发动机设计最新重点

1、重点一：单列式多缸内燃机平衡性分析计算例一：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

2、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。重点二：内燃机平衡的概念（满足了静平衡是否一定动平衡？满足了动平衡是否一定满足静平衡）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

3、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、合力矩都为零发动机旋转质量系统必须保证动平衡 重点三：惯性力的平衡方法单

4、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

5、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：（a）双轴平衡机构简图采用这种方法一、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

6、力PjI,一般不考虑PjII的平衡问题。 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

7、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。重点四：配气机构，气门通过能力1. 时间-

8、断面值(角度-断面值)任意气门升程h时刻气门的通过断面为：式中：h任意时刻气门升程 气门锥角 dh气门喉口直径 气门的时间断面值（角度断面值）为 ( ) 可用下图表示 气门通过能力还可以用时间断面丰满系数表示： fm气门平均通过截面, fmax气门最大通过截面：如右图所示，实际的丰满系数因为有气门的提前开启、推迟关闭比上式的计算值大。可见，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

9、值在0.5以下。重点五：凸轮型线设计1. 什么叫几何凸轮，什么叫函数凸轮几何凸轮 ：先选定凸轮的几何形状和气门驱动形式，计算挺柱（或气门）的运动规律，然后校核所设计凸轮的几何形状是否满足设计要求。典型的几何凸轮如组合圆弧凸轮 函数凸轮 ：从发动机性能对配气机构、气门通过能力等的性能 要求出发，先拟出挺柱（或气门）的运动规律，然后求出凸轮外形。典型的函数凸轮如高次方凸轮 。发动机配气凸轮由三部分组成：基圆段、缓冲(过渡)段、工作段。2. 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

10、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。3. 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

11、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。重点六：噪声控制1.声压、声强与声功率的概念声压p：在有声波传播的声场中某点的瞬时压强与大气压的差值（N/m2）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/m2)声功率W：声源在单位时间内辐射出的总声能，为描述声源强弱的物理量(W)2.声级计算（注意：不是简单相加）噪声的分贝数不能直接相加。多个不相干声音的分贝和为因此，两个同声级的声音相加后，其和是即增加3分贝。 两个声音的分贝数相减，按下式计算（假设L1>L2）求

12、n个声压级的平均值，按下式3. 燃烧噪声的产生机理及措施燃烧噪声是柴油机的主要噪声源，其产生机理：（1）气缸内压力急剧变化引起的动载荷，激发结构振动辐射噪声；（2）气体的冲击波引起高频振动影响燃烧噪声的主要因素：（1）燃烧室（2）压缩温度和压力(3) 喷油提前角（4）负荷（5）转速降低燃烧噪声的措施：合理组织燃烧过程4.常见的发动机噪声源1、进气噪声2、排气噪声3、风扇噪声4、燃烧噪声5、活塞敲击声6、正时齿轮噪声7、配气机构噪声重点七：固定件设计1. 机体的结构形式 2. 水套的设计应避免死区和旋涡，各缸冷却均匀，防止缸套穴蚀。冷却水不能直接冲击缸壁。3. 缸套的破坏形式“穴蚀”，原因，解决

13、办法解决措施： 减小活塞的撞击：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）。4. 气缸的磨损情况，产生的原因，大致的分布情况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

14、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：冷却水温低引起重点八：活塞的设计1. 活塞形状活塞应头部小、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。2. 控制裙部变形的措施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

15、垂直于销轴方向的膨胀。3. 控制活塞销和销座变形的措施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。4. 活塞环密封的原理1. 初始弹力（和活塞材料和气缸材料有关）2. 气体压力5. 各种气环断面形状以及各自的优缺点矩形环 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；

16、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

17、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

18、，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1560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，装配时都不能装反重点九：连杆1. 连杆破坏形式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。2. 连杆长度设计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

19、，保证连杆在运动时不与其它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：3. 斜切口连杆大头的定位方式重点十：活塞位移，速度，加速度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0.0057R，相对误差小于0.83%。由近似式可得出活塞最大速度及最大

20、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