内燃机课程设计指导书(14页).doc

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1、-内燃机课程设计指导书-第 14 页1 柴油机基本参数选定1.1 内燃机设计的基本要求1、 功率Pe 有效功率是柴油机基本性能指标。任务书已指定有效功率Pe=88kw。2、转速n 一般车用柴油机转速为2000r/min4000r/min，任务书已指定所需转速n=2800r/min。3、冲程数本设计中的车用柴油机都采用四冲程，即=44、平均有效压力Pem平均有效压力Pem表示每一工作循环中单位气缸工作容积所做的有效功，一般车用柴油机的平均有效压力为0.55Mpa1.0 Mpa，任务书已经指定平均有效压力Pem=0.71Mpa。5、有效燃油消耗率be这是柴油机最重要的经济性指标。四冲程非增压柴油机

2、215g/(kwh)285g/(kwh)。6、可靠性和寿命可靠性和寿命是车用柴油机的基本要求之一，设计时必须提出具体指标，但本课程设计从略。1.2 柴油机基本参数选用由有效功率计算公式： 可知由于Pe、Pem、n、已选定，则柴油机的总排量也已选定，下一步设计应选定柴油机的基本结构参数：气缸直径d、活塞行程S、缸数i及其它一些参数。1、气缸直径d气缸直径d的选取影响柴油机的尺寸和重量，还影响柴油机的机械负荷和热负荷。因为设计的是120系列柴油机，所以气缸直径d=120mm。2、活塞行程S车用柴油机的S/d=1.01.3，任务书规定了活塞行程S=118mm，S/d=0.9833在允许范围内。3、

3、气缸数i及气缸排列方式 由有效功率计算公式： 得出 。 排列方式为直列式。4、连杆长度L与曲柄连杆比=R/L连杆长度加大，会使柴油机总高度增加；虽然连杆摆角减小，侧压力减小，但效果不明显；而且连杆重量加大，往复运动质量惯性力加大。因而尽量采用短连杆，一般值在1/31/5之间。因为所设计柴油机为120系列，所以连杆长l=263mm,连杆比=R/l=0.224,在允许范围内。5、气缸中心距l0及其与气缸直径之比l0/d因为所设计柴油机为120系列，所以所选气缸中心距=166mm,在1.21.6的允许范围内。6、压缩比c选用压缩比c也就是选用燃烧室容积。任务书给定车用柴油机的c在1823。取2 柴油

4、机的近似热计算柴油机工作过程热计算是对柴油机各工作过程中工质的状态参数、主要性能指标进行计算，并绘出示功图。通过热计算可以分析各工作过程的影响因素，找出提高动力性和经济性的途径，又为动力计算、结构设计提供数据。柴油机实际循环热力计算有近似热计算（简单计算法）和模拟热计算（电算法）二种。本设计要求进行近似热计算。2.1 燃料燃烧热化学计算1、理论空气量L0 (千摩尔/千克柴油)燃料采用轻柴油，计算得 0.495 （千摩尔/千克柴油）2、新鲜空气量M1 (千摩尔/千克) 过量空气系数，取计算得 0.742（千摩尔/千克）3、燃烧产物M2 (千摩尔/千克) 轻柴油低热值 千焦/千克计算得 0.774

5、（千摩尔/千克）4、 理论分子变更系数5、 实际分子变更系数 其中，r残余废气系数，r=0.030.06，取。二、换气过程计算1、排气压力（气缸内废气压力）Pr 取2、气缸内排气温度（残余废气温度）Tr Tr = 9701170（K） 取3、进气终点压力Pa （Mpa） 取4、进气终点温度Ta （K） 取5、充量系数（充气效率）其中: 之间，取。计算得，在内。2.3 压缩过程计算1、平均多变压缩指数n1 n1=1.341.39， 取2、进气终点气缸容积 =1.404L 式中：R曲柄半径，R=S/2(m)； 曲柄连杆比，=R/L。对应于时的气缸容积 燃烧室容积 曲柄半径 连杆比 对应于时的压力（

6、看附录EXCEL表格）（MPa）3、压缩终点充量的状态参数 压力 Mpa 温度 K2.4 燃烧过程计算1、热量利用系数Z热量利用系数Z表示燃烧热量被工质吸收多少的程度。燃烧终点的热量利用系数Z在此范围内选取：Z=0.850.95，取.2、燃烧最高压力PZ按结构强度及寿命要求选取，本设计中59Mpa，取。3、压力升高比 位于内。4、燃烧最高温度1）工质的平均等容摩尔热容和平均等压摩尔热容间有如下关系：kJ/(kmolK)工质的平均等压摩尔热容按下列方法计算：（1）查图法：由下图按过量空气系数查出。（2）查表插值计算法：（摘自柴油机设计手册（上） T（K）1.01.21.41.61.82.22.6

