发动机结构概念设计.ppt

《发动机结构概念设计.ppt》由会员分享，可在线阅读，更多相关《发动机结构概念设计.ppt（65页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、发动机结构概念设计,中国北方发动机研究所 2007年8月,主要内容,一、 机体与气缸套； 二、 气缸盖； 三、 活塞； 四、 连杆； 五、 曲轴； 六、 配气机构；,一、机体与气缸套,1 机体 机体是发动机的基础（骨架），几乎所有零部件和辅助系统均装置于机体的内外。 体积最大：决定发动机的外形尺寸 重量最大：占发动机总净质量20%25% 1.1 机体结构形式 平分式和下沉式（图）； 根据有无气缸套及其安装形式，机体又可分为：无缸套、干式缸套和湿式缸套三种形式。 1.2 机体设计要求 具有足够的强度 机体承受交变的拉压、弯曲和扭转载荷，在长期和连续作用下，必须具有足够的强度，发动机强化程度愈高，

2、对强度的要求愈苛刻。,具有足够的刚度 刚度是机体设计中极为重要的指导思想。 缸体刚度不足会使气缸套失圆，气缸密封失效，造成漏气，机油耗量增大，严重时导致拉缸； 曲轴主轴承孔、凸轮轴孔变形过大导致各摩擦副的磨损加剧，严重时会影响曲轴与凸轮轴对气缸中心线的垂直度，这将大大影响发动机工作可靠性和使用寿命； 机体上壁，特别是曲轴箱壁刚度不足时，将产生过大变形及振动，从而激发出强烈的噪声，构成发动机噪声中的重要组成部分； 传动箱刚度不足则导致各传动孔相对位置偏差过大，传动平稳性变差，齿轮磨损加剧，受力状况恶化，噪声增大，严重时导致断齿，直至发动机失效。 1.3 机体设计规范 1.3.1 材料,高强度灰铸

3、铁（HT250 、HT300）或合金铸铁、高强度铝硅合金（如：ZL101、ZL702A、ZL114A）。 1.3.2 缸心距与缸径比（L/D） 为缩小体积、减小重量，机体在缸径D确定的情况下，缩小外形尺寸的潜力主要就是最大限度地压缩缸心距L，以求得最短的机体长度尺寸。 L/D：1.101.15（国外）， 1.201.25（国内），依赖于铸造技术 无缸套机体： L/D=1.17（Ricardo） 干式缸套机体： L/D=1.20 湿式缸套机体： L/D=1.28 1.3.3 基本壁厚 缸径D为100mm以下时，基本壁厚为45mm； 缸径D为100130mm时，基本壁厚为56mm； 缸径D为130

4、150mm时，基本壁厚为68mm。,1.3.4气缸盖螺栓数目及位置 中小缸径多缸机多采用每缸六个螺栓近似均布的方案，其中四个布置在两缸相邻的隔板平面内，螺栓孔搭子须用一定高度和宽度的筋条与主轴承盖螺栓搭子相联。 缸径较大的机型一般采用七个或八个螺栓。 缸径小于90mm的2、3、4缸机也有采用四个螺栓的例子。 螺栓搭子若靠近机体壁面时，螺栓孔中心线应移至气缸壁的中心线，并以缓慢的坡度过渡到机体的壁面。 螺栓孔的螺纹应尽可能下沉，采用湿式缸套时甚至可下沉到缸套支撑面以下，以改善机体顶平面的受力情况。 1.4 提高机体结构刚度的设计方法 1.4.1 合理的外形设计 清砂孔位置,清砂孔不应布置机体两侧

5、外表面，即使是直径较小的孔、洞，这一点为国外许多高速柴油机的结构所证实。机体的清砂宜从上、下及前、后端面处理。 两侧外形设计 机体上部的外壁设计成波浪形曲面，实践证明，类似的结构形状有利于提高机体上部的刚度。 在机体外侧面布置连续的加强筋，也有利于提高机体上部的刚度。 1.4.2 采用无缸套或干式缸套机体 能最大限度缩小外形尺寸，提高刚度。 无缸套机型多为四缸机，干式缸套机型的最大缸径可达146mm。 统计数据：日本八大汽车制造企业近年生产的194种汽车柴油机（缸径为74146mm，标定转速为52002200r/min的4、6缸直列和V8、V10、V12缸机）中，无缸套机型54种（28%），干

