袁兆成 内燃机设计课件

内燃机设计吉林大学汽车学院热能与动力专业袁兆成主讲内燃机设计第一章内燃机设计总论第二章曲柄连杆机构受力分析第三章内燃机的平衡第四章曲轴系统的扭转振动第五章配气机构设计第六章曲轴飞轮组设计第七章连杆组设计第八章活塞组设计第九章内燃机滑动轴承设计第十章机体与缸盖设计第十一章内燃机冷却与润滑系设计第一章内燃机设计总论第一节内燃机设计的一般流程第二节内燃机的主要设计指标第四节内燃机主要参数的选择第五节发动机设计的发展第三节内燃机的选型返回开始第一章内燃机设计总论第一节内燃机设计的一般流程一、计划阶段

此阶段由下述环节组成：1.

确定任务

—

主要是根据市场需要和法规需要

(进行必要性、可行性论证)，这个环节应该是企业产品规划中确定的，有长期规划，也有短期规划。

2.

组织设计组—根据任务挑选合适人选

人员结构合理

技术结构合理3.

调查研究—

a访问市场和用户，征求对产品的要求

b了解制造厂的工艺条件、设备能力以及配件供应情况

c收集同类先进产品的资料，考察同类产品

d确定参考样机

4.确定基本性能参数和结构形式（概念设计阶段）。主要是通过:同类型机型对比、热力学计算、动力学计算和整机一维模型仿真分析。5．拟订设计任务书①说明产品的原因、用途、适用范围等②说明内燃机的主要设计参数和要达到的技术指标如：a.型式（汽或柴）、气门数、直立或卧式b.冲程数（4或2）、缸径D、冲程Sc.冷却方式（水或风）d.汽缸排列方式（直列、V型）e.功率Ne、转速n、扭矩Mf.燃油消耗率ge(克/千瓦.小时)g.机油消耗率gm(克/千瓦.小时)h.大修期、保用期、一般大修期是保用期的2倍i.重量和外型尺寸—与用途有关（大车、小车、固定）j.排污指标（噪声、废气）k.平均有效压力pmel.活塞平均速度Cm③.主要结构说明燃烧室、零部件（活塞连杆、曲轴飞轮、机体缸盖、配气机构、供油润滑、冷却、起动……）④.产品系列化和变型、强化的可能性二、设计实施阶段

1.内燃机总布置设计，确定主要零部件的允许运动尺寸、结构方案、

三维实体造型和虚拟装配、外形图。

2.按照企业标准编制零部件图纸目录。

3.部件三维图细致设计、零部件工作图、纵横剖面图。桑塔纳1.6升轿车汽油机

Audi轿车汽油机平分式铸铁机体整体气缸汽油机6110柴油机龙门式机体轻型柴油机图1‑8奔驰增压汽油机采用双轴平衡机构的1.8L奥迪FSI发动机横剖面大众V10TDI柴油机横剖面三、检验阶段1.

试制多缸机样机2.

多缸机试验（磨合、调整、性能试验、耐久试验、可靠性试验、配套试验和扩大用户试验）3.

改进与处理阶段a.样机鉴定.b.小批量生产4.

内燃机设计的“三化”a.

产品系列化：基本尺寸相同，不同的排列、缸数、增压度，达到提高Peb.

零部件通用化：同一系列的主要零件能够通用。c.

零件设计标准化：按照国标、部标或企标设计“三化”可以提高产品的质量、减少设计成本、组织专业化生产、提高劳动生产率、便于使用、维修和配件供应四、改进与处理阶段1．样机鉴定与改进.在总结了单缸机试验

、多缸机试制、样机性能试验和用户配套实验的基础上，往往要进行多方面的综合改进和进一步的试验观察，然后由企业或者地方主管部门组织新厂品鉴定。鉴定时设计和试制单位要提供下列文件：设计任务书内燃机研发试制总结内燃机动力性、经济性、耐久性、排放特性、噪声水平等性能试验报告内燃机生产产量成本盈亏分析零部件标准审查报告市场需求预测分析用户使用报告……

单缸机试验2．小批量生产和扩大用户试验内燃机是一个十分复杂的技术系统，涉及到水、油、气的流动与密封；工质燃烧、做功与传热；机械传动等多个复杂的物理和化学过程，用户的要求和使用工况变化非常大，因此必须经过小批量生产和逐步扩大用户使用试验，经过严密的设计完善和严格的生产工艺调整，才能最终进行正式商业化生产。本章开始

第二节内燃机的主要设计指标一、动力性指标1.

功率Pe

式中Pme—平均有效压力（MPa），Vm—活塞平均速度（m/s），Vh—气缸排量(L)，Z—气缸数，n–转速（r/min），D—气缸直径（mm），τ—冲程数，四冲程τ=4，二冲程τ=2。可见，有效功率Pe受到上面各参数的影响。在设计转速和结构参数基本确定下来之后，影响有效功率的主要参数就是平均有效压力。2.

转速nn增加对提高Pe有利，但是转速增加后：⑴惯性力，导致负荷增加，平衡、振动问题突出，噪音增加；⑵.工作频率增加——热负荷增加；⑶.摩擦损失增加，导致ηm

下降、ge升高、磨损加剧，寿命缩短； ⑷.进排气系统阻力增加，使ηv

变小；内燃机转速范围1000转/分以上为高速、300~1000转/分为中速、300转以下为低速。发电机组内燃机受电网频率和磁极对数的限制，转速应为

f–电网频率（50Hz）,P—发电机磁极对数。3.

最大扭矩Memax及nMe扭矩适应性系数转速适应性系数总适应系数

μ=μmμn

随用途而有不同的要求。

动力装置汽油机柴油机μmμnμμmμnμ汽车1.1～1.251.5～21.65～2.51.05～1.21.1～1.251.1～1.25工程机械1.2～1.451.6～21.9～2.91.15～1.41.6～21.85～2.8拖拉机1.2～1.31.6～21.9～2.61.15～1.251.6～21.85～2.5二、经济性指标1.燃油消耗率ge(克/千瓦小时)降低ge的措施：提高ηi

和ηm车用汽油机260--400车用柴油机200—2602.机油消耗率gm(克/千瓦小时)1.3—2.6克/千瓦小时三、耐久性、可靠性指标可靠性—在规定的运转条件下，规定的时间内，具有持续工作，不会因为故障而影响正常运转的能力。耐久性—从开始使用起到大修期的时间。四、重量、尺寸、外形指标 是评价设计的紧凑性和金属利用程度的指标。 比重量gw=G/Pe(kg/kw)； 体积功率Pv=Pe/V(kw/m3)

五、低公害指标 1.

噪音内燃机噪音分为：燃烧噪音、进排气噪音和机械噪音汽车分类噪声限值dB(A)第一阶段第二阶段2002.10.1~2004.12.30期间生产的汽车2005.1.1以后生产的汽车M17774M2(GVM≤3.5t)，或N1(GVM≤3.5t)：GVM≤2t2t<GVM≤3.5t78797677M2(3.5t<GVM≤5t)，或M2(GVM>5t)：P<150kWP≥150kW82858083N1(3.5t<GVM≤12t)，或N1(GVM>12t)：P<75kW75kW≤P<150kWP≥150kW838688818384说明：M1，M2(GVM≤3.5t)和N1类汽车装用直喷式柴油机时，其限值增加1dB(A)。对于越野汽车，其GVM>2t时：如果P<150kW，其限值增加1dB(A)；如果P≥150kW，其限值增加2dB(A)。M1类汽车，若其变速器前进档多于4个，P>150kW，P/GVM之比大于75kW/t，并且用第三档测试时其尾端出线的速度大于61km/h，其限值增加1dB(A)2.

