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發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)概念設(shè)計 中國北方發(fā)動機(jī)研究所2007年8月 主要內(nèi)容 一 機(jī)體與氣缸套 二 氣缸蓋 三 活塞 四 連桿 五 曲軸 六 配氣機(jī)構(gòu) 一 機(jī)體與氣缸套 1機(jī)體機(jī)體是發(fā)動機(jī)的基礎(chǔ) 骨架 幾乎所有零部件和輔助系統(tǒng)均裝置于機(jī)體的內(nèi)外 體積最大 決定發(fā)動機(jī)的外形尺寸重量最大 占發(fā)動機(jī)總凈質(zhì)量20 25 1 1機(jī)體結(jié)構(gòu)形式平分式和下沉式 圖 根據(jù)有無氣缸套及其安裝形式 機(jī)體又可分為 無缸套 干式缸套和濕式缸套三種形式 1 2機(jī)體設(shè)計要求具有足夠的強(qiáng)度機(jī)體承受交變的拉壓 彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷 在長期和連續(xù)作用下 必須具有足夠的強(qiáng)度 發(fā)動機(jī)強(qiáng)化程度愈高 對強(qiáng)度的要求愈苛刻 具有足夠的剛度剛度是機(jī)體設(shè)計中極為重要的指導(dǎo)思想 缸體剛度不足會使氣缸套失圓 氣缸密封失效 造成漏氣 機(jī)油耗量增大 嚴(yán)重時導(dǎo)致拉缸 曲軸主軸承孔 凸輪軸孔變形過大導(dǎo)致各摩擦副的磨損加劇 嚴(yán)重時會影響曲軸與凸輪軸對氣缸中心線的垂直度 這將大大影響發(fā)動機(jī)工作可靠性和使用壽命 機(jī)體上壁 特別是曲軸箱壁剛度不足時 將產(chǎn)生過大變形及振動 從而激發(fā)出強(qiáng)烈的噪聲 構(gòu)成發(fā)動機(jī)噪聲中的重要組成部分 傳動箱剛度不足則導(dǎo)致各傳動孔相對位置偏差過大 傳動平穩(wěn)性變差 齒輪磨損加劇 受力狀況惡化 噪聲增大 嚴(yán)重時導(dǎo)致斷齒 直至發(fā)動機(jī)失效 1 3機(jī)體設(shè)計規(guī)范1 3 1材料 高強(qiáng)度灰鑄鐵 HT250 HT300 或合金鑄鐵 高強(qiáng)度鋁硅合金 如 ZL101 ZL702A ZL114A 1 3 2缸心距與缸徑比 L D 為縮小體積 減小重量 機(jī)體在缸徑D確定的情況下 縮小外形尺寸的潛力主要就是最大限度地壓縮缸心距L 以求得最短的機(jī)體長度尺寸 L D 1 10 1 15 國外 1 20 1 25 國內(nèi) 依賴于鑄造技術(shù)無缸套機(jī)體 L D 1 17 Ricardo 干式缸套機(jī)體 L D 1 20濕式缸套機(jī)體 L D 1 281 3 3基本壁厚缸徑D為100mm以下時 基本壁厚為4 5mm 缸徑D為100 130mm時 基本壁厚為5 6mm 缸徑D為130 150mm時 基本壁厚為6 8mm 1 3 4氣缸蓋螺栓數(shù)目及位置中小缸徑多缸機(jī)多采用每缸六個螺栓近似均布的方案 其中四個布置在兩缸相鄰的隔板平面內(nèi) 螺栓孔搭子須用一定高度和寬度的筋條與主軸承蓋螺栓搭子相聯(lián) 缸徑較大的機(jī)型一般采用七個或八個螺栓 缸徑小于90mm的2 3 4缸機(jī)也有采用四個螺栓的例子 螺栓搭子若靠近機(jī)體壁面時 螺栓孔中心線應(yīng)移至氣缸壁的中心線 并以緩慢的坡度過渡到機(jī)體的壁面 螺栓孔的螺紋應(yīng)盡可能下沉 采用濕式缸套時甚至可下沉到缸套支撐面以下 以改善機(jī)體頂平面的受力情況 1 4提高機(jī)體結(jié)構(gòu)剛度的設(shè)計方法1 4 1合理的外形設(shè)計清砂孔位置 清砂孔不應(yīng)布置機(jī)體兩側(cè)外表面 即使是直徑較小的孔 洞 這一點為國外許多高速柴油機(jī)的結(jié)構(gòu)所證實 機(jī)體的清砂宜從上 下及前 后端面處理 兩側(cè)外形設(shè)計機(jī)體上部的外壁設(shè)計成波浪形曲面 實踐證明 類似的結(jié)構(gòu)形狀有利于提高機(jī)體上部的剛度 在機(jī)體外側(cè)面布置連續(xù)的加強(qiáng)筋 也有利于提高機(jī)體上部的剛度 1 4 2采用無缸套或干式缸套機(jī)體能最大限度縮小外形尺寸 提高剛度 無缸套機(jī)型多為四缸機(jī) 干式缸套機(jī)型的最大缸徑可達(dá)146mm 統(tǒng)計數(shù)據(jù) 日本八大汽車制造企業(yè)近年生產(chǎn)的194種汽車柴油機(jī) 缸徑為74 146mm 標(biāo)定轉(zhuǎn)速為5200 2200r min的4 6缸直列和V8 V10 V12缸機(jī) 中 無缸套機(jī)型54種 28 干式缸套機(jī)型90種 46 共144種 濕式缸套機(jī)型50種 26 1 4 3加強(qiáng)主軸承蓋剛度或采用整體框架軸承蓋對于下沉式機(jī)體 采用橫拉螺栓結(jié)構(gòu) 如豐田IHD FTE 150A等 