畢業(yè)設計 2110 型柴油機設計（渦流室） 2110 Design Of Diesel Engine (Swirl Chamber) 學 生 姓 名： 指 導 教 師： 合 作 指 導 教 師： 專 業(yè) 名 稱： 熱能與動力工程 所 在 學 院： 機械工程學院 二七 年六月 大連水產學院本科畢業(yè)設計 2110 型柴油機（渦流室）縱橫剖面圖 大連水產學院本科畢業(yè)設計 目錄 目 錄 摘要 I 第一章 前言 1 1.1 研究目的和意義 1 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 1 1.3 研究內容和方法 2 第二章 柴油機的基本工作原理 3 2.1 柴油機概述 3 2.2 柴油機的工作原理 3 2.3 2110 型柴油機（渦流室）的總體構造 4 第三章 2110 型柴油機（渦流室）的渦流室設計 7 3.1 概述 7 3.2 渦流室燃燒室及混合氣形成的特點 7 3.3 渦流室的要點及設計 8 第四章 2110 型柴油機（渦流室）實際循環(huán)熱計算 11 第五章 2110 型柴油機（渦流室）動力計算 16 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 23 6.1 活塞組 23 6.2 連桿組 27 6.3 曲軸飛輪組 28 第七章 2110 型 柴油機（渦流室）的機體組件 31 大連水產學院本科畢業(yè)設計 目錄 7.1 機體組 31 第八章 2110 型柴油機（渦流室 ）的輔助系統(tǒng) 34 8.1 配氣機構 34 8.2 潤滑系統(tǒng) 35 8.3 燃油系統(tǒng) 36 8.4 冷卻系統(tǒng) 37 8.5 起動系 37 第九章 結論與建議 38 致謝 39 參考文獻 40 附錄 41 附表 3 在不同的 值時，與 相對應的 x/r 41 附表 4 在不同的 值時，與 a 相對應的 x/ r 41 附表 5 在不同的 值時，與 a 相對應的 x/ r2 42 附表 6 在不同的 值時， 與 tg的對應值 42 附表 7 在不同的 值時， 與 1/cos的對應值 43 附表 8 在 不同的 值時， 與 cos(a+)/cos的對應值 43 附表 9 在不同的 值時， 與 sin(a+)/cos的對應值 44 附圖 1. 活塞的位移（勃留克斯法） 45 附圖 2. 活塞的速度（簡諧曲線合成法） 45 附圖 3. 活塞的加速度（簡諧曲線合成法） 46 附圖 4. 發(fā)動機中作用力 PG， Pj和 P=PG+Pj的變化曲線 46 附圖 5. 發(fā)動機 PT 和 PN 的變化曲線 47 大連水產學院本科畢業(yè)設計 目錄 附圖 6. 發(fā)動機 T 和 Z 的變化曲線 47 附圖 7. 發(fā)動機總轉距圖 48 附圖 8. 2110 型柴油機（渦流室）連桿軸頸負荷圖 48 附圖 9. 2110 型柴油機（渦流室）軸頸磨損圖 49 附圖 10. 2110 型柴油機（渦流室）連桿軸承負荷圖 49 附圖 11. 2110 型柴油機（渦流室）第 0 主軸頸負荷圖 50 大連水產學院本科畢業(yè)設計 摘要 I 摘要 本課題為 6135K-5 型柴油機的設計。此 機型為四沖程 直噴 式 型燃燒室 強制 水冷 高速柴油機。 起動性能好，扭矩大， 燃油和機油耗率均低 ，經濟性能好。往復活塞式內燃機的組成部分主要有曲柄連桿機構、機體和氣缸蓋、配氣機構、供油系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、起動裝置等。其中內燃機傳遞動力的主要部分由活塞組、連桿組、曲軸和飛輪組成的曲柄連桿機構 。 本設計主要研究了柴油機熱力過程與動力學特性，利用內燃機知識和對內燃機各熱力參數，指示參數，有效參數進行計算與分析，通過改進提高柴油機的動力性能、經濟性能和運轉性能，為今后內燃機的開發(fā)、設計奠定基礎。并用 CAD 繪制柴油機的活塞 、連桿零件圖和6135K-5 柴油機的橫剖面圖和縱剖面圖。 關鍵詞： 熱計算，動力學計算，設計， 柴油機， CAD 大連水產學院本科畢業(yè)設計 摘要 II Abstract This design is 6135K-5 diesel engines design. This type for four stroke straight spraying type of omega combustion chamber the water cooling in high speed Diesel Engine. the starting performance is good, the torque is big, the torque safety factor is big, the economical performance is good. The reciprocation internal-combustion reciprocating engine constituent is consist of the crank link motion gear, the organism friendly cylinder cover, the carburetor construction, the oil supply system, the lubrication system, the cooling system, the firing set etc. The reciprocation internal-combustion reciprocating engine constituent mainly has the crank link motion gear, organism and the cylinder cover, the timing mechanism, the oil supply