排污

CO—破坏人体的输氧能力，麻痹呼吸器官HC—破坏呼吸系统

NOx—与水蒸气混合，在肺部生成稀硝酸。欧Ⅰ、欧Ⅱ总质量<2.5t≤6人欧洲Ⅰ号1995年底之前欧洲Ⅱ号1995年—2000年转毂试验台排放测试g/km汽油柴油IDI+DI汽油柴油IDIDICO2.72(3.16)2.72(3.16)CO2.21.01.0HC+NOx0.97(1.13)0.97(1.13)HC+NOx0.50.70.9Particulate0.14(0.18)Particulate0.080.10蒸发量2.0g/T—

—蒸发量2.0g/T—

—欧Ⅲ、欧Ⅳ总质量<2.5t≤6人.欧洲Ⅲ号2000年—2005年欧洲Ⅳ号2005年底起施行转毂试验台排放测试g/km汽油柴油汽油柴油CO2.30.64CO2.20.5HC+NOx0.56HC+NOx0.3HC0.2HC0.1NOx0.150.5NOx0.080.25PM—0.05PM0.025蒸发量2.0g/T—

—蒸发量2.0g/T—

—欧Ⅴ、欧Ⅵ总质量<2.5t≤6人.欧Ⅴ号2008年10月—2012年欧洲Ⅵ号2012年底起施行转鼓试验台排放测试g/km汽油柴油汽油柴油CO1.00.5CO1.00.5HC+NOx0.23HC+NOx0.17HC0.1HC0.1NOx0.060.18NOx0.060.08PM0.0050.005PM0.0050.005蒸发量2.0g/T—

—蒸发量2.0g/T—

—六、制造、使用、维护指标1）高的动力性能。功率、扭矩、使用转速范围，均适合于工作机械的需要。2)高的燃料经济性。汽车发动机还必须注意部分负荷和不稳定工况下的经济性，还要求燃油经济区尽可能宽，这在混合动力中尤为重要。3)高的工作可靠性和足够的使用寿命。现代内燃机寿命指标较先进的大致为：汽车内燃机40～80万公里；拖拉机及农用内燃机6000～10000小时；工程机械用内燃机10000～28000小时。4）对于汽车用内燃机，还要求尽量低的振动和噪声，也就是所说的NVH（Noise、VibrationandHarshness）性能。本章开始第三节内燃机的选型

一、柴油机、汽油机或气体燃料发动机现在广泛使用的内燃机主要是柴油机、汽油机和气体燃料发动机。在选择内燃机时首先碰到的问题就是选择什么内燃机。

从两方面考虑内燃机本身的技术经济特点和市场需求。地区或国家对环境和能源应用分布的要求。

柴油机：燃料经济性好；工作可靠性和耐久性好，因为没有点火系统；可以通过增压、扩缸来增加功率；防火安全性好，柴油挥发性差；CO和HC的排放比汽油机少。

汽油机：空气利用率高，转速高，因而升功率高。化油器式的过量空气系数α较高，在1.1左右，电控喷射要求α=1；因为没有柴油机喷油系统的精密偶件，制造成本低；低温起动性、加速性好，噪音低；由于升功率高，最高燃烧压力低，所以结构轻巧，比质量小（一般只有柴油机的一半重量）；不冒黑烟，颗粒排放少。目前来讲，柴油机的优点就是汽油机的缺点，反之亦然。燃气发动机：气体燃料发动机主要使用压缩天然气（CompressedNaturalGas—CNG）、液化天然气（LiquifiedNaturalGas—LNG）、液化石油气（LiquifiedPetrolGas—LPG）。可以汽油/LPG、汽油/天然气切换（Bi-fuel两用燃料）或天然气/柴油混合（DualFuel双燃料），也可以单独使用；辛烷值超过100，单独使用时可以提高压缩比以保证功率不损失；排放指标比较低、不冒黑烟；一般情况下使用经济性较好，价格也比汽油便宜；可以节省石油资源；燃料供给采用多点电控喷射才能使混和气比较均匀。一般，6吨以上用柴油机，3-6吨混用，3吨以下汽油机居多，燃气则有较宽的使用范围。但是燃气汽车续航里程短，大部分地区加气站不如汽、柴油加油站分布广泛，所以燃气汽车多用于城市公交车、城市出租车。二、冲程四冲程：使用可靠，工作柔和，耐磨，经济性好，指标稳定，生产、使用经验丰富；二冲程：单位时间内工作循环多一倍，实际功率输出大50~70%，体积小，重量轻，结构简单，但经济性差。三、冷却形式水冷：1.冷却均匀效果好；

2.ηv

大，pe大；3.受外界影响小;4.噪音低.风冷：1.散热不好，热负荷高，油嘴易堵，机油易变稀，磨损大；

2.可在沙漠等缺水地带使用，无冻裂；3.噪音大，因为无水套吸音；4.

铸造困难；5.

冷却系结构简单，无漏水；6.

单体结构，维修成本低。四、气缸的布置主要由发动机的使用环境决定。单列：结构简单，使用维修方便。双列：在增加功率，提高车厢面积有效利用要求下，趋向采用双列，双列有V型、错缸型（缸心线平行和缸心线不平行两种）

卧式：可布置在底盘中部或后部，大幅度降低高度，改善面积利用率，开阔视野，提高了操纵性、机动性。

本章开始第四节内燃机主要参数的选择一、平均有效压力pme

Hu—燃料低热值，γs–进口状态下空气密度，l0—理论空气量提高pme的途径：1.

↑ηv,采用合理的进气系统，合理的配气机构（相位、型线、多气门）2.

↑ηi,↑ε，↓传热损失（绝热活塞、绝热气缸），加强燃烧室密封3.

↑ηm，减小配合间隙，选择摩擦材料，提高工艺水平。柴油机还要注意燃油系统的调整，使α→1；采用增压提高空气密度。当然，增压会带来：机械负荷增加→机械应力增加热负荷增加→热应力增加应从结构、冷却、加工、材料等方面加以保证。二、活塞平均速度

