多用顶置气门式燃烧室。顶置气门式燃烧室有四种：契形、蓬形（半球形）、盆形、碗形四种： (a) 契形 (b) 蓬形 (c) 盆形 (d) 碗形 可能达到的平均有效压力pe: (b)> (a) > (d) > (c) 排放：CO、HC：（b）最少，（a）、（d）次之，（c）较多 可达到的转速：（b）最高，可达50006000转/分以上，（a）、(d)次之， (c)较低，主要是（ b

9、）中的球形在同一D、Vh和下可布置较大的进气门 制造成本：（b）最高，（d）最低 爆震倾向：契形室、碗形室挤气涡流强，爆震倾向相对最小，盆形室次之，蓬形室最大，一般要用高辛烷值汽油；用相同牌号的汽油时，契形室、碗形室许用压缩比最大。 （2）柴油机：燃烧室有分隔室式、直喷式。分隔室式主要为涡流室，预燃室少。 分隔室式优点是有害排放物NOX，微粒，CO和HC排放量都比直喷式少，振动、噪声小，自然吸气（NA）时pe较直喷式机大；缺点是燃油消耗率高（预燃室又比涡流室高），散热损失大导致起动困难，增压机受热负荷限制pe较直喷式机小。 一般大缸径用直喷，小缸径用涡流室。 提高pe必须： 提高V：a. 合理

10、设计进气系统，尤其是进气道，以减小进气阻力，提高流量系数 b. 合理的配气机构和配气定时：加大进气门直径，采用顶置式凸轮轴，增加气门数、完善凸轮外形、最佳气门重叠角 c. 汽油机采用多腔化油器、多个化油器、汽油喷射，以减小进气阻力，并兼顾各工况性能 d. 降低排气系统阻力，采用可变进排气系统（利用其中的动态效应等 提高i：a. 对于汽油机适当提高压缩比 b. 改善燃烧过程提高m： 减少活塞环数目；选择适当的润滑油；保持发动机的最佳热状态；提高加工精度和表面质量；合理设计活塞形状；减少附件功率损失 提高s：具体措施即增压，是提高pe主要措施，对柴油机一般可提高3040%，增压中冷可提高5070%

11、，而成本只增加810%，发动机质量增大35%；对于汽油机，化油器式仅用于高原恢复功率（海拔每增加1000m，功率下降10%）。现代四冲程增压柴油机pe最高可达3.2Mpa，车用机上达到1.41.8Mpa 降低：对汽油机=0.851.10，改变余地不大，要受火焰传播速度限制 对柴油机=1.22.2左右（低速1.82.0，高速1.21.5，增压1.72.2），采用合适的燃烧方式组织燃烧可提高pe 总趋势：平均有效压力是一个提高的过程，但要考虑热负荷和机械负荷。活塞平均速度Cm上升，则：1. 机械负荷上升2. 热负荷上升3. 进排气阻力增加，充气系数v下降（应加大气门或增加气门数目）4. 摩擦加剧，

12、磨损加快，机械效率下降，燃油耗率上升，寿命下降但Cm过小，对提高发动机功率不利，对提高升功率不利。对于柴油机，Cm选择要顾及混合气形成与燃烧的限制；对于汽油机，Cm的选择与进气系统有关：因为不同汽油机在各自额定转速下有差不多的进气口处速度vg，而vg=Cm.Fh/(miFv) S/D对曲轴强度、刚性的影响 Vh一定时，S/D，则R，重叠度=0.5(d1+d2)-R加大，曲轴的弯曲、扭转刚性加大，疲劳强度，扭振固有频率。综上所述，Pe、pe、Cm不变时： S/D较小，则可降低发动机高度，提高升功率，减小V型机宽度，提高曲轴的强度和刚性；但热效率下降，有害排放物增加，惯性力增大，单列机长度增加。中

13、心曲柄连杆机构图中：A活塞销中心 B曲柄销中心 L连杆长度 R曲柄半径 S活塞行程，S=2R 曲柄半径连杆长度比（连杆 比），=R/L 曲柄转角：曲柄顺时针方向 旋转时，从气缸中心线的上 方起顺时针方向为正连杆摆角：自气缸中心线向右为正 x活塞位移，从上止点位置向下为正1、活塞位移： （精确式）（近似式） 近似式与精确式相比误差很小，如当=1/3.5时，曲柄转角为90度时误差为最大，在0.003R左右，此精度在工程上已足够。2、活塞速度： （精确式）（近似式）与精确式相比，计算=k×90º时的速度，近似式没有误差；其余角度时的误差很小，如当=0.32时，最大误差不大于0.0