system, the lubrication system, the cooling system, the firing set and so on. The main part of internal combustion engine transmitting power is composed from the piston group, connecting rod group, the crank and the flywhel.Internal combustion engine transmission power main part the crank link motion gear which by the piston group, the linkage, the crank and the flywheel is composed. This design has mainly studied the diesel engine thermodynamic process and dynamics characteristic, using the internal combustion engine knowledge and to the internal combustion engine various thermal energy parameter, instructs the parameter, the effective parameter carries on the computation and the analysis, enhances the diesel engine through the improvement the power performance, the economical performance and the operational performance, design that for the internal-combustion engine exploitation, and draws up the diesel engine with CAD the piston, the connecting rod detail drawing and 2110 diesel engine body plan and the elevation. Key word: Heat Calculation, Dynamics Calculation, Design, Diesel Engine, CAD 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第一章 前言 1 第一章 前言 1.1 研究目的和意義 1.1.1 研究目的： （ 1） 初步了解內燃機產品研制的全過程，熟悉方案設計的步驟和方法。 （ 2） 深入進行與專業(yè)有關的基本工程訓練。 （ 3） 綜合和深化技 術基礎課、專業(yè)課知識，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。 （ 4） 培養(yǎng)協(xié)作精神，樹立高度的工作責任感。 1.1.2 研究意義： 柴油機的發(fā)展，已有八十多年的歷史。通過這一長時期的不斷改進和提高，已經發(fā)展到了比較完善的程度。 本課題為 2110 型柴油機（渦流室）的研究設計。此機型為水冷 、 四沖程 、 直列式 、 渦流室燃燒室，起動性能好，扭矩大，扭矩儲備系數大，經濟性能好。本設計主要研究了柴油機熱力過程與動力學特性，利用內燃機知識和對內燃機各熱力參數，指示參數，有效參數進行計算與分析，通過改進提高柴油機的動力性能、經濟性能和 運轉性能， 為今后內燃機的開發(fā)、設計奠定基礎。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 內燃機是世界上用途最廣的動力機械之一，主要配套對象有艦船、機車、汽車、拖拉機、工程機械、軍用車輛、聯(lián)合收割機、排灌機械、內燃機發(fā)電機組、小型農機具等。 近百年來，我國內燃機工業(yè)取得了長足的進步，品種、數量與質量可滿足國民經濟日益增長的需求。但與國際先進水平相比，在性能、質量與可靠性以及自主開發(fā)能力方面還有一定差距。隨著汽車保有量的增加，為控制汽車排氣對環(huán)境的污染，我國從 2000 年起實施歐洲 I 排放標準，從而有力推動了我國裝有三效催化轉化器的 電控噴射汽油機以及采用多氣門、增壓、排氣再循環(huán)、高壓噴射與排氣后處理技術的柴油機的發(fā)展。中國加入 WTO 后，汽車與內燃機產品面臨著國際市場的競爭。這些都將持續(xù)有力地推動我國內燃機工業(yè)的技術進步 1。 1.3 研究內容和方法 1.3.1 研究內容： （ 1） 總體設計 （ 2） 進行 2110 型柴油機（渦流室） 的熱力計算與動力計算。 （ 3） 總體方案設計，進行總體布置分析，確定機型的主要性能參數和結構參數，畫出總體布置的縱橫剖面圖。 （ 4） 燃燒系統(tǒng)和供油系統(tǒng)設計，考慮燃燒系統(tǒng)、供油系統(tǒng)和進氣系統(tǒng)的匹配， 選擇合適的噴油泵、噴油嘴和調速器，確定供油系統(tǒng)的主要參數，設計燃燒室，畫出活塞零件圖。 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第一章 前言 2 （ 5） 排氣系統(tǒng)設計，確定排氣系統(tǒng)的布置方案和主要參數。 （ 6） 配氣系統(tǒng)設計，定出傳動系統(tǒng)布置方案。 （ 7） 曲軸和連桿設計，確定曲軸、連桿材料、結構和主要參數，畫連桿圖。 （ 8） 氣缸蓋和機體設計，確定氣缸蓋、機體的結構型式和主要參數，畫氣缸蓋、機體圖（包含在縱橫剖面圖內）。 