7、3.067332.10031.73631.47231.28431.11230.88630.72330.60129.79787332.96332.56532.27232.05031.86231.57731.40131.27530.413107333.83833.41933.06332.84532.64932.36432.17632.02131.037127334.62534.13533.85433.59533.36533.03432.82532.67831.606147335.34134.84334.46634.19433.95933.64533.41933.23934.121167335.97

8、735.44135.07734.81334.54134.19833.96333.78732.586187336.54735.98135.56735.26135.02334.66734.39934.23132.988207337.04536.46336.08235.76835.46235.09434.81334.64633.344227337.40836.87036.46736.10335.85235.45435.17834.98133.6582）燃烧方程式中：在温度下，空气的平均等容摩尔热容。从方法二中通过插值法，计算出在、时，可知。 在温度下，残余废气的平均等容摩尔热容。从方法二中通过插值法

9、，计算出在、时，可知 。 压缩终点新鲜空气和残余废气混合气的平均等压摩尔热容， 在温度下燃烧产物的平均等压摩尔热容。3）燃烧最高温度的计算由于与有关，而又是待定值，因而采用试凑法求解，即先假设一个，由过量空气系数求出，然后代入燃烧方程，反复试算，直到方程两边的值相差在5%以内。最后求得，方程两边误差0.035%，符合要求。5、燃烧终点的体积和初期膨胀比初期膨胀比： 燃烧终点容积： 在1.11.7内，符合要求。2.5 膨胀过程计算1、平均多变膨胀指数 取2、膨胀过程中任意曲轴转角时的气缸容积（具体值见附录EXCEL表格）膨胀过程中任意曲轴转角时的气体压力（具体值见附录EXCEL表格）3、后期膨胀

10、比4、膨胀过程终点状态参数压力： 温度：2.6 示功图绘制1、理论示功图绘制根据各过程计算结果可以绘制出柴油机实际循环的理论示功图，其中，燃烧过程按等容等压过程绘制。理论示功图的理论循环指示功按下式计算：按示功图上纵横坐标比例：压力值/格，容积值/格，可以算出对应的方格数。2、实际施工图绘制理论示功图没有考虑下列因素的影响，因而必须进行修正得到实际的示功图：1）没有考虑进排气过程。虽然泵气损失并入机械损失，不计入指示功，但为了示功图完整，根据进气终点压力和排气压力近似画出进排气过程线。2）点火提前，喷油提前的影响：压力急剧升高应该从上止点前就开始。3）燃烧规律的影响：燃烧过程压力线应连续、圆滑

11、，燃烧最高压力应出现在上止点后10左右。4）排气阀提前开启的影响：在下止点前压力就开始下降，即压力线圆滑过渡到排气线。整个过程的换气也应修圆。修圆后实际示功图的循环指示功比理论示功图小。计算因修圆而减少的方格数，即可求出示功图的丰满系数。一般，取。3、示功图的绘制由示功图转换成示功图。1）计算法转换：对于任意曲轴转角，有气缸容积2）作图法转换：按下图所示方法进行转换。图中：偏移量画出的图应圆滑，压力升高率不应过大，否则重新修圆示功图，再转换成图。4、气体压力列表按曲轴转角5间隔，列出气体压力随曲轴转角的变化表格，可合并在动力计算中列出。2.7 柴油机性能指标计算1、平均指示压力2、指示功、指示

12、热效率和指示耗油率（kW）g/(kWh)3、机械效率四冲程非增压柴油机的之间，取。4、有效功率、有效热效率、平均有效压力及有效油耗率3 活塞的设计3.1 活塞的工作条件 1、高温导致热负荷大，燃气的最高温度可达20002500，因而活塞顶的温度也很高，并且活塞的温度分布很不均匀。 2、高压冲击性的高机械负荷1） 活塞组在工作中受周期性变化的气压力直接作用。2） 活塞组在气缸李做高速往复运动，产生很大的往复惯性力。 3、高速滑动。随着活塞在气缸中的高速滑动，在侧压力的作用下，活塞组与气缸内表面间产生强烈的摩擦，并且此处润滑较差，因此磨损情况严重。 4、交变的侧压力。由于活塞上下形成时要改变压力面