對于平分式機(jī)體 采用整體框架式軸承蓋 如濰柴的SteyrWD615 6L 126 130 D12V150ZALL及三代改 1 4 4整體式傳動箱式機(jī)體1 4 5提高機(jī)體頂板厚度機(jī)體頂板是濕式缸套機(jī)體剛度最薄弱的環(huán)節(jié) 增大機(jī)體頂板厚度 可提高缸套座圈部分的剛度 避免缸套支撐凸肩因剛度不足而導(dǎo)致氣缸變形 剛性好的頂板也有助于增加整個機(jī)體的抗彎剛度 1 4 6縮小兩缸間隔板通水孔面積 并盡可能降低其位置對于串聯(lián)或串并聯(lián)進(jìn)水方式的機(jī)體 兩缸之間隔板的通孔 是局部剛性薄弱環(huán)節(jié) 設(shè)計中可對模型進(jìn)行模態(tài)分析 修改設(shè)計 以提高局部剛度 2氣缸套 圖 2 1整體式氣缸套 無氣缸套 設(shè)計規(guī)范與應(yīng)用廣泛用于高速 高緊湊 高強(qiáng)化車用柴油機(jī) 螺栓孔螺紋深度 10 D機(jī)體頂部厚度 20 D 改善氣缸孔變形 缸筒壁厚 7 D典型應(yīng)用 Ford的BSD 678 522kW 3000r min 平均有效壓力 2 678MPaBenz的OM603D35A T 車用 五十鈴的4EEI T 轎車CumminsB系列載重貨車柴油機(jī)缺點 鑄造要求嚴(yán)格 維修性差 2 2干式氣缸套設(shè)計規(guī)范該結(jié)構(gòu)形式是從整體式氣缸套考慮維修性而發(fā)展起來 覆蓋范圍D 82mm 146mm壁厚 1 2 3 5mm 離心澆注 1mm 冷拉低碳無縫鋼管 配合 過渡配合 H6 r6 壓入機(jī)體后珩磨 滑配合 H6 g6 典型應(yīng)用 Hino 日野 的F20C 280 350kW 2200r min 2 3濕式氣缸套設(shè)計規(guī)范濕式缸套是我國廣泛應(yīng)用的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式 設(shè)計原則是綜合考慮剛度與熱應(yīng)力的平衡 剛度與壁厚三次方成正比 增加剛度是解決穴蝕的有效方法 壁厚受到熱應(yīng)力的限制 最佳壁厚7 D 濕式氣缸套設(shè)計規(guī)范 2 4材料和表面處理2 4 1材料主要有鍛鋼和鑄鐵一般強(qiáng)化程度要求的柴油機(jī)氣缸套 采用中磷釩鈦鑄鐵 硼鑄鐵 加鈮鑄鐵 硼鈦鑄鐵等材料 高強(qiáng)化程度要求的柴油機(jī)氣缸套 采用球墨鑄鐵 可鍛鑄鐵或半可鍛鑄鐵以及鍛鋼 但必須經(jīng)專門的熱處理 2 4 2表面處理表面處理的目的 其一為加速活塞 活塞環(huán)與氣缸套的磨合 如對氣缸套進(jìn)行磷化處理 其二為提高氣缸套的耐磨性和抗拉傷能力 如采用表面鍍鉻 氣體氮碳共滲 表面激光淬火 滲浸碳化硅 表面等離子噴涂多元合金等 2 4 3平臺網(wǎng)紋表面用SiC油石珩磨加工出有一定規(guī)范要求 交角22 23 的交叉網(wǎng)紋 使珩磨形成的溝槽內(nèi)儲油 溝槽之間的平臺承受活塞和活塞環(huán)的側(cè)壓力 從而改善磨合條件 1概述氣缸蓋與活塞 氣缸套并與共同組成燃燒室 其結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜 除承受高溫 高壓燃?xì)獾淖饔猛?還承受很大的螺栓預(yù)緊力 氣缸蓋各部分的溫度分布很不均勻 底面燃燒室部分溫度很高 而冷卻水套部分溫度較低 進(jìn) 排氣道溫度相差也較大 因此 氣缸蓋承受的機(jī)械應(yīng)力和熱應(yīng)力都很大 此外 因結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜 鑄造殘余應(yīng)力也很大 2設(shè)計要求具有足夠的強(qiáng)度和剛度 保證工作時變形小 避免氣門磨損 氣門桿咬死 氣缸密封失效等故障 設(shè)計合理的氣門 數(shù)目 大小 和進(jìn) 排氣道 保證高充氣效率 對直噴式燃燒室還要求有合適的進(jìn)氣渦流強(qiáng)度 結(jié)構(gòu)力求簡單 鑄造工藝性良好 冷卻適宜 溫度場分布均勻 二 氣缸蓋 3氣缸蓋的結(jié)構(gòu)形式3 1水冷柴油機(jī)氣缸蓋分為整體式 單體式和分塊式 圖 3 2按氣門數(shù)分為二氣門和四氣門兩種結(jié)構(gòu)形式D 110mm的中 小型非直噴柴油機(jī) 多采用兩氣門結(jié)構(gòu) 燃燒室偏置 D 140mm直噴柴油機(jī) 采用四氣門結(jié)構(gòu) 110mm D 140mm 傳統(tǒng)上采用兩氣門 近年來對排放指標(biāo)要求的不斷提高 越來越多的柴油機(jī)采用四氣門結(jié)構(gòu) 4氣缸蓋設(shè)計規(guī)范4 1氣門4 1 1氣門直徑流通能力 流量系數(shù) 相對面積系數(shù)其中 流量系數(shù)是衡量氣道品質(zhì)的參數(shù) 相對面積系數(shù)是衡量氣門座內(nèi)通道面積的參數(shù) 是氣門座內(nèi)通道總面積與氣缸流通截面積之比 對于兩氣門結(jié)構(gòu) 進(jìn)氣門頭部直徑 