14、057R，相对误差小于0.83%。由近似式可得出活塞最大速度及最大速度时曲轴转角由活塞速度精确式，近似取cos=1，在近似估计时，可认为最大速度出现在+=90º时，即连杆中心线与曲柄成直角位置，此时 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运动交变程度的一个指标： （此值约为1.6）3、活塞加速度（精确式）（近似式）用近似式计算加速度在=0º、180º时没有误差，在=90º、270º时误差最大。以=0.32时为例，相对误差约为 5.3%由近似式可得出活塞加速度的最大值和最小值： 当<1/4时，=0º时活塞

15、正向最大加速度 （极大值） =180º时活塞负向最大加速度 （极小值） >1/4时，=0º时活塞正向最大加速度 （极大值）时活塞负向最大加速度（极小值，在180º360º范围内还有一个） （极大值） =180º时活塞的加速度已不是最大负向加速度 可以看出，对于中低速柴油机其连杆较长，小于1/4，活塞加速度在360º范围内只有两个极值；对于高速内燃机，一般大于1/4，活塞加速度在360º范围内有四个极值连杆的运动连杆在摆动平面内的运动是随活塞的往复运动和绕活塞销的摆动的复合运动。采用偏心曲柄连杆机构的原因负偏心机构广泛应

16、用于车用汽油机中，目的是减轻活塞对气缸壁的敲击，降低运转噪声。正偏心机构多用于柴油机，目的是改善散热，减轻主推力边的热负荷，使顶环隙整个圆周上不积碳。 作用在曲柄连杆机构上的作用力 气体作用力； 惯性力；重力；负荷的反作用扭矩及机构的支撑反力；机构相对运动的摩擦力 曲柄连杆机构的换算质量曲柄连杆机构加速度有往复运动加速度和离心运动加速度两种，计算两种加速度引起的惯性力需将整个曲柄连杆机构的质量分别换算成往复运动质量和离心运动质量。1、活塞组质量mp：含活塞、活塞环、活塞销质量2、曲柄换算质量mk： 式中 mz曲柄销部分质量； m单个曲柄臂不平衡质量； 曲柄臂不平衡质量质心到曲轴回转心

17、距离3、 连杆组换算质量常采用的方法为二质量替代系统：用集中在小头处的换算质量mCA和集中在大头处的质量mCB来代替连杆的实际质量。换算的原则是：     换算系统两质量之和等于原连杆的质量mC,即 mCA+mCB=mC     换算系统的质心与原连杆质心重合，即 mCAlA=mCBlBlA：连杆质心至连杆小头中心距离lB：连杆质心至连杆大头中心距离由上述两个条件得对于有的高速发动机还须满足一个条件： 两个换算质量对连杆质心的转动惯量之和等于原来连杆的转动惯量，即 式中IC为原连杆的转动惯量。但采用二质量替代系统时

18、，在连杆摆动角加速度下的惯性力矩要偏大 MC=（mCAlA2+mCBlB2）-IC为此，可用三质量替代系统：通常m较小。为确定mCA、mCB需要知道连杆组的质心位置，为此可用天平称量法、力学索多边形法确定质心，现在的三维CAD软件也有此功能。最后可得出整个曲柄连杆机构的换算质量：往复运动质量 旋转运动质量 曲柄连杆机构惯性力1、  离心惯性力也可写成复数形式： 2、  往复惯性力式中a按近似式；PjI：一次往复惯性力；PjII：二次往复惯性力 令 ，可将一次、二次往复惯性力分别写成复数形式：单缸机的输出扭矩MKMK可理解为两部分：一由Pg产生，一由Pj产生，其中Pj产生的扭

19、矩在曲轴旋转一周内所做的功为零。它只影响总输出扭矩的波动规律。气缸编号气缸号由自由端依次向功率输出端（也即飞轮端）列的编号：由自由端朝功率输出端看，以垂直于输出轴中心线的水平轴为基准，从水平线的左端顺时针方向依次计数单列式发动机的曲柄排列与发火顺序曲柄排列与发火顺序直接相关。决定发动机的曲柄排列与发火顺序时，应考虑下面几个方面：1、各缸发火间隔尽可能均匀（间隔角尽可能相同）一台发动机的所有气缸都应在一个工作循环内发火完毕，并希望各缸间的发火间隔尽可能相等。单列式发动机的发火间隔角：二冲程机 四冲程机 对于二冲程及奇数缸四冲程机 对于偶数缸的四冲程机 （即在曲柄端面图上看到的曲柄数为缸数的一半）