13、，因而侧向力是不断变化方向的。3.2活塞的设计要求1、 选用热强度好，散热性好，膨胀系数小，耐磨、有良好的减摩性和工艺性的材料。2、 形状和壁厚合理，吸热少、散热好，强度、刚度符合要求，尽量避免应力集中，与缸套有最佳的配合间隙。3、 密封性好，摩擦损失小。4、 质量小。3.3. 活塞的材料常用的活塞材料有如下几种：1、 灰铸铁。 优点：耐磨性、耐蚀性、耐热性好，热强度较好，膨胀系数小，成本低，公益性好。 缺点：材料密度大，相同结构尺寸下活塞的质量较大，不利于高速机。铸铁导热性差，不利于向外界传热，活塞的热负荷较大。 现只少量应用于大型、低速柴油机上。2、 铝基合金。 与灰铸铁正好相反，现广泛应

14、用于中高速内燃机上。3.4 活塞主要尺寸设计 活塞的主要结构尺寸（图3.1）可根据同类型发动机或统计数据选取。图3.1 活塞的主要尺寸(1)活塞高度H应在保证结构布置合理和所需的承压面积条件下尽量选择较小的活塞高度。表3.2 活塞高度H与缸径D之比的范围机 型H/D说 明一般范围推荐值中小型高速1.0-1.31.1左右 转速越高，H应越小，以尽量减轻活塞重量，从而控制由于转速升高而引起的惯性力增大 高速大功率1.0-1.361.2左右中速机1.45-1.801.5左右要求活塞使用寿命长，H选得较大些特殊用途0.74-0.80 往往牺牲活塞使用寿命，选择最小的H，以满足整机高度尺寸严格限制的要求

15、由表3.2取 , 所以(2)压缩高度压缩高度H1决定活塞销的位置，在保证气环良好工作的条件下，宜缩短，以力求降低整机的高度尺寸。查资料得：取 ,所以(3) 顶岸高度 查资料得：取h/D=0.15,所以(4)活塞环数目及排列活塞环数目及排列近代中高速柴油机采用四道环，同时还须从活塞及活塞环的结构上采取措施，以确保良好的密封性能和防窜油性能。采用3道气环，1道油环。排列方式为从活力岸往下是依次排列气环，接下来是油环。(5)环槽尺寸1)活塞环槽的高度h第一道气环槽高度 3 mm第二道气环槽高度 3 mm第三道气环槽高度 3 mm油环槽高度 5.5 mm2) 活塞环的径向厚度 气环径向厚度 t=4.8

16、mm 油环径向厚度 t=4.2mm 3）环槽气环槽 (mm)油环槽 (mm)式中活塞名义直径活塞环的径向厚度系数，铝活塞，环槽底部的过渡圆角一般为0.20.5mm气环槽 (mm)油环槽 (mm)(6)环岸高度第一环岸（第一道气环下面的环岸）温度较高，承受的气体压力最大，又容易受环的冲击而断裂，所以第一环岸高度一般比其余环岸高度要大一些。查资料得：取第一环岸 ,所以 取其余环岸 ()/D=0.04 ，所以 (7)活塞顶厚度是根据活塞顶部应力、刚度及散热要求来决定的，小型高速柴油机的铝活塞，如满足顶部有足够的传热截面，则顶部的机械强度一般也是足够的。热应力随活塞顶厚度增加而增大，活塞顶厚度（特别是

17、钢顶）只要厚到能承受燃气压力即。的一般范围列于表3.3。表3.3 活塞顶厚度类 别b/D备 注铝活塞 小型高速0.07-0.15以0.07-0.12居多 高速大功率0.1-0.2钢顶组合活塞0.02-0.04参阅7-18，采用薄顶可降低热应力铸铁活塞0.06-0.08/D=0.083，所以(8)裙部长度/D的一般取值范围为：高速柴油机 0.650.88上、下裙应有恰当的比例，上裙长度过小，易产生尖峰负荷，造成活塞拉毛及擦伤。一般的比例如下：（参阅文献）取 ，所以 因而，满足条件(9)裙部厚度铝活塞裙部最小壁厚一般为。薄壁裙部对减轻活塞重量有利，但又需要保证裙部有足够的刚性，可以根据需要设置加强