1.3.2 研究方法 2： （ 1） 根據市場調研確定排量，基本性能和結構參數，然后全面考慮各種用途的配套要求，找出其共性和個性，一 次完成基本型和各種變型設計，這樣可使零部件具有最大的通用性，有利于實現(xiàn)批量生產，降低成本，變型迅速的目的。 （ 2） 采用集成化的設計從柴油機總體出發(fā)，打破按部件分割的概念將功能有關的零部件盡可能串聯(lián)起來綜合考慮，簡化結構，減少零件，降低成本。 （ 3） 總體圖是柴油機總體布置的具體反映。 柴油機總體布置的原則是在滿足產品技術任務書的前提下，盡量使結構緊湊合理，外形美觀，簡單可靠，主要零件工藝性好，便于裝拆和維修。 （ 4） 柴油機縱橫剖面圖的畫法一般是由內到外，由粗到細，先畫零件的輪廓，再畫細節(jié)。縱橫剖面 圖同時畫，表明零部件在縱橫剖面圖上的對應關系。 大連水產學院本 科畢業(yè)設計 第二章 柴油機的基本工作原理 3 第二章 柴油機的基本工作原理 2.1 柴油機概述 柴油機是內燃機的一種，是將燃料的化學能經過燃燒釋放的熱能轉變?yōu)闄C械功的機器。 柴油機中，燃料的燃燒和工質的膨脹做功均在汽缸內進行，因而內燃機的能量損失較小，具有較高的熱效率。柴油機的基本工作過程是完成兩次能量轉換，即燃料在汽缸中燃燒，將化學能轉變?yōu)闊崮埽紵a生的高溫高壓燃氣作為工質在汽缸內膨脹，推動活塞運動，將熱能轉化為機械功。活塞的往復運動通過曲柄連桿機構轉變?yōu)榍S的回轉運動。驅動機械 工作。 柴油機具有以下突出優(yōu)點 3： （ 1） 經濟性好，熱效率在熱機中最高，一般為 50%。 （ 2） 尺寸小、質量輕、結構緊湊，便于安裝布置。 （ 3） 功率范圍廣。單機功率在（ 0.66.8） 104KW，適用范圍廣。 （ 4） 機動性好。起動方便、迅速，加速性能好，正常起動只需幾秒鐘，并能很快達到全負荷工況。 柴油機也存在如下一些缺點 3： （ 1） 運轉時噪聲大。 （ 2） 廢氣中有害成分對大氣污染嚴重。 柴油機 未來的發(fā)展將著重于改進燃燒過程，提高機械效率，減少散熱損失，降低燃料消耗率；開發(fā)和利用非石油制品燃料、擴 大燃料資源；減少排氣中有害成分，降低噪聲和振動，減輕對環(huán)境的污染；采用高增壓技術，進一步強化 柴油機 ，提高單機功率；研制復合式發(fā)動機、絕熱式渦輪復合式發(fā)動機等；采用微處理機控制 柴油機 ，使之在最佳工況下運轉；加強結構強度的研究，以提高工作可靠性和壽命，不斷創(chuàng)制新型 柴油機 。 2.2 柴油機的工作原理 柴油機的運轉過程，是氣缸內連續(xù)不斷地完成一個個工作循環(huán)的過程。一個工作循環(huán)是指柴油機的氣缸內依次通過進氣、壓縮、燃燒、膨脹和排氣五個過程做一次功的全過程。柴油機是利用燃料燃燒后所產生的熱能來做功的。燃料只有在著火燃 燒時才能施放出熱能，要實現(xiàn)燃料著火，燃燒，必須要有充足的氧氣和一定的溫度。因此，要實現(xiàn)柴油機能夠連續(xù)地工作，就要不斷地向氣缸內輸入新鮮空氣和燃料，并使氣缸內獲得燃料著火所必需的溫度。 柴油機把燃料的熱能轉化為機械能的過程是按一定規(guī)律進行的。首先由曲軸帶動活塞由上向下移動。空氣 經 進氣管 、 進氣門進入氣缸內，使氣缸內充滿空氣。接著活塞反向上移，將充入氣缸內的氣體進行壓縮，同時通過噴油器將柴油噴入燃燒并能通過連桿驅使曲軸旋轉，而對外輸出扭矩做功。最后，活塞由下向上移動，將膨脹后的廢氣經排氣門，排氣管排出氣缸，準備再 次充入空氣。柴油機工作循環(huán)過程周期地重復進行，便可實現(xiàn)其連續(xù)不斷地工作。 2.3 2110 型柴油機（渦流室）的總體構造 大連水產學院本 科畢業(yè)設計 第二章 柴油機的基本工作原理 4 2.3.1 2110 型柴油機（渦流室）的主要結構參數 D=110mm； S=150mm； n=1500r/min；立式 、 水冷 、 四沖程 、 渦流室式燃燒室。 （ 1） 缸徑 D，活塞行程 S 和行程缸徑比 S/D: 行程缸徑比 S/D 將影響整機高度、氣門流通面積與氣缸工作容積之比、曲軸的重疊度、活塞平均速度、摩擦損失和進排氣流動阻力。 根據已知條件缸徑 D=110mm， 活塞行程 S=150mm，行程缸 徑比 S/D1.364 （ 2） 缸心距 L: 進、排氣道和冷卻水道的布置密切相關。并將直接影響柴油機的性能。可靠性和壽命，對缸徑較小的多缸柴油機可采用整體式氣缸蓋以縮短氣缸中心距。 確定氣缸中心距的大小，首先考慮曲軸的曲柄臂的厚度和主軸頸，曲柄銷的長度，使主軸承和連桿軸承有足夠的承壓面積，并保證曲軸有良好的強度和剛度。 目前高速柴油機缸心距有漸減小的趨勢。直列式小型高速柴油機的 L/D， 當采用濕式氣缸時，因為要安排氣缸套上下端的支承、定位、密封結構，缸距要大些。一般 L=D+（ 2535），其對應的 L/D 比值 為 1.24 1.30。本機取 L=144 。另外為了對缸套進行定位，凸肩的上平面被氣缸蓋及氣缸墊壓緊，凸肩 h 值比較重要。 h 值大些有利于氣缸套上部鋼度，但會使氣缸套上部冷卻條件不好。如果 h 值過小，也就是凸肩過薄，當螺栓擰緊后氣缸套上部會產生變形，以致使缸筒失去正確的幾何形狀，嚴重時會使凸肩根部產生裂紋。本設計凸肩高度為 h=0.15 ，公差為 h =0.03 4。 采用濕式氣缸套的柴油機，氣缸中心距應保證相鄰二缸套凸緣間具有局部最小寬度，并有足夠的缸臂厚度和水套寬度。根據鑄造的可能性，缸間水套最小厚度為 4 ，氣缸壁的最小厚度為5 4。本設計氣剛壁厚度為 7 ，水套寬度為 6 。 （ 3） 主軸頸、曲柄銷與 曲柄臂 軸徑應短而粗，以增強曲軸剛性，提高自振頻率，縮短缸心距，但軸頸長度也不能過短，否則會使軸承的承載力變壞，滑動軸承的寬度以不小于 0.3d(d 為軸頸 )為宜 . 主軸頸 D1/D = 0.65 0.8 ； L1/D = 0.35 0.50 D1-主軸頸直徑； L1-主軸頸長度； D-氣缸直徑 本設計取 D1 = 85 ； L1 = 50 。 