20、可以看出：对于二冲程及偶数四冲程机， =；对于奇数缸四冲程机，=2为此希望反映在曲柄端面图上的曲柄也是均匀布置的，即相邻曲柄间夹角相同：2、整机有较好的平衡性 3、尽量避免相邻缸连续发火V型机的发火顺序V型发动机相当于两台单列发动机共用一根曲轴，并按一定夹角布置而结合起来的发动机。与单列机相比，曲柄端面图没有不同，但缸数已翻倍。V型机发火方案有两种：1、交替式发火方案：两列气缸交替发火，列内顺序与单列机相同，间隔均匀，但与单列机相比列内发火间隔角大一倍；两列气缸的发火顺序相同。2、插入式发火方案：两列气缸间的发火顺序与间隔角不相同，列内的发火间隔也不均匀，两列气缸间有跳隔和补偿，使得整台机的发

21、火间隔均匀平衡的定义1、平衡：内燃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均不随时间变化，则称内燃机是平衡的。 内燃机的平衡有两个方面的含义：惯性力系的平衡和扭矩的均匀性。扭矩不可能绝对平衡，只能要求扭矩不均匀度控制在允许的范围内（通过如增加缸数、调整发火顺序等措施）。因此平衡研究的重点在惯性力系的平衡上。惯性力系的平衡性能主要取决于发动机中运动质量的配置，故惯性力系的平衡可称为惯性质量（离心、往复）的平衡。2、外平衡与内平衡：研究发动机不平衡力和力矩对外界（支承）的影响，称为外平衡问题。对采取了外平衡措施的发动机还要进行内力矩和剪力分析，称为内平衡。3、静平衡与动平衡：静平衡：旋

22、转质量系统的质心在旋转轴线上时，系统离心惯性力的合力为零，则认为系统是静平衡的（因质心是否位于旋转轴线可以静态检测，故得名）。动平衡：系统静平衡但当旋转质量不在同一平面上时，不足以保证运转平稳，只有当系统运转时不但旋转惯性力合力为零，而且合力矩也为零时，才完全平衡，这样的平衡称为动平衡。动平衡系统，惯性力合力、合力矩都为零例：性力平衡，有由惯性力矩平衡，有联立上面二式即可求出平衡质量， 发动机旋转质量系统必须保证动平衡 单缸内燃机的平衡分析单缸机的振动力源：往复惯性力离心惯性力倾覆力矩Md 一、离心惯性力Pr如图所示，对于离心惯性力Pr可用直接在曲轴上加平衡重的方法来平衡，设两块平衡重质量均为

23、mB，则有 从而可求出每块平衡块的质量为 可见，平衡块回转半径越大、曲柄连杆机构本身的不平衡旋转质量越小，则所需要加的平衡块质量mB 越小。二、往复惯性力PJi、PjII按活塞加速度近似式，往复惯性力可写成为分析往复惯性力的平衡法，可进一步将往复惯性力写成：其中 因此往复惯性力PjI（或PjII）可看成两个以角速度（或2）朝相反方向旋转的矢量C/2（或C/2）之和，这两个矢量分别称为正转矢量（AI或AII）和反转矢量（BI或BII），两个矢量重合位置与气缸中心线平行。亦即往复惯性力可以分别转换成两个离心力：两个质量mj/2（或1/2·mj/4）在半径R处以角速度（或2）朝相反方向转动

24、所产生的离心力。由以上分析可以看出，可以用与平衡离心惯性力同样的方法来平衡往复惯性力，只要设计的平衡机构产生的离心惯性力矢量分别与上述正反转矢量大小相等、方向相反即可。 下图（a）为单缸机双轴平衡机构，其中：平衡一次往复惯性力所加平衡块质量m1：平衡二次往复惯性力所加平衡块质量m2：采用这种方法一、二次往复惯性力都能得到平衡，缺点是结构相当复杂，不很实用，只在缸径较大的单缸机或单缸实验机中采用，且常常只限于平衡一阶惯性力PjI,一般不考虑PjII的平衡问题。 （a）双轴平衡机构简图对于缸径不大的单缸机，有时为了结构简化，常省去一根与曲轴同旋向的平衡轴，而采用如图（b）所示的单轴平衡机构。采用单