18、筋。(10)活塞销直径d和销座间隔B 由资料得 ,取0.35，则d=42mm。 ，取0.383 ，则B=46mm。所以得 ，(11)活塞头部设计活塞顶形状主要根据燃烧系统的要求进行设计，本活塞设计选择型燃烧室。铝活塞的头部设计成导热良好的“热流型”，即根据活塞的热流通路，采用大圆弧过渡，以增加从顶部到裙部的传热截面，从而将头部热流迅速传出，使活塞头部的温度的到降低。温度降低的同时有利于消除应力集中，这样即可提高活塞的承载能力。(12)活塞销设计活塞销受燃气压力和活塞组往复惯性力的交变冲击而产生弯曲变形和椭圆变形，在相应与销座和连杆小头轴承边缘处承受剪切力，表面遭到强烈的磨损，因此要求活塞销有一

19、定的强度和刚度表面有很高的硬度，但芯部应坚韧。为了提高活塞销的抗弯能力，增强刚度、减小变形，防止活塞销和销座的局部边缘接触而引起活塞裙部裂纹、活塞变形、甚至活塞销卡死，增加活塞销的外径是有利的。增大外径还能提高销座与连杆小头衬套的承载能力。但过大的活塞销外径使活塞的高度和重量都增加，惯性力有较大的增长。在结构上，活塞销外径的增大受到气缸直径和活塞销长度的限制，往往为了保证销座和活塞销有足够的长度，外径不宜过大。为了减轻活塞组的重量，应尽量加大销的内孔直径；但当外径一定时，内孔直径过大会降低销的强度和刚度。活塞销的外径 活塞销的长度 活塞销内孔 活塞卡环槽 (13)活塞裙部及其侧表面形状的设计活

20、塞裙部是指活塞头部最低一个环槽以下的那部分活塞。活塞沿气缸往复运动时，依靠裙部起导向作用，并承受由于连杆摆动所产生的侧压力。裙部的设计要求：保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因间隙过大发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因间隙过小而导致活塞拉伤。 分析活塞在发动机中工作时裙部的变形情况。首先，活塞受到侧向力的作用。承受侧向力作用的裙部表面，一般只是在两个销孔之间的弧形表面。这样，裙部就有被压偏的倾向，使它在活塞销座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销座的跨度内发生弯曲变形，使整个活塞在销座方向上的尺寸变大

21、；再次，由于温度升高引起热膨胀，其中销座部分因壁厚较其它部分要厚，所以热膨胀比较严重。三种情况共同作用的结果都使活塞在工作时沿销座方向涨大，使裙部截面的形状变成为“椭圆”形，使得在椭圆形长轴方向上的两个端面与气缸间的间隙消失，以致造成拉毛现象。在这些因素中，机械变形影响一般来说并不严重，主要还是受热膨胀产生变形的影响比较大。 因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部与气缸之间必须预先流出较大的间隙。当然间隙也不能留得过大，否则又会产生敲缸现象。解决这个问题的比较合理的方法应该使尽量减少从活塞头部流向裙部的热量，使裙部的膨胀减低至最小；活塞裙部形状应与活塞的温度分布、裙部壁厚的大小等相适应。活塞裙部及

22、其侧表面形状的设计是关键，由于燃气压力、侧压力以及活塞销座附近的金属堆积，使活塞工作时裙部在销孔方向增大，而气缸套产生沿销孔方向缩短的椭圆变形。因此，需要设计合理的横向型线。活塞裙部通常设计成椭圆形，使活塞在热状态下不至于在销孔方向卡死，并使整个截面与缸壁间隙均匀。一般横截面椭圆规律设计为单椭圆、双椭圆及椭圆与偏心圆组合规律等。如此才能保证裙部有足够的贴合面积和良好的润滑条件，以及保证发动机在不同工况下度具有最小的活塞间隙。3.5 活塞二维图的绘制3.6 活塞三维实体建模从开始菜单中启动CATIAV5R17软件，进入CATIA的工作平面，点开其开始菜单选择【机械设计】【零件设计】，进入零件设计