曲柄銷 D2/D = 0.55 0.70 ； L2/D = 0.35 0.45 D2-曲柄銷直徑； L2-曲柄銷長度； D-氣缸直徑 且曲柄銷直徑 D2 總是小于主軸頸直徑 D1 的。 本設計取 D2 = 75 ； L2 = 48 。 本設計曲軸采用橢圓形斷面的曲柄臂。在軸頸與曲柄臂的交界處，設計一個厚 0.8 的臺階，以便精磨軸頸和圓角時，砂輪不與曲柄臂相碰。在曲柄臂與軸頸的連接處，為了減小應力集中，提高疲勞強度，常采用圓角過渡，取 曲柄臂厚度 b=23 ， 圓角半徑 R = 5.6 。 （ 4） 曲柄半徑與連桿長度 : 曲柄半徑 R 與連桿長度 L 的比值 在 1/3 1/5 之 間，從理論上講，最大往復慣性力和活塞側向壓力隨著 增加而增大，但 值小時，連桿長度就增加，直接影響發(fā)動機的高度和重量 4。 大連水產學院本 科畢業(yè)設計 第二章 柴油機的基本工作原理 5 本機曲柄半徑 R=75 、 連桿長度 L=285 、 =R/L=0.263。 2.3.2 2110 型柴油機（渦流室）的總體構造 柴油機主要由缸體與氣缸蓋組件、曲柄連桿機構、配氣機構、燃料供給機構、潤滑系、冷卻系及起動系等組成，這些機構和系統(tǒng)保證了柴油機連續(xù)不斷地正常工作。 （ 1） 缸體與氣缸蓋組件： 缸體是由機體、氣缸套、油底殼、和氣缸蓋等零部件組成的固定件。該機構的功用是構成柴油機 的骨架，連接和固定所有運動件和輔助系統(tǒng)。 （ 2） 曲柄連桿機構： 曲柄連桿機構的功用是組成燃氣工作的空間（氣缸），并將活塞的往復運動轉化成曲軸的回轉運動。其組成主要有活塞組件、連桿組件、曲軸飛輪組件、連接器組件和扭矩減振器組件等部分組成。 （ 3） 配氣機構： 配氣機構的功用是按工作循環(huán)的要求，定時地啟閉進、排氣門，排出氣缸內的廢氣，吸入新鮮氣體。其組成主要有氣門組件、氣門傳動組件、凸輪軸和凸輪軸傳動機構等。 （ 4） 燃料供給機構： 柴油機燃料供給系的功用是將柴油以一定的壓力，定時、定量地噴入氣缸，與缸 內的空氣形成可然混合氣。它由燃油箱、輸油泵、燃油濾清器、噴油泵、噴油器等部件組成。 （ 5） 潤滑系： 潤滑系的功用是在發(fā)動機運轉時，連續(xù)不斷地將機油輸送到各摩擦表面，以減小零件的磨損和摩擦阻力。其組成主要有機油泵、機油濾清器、機油冷卻器和壓力調節(jié)與安全裝置等部件。 （ 6） 冷卻系： 冷卻系的主要功用是將柴油機受熱機件的熱量散發(fā)出去，以保證柴油機正常的工作溫度。它由水泵、風扇、散熱器、中冷器和節(jié)溫裝置部件組成。 （ 7） 起動系： 起動系統(tǒng)的功用是使靜止的發(fā)動機起動運轉。它主要由起動電機等組成。 2.3.3 2110 型柴油機（渦流室）的 主要性能參數 （ 1） 轉速 n： 根據已知條件，本機標定功率轉速取為 n=1500r/min。 （ 2） 活塞的平均速度 Cm： 本機： Cm=Sn/30=7.5m/s。、 （ 3） 平均有效速度 Pe： 平均有效壓力 Pe是標志內燃機整個循環(huán)過程的有效性及內燃機制造完善性的指標之一。 Pe是量特征性參數，是柴油機每循環(huán)單位氣缸容積所發(fā)出的有效功大小的標志。 本機： Pe=5.27 kg/cm2 Vs=1.425 升 活塞總排量 V=Vs*2=2.85 升 大連水產學院本 科畢業(yè)設計 第二章 柴油機的基本工作原理 6 （ 4） 壓縮比： 壓縮比直接影響柴油機的性能，機械負荷，起動性能，以 及主要零件的結構尺寸。在一定范圍內，柴油機的熱效率隨壓縮比的增加而提高，增大壓縮比也可以使柴油機的起動性能獲得改善。但壓縮比的提高將使氣缸最高爆發(fā)壓力相應上升，機械負荷增加，對柴油機的使用壽命有影響。 本機取壓縮比 =17。柴油機壓縮比的一般取值范圍為：非增壓柴油機，直接噴射式燃燒室=15185。 （ 5） 配氣正時 (以曲軸轉角計 )： 進氣門開啟 上止點前 1530 進氣門關閉 下止點后 4230 排氣門開啟 下止點前 4430 排氣門關閉 上止點后 1530 供油提前角 上止點前 1830 （ 6） 氣門間隙 進氣門 0.30 排氣門 0.35 （ 7） 進排氣門凹入度 進氣門 0.9 1.2 排氣門 1.2 1.5 （ 8） 壓縮余量（上止點時活塞頂與缸蓋底面距離）： 1.5 （ 9） 機油壓力：工作油壓 196 491Kpa （ 10） 冷卻水溫度： 85 90 （ 11） 主要螺栓螺母扭矩：（ NM） 缸蓋螺栓 M14 18610 連桿螺栓 M13*1.25 15710 主軸承螺栓 M16 23510 缸蓋螺栓 M10*30 345 曲軸大螺母 M36*2 5881 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第三章 2110 型柴油機（渦流室）的渦流室設計 7 第三章 2110 型柴油機（渦流室）的渦流室設計 3.1 概述 渦流室燃燒室的結構如圖 3-1 所示。活塞頂與氣缸蓋之間的空間為主燃燒室，而在氣缸蓋中的容積稱為渦流室，即副燃燒室，他的容積約占整個燃燒室的 50% 70%。主副渦流室之間用一個通道連接，通道的截面積為活塞截面積的 1% 3.5%，通道方向與活塞頂成一定角度并與渦流室相切。噴油器安裝在渦流室里， 燃料順空氣渦流方向噴射。 在壓縮過程中，氣缸中的空氣被活塞推擠，經過通道流入渦流室（渦流室與主燃燒室的壓差最大約 1 2Kg/cm） ,形成強烈的有組織的壓縮渦流運 圖 3-1 渦流室 動，最高流速達 100 145m/s。當渦流室著火燃燒后，渦流室中的氣體壓力和溫度迅速升高，渦流室內未燃的燃料，空氣及燃氣一起經通道高速流到主燃燒室中（首先從渦流室噴出的是壁面附近的過濃混合氣）既形成二次渦流，與主燃燒室中的空氣進一步混合燃燒。 (a) 球形 (b) 球錐形 (c) 球柱形 圖 3-2 渦流室結構 如圖 3-2 所示。渦流室燃燒室的典型結構有球形、球錐形（彗星 V 型）、球拄形等，一般渦流室上部為半球形，下部則通過鋃塊的變化而獲得各種變形。