25、轴平衡机构时，一阶往复惯性力也得到了平衡，但破坏了平衡机构的对称性，与双轴平衡机构相比，又产生了一个附加力矩：M随变化，设计时要求ex，ey尽可能小，实际上，上式中，令：则可见，ex、ey小，则M随变化时，波幅小（为常数）在缸径更小的单缸机中，为了使结构尽可能简单，常常连单轴平衡机构也省略，而采用所谓的过量平衡法。此时曲柄上除了有平衡mr的平衡块质量外，还要多加一过量的平衡质量mj，使其产生过量的离心力C（0<<1），称为过量平衡率。如下图（c）所示， 离心力C与一阶往复惯性力PjI的合力R在x，y轴上的投影由以上两式中消去得：可以看出合力R的矢端轨迹是一个椭圆。当=1/2时，合力

26、矢端轨迹变为半径为C/2的圆，即R=C/2的数值不变，不过与曲柄反向旋转。注意：不能将此力看成曲柄连杆机构的离心力。过量平衡法实质上是一阶往复惯性力的转移法，即把一阶往复惯性力的一部分转移到与之垂直的平面内。至于转移数量的大小，则要根据具体发动机在垂直与水平两个方向的刚度或吸振能力而定，一般总是希望较大的惯性力作用在发动机刚度较大的方向或吸振能力较好的方向。大小可根据实验确定，通常=0.30.5。单列式多缸内燃机平衡性分析举例如图所示，为一二冲程六缸机的曲柄端面图，分析其平衡性1、合成往复惯性力故一次、二次往复惯性力都是平衡的2、计算合成往复惯性力矩，由于往复惯性力已平衡，可取第六缸气缸中心线

27、的垂直面为基准面，则即一次往复惯性力矩是平衡的二次往复惯性力矩不平衡令得即当第一曲柄处于上止点前15°时，合成二次往复惯性力矩最大，为相位关系如图所示 3、合成离心惯性力取水平方向为x轴，垂直方向为y轴，则可见，曲柄均匀布置时，离心惯性力是平衡的4、合成离心惯性力矩离心惯性力在垂直平面内的分力与一次往复惯性力性质相同，故其力矩的计算方法与一次往复惯性力矩相同。也以第六缸中心线垂直面为基准，则垂直平面内的合成离心惯性分力矩为水平平面方向的合成离心惯性分力矩为：故有结论：此曲柄排列的二冲程六缸机，只有二次往复惯性力矩未平衡。内燃机内平衡分析以上分析都是对内燃机外平衡分析，基于假定曲轴为绝

28、对刚体。但实际上曲轴在弯曲力矩作用下，总会产生变形。若受力及变形较大，会将一部分分力（力矩）传到机体上，引起机体变形，影响轴承载荷，发动机产生振动。曲轴和机体的变形破坏了平衡，从而影响到发动机运转的平稳性，特别在高速机的设计过程中，除主要研究外平衡特性外，尚需研究发动机的内平衡问题。采用不同的曲柄排列形式，曲轴及机体上所受的弯矩也将不同。当某种曲柄排列具有最小的作用弯矩时，则认为发动机的内平衡性能良好。计算分析内燃机的内平衡性能时，目前一般只考虑离心惯性力在曲轴上形成的弯曲力矩（内力矩）。旋转惯性力矩平衡方法（1）各缸平衡法（各曲柄平衡法、逐个平衡法） （2）分段平衡法（3）整体平衡法 （4）

29、不规则平衡法曲轴的疲劳破坏及原因1.曲轴弯曲疲劳破坏通常是在柴油机经过较长时间运转之后发生。因为长时间运转后柴油机的各道主轴承磨损不均匀，使曲轴轴线弯曲变形，曲轴回转时产生过大的附加交变弯曲应力。此外，曲轴的曲柄臂、曲柄箱或轴承支座(机座)等的刚性不足，柴油机短时间运转后，也会使曲轴产生弯曲疲劳破坏。2.曲轴在扭转力矩作用下产生交变的扭转应力，存在扭振时还会产生附加交变扭转应力，严重时会引起曲轴的扭转疲劳破坏。曲轴设计要求1、保证具有足够的弯曲疲劳强度和扭转疲劳强度；2、保证曲轴具有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度；3、轴承具有足够大的承压面积，轴颈耐磨；4、尽量采用普通材料；工艺性好，质量小。材