Vm是表征发动机强化程度的主要参数Vm↑可以使平均有效压力Pe增加，但是Vm↑的副作用是：1．摩擦损失增加，导致热负荷增加、机油承载能力下降、发动机寿命降低。2．惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低。3．进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv下降。一般汽油机柴油机三、气缸直径和缸数气缸直径D加大，Pe以平方的速度增加。但是惯性力也增加明显，导致振动和机械负荷加剧。缸数Z增加，Pe线性提高，发动机长度加大，平衡性改善。气缸直径改变之后，要做如下必要的工作：计算气缸工作容积。计算标定功率和标定转速下的扭矩Me。利用表（1-2）估算最大扭矩Memax和对应转速。压缩比验算和调整、燃烧室重新设计。工作过程计算。重新选配活塞组零件，计算活塞组质量。确定是够需要改变气门直径和气门最大升程，是够需要重新设计凸轮型线。重新曲轴平衡分析、重新设计曲轴的平衡块及布置。进行曲柄连杆机构动力计算，计算活塞侧向力、连杆力、切向力、径向力和单缸扭矩，计算轴颈积累扭矩。连杆轴承表面压力校核。曲轴系统的扭转振动计算以确定是否要重新匹配减振措施。冷却水流动和散热能力计算分析。四、行程S行程S增加，可以提高Pe，但活塞平均速度Cm提高，有磨损加速、寿命降低等问题。一般S的变化主要用于：1．调节整机排量2．调节耐久性—减小S,减小侧向力，减轻磨损3．调节扭矩值要改变行程S，相应在结构上的必要改变和必要的计算包括：要重新设计曲轴，使曲轴的曲柄半径r=S/2。要重新进行压缩比计算和调整。重新设计缸套长度。计算气缸工作容积。计算标定功率和标定转速下的扭矩Me。利用表（1-2）估算最大扭矩Memax和对应转速。要重新进行曲柄连杆机构动力计算、平衡计算。活塞平均速度和最大速度计算，确定活塞与缸套的摩擦情况。曲柄半径改变，连杆比λ变化，要确定连杆长度是否合适，最大连杆摆角时杆身是否与缸套下沿相碰，活塞下止点时曲轴平衡块是否与活塞裙部相干涉。一般情况下，如果活塞行程加大，连杆长度也要加大。要改变机体高度或者将曲轴中心上下移动。要进行工作过程计算等。此时曲轴轴颈的重叠度肯定要发生改变，尤其在加大冲程情况下，一定要利用有限元方法验算曲轴的强度。扭转振动计算分析，确定是否需要改变减震器结构。本章开始第五节发动机设计的发展一、目前广泛采用1．新结构：新型燃烧室、多气门、可变配气相位、可变进气管长度、可变增压器。2．新技术：增压、汽油喷射、柴油机高压喷射系统、预喷射技术、电控多点喷射、缸内直喷汽油（GDI）、均质混合压燃技术3．新工艺：以铸代锻、压力铸造、表面处理技术…新材料：活塞环（塑料）、活塞（复合材料）、缸套、轴瓦、油底壳、进气管、齿轮…，主要目的是减轻质量、减少磨损、隔振、隔音。

二、现代设计方法1．计算机辅助设计制图提高速度和质量、便于 保存和修改处理

工程分析计算缩短设计周期、 降低设计成本、提高准确性2．模拟计算与仿真设计：三维曲面设计、气体液体流动分析、 燃烧模拟、振动分析、噪声仿真…3．优化设计：结构形状优化（以质量最轻或应力最小或变形最小或阻力最小等等为优化目标），多采用线性规划法、复合形法、惩罚函数法等等

4．工程数据库

5．可靠性设计方法xf(x)fy(xy)Fq(xq)Xy0Xq0本章开始第二章曲柄连杆机构受力分析返回开始第一节曲柄连杆机构的运动学(活塞的运动学）第二节曲柄连杆机构中的作用力第一节曲柄连杆机构的运动学(活塞的运动学)一、

简述机构的作用：活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动 活塞上的力转化为曲轴上的扭矩两个假设：1.曲轴作匀速运转;2.角速度ω为常数。二、

中心曲柄连杆机构的运动规律活塞的位移表示为活塞的运动可以用三角函数组成的复谐函数表示，既活塞的运动是复谐运动。

对x求一阶导和二阶导，得四、

活塞运动规律的分析与用途1．简谐运动的规律一阶谐量与曲轴速度同步二阶谐量比曲轴速度快一倍

①活塞位移用于示功图转换气门干涉校验动力计算②活塞速度用于计算平均速度Vm()，判断强化程度、计算功率计算最大速度Vmax（=1.625Vm）,评价气缸的磨损程度。③活塞加速度用于计算往复惯性力的大小和变化，进行动力计算。本章开始第二节曲柄连杆机构中的作用力一、曲柄连杆机构中力的传递和相互关系作用力分为：①气压力Fg②惯性力往(复惯性力Fj、旋转惯性力Fr）③合成力F=Fj+Fg

一、曲柄连杆机构中力的传递和相互关系上式说明，永远存在一个与输出扭矩方向相反、大小相等的翻倒力矩。

二、气压力的作用效果气压力Fg和在机体内部平衡掉，对外没有自由力，只有扭矩输出和翻倒力矩曲柄连杆机构的所有零件，按照运动性质可分为三组。①

活塞组m’,包括活塞、活塞环、活塞销和卡环。②

曲轴组mka.

连杆轴颈及与连杆轴颈相重合的曲柄部分mk1b.

曲柄上连杆轴颈与主轴颈中间的部分mk2其当量质量③

连杆组根据质量守恒和质心守恒原理所以

关键是求出重心位置。现在利用制图软件可以方便求出。

三、往复惯性力1．

机构运动件的质量换算换算原则：保持当量系统与原机构动力学等效。

2．

曲柄连杆机构中的惯性力惯性力与运动质量有关，该机构中的运动质量有往复运动质量旋转运动质量

往复惯性力

往复惯性力的性质：a.

Fj与a的变化规律相同，两者相差一个常数mj，方向相反。b.

可以用旋转矢量法确定FjⅠ和FjⅡ的大小、方向，用来判断往复惯性力作用性质。c.FjⅠ和FjⅡ

始终沿着气缸轴线作用。d.

往复惯性力总是存在。所以由Fj产生的单缸扭矩、翻倒力矩和自由力总是存在。但是曲轴一转内，翻转力矩之和、自由力矩之和为零。

旋转惯性力Fr四、往复惯性力和气压力作用的差别

气压力Fg是做功的动力，产生输出扭矩。气压力Fg在机体内部平衡，没有自由力。Fj没有平衡，有自由力产生，是发动机纵向振动的根源。Fjmax<FgmaxFj所占区域长，总是存在，正负面积相等；Fg呈脉冲性。

五、曲柄连杆机构中力的计算（动力计算）

合成力

F=Fj+Fg侧向力

FN＝F·tgβ

连杆力

切向力径向力

单缸扭矩

翻倒力矩

六、多缸机扭矩（动力计算）

以六缸四行程发动机（1－5－3－6－2－4）为例：

如果第一缸的扭矩为M1(α)，则第二缸的扭矩为M2＝M1(α+240)，M3＝M1（α＋480），…….