6、式缸套机型90种（46%），共144种；湿式缸套机型50种（26%）。,1.4.3 加强主轴承盖刚度或采用整体框架轴承盖 对于下沉式机体：采用横拉螺栓结构，如丰田IHD-FTE、150A等。 对于平分式机体：采用整体框架式轴承盖，如潍柴的Steyr WD615（6L-126130）、D12V150ZALL及三代改。 1.4.4 整体式传动箱式机体 1.4.5 提高机体顶板厚度 机体顶板是湿式缸套机体刚度最薄弱的环节，增大机体顶板厚度，可提高缸套座圈部分的刚度，避免缸套支撑凸肩因刚度不足而导致气缸变形。刚性好的顶板也有助于增加整个机体的抗弯刚度。 1.4.6 缩小两缸间隔板通水孔面积，并尽可能降

7、低其位置 对于串联或串并联进水方式的机体，两缸之间隔板的通孔，是局部刚性薄弱环节，设计中可对模型进行模态分析，修改设计，以提高局部刚度。,2 气缸套（图） 2.1 整体式气缸套（无气缸套）设计规范与应用 广泛用于高速、高紧凑、高强化车用柴油机。 螺栓孔螺纹深度： 10%D 机体顶部厚度： 20%D（改善气缸孔变形） 缸筒壁厚： 7%D 典型应用： Ford的BSD-678（522kW/3000r/min）,平均有效压力：2.678MPa Benz的OM603D35A（T）车用、五十铃的4EEI（T）轿车 Cummins B系列载重货车柴油机 缺点： 铸造要求严格，维修性差。,2.2 干式气缸套

8、设计规范 该结构形式是从整体式气缸套考虑维修性而发展起来，覆盖范围D：82mm146mm 壁厚：1.23.5mm（离心浇注），1mm（冷拉低碳无缝钢管） 配合： 过渡配合（H6/r6），压入机体后珩磨。 滑配合（H6/g6）。 典型应用： Hino（日野）的F20C（280、350kW/2200r/min） 2.3 湿式气缸套设计规范 湿式缸套是我国广泛应用的传统结构形式，设计原则是综合考虑刚度与热应力的平衡。刚度与壁厚三次方成正比，增加刚度是解决穴蚀的有效方法，壁厚受到热应力的限制，最佳壁厚7%D。,湿式气缸套设计规范,2.4 材料和表面处理 2.4.1 材料主要有锻钢和铸铁 一般强化程度要

9、求的柴油机气缸套：采用中磷钒钛铸铁、硼铸铁、加铌铸铁、硼钛铸铁等材料； 高强化程度要求的柴油机气缸套：采用球墨铸铁、可锻铸铁或半可锻铸铁以及锻钢，但必须经专门的热处理。 2.4.2 表面处理 表面处理的目的： 其一为加速活塞、活塞环与气缸套的磨合，如对气缸套进行磷化处理； 其二为提高气缸套的耐磨性和抗拉伤能力，如采用表面镀铬、气体氮碳共渗、表面激光淬火、渗浸碳化硅、表面等离子喷涂多元合金等。 2.4.3 平台网纹 表面用SiC油石珩磨加工出有一定规范要求（交角2223）的交叉网纹，使珩磨形成的沟槽内储油，沟槽之间的平台承受活塞和活塞环的侧压力，从而改善磨合条件。,1 概述 气缸盖与活塞、气缸套

10、并与共同组成燃烧室，其结构形状复杂，除承受高温、高压燃气的作用外，还承受很大的螺栓预紧力。气缸盖各部分的温度分布很不均匀，底面燃烧室部分温度很高，而冷却水套部分温度较低，进、排气道温度相差也较大。因此，气缸盖承受的机械应力和热应力都很大。此外，因结构形状复杂，铸造残余应力也很大。 2 设计要求 具有足够的强度和刚度，保证工作时变形小，避免气门磨损、气门杆咬死、气缸密封失效等故障。 设计合理的气门（数目、大小）和进、排气道，保证高充气效率，对直喷式燃烧室还要求有合适的进气涡流强度。 结构力求简单，铸造工艺性良好，冷却适宜，温度场分布均匀。,二、气缸盖,3 气缸盖的结构形式 3.1 水冷柴油机气缸

11、盖分为整体式、单体式和分块式（图）,3.2 按气门数分为二气门和四气门两种结构形式 D110mm的中、小型非直喷柴油机：多采用两气门结构，燃烧室偏置； D140mm直喷柴油机，采用四气门结构； 110mmD140mm，传统上采用两气门，近年来对排放指标要求的不断提高，越来越多的柴油机采用四气门结构。,4 气缸盖设计规范 4.1 气门 4.1.1 气门直径 流通能力流量系数相对面积系数 其中：流量系数是衡量气道品质的参数； 相对面积系数是衡量气门座内通道面积的参数，是气门座内通道总面积与气缸流通截面积之比。 对于两气门结构： 进气门头部直径：dvi=(0.40.45)D， 排气门头部直径：dvo