30、料与结构型式1、材料：中小功率内燃机用球墨铸铁、可锻铸铁、锻钢（45号钢，40Cr），大型柴油机用合金钢、铸钢、球墨铸铁（强载度不高的中高速柴油机）。2、结构型式：整体式、套合式、焊接式、圆盘式全支承、非全支承平衡重连接方式：铸造曲轴平衡重一般与曲柄臂铸成一个整体，有利于提高工作可靠性。锻造曲轴由于结构、锻压设备的限制，都作成分开式，平衡重的联结方式有：螺栓承受离心力；螺栓不承受离心力。主轴颈1、D1：从轴承载荷方面考虑，D1可以比D2小，但考虑到： D1大可增加重叠度，可提高曲轴的抗弯强度； D1大可使主轴承承压面积大，从而可以减小轴向尺寸，为增加曲臂厚度h留余地； D1大对曲轴的转动惯量影

31、响不大，不会降低曲轴的自振频率，相反会使曲轴刚性增大，自振频率上升。故D1一般取得比D2大：D1=0.650.75D。D1过大会增大线速度，使摩檫损失上升，轴承温度升高；而且L1/D1过小对主轴承工作不利。 2、L1要与D1联系确定，一般比L2小，但L1/D10.3 曲柄臂提高曲柄的抗弯断面模数W，增加h比增加宽度b有效曲轴轻量化1、曲柄销作成空心结构优点：可减小离心惯性力，做成鼓状效果更好，可以提高扭转疲劳强度，减小曲轴转动惯量，还可减轻主轴颈过渡圆角处应力集中。如将0.5d圆柱孔改成中部0.7d的鼓形孔时，扭转疲劳强度与弯曲疲劳强度都提高30%。2、主轴颈做成空心机构优点：可显著缓解曲柄销

32、过渡圆角处的应力集中现象。如设置卸载穴，则效果更好3、曲柄臂斜削：在采用中空曲柄销时注意不要形成应力集中 油道布置两种方案：单线斜油道和多线直角油道1、单线斜油道：斜油孔简单，多用于实心曲轴；用于空心轴颈曲轴时，为避免漏油要采取密封措施2、多线直角油道多线直油道对曲轴圆角部位的强度影响较小，但加工复杂，需用堵头。连杆的工作条件通常的损坏形式为疲劳断裂。四冲程发动机的连杆既受拉又受压；二冲程发动机总是受压。连杆杆身受到摆动惯性力的力矩作用，杆身刚度不够时易失稳。连杆大头刚性不足会影响连杆轴承的正常工作。连杆长度的确定的原则：保证发动机结构紧凑和轻量化，根据发动机整体布置，保证连杆在运动时不与其它

33、机件相碰的条件下具有最短长度。衡量参数为=r/l，大致范围：1/3.21/3.8。估算如下：满足平衡块不碰活塞时：V型发动机的连杆大头型式1. 并列式；2. 叉骑式；3. 主副式（关节式）采用斜切口后的定位措施：活塞组工作条件1、机械负荷以缸径100的高速柴油机为例，若爆发压力为80bar时,活塞承受的最大压力约为6吨；最大往复惯性力约为1吨。2、热负荷现代发动机的缸内瞬时高温可达20002500。为保证活塞工作可靠，通常应限制各部位温度：活塞顶温度：中大缸径中速柴油机铸铁活塞：400450 中大缸径中速柴油机铝合金活塞：400 高速机铝合金活塞：300350第一环槽温度：200225（润滑油

34、结焦温度）销座温度限制在：170200左右 活塞组设计要求1、选用热强度好（耐疲劳、高温屈服点高）、耐磨、密度小、热膨胀系数小、导热性好、工艺良好的材料；2、活塞有合理的形状和壁厚，使散热良好，强度刚度符合要求，尽量减轻质量，避免应力集中；3、在不增加活塞组的摩擦损失的情况下，保证燃烧室密封性好，窜气、窜油少；在降低机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油；4、不同工况下能保持活塞与缸套的最佳配合，减轻活塞敲击和缸套振动 活塞头部设计1、顶岸高度h1：顶岸高度h1应保证活塞在上止点时第一环位于水套的冷却水腔位置。2、环带高度h2：由环的数量、环高、环槽肩高决定。3、上裙高度h3：应使环槽位置尽

