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發(fā)動機結構概念設計 中國北方發(fā)動機研究所2007年8月 主要內容 一 機體與氣缸套 二 氣缸蓋 三 活塞 四 連桿 五 曲軸 六 配氣機構 一 機體與氣缸套 1機體機體是發(fā)動機的基礎 骨架 幾乎所有零部件和輔助系統(tǒng)均裝置于機體的內外 體積最大 決定發(fā)動機的外形尺寸重量最大 占發(fā)動機總凈質量20 25 1 1機體結構形式平分式和下沉式 圖 根據(jù)有無氣缸套及其安裝形式 機體又可分為 無缸套 干式缸套和濕式缸套三種形式 1 2機體設計要求具有足夠的強度機體承受交變的拉壓 彎曲和扭轉載荷 在長期和連續(xù)作用下 必須具有足夠的強度 發(fā)動機強化程度愈高 對強度的要求愈苛刻 具有足夠的剛度剛度是機體設計中極為重要的指導思想 缸體剛度不足會使氣缸套失圓 氣缸密封失效 造成漏氣 機油耗量增大 嚴重時導致拉缸 曲軸主軸承孔 凸輪軸孔變形過大導致各摩擦副的磨損加劇 嚴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)動機工作可靠性和使用壽命 機體上壁 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)出強烈的噪聲 構成發(fā)動機噪聲中的重要組成部分 傳動箱剛度不足則導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 嚴重時導致斷齒 直至發(fā)動機失效 1 3機體設計規(guī)范1 3 1材料 高強度灰鑄鐵 HT250 HT300 或合金鑄鐵 高強度鋁硅合金 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 以求得最短的機體長度尺寸 L D 1 10 1 15 國外 1 20 1 25 國內 依賴于鑄造技術無缸套機體 L D 1 17 Ricardo 干式缸套機體 L D 1 20濕式缸套機體 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 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) 缸徑較大的機型一般采用七個或八個螺栓 缸徑小于90mm的2 3 4缸機也有采用四個螺栓的例子 螺栓搭子若靠近機體壁面時 螺栓孔中心線應移至氣缸壁的中心線 并以緩慢的坡度過渡到機體的壁面 螺栓孔的螺紋應盡可能下沉 采用濕式缸套時甚至可下沉到缸套支撐面以下 以改善機體頂平面的受力情況 1 4提高機體結構剛度的設計方法1 4 1合理的外形設計清砂孔位置 清砂孔不應布置機體兩側外表面 即使是直徑較小的孔 洞 這一點為國外許多高速柴油機的結構所證實 機體的清砂宜從上 下及前 后端面處理 兩側外形設計機體上部的外壁設計成波浪形曲面 實踐證明 類似的結構形狀有利于提高機體上部的剛度 在機體外側面布置連續(xù)的加強筋 也有利于提高機體上部的剛度 1 4 2采用無缸套或干式缸套機體能最大限度縮小外形尺寸 提高剛度 無缸套機型多為四缸機 干式缸套機型的最大缸徑可達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 缸徑為74 146mm 標定轉速為5200 2200r min的4 6缸直列和V8 V10 V12缸機 中 無缸套機型54種 28 干式缸套機型90種 46 共144種 濕式缸套機型50種 26 1 4 3加強主軸承蓋剛度或采用整體框架軸承蓋對于下沉式機體 采用橫拉螺栓結構 如豐田IHD FTE 150A等 對于平分式機體 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整體式傳動箱式機體1 4 5提高機體頂板厚度機體頂板是濕式缸套機體剛度最薄弱的環(huán)節(jié) 增大機體頂板厚度 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致氣缸變形 剛性好的頂板也有助于增加整個機體的抗彎剛度 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)進水方式的機體 兩缸之間隔板的通孔 是局部剛性薄弱環(huán)節(jié) 設計中可對模型進行模態(tài)分析 修改設計 以提高局部剛度 2氣缸套 圖 2 1整體式氣缸套 無氣缸套 設計規(guī)范與應用廣泛用于高速 高緊湊 高強化車用柴油機 螺栓孔螺紋深度 10 D機體頂部厚度 20 D 改善氣缸孔變形 缸筒壁厚 7 D典型應用 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缺點 鑄造要求嚴格 維修性差 2 2干式氣缸套設計規(guī)范該結構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 壓入機體后珩磨 滑配合 H6 g6 典型應用 Hino 日野 的F20C 280 350kW 2200r min 2 3濕式氣缸套設計規(guī)范濕式缸套是我國廣泛應用的傳統(tǒng)結構形式 設計原則是綜合考慮剛度與熱應力的平衡 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 壁厚受到熱應力的限制 最佳壁厚7 D 濕式氣缸套設計規(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化程度要求的柴油機氣缸套 采用中磷釩鈦鑄鐵 硼鑄鐵 加鈮鑄鐵 