dvi 0 4 0 45 D 排氣門頭部直徑 dvo 0 35 0 4 D 對于四氣門結(jié)構(gòu) 進(jìn)氣門頭部直徑dvi 0 32D 兩氣門與四氣門的流通能力差 進(jìn)氣11 排氣25 4 1 2直噴兩氣門布置 圖 直噴兩氣門布置 4 2氣缸蓋的預(yù)緊與密封4 1 1氣缸蓋螺栓的數(shù)目與位置氣缸蓋螺栓的數(shù)目為4 8 盡可能靠近氣缸套并沿氣缸中心均勻布置 四螺栓布置用于小缸徑發(fā)動機(jī)上 一般D 85mm 大多數(shù)中 小缸徑柴油機(jī) 采用六螺栓布置 對于直噴燃燒室 一般可沿氣缸中心近似地布置成六角形 重車水冷柴油機(jī) 至少應(yīng)采用6個螺栓布置 增壓機(jī)型常采用7 8個螺栓布置 4 1 2氣缸蓋的預(yù)緊與密封水冷單體式氣缸蓋 每缸預(yù)緊力 2 5 3 Pz AVL推薦2 2 5 風(fēng)冷柴油機(jī)氣缸蓋 每缸預(yù)緊力 2 2 5 Pz 4 3氣缸蓋的材料對在熱負(fù)荷下工作的材料 常用的判據(jù)是Eichelberg品質(zhì)因子 即品質(zhì)因子 aE式中 為導(dǎo)熱率 W m K 為極限拉伸應(yīng)力 MPa a為線脹系數(shù) 1 K E為彈性模量 MPa 灰鑄鐵除強(qiáng)度比較差外 其余三個因素都比較好 加上其鑄造工藝性良好 是氣缸蓋的較理想材料 球墨鑄鐵雖然強(qiáng)度較高 但其他三個因素多較差 因此在相同條件下容易發(fā)生熱裂 在熱負(fù)荷與機(jī)械負(fù)荷比較高的情況下 在灰鑄鐵中加入Cu Cr Mo等合金元素 可以使其熱品質(zhì)進(jìn)一步提高 高強(qiáng)度鋁硅合金的熱品質(zhì)可與灰鑄鐵相比 但硬度不足是一個問題 另外其線脹系數(shù)太大 且最高表面允許溫度只有220 所以僅限于應(yīng)用在重量要求苛刻的軍用柴油機(jī) 4 4氣缸蓋的熱負(fù)荷不同類型的燃燒室對氣缸蓋熱負(fù)荷影響很大 在氣缸蓋中的分布也很不均勻 無渦流直噴式柴油機(jī)氣缸蓋的熱負(fù)荷最低 有渦流的直噴式次之 熱負(fù)荷最高的是渦流室 特別是小缸徑柴油機(jī) 由于鑄造壁厚不能隨缸徑減小按比例減小 相對冷卻水腔不足 熱負(fù)荷特別高 球型燃燒室的熱負(fù)荷介于直噴式和渦流室之間 氣缸蓋中央的熱流量最大 形成最危險區(qū)域 在渦流室氣缸蓋上 中央和邊緣的熱流量相差可達(dá)3倍 而在直噴式氣缸蓋上 熱流量分布要均勻得多 因而直噴式柴油機(jī)更適合增壓 氣缸蓋材料的許用極限溫度 鑄鐵氣缸蓋 375 鋁合金氣缸蓋 220 4 5降低氣缸蓋熱負(fù)荷的措施4 4 1薄壁強(qiáng)背結(jié)構(gòu)采用冷卻條件好且承載能力強(qiáng)的結(jié)構(gòu)來承擔(dān)燃?xì)鈮毫?而熱負(fù)荷由較薄的元件承受 同時用大量支撐將壓力載荷傳遞到強(qiáng)背上 4 4 2鉆孔中 小型柴油機(jī) 為解決冷卻與剛度問題 常采用鉆孔的冷卻水道 鉆孔尺寸為10 D Ricardo推薦 流向鼻梁區(qū)的水流量應(yīng)占總水流量的1 3 流速要達(dá)到3m s 具有以下優(yōu)點 可保證氣缸蓋關(guān)鍵部位的最大壁厚不超過臨界值 鉆孔表面光潔 傳熱效果好 避免鑄造表面熱障 提高氣缸蓋抗熱疲勞性能 同時降低鑄造工藝要求 鉆孔大小及合理布置可調(diào)節(jié)水流速度和水流的分布 對于直噴式氣缸蓋 鉆孔可降低噴油器部位的熱負(fù)荷 1活塞的總體結(jié)構(gòu)現(xiàn)代高速柴油機(jī)活塞總體結(jié)構(gòu)均為 三環(huán)短活塞 圖 以降低發(fā)動機(jī)的總體高度 減小活塞質(zhì)量 降低高速時活塞的往復(fù)慣性力 活塞的設(shè)計高度H 對于缸徑D 100mm 活塞高度H 0 85 1 D 100mm D 120mm H 0 95 1 15 D 120mm D 140mm H 1 00 1 20 D 150 0 925D 2活塞的材料為了滿足高強(qiáng)化程度柴油機(jī)的需要 要求活塞的材料具備熱強(qiáng)度高 熱穩(wěn)定性好 導(dǎo)熱性能好的輕合金 目前多采用共晶高硅鋁合金ZAISi12NiMg和過共晶高硅鋁合金ZAISi118CuNiMg 硅含量高出共晶點 或ZAISi25CuNiMg等 三 活塞 3活塞頭部對于非增壓直噴柴油機(jī) 為加強(qiáng)活塞冷卻 向活塞頂?shù)撞窟B續(xù)噴射潤滑油以冷卻活塞 對于增壓直噴柴油機(jī) 在活塞頭部的環(huán)槽帶內(nèi)用水溶性鹽芯鑄出專用的冷卻油腔 潤滑油在該油腔內(nèi)流動帶走更多的熱量 第1環(huán) 50 以降低活塞頭部的溫度 Mahle推薦 潤滑油流量為5L kWh 現(xiàn)代高速柴油機(jī)活塞為了解決排放問題 出現(xiàn)了 高置頂環(huán) 的設(shè)計結(jié)構(gòu) 完全不同于傳統(tǒng)的設(shè)計方法 即為降低第一道活塞環(huán)的熱負(fù)荷 將環(huán)岸設(shè)計得較低 如推薦該值為 0 15 0 2 D 同時要求第一道活塞環(huán)處于冷卻水腔處 三代改 0 153D 典型應(yīng)用 Ford的BSD 678柴油機(jī) YC6112 其環(huán)岸高度僅10mm 而缸套冷卻水腔頂部距氣缸體上平面距離為22mm 第一道活塞環(huán)遠(yuǎn)遠(yuǎn)高出水腔頂部 通過鑄入含鎳奧氏體鑄鐵鑲?cè)?