袁兆成 內燃機設計課件

內燃機設計吉林大學汽車學院熱能與動力專業(yè)袁兆成主講內燃機設計第一章內燃機設計總論第二章曲柄連桿機構受力分析第三章內燃機的平衡第四章曲軸系統(tǒng)的扭轉振動第五章配氣機構設計第六章曲軸飛輪組設計第七章連桿組設計第八章活塞組設計第九章內燃機滑動軸承設計第十章機體與缸蓋設計第十一章內燃機冷卻與潤滑系設計第一章內燃機設計總論第一節(jié)內燃機設計的一般流程第二節(jié)內燃機的主要設計指標第四節(jié)內燃機主要參數(shù)的選擇第五節(jié)發(fā)動機設計的發(fā)展第三節(jié)內燃機的選型返回開始第一章內燃機設計總論第一節(jié)內燃機設計的一般流程一、計劃階段

此階段由下述環(huán)節(jié)組成：1.

確定任務

—

主要是根據(jù)市場需要和法規(guī)需要

(進行必要性、可行性論證)，這個環(huán)節(jié)應該是企業(yè)產品規(guī)劃中確定的，有長期規(guī)劃，也有短期規(guī)劃。

2.

組織設計組—根據(jù)任務挑選合適人選

人員結構合理

技術結構合理3.

調查研究—

a訪問市場和用戶，征求對產品的要求

b了解制造廠的工藝條件、設備能力以及配件供應情況

c收集同類先進產品的資料，考察同類產品

d確定參考樣機

4.確定基本性能參數(shù)和結構形式（概念設計階段）。主要是通過:同類型機型對比、熱力學計算、動力學計算和整機一維模型仿真分析。5．擬訂設計任務書①說明產品的原因、用途、適用范圍等②說明內燃機的主要設計參數(shù)和要達到的技術指標如：a.型式（汽或柴）、氣門數(shù)、直立或臥式b.沖程數(shù)（4或2）、缸徑D、沖程Sc.冷卻方式（水或風）d.汽缸排列方式（直列、V型）e.功率Ne、轉速n、扭矩Mf.燃油消耗率ge(克/千瓦.小時)g.機油消耗率gm(克/千瓦.小時)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—與用途有關（大車、小車、固定）j.排污指標（噪聲、廢氣）k.平均有效壓力pmel.活塞平均速度Cm③.主要結構說明燃燒室、零部件（活塞連桿、曲軸飛輪、機體缸蓋、配氣機構、供油潤滑、冷卻、起動……）④.產品系列化和變型、強化的可能性二、設計實施階段

1.內燃機總布置設計，確定主要零部件的允許運動尺寸、結構方案、

三維實體造型和虛擬裝配、外形圖。

2.按照企業(yè)標準編制零部件圖紙目錄。

3.部件三維圖細致設計、零部件工作圖、縱橫剖面圖。桑塔納1.6升轎車汽油機

Audi轎車汽油機平分式鑄鐵機體整體氣缸汽油機6110柴油機龍門式機體輕型柴油機圖1?8奔馳增壓汽油機采用雙軸平衡機構的1.8L奧迪FSI發(fā)動機橫剖面大眾V10TDI柴油機橫剖面三、檢驗階段1.

試制多缸機樣機2.

多缸機試驗（磨合、調整、性能試驗、耐久試驗、可靠性試驗、配套試驗和擴大用戶試驗）3.

改進與處理階段a.樣機鑒定.b.小批量生產4.

內燃機設計的“三化”a.

產品系列化：基本尺寸相同，不同的排列、缸數(shù)、增壓度，達到提高Peb.

零部件通用化：同一系列的主要零件能夠通用。c.

零件設計標準化：按照國標、部標或企標設計“三化”可以提高產品的質量、減少設計成本、組織專業(yè)化生產、提高勞動生產率、便于使用、維修和配件供應四、改進與處理階段1．樣機鑒定與改進.在總結了單缸機試驗

、多缸機試制、樣機性能試驗和用戶配套實驗的基礎上，往往要進行多方面的綜合改進和進一步的試驗觀察，然后由企業(yè)或者地方主管部門組織新廠品鑒定。鑒定時設計和試制單位要提供下列文件：設計任務書內燃機研發(fā)試制總結內燃機動力性、經(jīng)濟性、耐久性、排放特性、噪聲水平等性能試驗報告內燃機生產產量成本盈虧分析零部件標準審查報告市場需求預測分析用戶使用報告……

單缸機試驗2．小批量生產和擴大用戶試驗內燃機是一個十分復雜的技術系統(tǒng)，涉及到水、油、氣的流動與密封；工質燃燒、做功與傳熱；機械傳動等多個復雜的物理和化學過程，用戶的要求和使用工況變化非常大，因此必須經(jīng)過小批量生產和逐步擴大用戶使用試驗，經(jīng)過嚴密的設計完善和嚴格的生產工藝調整，才能最終進行正式商業(yè)化生產。本章開始

第二節(jié)內燃機的主要設計指標一、動力性指標1.

功率Pe

式中Pme—平均有效壓力（MPa），Vm—活塞平均速度（m/s），Vh—氣缸排量(L)，Z—氣缸數(shù)，n–轉速（r/min），D—氣缸直徑（mm），τ—沖程數(shù)，四沖程τ=4，二沖程τ=2?？梢姡行Чβ蔖e受到上面各參數(shù)的影響。在設計轉速和結構參數(shù)基本確定下來之后，影響有效功率的主要參數(shù)就是平均有效壓力。2.

轉速nn增加對提高Pe有利，但是轉速增加后：⑴慣性力，導致負荷增加，平衡、振動問題突出，噪音增加；⑵.工作頻率增加——熱負荷增加；⑶.摩擦損失增加，導致ηm

下降、ge升高、磨損加劇，壽命縮短； ⑷.進排氣系統(tǒng)阻力增加，使ηv

變??；內燃機轉速范圍1000轉/分以上為高速、300~1000轉/分為中速、300轉以下為低速。發(fā)電機組內燃機受電網(wǎng)頻率和磁極對數(shù)的限制，轉速應為

f–電網(wǎng)頻率（50Hz）,P—發(fā)電機磁極對數(shù)。3.

最大扭矩Memax及nMe扭矩適應性系數(shù)轉速適應性系數(shù)總適應系數(shù)

μ=μmμn

隨用途而有不同的要求。

動力裝置汽油機柴油機μmμnμμmμnμ汽車1.1～1.251.5～21.65～2.51.05～1.21.1～1.251.1～1.25工程機械1.2～1.451.6～21.9～2.91.15～1.41.6～21.85～2.8拖拉機1.2～1.31.6～21.9～2.61.15～1.251.6～21.85～2.5二、經(jīng)濟性指標1.燃油消耗率ge(克/千瓦小時)降低ge的措施：提高ηi

和ηm車用汽油機260--400車用柴油機200—2602.機油消耗率gm(克/千瓦小時)1.3—2.6克/千瓦小時三、耐久性、可靠性指標可靠性—在規(guī)定的運轉條件下，規(guī)定的時間內，具有持續(xù)工作，不會因為故障而影響正常運轉的能力。耐久性—從開始使用起到大修期的時間。四、重量、尺寸、外形指標 是評價設計的緊湊性和金屬利用程度的指標。 比重量gw=G/Pe(kg/kw)； 體積功率Pv=Pe/V(kw/m3)

五、低公害指標 1.

噪音內燃機噪音分為：燃燒噪音、進排氣噪音和機械噪音汽車分類噪聲限值dB(A)第一階段第二階段2002.10.1~2004.12.30期間生產的汽車2005.1.1以后生產的汽車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說明：M1，M2(GVM≤3.5t)和N1類汽車裝用直噴式柴油機時，其限值增加1dB(A)。對于越野汽車，其GVM>2t時：如果P<150kW，其限值增加1dB(A)；如果P≥150kW，其限值增加2dB(A)。M1類汽車，若其變速器前進檔多于4個，P>150kW，P/GVM之比大于75kW/t，并且用第三檔測試時其尾端出線的速度大于61km/h，其限值增加1dB(A)2.