35、量处于活塞销座外径的上方，以避免开有环槽而削弱销座强度；同时也避免在壁厚不均匀区开设环槽，引起环槽不均匀变形，影响环的正常工作。加强第一环槽的措施(1) 降低热负荷：减少热流量（活塞顶喷涂绝热陶瓷、设置隔热槽等）、改善传热（活塞内腔采用大圆角、适当减小活塞头部与缸孔间间隙，为此有时要在头部加工细槽以防结焦、拉缸）、加强冷却（喷油冷却等）（2）提高耐磨性和强度：采用纤维增强金属（Fiber-Reinforced Metal，FRM）复合材料活塞、第一环槽镶耐磨镶圈等措施 活塞裙部设计1、裙部高度H2由两部分构成h3、h4。裙部高度需考虑以下因素：（1）活塞侧压力对裙部比压的要求（2）裙部尺寸分配

36、对活塞工作的影响：（活塞的摆动、磨损）（3）总体布置的要求：活塞在下止点时油环是否脱落出气缸孔、曲轴平衡块是否与裙部相碰、连杆在最大摆角时是否与裙部相碰等。为保证使用性能，活塞应头部小、裙部大；裙部应设计成桶形型面，且其截面应为椭圆形，平行于活塞销座方向为椭圆短轴。为保证活塞与气缸间的间隙在发动机的各种工况下都比较理想，通常还需采取如下措施控制裙部膨胀：在活塞承压面侧油环环槽处开横向绝热槽，减少来自活塞顶部的传热镶铸热膨胀系数小的材料以减小销座处的热膨胀，尤其是垂直于销轴方向的膨胀。活塞销座活塞销座设计应注意减小销座的尖峰负荷和应力集中，常用措施有：1、减小活塞销的弹性变形：增加其刚性；采用斜

37、形销座结构2、采用弹性销座结构：采用双斜加强筋结构 3、销孔的形状：孔口倒角或倒圆；适当加大销与销孔的配合间隙，或采用由外向内逐步扩大的锥孔以适应弯曲变形时保持良好配合间隙的要求。 活塞的密封与活塞环活塞环的作用 保证活塞与气缸壁间的有效密封； 冷却散热（非冷却活塞经活塞环散热量占活塞全部吸收热量的60%70%）； 导向 刮油、布油矩形环 早期内燃机使用，工艺简单，但磨合性能差，活塞晃动时会向上泵油，使机油耗上升，并造成燃烧室积碳。现在汽油机上用的矩形环为开槽环，如图a所示；有的大功率柴油机上用的矩形环则采用了喷钼、镶铜等措施改善磨合性能，如图b、c所示。用于第一道环。在高强载度发动机上很少应

38、用。桶面环 上下行都能形成润滑油膜，润滑良好，磨损减少；在短活塞发动机上对活塞摇晃的适应性好，无棱缘负荷；与气缸接触面小，对缸套适应性好，密封性提高；磨合性好。强载度大的发动机普遍采用，作为第一道环。梯形环 两侧面成15°顶角，工作时间隙变化，有利于机油更新，抗胶粘能力特别好，用于高热负荷发动机，高强载发动机采用时也把侧面做成桶面 。用于第一道气环。 半梯形环（单面梯形环、木契 形环） 上侧面加工成7°的斜面，工作时产生正扭曲，可改善磨合性能，降低机油耗L形环 扭曲较大，主要用于二冲程汽油机；环向上移使狭隙容积减小，可改善排放；活塞顶至环的热流出路短，能使活塞的温度下降；环

39、弹力较小，主要利用燃气背压密封，摩擦损失小，锥面环 锥面锥度在301°30之间，克服了矩形环磨合期长的缺点，活塞上行时容易形成油膜，活塞下行时能起刮油作用。锥角过大会降低二次密封效果，影响密封，且串油严重。一般用于第二、三道环，在有的汽油机上用于第一道环时表面镀铬正扭曲环 在断面的上内侧或下外侧切口使断面形状不对称，使用时产生碟状的正扭曲，最大扭转角一般不超过1°，磨合性好，密封性改善，下行时刮油能力好。下外侧切成鼻形，刮油能力更好。一般用做第二、三道气环，桶面正扭曲环也可以用作第一道环。 反扭曲环 在断面的上外侧或下内侧倒角，使断面不对称，使用时产生盖形反扭曲，扭转角在1

40、560左右，锥面锥角在1°以上，一般在5°10°之间，优点同正扭曲环，但防串油能力差，一般用于油环上面的那道气环。 注：凡是断面形状不对称的环，都有方向性，装配时都不能装反径向压力分布：有高点环、均压环、低点环三种，如图所示。均压环使用过程中磨损后，环周压力分布会发生变化，在开口两侧约30°范围内呈现压力降低、漏光现象，影响密封性。为此高速内燃机应采用压力分布呈梨形的高点环。二冲程内燃机采用不定位活塞环时，为避免环端弹入气口使环折断均用压力分布呈苹果形的低点环；某些强化四冲程柴油机为克服环开口处压力过高所造成的拉缸问题，也用低点环。机体结构型式：水冷机体