不同形狀的渦流室所產生的壓縮渦流強度也不一樣。平底渦流室對改善高速性能有利，近代渦流 室應用較多的是類 似彗星 V 型及球柱型等。可變通道截面渦流室的特點是，渦流室位于氣缸體里，能在混合氣形成的關鍵時刻獲得較高的流速，而又不顯著增加流動損失，但其活塞受到不均勻加熱，工作條件差。可變容積渦流室，采用液壓調節(jié)裝置，能自動地隨發(fā)動機工況改變渦流室容積，使壓縮比從起動時的 = 20 變化到全負荷時的 = 14，能改善變工況的性能，具有多種燃燒性，但結構復雜 6。 3.2 渦流室燃燒室及混合氣形成的特點 與直噴射式柴油機比較，渦流室柴油機主要有下列 特 點 7： 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第三章 2110 型柴油機（渦流室）的渦流室設計 8 （ 1） 混合氣形成和燃燒主要是利用有組織的 強烈的壓縮渦流，因此對噴霧質量要求不高，一般采用軸針式噴油嘴，噴油壓力較低，為 100 140 Kg/cm，這可降低對燃油系統(tǒng)的要求，減小噴油孔堵塞等故障。 （ 2） 由于壓縮渦流隨轉速升高而加強，所以在轉速較高時仍能保證較好的混合質量，混合氣形成質量對轉速變化不敏感；又由于渦流室是偏離氣缸中心線布置，而噴油嘴也隨渦流室偏置，使氣門布置的位置充足，進氣門直徑可以做得較大，即使轉速較高，仍可獲得較高的充氣效率，因此渦流室適用于高轉速的發(fā)動機中，目前轉速可以高達 6000 轉 /分。 （ 3） 由于利用強烈的壓縮渦流 和二次渦流，保證了較好的混合氣質量，使渦流室發(fā)動機中空氣得到較充分利用，因此過量空氣系數較小，平均有效壓力較高，一般 a=1.3 1.6， Pe=6 8 Kg/cm。而且初期燃燒是在渦流室里進行，不是直接作用在活塞上，主燃燒室中的壓力升高率較小，工作較為平穩(wěn)，燃燒噪聲小。 （ 4） 渦流室的相對散熱面積較大，而且又直接與冷卻水接觸，使散熱損失較大；在渦流室發(fā)動機中，氣體經過通道流動，氣流損失也較大，因此使冷機起動困難，比油耗較高，一般 gi=190210g/PSh。比直噴式柴油機通常要高出 10% 15%。 （ 5） 由于主燃燒室最高溫度相對較低，因此可減小 NOX 排放量；此外， HC 和微粒排放量均比直噴式柴油機低，高負荷的煙度一般小于 3BSU。 3.3 渦流室的要點及設計 （ 1） 渦流室的形狀 渦流室形狀比較統(tǒng)一，基本形狀是球形或近似球形。一般渦流室由兩部分組成，其上部是在氣缸蓋上，而下部是由帶有通道的保溫鋃塊組成。 本設計渦流室形狀為純球形，半徑為 R=26mm。因為球形渦流室中渦流強度最高，活塞接近上止點時，球形渦流室中的速度分布是由剛體旋轉和勢渦流兩部分合成起來的。在接近渦流室中心部分，氣流速度隨渦流室 半徑增加而增加，符合剛體旋轉運動的規(guī)律；而在壁面附近，氣流速度隨渦流室半徑增加而減小，呈勢渦流規(guī)律；在渦流室某一半徑處，氣流速度最高。 （ 2） 連接通道的位置 連接通道的截面形狀一般有長圓形、豆形及彎月形等，其中以長圓形應用較多。 通道形狀、尺寸和位置對渦流室中的氣流運動影響較大。通道的傾斜角一般在 30 50之間。但柴油機轉速較高的時候，長圓形通道的最佳長短比為 2 2.5。如圖 3-3 所示，當傾角為 45時柴油機油耗較高，當傾角為 40時性能較好。傾角較大不利于燃氣在主燃室的擴散與穿透，在渦流室中難以 形成強渦流，所以性能較差 ；傾角過小時渦 圖 3-3 傾角與油耗表 流室內的氣流難以進入主燃室。 本設計連接通道采用長圓形如圖 3-4 所示。通道的傾斜角為 40，通道截面長為 16.25 ，短為 6.5 ，長短比為 2.5。 （ 3） 渦流室的結構參數 圖 3-4 通道截面 渦流室的主要結構參數是渦流室容積 Vk 與壓縮容積 Vc之比 Vk/Vc， 及通道截面積 f 與活塞面大連水產學院本科畢業(yè)設計 第三章 2110 型柴油機（渦流室）的渦流室設計 9 積 Fr之比 f/Fr，它們對壓縮渦流影響很大 ， 通常 Vk/Vc限制在 50%左右 , f/Fr=1 1.5%。 Vk/Vc越大或 f/Fr 越小 ， 則壓縮渦流越強 6。 本設計的渦流室容積 Vk=44.87ml, 壓縮容積 Vc =89 ml , Vk/Vc=50.4%。這樣可以減少流動損失和散熱損失，提高經濟性， 改善起動性能。由于主燃燒室也組織渦流加強燃燒，所以渦流室通道面積比偏小有利，本設計的通道截面積 f=96.54 ，活塞面積 Fr=9498.5 ， f/Fr=1.02%。 （ 4） 主燃燒室中的燃燒 當 Vk/Vc較大時，采用平頂活塞可以獲得較好的性能。當 Vk/Vc較小時，就有較多的空氣集中在主燃燒室里，必須使處于活塞頂隙中的空氣活躍起來，加以充分利用。為此常在活塞頂上開有導流槽和凹坑，使渦流室中氣流噴出時，在導流槽或凹坑的引導下形成次渦流，促使未燃燒的燃料在主燃燒室內進一步混合燃燒 12。 為了充分利用主 燃燒室中的空氣及未燃的燃料，在活塞頂部開設兩個圓形凹坑形成主燃燒室，如圖 3-5 所示，導流槽對準通道。當活塞在上止點附近時，從渦流室中噴出的高溫燃氣，空氣及未燃的燃料，經導流槽分成兩股，在凹坑中形成兩個強烈旋渦，隨著活塞下行，兩個旋渦越出凹坑，擴展到整個主燃燒室，從而加強了主燃燒室的混合和燃燒。由于本柴油機轉速較高，為了適應高速，主燃燒室的導流槽設計成直槽形。具體參數為： 導流槽寬度 a=16.75 ，導流槽深度1H=2.5 ,凹坑深度2H=2.5 ，凹坑半徑 R=17 ，聯(lián)接處半徑 r=3 ，偏心距 C=10 ，圓心距 L=30 ，1L=50 。 圖 3-5 活塞頂 （ 5） 油束與空氣渦流的配合 渦流室發(fā)動機的噴油方向對性能影響很大，隨著噴油方向從逆氣流變到順氣流噴射，比油耗和煙色都顯著地得到改善。