排污

CO—破壞人體的輸氧能力，麻痹呼吸器官HC—破壞呼吸系統(tǒng)

NOx—與水蒸氣混合，在肺部生成稀硝酸。歐Ⅰ、歐Ⅱ總質量<2.5t≤6人歐洲Ⅰ號1995年底之前歐洲Ⅱ號1995年—2000年轉轂試驗臺排放測試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蒸發(fā)量2.0g/T—

—蒸發(fā)量2.0g/T—

—歐Ⅲ、歐Ⅳ總質量<2.5t≤6人.歐洲Ⅲ號2000年—2005年歐洲Ⅳ號2005年底起施行轉轂試驗臺排放測試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蒸發(fā)量2.0g/T—

—蒸發(fā)量2.0g/T—

—歐Ⅴ、歐Ⅵ總質量<2.5t≤6人.歐Ⅴ號2008年10月—2012年歐洲Ⅵ號2012年底起施行轉鼓試驗臺排放測試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蒸發(fā)量2.0g/T—

—蒸發(fā)量2.0g/T—

—六、制造、使用、維護指標1）高的動力性能。功率、扭矩、使用轉速范圍，均適合于工作機械的需要。2)高的燃料經(jīng)濟性。汽車發(fā)動機還必須注意部分負荷和不穩(wěn)定工況下的經(jīng)濟性，還要求燃油經(jīng)濟區(qū)盡可能寬，這在混合動力中尤為重要。3)高的工作可靠性和足夠的使用壽命?，F(xiàn)代內燃機壽命指標較先進的大致為：汽車內燃機40～80萬公里；拖拉機及農用內燃機6000～10000小時；工程機械用內燃機10000～28000小時。4）對于汽車用內燃機，還要求盡量低的振動和噪聲，也就是所說的NVH（Noise、VibrationandHarshness）性能。本章開始第三節(jié)內燃機的選型

一、柴油機、汽油機或氣體燃料發(fā)動機現(xiàn)在廣泛使用的內燃機主要是柴油機、汽油機和氣體燃料發(fā)動機。在選擇內燃機時首先碰到的問題就是選擇什么內燃機。

從兩方面考慮內燃機本身的技術經(jīng)濟特點和市場需求。地區(qū)或國家對環(huán)境和能源應用分布的要求。

柴油機：燃料經(jīng)濟性好；工作可靠性和耐久性好，因為沒有點火系統(tǒng)；可以通過增壓、擴缸來增加功率；防火安全性好，柴油揮發(fā)性差；CO和HC的排放比汽油機少。

汽油機：空氣利用率高，轉速高，因而升功率高?；推魇降倪^量空氣系數(shù)α較高，在1.1左右，電控噴射要求α=1；因為沒有柴油機噴油系統(tǒng)的精密偶件，制造成本低；低溫起動性、加速性好，噪音低；由于升功率高，最高燃燒壓力低，所以結構輕巧，比質量?。ㄒ话阒挥胁裼蜋C的一半重量）；不冒黑煙，顆粒排放少。目前來講，柴油機的優(yōu)點就是汽油機的缺點，反之亦然。燃氣發(fā)動機：氣體燃料發(fā)動機主要使用壓縮天然氣（CompressedNaturalGas—CNG）、液化天然氣（LiquifiedNaturalGas—LNG）、液化石油氣（LiquifiedPetrolGas—LPG）?？梢云?LPG、汽油/天然氣切換（Bi-fuel兩用燃料）或天然氣/柴油混合（DualFuel雙燃料），也可以單獨使用；辛烷值超過100，單獨使用時可以提高壓縮比以保證功率不損失；排放指標比較低、不冒黑煙；一般情況下使用經(jīng)濟性較好，價格也比汽油便宜；可以節(jié)省石油資源；燃料供給采用多點電控噴射才能使混和氣比較均勻。一般，6噸以上用柴油機，3-6噸混用，3噸以下汽油機居多，燃氣則有較寬的使用范圍。但是燃氣汽車續(xù)航里程短，大部分地區(qū)加氣站不如汽、柴油加油站分布廣泛，所以燃氣汽車多用于城市公交車、城市出租車。二、沖程四沖程：使用可靠，工作柔和，耐磨，經(jīng)濟性好，指標穩(wěn)定，生產、使用經(jīng)驗豐富；二沖程：單位時間內工作循環(huán)多一倍，實際功率輸出大50~70%，體積小，重量輕，結構簡單，但經(jīng)濟性差。三、冷卻形式水冷：1.冷卻均勻效果好；

2.ηv

大，pe大；3.受外界影響小;4.噪音低.風冷：1.散熱不好，熱負荷高，油嘴易堵，機油易變稀，磨損大；

2.可在沙漠等缺水地帶使用，無凍裂；3.噪音大，因為無水套吸音；4.

鑄造困難；5.

冷卻系結構簡單，無漏水；6.

單體結構，維修成本低。四、氣缸的布置主要由發(fā)動機的使用環(huán)境決定。單列：結構簡單，使用維修方便。雙列：在增加功率，提高車廂面積有效利用要求下，趨向采用雙列，雙列有V型、錯缸型（缸心線平行和缸心線不平行兩種）

臥式：可布置在底盤中部或后部，大幅度降低高度，改善面積利用率，開闊視野，提高了操縱性、機動性。

本章開始第四節(jié)內燃機主要參數(shù)的選擇一、平均有效壓力pme

Hu—燃料低熱值，γs–進口狀態(tài)下空氣密度，l0—理論空氣量提高pme的途徑：1.

↑ηv,采用合理的進氣系統(tǒng)，合理的配氣機構（相位、型線、多氣門）2.

↑ηi,↑ε，↓傳熱損失（絕熱活塞、絕熱氣缸），加強燃燒室密封3.

↑ηm，減小配合間隙，選擇摩擦材料，提高工藝水平。柴油機還要注意燃油系統(tǒng)的調整，使α→1；采用增壓提高空氣密度。當然，增壓會帶來：機械負荷增加→機械應力增加熱負荷增加→熱應力增加應從結構、冷卻、加工、材料等方面加以保證。二、活塞平均速度