硼鈦鑄鐵等材料 高強化程度要求的柴油機氣缸套 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儲油 溝槽之間的平臺承受活塞和活塞環(huán)的側壓力 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 其結構形狀復雜 除承受高溫 高壓燃氣的作用外 還承受很大的螺栓預緊力 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 排氣道溫度相差也較大 因此 氣缸蓋承受的機械應力和熱應力都很大 此外 因結構形狀復雜 鑄造殘余應力也很大 2設計要求具有足夠的強度和剛度 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 設計合理的氣門 數(shù)目 大小 和進 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氣渦流強度 結構力求簡單 鑄造工藝性良好 冷卻適宜 溫度場分布均勻 二 氣缸蓋 3氣缸蓋的結構形式3 1水冷柴油機氣缸蓋分為整體式 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構形式D 110mm的中 小型非直噴柴油機 多采用兩氣門結構 燃燒室偏置 D 140mm直噴柴油機 采用四氣門結構 110mm D 140mm 傳統(tǒng)上采用兩氣門 近年來對排放指標要求的不斷提高 越來越多的柴油機采用四氣門結構 4氣缸蓋設計規(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)是衡量氣道品質的參數(shù) 相對面積系數(shù)是衡量氣門座內通道面積的參數(shù) 是氣門座內通道總面積與氣缸流通截面積之比 對于兩氣門結構 進氣門頭部直徑 dvi 0 4 0 45 D 排氣門頭部直徑 dvo 0 35 0 4 D 對于四氣門結構 進氣門頭部直徑dvi 0 32D 兩氣門與四氣門的流通能力差 進氣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)動機上 一般D 85mm 大多數(shù)中 小缸徑柴油機 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 至少應采用6個螺栓布置 增壓機型常采用7 8個螺栓布置 4 1 2氣缸蓋的預緊與密封水冷單體式氣缸蓋 每缸預緊力 2 5 3 Pz AVL推薦2 2 5 風冷柴油機氣缸蓋 每缸預緊力 2 2 5 Pz 4 3氣缸蓋的材料對在熱負荷下工作的材料 常用的判據(jù)是Eichelberg品質因子 即品質因子 aE式中 為導熱率 W m K 為極限拉伸應力 MPa a為線脹系數(shù) 1 K E為彈性模量 MPa 灰鑄鐵除強度比較差外 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 在熱負荷與機械負荷比較高的情況下 在灰鑄鐵中加入Cu Cr Mo等合金元素 可以使其熱品質進一步提高 高強度鋁硅合金的熱品質可與灰鑄鐵相比 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 所以僅限于應用在重量要求苛刻的軍用柴油機 4 4氣缸蓋的熱負荷不同類型的燃燒室對氣缸蓋熱負荷影響很大 在氣缸蓋中的分布也很不均勻 無渦流直噴式柴油機氣缸蓋的熱負荷最低 有渦流的直噴式次之 熱負荷最高的是渦流室 特別是小缸徑柴油機 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 熱負荷特別高 球型燃燒室的熱負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降低氣缸蓋熱負荷的措施4 4 1薄壁強背結構采用冷卻條件好且承載能力強的結構來承擔燃氣壓力 而熱負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背上 4 4 2鉆孔中 小型柴油機 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)的水流量應占總水流量的1 3 流速要達到3m s 具有以下優(yōu)點 可保證氣缸蓋關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荷 1活塞的總體結構現(xiàn)代高速柴油機活塞總體結構均為 三環(huán)短活塞 圖 以降低發(fā)動機的總體高度 減小活塞質量 降低高速時活塞的往復慣性力 活塞的設計高度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化程度柴油機的需要 要求活塞的材料具備熱強度高 熱穩(wěn)定性好 導熱性能好的輕合金 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 為加強活塞冷卻 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 在活塞頭部的環(huán)槽帶內用水溶性鹽芯鑄出專用的冷卻油腔 潤滑油在該油腔內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)代高速柴油機活塞為了解決排放問題 出現(xiàn)了 高置頂環(huán) 的設計結構 完全不同于傳統(tǒng)的設計方法 即為降低第一道活塞環(huán)的熱負荷 將環(huán)岸設計得較低 