當順流噴射時，燃油被吹象壁面， 部分燃油呈壁面分布，油霧中的細小油 滴 順著氣流被帶到通道口附近，與流入的高溫空氣相遇，在靠近壁面處著火燃燒。在強烈的渦流作用下，火焰被卷入渦流室中央，而將中心部分的空氣壓向四周，形成良好的熱力混合，而且壁面附近的過濃混合氣首先從渦流室中噴出，在主燃燒室進一步混合燃燒，這就消除了渦流室中心混合氣過濃的現(xiàn)象，其結果是經濟性改善，冒煙減少。 本設計渦流室采用順氣流噴射，為了保證一定的起動性能，噴油方向使油束偏離渦流室中心的距離不應過大，應控制在5mm 以內。 （ 6） 渦流室的鋃塊 如圖 3-6 所示。由于高溫高壓氣體經 過通道噴出，所以渦流室鋃塊溫度較高，能達到 600 C，所以要求鋃塊材料的熱傳導率好，熱疲勞強度高，彈性模數小，熱膨脹系數小。鋃塊溫度高一方面可以造成局部熱區(qū)，對著火有促進作用；另一方面鋃 鋃塊 塊因熱負荷高，容易損壞。 圖 3-6 鋃塊 本設計鋃塊采用材料為 4Cr9Si2,此材料的耐熱效果好。 （ 7） 冷起動 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第三章 2110 型柴油機（渦流室）的渦流室設計 10 在渦流室發(fā)動機中，由于流動損失和散熱損失較大，所 以起 動困難，一般都采用輔助裝置以保證冷起動。車用渦流室柴油機經常使用的是電熱塞幫助起動。 如圖 3-7 所示。本設計采用的方法是，在軸針式噴油嘴頭部鉆有輔助小孔，其直徑為 0.2mm，發(fā)動機起動時，由于發(fā)動機轉速較低，高壓油管中的油壓較低，針閥升程很小，燃油主要從側面小孔逆 氣流噴入燃燒室，所以容易起動；起動后，發(fā)動機轉入正常工作時，針閥完全升起，由于主噴孔截面加大，燃油大部分從主噴孔順氣流方向噴入，輔助噴孔的噴油量大大減少。 1-主噴孔 2-分流孔 圖 3-7 噴油嘴 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第四章 2110 型柴油機（渦流室）實際循環(huán)熱計算 11 第四章 2110 型柴油機（渦流室）實際循環(huán)熱計算 4.1 計算 4.1.1 工況的選擇： 本計算工況取轉速 n=1500 rpm， 12 小時功率 Ne =27.5 PS，此時平均有效壓力 Pe=5.2 7kg/cm2 4.1.2 原始參數與已知條件： 缸徑 D = 110 mm 行程 S = 150 mm 缸數 I = 2 12 小時功率 Ne = 27.5 PS 轉速 n = 1500 rpm 壓縮比 = 17 單缸工作容積 Vh = 1.424 L 曲柄半徑和連桿長度比 R/L = 0.263 大氣狀態(tài) Po = 1 kg/cm2 To = 293 K 燃料質量成分 C = 0.86 H = 0.13 O = 0.01 燃料低熱值 Hu = 10500 Kcal/Kg 4.1.3 參 數選擇： 根據相類似柴油機的實驗數據和統(tǒng)計資料，結合本柴油機的具體情況可以選定： 過量空氣系數 = 1.4 最高燃燒壓力 Pz = 65 kg/cm2 熱量利用系數 z = 0.70 殘余廢氣系數 = 0.04 排氣終點溫度 Tr = 800 K 示功圖豐滿系數 i = 0.94 機械效率 m = 0.80 平均壓縮多變指數 n1=1.35 平均膨脹多變指數 n2=1.28 4.1.4 料熱化學計算 5： 根據有關公式可以求得下列有關參數。 (1) 理論所需空氣量 Lo Lo = 1/0.21(C/12+H/4O/32) = 0.495 kmol/kg 燃料 (4-1) 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第四章 2110 型柴油機（渦流室）實際循環(huán)熱計算 12 (2) 新鮮空氣量 M1 M1 = Lo = 1.40.495 = 0.693 kmol/kg燃料 (4-2) (3) 理論上完全燃燒（ = 1）時的燃燒產物 M0 M0 = C/12+H/2+0.79 Lo = 0.5277kmol/kg 燃料 (4-3) (4) 當 = 1.4 時的多余空氣量為： （ 1） Lo = 0.198 kmol/kg (4-4) (5) 燃燒產物總量 M2 M2 = M0+（ 1） Lo = 0.7257 kmol/kg (4-5) (6) 理論分子變更系數 0 0 = M1/ M2 = 1.047 (4-6) (7) 實際分子變更系數 = （ 0+） /（ 1+） = 1.045 (4-7) 4.1.5 換氣過程參數的計算： （ 1） P = 0.9 Po ，則進氣終點壓力為 P = 0.9 kg/cm2 (4-8) (2) 取進氣加熱升溫 T = 20 ，則進氣終點溫度為 Ta為： Ta =（ To+T+ Tr） /（ 1+） = 331.73 K (4-9) (3) 充氣效率 V = P To/（ 1） Po Ta（ 1+） = 0.81 (4-10) 4.1.6 壓縮過程的計算： （ 1） 選取平均多變壓縮指數 n1 = 1.35 （ 2） 壓縮過程中任意點 X 的壓力 PCX PCX = P(V/VCX)n 1 (4-11) 式中 VCX X 點的氣缸容積。