來強(qiáng)化第一道活塞環(huán)槽 第一道活塞環(huán) Mahle推薦 采用球墨鑄鐵桶面梯形環(huán) 外層鍍0 10 0 20mm的硬鉻 硬度要求達(dá)800HV2以上 它集中了桶面環(huán)和梯形環(huán)的優(yōu)點 在具有良好潤滑性 密封性和磨合性能的同時 能把高溫下形成膠狀的潤滑油從環(huán)槽中排出 而代之以新鮮的潤滑油 由于其優(yōu)越的抗結(jié)膠能力而能適應(yīng)在高溫下工作 4活塞銷座4 1活塞銷座的受力狀態(tài)活塞銷座是活塞承受機(jī)械負(fù)荷最嚴(yán)重的部位 作用在活塞頂上巨大的燃燒壓力會導(dǎo)致活塞 活塞銷及銷座產(chǎn)生變形 銷和銷座的變形不一致會導(dǎo)致銷座內(nèi)部上邊緣處出現(xiàn)所謂尖峰負(fù)荷 由此引起嚴(yán)重的應(yīng)力集中 銷座承壓面積小 發(fā)動機(jī)工作時活塞銷與銷座之間僅有很小角度的擺動 無法形成潤滑所需要的油膜 4 2活塞銷座的結(jié)構(gòu)設(shè)計在設(shè)計時應(yīng)盡可能加大銷座上半部的長度以增加承壓面積 采用異形銷孔結(jié)構(gòu) 可改善銷座的應(yīng)力集中 提高活塞銷及銷座的承載能力 防止銷座孔內(nèi)表面開裂 異形銷孔結(jié)構(gòu)主要包括橢圓形銷孔 卸荷腔 離隙銷孔 及錐形銷孔等 橢圓形銷孔和卸荷腔銷孔 17 5 可減少應(yīng)力集中10 左右 據(jù)Mahle公司的實驗結(jié)果錐形銷孔可降低應(yīng)力集中達(dá)30 左右 具體結(jié)構(gòu)是在銷孔內(nèi)端設(shè)計一小段錐孔 錐度一般為0 014 0 04 5活塞裙部5 1活塞裙部的長度 活塞裙部的長度 0 50 0 55 D 傳統(tǒng)設(shè)計為 0 6 0 8 D 如日產(chǎn)的FD 42型車用柴油機(jī) 其活塞裙部長度僅為0 47D 5 2活塞裙部型線現(xiàn)代高速柴油機(jī)活塞裙部外形多為中凸變橢圓形 5 2 1裙部橫向型線裙部橫向型線多采用雙橢圓坐標(biāo)方程來設(shè)計 橢圓度 橢圓長軸與短軸的差值 為 G 4 1 cos2 25 1 cos4 其中 G為裙部最大橢圓度 對于中 小缸徑柴油機(jī) 一般取0 4 若基于特殊原因 可大于或小于此值 為圓周角 為無因次修正系數(shù) 計算時一般取2 5 2 2裙部縱向型線活塞裙部的縱向型線一般為桶形曲線 目前多采用國外成熟的型線 或根據(jù)活塞的實際工作情況對已有中凸型線進(jìn)行修正 1連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計1 1中心距L的確定現(xiàn)代高速柴油機(jī)普遍采用短連桿結(jié)構(gòu) 以降低總體高度和質(zhì)量 但過小的連桿中心距或曲柄連桿比 R L 會引起活塞側(cè)壓力的增加 導(dǎo)致柴油機(jī)摩擦損失增大 加速活塞 活塞環(huán) 氣缸套的磨損 曲柄連桿比的取值為 0 32 現(xiàn)代高速柴油機(jī)連桿一般采用碳鋼或合金鋼經(jīng)模鍛而成 常用材料有 45 40Cr 42CrMo 35CrMoA等 1 2連桿的結(jié)構(gòu)形式1 2 1連桿大頭的剖分形式 圖 平切口 水平剖分 剛性好 盡可能采用 斜切口 45 剖分 只有在連桿軸頸較大 連桿不能通過氣缸套時才采用 四 連桿 1 2 2連桿蓋的定位方式平切口 螺栓桿定位 定位銷 套 定位斜切口 止口定位 鋸齒定位在一些轎車發(fā)動機(jī)上 也有采用漲開時的不規(guī)則斷面來定位1 2 3連桿小頭的結(jié)構(gòu)形式在確定了活塞銷直徑 并且在活塞內(nèi)腔允許的情況下 盡可能增大連桿的承壓面積以降低比壓 一般將連桿小頭設(shè)計成楔形結(jié)構(gòu) 2連桿強(qiáng)度計算 專題 發(fā)動機(jī)的全部功率都是通過曲軸輸出 曲軸承受周期性變化的力 力矩 包括扭矩和彎矩 共同作用 結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜 應(yīng)力集中嚴(yán)重 易產(chǎn)生疲勞破壞 因而曲軸的設(shè)計必須具有足夠的疲勞強(qiáng)度 圖 1曲軸結(jié)構(gòu)設(shè)計曲軸的基本尺寸依賴于發(fā)動機(jī)的總體結(jié)構(gòu) 必須同時考慮連桿大頭的切口形式 軸瓦的許用比壓 氣缸中心距 曲軸的強(qiáng)度 發(fā)動機(jī)的強(qiáng)化程度等各方面的因素 1 1軸頸的確定1 1 1連桿軸頸Dp連桿軸頸 Dp 0 6 0 65 D 直切口連桿 大于該值應(yīng)采用斜切口連桿 增大連桿軸頸直徑 