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内燃机设计讲稿
内燃机设计讲稿第一章 内燃机设计总论 内燃机设计必须根据具体的用途， 从内燃机的设计要求和设计指标出发， 按一定的设计试制过 程及方法进行。在设计工作中，最重要的是总体设计，既首先进行正确选型，确定主要结构参数与 总布置， 然后进行主要零部件与辅助系统的具体设计。 本章主要介绍内燃机的设计要求、 设计指标、 设计试制过程与一般设计方法，以及内燃机零件强度计算的基础知识。第一节 一、内燃机的设计要求内燃机主要设计要求、设计指标与一般设计方法内燃机的设计应满足使用和制造方面的一系列要求。这些要求是：动力性满足使用要求；燃油 及机油消耗率要低；工作应安全可靠，寿命要长；外形尺寸小，重量应轻；工作适应性好；起动应 迅速可靠；使用维修应简便；排放污染应少，噪声要小；工艺性好，制造应方便；造价应低廉等。 事实上，一台内燃机要满足上述所以要求是很困难的。因为其中有些要求相互矛盾。同时，内 燃机具体用途不同，这些要求的重要性也不相同。因此，必须根据内燃机的具体胜任，在得保证主 要设计要求前提下，尽量满足其它要求。 （一）汽车、拖拉机等车用内燃机的设计要求 车辆内燃机是车辆的心脏，车辆性能的好坏，在很大程度上决定于内燃机的优良与否。 这些内燃机的共同特点，都是大批量生产，功率范围和结构布置都比较相近，在结构设计和总 布置设计时，许多考虑都是共同的。 要求尽可能采用一般钢材，零部件的工艺性要好，要适合于大量生产。附属系统（供油系、起 动机、三滤、散热器等） ，往往都是专业化生产的，就更符合“三化” （产品系列化、零部件通用化、 零件设计标准化）的现实，并根据工作情况的需要改变其标定功率、标定转速，同时来适应汽车、 拖拉机等各种需要，来实现“一机多用” 。如 135 系列。 具体要求： 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。必须注意部分负荷和不稳定工况下的经济性。 ③高的工作可靠性和足够的使用寿命。 汽车（运输）内燃机：30~60 万公里。 拖拉机：
小时。④结构紧凑，外形小，重量轻。 此外，对内燃机的起动性和制造工艺性以及使用维修方便性的要求也是很重量的。 设计的结构措施应在保证满足主要要求的前提下，尽可能地照顾到其他要求。 （二）工程机械内燃机的设计要求第 1 页 共 138 页内燃机设计讲稿工程机械内燃机的特点是使用地域广阔，气候差异甚大，使用条件，随配套机械而不同，对于 工作环境恶劣，承受冲击力和急剧的变速，变负荷以及经常超负荷下工作的机械，一般采用专门设 计的内燃机；对于工作条件较好的，可采用汽车、拖拉机内燃机经变型后使用。 对专用的工程机械内燃机的主要要求，除了与汽车、拖拉机内燃机相同之外，还要求能够在斜 坡上安全作业，在寒带工作能保证起动，在热带工作应不产生过热，并能适应高原工作。在城市作 业，特别是在坑道作业的工程机械的内燃机，还要求其排放污染少，噪声小。 二、内燃机主要设计指标 内燃机主要设计指标 （一）动力性指标 内燃机的动力性指标是指内燃机的标定功率， 标定转速， 活塞平均速度， 平均有效压力及扭矩， 这些指标是根据配套的使用要求而确定的。 1、标定功率： 内燃机的有效功率按以下公式计算： Pe ? Vh ? i ? n Ne = （kw） 300 ? τ 内燃机有效功率的标定随用途和使用技术的不同，按内燃机台架试验方法国家标准 （GB1105-74）规定分以下四种： （1）15 分钟功率――内燃机连续运转 15 分钟的最大有效功率。适用于汽车，摩托车，摩托 艇等的功率标定。 （2）1 小时功率标定――内燃机连续运转 1 小时的最大有效功率。适用于工业拖拉机工程机 械，内燃机车，船舶。 （3）12 小时功率――内燃机允许连续运转 12 小时的最大有效功率，适用于农用拖拉机，农 用排灌动力，内燃机车，内河船舶等的功率标定。 （4）持续功率――内燃机允许长期连续运转的最大有效功率，适用于船舶，电站，农业排灌 动力等功率标定。 由此，汽车内燃机功率是按 15 分钟功率的；工业拖拉机内燃机功率是按 1 小时功率的；农业 拖拉机内燃机功率是按 12 小时功率的；工程机械内燃机功率是 1 小时功率标定，而农用内燃机则 随具体配套机械的不同，按照 12 小时的功率或持续功率标定。 现代汽车内燃机，为了满足在较大范围内变速，变负荷，以及要求具有良好的加速性，一般汽 车吨功率为 4.4---51.5kw。 其中重型重汽车功率一般 4.4---7.4kw 而中.轻型汽车,特别是小汽车, 吨功率可达到 51,5kw 甚至更大。汽车内燃机的标定功率一般在 15---370kw 左右。 拖拉机内燃机的标定功率是根据拖拉机具体用途而确定的。 手扶， 小四轮拖拉机内燃机一般在 2.2--8.8kw； 大型轮式拖拉内燃机一般在 58---88kw 左右； 连式拖拉机一般在 25.7---88.3kw 左右。 一般工程机械内燃机的标定功率在 14.7~58.9 kw 左右,由于目前工程规模不断扩大,建设周期第 2 页 共 138 页内燃机设计讲稿要求缩短，因此需要高工效的工程机械。工程机械正向着大型化、高速化、高功率化方向发展。如3单斗挖掘机容量以达 8m ，功率为 588.8kw。推土机已有 88 吨级，功率为 467.4 kw，120 吨刮土机 的功率达到 515.2 kw 。目前 368~736 kw 的工程机械内燃机已很多。 农用内燃机的标定功率,随配套机具而不同,一般从 1.18 kw 到 110.4 kw 的都有。 2、标定转速和活塞平均速度。 内燃机的标定转速和活塞平均速度是内燃机在标定功率时的转速和活塞平均速度。 提高内燃机 的标定转速与活塞平均速度是提高内燃机单位体积功率有效措施之一。 （内燃机的转速影响其结构 形式与性能。 但内燃机转速和活塞平均速度的是提高内燃机单位体积功率有效措施之一。 ） （内燃机 的转速影响其结构与性能。 ） （1）提高转速使活塞平均速度升高。运动件的惯性力增加，使内燃机的机械负荷增大，工作 频率增加，工作循环次数增加，使活塞、气缸盖、气缸套、排气门等零件的热负荷增加，受热程度 增加。 （2）提高转速内燃机摩擦损失功率增加，机械效率低，因而使燃油消耗升高。在液体摩擦和 半液体摩擦中，摩擦阻力与速度成正比，即与活塞的平均速度成比例。同样的转速下，当行程较短 时，活塞平均速度较低，同时运动件的惯性力较小，故转速较高的内燃机往往采用较短的行程。 （3）提高转速时活塞平均速度增加，作用于曲柄连杆机构零件的惯性力增加，加速磨损，特 别是活塞环和气缸套的磨损加剧，缩短使用寿命。 （4）提高转速使内燃机的平衡和震动问题更加突出，噪音也随之增大。 （5）提高转速使进排气阻力增加，使充气系数下降。柴油机还受到过后燃烧的限制,涡流和预 燃室柴油机中燃烧速率较高,汽油机是一种扰流燃烧。转速愈高扰流速度也越高，火焰传播速度增 加，故汽油机转速提高受过后燃烧的限制较小，加上汽油机由于防止爆震的原因。气缸直径一般做 得比柴油机小，故汽油机的转速一般比柴油机高。 采用短冲程而提高转速， 使活塞平均速度在不至于过高的情况下， 来提高内燃机的单位体积功 率。 现代汽车内燃机的标定转速在 r/min 之间,(个别小排量短行程汽车内燃机可提高转 速达到此为止 400/min),活塞平均速度一般在场 7.5~12.5m/min 之间。 现代拖拉机内燃机的标定转 速在案 r/min 之间。活塞平均速度在场 7~11m/min。农用内燃机标定转速范围较大，为 400~6000r/min 之间。 3、平均有效压力 内燃机在标定功率时的平均有效压力表示内燃机整个工作过程完善性和热力过程强烈程度的 重要指标之一。它决定于混合气的形成方法、燃料的种类、混合气的形成的过程、燃烧过程、与换 气过程的质量、机械效率、进气压力和温度以及内燃机的冷却方式和冲程数等。提高平均有效压力第 3 页 共 138 页内燃机设计讲稿是目前提高内燃机单位体积功率的有效措施。 目前提高内燃机平均有效压力的方法。 除了改善混合 气形成过程、燃烧过程、换气过程以及较少内燃机机械损失、等之外。柴油机采用增压方式。由于 提高平均有效压力的同时必须解决一系列技术上的困难， 因此平均有效压力的大小在一定程度上反 映了所设计内燃机的先进程度。 汽车、拖拉机在标定功率时平均有效压力一般在此期间 0.5~0.9mpa 之间；工程机械内燃机一 般在 0.7~0.8 之间。农用内燃机一般在此期间 0.5~0.7mpa 之间. 4、扭矩 内燃机的标定功率和标定转数确定之后,在标定工况下的扭矩也就确定了。 Ne Ne Me = × 30000 = 9550 × （牛顿/米） 3 ? 14n n 汽车、拖拉机、工程机械和部分农用内燃机除对功率和转数有要求外，还要求具有一定的扭矩 储备，即要求具有较好的扭矩特性。 扭矩特性一般用扭矩储备系数又称扭矩适应性系数。μm 和转速适应性系数 Kn 及两者的乘积 －－总适应系数 K 或总弹性系数μ?m =Me max Me N nn n Me maxMe max 最大扭矩MN标定工况下的扭矩?n =nN标定转速n Me max最大扭矩对应的转速? = ? m? n扭矩适应性系愈大，内然机适应外界阻力变化的能力愈强。对车辆可减少换档的次数， 轻驾 驶员的疲劳程度。转速适应系数愈大，工作愈稳定，对车辆，可减少机械传动变速的排档数，从而 简化传动机构。 (二)经济性指标 内燃机的经济性指标是指生产成本,运转中的消耗,(燃油． 机油)以及维修费用等， 这些通常都 是以燃油消耗率和机油消耗率，特别是燃油消耗率作为内燃机经济性的主要指标。 １、燃油消耗率 内燃机的燃油消耗率是随运转工况不同而变化的， 一般常以标定工况时每千瓦有效功率每小时 所消耗的燃油的克数作为衡量指标。燃油消耗率，主要与内燃机的工作过程，燃烧室的结构，以及 机械效率等有关。 汽车、拖拉机、工程机械、汽油机的燃油消耗率一般在 ge = 265 ~ 340g / kw ? h 之间；柴油机ge = 215 ~ 270g / kw ? h ；农用汽油机 ge = 270 ~ 400g / kw ? h ；柴油机 ge = 220 ~ 260g / kw ? h 。第 4 页 共 138 页内燃机设计讲稿2、机油消耗率 内燃机的机油消耗率是以内燃机在标定工况时,每千瓦时所消耗的机油量的克数来表示。它与 活塞的密封性以及轴承的设计有密切的关系。 内燃机标定工况下的机油消耗率为 0.8 ~ 4g / kw ? h 。 （三）紧凑性指标 内燃机的紧凑性指标通常是指内燃机的重量和外形尺寸指标,它是评价内燃机结构紧凑性和金 属材料利用程度的一个指标。各种类型的内燃机对重量和外形尺寸指标的要求不同:汽车内燃机对 重量和外形尺寸的要求是尽量小,而拖拉机、工程机械和一般农用机械内燃机则可以稍大一些。 