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 典型應用 Ford的BSD 678柴油機 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)遠遠高出水腔頂部 通過鑄入含鎳奧氏體鑄鐵鑲圈 來強化第一道活塞環(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)越的抗結膠能力而能適應在高溫下工作 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械負荷最嚴重的部位 作用在活塞頂上巨大的燃燒壓力會導致活塞 活塞銷及銷座產(chǎn)生變形 銷和銷座的變形不一致會導致銷座內部上邊緣處出現(xiàn)所謂尖峰負荷 由此引起嚴重的應力集中 銷座承壓面積小 發(fā)動機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活塞銷座的結構設計在設計時應盡可能加大銷座上半部的長度以增加承壓面積 采用異形銷孔結構 可改善銷座的應力集中 提高活塞銷及銷座的承載能力 防止銷座孔內表面開裂 異形銷孔結構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 可減少應力集中10 左右 據(jù)Mahle公司的實驗結果錐形銷孔可降低應力集中達30 左右 具體結構是在銷孔內端設計一小段錐孔 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)設計為 0 6 0 8 D 如日產(chǎn)的FD 42型車用柴油機 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方程來設計 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 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行修正 1連桿結構設計1 1中心距L的確定現(xiàn)代高速柴油機普遍采用短連桿結構 以降低總體高度和質量 但過小的連桿中心距或曲柄連桿比 R L 會引起活塞側壓力的增加 導致柴油機摩擦損失增大 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連桿的結構形式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連桿小頭的結構形式在確定了活塞銷直徑 并且在活塞內腔允許的情況下 盡可能增大連桿的承壓面積以降低比壓 一般將連桿小頭設計成楔形結構 2連桿強度計算 專題 發(fā)動機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 結構形狀復雜 應力集中嚴重 易產(chǎn)生疲勞破壞 因而曲軸的設計必須具有足夠的疲勞強度 圖 1曲軸結構設計曲軸的基本尺寸依賴于發(fā)動機的總體結構 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 曲軸的強度 發(fā)動機的強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 但曲軸不平衡旋轉慣性力急劇增大 使發(fā)動機振動加劇 特別是高速發(fā)動機 五 曲軸 1 1 2主軸頸Dj 1 05 1 25 Dp主軸頸直徑的確定 應具有適當?shù)闹丿B度 以保證曲軸的強度 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 可適當減小主軸頸長度 因而可增加曲柄臂厚度 提高曲軸強度 但過多增大主軸頸會引起軸承摩擦損失增加 影響發(fā)動機性能 為了避免過大的扭振 在曲軸較長時應適當加大主軸頸的直徑 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力 1 2曲軸的平衡發(fā)動機工作過程中產(chǎn)生的旋轉和往復慣性力 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)動機振動的根源 進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時離心力的合力為零 即其質心位于旋轉軸上 在曲軸設計中必須保證曲軸是靜平衡的 理論上 曲軸都可設計成靜平衡的 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 但其旋轉質量不一定在同一個旋轉平面內 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 但曲軸存在內彎矩 會引起曲軸變形 必須在曲軸臂上設置平衡塊 5缸機曲拐夾角為72 發(fā)火次序為1 4 3 2 5 其旋轉慣性力是平衡的 但其慣性力矩是不平衡的 必須在曲軸臂上設置平衡塊 6缸機曲拐夾角為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 但曲軸本身存在內彎矩 為了平衡上述內彎矩 必須在曲軸臂上設置平衡塊 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化程度不高的非增壓發(fā)動機中 球墨鑄鐵曲軸的強度與普通中碳鋼相當 伸長率 沖擊韌度和彈性模量較低 綜合力學性能低于鍛鋼 但球狀石墨的耐磨性能優(yōu)于鍛鋼 鍛鋼一般用于強化程度高的增壓發(fā)動機中 3提高曲軸強度的措施3 1結構措施提高曲軸強度的結構措施主要是降低軸徑圓角處的應力集中 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 表面加工質量和粗糙度等 對曲軸的應力影響十分明顯 增大圓角半徑可以使局部應力峰值下降 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 因此在設計中必須綜合考慮 3 2工藝措施采用適當?shù)墓に嚧胧?