可減小連桿軸承的比壓 但曲軸不平衡旋轉(zhuǎn)慣性力急劇增大 使發(fā)動機(jī)振動加劇 特別是高速發(fā)動機(jī) 五 曲軸 1 1 2主軸頸Dj 1 05 1 25 Dp主軸頸直徑的確定 應(yīng)具有適當(dāng)?shù)闹丿B度 以保證曲軸的強(qiáng)度 增大主軸頸可提高曲軸剛度 降低軸瓦比壓 減小扭振 增大主軸頸后 由于主軸頸投影面積增大 可適當(dāng)減小主軸頸長度 因而可增加曲柄臂厚度 提高曲軸強(qiáng)度 但過多增大主軸頸會引起軸承摩擦損失增加 影響發(fā)動機(jī)性能 為了避免過大的扭振 在曲軸較長時應(yīng)適當(dāng)加大主軸頸的直徑 1 1 3軸頸有效長度 軸瓦有效長度 主軸頸有效長度與主軸頸直徑之比為 0 26 0 4連桿軸頸有效長度與連桿軸頸直徑之比為 0 35 0 55為提高剛度 在軸瓦比壓許可條件下 軸頸有效長度越小越好 可最大限度增大曲柄臂厚度 以增加曲軸的抗彎截面模量 降低曲軸臂中危險截面處的應(yīng)力 1 2曲軸的平衡發(fā)動機(jī)工作過程中產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)和往復(fù)慣性力 其大小和方向都是周期性變化的 如不加以平衡 則成為發(fā)動機(jī)振動的根源 進(jìn)行慣性力系平衡的主要手段曲軸平衡塊的布置 1 2 1曲軸的靜平衡靜平衡是指曲軸在旋轉(zhuǎn)時離心力的合力為零 即其質(zhì)心位于旋轉(zhuǎn)軸上 在曲軸設(shè)計中必須保證曲軸是靜平衡的 理論上 曲軸都可設(shè)計成靜平衡的 但由于制造時的偏差會產(chǎn)生靜不平衡現(xiàn)象 因此必須對曲軸進(jìn)行靜平衡試驗 1 2 2曲軸的動平衡通過靜平衡試驗可實現(xiàn)曲軸的靜平衡 但其旋轉(zhuǎn)質(zhì)量不一定在同一個旋轉(zhuǎn)平面內(nèi) 因而會產(chǎn)生慣性力矩 引起曲軸振動 這就是曲軸的動不平衡 設(shè)計中必須保證曲軸是動平衡 動平衡的曲軸則必定是靜平衡的 4缸機(jī)曲軸的曲拐平面對稱布置 曲軸既靜平衡又動平衡 但曲軸存在內(nèi)彎矩 會引起曲軸變形 必須在曲軸臂上設(shè)置平衡塊 5缸機(jī)曲拐夾角為72 發(fā)火次序為1 4 3 2 5 其旋轉(zhuǎn)慣性力是平衡的 但其慣性力矩是不平衡的 必須在曲軸臂上設(shè)置平衡塊 6缸機(jī)曲拐夾角為120 發(fā)火次序為1 5 3 6 2 4 呈鏡面對稱布置 顯然是動平衡的 但曲軸本身存在內(nèi)彎矩 為了平衡上述內(nèi)彎矩 必須在曲軸臂上設(shè)置平衡塊 2曲軸材料曲軸材料主要是鍛鋼和球墨鑄鐵 球墨鑄鐵一般用于強(qiáng)化程度不高的非增壓發(fā)動機(jī)中 球墨鑄鐵曲軸的強(qiáng)度與普通中碳鋼相當(dāng) 伸長率 沖擊韌度和彈性模量較低 綜合力學(xué)性能低于鍛鋼 但球狀石墨的耐磨性能優(yōu)于鍛鋼 鍛鋼一般用于強(qiáng)化程度高的增壓發(fā)動機(jī)中 3提高曲軸強(qiáng)度的措施3 1結(jié)構(gòu)措施提高曲軸強(qiáng)度的結(jié)構(gòu)措施主要是降低軸徑圓角處的應(yīng)力集中 增大軸徑重疊度A重疊度 A Dp Dj S 2其中 Dp為連桿軸頸直徑 Dj為主軸頸直徑 S為活塞行程增大過渡圓角R過渡圓角的大小 形狀 材料的組織 表面加工質(zhì)量和粗糙度等 對曲軸的應(yīng)力影響十分明顯 增大圓角半徑可以使局部應(yīng)力峰值下降 試驗表明 R D 0 05時 此處D為連桿軸頸或主軸頸直徑 應(yīng)力集中系數(shù)趨于平緩 較大的圓角更易于磨削加工 精度和表面粗糙度易于保證 但圓角半徑的大小受曲軸軸向尺寸的限制 因此在設(shè)計中必須綜合考慮 3 2工藝措施采用適當(dāng)?shù)墓に嚧胧?可使曲軸疲勞強(qiáng)度得到大幅度提高 3 2 1液體氮碳共滲 疲勞強(qiáng)度可提高40 左右 適用于球鐵和鍛鋼 3 2 2圓角滾壓強(qiáng)化 疲勞強(qiáng)度可提高30 60 圓角滾壓強(qiáng)化是利用滾輪壓力的作用 使曲軸圓角表面的機(jī)械應(yīng)力超過材料的屈服極限而產(chǎn)生塑性變形 讓曲軸表層直到一定深度范圍內(nèi)出現(xiàn)殘余壓應(yīng)力 在工作時 可抵消部分曲軸的拉應(yīng)力 3 2 3圓角表面淬火 疲勞強(qiáng)度可提高30 50 在非液體氮碳共滲的曲軸中 由于軸頸表面的硬度不夠 一般采用高頻淬火工藝來提高其硬度 但由于工藝原因 在對軸頸表面進(jìn)行淬火處理時圓角處不淬火 這樣軸頸部分產(chǎn)生殘余壓應(yīng)力 而圓角部分則因不淬火而形成回火區(qū) 出現(xiàn)殘余拉應(yīng)力 從而降低了曲軸的疲勞強(qiáng)度 因此 應(yīng)采取工藝措施 使軸頸與圓角同時淬火 4曲軸的強(qiáng)度計算 專題 1概述配氣機(jī)構(gòu)是發(fā)動機(jī)的一個重要系統(tǒng) 其設(shè)計好壞對發(fā)動機(jī)的性能 可靠性和壽命有極大的影響 