比重量（衡量内燃机重量的指标）gW = G Ne（kg/kw）G：内燃机净重，即不包括燃油机油．冷却水以及其它不装在内燃机本体上的附属设 备重量。 汽车柴油机 gw =1.5-3 kg/kw，汽车汽油机 gw =1-3 kg/kw，拖拉机与工程机械柴油机 gw =4-5 kg/kw，农用柴油机 gw =7.6 kg/kw。 衡量内燃机外形尺寸的指标：单位体积功率Ｎ Ne NV = (kw/m3) V 内燃机外形体积 V Ne VH VH 3 NV = × = NL × = NL ? k (kw/m ) VH V V 单位体积功率决定于升功率 NL 、排量 VH 、外形体积 V 。 Ｋ称为总布置紧凑系数。 要提高单位体积功率，除了必须提高升功率外，还应该尽量提高总体布置结构的紧凑性，内燃 机的结构紧凑性， 除了与内燃机主要机构结构的布置方案直接有关外， 并与附件的大小和布置有很 大的关系， 所以设计时不仅要注意内燃机主要机构的结构紧凑性， 还应该注意研制结构尺寸小而性 能好的附件。 单位体积功率对一般内燃机的设计不是十分重要。 （四）可靠性与耐久性指标 内燃机的可靠性是指内燃机在设计规定的使用条件下， 具有持续工作， 不致因故障而影响内燃 机正常工作的能力。在我国，可靠性指标通常是以在保证期内（有的称为险期） ，不停车故障次数， 停车故障次数，以及更换零件和非主要零件的数目来表示。 主要零件是指：气缸盖、活塞、活塞环、活塞销、连杆、连杆轴瓦、连杆螺杆、曲轴、机体、 曲轴箱、凸轮轴、进排气门、气门弹簧、摇臂、调速弹簧、调速飞锤、销子，高压泵凸轮轴与柱塞第 5 页 共 138 页内燃机设计讲稿精密偶件、出油阀偶件、机油泵、齿轮、驱动轮、增压器等。 汽车、拖拉机、工程机械内燃机的保证期一般在
小时,农用柴油机的保证期为出厂 后一年内保证使用 1500 小时,汽油机为 500 小时。 汽车、拖拉机、工程机械和农用内燃机在保证期内不便换主要零件。 根据可靠性理论,对内燃机这类可修复产品,通常采用可靠度、准确度、有效度、故障率、修复 率、平均故障间隔式平均无故障时间，平均修复时间，可靠寿命，使用寿命等作为衡量可靠性的指 标。但目前一般还只采用保证期中的故障情况，以及使用寿命作为衡量内燃机可靠性指标。并以使 用寿命作为衡量内燃机耐久性的指标。 使用寿命是指内燃机从开始使用，到第一次大修前累计运转的小时数，式车辆行驶的公里数。 载重汽车柴油机的使用寿命一般为（30~60）×104Km， （约 h） ；工程机械柴油机的 使用寿命一般为 h，农用柴油机的使用寿命为 h。 （五）适应性指标 内燃机的适应性指标提指适应不同地理条件， 不同气候条件的工作能力以及适应多种燃料的能 力。 适应不同地理条件的能力， 通常是指内燃机适应高原工作的能力， 适应风砂泥泞等恶劣环境的0 0 能力，以及在倾斜路面运转所能达到的坡度等。汽车、拖拉机要求能在前、后倾斜 20 ~30 侧向倾斜 200 左右的情况下正常工作。 适应不同气候的工作能力， 是指内燃机在高温地区不会过热， 在高寒地区能够迅速起动。 汽车、0拖拉机，工程机械内燃机一般要求能够在正负 40 气温范围内良好地工作。 适合多种燃料的能力，是指内燃机能够使用柴油、汽油、煤油等不同燃料来工作。 （六）运转性能指标 内燃机运转性能指标， 主要是指操纵使用是否方便， 运转是否平稳， 起动性与加速性的好坏等。 操纵使用方便，指使用人员不需要很特别的专门技能，即可容易地操作，而且维护保养方便。 运转平稳是指内燃机平衡良好，振动小。 起动性好，即指内燃机起动风速可靠，一般内燃机要求在－50C 气温下不附加任何辅助装置就 能顺利起动，而在更低的温度下（低到－400C）利用一些辅助装置也能迅速起动。 内燃机加速性的好坏， 一般是以内燃机从惰转加速到全负荷的时间长短来表示。 车用内燃机要 求愈短愈好。汽车、拖拉机、工程机械内燃机一般为 5~10s。 （七）低公害指标――人类环境保护对内燃机的要求 低公害指标，是指噪声与排气污染。 噪声对人体有害。国际标准组织（ISO）提出，为保护听力，每天工作 8h，允许噪声为 90dB。 工作时间减少一半，允许值可提高 5dB。在任何情况下，不允许超过 115dB。内燃机噪声一般为第 6 页 共 138 页内燃机设计讲稿85~110dB，通常汽油机噪声较柴油机低。规定汽车噪声的允许值，不超过 90dB。严格一些的国家， 规定不超过 75dB 或 80dB。 为防止大气污染， 很多国家对汽车内燃机排放出的废气中的有害成份都有明确限制。 我国汽车 内燃机排放标准， 已于 1980 年开始进行， 主要制订了 《汽油机点速时， Co， 排放浓度限值》 HC 、 《柴 油机自由加速烟度排放》 、 《汽车柴油机全负荷排放》 《汽车柴油机全负荷烟度排放》 和 等国家标准。 三、内燃机设计工作中的“三化” 内燃机设计工作中的“三化” 内燃机的产品系列化，零部件通用化，零件设计标准化统称为内燃机和设计的“三化” 。内燃 机的“三化”是属于产品质量管理问题。它对提高产品质量、降低产品成本，发展新产品，合理组 织企业生产，提高劳动生产率，便于使用，维修和配件供应。零件互换等都是具有重要的作用。 （一）产品系列化 内燃机的系列化是指以极少的基本规格尺寸， （一般以气缸直径和冲程）为内燃机通过改变气 缸数目及其排列形式、增压度、转速、燃料、零件材料或增加若干附件等方法来扩大其功率范围， 改变其轮廓尺寸等。发展品种繁多变型，同一系列的内燃机要求主要结构相同，主要零件尽可能通 用，易损件要能互换，否则不能称为同一系列的内燃机。 以 135 系列柴油机为例，在 135 基本型的基础上设计了 48 种型号柴油机成批生产。其中基本 型 4 种，基本型增压 3 种，专用 4 种，工程机械 9 种，船舶主辅机 13 种，农用排灌动力 6 种，电 站动力 5 种，柴油发电机组 4 种。功率范围从 29～300KW。 （二）零部件通用化 零部件通用化是指一系列的机型中， 各机型的零部件能够互换通用并尽量要用标准件， 不同类 别的柴油机在设计时也要考虑某些零部件在可能的情况下尽量与别系列的机型可以相互通用，如： 起动机，发电机，高压油泵，机油泵`化油器，机油滤清器，煤油滤清器，空气滤清器，水箱，风 扇等。 表征内燃机系列产品的通用化程度： 零件通用化系数= 通用零件数 总零件数（不包括标准件） 通用零件品种数 总零件品种数（不包括标准件）零件品种通用化系数=总通化系数=通用零件数 + 标准件数 总零件数（包括标准件）以 135 为例，2135G，4135G，12V135G 总通用化系数分别达到 90.9%，95.5%，75.9%。 （三）零件设计标准化 零件设计标准化是指在进行零部件设计时应尽可能按照国家标准和部标准式厂标来决定零部第 7 页 共 138 页内燃机设计讲稿件的尺寸，结构，材料，技术条件等。并按照标准绘制零件图，部件图。遵照国家规定的使用名词 和术语等。第二节 内燃机设计的一般程序和方法 一、内燃机设计的一般程序 内燃机的种类繁多，其主要设计要求，设计指标及生产批量等相差悬殊，因此具体的设计试制 过程也各不一样，对于批量生产的新型内燃机设计试制的主要过程，大体为四个阶段。 （一）方案调查和拟定技术任务书阶段 接受新产品设计任务后，进行广泛的调查研究并收集有关资料，其内容如下： 1、调查使用和生产单位，广泛听取他们对内燃机性能操作使用，维护保养等方面的意见，经 验和要求。 2、调查生产单位的工艺条件，技术水平和设备情况，使新产品设计能符合生产实际。 3、广泛收集国内外同类产品的性能参数，结构方案，材料，工艺水平，以及产品发展和生产 过程中的经验和教训，必要时可选择适当内燃机作为设计原准机（即可参考内燃机） 。 在调查研究收集资料的基础上，可拟定技术任务书。技术任务书的内容，由于具体情况不同， 有的可能定的比较细致而具体，有的只定几项主要指标，在技术任务书中内容有： 1、新产品设计任务的来源（发展该产品的原因） 2、新产品的主要用途合适应范围，能否条化和扩大用途。 3、新产品的主要技术要求与主要指标。 （主要技术规范） 大批生产新型内燃机的设计试制过程：接受设计试制任务第 8 页 共 138 页内燃机设计讲稿调查研究收集资料 拟定技术任务书方案调查和拟定技术任务书阶段总体方案设计主要零部件初步设计单缸实验机设计样机总体方案 设计和先期的零部件改进 主要零部件实验研究 最佳方案 故障 整机施工设计 改进方案 样机试制 故障 整机施工设计 改进方案 样机试制 单缸实验机研究研究阶段样机施工 设计试制 和试验的样机性能试验 故障 样机可靠性与耐久性试验 改进方案 故障 扩大用户试验 改进方案 样机鉴定阶段试验场配套试验小批生产工艺考核鉴定和投产阶段成批生产（1）内燃机形式、型号（柴油机 、汽油机、 ）第 9 页 共 138 页（2）气缸排列和冷却方式；内燃机设计讲稿（3）标定功率 （7）缸径（4）标定功率.时转速 （8）行程 （9）缸数（5）最大扭距 （10）冲程数（6） 最大扭距时的转速 （11）平均有效压力 （15）机油消耗率（12）活塞平均速度 （16）最高怠转速 （19）纵倾和横倾要求（13）扭距储备系数 （17）最低怠转速（14）柴油消耗率 （18）调速率和转素波及率 （21）净重（20）外型尺寸（长宽高）（22）大修期和保用期（大修期一般是保用期 2~3 倍） 1、新产品与国内外同类先进产品主要指标的比较和分析 2、产品的经济效果分析 3、设计试制的计划和进度，应采取的技术措施和经费等。 再拟定技术任务书适应考虑到新产品的生命力和发展潜力， 同时也要考虑到条列化与变型的可 能性用以扩大发展。 （二）样机总体方案设计和先期研究阶段 首先进行总体方案设计， 即确定内燃机的类型和主要结构参数以及总体布置， 绘制出内燃机以 纵横剖面图和外型图。再总体方案设计时，通常要拟定几种方案，进行分析比较，反复修改，确定 一种方案， 并在此方案的基础上绘制系列产品的各种变型产品的总布置图。 以便统一考虑产品的系 列化和变型等问题，必要时，还要进一步修改总体方案设计。 在总体方案确定后，可进行主要零部件和单杠实验机的设计，并着手进行先期研究工作。先期 研究工作可采用电子计算机技术，模型技术等在单缸实验机上进行，先期研究工作的目的是： （1）迅速而经济的进行多方案比较 （2）充分利用各种手段进行实验研究，从而相互校核提高研究的准确性。 （3）调整研究因素可以用人多的控制方法，及时的发现问题，解决问题。 （4）避免在多缸内燃机整机上进行实验时，调整困难，六缸难以达到平衡；避免个别零件的 损坏引起整机的故障而使实验无法进行。 通过主要零部件的先期研究工作， 可以确定零部件的最佳结构型式和尺寸， 保证其可靠性和使 用寿命。 通过单缸试验机的先期研究工作，可以根据内燃机的具体类型进行下面有关的几项试验工作。 （1）工作过程实验，包括燃油系统，燃烧室，配气机构等参数和压缩比实验 （2）增压模拟实验 （3）二冲程内燃机的扫气参数实验 （4）主要零部件的可靠性和耐久性实验 （5）主要零部件的温度状况和动态应力测量 通过主要零部件的先期研究与单杠实验机的先期试验研究相互配合， 可最后确定零部件的最佳第 10 页 共 138 页内燃机设计讲稿结构方案，以及工作过程参数的最佳调整范围。使之达到预定的指标。 （三）样机施工设计，试制和实验阶段 通过主要零部件的先期研究与单缸实验机的先期试验研究，可以基本上确定燃烧室，进气道，燃油 系统，配气系统等各项参数，以及主要零部件的结构形式和尺寸，然后修改原来的总体方案进行样 机的施工设计，试制和实验工作。 1、样机的施工设计 样机的施工设计的内容是： （1）根据总体方案绘制全部零件的毛呸及施工图。 （2）根据零件施工图绘制部件图纵横剖面总图，前后端视图，左右侧视图，俯视图及安装图。 （3）规定内燃机整机及零部件的实验方法，技术条件等 （4）制定整机的安装，使用及维护保养的技术条件。 2、样机试制与实验 样机施工设计完成后，就开始样机的试制。通过样机的试制，考核结构的工艺性及设计的准确 性，及时发现存在的问题，对不合理的结构和尺寸加以修改。通常要对若干台样机进行性能实验， 可靠性实验，耐久性实验，以及配套实验等，以考核所生产的内燃机的各项指标是否达到技术任务 书中规定的要求。.如果达不到预期指标或出现故障，应指出相应的改进方案，由此改进样机的设 计，直到达到规定的指标为止。然后组织工厂鉴定，生产一定数量得样机交付用户使用实验，用以 近一步考核各项性能指标是否达到预定要求。 （四）鉴定和投产实验 在扩大用户使用实验中证实样机达到各项指标之后， 设计试制单位即可提出申请，有有关部 门组织样机鉴定。 设计和实验单位应向鉴定会提供下列文件。 1、技术任务书。 3、各项实验报告。 2、设计实验小结。 4、鉴定实验大纲。5、设计试制资料，如热力计算，动力计算，主要零部件的强度计算，轴心轨迹及最小油膜计 算，曲轴系统扭振计算等，以及有关实验研究报告。 6、提供全套生产图纸和技术文件。 （如内燃机交货验收条件，出厂实验规范，使用和维护保养 说明书等） 设计试制单位还应向会议提供两台以上样机或现装两台以上样机， 以便有鉴定会抽取一台进行 性能抽查实验。 在审查技术文件和对样机进行性能实验后， 鉴定会对新型内燃机是否达到技术任务书中规定的 要求，应给予全面评价；对能否通过鉴定应做出决议，并提高鉴定意见书。第 11 页 共 138 页内燃机设计讲稿有鉴定会议通过，并经有关部门批准后，该内燃机即可投入小批量生产由此进行工艺考核，检 验产品设计的工艺性及工艺装备的性能，然后可转入成批生产。 二、内燃机的一般设计方法 （一）关于内燃机的相似关系应用问题 在进行样机的总发方案设计时， 常常选择一台或几台与设计的内燃机大致相似的原准机， 根据 相似关系来确定样机的主要号数及一些主要部件的结构尺寸。 从理论上讲，原准机与所要设计的内燃机之间应满足下列相似关系。 1、几何相似，原准机与所设计内燃机之间结构型式相同，而且其主要尺寸成比例。 2、力学相似，原准机与所设计的内燃机的机械应力大致相同。 3、热力相似，原准机与所设计的内燃机的热应力大致相同。 实际上，几乎不可能找到所设计内燃机完全满足上述相似的原准机。 所以设计内燃机与原准 机的主要零部件在结构上或多或少有些差异， 再加上其余结构细节上差别， 真正的几何相似不存在。 因而即使单位活塞面积上的最大燃气压力与单位活塞面积上的惯性力都大致相同，而且材料也相 同，其机械应力与热应力还是有差别的。通常只能以几何相似为根据引出比较参数；如行程―缸径 比，曲柄半径－连杆长度比，汽缸中心距－缸径比等相同；单位活塞面积上最大燃气压力与单位活 塞面积上的惯性力以及主要零件材料相同等。以这些为依据，采用与原准机比较推理的方法，为新 设计的内燃机初步这样合理性能指标以及主要零部件的结构尺寸。第三节 内燃机的总体设计 一、总体设计的任务 （一）样机总体方案设计中，总体设计的任务是： 根据基本任务书的要求，在充分论证的基础上选择 1、内燃机型式， 2、确定主要结构参数 3、选定主要零部件与辅助系统的结构形式 4、对各主要零部件和发展辅助系统各机件的外形尺寸进行粗略计算。 5、然后进行初步的总体布置， 6、绘制几种的总体布置图，用以进行方案分析与讨论。 在几种方案评比的基础上，最后确定一种总体方案图，并完成热力计算，动力计算等，主要系 统草图及方案设计说明书等有关技术文件。 然后， 提出对各主要零部件和发展辅助系统在结构方面的主要设计要求， 以便进行各主要零部 件和辅助系统各机件和解决各主要零部件和辅助系统各机件在空间位置上的矛盾， 使内燃机能正常第 12 页 共 138 页内燃机设计讲稿的运做， 并充分注意到车站拆装和维修的可能性和方便性。 随后根据各主要零部件的辅助系统各机 件初步设计结果，修正初始方案，调整总体布置，绘制较详细的总体布置图。 （二）在样机施工设计中，总体设计的任务 根据先期研究工作的结果， 修正设计， 进一步协调和解决各零部件和辅助系统在空间上的矛盾， 保证内燃机各零部件在安装和运转时不发生相互干涉的情况； 详细检查内燃机的拆装和维修的可能 性和方便性，并设计必须的专用工具；绘制内燃机的知识正式总体布置图，包括纵横剖面图，前后 端视图，左右侧视图，俯视图与安装图等，确定外型尺寸，完成各项详细的技术条件。 在总体设计中要充分考虑到产品的“三化” 。还要考虑和绘制系列产品的各种变形产品的各种 变形产品的总体帮助布置图以便统一考虑产品的系列化和变形问题， 从而扩大内燃机的用途， 必要 时，可进一步修改总体方案设计。 二、内燃机的选型 内燃机的型式很多，按其工作过程的特点来分，有汽油机和柴油机，二冲程或四冲程内燃机， 不增压或增压内燃机等，按照结构特点来分，水冷式或风冷式，单缸或多缸，单列和多列，各种型 式有其不同的优缺点。内燃机选型时，考虑问题的着眼也不一样。 （一）汽油机与柴油机 与汽油机比较，柴油机的主要优点。 1、柴油消耗率低，在变工况下， g e 的变化比较小，而且柴油比汽油价格便宜，所以柴油机较 为经济。 2、柴油的比重大于汽油，因此，在相同的油箱容积内可以储有较多的柴油。 由于柴油机 g e 低，且柴油的比重大，在车辆上采用柴油机时，可以使其具有较大的最大行程 （在相同油箱容积下，车辆采用柴油机时最大行程约为采用汽油机时的 1.3~1.6 倍） 。 3、柴油的燃点高于汽油，在运输或储存过程中火灾危险性较小。 4、可以采用涡轮增压或复合增压进行，提高经济性和功率。 5、采用柴油燃烧时，排气污染小，因此比较容易满足废气净化的规定。 柴油机的缺点： 1、柴油机外形尺寸和重量较大。因为非增压柴油机平均有效压力较低，转速也较低；柴油机 的最大燃烧压力比汽油机高得多，为保证零件的强度与刚度而不得不增大尺寸和重量。 2、柴油机的扭矩特性，启动性和加速性均比汽油机差。 3、柴油机的制造成本高，这是因为柴油机每千瓦的金属用量较多，重要零件还要采用较好的 合金钢；柴油机上的高压油泵，喷油器等精密部件的制造工时多，工艺水平要求也较高。 4、柴油机工作粗暴、噪声较大第 13 页 共 138 页内燃机设计讲稿重型汽车、拖拉机、工程机械、农用机械等内燃机，因考虑耗油省和价格低，绝大多数采用柴 油机；小轿车要求内燃机的尺寸小、重量轻、起动性与加速性好，则广泛采用汽油机；中、轻型载 重汽车中既有采用柴油机的， 也有采用汽油机的。 目前有些国家因考虑省油与减少排气污染等原因， 中、轻型载重汽车也愈来愈多地采用柴油机，甚至在一些小轿车上也有采用柴油机的。 （二）二冲程与四冲程 由于二冲程汽油机在换气时有一部分新鲜可燃混合气随同废气排出， 经济性差， 所以除了摩托 车，小排量汽车和家用植保机械和割草机用的内燃机外，一般都不采用二冲程汽油机。而在二冲程 式柴油机中，在换气时随同废气排出的只是空气，虽然这些扫气空气也消耗部分能量，但比汽油机 经济性好，因此二冲程柴油机比二冲程汽油机应用广泛。 与四冲程柴油机比，二冲程柴油机的优点是： 1、升功率高。二冲程柴油机单位时间内的工作循环数是四冲程的两倍，虽然有换气损失大与 机械效率低等原因，二冲程柴油机的升功率还是比四冲程柴油机高 50-70%，在相同功率条件不， 二冲程柴油机外形尺寸及重量均较小。 2、当采用对置活塞式或壁孔式换气时，无需专门的配气机构及其驱动零件，结构较为简单、 制造与修理较方便。 3、曲轴每转作功一次，工作平稳性较好，由此可用较小的飞轮，并且易于起动。 4、曲柄连杆机构零件所受负荷的冲击性以及所受变负荷的幅度都较小，疲劳强度的安全系数 较大。 5、二冲程机的散热损失较小，冷起动容易，必造成为多燃料内燃机也较容易。 二冲程柴油机的缺点 1、二冲程柴油机的热负荷比较高，特别是活塞组的热负荷比较高， （活塞顶平均温度比四冲程 柴油机高 50-60℃）而且气缸内压力总是大于一个大气压，使活塞环在环槽中活动性减小。积炭不 易排除，容易使活塞环失去工作能力；由于作用在轴承上的负荷是单向的，这对润滑不利。 2、换气质量较差，燃烧条件变坏，同时带动换气泵要消耗一部份功率，因此燃油经济性比较 差。 3、热负荷较高，因而机油质量要求也较高；由于机油容易窜入扫气孔和排气孔边缘随气流进 入气缸燃烧或排出，因而机油消耗较大。 4、高压油泵与喷油器工作繁重，寿命较短。 二冲程机应用得较少 （三）增压与不增压内燃机 增压可提高功率，减小尺寸和重量，适当地补偿高气温与高原空气稀薄引起功率损失。汽油机 中增压受到爆燃等因素的限制，增压是提高柴油机升功率的最有效方法之一。第 14 页 共 138 页内燃机设计讲稿大型汽车、拖拉机、工程机械用柴油机采用增压。 （四）风冷式与水冷式内燃机 风冷式内燃机的优点： 1、结构简单、工作可靠、使用维护方便；2、地区适应性较强；3、整个动力装置的体积与重 量小；4、冷却系消耗的功率较小；5、风冷式内燃机便于系列化。 风冷式内燃机的缺点： 1、尺寸较大，由于工作温度高，充气效率下降，最高燃烧压力下降。 2、热负荷较大，机油温度高，机油消耗率较高。放热系数只有水的 1/20--1/30，热量不易散 出，使热负荷大，特别是内燃机缸径愈大，热负荷也愈大。 三、内燃机主要结构参数的确定 内燃机的主要结构参数，是指决定内燃机总体尺寸的参数，这些参数为：活塞行程 S 与气缸直 径 D 的比值 S/D；曲柄半径 R 与连杆长度 L 的比值λ，λ=R/L；气缸中心距 L0 与气径直径 D 的比值 L0/D；对于 V 型内燃机还包括气缸夹角γ。这些参数是由设计人员在总体设计中选出内燃机型式这 后， 根据内燃机的具体要求、 制造工厂的工艺水平以及基于对某些同类型内燃机主要结构参数的分 析或实验来确定的。