12、=(0.350.4)D。 对于四气门结构：进气门头部直径dvi=0.32D。 两气门与四气门的流通能力差：进气11%，排气25%。 4.1.2 直喷两气门布置（图）,直喷两气门布置,4.2 气缸盖的预紧与密封 4.1.1 气缸盖螺栓的数目与位置 气缸盖螺栓的数目为48，尽可能靠近气缸套并沿气缸中心均匀布置。 四螺栓布置用于小缸径发动机上（一般D85mm）； 大多数中、小缸径柴油机，采用六螺栓布置，对于直喷燃烧室，一般可沿气缸中心近似地布置成六角形； 重车水冷柴油机，至少应采用6个螺栓布置； 增压机型常采用78个螺栓布置。 4.1.2 气缸盖的预紧与密封 水冷单体式气缸盖：每缸预紧力=(2.53

13、)Pz，AVL推荐22.5； 风冷柴油机气缸盖：每缸预紧力=(22.5)Pz；,4.3 气缸盖的材料 对在热负荷下工作的材料，常用的判据是Eichelberg品质因子，即品质因子=/aE 式中，为导热率W/(mK)；为极限拉伸应力（MPa）；a为线胀系数（1/K）；E为弹性模量（MPa）。 灰铸铁除强度比较差外，其余三个因素都比较好，加上其铸造工艺性良好，是气缸盖的较理想材料。 球墨铸铁虽然强度较高，但其他三个因素多较差，因此在相同条件下容易发生热裂。 在热负荷与机械负荷比较高的情况下，在灰铸铁中加入Cu、Cr、Mo等合金元素，可以使其热品质进一步提高。 高强度铝硅合金的热品质可与灰铸铁相比，

14、但硬度不足是一个问题；另外其线胀系数太大，且最高表面允许温度只有220，所以仅限于应用在重量要求苛刻的军用柴油机。,4.4 气缸盖的热负荷 不同类型的燃烧室对气缸盖热负荷影响很大，在气缸盖中的分布也很不均匀。 无涡流直喷式柴油机气缸盖的热负荷最低，有涡流的直喷式次之，热负荷最高的是涡流室。特别是小缸径柴油机，由于铸造壁厚不能随缸径减小按比例减小，相对冷却水腔不足，热负荷特别高。球型燃烧室的热负荷介于直喷式和涡流室之间。 气缸盖中央的热流量最大，形成最危险区域。在涡流室气缸盖上，中央和边缘的热流量相差可达3倍；而在直喷式气缸盖上，热流量分布要均匀得多，因而直喷式柴油机更适合增压。 气缸盖材料的许

15、用极限温度： 铸铁气缸盖：375，铝合金气缸盖：220,4.5 降低气缸盖热负荷的措施 4.4.1 薄壁强背结构 采用冷却条件好且承载能力强的结构来承担燃气压力，而热负荷由较薄的元件承受，同时用大量支撑将压力载荷传递到强背上。 4.4.2 钻孔 中、小型柴油机，为解决冷却与刚度问题，常采用钻孔的冷却水道，钻孔尺寸为10%D，Ricardo推荐：流向鼻梁区的水流量应占总水流量的1/3，流速要达到3m/s，具有以下优点： 可保证气缸盖关键部位的最大壁厚不超过临界值。 钻孔表面光洁，传热效果好，避免铸造表面热障。 提高气缸盖抗热疲劳性能，同时降低铸造工艺要求。 钻孔大小及合理布置可调节水流速度和水流

16、的分布。 对于直喷式气缸盖，钻孔可降低喷油器部位的热负荷。,1 活塞的总体结构 现代高速柴油机活塞总体结构均为“三环短活塞”（图）以降低发动机的总体高度，减小活塞质量，降低高速时活塞的往复惯性力。活塞的设计高度H： 对于缸径D100mm，活塞高度H=（0.851）D； 100mmD120mm， H=（0.951.15）D； 120mmD140mm， H=（1.001.20）D； （150:0.925D） 2 活塞的材料 为了满足高强化程度柴油机的需要，要求活塞的材料具备热强度高、热稳定性好、导热性能好的轻合金，目前多采用共晶高硅铝合金ZAISi12NiMg和过共晶高硅铝合金ZAISi118Cu

