爱游戏在线登录:发动机设计重点

　　P a ：单位气缸工作容积所作的指示功，反映发动机工作循环的热功转换的有效程度和气缸工作容积的利用效率

　　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

　　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

　　具体措施即增压，是提高p e 主要措施，对柴油机一般可提高30—40%，增压中冷可提高50—70%，而成本只增加8—10%，发动机质量增大3—5%；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p e 最高可达3.2Mpa ，车用机上达到1.4—1.8Mpa

　　③进排气阻力增加，充气系数ηv 下降（应加大气门或增加气门数目） ；④摩擦加剧，磨损加快，机械效率下降，燃油耗率上升，寿命下降。

　　但C m 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，C m 选择要顾及混合气形成与燃烧的限制；对于汽油机，C m 的选择与进气系统有关

　　由活塞速度精确式，近似取cos β=1，在近似估计时，可认为最大速度出现在α+β=90o时，即连杆中心线与曲柄成直角位置，此时

　　② 当λ>

　　1/4时，α=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180o—360o范围内还有一个）α=180o时活塞的加速度已不是最大负向加速度 （极大值） 对于中低速柴油机其连杆较长，λ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，λ一般大于1/4，活塞加速度在360o范围内有四个极值

　　凡是曲轴回转中心线或者活塞销中心线不与气缸中心线相交的曲柄连杆机构都是偏心机构。根据偏心方向的不同，分为正偏心机构和负偏心机构。正偏心机构（如图a 、图b 所示）在活塞下行时连杆摆角较小，使得作功行程中活塞侧推力有所减小。

　　负偏心机构广泛应用于车用汽油机中，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。

　　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。

　　2、 曲柄换算质量m k ： 式中 m z —曲柄销部分质量；m ω—单个曲柄臂不平衡质量； ρ—曲柄臂不平衡质量质心到曲轴回转中心距离

　　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m CA 和集中在大头处的质量m CB 来代替连杆的实际质量。换算的原则是：

　　③ 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I C 为原连杆的转动惯量。但采用二质量替代系统时，在连杆摆动角加速度下的惯性力矩要偏大 ΔM C =[（m CA l A 2+m CB l B 2）-I C ]ε 2k z m m m R

　　通常Δm 较小。为确定m CA 、m CB 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。

　　即MK 可理解为两部分：一由Pg 产生，一由Pj 产生，其中Pj 产生的扭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。

　　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ξ：

　　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）

　　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γ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，使得整台机的发火间隔均匀

　　2、寻求改善内燃机平衡状态的措施：如采用适当的气缸数、曲柄排列和曲柄布置方案、在曲轴上设置平衡重、采用专门的平衡机构等。

　　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。

　　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。

　　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，如图表示，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

　　如图所示，对于离心惯性力P r 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m B ，则有

　　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m B 越小。

　　其中 因此往复惯性力P jI （或P jII ）可看成两个以角速度ω（或2ω）朝相反方向旋转的矢量C/2（或λC/2）之和，这两个矢量分别称为正转矢量（A I 或A II ）和反转矢量（B I 或B II ），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m j /2（或1/2·λm j /4）在半径R 处以角速度ω（或2ω）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。

　　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

　　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m r 的平衡块质量外，还要多加一过量的平衡质量εm j ，使其产生过量的离心力εC （0

　　可以看出合力R 的矢端轨迹是一个椭圆。当ε=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。ε大小可根据实验确定，通常ε=0.3—0.5。

　　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。

　　（2）假定曲轴只有前后两档轴承，并且轴承的支反力分别通过第一和第末气缸的中心线，使曲轴成为静定简支梁。

　　（1）每一列气缸的平衡性易判断时，可先求出一列气缸的往复惯性力合力及合力矩，然后再进行矢量合成，求出整机的总合力和总合成力矩；（先单列，后整机）（2）当每一对（单排）气缸平衡性容易判断时，可先求出每对（单排）气缸的往复惯性力，然后求出整台发动机的总合力和

　　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）。

　　焊接式曲轴：用于超长行程十字头式柴油机，可以消除大件锻造困难，而且可以降低曲轴质量，使连杆长度得以缩短

　　圆盘式曲轴：用于某些要求结构紧凑的高速柴油机（6135Q，12V135Q）。轴向尺寸紧凑的同时，曲柄销长度可以设计的较长；扭转刚度和弯曲刚度较大，疲劳强度提高，但质量大，制造成本较高

　　③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：

　　③D1大对曲轴的转动惯量影响不大，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=0.65—0.75D。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。

　　从强度的观点看，整体式曲轴的最薄弱环节即为曲臂，曲轴上应力集中最严重处就在曲柄臂与曲柄销、主轴颈相邻的过渡圆角处；从圆角处开始而横断的曲臂弯曲疲劳断裂破坏也最为常见。

　　曲柄臂形状：现代高速内燃机大多采用椭圆形。试验表明，椭圆形曲柄具有最好的弯曲和扭转刚度；因去掉了受力小或不受力部分，质量小，应力分布均匀。

　　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

　　两种方案：单线斜油道和多线、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

　　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机件相碰的条件下具有最短长度。衡量参数为λ=r/l ，大致范围：1/3.2~1/3.8。 估算如下： 满足平衡块不碰活塞时：