第一主轴颈所受扭矩M0,1=0第二主轴颈所受扭矩M1,2=M1(α)第三主轴颈所受扭矩M2,3=M1,2+M1（α＋240）第四主轴颈所受扭矩M3,4=M2,3+M1（α＋480）第五主轴颈所受扭矩M4,5=M3,4+M1（α＋120）第六主轴颈所受扭矩M5,6=M4,5+M1（α＋600）第七主轴颈所受扭矩M6,7=M5,6+M1（α＋360） =

5，21，63，42.连杆轴颈扭矩根据扭矩向后传递的原则，Mgi应该是前一个主轴颈上的积累扭矩Mzi与作用在本曲柄销上的切向力所引起单缸扭矩的一半。

3.平均扭矩据此可以计算指示功率、有效扭矩等动力指标。

4.输出扭矩的均匀性一般以标定工况评价扭矩不均匀系数

增加气缸数、点火均匀、组件分组、增加飞轮惯量等均可减小扭矩不均匀性。

七、发动机对支承的作用力

bW

Q2Q1八、曲轴轴颈和轴承的负荷

1．连杆轴颈的负荷Pq取坐标系固定于连杆轴颈上，有合力大小和方向角为2．连杆轴承的负荷Fp取坐标系固定于连杆上，根据Fp与Fq互为反作用力的关系：Fp=Fq3．主轴颈的负荷多支承曲轴主轴颈负荷不能精确确定，因此假设：任何时刻主轴颈上的负荷只决定于此轴颈左右相邻曲轴上的作用力。将静不定多跨曲轴按单跨梁计算。4．主轴承负荷Fc=-Fz本章开始第三章内燃机的平衡第二节旋转惯性力的分析第三节单列式内燃机往复惯性力的平衡分析第四节双列式内燃机往复惯性力的分析第一节平衡的基本概念返回开始第三章内燃机的平衡第一节平衡的基本概念一、平衡的定义当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而变化，则我们就称此内燃机是平衡的。实际上这种情况不存在。二、内燃机振动的原因工作过程的周期性：发动机扭矩是周期性变化的。机件运动的周期性：旋转惯性力、往复惯性力是周期性变化的。三、不平衡的危害引起车辆的振动，影响乘员的舒适性、驾驶的平顺性。固定式内燃机的振动，会缩短基础或建筑物的寿命。产生振动噪音、消耗能量、降低机器的总效率。引起紧固连接件的松动或过载、引起相关仪器和设备的异常损坏。四、研究平衡的目的和采用的方法通过内燃机平衡性的分析，为分析和选型提供依据。寻求改善平衡性的措施，这些措施一般包括：采用适当的气缸数、气缸排列和曲拐布置；加适当的平衡重；用适当的平衡机构。

方法主要包括：1．解析法任取一个坐标系，求各力和力矩在该坐标系中的投影之和。若∑F＝0，∑M＝0，则该力系是平衡的，反之不平衡。2．图解法作力和力矩多边形，如多边形封闭则力系是平衡，反之不平衡。本章开始第二节旋转惯性力的分析旋转质量旋转惯性力、静平衡和动平衡质心在旋转轴上动平衡静平衡二、旋转惯性力平衡分析

为使动平衡：1.单拐曲轴2.三拐曲轴（1－3－2，四冲程或二冲程)①作曲柄侧视图及轴侧图②图解法对三个缸作离心力的矢量图是静平衡对O点（最后一拐中心）取矩，作力矩矢量图整体平衡方法3.四拐曲轴四拐空间（二冲程发动机）曲轴离心力分析空间曲轴的离心力自然平衡，有不平衡的离心力矩四拐平面曲轴离心力分析

离心惯性力的合力为零，离心惯性力矩也是零曲轴本身承受有最大达负荷的内弯矩，而且中间主轴承承受较大的离心

常见的有如图所示的四块平衡重方案，以减轻内弯矩和轴承负荷FrFrFrFr五缸机（曲轴）旋转惯性力分析（1-2-4-5-3）四冲程5曲拐布置图四冲程5曲拐轴测图12435四冲程五缸机旋转惯性力分析—图解法曲柄侧视图四冲程5拐曲轴旋转惯性力多边形四冲程五缸机旋转惯性力矩分析四冲程5拐曲轴旋转惯性力矩多边形利用矢量投影求和的代数方法，求离心力矩的大小和方向假设缸心距为a，对第五缸中心取矩各矢量在x轴的投影和为各矢量在y轴的投影和为合力矩为合力矩的方向与y轴的夹角为平衡块质径积为4.六拐曲轴六拐曲轴的平衡性很好，但是也存在内弯矩和轴承负荷问题。因此六拐曲轴也要合理布置平衡重。方案有如图所示几种。本章开始第三节单列式内燃机往复惯性力的平衡分析几个基本概念2．往复惯性力始终沿气缸轴线作用，大小和方向按简谐规律变化，力矩总是作用在气缸中心线与曲轴中心线组成的平面内。都是不平衡的自由力，如果不采取平衡措施，就会传到支承上，引起纵向振动。1.往复惯性力可以用旋转矢量表示为3．单缸机往复惯性力的平衡分析都没有平衡，需要采取平衡措施。1.双轴平衡法对于一阶惯性力，用两根平衡轴四个平衡重(或两个)对于二阶往复惯性力采用类似方法平衡关系为：2.过量平衡法（0<ε<1）从中消去α得到当过量平衡率ε=0.5时，合力矢量变成一个常数的圆，方向与曲柄半径方向相反。现在高速小型发动机的过量平衡率有取较小值（ε=0.15~0.2）的趋势2.单轴平衡法要求e1、e2尽可能小，以保证附加力矩M尽可能小。当平衡轴与曲轴水平对齐时，仍然存在不平衡力矩。单轴平衡法多缸机往复惯性力平衡分析12121212a曲柄侧视图曲轴布置图一阶曲柄图二阶曲柄图单列式两缸机（发火顺序1－2－1，四冲程是不均匀发火）图解法λC

λC整体平衡法双轴平衡法更好的曲轴布置应该是360度曲拐夹角。此时发火均匀，可采用双轴机构平衡，也可以采用平衡活塞的方法平衡。如右图所示单列式三缸机（1－3－2）作曲柄图和轴侧图作惯性力矢量图三拐曲轴一、二阶曲柄图和轴侧图一阶惯性力二阶惯性力得到FRjⅠ=0FRjⅡ=012312330O作力矩图MjⅠmax=出现在一缸上止点后30○。求整体平衡法平衡重质径积，平衡重布置如前图30Obmprpmpmpmprp

三缸机一阶往复惯性力矩单轴平衡机构三缸机一阶往复惯性力矩双轴平衡机构单列四冲程四缸机（1－3－4－2）作曲柄图和轴侧图141234

23一阶曲柄图二阶曲柄图惯性力分析2aC3aCaC单列二冲程四缸机（1－3－4－2）

作曲柄图和轴侧图出现在上止点前整体平衡方法：得到FRjⅠ=0FRjⅡ=0单列四冲程五缸机（1—2—4—5—3）发火间隔角作曲柄图和轴测图可以看出：一阶惯性力和二阶惯性力的合力都是零，是平衡的。四冲程五缸机一阶往复惯性力矩分析一阶力矩各矢量在x轴的投影和为各矢量在y轴的投影和为合力矩为一阶合力矩的方向与y轴的夹角为与水平轴的夹角为54°向水平轴投影得到此时的实际一阶往复惯性力矩为二阶往复惯性力矩分析二阶往复惯性力矩的合力矩幅值为与水平轴的夹角为18°向水平轴投影得到此时的实际一阶往复惯性力矩为即使考虑到连杆比λ（λ≈1/3），二阶往复惯性力矩的值也比较大，大于一阶往复惯性力矩的幅值。设计中应该采用双轴机构进行平衡。二阶往复惯性力矩分析与平衡措施平衡轴的质径积为平衡轴上的平衡块两两相反，对称布置单列四冲程六缸机（1－5－3－6－2－4）惯性力分析：惯性力矩分析：相当于两个三拐曲轴对称安置，在自身已经达到静平衡和动平衡性的曲轴上添加平衡重，目的是减轻轴承负荷和减小曲轴的内弯矩。5，21，63，4本章开始第四节双列式内燃机往复惯性力的分析