在确定主要结构参数时，既要考虑具有先进性，又要考虑实现的可能性，决不 可不经调查研究，仅凭主观想象而定。每确定一个参数时，必须伴随着相应的措施，否则最后设计 指标不能完成，不仅贻误了工作，还会造成人力物力的浪费。 （一）活塞行程 S 与气缸直每项 D 的比值 活塞行程 S 与气缸直径 D 的比值 S/D，是决定内燃机设计的基本条件，由此即可确定气缸直径 D 及活塞行程 S 这两个主要参数。 内燃机的有效功率为Ne = Pi iVh n 30τ（kw）（2-1）因此内燃机总工作容积为 Neτ τ iVh = 30 × ( L ) Pen（2-2）由式可见：在选定内燃机型式之后，冲程数 τ 与气缸数已决定，平均有效压力 Pe 的数值可以参照 几台原准机，并考虑所设计的内燃机中可能采取的措施，先进行初步估计（所设计内燃机的实际平 均有效压力，只能在单缸实验型内燃机实验之后才能确定） ；同样，再初步定出标定转数 n 之后， 即可根据所要求的功率 Ne 求出每一气缸的工作容积 Vh。由于气缸工作容积为 π 2 -6 Vh = D S × 10 ( L ) （2-3） 4 所以同一 Vh 的值，可以由不同的气缸直径 D 和活塞行程 S 组合而成。要正确确定出 D 和 S 值，必第 15 页 共 138 页内燃机设计讲稿须正确确定活塞行程与气缸直径的比值 SD。这一参数的确定，对内燃机结构与性能有重大影响。 D 值具有下述优点：当每一气缸工作容积一定时，采用较小的 S（1）可相应地提高内燃机曲轴转数而不至于使活塞平均速度超过许可值，因而可以提高升功 率。 （2） 可降低直列式内燃机及对置活塞式内燃机的高度， 缩小卧式及对置气缸式内燃机的宽度， 减小 V 形内燃机的高度和宽度。 特别是对于对置气缸式及 V 形内燃机来说， 其长度不决定与气缸的 大小，而是决定于曲轴个轴承所要求的最小轴向尺寸，因而可以减小外形尺寸并相应的减轻重量。 （3）由于内燃机曲柄半径减小，曲轴主轴颈和曲柄销轴颈的重迭则增大，因而刚度增加，应 力状态改善。同时，连杆也可以短一些，这对其强度和刚度都有利。 （4）由于内燃机的气缸直径的增大，气缸盖上的气道和配气机构的安排较容易。这样，提高 转数不仅不防碍进气，而且由于气门通道的加大还有可能改善进气条件。 当采用较小的 S D 值时，由于气缸直径的增大，热负荷、机械负荷和噪声都加大。同时，由于单列式内燃机的长度主要决定于气缸直径，所以对于一般直列式、卧式内燃机来说，长度将增大。 此外， 较小的 S D 值对燃烧室设计不利， 而且对直流式换气的二冲程内燃机来说， 换气品质将变坏。 值时必须对具体情况作具体分析。因此，在选定 S 在确定 S DD值之后，即可根据式（2-3）求出 D 与 S 值。必须注意，在求出 D 值之后，应该使D 值符合国标所规定的标准尺寸系列，而后再求 S 值，并且最好使 S 为一整数值。最后，根据 S 值 m 与 n 值计算出活塞平均速度 Cm(Cm=( Sn ) × 10 -3 S ),检查此值是否在选用范围之内。 Cm 值超出 如 30 了选用范围，可以改变 n,重新计算 Vh，再求出 D 与 S，使求出的 Cm 接近许可值。 （二）曲轴半径 R 与连杆长度 L 的比值 曲柄半径 R 与连杆 L 的比值 λ = R 是决定内燃机连杆长度 L 的一个结构参数。因为在活塞行 L 程 S 决定后，曲柄半径 R= S 即可求出。因此，在确定参数 λ 之后，即可决定连杆长度的大小。 2 对于单列式内燃机， λ 值越大，连杆长度越短，D、S 相同的条件下，内燃机的高度或宽度也 越小，可是内燃机的外形尺寸减小，重量减轻。同时，连杆缩短后，使连杆杆身具有较大的刚度和 强度。虽然由于 λ 加大，使往复运动质量的加速度和连杆摆角也加大，但因连杆重量减轻，往复惯 性力与侧压力并没有什么增加。所以在设计时，为了尽可能缩小内燃机的外形尺寸和减轻重量，一 以使连杆的长度尽量短一些。 连杆穿度的缩短， 受以下三个条件的限制： 般尽可能选取较大的 λ 值， （1）活塞在下止点时，裙部不应与平衡重相碰。第 16 页 共 138 页内燃机设计讲稿（2）活塞在上止点时，曲柄臂不应与气缸套下部相碰。 （3）连杆在气缸套内摆动时，连杆杆身不应与气缸套下部相碰。 连杆长度确定后，应该采用作图的方法进行校核。作图时，可以先用透明纸描出连杆外形，在 内燃机横剖面图上使连杆小头中心沿气缸中心线移动， 同时连杆大头转动， 作出连杆在横剖面上的 运动轨迹，以检查是否符合上述三个条件，而且还必须保留 2~5mm 的间隙。为了缩短连杆长度，在 必要时可以在气缸套上开槽，或者将活塞裙部切去一部分。 在 V 形内燃机中，连杆有三种型式：并列连杆、叉形连杆及主副连杆。当采用并列连杆或叉形 连杆时，左右排连杆长度相同，连杆长度的确定与单列式相类似，即尽量采用较大的 λ 值，使连杆 长度尽量短一些，从而使内燃机的高度和宽度都减小，由此减小内燃机的外形尺寸和重量，增大连 杆的强度和刚度。当采用主副连杆时，左右排连杆长度则不一样，除了按照上述原则确定主连杆长 度外，还要确定另外三个结构参数，即：主连杆中心线和副连杆销至曲柄销中心连线间的夹角、副 连杆销至曲柄销中心的距离以及副连杆长度。 此外， 还应该考虑副连杆转向位于主连杆前方还是后 方的问题。 现代内燃机的 λ 值一般在 0.25~0.33 之间。 （三）气缸中心距 L0 与气缸直径 D 的比值 气缸中心距 L0 与气缸直径 D 的比值 L0 D 是决定内燃机长度的主要参数 ， 它表征内燃机长度尺寸的紧凑性以及内燃机重量指标的优劣。气缸中心距 L0 的大小，主要取决于气缸盖的型式（整体 式、分体式或单体式） 、其放套型式（整体式、干式或湿式） 、单列式或 V 形、水冷式或风冷式，以 及曲轴的结构型式以及各部位的尺寸。在确定 L0 D 值时，首先要考虑曲轴的主轴颈、曲柄销的常年高度及曲柄臂的厚度使主轴承及连杆打头轴承有足够的承压面积， 并保证曲轴有良好的强度和刚 度；其次要考虑气缸套的型式及布置，要保证气缸盖固定螺栓及进排气道的布置，对水冷式内燃机 要保证冷却水道的布置， 而对风冷式内燃机则要保证能布置一定高度的散热片。 第三要考虑气缸套 型式、尺寸和水套或散热片的布置，并保证有足够的尺寸。一般说来，单列式内燃机的气缸中心距 取决于气缸盖和气缸套的型式及其布置， V 形内燃机则取决于曲轴的尺寸。 而 为了缩短内燃机的长 度，减轻内燃机的找能够量，在保证上述要求一的基础上，现代内燃机，特别是坦克内燃机，都尽 量采用较小的 L0 D 值。目前，在汽车、拖拉机、坦克、工程机械及农用内燃机的 L0 D D 值，一般在1.10~1.50 之间，其中汽油机的 L0 机的 L0 D值：只列式在 1.10~1.25 之间；V 形在 1.15~1.30 之间。柴油 D值： 直列式在 1.10~1.35 之间； 形在 1.25~1.50 之间， V 个别采用主副连杆式的柴油机 L0值小到 1.17。 内燃机的动力学第 17 页 共 138 页内燃机设计讲稿目前内燃机主要是往复活塞式， 其动力通过曲柄连杆机构来传递和转化的。 为了计算曲柄连杆 机构中零件的强度、刚度、耐磨度和疲劳强度以及振动等，必须先研究曲柄连杆机构的受力情况。 作用在曲柄连杆机构上的力主要是由运动质量产生的惯性力和作用在活塞上的气体力 运动质量产生的惯性力和作用在活塞上的气体力，这些 运动质量产生的惯性力和作用在活塞上的气体力 力（或力矩）随着曲柄转角的不同而变化 随着曲柄转角的不同而变化，在稳定情况下，曲柄每转二周为一个变化周期，实际 随着曲柄转角的不同而变化 上，内燃机的工况是不断变化的，特别是作为动力时，因此，作用在曲柄连杆机构上的力和力矩 力和力矩 也是在不断变化的。要计算在各种工况下的作用力和力矩的情况是相当复杂的，通常在动力学分 也是在不断变化的 析中，只计算标定工况下的作用力和力矩 只计算标定工况下的作用力和力矩。并认为曲柄是作等速旋转运动 曲柄是作等速旋转运动。 只计算标定工况下的作用力和力矩 曲柄是作等速旋转运动 在进行动力学计算， ①必须根据实测的示工图或对工作过程的循环模拟计算来确定气体作用力 的变化情况，②再根据运动学求出各运动件的加速度，③由此求出惯性力的变化情况，④从而得到 总的作用力及力矩。⑤再进一步分析这些力和力矩对内燃机平衡和振动的影响。 整个动力学计算应在一个工作循环内每个一定的曲轴转角（等）计算一次，所以比较繁琐，由 于目前计算机的应用非常普遍，编好程序就能既快又较准确的求出需要的结果。第二章 内燃机曲柄连杆机构受力分析 第一节 曲柄连杆机构运动学 内燃机由曲柄连杆机构，按运动学观点分为三类：即：中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆 机构和主副连杆式曲柄连杆机构（本章只介绍中心曲柄连杆机构） 。 这三种形式曲柄连杆机构曲柄的运动规律都是一样的，即可视为作等向速度的回转。是因为， 内燃机在稳定工况下工作时，由于扭矩不均匀性而引起的曲柄回转角速度变化不大。因此，曲柄的 曲柄的 角速度为： 角速度为：ω= 2 πn πn = 60 30(r / s )一、活塞、连杆的运动规律 活塞、 图 2-2 是中心 中心曲柄连杆机构运动分析简图。图中气缸中心线通过曲轴中心 O，OB 为曲柄，AB 中心 为连杆，B 为曲柄销中心，A 为连杆小头孔中心或活塞销中心。 当曲柄按等角速度ω旋转时， 曲柄 OB 上任意一点都以 O 点为圆心作等角速旋转运动 A 点 点为圆心作等角速旋转运动， （即 当曲柄按等角速度ω旋转时， 活塞）沿气缸中心线作往复运动，而连杆 AB 则作复合的平面运动，其大头与曲柄销（即 B 点）一 样，作等速的旋转运动，而连杆的小头则与活塞一样作往复运动，所以连杆本身的运动是由旋转 连杆本身的运动是由旋转 运动和往复运动合成的平面复合运动 运动和往复运动合成的平面复合运动。在实际分析中，为使问题简化，一般将连杆为分别集中于 合成的平面复合运动 连杆大头和小头的两个集中质量， 认为它们分别作旋转与往复运动， 这样就不需要对连杆的运动规 律进行单独的研究。 活塞在作往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值及变化规律对曲 活塞在作往复运动时，其速度和加速度是变化的第 18 页 共 138 页内燃机设计讲稿柄连杆机构以及内燃机整体的工作有很大的影响，因此，研究曲柄连杆机构运动学的主要任务实 研究曲柄连杆机构运动学的主要任务实 际上就是研究活塞的运动规律。 际上就是研究活塞的运动规律 假定在某一时刻，曲柄转角为α，并且按顺时针方向旋转，连杆轴线在其魂平面内偏离气缸中 心线的角度为β（图 2-2） 当α=0°时，曲柄销中心 B 和活塞销中心 A 都在最上面位置，此位置 。当 =0° 称之为上止点（即 A1 点） 当α=180°时，A 和 B 都在最下面位置，此位置称之为下止点（即 A2 点） 。