Vm是表征發(fā)動機強化程度的主要參數(shù)Vm↑可以使平均有效壓力Pe增加，但是Vm↑的副作用是：1．摩擦損失增加，導致熱負荷增加、機油承載能力下降、發(fā)動機壽命降低。2．慣性力增加，導致機械負荷和機械振動加劇、機械效率降低。3．進排氣流速增加，導致進氣阻力增加、充氣效率ηv下降。一般汽油機柴油機三、氣缸直徑和缸數(shù)氣缸直徑D加大，Pe以平方的速度增加。但是慣性力也增加明顯，導致振動和機械負荷加劇。缸數(shù)Z增加，Pe線性提高，發(fā)動機長度加大，平衡性改善。氣缸直徑改變之后，要做如下必要的工作：計算氣缸工作容積。計算標定功率和標定轉速下的扭矩Me。利用表（1-2）估算最大扭矩Memax和對應轉速。壓縮比驗算和調整、燃燒室重新設計。工作過程計算。重新選配活塞組零件，計算活塞組質量。確定是夠需要改變氣門直徑和氣門最大升程，是夠需要重新設計凸輪型線。重新曲軸平衡分析、重新設計曲軸的平衡塊及布置。進行曲柄連桿機構動力計算，計算活塞側向力、連桿力、切向力、徑向力和單缸扭矩，計算軸頸積累扭矩。連桿軸承表面壓力校核。曲軸系統(tǒng)的扭轉振動計算以確定是否要重新匹配減振措施。冷卻水流動和散熱能力計算分析。四、行程S行程S增加，可以提高Pe，但活塞平均速度Cm提高，有磨損加速、壽命降低等問題。一般S的變化主要用于：1．調節(jié)整機排量2．調節(jié)耐久性—減小S,減小側向力，減輕磨損3．調節(jié)扭矩值要改變行程S，相應在結構上的必要改變和必要的計算包括：要重新設計曲軸，使曲軸的曲柄半徑r=S/2。要重新進行壓縮比計算和調整。重新設計缸套長度。計算氣缸工作容積。計算標定功率和標定轉速下的扭矩Me。利用表（1-2）估算最大扭矩Memax和對應轉速。要重新進行曲柄連桿機構動力計算、平衡計算。活塞平均速度和最大速度計算，確定活塞與缸套的摩擦情況。曲柄半徑改變，連桿比λ變化，要確定連桿長度是否合適，最大連桿擺角時桿身是否與缸套下沿相碰，活塞下止點時曲軸平衡塊是否與活塞裙部相干涉。一般情況下，如果活塞行程加大，連桿長度也要加大。要改變機體高度或者將曲軸中心上下移動。要進行工作過程計算等。此時曲軸軸頸的重疊度肯定要發(fā)生改變，尤其在加大沖程情況下，一定要利用有限元方法驗算曲軸的強度。扭轉振動計算分析，確定是否需要改變減震器結構。本章開始第五節(jié)發(fā)動機設計的發(fā)展一、目前廣泛采用1．新結構：新型燃燒室、多氣門、可變配氣相位、可變進氣管長度、可變增壓器。2．新技術：增壓、汽油噴射、柴油機高壓噴射系統(tǒng)、預噴射技術、電控多點噴射、缸內直噴汽油（GDI）、均質混合壓燃技術3．新工藝：以鑄代鍛、壓力鑄造、表面處理技術…新材料：活塞環(huán)（塑料）、活塞（復合材料）、缸套、軸瓦、油底殼、進氣管、齒輪…，主要目的是減輕質量、減少磨損、隔振、隔音。

二、現(xiàn)代設計方法1．計算機輔助設計制圖提高速度和質量、便于 保存和修改處理

工程分析計算縮短設計周期、 降低設計成本、提高準確性2．模擬計算與仿真設計：三維曲面設計、氣體液體流動分析、 燃燒模擬、振動分析、噪聲仿真…3．優(yōu)化設計：結構形狀優(yōu)化（以質量最輕或應力最小或變形最小或阻力最小等等為優(yōu)化目標），多采用線性規(guī)劃法、復合形法、懲罰函數(shù)法等等

4．工程數(shù)據(jù)庫

5．可靠性設計方法xf(x)fy(xy)Fq(xq)Xy0Xq0本章開始第二章曲柄連桿機構受力分析返回開始第一節(jié)曲柄連桿機構的運動學(活塞的運動學）第二節(jié)曲柄連桿機構中的作用力第一節(jié)曲柄連桿機構的運動學(活塞的運動學)一、

簡述機構的作用：活塞的往復運動轉化為曲軸的旋轉運動 活塞上的力轉化為曲軸上的扭矩兩個假設：1.曲軸作勻速運轉;2.角速度ω為常數(shù)。二、

中心曲柄連桿機構的運動規(guī)律活塞的位移表示為活塞的運動可以用三角函數(shù)組成的復諧函數(shù)表示，既活塞的運動是復諧運動。

對x求一階導和二階導，得四、

活塞運動規(guī)律的分析與用途1．簡諧運動的規(guī)律一階諧量與曲軸速度同步二階諧量比曲軸速度快一倍

①活塞位移用于示功圖轉換氣門干涉校驗動力計算②活塞速度用于計算平均速度Vm()，判斷強化程度、計算功率計算最大速度Vmax（=1.625Vm）,評價氣缸的磨損程度。③活塞加速度用于計算往復慣性力的大小和變化，進行動力計算。本章開始第二節(jié)曲柄連桿機構中的作用力一、曲柄連桿機構中力的傳遞和相互關系作用力分為：①氣壓力Fg②慣性力往(復慣性力Fj、旋轉慣性力Fr）③合成力F=Fj+Fg

一、曲柄連桿機構中力的傳遞和相互關系上式說明，永遠存在一個與輸出扭矩方向相反、大小相等的翻倒力矩。

二、氣壓力的作用效果氣壓力Fg和在機體內部平衡掉，對外沒有自由力，只有扭矩輸出和翻倒力矩曲柄連桿機構的所有零件，按照運動性質可分為三組。①

活塞組m’,包括活塞、活塞環(huán)、活塞銷和卡環(huán)。②

曲軸組mka.

連桿軸頸及與連桿軸頸相重合的曲柄部分mk1b.

曲柄上連桿軸頸與主軸頸中間的部分mk2其當量質量③

連桿組根據(jù)質量守恒和質心守恒原理所以

關鍵是求出重心位置?，F(xiàn)在利用制圖軟件可以方便求出。

三、往復慣性力1．

機構運動件的質量換算換算原則：保持當量系統(tǒng)與原機構動力學等效。

2．

曲柄連桿機構中的慣性力慣性力與運動質量有關，該機構中的運動質量有往復運動質量旋轉運動質量

往復慣性力

往復慣性力的性質：a.

Fj與a的變化規(guī)律相同，兩者相差一個常數(shù)mj，方向相反。b.

可以用旋轉矢量法確定FjⅠ和FjⅡ的大小、方向，用來判斷往復慣性力作用性質。c.FjⅠ和FjⅡ

始終沿著氣缸軸線作用。d.

往復慣性力總是存在。所以由Fj產生的單缸扭矩、翻倒力矩和自由力總是存在。但是曲軸一轉內，翻轉力矩之和、自由力矩之和為零。

旋轉慣性力Fr四、往復慣性力和氣壓力作用的差別

氣壓力Fg是做功的動力，產生輸出扭矩。氣壓力Fg在機體內部平衡，沒有自由力。Fj沒有平衡，有自由力產生，是發(fā)動機縱向振動的根源。Fjmax<FgmaxFj所占區(qū)域長，總是存在，正負面積相等；Fg呈脈沖性。

五、曲柄連桿機構中力的計算（動力計算）

合成力

F=Fj+Fg側向力

FN＝F·tgβ

連桿力

切向力徑向力

單缸扭矩

翻倒力矩

六、多缸機扭矩（動力計算）

以六缸四行程發(fā)動機（1－5－3－6－2－4）為例：

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

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

5，21，63，42.連桿軸頸扭矩根據(jù)扭矩向后傳遞的原則，Mgi應該是前一個主軸頸上的積累扭矩Mzi與作用在本曲柄銷上的切向力所引起單缸扭矩的一半。

3.平均扭矩據(jù)此可以計算指示功率、有效扭矩等動力指標。

4.輸出扭矩的均勻性一般以標定工況評價扭矩不均勻系數(shù)