一、V型两缸机平衡分析1.离心惯性力的分析与单拐曲轴平衡方法一样2.一阶往复惯性力的平衡分析合力为：合力的方向为：的端点轨迹是一个椭圆γ<90o时C(1+cosγ)为长半轴γ>90o时C(1-cosγ)为长半轴γ＝90o时是一个圆变成方向始终与曲柄重合的旋转惯性力平衡措施，以γ<90O

为例取分力较小的分解方案旋转矢量直接用平衡块平衡旋转分量的平衡方法与单缸机一样OA=C(1-cosγ)AB=(OD-OA)cosα＝[C(1+cosγ)－C(1-cosγ)]cosα＝2Ccosγcosα平衡往复惯性力的质径积计算往复矢量用兰氏机构平衡当γ＝90o时，FRjI＝CΦI=α与单缸机旋转惯性力的平衡方法一样，总质径积为：3.二阶惯性力平衡性分析在坐标轴上的投影为也是椭圆γ＝90O时变为水平方向的往复惯性力，可以用兰氏机构平衡二、V型多缸机平衡性分析例：V型八缸机（V-8）平衡性分析（γ＝90○）

V型八缸机用空间曲轴的较多，分析一阶往复惯性力和力矩先将其看成四台V－2机，γ＝90O时，每台V－2机的FjⅠ＝CΦⅠ=α四台V-2机的RjⅠ构成一个离心力系，按照与二行程四缸机一样的分析方法：所以，在采用整体平衡法时有因为，各拐原离心力所构成的离心力矩为分析二阶往复惯性力和力矩先看成两台空间曲轴的四缸机∵直列空间曲轴四缸机的二阶往复惯性力和力矩都等于零∴两台四缸机的二阶往复惯性力和力矩也都为零，即V－8机的二阶往复惯性力和力矩都为零。本章开始第四章曲轴系统的扭转振动第一节扭振的基本概念返回开始第二节扭振系统自由振动计算第三节强迫振动与共振第四节曲轴系统的激发力矩第五节曲轴系统的强迫振动与共振第六节扭振的消减措施第七节扭转振动的现代测试分析方法第四章曲轴系统的扭转振动

第一节扭振的基本概念

扭振：使曲轴各轴段间发生周期性相互扭转的振动。现象：①发动机在某一转速下发生剧烈抖动，噪音增加，磨损增加，油耗增加，功率下降，严重时发生曲轴扭断。②动机偏离该转速时，上述现象消失。原因：①曲轴系统由具有一定弹性和惯性的材料组成，本身具有一定的固有频率。②系统上作用有大小和方向呈周期性变化的干扰力矩。③干扰力矩的变化频率与系统固有频率合拍时，系统产生共振。研究目的：通过计算找出临界转速、振幅、扭振应力，决定是否采取减振措施，或避开临界转速。扭振当量系统的组成：根据动力学等效原则，将当量转动惯量布置在实际轴有集中质量的地方；当量轴段刚度与实际轴段刚度等效，但没有质量。本章开始第二节扭振系统自由振动计算一、单自由度系统弹性力矩

惯性力矩此二阶线性齐次方程的解为：二、三质量扭振系统

I1I2I3C2C1a3a2a1单节点振型

a3a2a1双节点振型

运动微分方程整理得到设通解此时应为同步运动。代入方程得若有非零解，必须系数行列式为零展开对于求出的两个正根设，可得到对应，有第一主振型

a3a2a1单节点振型

a3a2a1双节点振型

对应，有第二主振型三、多质量扭振系统I1I2I3C2C1Cn-1Cn-2In-2In-1In经过整理得到用矩阵形式表示的自由振动微分方程组：这是一个标准的二阶微分方程矩阵形式，可以很方便地用矩阵求解的方法解出固有频率和振型。本章开始第三节强迫振动与共振一、单自由度系统的有阻尼振动阻尼力矩扭振方程令则扭振方程为其通解为为有阻尼振动的角频率。这是一个衰减振动。(D<<1)

二、单自由度系统有阻尼强迫振动设强迫力矩为则上式的特解为代入振动方程得：整理后特解又写为：受迫振动的频率与强迫力矩频率相同是衰减振动与等幅振动的叠加可以看出：当时，振幅等于，因为D《1，所以振幅急剧增加

共振时，振动按固有频率变化，初相角本章开始第四节曲轴系统的激发力矩一、作用在发动机上的单缸扭矩是周期函数可以写成上述过程称为简谐分析，也叫做傅里叶变换其中：故对于四冲程发动机，扭矩的简谐分析表达式为二、多拐曲轴上第k阶力矩谐量的相位关系多拐曲轴其他拐上的力矩谐量与第一拐的相同，只是在相位上依工作顺序有所不同。设

则第i拐上的第k阶力矩第i拐与第一拐上k阶力矩（幅值）间的相位差为例：六缸四冲程发动机（1－5－3－6－2－4），求各阶简谐力矩的相位差，并做出相位图。解：对于四冲程，第五拐上第k阶力矩相位差第三拐上第k阶力矩相位差第六拐上第k阶力矩相位差第二拐上第k阶力矩相位差第四拐上第k阶力矩相位差取得到相位图如下：1.当谐量的阶数为曲轴每一转中发火次数的整数倍时，该阶振幅矢量位于同一方向，可以用代数方法合成，该阶谐量称为主谐量。此时各谐量的相位与发火顺序无关。各拐该阶力矩幅值作用在同一直线上，方向不同，称为次主谐量。2.当3.曲拐侧视图有q个不同方向的曲拐，则有个相位图。

本章开始第五节曲轴系统的强迫振动与共振一、临界转速曲轴与外界干扰力矩“合拍”，产生扭转共振的转速称为临界转速。共振时计算和分析扭转共振的三个条件：nk

在发动机工作转速范围内；1/2≤k≤18，k值太大，一般只考虑前几阶固有频率。很小；二、曲轴系统的共振计算假设：强迫振动引起的共振振型与自由振动的振型相同；只有引起共振的那一阶（第k阶）力矩对系统有能量输入；共振时激振力矩所作的功，等于曲轴上的阻尼功。1.激发力矩所作的功第k阶激发力矩在第i个拐上的激振功激发力矩角位移共振时激振功为：第k阶激发力矩对多拐曲轴的激振功2.阻尼功第i拐上的阻尼功阻尼力矩角位移阻尼功多拐曲轴的阻尼功3.共振时的幅值共振时阻尼功等于激振功，激振频率等于固有频率所以得4.共振附加应力第一个角振幅φ1是关键参数，应该首先控制。一般φ1<0.3○。本章开始第六节扭振的消减措施一、使曲轴转速远离临界转速，更要避开标定转速二、改变曲轴的固有频率提高曲轴刚度C。①增加主轴颈直径；②曲轴长度；③提高重叠度。2.减小转动惯量①