当 =180° 。 如果曲柄半径 OB 的长度为 R， 连杆 AB 的长度为 L， 曲柄半径与连杆长度的比值为λ， λ=R/L 即λ λ称为连杆比，它是影响内燃机结构的一个重要特性参数。现代内燃机λ的值一般在 1/3~1/5（即 0.33~0.20）范围内。表 2-1 列出了部分内燃机的λ值。 二、连杆的角位移、角速度与角加速度 连杆的角位移、 R sin β 由图 2-2 有 λ = = L sin α 或sin β = λ sin α2-1β = arcsin(λ sin α )于是可得连杆的角位移 连杆的角位移为 连杆的角位移当α=90°或 270°时，连杆角位移有最大值（指绝对值） ，即 β max = ± arcsin λ 连杆的摆动角速度为β=?dβ cos α cos α = λω = λω dt cos β 1 ? λ2 sin 2 α?当α=0°或 180°时，连杆角速度有最大值（指绝对值） ，即 β max = ± λω 当α=90°或 270°时，连杆角速度为 0，即 β = 0 连杆摆动的角加速度为d 2β d β sin α = ? λ 1 ? λ2 ω 2 β= 2 = dt dt cos 3 β?? ??()当α=90°或 270°时， β 有最大值（指绝对值） ，即 β max = m 当α=0°或 180°时， β 有最小值，即 β min = 0 这时连杆轴线与气缸中心线重合。 三、活塞的行程与位移 根据图所示，活塞的行程可按下式计算，即s = A1 A2 = A1O ? A2 O = ( L + R) ? ( L ? R) = 2 R第 19 页 共 138 页?? ??????λω 2 1 ? λ2内燃机设计讲稿活塞的位移则为x = A1 A = A1O ? AO = A1O ? (CO ? AC ) = ( L + R) ? ( R cos α + L cos β)2-2当用计算机进行计算时，可以直接用上式，但手工计算时，需将此式加以简化。 由 2-1 式 则sin β = λ sin αcos β = 1 ? sin 2 β = 1 ? λ2 sin 2 α2-3根据牛顿二项式定理，可将 1 ? λ2 sin 2 α 展开为1 1 4 1× 3 1× 3 × 5 8 8 cos β = 1 ? λ2 sin 2 α ? λ sin 4 α ? λ6 sin 6 α ? λ sin α ? ? ? ? 2 2× 4 2× 4×6 2× 4× 6×8 1 1 由于 λ = ~ 比较小，上式中高于二次方的各项之值都很小，为了计算简便，只取展开式的 3 5前两项就足够精度了。因此取 1 cos β ≈ 1 ? λ2 sin 2 α 2 将 2-4 式代入 2-2 式，得2-41 λ x = R + L ? R cos α ? L(1 ? λ2 sin 2 α ) = R(1 ? cos α + sin 2 α) 2 22-5位移 x 随α和λ的变化关系如图 4-3 所示。 从 2-5 式中可见： 当α=0°时，x=0；当α=90°时，x=R（1+λ/2） ；当α=180°时，x=2R=s。 即曲柄转角α从 0°到 90°时活塞的位移值比曲柄转角α从 90°到 180°时活塞的位移值大， 曲柄转角α 90°时活塞的位移值比曲柄转角α 90° 180°时活塞的位移值大， 曲柄转角 而且是λ值越大，其差值也越大。 而且是λ值越大， 其差值也越大 活塞的位移曲线可用来①对 p-v(压力-容积)示功图与 p-α （压力-曲柄转角） 示功图两者之间 进行转换；②它与气门的运动曲线配合，还可用来检验活塞与气门之间发生干涉；③在柴油机直接 喷射燃烧室的设计中，喷油柱的位置与活塞上燃烧室的配合，也要用到活塞的位移曲线；④此外二 冲程内燃机排气口与扫气口位置的确定，与活塞位移变化也是密切相关的。 四、活塞的速度 将 2-2 式对时间 t 微分，便可求得活塞速度的精确值为 v= dx dx dα λ sin 2α = = R? (sin α + ) dt dα dt 2 cos β 2-6将 2-5 式对时间 t 微分，便可求得活塞速度的近似值为 dx dx dα λ v= = = R? (sin α + sin 2α) dt dα dt 2 在上式中，活塞速度可以写成两个速度分量之和，即第 20 页 共 138 页2-7内燃机设计讲稿v = R? sin α + R?λ 因此， 活塞速度可视为由 v1 = Rω sin α 与 v 2 = Rω sin 2α 两部分简谐运动速度所组成(图 2-4)。 2λ sin 2α = v1 + v 2 22-8由 2-7 式可见：当α=0°或 180°时（活塞位于上下止点） 活塞速度等于零 ，活塞速度等于零 活塞速度等于零，这是由于活塞 在这两点改变运动方向 运动方向的缘故。 当α=90°时，v = Rω ， 此时活塞速度等于曲柄销中心的圆周速度 圆周速度。 运动方向 圆周速度 但是，这并不是活塞的最大速度 并不是活塞的最大速度，活塞速度最大时的曲柄转角 α v max ，可用 v 对 α 微分求极值的方 并不是活塞的最大速度 法来求得，由 dv = R? (cos α + λ cos 2α) = R? cos α + λ (2 cos 2 α ? 1) = 0 dα[]即2λ cos 2 α + cos α ? λ = 0活塞速度最大?1 ? α v min = arccos ? (?1 + 1 + 8λ2 )? ? 4λ ?由上式可见， 0 p cos α v max p 1 ，因此 cos α v max 小于 90°或大于 270°，即活塞速度的最大值出 90° 270° 现在偏向上止点一边， 75°左右。 不同λ值时， 现在偏向上止点一边，大体上在上止点前后 75°左右。不同λ值时 活塞速度与α的关系见图 2-5 所示。 便越小。 由上图可见：λ值越大，活塞速度最大值也越大，相应的曲柄转角 α max 便越小 λ值越大，活塞速度最大值也越大， 根据图形和公式分析可知： α=0°~180°时， v 为正值（活塞向着曲轴中心线方向运动） ； α=180°~360°时， v 为负值（活塞背着曲轴中心线方向运动） ； α=0°、180°、360°时， v =0（活塞正在改变运动方向） ； α=90°、270°时， v = Rω ，但并不是 v max 。 活塞的速度在旋转一周中，时快时慢的变化着，它的平均速度可以表示为cm =2 s sn = 60 30 n(m/s)式中 s ――活塞行程，单位为 m； n ――曲轴转角，单位为 r/min。 虽然只能粗略地估计活塞运动的快慢，但它是表征内燃机性能指标的重要参 活塞平均速度 cm 虽然只能粗略地估计活塞运动的快慢 数之一。 五、活塞的加速度 将 2-6 式对时间 t 微分，可求得活塞加速度的精确值为第 21 页 共 138 页内燃机设计讲稿a=dv dv dα cos 2α λ3 sin 2 2α = = R? 2 (cos α + λ + ) dt dα dt cos β 4 cos 3 β2-9将 2-7 式对时间 t 微分，可求得活塞加速度的近似值为 a = R? 2 (cos α + λ cos 2α) 2-10上式也可成为 a = R? 2 cos α + R? 2 λ cos 2α = a1 + a 2 因 此 ， 活 塞 加 速 度 也 可 视 为 是 两 个 简 谐 运 动 加 速 度 之 和 ， 即 由 a1 = R? 2 cos α 与 a 2 = R? 2 λ cos 2α 两部分组成(图 2-6)。 活塞加速度的极值点（最大正加速度和最大负加速度）以及相应的曲柄转角α，可用 4-10 式 活塞加速度的极值点 对α的微分并令其等于零来求得，由 da = R? 2 (sin α + 2λ sin 2α ) = 0 dα 即sin α + 2λ sin 2α = 0sin α(1 + 4λ cos α) = 0由此可得sin α = 0 或 1 + 4λ cos α = 0第一种情况， sin α = 0 加速度极值点出现在α=0°和α=180°处，相应的加速度为 α=0°时， a = R? 2 (1 + λ ) α=180°时， a = ? R? 2 (1 ? λ ) 如图 4-7（a）所示。 第二种情况，1 + 4λ cos α = 0 即加速度的极值点还出现在 α = arccos(?a ′ = ? R? 2 (1 +1 ) 8λ 1 ) 处，相应的加速度为 4λ如图 2-7（b）所示。 可以看出，第二种情况只会出现在λ&1/4 的机构中，对于λ≤1/4 的机构无意义。 综上所述， 当λ≤1/4 时， α在 0°、 360°有最大的正加速度值 Rω 2 (1 + λ ) ； 综上所述 在曲轴转角一周中， 当α在 180°时，有最大的负加速度值 ? Rω 2 (1 ? λ ) 。当λ&1/4 时，α在 0°、360°有最大的正加 速 度 值 ， 其 大 小 也 为 Rω 2 (1 + λ ) ； 而 α 在 α ′ 、 360 ° - α ′ 两 处 有 最 大 的 负 加 速 度 值 ， 此 值 为? Rω 2 (1 + 1 ) ，而此时在处的加速度值仍为 ? Rω 2 (1 ? λ ) 。 8λ第 22 页 共 138 页内燃机设计讲稿第二节 曲柄连杆机构运动零件的质量换算 在曲柄连杆机构中，主要的作用力有气体作用力、运动质量的惯性力及外界负荷对内燃机运 有气体作用力、 有气体作用力 动的反作用力。此外，还有运动件与固定件之间、运动件与空气之间的摩擦阻力及自重。后面这 动的反作用力 些力与气体作用力、惯性力等比较起来小得多，在力和力矩的分析中，一般不予考虑。 为了确定曲柄连杆机构中各运动零件所产生的惯性力， 不仅要知道各运动零件的加速度， 而且 要知道各运动零件的质量。由于实际中运动物体的形状比较复杂，为了简化起见，应当将实际的比 较复杂的质量系统，换算成在动力学上与实际质量系统相当的简化了的质量系统。 一、中心曲柄连杆机构的质量换算 曲柄连杆机构中主要运动零件按其运动性质可分为三类： 1、沿活塞销中心线作往复运动的零件――活塞组 活塞组的质量 为mp mp包括活塞、活塞环、活塞销以及装在这些零件上的其它附件的质量。可以认集中在活塞销的轴线中心上，因为活塞销中心线是活塞组的传力点，虽然当活塞中心偏离气缸中心时存在一些误差，但由于一般偏移量很小，故可作此假定。 2、作旋转运动的零件――曲柄组 曲柄组包括装在曲柄上的所有附件。曲柄上不平衡部分产生旋转惯性力（离心力）的质量可以 换算为集中于曲柄半径 R 处的质量 mk 。进行这种换算的条件是：简化后的集中质量 mk 所产生的旋 转惯性力和原来实际系统不平衡质量所产生的旋转惯性力相等。 