可使曲軸疲勞強度得到大幅度提高 3 2 1液體氮碳共滲 疲勞強度可提高40 左右 適用于球鐵和鍛鋼 3 2 2圓角滾壓強化 疲勞強度可提高30 60 圓角滾壓強化是利用滾輪壓力的作用 使曲軸圓角表面的機械應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出現(xiàn)殘余壓應力 在工作時 可抵消部分曲軸的拉應力 3 2 3圓角表面淬火 疲勞強度可提高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)殘余拉應力 從而降低了曲軸的疲勞強度 因此 應采取工藝措施 使軸頸與圓角同時淬火 4曲軸的強度計算 專題 1概述配氣機構是發(fā)動機的一個重要系統(tǒng) 其設計好壞對發(fā)動機的性能 可靠性和壽命有極大的影響 現(xiàn)代發(fā)動機配氣機構在設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構的沖擊和跳動 尤其對轉速較高的發(fā)動機情況更嚴重 于是一些工作平穩(wěn)性較好的函數(shù)凸輪逐漸產(chǎn)生并得到應用 如無沖擊凸輪 復合正弦 復合擺線 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數(shù)連續(xù) 改善了配氣機構的動力性能 同時時間截面也足夠大 能夠滿足發(fā)動機充氣性能的要求 因而被廣泛用于現(xiàn)代各種發(fā)動機配氣凸輪的設計中 六 配氣機構 1 2由剛性設計發(fā)展為彈性設計配氣機構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 隨著轉速提高 變形加大 如設計不當 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)動機的性能和零件的可靠性 因而 設計時要考慮配氣機構的彈性變形 它已成為現(xiàn)代配氣機構設計的基本思想 1 3由凸輪設計研究發(fā)展到系統(tǒng)設計凸輪設計必須同系統(tǒng)設計結合在一起 對配氣機構在各工作轉速下的動態(tài)行為進行研究 要求協(xié)調充氣性能 平穩(wěn)性與可靠性等方面的要求 1 4引入摩擦學設計的理論和方法考慮到配氣機構中摩擦副的潤滑狀態(tài) 摩擦和磨損狀況 在配氣機構設計中引入摩擦學設計的理論和方法 是現(xiàn)代設計的重要發(fā)展 2配氣機構的結構形式主要包括頂置和下置凸輪兩種結構形式 圖 2 1下置凸輪結構下置凸輪配氣結構形式傳動可靠 制造成本低 用于4000r min以下的發(fā)動機中 缺點是傳動鏈較長 系統(tǒng)剛度較低 設計應盡可能提高系統(tǒng)的剛度 2 2頂置凸輪結構發(fā)動機轉速達到4000r min以上 應采用頂置凸輪結構 頂置凸輪可通過搖臂傳動氣門 也可直接傳動氣門 頂置凸輪結構的傳動鏈短 系統(tǒng)剛度有很大的提高 運動質量小 由于摩擦副數(shù)目減少而使摩擦損失減小 機械效率提高 而慣性負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構的噪聲等 頂置凸輪傳動較復雜 發(fā)動機高度尺寸增加 制造成本較高 3配氣機構的結構設計3 1凸輪型線的設計凸輪型線設計是配氣機構設計中最關鍵的部分 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構振動特征數(shù) 是型線選擇的參考技術指標 其中 m為系統(tǒng)當量質量 kg C為系統(tǒng)剛度 N mm 為凸輪軸角速度 rad s 反映了配氣機構的柔性程度 當系統(tǒng)剛度大 質量小而轉速較低時 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 具體設計還應根據(jù)發(fā)動機的性能 用途等要求 最后確定凸輪型線的類型 3 1 2凸輪設計準則正確選擇凸輪設計的原始參數(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)應根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)和設計規(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為凸輪軸設計轉速 r min m為凸輪正加速度區(qū)間 fn為配氣機構固有頻率 min 1 K是配氣機構在凸輪正加速度區(qū)間內振動的次數(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 在設計中應優(yōu)先考慮凸輪的平穩(wěn)性 在良好的平穩(wěn)性基礎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 接觸點不應超過挺柱底面圓周之外 滿足關系式 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力 最小曲率半徑不能太小 當采用滾輪挺柱時 