空心曲轴；②

降低平衡重质量；③

降低皮带轮、飞轮质量。

三、提高轴系的阻尼：主要靠材料四、改变激振强度对次主谐量，可通过改变发火次序、气缸夹角来达到五、减振装置－减小振幅的辅助装置1.阻尼式减振器增大机械摩擦、分子摩擦阻尼，吸收振动能量，减少振幅。但消耗一部分有效能量。2.动力减振器图中小摆绕B点的回复力矩：小摆绕B点的惯性力矩小摆的运动微分方程为即当振幅不大时，认为所以其固有频率3.复合式减振器本章开始第七节扭转振动的现代测试分析方法一、测试系统组成扭转振动测试分析系统由电磁转速传感器、测速齿盘、数据采集前端和数据记录分析模块组成。T1T2T3T4时间二、扭振测试分析原理

扭振测试基本原理利用FFT方法对时域信号进行处理，得到频率域上的信号。如果是第k阶谐量引起的扭转共振，则第k阶扭转角幅值最大临界转速nk与系统固有频率ne(或者（Hz）)的关系为：

四缸汽油机扭振测试瀑布图四缸汽油机扭振信号阶次曲线图四缸汽油机后端扭振测试结果本章开始双质量飞轮工作原理（扭转减震器）第五章配气机构设计返回开始第二节配气机构运动学和凸轮型线设计第三节配气机构动力学第四节凸轮轴及气门驱动件设计第一节配气机构型式及评价第五节可变配气相位及其机构（VVT）第五章配气机构设计配气机构应保证气缸内换气良好，充气系数高，换气损失小，使发动机有良好的动力性和经济性，同时要求本身工作平稳可靠，噪声低第一节配气机构型式及评价DEFabγ一、型式无凸轮电磁气门机构无凸轮电液驱动气门机构二、气门的通过能力评价1.时间断面2.平均通过断面3.时间断面丰满系数主要用来比较同样大小气门，升程规律不同时的气门通过能力4.比时间断面F为活塞顶面积。主要用来对不同大小的发动机进行充气能力的比较5．凸轮型线丰满系数三、气门直径与气门最大升程的关系H/d=0.25时，气门口与气门座处的流通面积相等进气门的H/dvi=0.26~0.28排气门的H/dve=0.3~0.35本章开始第二节配气机构运动学和凸轮型线设计一、平底挺柱的运动规律速度三角形与△AOB相似又∵∴偏心距e等于挺柱的几何速度设计时平底挺柱的底面半径要大于emax，即大于由得二、凸轮外形与平底挺柱运动规律间的关系接触点A沿挺柱表面的移动速度为接触点A沿凸轮轴表面的移动速度为

所以凸轮各点的曲率半径为应大于3毫米三、滚子挺柱运动规律已知滚子挺柱规律，求平底挺柱规律。已知平底挺柱规律，求滚子挺柱规律。四、凸轮的工作段和缓冲段设计1.缓冲段设计①设置缓冲段的必要性a.由于气门间隙L0(mm)的存在，使得气门实际开启时刻晚于挺柱动作时刻。b.由于弹簧预紧力P0(N)的存在，使得机构在一开始要产生压缩弹性变形，等到弹性变形力克服了气门弹簧预紧力之后，气门才能开始运动。c.由于缸内气压力的存在，尤其是排气门，气缸压力的作用与气门弹簧预紧力的作用相同，都是阻止气门开启，使气门晚开。上述原因使气门实际开启时刻晚于理论时刻，实际落座时刻早于理论时刻。造成开起冲击大、落座速度高。机构振动、噪声和磨损加剧。②缓冲段参数及基本类型H0：缓冲段高度。进气门开：进气门关：排气门开：排气门关：一般H0＝0.15~0.3mm。

V0：缓冲段速度，V0＝0.006~0.025mm/degΦ0：缓冲段包角，Φ0＝15○～40○典型缓冲段型线：a.等加速－等速型等加速段：

等速段：

b.余弦型VoHoΦoΦ01α2.凸轮工作段设计①高次方多项式凸轮型线边界条件X=0时y=Hmax，给定幂指数p、q、r、s，列方程求解方程系数挺柱加速度挺柱升程挺柱速度缓冲段开始等速段等加速段优缺点：负加速度小，正向惯性力小，桃尖的接触应力小。加速度曲线连续，冲击小，有利于向高速发展。方程形式简单。可用于非对称凸轮设计。负加速度曲线平缓，与气门弹簧的适应性不太好正加速度值大②低次方组合型线优缺点：i．时间断面大，设计上比较灵活；ii．三阶以上导数不连续，平稳性有影响；iii．只能用于对称凸轮除起始点与缓冲段连续外，其他的边界条件就是保证各段升程及三阶导数连续，最大升程Hmax是给定值。最大升程点对应的挺柱速度为零，该处的加速度和第三阶导数不作限制。本章开始第三节配气机构动力学实际气门运动规律（夸大画法）由于机构的弹性变形，位于传动链末端的气门运动与理想的运动有很大的畸变，严重时造成运动件飞脱、气门反跳、噪声增加和零部件加速损坏二、配气机构单质量动力学模型

配气机构单质量动力模型摇臂当量质量Mv—气门组质量，Mp—推杆质量I—摇臂转动惯量系统中M所受力气门弹簧力：机构弹性力：C0(x-y)气压力：FgF0内粘性阻尼力

运动微分方程初始条件的确定气门实际开启时刻是在消除气门间隙和克服弹簧预紧力之后，即设中间变量

其中一般用龙格—库塔方法求解微分方法组，可以计算出气门的动态位移、速度和加速度，还能够计算机构弹性变形、判断飞脱、落座速度等。

凸轮型线的静态评价

1、凸轮型线丰满系数对于只有升程数据表的情况

2、最小曲率半径平底挺柱凸轮表面的最小曲率半径表示为滚子挺柱，凸轮表面曲率半径可以是负值，也就是说可以使凹面凸轮。但是最小负曲率半径要大于滚子直径和砂轮半径。3、K值ta--示在凸轮轴转速为nc的时候，凸型线正加速度宽度所占的时间（s）；--为配气机构基频（Hz）的自振周期(s)。--为凸轮型线上升段正加速度段宽度；--为配气机构一个自振周期对应的凸轮转角。

一般认为，能够使配气机构运行平稳的K值应该满足机构自振频率的计算和实测1、计算自振频率在不考虑机构阻尼和外力的情况下，配气机构单质量模型的自由振动方程为其通解为（Hz）（弧度/秒）2、实测自振频率自振频率的实测有两种方法：（1）在气门上安装位移传感器，在气门与摇臂之间塞进一个厚度不大的薄金属片，例如螺丝刀的平面。转动凸轮轴将气门压开一定的开度，然后突然撤去金属片，将位移传感器传出的信号记录下来，此时的位移信号应该是一个周期衰减波形，假设此时的周期是T（s），则配气机构的自振频率为（2）在进行气门运动规律测量时，通常都是在气门上安装有加速度传感器，测量的信号就是气门运动的加速度。在负加速度段，加速度信号是一个周期波动的曲线。假设曲线的横坐标是时间t，则每两个波峰或者波谷之间的距离就是振动周期T，则对周期T取倒数，就可以得到自振频率f。为避免大的测量误差。在测量时需要多取几个波峰或者波谷求平均值。三、凸轮型线动力修正当量挺柱升程

设计时先选定理想的气门升程曲线，然后再求当量挺柱升程。气门升程y必须4阶导数以上连续。如果气门升程曲线是高次多项式，称为多项动力凸轮。本章开始第四节凸轮轴及气门驱动件设计一、凸轮轴基本结构参数异缸同名凸轮夹角

