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1、汽车发动机设计 2 汽车发动机设计汽车发动机设计 2 2 清华大学汽车工程系 赵雨东 Mercedes Benz SLR Mclaren 主要内容 曲轴连杆机构的运动与受力分析 发动机的平衡性分析与平衡措施 曲轴轴系的扭转振动 汽车发动机总体设计 连杆 活塞 曲轴 轴承 机体 气门机构 发动机动力学 主要零部件设计 发动机总体设计 复习上次课内容 曲柄连杆机构类型 汽车发动机 活塞销副偏置 活塞运动位移 速度 加速度 曲柄连杆机构简化 常用两质量模型 往复运动质量和 旋转运动质量 曲柄连杆机构总体受力分析 求约束力 缸壁侧推力 旋转阻力矩 主轴承支撑力 两个方向 曲柄连杆机构的运动与受力分析
2、曲柄连杆机构运动学 曲柄连杆机构中的力和力矩曲柄连杆机构中的力和力矩 回转不均匀性与飞轮回转不均匀性与飞轮 为机体对单元曲柄连杆 机构约束 的反力 和 曲柄连杆机构中的力和力矩 单元曲柄连杆机构对机体的作用力 1 c F t F n F c F t F n F c F n F r F t F c F r F n F t F l F 和可以合成为 曲柄连杆机构中的力和力矩 单元曲柄连杆机构对机体的作用力 2 n F t F l F 翻到力矩 与单曲拐转矩大小相等 方向相反 分解为和 所以 单元 曲柄连杆机构对机体作用力为 主轴承 缸筒 曲柄连杆机构中的力和力矩 单元曲柄连杆机构对机体的作用力 3
3、 l F c F c F jg F F F f M r F l F c F jg F F F c F jg F F F r F c F f M rFlrFM cos cos coscos ccf ttjgf MrFrFFM cos sin t M r F c F jg F F F c F g F 单缸机机体 受 曲柄连杆机构作用力 缸内气体作用力 发动机支撑反力 多缸机 每缸曲柄连杆机构作用 力 缸内气体作用力 发动机支撑力 曲柄连杆机构中的力和力矩 单元曲柄连杆机构对机体的作用力 4 活塞受外力 气体作用力 缸筒侧向力 活塞销对销孔作用力的合力 此三力与活塞惯性力构 成平衡力系 有 向量关系
4、 包括活塞 活塞环 活塞销卡环 曲柄连杆机构中的力和力矩 活塞和活塞销受力分析 1 g F c F jh F FH g F c F FH jh F jhgcH FFFF hjh jmF h m 活塞销受外力 活塞销座的作用力 连杆小头作用力 此二力与活塞销惯性力构成平衡力系 向量关系 jhx F H F FA H F FA jhx F jhzgc jhxjhgcjhxHA FFF FFFFFFF hxjhx jmF jmmjmF hxhhzjhz 而 活塞销 活塞组件 曲柄连杆机构中的力和力矩 活塞和活塞销受力分析 2 A F L F jlA F rlB F 连杆小头受外力 活塞销作用力 连杆
5、大头受外力 曲柄销作用力 平衡力系 外力 惯性力 曲柄连杆机构中的力和力矩 连杆和曲柄销受力分析 1 A F jhzgcAA FFFFF L F A F L F jlA F rlB F jlA F A F rlB F L F g F c F A F jhz F jlA F jg F F F l F jhzgcA FFFF jjlAjhz FFF ljgcjlAA FFFFFF 曲柄连杆机构中的力和力矩 连杆和曲柄销受力分析 2 建立连杆坐标 大头中心为原点 所以 连杆的平衡力系变为 l F L F rlB F rBlL FFF L x L y rlB F L F l F l F L x L y