17、NiMg （硅含量高出共晶点）或ZAISi25CuNiMg等 。,三、 活塞,3 活塞头部 对于非增压直喷柴油机，为加强活塞冷却，向活塞顶底部连续喷射润滑油以冷却活塞 。 对于增压直喷柴油机，在活塞头部的环槽带内用水溶性盐芯铸出专用的冷却油腔，润滑油在该油腔内流动带走更多的热量（第1环：50%），以降低活塞头部的温度。（Mahle推荐：润滑油流量为5L/kWh） 现代高速柴油机活塞为了解决排放问题，出现了“高置顶环”的设计结构，完全不同于传统的设计方法，即为降低第一道活塞环的热负荷，将环岸设计得较低，如推荐该值为（0.150.2）D，同时要求第一道活塞环处于冷却水腔处。（三代改：0.153D）

18、 典型应用： Ford的BSD-678柴油机（YC6112），其环岸高度仅10mm，而缸套冷却水腔顶部距气缸体上平面距离为22mm，第一道活塞环远远高出水腔顶部。,通过铸入含镍奥氏体铸铁镶圈，来强化第一道活塞环槽。 第一道活塞环（Mahle推荐）采用球墨铸铁桶面梯形环，外层镀0.100.20mm的硬铬，硬度要求达800HV2以上。它集中了桶面环和梯形环的优点，在具有良好润滑性、密封性和磨合性能的同时，能把高温下形成胶状的润滑油从环槽中排出，而代之以新鲜的润滑油，由于其优越的抗结胶能力而能适应在高温下工作。 4 活塞销座 4.1 活塞销座的受力状态 活塞销座是活塞承受机械负荷最严重的部位，作用在

19、活塞顶上巨大的燃烧压力会导致活塞、活塞销及销座产生变形； 销和销座的变形不一致会导致销座内部上边缘处出现所谓尖峰负荷，由此引起严重的应力集中； 销座承压面积小，发动机工作时活塞销与销座之间仅有很小角度的摆动，无法形成润滑所需要的油膜。,4.2 活塞销座的结构设计 在设计时应尽可能加大销座上半部的长度以增加承压面积； 采用异形销孔结构，可改善销座的应力集中，提高活塞销及销座的承载能力，防止销座孔内表面开裂；异形销孔结构主要包括椭圆形销孔、卸荷腔（离隙销孔）及锥形销孔等； 椭圆形销孔和卸荷腔销孔（17.5）可减少应力集中10%左右，据Mahle公司的实验结果锥形销孔可降低应力集中达30%左右,具体

20、结构是在销孔内端设计一小段锥孔，锥度一般为0.0140.04。 5 活塞裙部 5.1 活塞裙部的长度,活塞裙部的长度：（0.500.55）D，传统设计为（0.60.8）D，如日产的FD-42型车用柴油机，其活塞裙部长度仅为0.47D。 5.2 活塞裙部型线 现代高速柴油机活塞裙部外形多为中凸变椭圆形。 5.2.1 裙部横向型线 裙部横向型线多采用双椭圆坐标方程来设计。 椭圆度（椭圆长轴与短轴的差值）为： =(G/4)(1-cos2(/25)(1-cos4) 其中：G为裙部最大椭圆度，对于中、小缸径柴油机，一般取0.4，若基于特殊原因，可大于或小于此值；为圆周角；为无因次修正系数，计算时一般取2

21、。 5.2.2 裙部纵向型线 活塞裙部的纵向型线一般为桶形曲线，目前多采用国外成熟的型线，或根据活塞的实际工作情况对已有中凸型线进行修正。,1 连杆结构设计 1.1 中心距 L 的确定 现代高速柴油机普遍采用短连杆结构，以降低总体高度和质量。但过小的连杆中心距或曲柄连杆比（ =R/L）会引起活塞侧压力的增加，导致柴油机摩擦损失增大，加速活塞、活塞环、气缸套的磨损，曲柄连杆比的取值为： 0.32。 现代高速柴油机连杆一般采用碳钢或合金钢经模锻而成，常用材料有：45、40Cr、42CrMo、35CrMoA等。 1.2 连杆的结构形式 1.2.1 连杆大头的剖分形式（图） 平切口（水平剖分）：刚性好

22、，尽可能采用。 斜切口（45剖分）：只有在连杆轴颈较大，连杆不能通过气缸套时才采用。,四、 连杆,1.2.2 连杆盖的定位方式 平切口：螺栓杆定位、定位销（套）定位 斜切口：止口定位、锯齿定位 在一些轿车发动机上，也有采用涨开时的不规则断面来定位 1.2.3 连杆小头的结构形式 在确定了活塞销直径，并且在活塞内腔允许的情况下，尽可能增大连杆的承压面积以降低比压，一般将连杆小头设计成楔形结构。 2 连杆强度计算 （专题）,发动机的全部功率都是通过曲轴输出，曲轴承受周期性变化的力、力矩（包括扭矩和弯矩）共同作用，结构形状复杂，应力集中严重，易产生疲劳破坏。因而曲轴的设计必须具有足够的疲劳强度（图）