增加氣缸數(shù)、點火均勻、組件分組、增加飛輪慣量等均可減小扭矩不均勻性。

七、發(fā)動機對支承的作用力

bW

Q2Q1八、曲軸軸頸和軸承的負荷

1．連桿軸頸的負荷Pq取坐標系固定于連桿軸頸上，有合力大小和方向角為2．連桿軸承的負荷Fp取坐標系固定于連桿上，根據(jù)Fp與Fq互為反作用力的關系：Fp=Fq3．主軸頸的負荷多支承曲軸主軸頸負荷不能精確確定，因此假設：任何時刻主軸頸上的負荷只決定于此軸頸左右相鄰曲軸上的作用力。將靜不定多跨曲軸按單跨梁計算。4．主軸承負荷Fc=-Fz本章開始第三章內燃機的平衡第二節(jié)旋轉慣性力的分析第三節(jié)單列式內燃機往復慣性力的平衡分析第四節(jié)雙列式內燃機往復慣性力的分析第一節(jié)平衡的基本概念返回開始第三章內燃機的平衡第一節(jié)平衡的基本概念一、平衡的定義當內燃機在穩(wěn)定工況運轉時如果傳給支承的作用力的大小和方向均不隨時間而變化，則我們就稱此內燃機是平衡的。實際上這種情況不存在。二、內燃機振動的原因工作過程的周期性：發(fā)動機扭矩是周期性變化的。機件運動的周期性：旋轉慣性力、往復慣性力是周期性變化的。三、不平衡的危害引起車輛的振動，影響乘員的舒適性、駕駛的平順性。固定式內燃機的振動，會縮短基礎或建筑物的壽命。產生振動噪音、消耗能量、降低機器的總效率。引起緊固連接件的松動或過載、引起相關儀器和設備的異常損壞。四、研究平衡的目的和采用的方法通過內燃機平衡性的分析，為分析和選型提供依據(jù)。尋求改善平衡性的措施，這些措施一般包括：采用適當?shù)臍飧讛?shù)、氣缸排列和曲拐布置；加適當?shù)钠胶庵?；用適當?shù)钠胶鈾C構。

方法主要包括：1．解析法任取一個坐標系，求各力和力矩在該坐標系中的投影之和。若∑F＝0，∑M＝0，則該力系是平衡的，反之不平衡。2．圖解法作力和力矩多邊形，如多邊形封閉則力系是平衡，反之不平衡。本章開始第二節(jié)旋轉慣性力的分析旋轉質量旋轉慣性力、靜平衡和動平衡質心在旋轉軸上動平衡靜平衡二、旋轉慣性力平衡分析

為使動平衡：1.單拐曲軸2.三拐曲軸（1－3－2，四沖程或二沖程)①作曲柄側視圖及軸側圖②圖解法對三個缸作離心力的矢量圖是靜平衡對O點（最后一拐中心）取矩，作力矩矢量圖整體平衡方法3.四拐曲軸四拐空間（二沖程發(fā)動機）曲軸離心力分析空間曲軸的離心力自然平衡，有不平衡的離心力矩四拐平面曲軸離心力分析

離心慣性力的合力為零，離心慣性力矩也是零曲軸本身承受有最大達負荷的內彎矩，而且中間主軸承承受較大的離心

常見的有如圖所示的四塊平衡重方案，以減輕內彎矩和軸承負荷FrFrFrFr五缸機（曲軸）旋轉慣性力分析（1-2-4-5-3）四沖程5曲拐布置圖四沖程5曲拐軸測圖12435四沖程五缸機旋轉慣性力分析—圖解法曲柄側視圖四沖程5拐曲軸旋轉慣性力多邊形四沖程五缸機旋轉慣性力矩分析四沖程5拐曲軸旋轉慣性力矩多邊形利用矢量投影求和的代數(shù)方法，求離心力矩的大小和方向假設缸心距為a，對第五缸中心取矩各矢量在x軸的投影和為各矢量在y軸的投影和為合力矩為合力矩的方向與y軸的夾角為平衡塊質徑積為4.六拐曲軸六拐曲軸的平衡性很好，但是也存在內彎矩和軸承負荷問題。因此六拐曲軸也要合理布置平衡重。方案有如圖所示幾種。本章開始第三節(jié)單列式內燃機往復慣性力的平衡分析幾個基本概念2．往復慣性力始終沿氣缸軸線作用，大小和方向按簡諧規(guī)律變化，力矩總是作用在氣缸中心線與曲軸中心線組成的平面內。都是不平衡的自由力，如果不采取平衡措施，就會傳到支承上，引起縱向振動。1.往復慣性力可以用旋轉矢量表示為3．單缸機往復慣性力的平衡分析都沒有平衡，需要采取平衡措施。1.雙軸平衡法對于一階慣性力，用兩根平衡軸四個平衡重(或兩個)對于二階往復慣性力采用類似方法平衡關系為：2.過量平衡法（0<ε<1）從中消去α得到當過量平衡率ε=0.5時，合力矢量變成一個常數(shù)的圓，方向與曲柄半徑方向相反?，F(xiàn)在高速小型發(fā)動機的過量平衡率有取較小值（ε=0.15~0.2）的趨勢2.單軸平衡法要求e1、e2盡可能小，以保證附加力矩M盡可能小。當平衡軸與曲軸水平對齊時，仍然存在不平衡力矩。單軸平衡法多缸機往復慣性力平衡分析12121212a曲柄側視圖曲軸布置圖一階曲柄圖二階曲柄圖單列式兩缸機（發(fā)火順序1－2－1，四沖程是不均勻發(fā)火）圖解法λC

λC整體平衡法雙軸平衡法更好的曲軸布置應該是360度曲拐夾角。此時發(fā)火均勻，可采用雙軸機構平衡，也可以采用平衡活塞的方法平衡。如右圖所示單列式三缸機（1－3－2）作曲柄圖和軸側圖作慣性力矢量圖三拐曲軸一、二階曲柄圖和軸側圖一階慣性力二階慣性力得到FRjⅠ=0FRjⅡ=012312330O作力矩圖MjⅠmax=出現(xiàn)在一缸上止點后30○。求整體平衡法平衡重質徑積，平衡重布置如前圖30Obmprpmpmpmprp

三缸機一階往復慣性力矩單軸平衡機構三缸機一階往復慣性力矩雙軸平衡機構單列四沖程四缸機（1－3－4－2）作曲柄圖和軸側圖141234

23一階曲柄圖二階曲柄圖慣性力分析2aC3aCaC單列二沖程四缸機（1－3－4－2）

作曲柄圖和軸側圖出現(xiàn)在上止點前整體平衡方法：得到FRjⅠ=0FRjⅡ=0單列四沖程五缸機（1—2—4—5—3）發(fā)火間隔角作曲柄圖和軸測圖可以看出：一階慣性力和二階慣性力的合力都是零，是平衡的。四沖程五缸機一階往復慣性力矩分析一階力矩各矢量在x軸的投影和為各矢量在y軸的投影和為合力矩為一階合力矩的方向與y軸的夾角為與水平軸的夾角為54°向水平軸投影得到此時的實際一階往復慣性力矩為二階往復慣性力矩分析二階往復慣性力矩的合力矩幅值為與水平軸的夾角為18°向水平軸投影得到此時的實際一階往復慣性力矩為即使考慮到連桿比λ（λ≈1/3），二階往復慣性力矩的值也比較大，大于一階往復慣性力矩的幅值。設計中應該采用雙軸機構進行平衡。二階往復慣性力矩分析與平衡措施平衡軸的質徑積為平衡軸上的平衡塊兩兩相反，對稱布置單列四沖程六缸機（1－5－3－6－2－4）慣性力分析：慣性力矩分析：相當于兩個三拐曲軸對稱安置，在自身已經(jīng)達到靜平衡和動平衡性的曲軸上添加平衡重，目的是減輕軸承負荷和減小曲軸的內彎矩。5，21，63，4本章開始第四節(jié)雙列式內燃機往復慣性力的分析

一、V型兩缸機平衡分析1.離心慣性力的分析與單拐曲軸平衡方法一樣2.一階往復慣性力的平衡分析合力為：合力的方向為：的端點軌跡是一個橢圓γ<90o時C(1+cosγ)為長半軸γ>90o時C(1-cosγ)為長半軸γ＝90o時是一個圓變成方向始終與曲柄重合的旋轉慣性力平衡措施，以γ<90O

為例取分力較小的分解方案旋轉矢量直接用平衡塊平衡旋轉分量的平衡方法與單缸機一樣OA=C(1-cosγ)AB=(OD-OA)cosα＝[C(1+cosγ)－C(1-cosγ)]cosα＝2Ccosγcosα平衡往復慣性力的質徑積計算往復矢量用蘭氏機構平衡當γ＝90o時，F(xiàn)RjI＝CΦI=α與單缸機旋轉慣性力的平衡方法一樣，總質徑積為：3.二階慣性力平衡性分析在坐標軸上的投影為也是橢圓γ＝90O時變?yōu)樗椒较虻耐鶑蛻T性力，可以用蘭氏機構平衡二、V型多缸機平衡性分析例：V型八缸機（V-8）平衡性分析（γ＝90○）