現(xiàn)代發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)在設(shè)計理論和方法上取得了重大突破 1 1創(chuàng)立了許多性能優(yōu)良的凸輪型線早期形狀簡單的圓弧 切線凸輪 雖有較大的時面值 但加速曲線不連續(xù) 工作中易引起配氣機(jī)構(gòu)的沖擊和跳動 尤其對轉(zhuǎn)速較高的發(fā)動機(jī)情況更嚴(yán)重 于是一些工作平穩(wěn)性較好的函數(shù)凸輪逐漸產(chǎn)生并得到應(yīng)用 如無沖擊凸輪 復(fù)合正弦 復(fù)合擺線 低次方 高次方 多項動力 N次諧波凸輪等 這些凸輪型線 由于它們的加速度甚至高階導(dǎo)數(shù)連續(xù) 改善了配氣機(jī)構(gòu)的動力性能 同時時間截面也足夠大 能夠滿足發(fā)動機(jī)充氣性能的要求 因而被廣泛用于現(xiàn)代各種發(fā)動機(jī)配氣凸輪的設(shè)計中 六 配氣機(jī)構(gòu) 1 2由剛性設(shè)計發(fā)展為彈性設(shè)計配氣機(jī)構(gòu)是一個剛性較差的系統(tǒng) 因氣門彈簧和慣性載荷的作用而產(chǎn)生變形 隨著轉(zhuǎn)速提高 變形加大 如設(shè)計不當(dāng) 氣門的實際運動規(guī)律和理論上將產(chǎn)生很大誤差 造成系統(tǒng)的脫離 跳動 提前落座等現(xiàn)象 影響發(fā)動機(jī)的性能和零件的可靠性 因而 設(shè)計時要考慮配氣機(jī)構(gòu)的彈性變形 它已成為現(xiàn)代配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計的基本思想 1 3由凸輪設(shè)計研究發(fā)展到系統(tǒng)設(shè)計凸輪設(shè)計必須同系統(tǒng)設(shè)計結(jié)合在一起 對配氣機(jī)構(gòu)在各工作轉(zhuǎn)速下的動態(tài)行為進(jìn)行研究 要求協(xié)調(diào)充氣性能 平穩(wěn)性與可靠性等方面的要求 1 4引入摩擦學(xué)設(shè)計的理論和方法考慮到配氣機(jī)構(gòu)中摩擦副的潤滑狀態(tài) 摩擦和磨損狀況 在配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計中引入摩擦學(xué)設(shè)計的理論和方法 是現(xiàn)代設(shè)計的重要發(fā)展 2配氣機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式主要包括頂置和下置凸輪兩種結(jié)構(gòu)形式 圖 2 1下置凸輪結(jié)構(gòu)下置凸輪配氣結(jié)構(gòu)形式傳動可靠 制造成本低 用于4000r min以下的發(fā)動機(jī)中 缺點是傳動鏈較長 系統(tǒng)剛度較低 設(shè)計應(yīng)盡可能提高系統(tǒng)的剛度 2 2頂置凸輪結(jié)構(gòu)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到4000r min以上 應(yīng)采用頂置凸輪結(jié)構(gòu) 頂置凸輪可通過搖臂傳動氣門 也可直接傳動氣門 頂置凸輪結(jié)構(gòu)的傳動鏈短 系統(tǒng)剛度有很大的提高 運動質(zhì)量小 由于摩擦副數(shù)目減少而使摩擦損失減小 機(jī)械效率提高 而慣性負(fù)荷減小更可降低氣門彈簧載荷 使系統(tǒng)各零件和摩擦副受力減小 工作可靠性提高 也有利于減小配氣機(jī)構(gòu)的噪聲等 頂置凸輪傳動較復(fù)雜 發(fā)動機(jī)高度尺寸增加 制造成本較高 3配氣機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計3 1凸輪型線的設(shè)計凸輪型線設(shè)計是配氣機(jī)構(gòu)設(shè)計中最關(guān)鍵的部分 在確定了系統(tǒng)參數(shù)后 重要的問題是根據(jù)發(fā)動機(jī)的性能和用途 正確選擇凸輪型線類型及凸輪參數(shù) 3 1 1凸輪型線的類型配氣機(jī)構(gòu)振動特征數(shù) 是型線選擇的參考技術(shù)指標(biāo) 其中 m為系統(tǒng)當(dāng)量質(zhì)量 kg C為系統(tǒng)剛度 N mm 為凸輪軸角速度 rad s 反映了配氣機(jī)構(gòu)的柔性程度 當(dāng)系統(tǒng)剛度大 質(zhì)量小而轉(zhuǎn)速較低時 很小 反映系統(tǒng)有較高的剛性 工作時產(chǎn)生的變形和振動較小 反之 較大 反映系統(tǒng)柔性大 易產(chǎn)生變形和振動 0 002時 系統(tǒng)為柔性系統(tǒng) 應(yīng)采用平穩(wěn)性更好的多項動力 N次諧波或高次方凸輪 僅指出選用型線的大致范圍 具體設(shè)計還應(yīng)根據(jù)發(fā)動機(jī)的性能 用途等要求 最后確定凸輪型線的類型 3 1 2凸輪設(shè)計準(zhǔn)則正確選擇凸輪設(shè)計的原始參數(shù) 