23、。 1 曲轴结构设计 曲轴的基本尺寸依赖于发动机的总体结构，必须同时考虑连杆大头的切口形式、轴瓦的许用比压、气缸中心距、曲轴的强度、发动机的强化程度等各方面的因素。 1.1 轴颈的确定 1.1.1 连杆轴颈 Dp 连杆轴颈：Dp=(0.60.65)D（直切口连杆），大于该值应采用斜切口连杆。 增大连杆轴颈直径，可减小连杆轴承的比压，但曲轴不平衡旋转惯性力急剧增大，使发动机振动加剧，特别是高速发动机。,五、 曲轴,1.1.2 主轴颈 Dj =(1.051.25)Dp 主轴颈直径的确定，应具有适当的重叠度，以保证曲轴的强度。 增大主轴颈可提高曲轴刚度、降低轴瓦比压、减小扭振。 增大主轴颈后，由于主

24、轴颈投影面积增大，可适当减小主轴颈长度，因而可增加曲柄臂厚度，提高曲轴强度。 但过多增大主轴颈会引起轴承摩擦损失增加，影响发动机性能。 为了避免过大的扭振，在曲轴较长时应适当加大主轴颈的直径。 1.1.3 轴颈有效长度（轴瓦有效长度） 主轴颈有效长度与主轴颈直径之比为：0.260.4 连杆轴颈有效长度与连杆轴颈直径之比为：0.350.55 为提高刚度，在轴瓦比压许可条件下，轴颈有效长度越小越好，可最大限度增大曲柄臂厚度，以增加曲轴的抗弯截面模量，降低曲轴臂中危险截面处的应力。,1.2 曲轴的平衡 发动机工作过程中产生的旋转和往复惯性力，其大小和方向都是周期性变化的，如不加以平衡，则成为发动机振

25、动的根源。进行惯性力系平衡的主要手段曲轴平衡块的布置。 1.2.1 曲轴的静平衡 静平衡是指曲轴在旋转时离心力的合力为零，即其质心位于旋转轴上。在曲轴设计中必须保证曲轴是静平衡的。理论上，曲轴都可设计成静平衡的，但由于制造时的偏差会产生静不平衡现象，因此必须对曲轴进行静平衡试验。 1.2.2 曲轴的动平衡 通过静平衡试验可实现曲轴的静平衡，但其旋转质量不一定在同一个旋转平面内，因而会产生惯性力矩，引起曲轴振动，这就是曲轴的动不平衡。设计中必须保证曲轴是动平衡，动平衡的曲轴则必定是静平衡的。,4缸机曲轴的曲拐平面对称布置，曲轴既静平衡又动平衡。但曲轴存在内弯矩，会引起曲轴变形，必须在曲轴臂上设置

26、平衡块。 5缸机曲拐夹角为72（发火次序为1-4-3-2-5），其旋转惯性力是平衡的，但其惯性力矩是不平衡的，必须在曲轴臂上设置平衡块。 6缸机曲拐夹角为120（发火次序为1-5-3-6-2-4），呈镜面对称布置，显然是动平衡的，但曲轴本身存在内弯矩，为了平衡上述内弯矩，必须在曲轴臂上设置平衡块。 2 曲轴材料 曲轴材料主要是锻钢和球墨铸铁。 球墨铸铁一般用于强化程度不高的非增压发动机中，球墨铸铁曲轴的强度与普通中碳钢相当，伸长率、冲击韧度和弹性模量较低，综合力学性能低于锻钢，但球状石墨的耐磨性能优于锻钢。 锻钢一般用于强化程度高的增压发动机中。,3 提高曲轴强度的措施 3.1 结构措施 提高

27、曲轴强度的结构措施主要是降低轴径圆角处的应力集中。 增大轴径重叠度A 重叠度：A=(Dp+Dj+S)/2 其中：Dp为连杆轴颈直径，Dj为主轴颈直径，S为活塞行程 增大过渡圆角R 过渡圆角的大小、形状、材料的组织，表面加工质量和粗糙度等，对曲轴的应力影响十分明显，增大圆角半径可以使局部应力峰值下降。试验表明，R/D0.05时（此处D为连杆轴颈或主轴颈直径），应力集中系数趋于平缓。 较大的圆角更易于磨削加工，精度和表面粗糙度易于保证，但圆角半径的大小受曲轴轴向尺寸的限制，因此在设计中必须综合考虑。,3.2 工艺措施 采用适当的工艺措施，可使曲轴疲劳强度得到大幅度提高。 3.2.1 液体氮碳共渗，