V型八缸機用空間曲軸的較多，分析一階往復慣性力和力矩先將其看成四臺V－2機，γ＝90O時，每臺V－2機的FjⅠ＝CΦⅠ=α四臺V-2機的RjⅠ構成一個離心力系，按照與二行程四缸機一樣的分析方法：所以，在采用整體平衡法時有因為，各拐原離心力所構成的離心力矩為分析二階往復慣性力和力矩先看成兩臺空間曲軸的四缸機∵直列空間曲軸四缸機的二階往復慣性力和力矩都等于零∴兩臺四缸機的二階往復慣性力和力矩也都為零，即V－8機的二階往復慣性力和力矩都為零。本章開始第四章曲軸系統(tǒng)的扭轉振動第一節(jié)扭振的基本概念返回開始第二節(jié)扭振系統(tǒng)自由振動計算第三節(jié)強迫振動與共振第四節(jié)曲軸系統(tǒng)的激發(fā)力矩第五節(jié)曲軸系統(tǒng)的強迫振動與共振第六節(jié)扭振的消減措施第七節(jié)扭轉振動的現(xiàn)代測試分析方法第四章曲軸系統(tǒng)的扭轉振動

第一節(jié)扭振的基本概念

扭振：使曲軸各軸段間發(fā)生周期性相互扭轉的振動?，F(xiàn)象：①發(fā)動機在某一轉速下發(fā)生劇烈抖動，噪音增加，磨損增加，油耗增加，功率下降，嚴重時發(fā)生曲軸扭斷。②動機偏離該轉速時，上述現(xiàn)象消失。原因：①曲軸系統(tǒng)由具有一定彈性和慣性的材料組成，本身具有一定的固有頻率。②系統(tǒng)上作用有大小和方向呈周期性變化的干擾力矩。③干擾力矩的變化頻率與系統(tǒng)固有頻率合拍時，系統(tǒng)產生共振。研究目的：通過計算找出臨界轉速、振幅、扭振應力，決定是否采取減振措施，或避開臨界轉速。扭振當量系統(tǒng)的組成：根據(jù)動力學等效原則，將當量轉動慣量布置在實際軸有集中質量的地方；當量軸段剛度與實際軸段剛度等效，但沒有質量。本章開始第二節(jié)扭振系統(tǒng)自由振動計算一、單自由度系統(tǒng)彈性力矩

慣性力矩此二階線性齊次方程的解為：二、三質量扭振系統(tǒng)

I1I2I3C2C1a3a2a1單節(jié)點振型

a3a2a1雙節(jié)點振型

運動微分方程整理得到設通解此時應為同步運動。代入方程得若有非零解，必須系數(shù)行列式為零展開對于求出的兩個正根設，可得到對應，有第一主振型

a3a2a1單節(jié)點振型

a3a2a1雙節(jié)點振型

對應，有第二主振型三、多質量扭振系統(tǒng)I1I2I3C2C1Cn-1Cn-2In-2In-1In經(jīng)過整理得到用矩陣形式表示的自由振動微分方程組：這是一個標準的二階微分方程矩陣形式，可以很方便地用矩陣求解的方法解出固有頻率和振型。本章開始第三節(jié)強迫振動與共振一、單自由度系統(tǒng)的有阻尼振動阻尼力矩扭振方程令則扭振方程為其通解為為有阻尼振動的角頻率。這是一個衰減振動。(D<<1)

二、單自由度系統(tǒng)有阻尼強迫振動設強迫力矩為則上式的特解為代入振動方程得：整理后特解又寫為：受迫振動的頻率與強迫力矩頻率相同是衰減振動與等幅振動的疊加可以看出：當時，振幅等于，因為D《1，所以振幅急劇增加

共振時，振動按固有頻率變化，初相角本章開始第四節(jié)曲軸系統(tǒng)的激發(fā)力矩一、作用在發(fā)動機上的單缸扭矩是周期函數(shù)可以寫成上述過程稱為簡諧分析，也叫做傅里葉變換其中：故對于四沖程發(fā)動機，扭矩的簡諧分析表達式為二、多拐曲軸上第k階力矩諧量的相位關系多拐曲軸其他拐上的力矩諧量與第一拐的相同，只是在相位上依工作順序有所不同。設

則第i拐上的第k階力矩第i拐與第一拐上k階力矩（幅值）間的相位差為例：六缸四沖程發(fā)動機（1－5－3－6－2－4），求各階簡諧力矩的相位差，并做出相位圖。解：對于四沖程，第五拐上第k階力矩相位差第三拐上第k階力矩相位差第六拐上第k階力矩相位差第二拐上第k階力矩相位差第四拐上第k階力矩相位差取得到相位圖如下：1.當諧量的階數(shù)為曲軸每一轉中發(fā)火次數(shù)的整數(shù)倍時，該階振幅矢量位于同一方向，可以用代數(shù)方法合成，該階諧量稱為主諧量。此時各諧量的相位與發(fā)火順序無關。各拐該階力矩幅值作用在同一直線上，方向不同，稱為次主諧量。2.當3.曲拐側視圖有q個不同方向的曲拐，則有個相位圖。

本章開始第五節(jié)曲軸系統(tǒng)的強迫振動與共振一、臨界轉速曲軸與外界干擾力矩“合拍”，產生扭轉共振的轉速稱為臨界轉速。共振時計算和分析扭轉共振的三個條件：nk

在發(fā)動機工作轉速范圍內；1/2≤k≤18，k值太大，一般只考慮前幾階固有頻率。很小；二、曲軸系統(tǒng)的共振計算假設：強迫振動引起的共振振型與自由振動的振型相同；只有引起共振的那一階（第k階）力矩對系統(tǒng)有能量輸入；共振時激振力矩所作的功，等于曲軸上的阻尼功。1.激發(fā)力矩所作的功第k階激發(fā)力矩在第i個拐上的激振功激發(fā)力矩角位移共振時激振功為：第k階激發(fā)力矩對多拐曲軸的激振功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軸的阻尼功3.共振時的幅值共振時阻尼功等于激振功，激振頻率等于固有頻率所以得4.共振附加應力第一個角振幅φ1是關鍵參數(shù)，應該首先控制。一般φ1<0.3○。本章開始第六節(jié)扭振的消減措施一、使曲軸轉速遠離臨界轉速，更要避開標定轉速二、改變曲軸的固有頻率提高曲軸剛度C。①增加主軸頸直徑；②曲軸長度；③提高重疊度。2.減小轉動慣量①

空心曲軸；②

降低平衡重質量；③

降低皮帶輪、飛輪質量。

三、提高軸系的阻尼：主要靠材料四、改變激振強度對次主諧量，可通過改變發(fā)火次序、氣缸夾角來達到五、減振裝置－減小振幅的輔助裝置1.阻尼式減振器增大機械摩擦、分子摩擦阻尼，吸收振動能量，減少振幅。但消耗一部分有效能量。2.動力減振器圖中小擺繞B點的回復力矩：小擺繞B點的慣性力矩小擺的運動微分方程為即當振幅不大時，認為所以其固有頻率3.復合式減振器本章開始第七節(jié)扭轉振動的現(xiàn)代測試分析方法一、測試系統(tǒng)組成扭轉振動測試分析系統(tǒng)由電磁轉速傳感器、測速齒盤、數(shù)據(jù)采集前端和數(shù)據(jù)記錄分析模塊組成。T1T2T3T4時間二、扭振測試分析原理

扭振測試基本原理利用FFT方法對時域信號進行處理，得到頻率域上的信號。如果是第k階諧量引起的扭轉共振，則第k階扭轉角幅值最大臨界轉速nk與系統(tǒng)固有頻率ne(或者（Hz）)的關系為：