23、工作台。选中XY平面作草图，单击草图器工具图标，进入草图工作台。画出如图3.2的草图：把XY面向平移132mm，建立新的平面。在新平面上画出如图3-3的草图：退出草图工作平台，利用【多截面实体】命令，作出实体模型：点击 ，以Z轴为旋转中心作出活塞的主体部分，如图3.3所示。选中Zx平面作草图，单击草图器工具图标，进入草图工作台，做出如下图草图。退出草图工作平台，利用【螺旋槽】命令，作出实体模型：点击 ，以Z轴为旋转中心作出环槽，如图3.3所示。选中Zx平面作草图，单击草图器工具图标，进入草图工作台，做出如下图草图。退出草图工作平台，利用【螺旋槽】命令，作出实体模型：点击 ，以Z轴为旋转中心作出

24、环槽，如图3.3所示。选中Zx平面作草图，单击草图器工具图标，进入草图工作台，做出如下图草图。退出草图工作平台，利用【螺旋槽】命令，作出实体模型：点击 ，以Z轴为旋转中心作出环槽，如图3.3所示。ZX平面平移23mm建立新平面，点击新平面进入草图，做如下草图。退出草图工作平台，利用【凸台】命令，作出实体模型：点击 ，作出凸台，如图3.3所示。销孔部分及加强肋的创建，要先作出各工作平面，以便于画出各个部分，工作平面创建完成之后，开始在每个平面的草图工作台上画出需要的图形，利用、命令作出销孔及加强肋部分，截面图如图3.4所示。油孔的创建，首先要创建工作平面，作出关键点，连成直线，并在直线上创建该直

25、线的法平面，在法平面上画出油孔草图，利用、命令，完成一系列操作，创建出各油孔其结果如图3.5所示。各圆角，倒角，利用、命令，便可作出。到此，活塞的初步整体建模基本完成，其整体如图3.6所示。4 柴油机的动力计算课程设计中进行动力计算的目的：掌握柴油机动力计算的方法；确定有关零件的运动、受力情况和轴承载荷情况。要求按曲轴5间隔计算，由计算结果画曲线图。注意：一律以力的实际值计算，不要用单位活塞面积作用力。4.1 活塞位移、速度、加速度的计算对于活塞位移、速度和加速度的计算，由于周期性，只计算0360度即可。若采用电子表格算，则应该用精确公式计算其中：。注意：加速度曲线应有四个极值点。X、V、a的

26、值后面附上EXCEl表格。4.2曲柄连杆机构动力计算4.2.1 作用力分析基本作用力气体力 其中 ：取自然计算结果，即修正后的实际缸内压力值，也就是图中的压力值，每个5度曲轴转角取一个。为曲轴箱内的气体压力，近似取100千帕 注意：动力计算中不要忘记减 运动零件惯性力 活塞组换算质量： 实际质量 连杆组换算质量： 按两质量系统考虑 小头换算质量： 大头换算质量：和在零部件设计过程中已经求出。往复运动惯性力 ： 是活塞运动的加速度。连杆大头离心惯性力 连杆作用力设 则有：连杆小头气缸中心线方向作用力 垂直气缸中心线方向（侧压力） ，其中连杆大头曲柄旋转方向（切向力） 曲柄法向（法向力） 习惯上令

27、： 计算可以列表进行TKZ根据计算结果画出、T、K随的变化曲线。4.2.2 曲柄销载荷和连杆轴承载荷1、 曲柄销载荷曲柄销上作用有切向力和法向力，由作图法画出曲柄销载荷图。注意：作图时用、 直接画出曲线图，并标出，同时必须在曲线上画出曲柄形状及转向，标出曲轴转角，最大作用力及示意的表示出力的作用点等。此外，T、K、Prc的作图比例必须相同，否则无法正确表示作用力方向。如下图所示。2、连杆轴承载荷用坐标变换法计算：列表计算如下：TZTZ根据计算结果画出连杆轴承载荷图，参见下图的载荷形状示意图。同样要求在图上画出连杆外形，标出曲轴转角，曲柄转向及力作用点的位置。4.2.3 总切向力的计算若V型柴油机的气缸数为,由于重复，总切向力曲线计算中只要计算范围即可。若V型柴油机的气缸数为,由于重复，总切向力曲线计算中只要计算范围即可。每缸的切向力按相位角取自切向力数据。如第缸相位角为，则当第一缸的转角为时，第缸的切向力为：。各缸累加就得到总切向力曲线 。4.2.4 校核指示功率和有效功率由总切向力曲线得到平均切向力T1，T1=5816.061442N,所以指示转矩： R曲柄半径指示功率：有效功率：（kW）近似热计算中求出的功率为Kw，两者相比较，二者之间的误差为3.4%，二者之间的误差小于5%，验证计算结果的正确性。