28、疲劳强度可提高40%左右，适用于球铁和锻钢。 3.2.2 圆角滚压强化，疲劳强度可提高30%60%。 圆角滚压强化是利用滚轮压力的作用，使曲轴圆角表面的机械应力超过材料的屈服极限而产生塑性变形，让曲轴表层直到一定深度范围内出现残余压应力，在工作时，可抵消部分曲轴的拉应力。 3.2.3 圆角表面淬火，疲劳强度可提高30%50%。 在非液体氮碳共渗的曲轴中 ，由于轴颈表面的硬度不够，一般采用高频淬火工艺来提高其硬度。但由于工艺原因，在对轴颈表面进行淬火处理时圆角处不淬火，这样轴颈部分产生残余压应力，而圆角部分则因不淬火而形成回火区，出现残余拉应力，从而降低了曲轴的疲劳强度，因此，应采取工艺措施，使

29、轴颈与圆角同时淬火。 4 曲轴的强度计算（专题）,1 概述 配气机构是发动机的一个重要系统，其设计好坏对发动机的性能、可靠性和寿命有极大的影响，现代发动机配气机构在设计理论和方法上取得了重大突破。 1.1 创立了许多性能优良的凸轮型线 早期形状简单的圆弧、切线凸轮，虽有较大的时面值，但加速曲线不连续，工作中易引起配气机构的冲击和跳动，尤其对转速较高的发动机情况更严重，于是一些工作平稳性较好的函数凸轮逐渐产生并得到应用，如无冲击凸轮，复合正弦、复合摆线、低次方、高次方、多项动力、N次谐波凸轮等。这些凸轮型线，由于它们的加速度甚至高阶导数连续，改善了配气机构的动力性能，同时时间截面也足够大，能够满

30、足发动机充气性能的要求，因而被广泛用于现代各种发动机配气凸轮的设计中。,六、配气机构,1.2 由刚性设计发展为弹性设计 配气机构是一个刚性较差的系统，因气门弹簧和惯性载荷的作用而产生变形。随着转速提高，变形加大，如设计不当，气门的实际运动规律和理论上将产生很大误差，造成系统的脱离、跳动、提前落座等现象，影响发动机的性能和零件的可靠性。因而，设计时要考虑配气机构的弹性变形，它已成为现代配气机构设计的基本思想。 1.3 由凸轮设计研究发展到系统设计 凸轮设计必须同系统设计结合在一起，对配气机构在各工作转速下的动态行为进行研究，要求协调充气性能、平稳性与可靠性等方面的要求。 1.4 引入摩擦学设计的

31、理论和方法 考虑到配气机构中摩擦副的润滑状态、摩擦和磨损状况，在配气机构设计中引入摩擦学设计的理论和方法,是现代设计的重要发展。,2 配气机构的结构形式 主要包括顶置和下置凸轮两种结构形式（图）。 2.1 下置凸轮结构 下置凸轮配气结构形式传动可靠，制造成本低，用于4000r/min以下的发动机中。缺点是传动链较长，系统刚度较低，设计应尽可能提高系统的刚度。 2.2 顶置凸轮结构 发动机转速达到4000r/min以上，应采用顶置凸轮结构。 顶置凸轮可通过摇臂传动气门，也可直接传动气门，顶置凸轮结构的传动链短，系统刚度有很大的提高，运动质量小。由于摩擦副数目减少而使摩擦损失减小，机械效率提高；而

32、惯性负荷减小更可降低气门弹簧载荷，使系统各零件和摩擦副受力减小，工作可靠性提高，也有利于减小配气机构的噪声等。 顶置凸轮传动较复杂，发动机高度尺寸增加，制造成本较高。,3 配气机构的结构设计 3.1 凸轮型线的设计 凸轮型线设计是配气机构设计中最关键的部分，在确定了系统参数后，重要的问题是根据发动机的性能和用途，正确选择凸轮型线类型及凸轮参数。 3.1.1 凸轮型线的类型 配气机构振动特征数， 是型线选择的参考技术指标： 其中：m为系统当量质量（kg）；C为系统刚度（N/mm）；为凸轮轴角速度（rad/s）。 反映了配气机构的柔性程度。当系统刚度大，质量小而转速较低时，很小，反映系统有较高的刚