四缸汽油機扭振測試瀑布圖四缸汽油機扭振信號階次曲線圖四缸汽油機后端扭振測試結果本章開始雙質量飛輪工作原理（扭轉減震器）第五章配氣機構設計返回開始第二節(jié)配氣機構運動學和凸輪型線設計第三節(jié)配氣機構動力學第四節(jié)凸輪軸及氣門驅動件設計第一節(jié)配氣機構型式及評價第五節(jié)可變配氣相位及其機構（VVT）第五章配氣機構設計配氣機構應保證氣缸內換氣良好，充氣系數(shù)高，換氣損失小，使發(fā)動機有良好的動力性和經(jīng)濟性，同時要求本身工作平穩(wěn)可靠，噪聲低第一節(jié)配氣機構型式及評價DEFabγ一、型式無凸輪電磁氣門機構無凸輪電液驅動氣門機構二、氣門的通過能力評價1.時間斷面2.平均通過斷面3.時間斷面豐滿系數(shù)主要用來比較同樣大小氣門，升程規(guī)律不同時的氣門通過能力4.比時間斷面F為活塞頂面積。主要用來對不同大小的發(fā)動機進行充氣能力的比較5．凸輪型線豐滿系數(shù)三、氣門直徑與氣門最大升程的關系H/d=0.25時，氣門口與氣門座處的流通面積相等進氣門的H/dvi=0.26~0.28排氣門的H/dve=0.3~0.35本章開始第二節(jié)配氣機構運動學和凸輪型線設計一、平底挺柱的運動規(guī)律速度三角形與△AOB相似又∵∴偏心距e等于挺柱的幾何速度設計時平底挺柱的底面半徑要大于emax，即大于由得二、凸輪外形與平底挺柱運動規(guī)律間的關系接觸點A沿挺柱表面的移動速度為接觸點A沿凸輪軸表面的移動速度為

所以凸輪各點的曲率半徑為應大于3毫米三、滾子挺柱運動規(guī)律已知滾子挺柱規(guī)律，求平底挺柱規(guī)律。已知平底挺柱規(guī)律，求滾子挺柱規(guī)律。四、凸輪的工作段和緩沖段設計1.緩沖段設計①設置緩沖段的必要性a.由于氣門間隙L0(mm)的存在，使得氣門實際開啟時刻晚于挺柱動作時刻。b.由于彈簧預緊力P0(N)的存在，使得機構在一開始要產生壓縮彈性變形，等到彈性變形力克服了氣門彈簧預緊力之后，氣門才能開始運動。c.由于缸內氣壓力的存在，尤其是排氣門，氣缸壓力的作用與氣門彈簧預緊力的作用相同，都是阻止氣門開啟，使氣門晚開。上述原因使氣門實際開啟時刻晚于理論時刻，實際落座時刻早于理論時刻。造成開起沖擊大、落座速度高。機構振動、噪聲和磨損加劇。②緩沖段參數(shù)及基本類型H0：緩沖段高度。進氣門開：進氣門關：排氣門開：排氣門關：一般H0＝0.15~0.3mm。

V0：緩沖段速度，V0＝0.006~0.025mm/degΦ0：緩沖段包角，Φ0＝15○～40○典型緩沖段型線：a.等加速－等速型等加速段：

等速段：

b.余弦型VoHoΦoΦ01α2.凸輪工作段設計①高次方多項式凸輪型線邊界條件X=0時y=Hmax，給定冪指數(shù)p、q、r、s，列方程求解方程系數(shù)挺柱加速度挺柱升程挺柱速度緩沖段開始等速段等加速段優(yōu)缺點：負加速度小，正向慣性力小，桃尖的接觸應力小。加速度曲線連續(xù)，沖擊小，有利于向高速發(fā)展。方程形式簡單?？捎糜诜菍ΨQ凸輪設計。負加速度曲線平緩，與氣門彈簧的適應性不太好正加速度值大②低次方組合型線優(yōu)缺點：i．時間斷面大，設計上比較靈活；ii．三階以上導數(shù)不連續(xù)，平穩(wěn)性有影響；iii．只能用于對稱凸輪除起始點與緩沖段連續(xù)外，其他的邊界條件就是保證各段升程及三階導數(shù)連續(xù)，最大升程Hmax是給定值。最大升程點對應的挺柱速度為零，該處的加速度和第三階導數(shù)不作限制。本章開始第三節(jié)配氣機構動力學實際氣門運動規(guī)律（夸大畫法）由于機構的彈性變形，位于傳動鏈末端的氣門運動與理想的運動有很大的畸變，嚴重時造成運動件飛脫、氣門反跳、噪聲增加和零部件加速損壞二、配氣機構單質量動力學模型

配氣機構單質量動力模型搖臂當量質量Mv—氣門組質量，Mp—推桿質量I—搖臂轉動慣量系統(tǒng)中M所受力氣門彈簧力：機構彈性力：C0(x-y)氣壓力：FgF0內粘性阻尼力

運動微分方程初始條件的確定氣門實際開啟時刻是在消除氣門間隙和克服彈簧預緊力之后，即設中間變量

其中一般用龍格—庫塔方法求解微分方法組，可以計算出氣門的動態(tài)位移、速度和加速度，還能夠計算機構彈性變形、判斷飛脫、落座速度等。

凸輪型線的靜態(tài)評價

1、凸輪型線豐滿系數(shù)對于只有升程數(shù)據(jù)表的情況

2、最小曲率半徑平底挺柱凸輪表面的最小曲率半徑表示為滾子挺柱，凸輪表面曲率半徑可以是負值，也就是說可以使凹面凸輪。但是最小負曲率半徑要大于滾子直徑和砂輪半徑。3、K值ta--示在凸輪軸轉速為nc的時候，凸型線正加速度寬度所占的時間（s）；--為配氣機構基頻（Hz）的自振周期(s)。--為凸輪型線上升段正加速度段寬度；--為配氣機構一個自振周期對應的凸輪轉角。

一般認為，能夠使配氣機構運行平穩(wěn)的K值應該滿足機構自振頻率的計算和實測1、計算自振頻率在不考慮機構阻尼和外力的情況下，配氣機構單質量模型的自由振動方程為其通解為（Hz）（弧度/秒）2、實測自振頻率自振頻率的實測有兩種方法：（1）在氣門上安裝位移傳感器，在氣門與搖臂之間塞進一個厚度不大的薄金屬片，例如螺絲刀的平面。轉動凸輪軸將氣門壓開一定的開度，然后突然撤去金屬片，將位移傳感器傳出的信號記錄下來，此時的位移信號應該是一個周期衰減波形，假設此時的周期是T（s），則配氣機構的自振頻率為（2）在進行氣門運動規(guī)律測量時，通常都是在氣門上安裝有加速度傳感器，測量的信號就是氣門運動的加速度。在負加速度段，加速度信號是一個周期波動的曲線。假設曲線的橫坐標是時間t，則每兩個波峰或者波谷之間的距離就是振動周期T，則對周期T取倒數(shù)，就可以得到自振頻率f。為避免大的測量誤差。在測量時需要多取幾個波峰或者波谷求平均值。三、凸輪型線動力修正當量挺柱升程

設計時先選定理想的氣門升程曲線，然后再求當量挺柱升程。氣門升程y必須4階導數(shù)以上連續(xù)。如果氣門升程曲線是高次多項式，稱為多項動力凸輪。本章開始第四節(jié)凸輪軸及氣門驅動件設計一、凸輪軸基本結構參數(shù)異缸同名凸輪夾角

φ＝A/2A—發(fā)火間隔角同缸異名凸輪夾角曲軸轉角/（°）氣門升程/mm當凸輪挺柱的接觸點不在一條直線上，接觸點的位置相差γ角時，圖a凸輪與曲軸位置的確定壓縮上止點膨脹下止點排氣桃尖上止點進氣桃尖進氣下止點—φe1————φi1-—φe2—