它等于 VCX = D2R（ 1cosX） R/4L(1cos2X) /4+VC (4-12) 其中 X為 X 點從上止點算起的曲軸轉角： VC = Vh/（ 1） (4-13) 可以取數個 X 點，求出 PCX和 VCX在繪制示功圖時用以畫出壓縮線 c (3) 壓縮終壓力 PC和溫度 TC PC = P n1= 41.24kg/cm2 (4-14) TC = Ta n11 = 894.2 K (4-15) tC = 894.2 273 = 621.2 (4-16) （ 4） 壓力升高比 = PZ/PC = 1.576 (4-17) 4.1.7 燃燒過程的計算： （ 1） 壓縮終點的空氣平均等容比熱 CV由圖 2-15 上查得，在 tC = 621.2 時的 CP = 7.29 kcal/ kgmol 于是： CV = CP 1.986 = 5.304 kcal/ kgmol (4-18) (2) 壓縮終點的殘余廢氣平均等容比熱 CV從圖 2-15 上查得，在 = 1.4 ， tC = 621.2 時的CP = 7.7 kcal/ kgmol 于是： CV = CP - 1.986 = 5.714 kcal/ kgmol (4-19) 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第四章 2110 型柴油機（渦流室）實際循環(huán)熱計算 13 （ 3） 壓縮終點的混合平均等容比熱 CV CV =（ CV+ CV） /（ 1+） = 5.32 kcal/ kgmol (4-20) （ 4） 燃燒終點的溫度 TZ Z Hu/(1+) Lo+ CVtC+1.986 tC+542 (-) = CPtZ (4-21) 將已知的數值代入， CPtZ = 14851.84 再用圖 2-15 的曲線先估計一 tZ值，如此逐步試算直至得到一 tZ值，視其值與 14851.84 是否相符，然后按其差值再另選一 tZ值，如此逐步計算直至有一值與 CP乘積等于 14851.84 止。照此方法最終求得燃燒終點溫度。 tZ = 1725 TZ = 1725+273 = 1998 K （ 5） 初期膨脹比 = / TZ/ TC = 1.482 (4-22) 4 .1.8 膨脹過程的計算： （ 1） 后期膨脹比 = / = 10.59 (4-23) （ 2） 選取平均多變膨脹指數 n 2 = 1.28 (3) 膨脹過程中任意點 X的壓力 P bx = PZ(VZ/Vbx)n2 (4-24) 式中 Vbx - X 點的氣缸容積，求法與前訴的 VCX 相同。 在求得數個 X 點的 Pcx和 Vbx值后，即可畫出示功圖的膨脹線。 （ 4） 膨脹終點壓力 Pb 和溫度 Tb Pb = PZ/ n2 = 2.86 kg/cm2 (4-25) Tb = TZ/ n2-1 = 1009.06 K (4-26) tb = 1009.06-273=736.06 (4-27) 4.1.9 平均指示壓力 Pi的計算： Pi = Po/（ -1） （ -1） +（ 1-1/ n2） / (n2-1) (1-1/ n1-1) / (n1-1) (4-28) 將已知數值代入 Pi = 8.031kg/cm2 Pi = i Pi = 7.55 kg/cm2 (4-29) 4.1.10 指示熱效率 i i = 1.986 Lo/ Hu To/ Po Pi/V = 0.4085 (4-30) 4.1.11 指示比油耗 gi gi = 632.2/( Hui) = 0.1474kg/PSh (4-31) 4.1.12 有效熱效率 e和比油耗 ge e = im = 0.4190.8 = 0.3268 (4-32) 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第四章 2110 型柴油機（渦流室）實際循環(huán)熱計算 14 ge = 632.2/ Hue = 0.1842kg/PSh (4-33) 4.1.13 平均有效壓力 Pe和有效功率 Ne的校核 Pe = Pim = 8.99520.8 = 6.04 kg/cm2 (4-34) Ne = i Vh Pen/900 = 28.5 PS (4-35) 計算結果與設計要求相符。 4.2 繪圖 4.2.1 繪制示功圖壓縮線 a-c 所需點 如表 4-1 所示： 表 4-1 壓縮線 a-c 所需點 x 30 40 50 60 70 90 100 110 120 VCx 161 217 397 514 639 770 894 1015 1127 PCx 18.53 12.38 5.48 3.87 3.2 2.24 1.83 1.54 1.34 Pa = 0.9 kg/cm2 Vc=Vh/-1=0.089 L (4-36) Va=Vc+Vh=1.513 L (4-37) PC = Pn1 = 41.24kg/cm2 (4-38) 4.2.2 繪制示功圖膨脹線 z-b 所需點 如表 4-2 所示： 表 4-2 膨脹線 z-b 所需點 序號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Vbx 200 300 400 500 600 800 1000 1200 1400 Pbx 42.23 25.13 17.4 13.1 10.35 7.2 5.4 4.3 3.5 Pz = 65 kg/cm2 Vz= Vc=0.1428 L (4-39) 注：示功圖豐滿系數是使曲線更加圓滑合理， Z、 Zb、 b、 a 的圓弧起始點與氣門開閉、曲軸轉角有關 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第四章 2110 型柴油機（渦流室）實際循環(huán)熱計算 15 圖 4-1 2110 型柴油機（渦流室）近似計算 P-V圖 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第五 章 2110 型柴油機（渦流室）動力計算 16 第五章 2110 型柴油機（渦流室）動力計算 5.1 已知該機型的示功圖及以下一些參數： (1) 發(fā)動機轉速 n=1500r/min (2) 曲柄半徑 R=75mm (3) 氣缸直徑 D=110mm (4) 活塞行程 S=150mm (5) 連桿比 =R/L=0.263 (6) 活塞組重量 Gn= 0.7 kgf (7) 連桿組重量 Gw=1.5 kgf (8) 連桿大小頭質量分配比 1 ： 3 連桿小頭質量 mLA= Gw 0.25/9.8= 0.0383 kg (5-1) 連桿大頭質量 mLB = Gw 0.75/9.8= 0.1148 kg (5-2) (9) 當 n=1500r/min 時 =n/30=157 rad/s (5-3) R=1848.675 m/s (5-4) 5.2 計算 5 5.2.1 活塞的位移，速度，加速度的計算 （ 1） 活塞的位移： x = r(1-cos)+/4(1-cos2) (5-5) 不同 角及 的 x/r 無量綱參數值可由表 3 查出。 