φ＝A/2A—发火间隔角同缸异名凸轮夹角曲轴转角/（°）气门升程/mm当凸轮挺柱的接触点不在一条直线上，接触点的位置相差γ角时，图a凸轮与曲轴位置的确定压缩上止点膨胀下止点排气桃尖上止点进气桃尖进气下止点—φe1————φi1-—φe2—

———φi2——φΨ当活塞位于压缩上止点时，进排气凸轮相对于挺柱中心线的夹角

这是确定凸轮轴与曲轴相对工作位置，即正时位置所必须掌握的

二、挺柱、推杆、摇臂和气门的设计一般按照

1.挺柱对于平面挺柱：其材料与凸轮轴材料配对底平面最小半径应大于最大挺柱几何速度当缸径比较时，凸轮升程也大，考虑结构要紧凑，常采用滚子挺柱。例如油泵凸轮挺柱。2.推杆要求有足够的刚度，重量要轻，不直度不超过0.1~0.2mm，为保证压杆稳定性应采用空心钢管型结构。液压挺柱吊杯式液压挺柱球阀弹簧刚度要小于油道压力停车回流防止结构下置凸轮轴推杆挺柱式浮动摆臂式SOHC枢轴摇臂式3.摇臂及其支承有足够的抗弯刚度：摇臂采用T型断面，摇臂轴采用空心轴。摇臂应尽量避免悬臂安装，与气门接触面要淬硬。注意加强支座刚度。4.气门设计要求： 进气门：a.有足够的进气流量，流动阻力小；

b.重量轻；c.耐磨性好；

d.密封性好。 排气门：a.有较低的温度，耐热性好；

b.耐磨性好；

c．密封性好。 气门的主要尺寸：A.lv：取决于缸盖和气门弹簧的安装高度B.d：受限于缸盖上的空间尺寸βdv

C.气门杆直径dv大时，外表面积大，有利于传热。一般进排气门杆一样D.气门锥角γ

γ小，气体流通断面积大；γ大，自位作用好，大升程时气体流动阻力小。一般γ＝45°。增压柴油机γ＝30°，因受力变形大。材料：进气门：（300～400○C）40Cr、35CrMo、38CrSi、42Mn2V排气门：（500○C）4Cr9Si2、4Cr10Si2Mo。气门头部背锥角β除影响气门刚度外，还影响进气阻力。某项试验表明，当β=20°时有最大的进气流量。βdv5.气门弹簧弹簧刚度预紧力校核：B点，

基本尺寸弹簧刚度的校核有效圈数弹簧总圈数弹簧剪切应力轿车发动机气门弹簧的工作应力已超过800Mpa（800N/mm2），同时为保证发动机的可靠度，通常要求气门弹簧的疲劳寿命≥2×107

次(安全行驶2×104km)顶置凸轮摆臂机构的凸轮—气门运动规律

6.气门与活塞是否相碰的计算缸垫按压紧后的计算曲柄连杆机构的间隙均偏向一侧，使活塞处于最高处。画出活塞位移曲线按照其门的实际开闭时刻画出气门升程曲线。观察两条曲线是否相碰本章开始工况凸轮轴相位详细内容停机,冷启动,怠速最小重叠角重叠角最小改善燃烧稳定性。在冷启动时，需求浓度较低。改善怠速稳定性，降低怠速速度。改善燃油经济性。中、低负荷排气相位完全提前，进气相位小幅提前提前进气门关闭时刻，而气门重叠角仍保持较小负荷增加相应增加气门重叠角，增加“稀释”效应减小泵气损失。降低进气真空。高负荷,

中、低转速排气相位滞后

进气相位提前提前进气门关闭时刻，提高充气效率。提高中速段扭矩。废气稀释量调节到最大。高负荷，高转速排气相位滞后，进气相位滞后

为提高充气效率，推迟进气门晚关角。一、发动机变工况对配气相位的要求典型收益策略介绍固定相位可变定时功率/扭矩改善怠速排放燃油经济性进气2位置小幅度调节(8to15cam°)1983-现在欧洲/亚洲TDCBDCIEDIXX进气连续可变大幅度调节(20to30cam°)1995ToyotaVVTiTDCBDCIEDIXXXX排气连续可变大幅度调节(20to30cam°)1997FordZetecTDCBDCIEDEXXX进排气等相位调节[单凸轮]连续可变大幅度调节(20to30cam°)200XTDCIEDE

&

IXX进排气独立相位调节连续可变大幅度调节(20to30cam°)1996BMWTDCDEDIIEXXXX应用相位调节示意图日产配气相位应用类型及优点传统螺旋槽式VVT结构最小重叠角位置最大重叠角位置VVT-i工作原理图可变配气相位（张紧轮式）排气凸轮轴进气凸轮轴功率调整调整功率时，链条下部短，上部长，进气门延迟关闭角加大。进气管内气流速高，气缸充气量足。因此高转速时，功率大。可变配气相位扭矩调整凸轮轴调整器向下拉长，于是链条上部变短，下部变长。因为排气凸轮轴被齿形带固定了，此时排气凸轮轴不能被转动，进气凸轮轴被转一个角度，进气门延迟关闭角变小。在这个位置时，在中、低转速，可获得大扭矩输出.可变配气相位怠速怠速时，进气门提前开角度变小，进排气重叠角小，减小怠速抖动.功率调整转速在3700rpm以上时，左侧凸轮轴调整器向上，右侧调整器向下运动，进气门延迟关闭。扭矩调整转速在1000rpm以上时，进气门提前关闭。左侧凸轮轴调整器向下，右侧调整器向上运动。可变配气相位螺旋槽型第一代叶片型第二代叶片型市场竞争性:•成本下降30%¯•更紧凑•重量下降40%•性能更佳­•转子/定子用铝压铸成型•锥形锁销•皮带轮/链轮粉末冶金成形•钢制零部件•齿轮传递负载市场竞争性:•成本下降20%¯•更紧凑•耐久性/稳定性提高•转子/定子粉末冶金成形•链轮/皮带轮集成设计200020022005叶片液压油液压油密封条集成定子/链轮:强度增加成形更精细(更少的切削加工)翼板臂(与叶片):增加强度(撞击)减小泄漏成形更精细(更少切削加工)转子和定子间的轴承位于叶片的最小直径处4个刮油封:减小泄漏成形更精细(减少切削加工)座孔在罩板上成形-·锁销:直形销-·取消锁销衬套转子上为直孔轴向定位-·封装孔精细成形与凸轮轴的阻力扭矩负载不重合精细成形内置回位弹簧内部封装特定应用/可选经成形加工的前罩板:强度增加(形状)多特征集成-锁销座·弹簧座·定子螺栓凸台·液压油道·控制阀工作原理弹簧轴阀的运动方向阀芯-铝制电枢-钢制罩壳-铝制板-钢杯-不锈钢支架-钢（电镀）绕线架-尼龙6/6HS内置滤清器凸轮位置传感器曲轴位置传感器四通路PWM控制阀V2V1供油目标轮控制动力系统控制模块(PCM)0.00.20.40.60.81.0102030405060机油压力(psi)时间(sec)提前滞后相位调整时间(50°曲轴转角)

