内燃机设计ppt课件.ppt

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1、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 现代内燃机设计与技术的发展,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

2、 (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 说明产品的原因、用途、适用范围等 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

3、b. 冲程数 （4 或 2）、缸径D、冲程S c. 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M f. 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 pme l. 活塞平均速度Cm . 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） . 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

4、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 18 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V10 TDI 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

5、化：基本尺寸相同，不同的排列、缸数、增压度，达到提高Pe b. 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

6、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），冲程数，四冲程=4，二冲程=2。

7、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 n n 增加 对提高 Pe有利，但是转速增加后： 惯性力 ，导致负荷增加，平衡、振动问题突出，噪音增加； . 工作频率增加热负荷增加； . 摩擦损失增加，导致 m 下降、ge 升高、磨损加剧，寿命缩短； . 进排气系统阻力增加 ，使v 变小； 内燃机转速范围 1000转/分以上为高速、3001000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 nM

8、e扭矩适应性系数 转速适应性系数 总适应系数 =mn 随用途而有不同的要求。,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 i 和m 车用汽油机 260-400 车用柴油机 200260 2.机油消耗率 gm (克/千瓦小时) 1.32.6 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

9、.噪音 内燃机噪音分为： 燃烧噪音、进排气噪音和 机械噪音,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。,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 4080万公里；拖拉机及农用内燃机 600010000小时；工程机械用内燃机 1000028000小时。4）对于汽车用内燃机，还要

10、求尽量低的振动和噪声，也就是所说的NVH（Noise、Vibration and Harshness）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较高，在1

11、.1左右，电控喷射要求=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（Compressed Natural GasCNG）、液化天然气（Liquified Natural GasLNG）、液化石油气（Liquified Petrol GasLPG）。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（Dual Fuel双燃料），也可

12、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5070%，体积小，重量轻，结构简单，但经济性差。三、冷却形式 水冷

13、： 1. 冷却均匀效果好；2.v 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

14、机主要参数的选择一、平均有效压力 pme Hu燃料低热值， s 进口状态下空气密度， l0理论空气量 提高pme的途径：1.v , 采用合理的进气系统，合理的配气机构（相位、型线、多气门）2.i , ， 传热损失（绝热活塞、绝热气缸），加强燃烧室密封3.m ，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

15、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v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

16、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

17、。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

18、 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

19、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,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

20、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 活塞位移用于示功图转换 气门干涉校验 动力计算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。 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：气压力Fg惯性力往(复惯性力Fj、旋转惯性力Fr）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

21、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。 活塞组m, 包括活塞、活塞环、活塞销和卡环。 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 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

22、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Fj和Fj的大小、方向，用来判断往复惯性力作用性质。c. Fj和Fj 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

23、杆机构中力的计算（动力计算）,合成力 F=Fj+Fg 侧向力 FNFtg 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（153624）为例：,如果第一缸的扭矩为M1()，则第二缸的扭矩为M2M1(+240)，M3M1（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()第三主轴颈所受扭矩 M2,3= M1,2+M1（240）第四主轴颈所受扭矩 M3,4= M2,3+ M1（480）第五主轴颈所受扭矩 M4,5= M3,4+ M1（120）第六主轴颈所受扭矩 M5,6= M4,5+ M1（600）第七主轴颈所受扭矩 M6

24、,7= M5,6+ M1（360） =,2. 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,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=Fq,3主轴颈的负荷多支承

25、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

26、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F0，M0，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

27、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（132，四冲程或二冲程), 作曲柄侧视图及轴侧图, 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

28、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,Fr,Fr,Fr,Fr,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,1,2,4,3,5,四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

29、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（01）,从中消去得到,当过量平衡率=0.5时，合力矢量变成一个常数,的圆

30、，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（=0.150.2）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,单列式两缸机（发火顺序121，四冲程是不均匀发火）,图解法,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（132）,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 FRj=0 FRj=0,作力矩

31、图,Mjmax=,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,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（1342）,作曲柄图和轴侧图,1 4 1234,2 3,一阶曲柄图 二阶曲柄图,惯性力分析,单列二冲程四缸机（1342）,作曲柄图和轴侧图,出现在上止点前,整体平衡方法：,得到 FRj=0 FRj=0,单列四冲程五缸机（12453）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

32、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（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（153624）,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。,本章开始,第四节 双列式内燃机

33、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,90o时 C(1-cos) 为长半轴,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-cos)AB=(OD-OA)cosC(1+cos)C(1-cos)cos 2Ccoscos,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90o 时，FRjIC I=,与单缸机旋转惯性力的平衡方法一样，总

34、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,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（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V2机，90O时，每台V2机的FjC =四台V-2机的Rj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V8机的二阶往复

35、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： 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。动机偏离该转速时，上述现象消失 。,原因：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。系统上作用有大小和方向呈

36、周期性变化的干扰力矩。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,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,对应,，有第二主振型,三

37、、多质量扭振系统,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。 (D1),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D1，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

38、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（153624），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：,

39、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；1/2k18，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

40、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1是关键参数，应该首先控制。一般1 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。 增加主轴颈

41、直径； 曲轴长度； 提高重叠度。2. 减小转动惯量, 空心曲轴； 降低平衡重质量； 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、

42、数据采集前端和数据记录分析模块组成。,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

43、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,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=0.260.28,排气门的H/dve=0.30.35,本章开

44、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 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

45、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。, 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 H00.150.3mm。 V0：缓冲段速度，V00.0060.025 mm/deg 0：缓冲段包角，01540,典型缓冲段型线：a. 等加速等速型 等加速段：,等速段：,b.

46、 余弦型,2. 凸轮工作段设计, 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,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, 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

47、。,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： Fg F0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

48、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

49、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

50、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,A/2 A发火间隔角,同缸异名凸轮夹角,当凸轮挺柱的接触点不在一条直线上，接触点的位置相差角时 ，图a,凸轮与曲轴位置的确定,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、