由图可见， 曲柄不平衡部分的质量包括两部分： 一部分是曲柄销及其与曲柄臂相邻部分的质量m ′ ，其质心位置离曲轴轴线的距离就是 R，故简化后的质量不变，为 m &#39; = m ′ k另一部分是曲柄臂的质量 m ′′ ，如果其质心位置与曲轴轴线的距离为 ρ ，则此质量换算到曲柄& 半径 R 处的集中质量 m k 应满足以下条件，即 & m k Rω 2 = m ′′ρω 2& 所以 m k = m ′′ρ R曲轴主轴颈的质量 m ′′ ，由于其质心就在曲轴轴线上，当曲轴旋转时不产生旋转惯性力，因此 不用考虑。 这样换算到曲柄半径 R 处的整个曲柄组的旋转质量 m k 为 m k = m &#39;+2m&ρ R式中 m ′ 、 m ′′ 和 ρ 等数值，可根据曲轴的图纸资料借助于方格纸或求积仪计算出来。第 23 页 共 138 页内燃机设计讲稿3、作复合平面运动的零件――连杆组 连杆组的质量包括连杆体、连杆小头衬套、连杆盖以及连杆螺栓等质量。为了计算简便，一般 认为连杆小头随活塞作往复运动， 连杆大头随曲柄作旋转运动， 而连杆杆身则作复合的平面运动 （既 有平面移动又有平面摆动） 因此将连杆质量换算成集中于活塞销中心处作往复运动的质量 m1 和集 ， 中于曲柄销处作旋转运动的质量 m2 ，由此来代替原来作复合运动的连杆的质量。 根据力学原理可知， 若简化后的当量系统与原来实际的质量系统动力学相等， 则必需满足下列 三个条件： （1）质量不变――所有简化后的质量总和应等于原连杆组总质量 mc ，即∑mi= mc2-30或 m1 + m 2 = m c（2）系统的质心位置不变――所有简化后质量的质心应与连杆组原来的质心位置相重合，即∑m li i=0式中 l i ――第 i 个简化后质量与连杆组质心的距离。 如果简化为如图 2-14 所示的两个质量，则m 2 a ? m1 b = 02-31（3）系统对质心的转动惯量不变――所有简化后的质量对于连杆组质心的转动惯量之和应等 于连杆原来的转动惯量 I c ，即∑m l2 i i= Ic实际上，把连杆质量换算成图 4-14 所示的 m1 和 m2 两个质量，对上述三个条件是不能完全满 足的，即第三个条件不能得到满足。因为换算后的质量，对于连杆组质心的转动惯量之和为m 2 a 2 + m1b 2 = I &#39; c ，它不等于连杆组原来的转动惯量 I c 。这是由于 I c&#39; 的大小同质量分布有关，如果质量分布离质心越远，则 I c&#39; 越大，转换后双质量系统的转动惯量显然比原系统的转动惯量要大 一些。 一般情况下，由于 I c&#39; 和 I c 相差并大，因此连杆可以简化为 m1 和 m 2 这样的双质量系统，则由 2-31 式可得m2 = b m1 a把上式代入 2-30 式可得第 24 页 共 138 页内燃机设计讲稿m1 =a a mc = m c a+b L b m 2 = mc L2-32二、确定连杆质心位置的方法 在新设计内燃机而进行动力学初步计算时， 连杆组质量和连杆组质心位置可以参考样机的数据 来进行选取。对于近似的计算，连杆组质心离连杆大头的距离可以取为(0.18~0.32)L，对于副连杆 则取为 0.5L 左右，此处 L 为连杆小头到连杆大头中心的距离。 通常在只有连杆图纸的情况下，可用图解法来确定连杆质心的位置(图 2-17)，即把整个连杆 组分成若干个简单几何形状的图形， 然后分别计算出各个图形所表示的质量和质心的位置， 再按力 多边形和索多边形作图法，求出整个连杆组质心的位置。 如果有了连杆组实物，可以直接用称重法来确定连杆质心的位置。用图 2-18 中的方法，可直 接称出连杆组大、小端的质量分配，但必须注意连杆轴线应保持水平，同时过支承点的垂线必须分 别通过连杆大、小头孔的中心。有时，也可将连杆在几个不同位置上吊挂，在连杆上作相应的铅垂 线，其交点就是质心位置，但此方法比较粗糙。第三节中心曲柄连杆机构中的作用力和力矩求出曲柄连杆机构系统的换算质量后， 各个质量只要乘以相应的运动加速度， 就可得到各个运 动零件上的惯性力 Pj， 它与作用在活塞顶上的燃气压力共同作用在活塞销上， 然后通过连杆传至曲 柄销中心，该合力产生的力矩一方面使曲轴旋转，从而对外做功，另一方面有些力就经过主轴承传 至机体。通过分析力与力矩的全部过程，可以了解曲柄连杆机构中主要零件的主要受力情况。 一、往复惯性力 在中心曲柄连杆机构中，往复惯性力为Pj = ? m j a = ? m j ( Rω 2 cos α + Rω 2 λ cos 2α ) = ? m j Rω 2 cos α ? λ m j Rω 2 cos 2α = Pj1 + Pj 2 Pj 2 = ?m j Rω 2 cos α2-37式中；Pj 2 = ?λ m j Rω 2 cos 2αmj――往复惯性质量，单位为 kg； R――曲柄半径，单位为 m； ω――曲柄旋转角度，单位为 rad/s。 由上式可见，中心曲柄连杆机构的往复惯性力在忽略了高次项之后，可以看作由一次往复惯 中心曲柄连杆机构的往复惯性力在忽略了高次项之后， 中心曲柄连杆机构的往复惯性力在忽略了高次项之后 二次往复惯性力所组成。 性力 Pj1 和 Pj2 二次往复惯性力所组成。第 25 页 共 138 页内燃机设计讲稿二、旋转惯性力 各种曲柄连杆机构的旋转惯性力 Pr 均为 Pr = ?mr R? 2 (N) 2-38式中 mr――旋转运动质量，单位为 kg。 当ω等于常数时，旋转惯性力 Pr 的大小是不变的，其方向总是沿着曲柄半径方向向外。 三、气体作用力 作用在活塞上的气体作用力 Pg 等于活塞上下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积； 即 Pg =πD 24( p ? p ′)(N)2-39式中 p――气缸内的气体压力，单位为 MPa； p’――曲柄销内气体的压力，单位为 MPa； D――活塞直径，单位为 mm。 对于一定的内燃机，活塞直径 D 为一定值，故作用在活塞上气体作用力 Pg 仅取决于活塞上下 两面空间的压力差 p-p’ ，即分别决定于 p 和 p’的变化规律。对于四冲程内燃机来说，一般取 p’ =0.1MPa。 气缸内的气体压力 p 随曲柄转角α的变化关系曲线可由示功图求得。 示功图的横坐标通常是用 曲柄转角α来表示的，也有用气缸工作容积 V 来表示的，即 P-V 示功图。由于容积可用活塞位移 x 来表示，而又是曲柄转角α的函数，故很容易图转化为 p-α图。 四、作用在活塞上的总作用力 P∑ 由前可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力 Pg 和往复惯性力 Pj，由于作用力的方向 都沿着气缸中心线，故只需将其代数和相加，即可求得合力 P∑ 为P∑ = Pg + P j图 2-21 表示了 Pg、Pj 、 P∑ 随曲柄转角α的变化关系。作用在活塞上的总作用力 P∑ 对曲柄连 杆机构产生一系列的力和力矩。 五、活塞上总作用力的分解与传递 首先，将 P∑ 分解为沿连杆方向上的连杆作用力和垂直于气缸壁的侧压力，并有K= P∑ cos β(N)第 26 页 共 138 页内燃机设计讲稿N = P∑ tgβ(N)力 K 使连杆受到压缩或拉伸。 N 使气缸在气缸中心线倾斜时受到活塞的侧向推压， 力 它对活塞 和气缸壁间的磨损有影响。 连杆作用力 K 的方向规定如下：使连杆受压时为正号；使连杆受拉时为负号。缸壁侧压力 N 的正负号规定为：当侧压力 N 所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧压力 N 为正值；反之为负 值。 力 K 沿连杆传递到曲柄销中心时得 K’力(K’=K)，再将它分解为垂直于曲柄的切向力 T 和沿 曲柄半径的径向力 Z，则有 T = K sin(α + β ) = PΣ Z = K cos(α + β ) = PΣ sin(α + β ) cos β cos(α + β ) cos β (N )(N )切向力 T 和径向力 Z 随曲柄转角α变化的关系曲线如图 2-23 所示。 径向力 Z 沿曲柄半径传递到曲轴中心时得 Z’(Z’=Z)，同时在曲轴中心线上作与切向力 T 平 行且大小相等方向相反的力 T’ 、T” ，这样就将力 T 分解为作用在曲轴中心的一个力 T’和 T、T” 由形成的力偶 M1。T’作用在主轴承上，力偶 M1 使内燃机曲轴得以克服外界阻力矩而旋转，此即内 燃机一个气缸所能发出的指示扭矩，其值为 M 1 = TK = PΣ R sin(α + β ) cos β ( N .m)由于曲柄半径 R 是常数，因而内燃机扭矩 M1 随曲柄转角 α 变化的关系曲线图即切向力 T 随曲 柄转角 α 变化的关系曲线，只是纵坐标的比例尺不同而已。 T’力和 Z’力合成为作用在主轴承上的力 K” ，其值与 K’ 相等，方向也与 K’ 力相同。K” 、K 、KP&#39; 力还可进一步分解为沿气缸中心线的 ∑ 力和垂直于气缸中心线的 N’力，并有PΣ′ = K ′′ cos β = K cos β = PΣ cos β = PΣ cos βN ′ = K ′′ sin β = K sin β = PΣ tgβ = NN’和 N 产生一个方向与扭矩 M1 相反的力偶 MN，常称之为反扭矩或倾覆力矩，其值为P L M N = ? NA = ? P tg β ( L cos β + R cos α ) = ? R ∑ ( sin β cos β + cos α sin β ) ∑ cos β R第 27 页 共 138 页内燃机设计讲稿P sin(α + β ) = ? R ∑ (sin α cos β + cos α sin β ) = ? P R = ? M1 ∑ cos β cos β上式说明：对中心曲柄连杆机构而言，一个气缸发出的指示扭矩 M1 与反扭矩 MN 其值相等，而 方向相反。反扭矩 MN 通过内燃机机体传递到支架上。 ′ P∑ 作用在主轴承上。它由作用于主轴承上的气体作用力 Pg′ 和往复惯性力 P j′ 所组成，即′ P∑ = Pg′ + P j′式中 Pg′ = Pg ， P j′ = P j 由于气体作用力 Pg 是发生在燃烧室里，在活塞顶承受气体作用力的同时，气缸盖上（还有气 缸壁上） 也承受与活塞顶上气体作用力方向相反而大小相等的作用力。 也就是说气缸盖上承受的气 体作用力 Pg 和主轴承上承受的气体作用力 Pg′ 大小相等方向相反。这两个力的作用结果在机体上互 相抵消，只是造成使缸体产生拉伸或压缩应力，并不传至内燃机的体外。 传递给主轴承上的往复惯性力 P j′ 是以自由力和形式出现的，它通过轴承传至机体，作用在内 燃机支架上。