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力不應過大 1600 1800MPa 凸輪與挺柱的異常磨損是配氣機構常見故障 設計時應予以考慮 3 1 3凸輪過渡段的設計配氣凸輪過渡段的型線有多種 應用最廣的是等加速 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 影響配氣機構工作的平穩(wěn)性和零件的工作可靠性和壽命 因此在高速發(fā)動機推薦采用函數(shù)凸輪 復擺 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) 而且其高階導數(shù)連續(xù) 因而工作平穩(wěn)性較好 可用于高速發(fā)動機上 多項動力凸輪屬于整體式函數(shù)凸輪 其設計思想與一般凸輪設計思想不同 一般凸輪是直接設計挺柱的升程規(guī)律 而多項動力凸輪的設計方法是首先設計理想的氣門運動規(guī)律 預先考慮系統(tǒng)動 靜變形的影響 計算出相應的挺柱升程規(guī)律 因此 多項動力凸輪的動力學性能優(yōu)于高次多項式凸輪 在高速發(fā)動機獲得廣泛的應用 3 2配氣機構動力學由于配氣機構是一個彈性系統(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)動機轉速的提高 問題更為嚴重 因此在配氣機構及凸輪型線設計時必須對系統(tǒng)進行動力分析 以便對配氣機構工作的平穩(wěn)性作出評價 實際的配氣機構比較復雜 為便于計算 將系統(tǒng)進行簡化 形成配氣機構動力學模型 目前常用的模型有單質量模型和多質量模型 近年來還發(fā)展了有限元動力計算模型 單質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 因而應用最為廣泛 3 4氣門彈簧的設計規(guī)范3 4 1氣門彈簧的結構形式氣門彈簧有單彈簧和雙彈簧兩種結構形式對于高速發(fā)動機 由于結構緊湊 要求氣門彈簧占據(jù)的空間小并具有較高的固有頻率 常采用單彈簧結構 雙彈簧結構為一個氣門裝內外兩個彈簧 主要優(yōu)點是氣門所需要的彈力由內外兩個彈簧分擔 可降低彈簧的工作應力 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 其工藝性好 成本低 只要設計時彈簧固有頻率超過工作轉速一定的范圍 即可滿足要求 對于高速發(fā)動機 提高彈簧固有頻率受到強度要求的限制 應采用變節(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氣門彈簧的設計要求在氣門關閉時 應使氣門座的閉合達到密封要求 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緊力F1 氣門關閉時 保證氣門與氣門座良好密封的要求是 在進氣口面積上產(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)動機的總布置來選取當采用兩個彈簧時 內彈簧中徑D2i mm 為 D2i dg dTi 2其中 dg為氣門導管外徑 mm dTi為內彈簧鋼絲直徑 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 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 預緊變形量 總圈數(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氣門彈簧的強度校核彈簧靜強度校核時 應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力取鋼絲材料強度極限的50 55 彈簧疲勞強度校核時 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速的倍數(shù)作為衡量彈簧共振情況的一項技術指標 彈簧固有頻率 min 1 應大于10倍的發(fā)動機凸輪軸最高工作轉速 3 4 7氣門彈簧的優(yōu)化設計彈簧優(yōu)化設計是在多個約束條件下求取多變量目標函數(shù)的最佳值 最合理地選擇彈簧參數(shù) 充分利用材料的強度潛力 滿足使用要求 彈簧優(yōu)化設計的目標函數(shù)主要有 彈簧質量最輕 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 彈簧細長比BT 1 BT 3 7 彈簧靜強度與疲勞強度條件 彈簧固有頻率與強迫振動頻率之比RF RF 10 內 外彈簧間隙 1mm 內 外彈簧固有頻率不應相等 即約束條件為 RFi RFo 0 5 其中RFi和RFo分別為內 外彈簧固有頻率與強迫振動頻率之比 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性能 抗松弛性能和抗疲勞性能 除此之外 還應有良好的纏繞性能 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度和可靠性壽命的工藝措施提高彈簧鋼絲的表面質量 避免表面脫碳 進行噴丸處理 進行彈簧熱定型處理 以提高抗松弛性能 基本發(fā)動機研究室專業(yè)體系框架 中國北方發(fā)動機研究所2007年8月 基本發(fā)動機研究室專業(yè)體系框架 基本發(fā)動機研究室試驗研究概況 平分式機體 框架軸承蓋 下沉式機體 氣缸套 單體氣缸蓋 整體氣缸蓋 活塞 連桿 活塞連桿組 曲軸 配氣機構 下置 配氣機構 頂置 謝謝