6、 Lx F Ly F 2 LyLxL rlBLy rlBlLx 2 12 sin cos FFF FF FFF 曲柄连杆机构中的力和力矩 连杆和曲柄销受力分析 3 rlB F l F Q F Q x Q y Qx F Qy F 曲柄销受力 连杆大头作用力 rlBlLQ FFFF QyQxQ tlQy nrlBlrlBQx 2 122 sin cos FFF FFF FFFFF Q x Q y建立曲柄销坐标系 曲柄连杆机构中的力和力矩 连杆和曲柄销受力分析 4 假设 单缸机曲轴为简支梁 支点在前后主轴颈的中央截面处 忽略曲轴 飞轮重量 曲柄连杆机构中的力和力矩 单缸机曲轴受力分析和主轴承载荷 1
7、 lalb lc lalb lc 单缸机曲轴所受外力 连杆大头对曲柄销的作用力 用两个分力 表示 Q F Qx F Qy F 被驱动轴系的旋转阻力矩 包括摩擦阻力矩和驱动附件的力矩 R M Qx F Qy F rq F rp F rp F R M Zbx F Zby F Zax F Zay F Zb x Za x Zb y Za y lc la lb 前后主轴承支承力 分别用一对分 力 表示 注意 坐标系 轴在曲拐平面内 Zbx F Zby F Zax F Zay F Z x 曲柄连杆机构中的力和力矩 单缸机曲轴受力分析和主轴承载荷 2 外力与惯性力和两个 构成平衡力系 得 Qx F Qy F
8、 rq F rp F rp F R M Zbx F Zby F Zax F Zay F Zb x Za x Zb y Za y lc la lb rq F rp F rFrFM tQyR 2 2 12 Zby 2 ZbxZb caQyZby carprqQxZbx FFF llFF llFFFF 2 2 12 Zay 2 ZaxZa cbQyZay cbrprqQxZax FFF llFF llFFFF 曲柄连杆机构中的力和力矩 单缸机曲轴受力分析和主轴承载荷 3 平衡重的作用 减轻主轴颈载荷 c F r F n F t F l F nrrqnrlBrqQxZaxZbx FFFFFFFFF F
9、FFF tQyZayZby 此时 与单缸机曲柄连杆机构总体受力分析结果一致 若无平衡重 则 曲柄连杆机构中的力和力矩 单缸机曲轴受力分析和主轴承载荷 4 若已知的分量 则 主轴承载荷 建立固定于机体的坐标系 主轴承载荷就是主轴颈对 主轴承的作用力 ZC FF Z F cossin sincos ZyZxCy ZyZxCx FFF FFF Z x Z y C x C y Zx F Zy F Z F C FCx F Cy F 曲柄连杆机构中的力和力矩 单缸机曲轴受力分析和主轴承载荷 5 设第 i 缸比第1缸发火超前 i曲轴转 角 则第一曲拐转角为 而曲柄销 受力为 时 第 i曲拐转角 曲柄 销受力
10、 多缸机曲轴受力情况分析 每个曲柄销上都作用着 同一 时刻作用在各曲柄销上的不同 设各缸工作过程 曲柄连杆机构尺寸 质量完全相同 曲柄连杆机构中的力和力矩 多缸机曲轴主轴颈和主轴承载荷 1 Q F Q F Qx 1 Qx FF Qy 1 Qy FF i Qy i Qy i FF Qx i Qx i FF 曲拐转角 曲柄销受力 第1缸 0 Qx F Qy F 第 i 缸 i i Qx i F Qy i F 注 假设各缸工作过程 各曲柄连杆机构尺寸 质量相同 曲柄连杆机构中的力和力矩 多缸机曲轴主轴颈和主轴承载荷 2 在初始设计阶段 截断简支梁法 假定 每一个曲拐都是沿前 后两主轴颈 的中央截面断
11、开并且支承在截断处 的简支梁 要计算第 i 缸和第 i 1 缸间主轴颈 的载荷 只须将第 i 个曲拐的后支 承力和第 i 1曲拐的前支承力 相加即可 计算多缸机曲轴主轴承 主轴颈载荷的困难 多个支承 静不定曲梁 不能采用动力平衡条件 曲轴有变形 与受力大 小 刚度有关 主轴颈的支承 主轴承 和主轴承座有变形 与 受力大小有关 实际主轴颈 主轴承有 不同轴度 对主轴颈载 荷有影响 Za i F 1 Zb i F 曲柄连杆机构中的力和力矩 多缸机曲轴主轴颈和主轴承载荷 3 1 b i l 1 a i l 1 c i l b i l a i l c i l 第 i 曲拐第 i 1曲拐 注 建立固定于