41、的水流布置：应避免死区和旋涡，各缸冷却均匀，防止缸套穴蚀。气缸形式：通常的气缸形式有 无缸套（整体式） 气缸与机体铸成一个整体，散热、刚性好，气缸中心距小，但铸造要求高，要想获得耐磨性好的气缸孔，加合金，成本高，不好修理，一般用于小缸径发动机 干式缸套 机体、气缸体刚性好，不存在冷却水的密封和腐蚀问题，缸心距可取较小，但散热性差，缸套刚性差使得其加工、装配困难。由于散热性差气缸的工作温度高，一般缸径小于140mm的发动机上采用,缸径105mm以下的发动机多采用干式缸套。 湿式缸套 直接与冷却水接触，散热性好；缸套刚性好，易于加工、装配（更换），机体易于制造。但对机体刚性要求高，存在冷却水的密封

42、和腐蚀问题，缸心距大。缸径大的发动机、特别是柴油机多采用湿式缸套。螺栓孔位置选用 湿式缸套的穴蚀及预防解决措施：小活塞的撞击：适当减小间隙、活塞销偏置等。如有实验表明：如果间隙减小到80%，缸套排气行程中的变形减为原来的1/71/8；提高缸套的刚性,缸套较长时可增加辅助支撑以减小其振幅；改进冷却水腔设计，避免产生气泡：水流流速不应剧烈变化，即冷却水套不宜太窄，截面变化不宜剧烈，水流不宜正对气缸套；提高缸套外壁的抗穴蚀能力：注意材料的选择（包括金相组织）、表面质量、热处理（镀镉、镀铬、镀锌等）。气缸的磨损a 正常磨损：在上下止点处，活塞运行速度小，油膜不稳定，且第一环的燃气压力大，故在上、下止点

43、的第一环位置磨损最剧烈b 磨料磨损：由尘埃或严重结碳引起的磨损c 磨料磨损：由机油中的杂质或金属磨粒引起的磨损d 熔着磨损：气缸与活塞组润滑不良，造成局部金属直接接触，磨擦造成局部高温，使之熔触粘着、撕脱，逐步扩展形成熔着磨损e 腐蚀磨损：低温起动频繁或用高硫燃料造成的腐蚀磨损f 腐蚀磨损：冷却水温低引起解决措施：合理选择材料：车用经常低温启动、中低速运转，冷却水温低于80，以腐蚀磨损为主奥氏体铸铁越野汽车、拖拉机用环境中粉尘多，磨料磨损为主高磷铸铁、含硼铸铁车用强化柴油机熔着磨损为主缸套内表面镀铬、氮化提高气缸表面加工质量：精 度 圆柱度误差小可以保证气缸与活塞环、活塞接触良好，漏气少；表面

44、质量 表面粗糙度对气缸的耐磨性尤其是初期（磨合期）磨损影响很大，因此要求表面粗糙度低，但也不能太低，否则磨合困难、储油性能差。有的气缸为提高储油能力、改善磨合性能，用珩磨或振动加工的方法小沟漕。缸套表面处理：表面镀铬可提高50%耐磨性，但费用偏高高频淬火对球墨铸铁、灰铸铁最有效，可提高抗磨料磨损性能1至2倍，但淬火时缸套易变形、脆裂磷化处理可改善磨合过程、防止拉缸、提高耐腐蚀性氮 化软氮化较气体氮化好，成本只有镀铬的1/5，在大、中、小型内燃机中得到广泛应用，耐磨性、耐腐蚀性均可提高1倍制订合理的磨合规范 使用维护：空气滤清器、机油滤清器的保养，冷却水温合适，燃油含硫量低 改善缸套设计鼻梁区设

45、计布置冷却水流的原则是：确保气缸盖各部分的温度分布尽可能均匀，避免局部温差过大产生热应力，造成变形和裂纹。为此，冷却水道的布置，应能使冷却水流首先进入热负荷较高的区域，然后再流向热负荷较 低的区域。缸盖螺栓布置气门通过能力1. 时间-断面值(角度-断面值)气门时面值和丰满系数取决于dh、H、气门升程变化规律和配气相位。2. 流量系数平均流量系数m需在不同气门升程下作稳流实验，由实测流量与计算得出的理论流量之比，绘出曲线求平均值。流量系数反映了气门处的流动阻力特性。阻力的影响可通过马赫指数Z考核；设计时一般Z值在0.5以下。采用多气门技术的优缺点优点：气缸充量更换彻底；气门组尺寸小、质量轻，更适