　　采用斜切口后带来两个问题：螺栓受剪切、连杆大头因结构不对称而导致刚性不均匀。 为解决第一个问题，要采用如图所示的定位措施：

　　①连杆为压杆，杆身的最大压力为P C—φ图上找到的最大值，计算杆身应力时，还要考虑杆身的附加纵向弯曲应力，因支承方式不同，此应力在摆动平面以及摆动平面的垂直平面内各不相同；

　　②小头载荷为气缸内最大爆发压力与活塞组的惯性力的合力（两者方向相反），并考虑小头衬套过盈配合的压紧力（均布）；

　　③大头载荷为P C—φ图上找到的最大值与连杆大头离心惯性力的合力（两者方向相反），并考虑连杆轴承压紧力（均布）。

　　现代发动机的缸内瞬时高温可达2000～2500℃。为保证活塞工作可靠，通常应限制各部位温度：

　　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；

　　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；

　　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

　　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：

　　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；环弹力较小，主要利用燃气背压密封，摩擦损

　　锥面环锥面锥度在30ˊ—1°30ˊ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15ˊ—60ˊ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。

　　径向压力分布：有高点环、均压环、低点环三种。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。

　　轴心线基本平齐，机体轻巧，但刚性较差，用于结构紧凑的小客车及轻型货车用汽油机上，这类发动机常工作于部分负荷，机械载荷小。②龙门式底面较曲轴轴心线)D，刚性较好，较平底式机体重，常用于柴油机及载重车用汽油机③隧道式曲轴主轴承孔做成一个整体，刚性最好，但也最重，常用于单缸机或非全支承的两缸机。常用滚动轴承，滚动轴承的许用圆周速度限制了发动机转速的提高

　　①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②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。

　　③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。

　　布置原则：1远离缸壁2结构对称3强度良好，要有支撑4机体上表面不能发生变形，因而螺纹孔必须在上表面之下

　　①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1/7—1/8；

　　③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；

　　④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）。

　　表面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

　　④材料：应采用抗热疲劳特性好的材料制造。导热性越好、热膨胀系数越小、高温疲劳强度越高，则越能承受交变热负荷的反复作用。

　　气缸盖的设计一般从燃气面（缸盖底面）的布置开始。燃气面的布置包括：①燃烧室的布置②气道喉口尺寸的选择和布置③喷油器或火花塞的布置

　　3、缸盖冷却水流组织：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：1各螺栓受力尽量均匀2各螺栓依次连线所围成区域不能包围空心区域 四十、配气机构

　　平均流量系数μm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。

　　优点：气缸充量更换彻底；气门组尺寸小、质量轻，更适应高速运转；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。

　　(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

　　(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，须通过摇臂驱动

　　(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

　　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。

　　等加速－等速型优点：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。

　　A. 马氏体钢，如4C r9Si2、4C r10Si2Mo，可用于工作温度低于650oC的排气门，耐磨耐蚀，膨胀系数小

　　B. 奥氏体钢，如4C r14Ni14W2Mo、5C r21Mn9Ni14N、21N等，允许最高工作温度850oC，抗蚀，但耐磨性不如马氏体钢，膨胀系数较大，价格高。

　　发动机的进气噪声成因：①进气管中气流的压力脉动造成的低频噪声；②气流以高速流过进气门造成的低频噪声

　　进气噪声的大小与内燃机的进气方式（增压机大于非增压机）、进气阀机构、缸径、凸轮型线等设计因素有关。对同一台发动机，转速影响最大。

　　多数内燃机在装用空气滤清器后进气噪声大幅降低，进气噪声不是主要的噪声源。进气消声器的设计必须与空气滤清器设计结合起来考虑。

　　②管道内气柱共振噪声：在周期性排气噪声的激发下，排气系统管道中的气柱因发生共振而产生的噪声，其低频部分可能与基频噪声产生叠加，是中心频率在500Hz和1000Hz 频带内的噪声的主要来源

　　⑤气缸亥姆霍兹共振噪声：与转速无关，单缸机中比较严重，排气时排气管与气缸构成亥姆霍兹共振器，多缸机由于各缸间的干扰，排气支管及总管较长，此噪声不显著

　　结构不同的内燃机，随着缸数、燃烧室形式、燃料种类、内燃机转速的不同，排气噪声具有不同的频谱。

　　①转速与负荷：空载时，转速升高引起的排气噪声的增大幅度要大于全负荷时转速升高引起的噪声增大幅度

　　二冲程机大于四冲程机：二冲程机排气开始时刻早、单位时间内排气次数多、为保证扫气效果不宜采用结构复杂的消声器

　　柴油机大于汽油机：柴油机最高爆发压力和压力升高率大于汽油机，因此同等功率时柴油机排气噪声大；同功率下汽油机缸数比柴油机多，排气系统中的气流脉动小

　　③涡轮增压的影响：排气门开启瞬间所产生的噪声经过涡轮后，其能量得到很大衰减，再自涡轮出口排出时噪声明显降低

　　是主要噪声源之一，包括旋转噪声（叶片噪声）和涡流噪声两部分。风扇转速对其噪声影响很大，转速提高一倍时，声压级增加11～17分贝；通常在低转速时，风扇噪声远低于内燃机噪声，但在高转速时，往往成为主要甚至是最大的噪声源。