33、性，工作时产生的变形和振动较小。反之，较大，反映系统柔性大，易产生变形和振动。,0.002时： 系统为柔性系统，应采用平稳性更好的多项动力、N次谐波或高次方凸轮。 仅指出选用型线的大致范围，具体设计还应根据发动机的性能、用途等要求，最后确定凸轮型线的类型。 3.1.2 凸轮设计准则 正确选择凸轮设计的原始参数，包括配气相位、凸轮过渡段和工作段升程、过渡段和工作段包角以及基圆半径等，这些参数应根据统计数据和设计规律加以选定。,评价系统工作平稳性的参数周期比K ： 式中：nc为凸轮轴设计转速（r/min），m为凸轮正加速度区间（）， fn为配气机构固有频率（min-1）。 K是配气机构在凸轮正加速

34、度区间内振动的次数，K越大，系统工作越平稳，但凸轮丰满系统降低。对于不同的凸轮型线，有不同的K值，对于高次方、多项动力等凸轮要求K在1.3左右。 应具备较好的充气性能，即挺柱升程曲线下的面积（丰满系数）较大，充气性能和平稳性常常会有矛盾，在设计中应优先考虑凸轮的平稳性，在良好的平稳性基础上尽可能提高充气性能。 改善气门及气门座的工作条件，使气门升起和落座发生在过渡段上，设计凸轮时，过渡段的高度要足够大。,最大挺柱速度受挺柱底面直径的限制 挺柱速度正比于凸轮与挺柱接触点的偏心量，接触点不应超过挺柱底面圆周之外，满足关系式： dTA=2emax+(23) dTA为挺柱底面直径（mm），emax为接

35、触点最大偏心量（mm），当挺柱速度以mm/rad表示时，其数值与接触点的偏心量相同，即：emax = vmax 凸轮曲率半径的限制 为便于加工以及限制凸轮挺柱间过大的接触应力，最小曲率半径不能太小。 当采用滚轮挺柱时，凸轮可能出现凹弧的情况，考虑加工工艺性，一般凹弧的半径为350mm400mm。 凸轮与挺柱间的接触应力不应过大（16001800MPa） 凸轮与挺柱的异常磨损是配气机构常见故障，设计时应予以考虑。,3.1.3 凸轮过渡段的设计 配气凸轮过渡段的型线有多种，应用最广的是等加速等速过渡段。 气门落座发生在速度不变的等速段上，保证气门落座较为平稳。 3.1.4 凸轮工作段的设计 几何凸

36、轮具有丰满系数较大的优点，但其动力性能不好，影响配气机构工作的平稳性和零件的工作可靠性和寿命，因此在高速发动机推荐采用函数凸轮。 复摆型（FB2）凸轮 属于组合式函数凸轮，具有较大的时面值，平稳性也比较好，适用于中、高速发动机上。 高次多项式凸轮 属于整体式函数凸轮，不仅升程、速度、加速度曲线连续，而且其高阶导数连续，因而工作平稳性较好，可用于高速发动机上。,多项动力凸轮 属于整体式函数凸轮，其设计思想与一般凸轮设计思想不同，一般凸轮是直接设计挺柱的升程规律，而多项动力凸轮的设计方法是首先设计理想的气门运动规律，预先考虑系统动、静变形的影响，计算出相应的挺柱升程规律。因此，多项动力凸轮的动力学

37、性能优于高次多项式凸轮，在高速发动机获得广泛的应用。 3.2 配气机构动力学 由于配气机构是一个弹性系统，凸轮所确定的运动规律经过刚性较差的传动链的传递，就会产生失真，引起气门及系统各零件的振动、冲击、噪声及磨损加剧，气门提前落座等一系列问题，随发动机转速的提高，问题更为严重。因此在配气机构及凸轮型线设计时必须对系统进行动力分析，以便对配气机构工作的平稳性作出评价。 实际的配气机构比较复杂，为便于计算，将系统进行简化，形成配气机构动力学模型。目前常用的模型有单质量模型和多质量模型，近年来还发展了有限元动力计算模型。 单质量动力计算模型最为简单，计算参数比较容易确定，计算精度也能满足工程实际的需

38、要，因而应用最为广泛。,3.4 气门弹簧的设计规范 3.4.1 气门弹簧的结构形式 气门弹簧有单弹簧和双弹簧两种结构形式 对于高速发动机，由于结构紧凑，要求气门弹簧占据的空间小并具有较高的固有频率，常采用单弹簧结构。 双弹簧结构为一个气门装内外两个弹簧，主要优点是气门所需要的弹力由内外两个弹簧分担，可降低弹簧的工作应力，提高可靠性，但双弹簧占据较大的空间。 气门弹簧有等节距和变节距之分 等节距弹簧用于一般发动机，其工艺性好，成本低，只要设计时弹簧固有频率超过工作转速一定的范围，即可满足要求。 对于高速发动机，提高弹簧固有频率受到强度要求的限制，应采用变节距弹簧，它的工作间距由小到大，工作时节距