@90°C相位器位置控制阀进气排气气门重叠角关闭滞后提前最小50%中等*100%提前滞后最大*控制流量以保持位置系统液压系统图液压系统:通过发动机的机油泵供油(一般通过机油泵后面的专用供油道供油)供到VCP的机油由四通（高流量）PWM电磁阀控制(一般在控制阀或者油路上装有滤清器)通过控制转子（凸轮轴）两侧的机油流量使其相对定子（凸轮驱动）发生相对转动通过液压控制使转子和定子锁死，保持中间位置机油流量:排出机油量(ml/rad*shiftauthority)保持位置时流量(时间最长)=下表列出的泄漏量泄漏:液力供给系统设计理念锥形设计减小间隙使销锁止时系统工作更安静双向液力驱动(C1orC2)确保可靠锁销脱离仅需要6°倒角>0.05µ的摩擦力可以抵消扭矩作用在销上的推力如果动摩擦系数<0.05µ则会出现噪音

在油压较低得情况下，动态的压力尖峰可能会引起锁销脱离

锁销工作原理图C1面积=0.40cm23N/0.4cm2=0.75bar回油孔转子上直径3.0mm,皮带轮上直径2.2mm扭矩10Nm@26mm半径=385N,给定tan(6°座孔倒角)=0.105,轴向分量=40N摩擦力摩擦系数为0.1µ时在销与销座处和销与衬套处共产生40N的摩擦力弹簧力锁止时2N脱离时3N

C2截面面积=0.63cm23N/0.63cm2=0.48bar二、部分可变机构动画演示保时捷可变配气机构奥迪可变气门升程机构本章开始宝马可变气门升程机构第六章曲轴飞轮组设计返回开始第一节曲轴的工作情况、材料选择第二节曲轴的结构设计第三节曲轴的疲劳强度校核第四节提高曲轴疲劳强度的结构措施和工艺措施第五节飞轮的设计第六章曲轴飞轮组设计第一节曲轴的工作情况、材料选择一、工作条件、设计要求工作条件：周期变化的力、力矩共同作用，即受弯曲又受扭转，承受交变疲劳载荷，重点是弯曲载荷。曲轴的破坏80％是弯曲疲劳破坏。形状复杂，应力集中严重。轴径比压大，摩擦磨损严重。设计要求：有足够的耐疲劳强度有足够的承压面积，轴颈表面要耐磨尽量减少应力集中刚度要好，变形小，否则恶化其它零件的工作条件。二、材料要根据用途和强化程度，正确选用：中碳钢（35＃，40＃，45＃），合金钢，球墨铸铁图6-1曲轴的应力集中图6-2曲轴的疲劳破坏形式a)弯曲疲劳破坏b)扭转疲劳破坏本章开始第二节曲轴的结构设计长度－决定于缸心距L0、缸径一、曲柄销D2

和L2趋势：D2，L2优点：L2一定时，D2增加，比压下降，耐磨性提高。D2增加，弯曲刚度增加，扭转刚度增加。L2下降，纵向尺寸下降，刚度提高。从润滑理论来讲，希望

提高D2受到两个限制：D2增加导致离心力增加，转动惯量增加受到连杆大头及剖分面形式影响，一般承压面积，一般，汽油机偏下。二、主轴颈D1，L1从等刚度出发，D1＝D2；从等强度出发，D1<D2；实际结构中，D1>D2原因：D1增加，可以提高曲轴刚度，增加了曲柄刚度，不增加离心力。②D1增加，可增加扭转刚度，固有频率，转动惯量I不多。③但是，D1增加，圆周速度，摩擦损失，油温。一般三、曲柄整体式曲轴中最薄弱的环节。横截面的抗弯模数为∵h，圆角处应力集中；多数采用椭圆形曲柄本章开始第三节曲轴的疲劳强度校核一、曲轴的损坏形式和强度计算方法主要是弯曲疲劳破坏（80％）和扭转疲劳破坏。现在绝大部分采用有限元方法，极少采用简支梁法。二、疲劳强度校核曲轴圆角处和油孔处的应力集中严重，是校核的重点曲柄受力及应力分布示意图f(x)

fy(xy)fq(xq)设计强度使用应力应力－强度干涉模型可靠度在应力与强度概率曲线相交的区域面积，视为发生破坏的概率曲轴目前采用优化设计方法：①建立目标函数②确定约束条件③确定设计变量和设计参数④采用适当的算法（复合形法，惩罚函数法，单纯形法），求解目标函数。本章开始第四节提高曲轴疲劳强度的结构措施和工艺措施一、结构措施加大曲轴轴颈的重叠度A（＝）。增加抗弯和抗扭刚度。2.加大轴颈附近的过渡圆角重叠度的无量纲形式：1／4椭圆法；分段圆弧法；沉割圆角法3.采用空心曲轴提高弯曲刚度，减小应力集中，减轻曲轴重量4.开卸载槽采用沉割圆角的曲轴有卸载槽的曲轴结构二、工艺措施1.圆角滚压强化原理：表面产生剩余压应力，低消部分工作拉伸应力，提高曲轴的疲劳强度。钢轴疲劳强度可提高30％，球铁轴疲劳强度可提高30～60％。2.圆角淬火用热处理的方法使金属发生组织相变，如产生马氏体相、贝氏体相，发生体积膨张而产生残余压应力。曲轴疲劳强度可提高30～50％曲轴淬火残余应力仿真模拟考虑表面淬火的曲轴强度分析模型曲轴在表面淬火处理之后，表面材料发生了变化。为了真实模拟曲轴的疲劳强度，应该在曲轴有限元模型中考虑淬火硬化的过程和效果。利用仿真模拟的方法模拟曲轴高频感应加热淬火过程，在曲轴表面形成残余应力，然后用带有残余应力的曲轴有限元模型进行疲劳强度计算分析。3.喷丸强化处理与滚压强化的道理一样，属于冷作硬化变形，在金属表面留下压应力，而且使表面硬度提高，从而提高曲轴的疲劳强度4.氮化处理利用辉光离子氮化或气体软氮化方法，使氮气渗入曲轴表面，由于氮的扩散钠作用，使金属体积增大，因而产生挤压应力。曲轴疲劳强度可提高30％。本章开始第五节飞轮的设计一、飞轮的作用输出扭矩大于阻力矩时，吸收多余的功，转速略增。输出扭矩小于阻力矩时，释放储存的能量，转速略减。总之，作用就是调节曲轴转速变化，稳定转速。扭矩不均匀系数曲轴角速度变化率曲轴运转不均匀系数降低ω波动的措施：增加气缸数，发火均匀；增加发动机转动惯量I0，最有效的方法就是装飞轮。二、飞轮转动惯量If的确定1.盈亏功△Eiμξ110~201.1~1.328~150.5~0.83~45~100.2~0.461.5~3.50.06~0.180.6~1.20.01~0.03120.2~0.40.005~0.01四冲程发动机的扭矩不均匀系数和盈亏功系数如果式中E为一循环的有效功，则可根据盈亏功系数ξ算出盈亏功△E。ξ主要与缸数有关。2.飞轮转动惯量的确定令则关键在于δ的选择一般车辆用内燃机发电用内燃机本章开始第七章连杆组设计返回开始第二节连杆螺栓的设计第三节提高螺栓疲