包括配氣相位 凸輪過渡段和工作段升程 過渡段和工作段包角以及基圓半徑等 這些參數(shù)應(yīng)根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)和設(shè)計規(guī)律加以選定 評價系統(tǒng)工作平穩(wěn)性的參數(shù) 周期比K 式中 nc為凸輪軸設(shè)計轉(zhuǎn)速 r min m為凸輪正加速度區(qū)間 fn為配氣機(jī)構(gòu)固有頻率 min 1 K是配氣機(jī)構(gòu)在凸輪正加速度區(qū)間內(nèi)振動的次數(shù) K越大 系統(tǒng)工作越平穩(wěn) 但凸輪豐滿系統(tǒng)降低 對于不同的凸輪型線 有不同的K值 對于高次方 多項動力等凸輪要求K在1 3左右 應(yīng)具備較好的充氣性能 即挺柱升程曲線下的面積 豐滿系數(shù) 較大 充氣性能和平穩(wěn)性常常會有矛盾 在設(shè)計中應(yīng)優(yōu)先考慮凸輪的平穩(wěn)性 在良好的平穩(wěn)性基礎(chǔ)上盡可能提高充氣性能 改善氣門及氣門座的工作條件 使氣門升起和落座發(fā)生在過渡段上 設(shè)計凸輪時 過渡段的高度要足夠大 最大挺柱速度受挺柱底面直徑的限制挺柱速度正比于凸輪與挺柱接觸點的偏心量 接觸點不應(yīng)超過挺柱底面圓周之外 滿足關(guān)系式 dTA 2emax 2 3 dTA為挺柱底面直徑 mm emax為接觸點最大偏心量 mm 當(dāng)挺柱速度以mm rad表示時 其數(shù)值與接觸點的偏心量相同 即 emax vmax凸輪曲率半徑的限制為便于加工以及限制凸輪挺柱間過大的接觸應(yīng)力 最小曲率半徑不能太小 當(dāng)采用滾輪挺柱時 凸輪可能出現(xiàn)凹弧的情況 考慮加工工藝性 一般凹弧的半徑為350mm 400mm 凸輪與挺柱間的接觸應(yīng)力不應(yīng)過大 1600 1800MPa 凸輪與挺柱的異常磨損是配氣機(jī)構(gòu)常見故障 設(shè)計時應(yīng)予以考慮 3 1 3凸輪過渡段的設(shè)計配氣凸輪過渡段的型線有多種 應(yīng)用最廣的是等加速 等速過渡段 氣門落座發(fā)生在速度不變的等速段上 保證氣門落座較為平穩(wěn) 3 1 4凸輪工作段的設(shè)計幾何凸輪具有豐滿系數(shù)較大的優(yōu)點 但其動力性能不好 影響配氣機(jī)構(gòu)工作的平穩(wěn)性和零件的工作可靠性和壽命 因此在高速發(fā)動機(jī)推薦采用函數(shù)凸輪 復(fù)擺 型 FB2 凸輪屬于組合式函數(shù)凸輪 具有較大的時面值 平穩(wěn)性也比較好 適用于中 高速發(fā)動機(jī)上 高次多項式凸輪屬于整體式函數(shù)凸輪 不僅升程 速度 加速度曲線連續(xù) 而且其高階導(dǎo)數(shù)連續(xù) 因而工作平穩(wěn)性較好 可用于高速發(fā)動機(jī)上 多項動力凸輪屬于整體式函數(shù)凸輪 其設(shè)計思想與一般凸輪設(shè)計思想不同 一般凸輪是直接設(shè)計挺柱的升程規(guī)律 而多項動力凸輪的設(shè)計方法是首先設(shè)計理想的氣門運動規(guī)律 預(yù)先考慮系統(tǒng)動 靜變形的影響 計算出相應(yīng)的挺柱升程規(guī)律 因此 多項動力凸輪的動力學(xué)性能優(yōu)于高次多項式凸輪 在高速發(fā)動機(jī)獲得廣泛的應(yīng)用 3 2配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)由于配氣機(jī)構(gòu)是一個彈性系統(tǒng) 凸輪所確定的運動規(guī)律經(jīng)過剛性較差的傳動鏈的傳遞 就會產(chǎn)生失真 引起氣門及系統(tǒng)各零件的振動 沖擊 噪聲及磨損加劇 氣門提前落座等一系列問題 隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的提高 問題更為嚴(yán)重 因此在配氣機(jī)構(gòu)及凸輪型線設(shè)計時必須對系統(tǒng)進(jìn)行動力分析 以便對配氣機(jī)構(gòu)工作的平穩(wěn)性作出評價 實際的配氣機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜 為便于計算 將系統(tǒng)進(jìn)行簡化 形成配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)模型 目前常用的模型有單質(zhì)量模型和多質(zhì)量模型 近年來還發(fā)展了有限元動力計算模型 單質(zhì)量動力計算模型最為簡單 計算參數(shù)比較容易確定 計算精度也能滿足工程實際的需要 因而應(yīng)用最為廣泛 3 4氣門彈簧的設(shè)計規(guī)范3 4 1氣門彈簧的結(jié)構(gòu)形式氣門彈簧有單彈簧和雙彈簧兩種結(jié)構(gòu)形式對于高速發(fā)動機(jī) 由于結(jié)構(gòu)緊湊 要求氣門彈簧占據(jù)的空間小并具有較高的固有頻率 