———φi2——φΨ當活塞位于壓縮上止點時，進排氣凸輪相對于挺柱中心線的夾角

這是確定凸輪軸與曲軸相對工作位置，即正時位置所必須掌握的

二、挺柱、推桿、搖臂和氣門的設計一般按照

1.挺柱對于平面挺柱：其材料與凸輪軸材料配對底平面最小半徑應大于最大挺柱幾何速度當缸徑比較時，凸輪升程也大，考慮結構要緊湊，常采用滾子挺柱。例如油泵凸輪挺柱。2.推桿要求有足夠的剛度，重量要輕，不直度不超過0.1~0.2mm，為保證壓桿穩(wěn)定性應采用空心鋼管型結構。液壓挺柱吊杯式液壓挺柱球閥彈簧剛度要小于油道壓力停車回流防止結構下置凸輪軸推桿挺柱式浮動擺臂式SOHC樞軸搖臂式3.搖臂及其支承有足夠的抗彎剛度：搖臂采用T型斷面，搖臂軸采用空心軸。搖臂應盡量避免懸臂安裝，與氣門接觸面要淬硬。注意加強支座剛度。4.氣門設計要求： 進氣門：a.有足夠的進氣流量，流動阻力??；

b.重量輕；c.耐磨性好；

d.密封性好。 排氣門：a.有較低的溫度，耐熱性好；

b.耐磨性好；

c．密封性好。 氣門的主要尺寸：A.lv：取決于缸蓋和氣門彈簧的安裝高度B.d：受限于缸蓋上的空間尺寸βdv

C.氣門桿直徑dv大時，外表面積大，有利于傳熱。一般進排氣門桿一樣D.氣門錐角γ

γ小，氣體流通斷面積大；γ大，自位作用好，大升程時氣體流動阻力小。一般γ＝45°。增壓柴油機γ＝30°，因受力變形大。材料：進氣門：（300～400○C）40Cr、35CrMo、38CrSi、42Mn2V排氣門：（500○C）4Cr9Si2、4Cr10Si2Mo。氣門頭部背錐角β除影響氣門剛度外，還影響進氣阻力。某項試驗表明，當β=20°時有最大的進氣流量。βdv5.氣門彈簧彈簧剛度預緊力校核：B點，

基本尺寸彈簧剛度的校核有效圈數(shù)彈簧總圈數(shù)彈簧剪切應力轎車發(fā)動機氣門彈簧的工作應力已超過800Mpa（800N/mm2），同時為保證發(fā)動機的可靠度，通常要求氣門彈簧的疲勞壽命≥2×107

次(安全行駛2×104km)頂置凸輪擺臂機構的凸輪—氣門運動規(guī)律

6.氣門與活塞是否相碰的計算缸墊按壓緊后的計算曲柄連桿機構的間隙均偏向一側，使活塞處于最高處。畫出活塞位移曲線按照其門的實際開閉時刻畫出氣門升程曲線。觀察兩條曲線是否相碰本章開始工況凸輪軸相位詳細內容停機,冷啟動,怠速最小重疊角重疊角最小改善燃燒穩(wěn)定性。在冷啟動時，需求濃度較低。改善怠速穩(wěn)定性，降低怠速速度。改善燃油經(jīng)濟性。中、低負荷排氣相位完全提前，進氣相位小幅提前提前進氣門關閉時刻，而氣門重疊角仍保持較小負荷增加相應增加氣門重疊角，增加“稀釋”效應減小泵氣損失。降低進氣真空。高負荷,

中、低轉速排氣相位滯后

進氣相位提前提前進氣門關閉時刻，提高充氣效率。提高中速段扭矩。廢氣稀釋量調節(jié)到最大。高負荷，高轉速排氣相位滯后，進氣相位滯后

為提高充氣效率，推遲進氣門晚關角。一、發(fā)動機變工況對配氣相位的要求典型收益策略介紹固定相位可變定時功率/扭矩改善怠速排放燃油經(jīng)濟性進氣2位置小幅度調節(jié)(8to15cam°)1983-現(xiàn)在歐洲/亞洲TDCBDCIEDIXX進氣連續(xù)可變大幅度調節(jié)(20to30cam°)1995ToyotaVVTiTDCBDCIEDIXXXX排氣連續(xù)可變大幅度調節(jié)(20to30cam°)1997FordZetecTDCBDCIEDEXXX進排氣等相位調節(jié)[單凸輪]連續(xù)可變大幅度調節(jié)(20to30cam°)200XTDCIEDE

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IXX進排氣獨立相位調節(jié)連續(xù)可變大幅度調節(jié)(20to30cam°)1996BMWTDCDEDIIEXXXX應用相位調節(jié)示意圖日產配氣相位應用類型及優(yōu)點傳統(tǒng)螺旋槽式VVT結構最小重疊角位置最大重疊角位置VVT-i工作原理圖可變配氣相位（張緊輪式）排氣凸輪軸進氣凸輪軸功率調整調整功率時，鏈條下部短，上部長，進氣門延遲關閉角加大。進氣管內氣流速高，氣缸充氣量足。因此高轉速時，功率大?？勺兣錃庀辔慌ぞ卣{整凸輪軸調整器向下拉長，于是鏈條上部變短，下部變長。因為排氣凸輪軸被齒形帶固定了，此時排氣凸輪軸不能被轉動，進氣凸輪軸被轉一個角度，進氣門延遲關閉角變小。在這個位置時，在中、低轉速，可獲得大扭矩輸出.可變配氣相位怠速怠速時，進氣門提前開角度變小，進排氣重疊角小，減小怠速抖動.功率調整轉速在3700rpm以上時，左側凸輪軸調整器向上，右側調整器向下運動，進氣門延遲關閉。扭矩調整轉速在1000rpm以上時，進氣門提前關閉。左側凸輪軸調整器向下，右側調整器向上運動?？勺兣錃庀辔宦菪坌偷谝淮~片型第二代葉片型市場競爭性:?成本下降30%ˉ?更緊湊?重量下降40%?性能更佳-?轉子/定子用鋁壓鑄成型?錐形鎖銷?皮帶輪/鏈輪粉末冶金成形?鋼制零部件?齒輪傳遞負載市場競爭性:?成本下降20%ˉ?更緊湊?耐久性/穩(wěn)定性提高?轉子/定子粉末冶金成形?鏈輪/皮帶輪集成設計200020022005葉片液壓油液壓油密封條集成定子/鏈輪:強度增加成形更精細(更少的切削加工)翼板臂(與葉片):增加強度(撞擊)減小泄漏成形更精細(更少切削加工)轉子和定子間的軸承位于葉片的最小直徑處4個刮油封:減小泄漏成形更精細(減少切削加工)座孔在罩板上成形-·鎖銷:直形銷-·取消鎖銷襯套轉子上為直孔軸向定位-·封裝孔精細成形與凸輪軸的阻力扭矩負載不重合精細成形內置回位彈簧內部封裝特定應用/可選經(jīng)成形加工的前罩板:強度增加(形狀)多特征集成-鎖銷座·彈簧座·定子螺栓凸臺·液壓油道·控制閥工作原理彈簧軸閥的運動方向閥芯-鋁制電樞-鋼制罩殼-鋁制板-鋼杯-不銹鋼支架-鋼（電鍍）繞線架-尼龍6/6HS內置濾清器凸輪位置傳感器曲軸位置傳感器四通路PWM控制閥V2V1供油目標輪控制動力系統(tǒng)控制模塊(PCM)0.00.20.40.60.81.0102030405060機油壓力(psi)時間(sec)提前滯后相位調整時間(50°曲軸轉角)