12、第一曲拐的坐标系 分别为 第 曲拐对第一曲拐的方向角 顺旋转方向计 i i 1 i i 1 Z x Z y 1 Zbx i F 1 Zby i F Zax i F Zay i F Qx i F Qy i F 1 Qx i F 1 Qy i F rq i F 1 rq i F i i 1 1 i 1 i 曲柄连杆机构中的力和力矩 多缸机曲轴主轴颈和主轴承载荷 4 根据各曲拐静力平衡条件 有 c bi Qyi rq Q Zax sincos iiiii x i llFFFF c bi Qyi rq Qx Zay cossin iiiiii llFFFF 1 c 1 a1 1 Qy1 1 1 Qx
13、1 Zbx sincos ii i i i i rq ii llFFFF 1 c 1 a1 1 Qy1 1 rq 1 Qx 1 Zby cossin ii i i i iii llFFFF 若有平衡重 还应计入平衡重的惯性力 可利用前面公式 算出主轴承负荷 曲柄连杆机构中的力和力矩 多缸机曲轴主轴颈和主轴承载荷 5 前面所讲曲柄连杆机构中的力和力矩均随发动机曲轴转 角而作周期性变化 作用在连杆轴承 曲柄销 主轴颈 主轴承 的力大小 方向都变 把各曲轴转角下力向量端点画在坐标图上 顺序连成曲 线 即为轴颈或轴承的载荷极坐标图 注意坐标系 随连杆 曲柄动或固定于机体 坐标原点 曲柄连杆机构中的力和
14、力矩 轴颈和轴承载荷的极坐标图 1 L F Q F Z F C F 曲柄销载荷 可见任一转角下的大小 方向和曲柄 销受力部位 实际受力部位不是一条母线 而是一定转角 范围内的曲柄销外表面 受力大并且受力机 会多的部位磨损量大 由于连杆大头惯性力的作用 曲柄销面向曲 轴轴线的半园表面载荷量大 特殊点B 载荷极坐标图随发动机工况变化 缸内压力 转速 旋转惯性力 一般第三象限载荷量最大 第一象限载荷量 最小 开油孔 四冲程汽油机 Q F 曲柄连杆机构中的力和力矩 轴颈和轴承载荷的极坐标图 2 曲柄连杆机构中的力和力矩 轴颈和轴承载荷的极坐标图 3 连杆轴承载荷 轴承表面载荷量相 对均匀 但仍然上 部
15、较大 如何确定同一时刻 曲柄销和连杆轴承 的载荷 坐标系 四冲程汽油机 主轴颈载荷 无平衡重 受力极不均匀 主要由曲拐和连杆大头 惯性力引起 平衡重只抵消曲拐惯性力 平衡重抵消曲拐和连杆大 头惯性力 设无平衡重时主轴颈载 荷 加平衡重后 载荷 平衡重 引起的对主轴颈作用 力 则 四冲程六缸机第二主轴颈 Zp 2 1 2 1 Z 1 2 2 Z FFF 1 2 1 Z F 1 2 2 Z F Zp 2 F 曲柄连杆机构中的力和力矩 轴颈和轴承载荷的极坐标图 4 四冲程六缸机第二主轴颈 主轴承载荷 加平衡重后 主轴承平 均载荷也降低 随惯性力减小 气体作 用力的影响加大 主轴 承上 下两半部的载荷
16、 量差别加大 不利于轴 承抗疲劳 轴承载荷是设计轴承和 计算轴心运动轨迹 润 滑油膜厚度的依据 四冲程六缸机第二主轴承 曲柄连杆机构中的力和力矩 轴颈和轴承载荷的极坐标图 5 四冲程六缸机第二主轴承 单曲拐转矩 周期性变化 以发动机一个工作循环为周期 单曲拐转矩瞬时值取决于Fg Fj 但一个循环的大部分时 间内主要取决于Fj 单曲拐转矩平均值 单缸指示转矩 只决定于Fg 与Fj无 关 因为活塞上行 下行过程中形成的转矩正负抵消 机 械功只能由燃烧放热转化而来 惯性力不作功 曲柄连杆机构中的力和力矩 曲轴转动力矩 1 rFFrFM cos sin jgQyt 曲柄连杆机构中的力和力矩 曲轴转动力矩 2 多缸机曲轴总转 动力矩 各曲拐转矩之和 Z为气缸数 周期性变化 若发动机均匀发 火 且各缸示功 图和曲柄连杆机 构尺寸 质量一 致 则变化周期 为发火间隔 t M 1 t M 2 t M 四冲程双缸机 发火均匀 360 z i rFM 1 i Qyt 曲柄连杆机构中的力和力矩 曲轴转动力矩 3 若发动机发火不均匀 则转矩变化周期为发动机工作循环周期 t M 1 t M 2 t M 四冲程双