旋转惯性力 Pr 也作用在主轴承上，并通过机体传给支架。 综上所述：内燃机输出扭矩 M1；而反扭矩 MN 和惯性力 Pj、Pr 传递至内燃机机体，从而使支架产 生振动。第三章 内燃机的平衡 第一节 概述内燃机运转时产生往复惯性力， 旋转惯性力及反扭矩等， 这些力或力矩是曲柄转角的周期性函 数。在内燃机一个运转周期中，惯性力及其力矩和反扭知的大小、方向在变化，或大小和方向都在 变化，并通过曲柄轴承和机体传给支架，使之产生振动。所以，这些力或力矩就是使内燃机运转不 平衡的原因。 静平衡和动平衡 曲柄旋转质量系统，不但要求静平衡，也要求动平衡。 静平衡：质量系统旋转时离心合力等于零，即系统的质心（重心）位于旋转轴线上。 动平衡：质量系统旋转是，旋转惯性力合力等于零，而且合力矩 M r 也等于零。第二节 一、旋转惯性力的平衡单缸内燃机的平衡第 28 页 共 138 页内燃机设计讲稿单缸内燃机的总旋转惯性力， 包括曲柄不平衡质量和连杆换算到大头处的质量所产生离心力之 和。 Pr = ?m r Rω 2 该离心力的作用线与曲柄重合，方向背离曲柄中心，因此，只需在曲柄的对方，装上平衡重， 使其所产生的离心力与原有的总旋转惯性力大小相等、方向相反即可将其平衡。 通常平衡重是配置两块，每个曲柄臂上各一块，这样可以使曲柄及轴承的负荷状况较好。所加 平衡重的大小 m ′ 为： B ′ 2m ′ rB ω 2 = m r Rω 2 Bm′ = B R m ′ r 2rBm ′ ――平衡重质量 B ′ rB ――平衡重质心与曲轴中心线之间的距离为了减轻平衡重质量并充分利用曲轴箱空间，可尽量使平衡重的质心远离曲轴中心线。 二、往复惯性力的平衡 一次往复惯性力 二次往复惯性力 令 C ? m j Rω 2 从形式上看， P j 与离心力一样，但这是 m j 的往复质量而不是旋转质量。 如果把 C 假想看成是一个作用在曲柄上的离心力，则一次往复惯性力 P jI ，就相当于该离心力 在气缸中心线上的投影。因为这个离心力是假想的，只是形式上相当于一个离心力，故把它作为一 次往复惯性力的当量离心力。mjP jI = ? m j Rω 2 cos α P jII = ? m j λ Rω 2 cos 2α现把这个当量离心力的质量分成完全相等的两部分。即各等于2，并使一部分内气缸中心线开始，半径 R 的圆上，以向速度顺时针方向旋转，另一部分以同样条件下反时针方向旋转，显然它 C 们的离心力分为 。正转部分离心力作为 P jI 的正转矢量，A1 表示。反转部分离心力作为 P jI 的反 2 转矢量，B1 表示。 在活塞位于止点时，此两当量重合于气缸中心线上。在任一曲轴转角时，正转矢量 A1 与反转 矢量 B1 的合矢量都落在气缸中心线上，其方向及大小与一次往复惯性力的方向及大小一致。这是 因为 A1、B1 在气缸中心上的投影为第 29 页 共 138 页内燃机设计讲稿A1 cos α + B1 cos(? α ) =C C cos α + cos α = C cos α = P jI 2 2在垂直于气缸中心线方向，A1 与 B1 的投影正好大小相等，方向相反，其和为零。 C C A1 sin α + B1 sin (? α ) = sin α ? sin α = 0 2 2 同理，二次惯性力正、反转矢量，用 A2、B2 表示。两矢量重合于气缸中心线上，一正、一反， 以 2 倍于曲轴角速度（ 2ω ）旋转。在任一曲轴转角时，A2＋B2 的矢量合，都落在气缸中心线上， 其方向及大小与二次往复惯性力 P jII 的方向及大小相同。 用正、反转两个矢量来分析惯性力的作用，是平衡分析中行之有效的一种方法。 一次惯性力 P jI 可用两个质量所产生的离心力矢量来代替， 所以要想将 P jI 全部平衡， 只要平衡 掉这两个离心力即可。具体的做法是采用两根旋转方向相反的平衡轴。第三节单列式多缸内燃机的平衡多缸机，各缸产生的一、二次往复惯性力却是沿各自气缸中心线，因此是互相平等，且作用在 同一平面内（气缸轴线平面） ；只是一次惯性力与二次惯性力变化频率不相同。各气缸的旋转惯性 力沿各自曲柄方向作用在不同平面内。由于各气缸中心线之间有一距离，因此各缸的往复惯性力， 和旋转惯性力对于与曲轴轴线垂直的某一参考平面（一般取通过曲轴中央的平面为参考平面） ，还 将产生力矩，如互相抵消，本身就平衡了，如不能抵消，则是不平衡的。 离心力产生的力矩和离心力矩，用 ∑ M r 表示。由于绝大多数多缸内燃机，曲柄排列从曲柄端 视图看， 都是均匀分布的， 而各缸的离心力大小相等， 方向又与曲柄一致， 所以离心力的合矢量 ∑ Pr 在这种情况下就互相抵消了，即 ∑ Pr = 0 。但是由于各缸的离心力作用线不在同一平面内，即使∑Pr= 0 ，它们还可能产生合力矩 ∑ M r 。这个力矩所在平面通过曲轴中心线，以角速度 ω 旋转，所以，它在垂直平面和水平平面的两个分力矩 ∑ M ry 与 ∑ M rx 的大小和方向都是变化的。 至于一、二次往复惯性力，虽然始终作用在气缸轴线平面内，但各缸中该力的大小和方向都是 随曲轴转角 α 而变化的。 所以， 对多缸机而言， 既使曲柄排列均匀， 也只有一次惯性力的合力为零， 即 ∑ PjI = 0 ，其它各次惯性力（如 ∑ P jII ）就不一定这零。此外，一、二次惯性力，象离心力一 样，也要产生合力矩。并用 ∑ M jI 、 ∑ M jII 来表示，它们与 ∑ M r 所不同的是，始终作用在气缸 中心线所在平面，而数值大小随曲轴转角 α 变化。 一、四冲程两缸机的平衡 两缸机曲柄采用 1800 型式。第 30 页 共 138 页内燃机设计讲稿1、旋转惯性力的合力 ∑ Pr∑Pr= Pr1 ? Pr 2 = mrRω 2 ? mrR ω 2 = 0旋转惯性力的合力为零，说明它们已互相平衡了。 2、一次往复惯性力的合力 ∑ P jI 第一缸的 P jI 第二缸的 P jI( P jI1) = ? m j Rω 2 cos α ( P jI2 ) = ?m j Rω 2 cos 180 0 + α = m j Rω 2 cos α()一次往复惯性力的合力 P jI 一次往复惯性力已经平衡了。∑PjI( ( =P jI1) + P jI2 ) = 03、二次往复惯性力的合力 ∑ P jII 第一缸的 P jII 第二缸的 P jII(1 P jII) = ? m j Rω 2 λ cos 2α (2 PjII) = ?m j Rω 2 λ cos 2 180 0 + α = ?m j Rω 2 cos 2α()二次往复惯性力的合力 PjI∑PjI( ( =PjI1) + PjI2 ) = ?2m j Rω 2 λ cos 2α需附加两要有以曲轴二倍角速度旋转的平衡轴来平衡。 但由于结构复杂， 实际上往往就任其存 在了。 4、旋转惯性力矩 ∑ M r 在讲座各惯性力产生的惯性力矩之前， 先要确定对力所在平面旧的那一点取矩， 由于内燃机的 不平衡力矩有使内燃机将其质心转动的趋势，而这些力矩又是通过轴承，机体作用于要的。所以对 内燃机质心取矩，也就表示出内燃机作用于架的力矩了。通常曲轴的质心与内燃机质心比较接近， 为计算方便，一般就对曲轴的质心取矩。旋转惯性力矩为：∑Mr= Pr l = ?m r Rω 2 ll ?l ? ? = Pr l ? ? ∑ M r = Pr1 ? Pr 2 2 2 ? ?l ：气缸中心距5、一次往复惯性力矩 ∑ M I∑MjI?l? ? l? = ? m j Rω 2 cos α? ? ? m j Rω 2 cos α + 180 0 ? ? ? = ? m j Rω 2 cos α ? l ?2? ? 2?()式中，l 在质心左边时取正值，在质心右边时取负值，因为第二缸在质心的左边，所以取负值。 6、二次往复惯性力矩第 31 页 共 138 页内燃机设计讲稿∑MjII?l? ? l? = ?m j Rω 2 λ cos 2α? ? ? m j Rω 2 λ cos 2 α + 180 0 ? ? ? = 0 ?2? ? 2?()二缸机的旋转惯性力矩与一次往复惯性力矩没有平衡。旋转惯性力矩是一个方向随着曲柄变 化，但其大小不变的矢量，可在曲柄上装平衡重将其平衡。一次往复惯性力可以用两根旋转方向彼 此相反，并与曲轴具有同样大小旋转角速度的转轴，装以平衡质量，造成一个相反的力矩来平衡。 由于这样结构复杂，一般很少采用。 二、四冲程三缸机的平衡 单列式三缸机在实际中应用不多，但它可以看成是 V 型六缸机一列，作为分析 V 型六缸机的基 础。为了发火均匀，选取曲柄夹角为 ? =180。× τ 180。× 4 = = 240。 z 3式中τ ――冲程数 z――气缸数三缸机内燃机的曲柄排列如图 1、旋转惯性力的合力 旋转惯性力的合力 ∑ Pr ，其值为 ∑ Pr = (∑ Pry ) 2 + (∑ Prx ) 2 式中 ∑ Pr = 0 ，即冲程三缸的旋转惯性力已经平衡。 2、一次往复惯性力的合力 一次往复惯性力的合力 ∑ P jI ， 其值为∑pjI= ?m j Rω 2 [cos α + cos 240。+ α） cos α + 120。 ] = 0 （ + （ ）即四冲程三缸机的一次往复惯性力合力已平衡. 3、二次往复惯性力的合力 二次往复惯性力的合力 ∑ P jII 其值为∑pjII= ?m j Rω 2 λ[cos 2α + cos （240。+ α） cos （α + 120。 ] = 0 2 + 2 ）所以二次往复惯性力已经平衡。 4、旋转惯性力力矩 旋转惯性力力矩 ∑ M r 虽然旋转惯惶力的合力 ∑ M r =0，但 Pr 引起的旋转惯性力矩的合力矩不为零，以第二气缸心取矩点。观在垂直面内的离心力矩为∑Mry= m r Rω 2 [l cos α ? l cos(α + 120。 = m r Rω 2 [cos α + cos(α ? 60。 )] )]在水平面内的离心力矩为第 32 页 共 138 页内燃机设计讲稿∑M∑Mrx= m r Rω 2 l[sin α + sin(α ? 60。 )]总的合成离心力矩为r= (∑ M ry ) 2 + (∑ M rx ) 2 = 3 Pr l∑Mr与垂直轴的夹角为η r = arctg∑M ∑Mrrx ry= arctg[tg (α ? 30。 = α ? 30。 )]可见，∑M= 3 Pr l ，其方向恒位于第一曲柄后 30 度，故可在曲轴上装平衡重将其平衡。5、一次往复惯性力矩 一次往复惯性力矩 ∑ M jI 1 仍以第二气缸中心为取矩点，因一次往复惯性力的作用于气缸中心线平面内，所以一次往复惯性力矩也作用在气缸中心线平面内，并有∑MjI= ? m j R ω 2 l [cos α ? cos( α + 120 。)] = ? m j R ω 2 [cos α + cos( α ? 60 。)] = ? 