46、应高速运转；排气门热负荷小，工作可靠性易于保证；喷油器或火花塞可以布置在燃烧室中心位置，便于燃烧过程的组织。缺点：气缸盖结构复杂，制造困难；气门驱动机构复杂；零件数量增加。 气门布置每缸2气门布置方案 (a) 相邻两缸可以共用进气道，可使进气道结构简化，并可获得较大的通道(b) 进排气阀交替配置，气道单独布置，冷却效果好，气缸盖温度场均匀，热变形小，适合热负荷较大发动机；对采用螺旋进气道的高速柴油机必须采用此方案(c)二冲程直流扫气发动机用(d)进排气阀分置曲轴中心线两侧，气阀中心线可以同气缸中心线布置成一倾斜角度，从而可以增大气阀直径；但此方案气门驱动机构较复杂，采用顶置凸轮轴时，须通过摇臂

47、驱动每缸4气门布置方案 (a) 同名气门排成两列，并与曲轴轴线方向垂直：气门驱动结构简单；但由于同名气门位于同一气道中前后串连，两个进气门进气效率不一致影响充气效果，两个排气门中靠近排气管的排气门将受到两股排气气流的冲击，引起较高的热负荷，设计时须采取措施。(b)同名气门排成两列分置曲轴轴线两侧平行方向：气道通畅，流动性能较好，缸盖热负荷较均匀，气缸盖中央便于布置预燃室；但要采用两根凸轮轴或用一根凸轮轴并采用复杂的气门驱动机构。(c) 同名气门同曲轴轴线成斜线两列布置：两个进气门有单独的气道，有利于组织进气涡流，对于两个同气道的排气门易于采取措施改善排气门及缸盖热负荷的均匀性凸轮型线设计发动机

48、配气凸轮由三部分组成：基圆段、缓冲(过渡)段、工作段。缓冲段作用：控制气门的开始升起和落座速度，缓和气门开闭时对气门座的冲击，降低噪声，并确保时面值。为克服配气机构的热变形，保证气门在任何工况下都能闭合，必须留有气门间隙；为克服配气机构的弹性变形，保证时面值，必须留有缓冲段。设计的缓冲段升程h0应保证大于两者所需凸轮升程之和。不同型式缓冲段的特点比较：等加速等速型 终点加速度为零，同工作段加速度能光滑连接，冲击、噪声小；当机构实际间隙发生改变时，不影响挺柱（气门）的速度和加速度；且由于升程增加较快，间隙变动和制造误差对气门正时影响不大。终点处二阶、三阶倒数为零，故更适宜与始点处三阶导数为零的工

49、作段相接。余弦函数型 终点加速度为零，易于同一般函数凸轮工作段相接，保证加速度曲线连续，冲击和噪声小，但存在制造偏差或气门间隙变化时，不能保证气门在过渡段终点处启闭，气门会以加速度开启或落座，造成冲击。等加速度型 可使缓冲段终点附近曲线斜率较大，便于保持配气相位准确，还能使机构的部分动变形在缓冲段内实现，有利于增大时间断面值。适用于采用液力挺柱的配气机构。幂指数的确定幂指数的选取对挺柱升程曲线的丰满程度、最大正负加速度比值、正加速度段宽度等有直接影响。一般幂指数越大，升程曲线越丰满，所得的时间断面值越大；正加速度也增大，配气机构所受负荷及冲击越大。但同时，负加速度降低，对提高气门弹簧的弹力储备有利。 高次方凸轮的优点是：高阶光滑，对既定方程改变凸轮升程与凸轮转角很方便。缺点是：要求配气机构有较高的刚度，否则易发生气门“飞脱”；负加速度段对弹簧的适应性不好；方次高时，正加速度段宽度明显减小，不能满足高速发动机的要求。气门工作条件承受高温作用；燃气接触，受到腐蚀性气体的高速冲击，易受腐蚀；磨擦剧烈。 气门旋转机构 气门材料有自由式和定向式两种方式 要求：工作温度下保持高强度并耐腐蚀 进气门材料：低合金钢，如：40Cr、38CrSi、4Cr9Si2等 排气门材料： A. 马氏体钢，如4Cr9S