39、较小的工作圈逐渐接触并分开，使弹簧固有频率发生变化，增加了振动阻尼，消耗振动能量，减小振幅，避免颤振发生。,3.4.2 气门弹簧的设计要求 在气门关闭时，应使气门座的闭合达到密封要求； 在气门开启时，使气门及从动件与凸轮保持接触； 有足够的疲劳强度，避免发生气门弹簧疲劳断裂； 抗松弛性能好，在长期工作后弹簧力下降幅度小； 有足够高的固有频率，避免发生弹簧颤振的现象。 3.4.3 气门弹簧载荷的选择 弹簧预紧力F1： 气门关闭时，保证气门与气门座良好密封的要求是：在进气口面积上产生0.15MPa的压力。 弹簧最大弹力F2： 在初步选取时要求：F2 =(22.5)F1,3.4.4 气门弹簧尺寸的确

40、定 弹簧中径D2可根据发动机的总布置来选取 当采用两个弹簧时，内弹簧中径D2i（mm）为：D2idg+dTi+2 其中：dg为气门导管外径（mm）；dTi为内弹簧钢丝直径（mm）。 外弹簧中径D2o（mm）为：D2oD2i+dTo+dTi+2 其中： dTo为外弹簧钢丝直径（mm）。 内、外弹簧载荷分配的比例范围为：1:2 1:2.5 弹簧参数的计算 弹簧参数主要包括：刚度、预紧变形量、总圈数、自由高度、并圈高度 、并圈变形量、自由状态时的节距、螺旋角、展开长度等。 3.4.5 气门弹簧的强度校核 弹簧静强度校核时，应考虑在最危险情况弹簧处于并圈状态下，弹簧钢丝截面许用应力取钢丝材料强度极限的

41、50%55%。,弹簧疲劳强度校核时，疲劳安全系数： N=(0+0.751)/2为：1.21.3。 其中：0 = 0.3b为弹簧材料脉动疲劳极限，1和2分别为气门弹簧承受交变载荷F1与F2下钢丝截面应力。 3.4.6 气门弹簧的共振校核 共振校核是以弹簧固有频率大于凸轮轴转速的倍数作为衡量弹簧共振情况的一项技术指标，弹簧固有频率（min-1）应大于10倍的发动机凸轮轴最高工作转速。 3.4.7 气门弹簧的优化设计 弹簧优化设计是在多个约束条件下求取多变量目标函数的最佳值，最合理地选择弹簧参数，充分利用材料的强度潜力，满足使用要求。 弹簧优化设计的目标函数主要有：弹簧质量最轻、固有频率最高、弹簧安

42、全系数最大等。,弹簧优化设计的约束条件主要有： 弹簧旋绕比c：4.5c10； 最大弹簧力与预紧力之比RB：2.0RB2.8； 螺旋角T： 5T8.5； 弹簧工作变形量与并圈变形量之比RH：0.2 RH 0.8； 弹簧细长比BT ： 1BT3.7； 弹簧静强度与疲劳强度条件； 弹簧固有频率与强迫振动频率之比RF ：RF 10； 内、外弹簧间隙：1mm； 内、外弹簧固有频率不应相等，即约束条件为：(RFi- RFo)0.5，其中RFi和RFo分别为内、外弹簧固有频率与强迫振动频率之比。,3.4.8 气门弹簧材料的选择 弹簧弹力减小到名义值的85%以下时，弹簧失效。 气门弹簧用钢丝是弹簧钢丝中要求极

43、高的一种，由于在一定的工作温度下承受变载荷，因此弹簧材料必须具有良好的力学性能、抗松弛性能和抗疲劳性能，除此之外，还应有良好的缠绕性能，挺直均匀、绕制的弹簧尺寸稳定、弹力一致。 3.4.9 提高气门弹簧疲劳强度和可靠性寿命的工艺措施 提高弹簧钢丝的表面质量，避免表面脱碳； 进行喷丸处理； 进行弹簧热定型处理，以提高抗松弛性能。,基本发动机研究室专业体系框架,中国北方发动机研究所 2007年8月,基本发动机研究室专业体系框架,基本发动机研究室试验研究概况,平分式机体,框架轴承盖,下沉式机体,气缸套,单体气缸盖,整体气缸盖,活塞,连杆,活塞连杆组,曲轴,配气机构（下置）,配气机构（顶置）,谢 谢 ！,