常采用單彈簧結(jié)構(gòu) 雙彈簧結(jié)構(gòu)為一個氣門裝內(nèi)外兩個彈簧 主要優(yōu)點是氣門所需要的彈力由內(nèi)外兩個彈簧分擔(dān) 可降低彈簧的工作應(yīng)力 提高可靠性 但雙彈簧占據(jù)較大的空間 氣門彈簧有等節(jié)距和變節(jié)距之分等節(jié)距彈簧用于一般發(fā)動機(jī) 其工藝性好 成本低 只要設(shè)計時彈簧固有頻率超過工作轉(zhuǎn)速一定的范圍 即可滿足要求 對于高速發(fā)動機(jī) 提高彈簧固有頻率受到強(qiáng)度要求的限制 應(yīng)采用變節(jié)距彈簧 它的工作間距由小到大 工作時節(jié)距較小的工作圈逐漸接觸并分開 使彈簧固有頻率發(fā)生變化 增加了振動阻尼 消耗振動能量 減小振幅 避免顫振發(fā)生 3 4 2氣門彈簧的設(shè)計要求在氣門關(guān)閉時 應(yīng)使氣門座的閉合達(dá)到密封要求 在氣門開啟時 使氣門及從動件與凸輪保持接觸 有足夠的疲勞強(qiáng)度 避免發(fā)生氣門彈簧疲勞斷裂 抗松弛性能好 在長期工作后彈簧力下降幅度小 有足夠高的固有頻率 避免發(fā)生彈簧顫振的現(xiàn)象 3 4 3氣門彈簧載荷的選擇彈簧預(yù)緊力F1 氣門關(guān)閉時 保證氣門與氣門座良好密封的要求是 在進(jìn)氣口面積上產(chǎn)生0 15MPa的壓力 彈簧最大彈力F2 在初步選取時要求 F2 2 2 5 F1 3 4 4氣門彈簧尺寸的確定彈簧中徑D2可根據(jù)發(fā)動機(jī)的總布置來選取當(dāng)采用兩個彈簧時 內(nèi)彈簧中徑D2i mm 為 D2i dg dTi 2其中 dg為氣門導(dǎo)管外徑 mm dTi為內(nèi)彈簧鋼絲直徑 mm 外彈簧中徑D2o mm 為 D2o D2i dTo dTi 2其中 dTo為外彈簧鋼絲直徑 mm 內(nèi) 外彈簧載荷分配的比例范圍為 1 2 1 2 5彈簧參數(shù)的計算彈簧參數(shù)主要包括 剛度 預(yù)緊變形量 總?cè)?shù) 自由高度 并圈高度 并圈變形量 自由狀態(tài)時的節(jié)距 螺旋角 展開長度等 3 4 5氣門彈簧的強(qiáng)度校核彈簧靜強(qiáng)度校核時 應(yīng)考慮在最危險情況彈簧處于并圈狀態(tài)下 彈簧鋼絲截面許用應(yīng)力取鋼絲材料強(qiáng)度極限的50 55 彈簧疲勞強(qiáng)度校核時 疲勞安全系數(shù) N 0 0 75 1 2為 1 2 1 3 其中 0 0 3 b為彈簧材料脈動疲勞極限 1和 2分別為氣門彈簧承受交變載荷F1與F2下鋼絲截面應(yīng)力 3 4 6氣門彈簧的共振校核共振校核是以彈簧固有頻率大于凸輪軸轉(zhuǎn)速的倍數(shù)作為衡量彈簧共振情況的一項技術(shù)指標(biāo) 彈簧固有頻率 min 1 應(yīng)大于10倍的發(fā)動機(jī)凸輪軸最高工作轉(zhuǎn)速 3 4 7氣門彈簧的優(yōu)化設(shè)計彈簧優(yōu)化設(shè)計是在多個約束條件下求取多變量目標(biāo)函數(shù)的最佳值 最合理地選擇彈簧參數(shù) 充分利用材料的強(qiáng)度潛力 滿足使用要求 彈簧優(yōu)化設(shè)計的目標(biāo)函數(shù)主要有 彈簧質(zhì)量最輕 固有頻率最高 彈簧安全系數(shù)最大等 彈簧優(yōu)化設(shè)計的約束條件主要有 彈簧旋繞比c 4 5 c 10 最大彈簧力與預(yù)緊力之比RB 2 0 RB 2 8 螺旋角 T 5 T 8 5 彈簧工作變形量與并圈變形量之比RH 0 2 RH 0 8 彈簧細(xì)長比BT 1 BT 3 7 彈簧靜強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度條件 彈簧固有頻率與強(qiáng)迫振動頻率之比RF RF 10 內(nèi) 外彈簧間隙 1mm 內(nèi) 外彈簧固有頻率不應(yīng)相等 即約束條件為 RFi RFo 0 5 其中RFi和RFo分別為內(nèi) 外彈簧固有頻率與強(qiáng)迫振動頻率之比 3 4 8氣門彈簧材料的選擇彈簧彈力減小到名義值的85 以下時 彈簧失效 氣門彈簧用鋼絲是彈簧鋼絲中要求極高的一種 由于在一定的工作溫度下承受變載荷 因此彈簧材料必須具有良好的力學(xué)性能 抗松弛性能和抗疲勞性能 除此之外 還應(yīng)有良好的纏繞性能 挺直均勻 繞制的彈簧尺寸穩(wěn)定 彈力一致 3 4 9提高氣門彈簧疲勞強(qiáng)度和可靠性壽命的工藝措施提高彈簧鋼絲的表面質(zhì)量 避免表面脫碳 進(jìn)行噴丸處理 進(jìn)行彈簧熱定型處理 以提高抗松弛性能 基本發(fā)動機(jī)研究室專業(yè)體系框架 中國北方發(fā)動機(jī)研究所2007年8月 基本發(fā)動機(jī)研究室專業(yè)體系框架 基本發(fā)動機(jī)研究室試驗研究概況 平分式機(jī)體 框架軸承蓋 下沉式機(jī)體 氣缸套 單體氣缸蓋 整體氣缸蓋 活塞 連桿 活塞連桿組 曲軸 配氣機(jī)構(gòu) 下置 配氣機(jī)構(gòu) 頂置 謝謝