@90°C相位器位置控制閥進氣排氣氣門重疊角關閉滯后提前最小50%中等*100%提前滯后最大*控制流量以保持位置系統(tǒng)液壓系統(tǒng)圖液壓系統(tǒng):通過發(fā)動機的機油泵供油(一般通過機油泵后面的專用供油道供油)供到VCP的機油由四通（高流量）PWM電磁閥控制(一般在控制閥或者油路上裝有濾清器)通過控制轉子（凸輪軸）兩側的機油流量使其相對定子（凸輪驅動）發(fā)生相對轉動通過液壓控制使轉子和定子鎖死，保持中間位置機油流量:排出機油量(ml/rad*shiftauthority)保持位置時流量(時間最長)=下表列出的泄漏量泄漏:液力供給系統(tǒng)設計理念錐形設計減小間隙使銷鎖止時系統(tǒng)工作更安靜雙向液力驅動(C1orC2)確保可靠鎖銷脫離僅需要6°倒角>0.05μ的摩擦力可以抵消扭矩作用在銷上的推力如果動摩擦系數(shù)<0.05μ則會出現(xiàn)噪音

在油壓較低得情況下，動態(tài)的壓力尖峰可能會引起鎖銷脫離

鎖銷工作原理圖C1面積=0.40cm23N/0.4cm2=0.75bar回油孔轉子上直徑3.0mm,皮帶輪上直徑2.2mm扭矩10Nm@26mm半徑=385N,給定tan(6°座孔倒角)=0.105,軸向分量=40N摩擦力摩擦系數(shù)為0.1μ時在銷與銷座處和銷與襯套處共產生40N的摩擦力彈簧力鎖止時2N脫離時3N

C2截面面積=0.63cm23N/0.63cm2=0.48bar二、部分可變機構動畫演示保時捷可變配氣機構奧迪可變氣門升程機構本章開始寶馬可變氣門升程機構第六章曲軸飛輪組設計返回開始第一節(jié)曲軸的工作情況、材料選擇第二節(jié)曲軸的結構設計第三節(jié)曲軸的疲勞強度校核第四節(jié)提高曲軸疲勞強度的結構措施和工藝措施第五節(jié)飛輪的設計第六章曲軸飛輪組設計第一節(jié)曲軸的工作情況、材料選擇一、工作條件、設計要求工作條件：周期變化的力、力矩共同作用，即受彎曲又受扭轉，承受交變疲勞載荷，重點是彎曲載荷。曲軸的破壞80％是彎曲疲勞破壞。形狀復雜，應力集中嚴重。軸徑比壓大，摩擦磨損嚴重。設計要求：有足夠的耐疲勞強度有足夠的承壓面積，軸頸表面要耐磨盡量減少應力集中剛度要好，變形小，否則惡化其它零件的工作條件。二、材料要根據(jù)用途和強化程度，正確選用：中碳鋼（35＃，40＃，45＃），合金鋼，球墨鑄鐵圖6-1曲軸的應力集中圖6-2曲軸的疲勞破壞形式a)彎曲疲勞破壞b)扭轉疲勞破壞本章開始第二節(jié)曲軸的結構設計長度－決定于缸心距L0、缸徑一、曲柄銷D2

和L2趨勢：D2，L2優(yōu)點：L2一定時，D2增加，比壓下降，耐磨性提高。D2增加，彎曲剛度增加，扭轉剛度增加。L2下降，縱向尺寸下降，剛度提高。從潤滑理論來講，希望

提高D2受到兩個限制：D2增加導致離心力增加，轉動慣量增加受到連桿大頭及剖分面形式影響，一般承壓面積，一般，汽油機偏下。二、主軸頸D1，L1從等剛度出發(fā)，D1＝D2；從等強度出發(fā)，D1<D2；實際結構中，D1>D2原因：D1增加，可以提高曲軸剛度，增加了曲柄剛度，不增加離心力。②D1增加，可增加扭轉剛度，固有頻率，轉動慣量I不多。③但是，D1增加，圓周速度，摩擦損失，油溫。一般三、曲柄整體式曲軸中最薄弱的環(huán)節(jié)。橫截面的抗彎模數(shù)為∵h，圓角處應力集中；多數(shù)采用橢圓形曲柄本章開始第三節(jié)曲軸的疲勞強度校核一、曲軸的損壞形式和強度計算方法主要是彎曲疲勞破壞（80％）和扭轉疲勞破壞。現(xiàn)在絕大部分采用有限元方法，極少采用簡支梁法。二、疲勞強度校核曲軸圓角處和油孔處的應力集中嚴重，是校核的重點曲柄受力及應力分布示意圖f(x)

fy(xy)fq(xq)設計強度使用應力應力－強度干涉模型可靠度在應力與強度概率曲線相交的區(qū)域面積，視為發(fā)生破壞的概率曲軸目前采用優(yōu)化設計方法：①建立目標函數(shù)②確定約束條件③確定設計變量和設計參數(shù)④采用適當?shù)乃惴ǎ◤秃闲畏?，懲罰函數(shù)法，單純形法），求解目標函數(shù)。本章開始第四節(jié)提高曲軸疲勞強度的結構措施和工藝措施一、結構措施加大曲軸軸頸的重疊度A（＝）。增加抗彎和抗扭剛度。2.加大軸頸附近的過渡圓角重疊度的無量綱形式：1／4橢圓法；分段圓弧法；沉割圓角法3.采用空心曲軸提高彎曲剛度，減小應力集中，減輕曲軸重量4.開卸載槽采用沉割圓角的曲軸有卸載槽的曲軸結構二、工藝措施1.圓角滾壓強化原理：表面產生剩余壓應力，低消部分工作拉伸應力，提高曲軸的疲勞強度。鋼軸疲勞強度可提高30％，球鐵軸疲勞強度可提高30～60％。2.圓角淬火用熱處理的方法使金屬發(fā)生組織相變，如產生馬氏體相、貝氏體相，發(fā)生體積膨張而產生殘余壓應力。曲軸疲勞強度可提高30～50％曲軸淬火殘余應力仿真模擬考慮表面淬火的曲軸強度分析模型曲軸在表面淬火處理之后，表面材料發(fā)生了變化。為了真實模擬曲軸的疲勞強度，應該在曲軸有限元模型中考慮淬火硬化的過程和效果。利用仿真模擬的方法模擬曲軸高頻感應加熱淬火過程，在曲軸表面形成殘余應力，然后用帶有殘余應力的曲軸有限元模型進行疲勞強度計算分析。3.噴丸強化處理與滾壓強化的道理一樣，屬于冷作硬化變形，在金屬表面留下壓應力，而且使表面硬度提高，從而提高曲軸的疲勞強度4.氮化處理利用輝光離子氮化或氣體軟氮化方法，使氮氣滲入曲軸表面，由于氮的擴散鈉作用，使金屬體積增大，因而產生擠壓應力。曲軸疲勞強度可提高30％。本章開始第五節(jié)飛輪的設計一、飛輪的作用輸出扭矩大于阻力矩時，吸收多余的功，轉速略增。輸出扭矩小于阻力矩時，釋放儲存的能量，轉速略減?？傊?，作用就是調節(jié)曲軸轉速變化，穩(wěn)定轉速。扭矩不均勻系數(shù)曲軸角速度變化率曲軸運轉不均勻系數(shù)降低ω波動的措施：增加氣缸數(shù)，發(fā)火均勻；增加發(fā)動機轉動慣量I0，最有效的方法就是裝飛輪。二、飛輪轉動慣量If的確定1.盈虧功△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沖程發(fā)動機的扭矩不均勻系數(shù)和盈虧功系數(shù)如果式中E為一循環(huán)的有效功，則可根據(jù)盈虧功系數(shù)ξ算出盈虧功△E。ξ主要與缸數(shù)有關。2.飛輪轉動慣量的確定令則關鍵在于δ的選擇一般車輛用內燃機發(fā)電用內燃機本章開始第七章連桿組設計返回開始第二節(jié)連桿螺栓的設計第三節(jié)提高螺栓疲