3 m j R ω 2 l cos( α ? 30 。)由上式可知，∑MI简 谐 函 数 规 律 变 化 的 ， 当 α = 30 时 ，∑MjI有最大值∑Mj Im ax= 3m j Rω 2 l ，其作用平面位于气缸中心线平面内。6、二次往复惯性力矩 二次往复惯性力矩 ∑ M jII ，其值为∑M ∑MjII= ?λ m j Rω 2 l[cos 2α ? cos 2(α + 120 )] = ? 3m j Rω 2 λ l cos(2α + 30)由于式可知，当 cos(2α + 30) 的绝对值=1 时，即 α = 15与165度时 ， ∑ M jII 在垂直位置并有极大值jI Im ax= 3m j Rλω 2 ljI∑M和 ∑ M jII 都可以由附加四轴平衡机构来平衡。三、四冲程四缸机的平衡分析 四冲程四缸机的发火间隔均匀，选取曲柄夹角为 1、旋转惯性力的合力 ∑ Pr 旋转惯性力的合力在气缸中心线方向投影为：∑Pry= m r Rω 2 cos α + cos α + 180 0 + cos α + 180 0 + cos α = 0第 33 页 共 138 页[()()]内燃机设计讲稿在垂直于气缸中心线方向的投影为：∑P∑Prx= m r Rω 2 sin α + sin α + 180 0 + sin α + 180 0 + sin α ? 0[()()]旋转惯性力的合力为：r=(∑ P ) + (∑ P )2 ry rx2=0四缸机旋转惯性力已得到平衡 2、一次往复惯性力合力 ∑ P jI∑PjI= ? m Rω 2 cos α + cos α + 180 0 + cos α + 180 0 + cos α = 0[()()]四冲程四缸机一次往复惯性力也已平衡。 3、二次往复惯性力的合力 ∑ P jII∑PjII= ?mRω 2 λ cos 2α + cos 2 α + 180 0 + cos 2 α + 180 0 + cos 2α[()()]= ?4m j λR? 2 λ cos 2α当 α = 0 0 与180 0 时， ∑ P jII 有极大值， ∑ P jI Im ax = ?4m j Rω 2 λ 。 4、旋转惯性力矩 ∑ M r∑Pry1 1 3 ?3 ? = m r Rω 2 ? l cos α + l cos α + 180 0 ? cos α + 180 0 ? l cos α ? = 0 2 2 2 ?2 ? 1 1 3 ?3 ? = m r Rω 2 ? l sin α + l sin α ? 180 0 ? l sin α + 180 0 ? l sin α ? = 0 2 2 2 ?2 ?()()∑Prx()()∑Mr=0旋转惯性力矩已平衡 5、一次往复惯性力矩 ∑ M jI∑MjI1 1 3 ?3 ? = ? m j Rω 2 l ? cos α + cos α + 180 0 ? cos α + 180 0 ? cos α ? = 0 2 2 2 ?2 ?()()一次往复惯性力矩已平衡 6、二次往复惯性力矩 ∑ M jII∑MjII1 1 3 ?3 ? = ? m j Rω 2 λ l ? cos 2α + cos 2 α + 180 0 ? cos 2 α + 180 0 ? cos 2α ? = 0 2 2 2 ?2 ?()()二次往复惯性力矩已平衡第 34 页 共 138 页内燃机设计讲稿四缸机只有二次往复惯性力不平衡，它可用以曲轴转角速度二倍旋转的正、反转轴加以平衡， 但由于结构结构，通常采用不多。 这种四冲程四缸机虽然除了二次惯性力外， 其它的惯性力矩都已平衡， 但为了减小曲轴的内力 矩，减轻轴承载荷，有的内燃机仍然装有平衡重。当然加平衡重后，不应破坏原有的平衡状况。 四、四冲程六缸机的平衡分析 六缸机的发火均匀， ? = 120 0 同理可得： ∑ P jI = 0 、∑PjII= 0、∑Pr= 0、∑Mr= 0、∑MjI=0、∑MjII=0六缸机无论是惯性力或惯性力矩，都是完全平衡的，不需加任何平衡装置，所以这种型式应用 较广。 不过有时为减小曲轴由于旋转惯性力产生的内力矩， 减轻轴承载荷， 有内燃机也装有平衡重。 从以上分析不同缸数四冲程多缸机平衡情况看， 由于平衡只与曲柄排列型式有关， 而与发火间 隔无关，则可得下列结论： 1、旋转惯性力的合力 ∑ Pr∑ Pry = m r Rω 2 [cos(α + ?1 ) +cos(α + ? 2 ) + …… + cos(α + ? Z )] = m r Rω 2 ∑ cos cos(α + ? i )i =1Z? i ：第 i 个曲柄相对于第一轴Z：曲柄数柄的曲柄夹角。∑Pr=(∑ P ) + (∑ P )2 ry rx Z2当多缸机曲轴均匀分布时，有 ∑ Pr = 02、一次往复惯性力的合力 ∑ P jI∑PjI= ? m j Rω2∑ cos(α + ? )i =1 i当多缸机曲轴均匀分布时， ∑ P jI = 03、二次往复惯性力的合力 ∑ P jII∑ P jI = ?m j Rω 2 λ ∑ cos 2(α + ? i )i =1Z当单列式多缸机的曲柄为均匀分布时，除平面曲轴（各曲柄在同一平面）外，其余 ∑ PjII = 0 。 而对平面曲轴 ∑ M jII = ? im j RW 2 λ cos 2α ，式中 i 为缸数，因此，在前面讨论的多缸机中，只有平 面曲轴的两缸机及四缸机其 ∑ PjII = 0 。 4、旋转惯性力矩 ∑ M r第 35 页 共 138 页内燃机设计讲稿∑ M ry = m r Rω 2 ∑ l i cos(α + ? i )i =1 ZZ∑Mrx= m r Rω 2 ∑ l i sin (α + ? i )i =1l i ――第 i 曲轴中心到取矩点的距离。 曲柄在取矩点左边时 l i 为正、反之为负。∑Mr∑Mr(∑ M ) + (∑ M ) 与垂直轴 y 的夹角为 η 。 r=2 2 ry rxη r = arctg∑M ∑ Mryrx5、一次往复惯性力矩 ∑ M jI∑ M jI = ?m i Rω 2 ∑ l i cos(α + ? i )i =1Z6、二次往复惯性力矩 ∑ M jII∑MjII= ? m i Rω 2 λ ∑ l i sin (α + ? i )i =1Z对于偶数曲柄，并以曲轴中央作为镜面对称排列，则任何次惯性力矩都等于零。第四节内燃机曲轴系统的扭转振动内燃机的曲轴扭转振动系统由曲轴及与其相连的连杆、活塞、飞轮构件组成。 1、由于该轴并不是一个绝对的刚体，因此如同其它的弹性系统一样，具有一定的扭振自振频 率，或称固有频率。 2、由于曲轴是在周期性变化的扭矩作用下工作，这个周期性变化的扭矩，在振动学中称为干 扰力矩。 3、当干扰力矩的频率与曲轴系统的扭振自振频率趋于一致时，就会发生“共振” 。 “共振” 是内燃机扭转振动的最危险情况。 它可使轴承的角位移振幅或应力增加几倍甚至十几 倍。以致破坏内燃机的正常工作，并严重影响可靠性。 危险的扭转振动给内燃机带来的主要危害： 1、使曲轴间的夹角随时间变化，破坏了曲轴原有的平衡状态，使机体的振动和噪音显著增大。第 36 页 共 138 页内燃机设计讲稿2、由于配气时和喷油定时失去最佳工作状态，使内燃机工作性能变坏。 3、使传动齿轮间的撞击、磨损加剧。 4、由于扭振附加应力的增加，有可能使曲轴及其传动齿轮断裂。 当前内燃机强化指标在不断较高，轴承扭振带来的危害就更为严重。 曲轴扭振计算内容： 1、 建立物理模型， 把一个实际的复杂的轴承简化换算成为扭振特性与之相同的一个当量系统。 2、求出该当量系统的自振特性，即求出系统的固有频率及相应频率下的振型与相对振幅。 3、对作用在各曲轴上的干扰力矩进行简谐分析。然后进行轴承的强烈振动计算；求出共振时 的实际振幅与各轴段的扭振附加应力。 4、根据上述结果。全面评定整个轴承工作是否可靠，是否采取避振，减振措施，以及应采取 什么型式的扭转减振装置。 减振器的型式 1．动力减振器 弹簧减振器 摆式减振器 减振器 2．阻尼减振器 橡胶减振器 硅油减振器 3．复合式减振器 硅油橡胶减振器 硅油弹簧减振器 1 类：主要依靠动力效应改变轴承的自振频率，使处于工作 n 范围内的临界 n 发生变化，以起 到避振的目的。 2 类：靠固体的摩擦阻尼式液体的粘性阻尼来吸收干扰力矩输入系统的振动能量，来达到减振 的目的。 3 类：综合上两类特点，即有调频作用，又有阻尼作用。第四章 活塞组设计 活塞组包括活塞、 活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件。 活塞组是工作条件最差的零 件。是内燃机的易损件。§4－1活塞组的工和情况与设计要求在内燃机中，活塞组是工作强度最大的组件之一。其工况为 1、承受很大的机械负荷 在内燃机工作中，活塞组承受的机械负荷包括气体压力、惯性力及由此产生的侧压力。第 37 页 共 138 页内燃机设计讲稿内燃机： 汽油机 Pg max = 3 ~ 6 MPa ， 柴油机 Pg max = 6 ~ 9 MPa ， 增压柴油机 Pg max = 13 ~ 15 MPa 。 由于内燃机 n 不断提高， 活塞的往复运动速度也日益增大， 特别是专用内燃机活塞平均速度达 9~13m/s。由于 α 很大，活塞的往复运动中会产生很大的惯性力。 上述的机械负荷不仅数值很大，而且还带有很大的冲击性。在内燃机的速燃期，其压力升高率dP / d? 可达 0.6 ~ 0.8mPa /(°) 。这对曲柄连杆机构，具有很大的冲击作用。由于机械负荷的作用，活塞各部值产生了各种不同的应力；活塞顶部有动态弯曲应力；销座承 受抗压及弯曲；环岸承受弯曲及剪切应力。此外，在环槽及裙部还有较大的磨损。 2、活塞受很高的热负荷 在内燃机工作过程中，活塞顶直接与燃气接触，燃气最高温度一般达到 2000℃左右。除来自 燃气的热量外，活塞还接受一部分摩擦生成的热。活塞向气缸壁的散热条件非常不利，因气缸壁很 热，还有一层机油把活塞与缸壁隔开，这便使活塞的工作温度达到很高的程度。 活塞上的温度分布：上高下低、活塞顶随半径降低，温度升高，在中心，温度最高。 活塞温度的增高，使其材料机械强度降低，抗弹性变形和抗塑性变形的能力降低；由于受热不 均匀，还会引起活塞的变形并产生很大的热应力。这在柴油机机中尤为严重。因为燃料的喷注使燃 烧室容积中的温度分布不均匀， 而直接受到燃烧火焰作用的地方就容易引起局部过热。 局部过热往 往使活塞顶烧坏。铝合金活塞温度超过 200℃时，强度便急剧下降，如果超过 380℃~400℃，则工 作可靠性就不能保证。 除了强度因素外， 活塞环的润滑条件也是限制活塞热负荷增长的因素。 一般当第一环区的温度 低于 200? C 时，即使在连续运转的情况下，也不曾发现机油炭化；超过 200? C 后，则温度每增加 10? C，炭化的趋势就成倍