作圖方法：勃留克斯法。 (附圖 1) （ 2） 活塞的速度： v = r(sin+/2sin2)； (5-6) 不同 角及 的 v/r無量綱參數值可由表 4 查出。 作圖方法：簡諧曲線合成法。 (附圖 2) （ 3） 活塞的加速度： a = r2(cos+cos2) (5-7) 不同 角及 值的 a/r2 無量綱參數值可由表 5 查出。 作圖方法：簡諧曲線合成法。 (附圖 3) 下面將用計算法求得結果，列于附表 1 中 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第五 章 2110 型柴油機（渦流室）動力計算 17 附表 1 在 = 0.263 時與 相對應的速度 V、位移 X、加速度 a 值 符號 速度 位移 符號 符號 加速度 符號 0 + 0.000 0.000 360 0 + 2334.880 + 360 10 + 2.567 0.001 350 10 + 2277.570 + 350 20 + 5.028 0.006 340 20 + 2109.340 + 340 30 + 7.242 0.013 330 30 + 1843.130 + 330 40 + 9.073 0.022 320 40 + 1501.120 + 320 50 + 10.574 0.033 310 50 + 1103.660 + 310 60 + 11.575 0.045 300 60 + 680.310 + 300 70 + 12.093 0.058 290 70 + 258.810 + 290 80 + 12.140 0.072 280 80 - 134.950 - 280 90 + 11.775 0.085 270 90 - 486.200 - 270 100 + 11.045 0.098 260 100 - 804.170 - 260 110 + 10.032 0.109 250 110 - 1003.830 - 250 120 + 8.819 0.120 240 120 - 1166.510 - 240 130 + 7.465 0.130 230 130 - 1179.450 - 230 140 + 6.017 0.137 220 140 - 1331.050 - 220 150 + 4.533 0.142 210 150 - 1356.930 - 210 160 + 3.026 0.147 200 160 - 1364.320 - 200 170 + 1.519 0.149 190 170 - 1364.320 - 190 180 + 0.000 0.150 180 180 - 1362.470 - 180 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第五 章 2110 型柴油機（渦流室）動力計算 18 5.3 作用在發(fā)動機曲柄連桿機構上的力 5 a.作用在曲柄連桿機構上的力和力矩 b.作用在曲柄連桿機構上的力和力矩的符號 圖 5-1 曲柄連桿機構受力分析圖 （ 1） 沿氣缸中心線作用在活塞上的氣體壓力 PG： 吸氣和排氣過程的壓力 PG是由示功圖上直接量得。壓縮和膨脹過程是先量出壓縮開始點及膨脹終點的壓力，而后根據公式 PVn=常數，來計算。為了計算的方便，將容積的關系化為沖程的關系。 壓縮過程 PG=P(S+Sc)/(Sx+Sc) n1 (5-8) 膨脹過程 PG=Pb(S+Sc)/(Sx+Sc) n2 (5-9) 其中 ： Sc=S/(1)=15/（ 171） =0.94 cm (5-10) P=0.9 kg/cm2 Pb=2.86 kg/cm2 PG= PG1 (5-11) (2) 求往復慣性力 Pj： 首先確定往復運動質量 mj： mj=mA+mLA (5-12) 活塞組質量 mA： mA= GA/9.8= 0.0714 kg (5-13) a b 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第五 章 2110 型柴油機（渦流室）動力計算 19 其中：活塞組質量為活塞、活塞銷、活塞環(huán)、滑塊、活塞桿以及裝置在這些零件上的其他附件之和。 連桿分布在小頭的質量 mlA， 已知連桿總重為： 1.5 kgf，有經驗公式： mLA=(0.20.3)mL (5-14) mLB=(0.70.8)mL (5-15) 取分布在連桿小頭的質量為 1/4 連桿 質量。 mLA=1/4（ GL/g） =1/4(1.5/9.81)=0.0383 kg (5-16) mj=mA+mLA=0.0714+0.0383=0.110 kg (5-17) 前面已經計算了活塞動動的加速度 a，所以往復慣性力 Pj= - mja （方向與加速度相反） (5-18) 單位活塞面積所受慣性力 Pj= 4Pj/D2 = -4mja/D2 (5-19) （ 3） 作用在活塞頂的總力 P： P=PG+Pj kg/cm2 (5-20) （ 4） 沿連桿作用力 Pt 及氣缸側壓力 PN： PN=Ptg 不同 角及 的 tg值可由表 6 查出 。 (5-21) Pt=P/cos 不同 角及 的 cos值可由表 7 查出 。 (5-22) （ 5） 切向力 T 及法向力 Z： Z=Pcos(+)/cos 不同 角及 的 cos(+)/cos值可由表 8 查出 。 (5-23) T=Psin(+)/cos 不同 角及 的 sin(+)/cos值可由表 9 查出 。 (5-24) 計算結果列于附表 2 中，及 PG， PG， Pj， P， Pt， PN， T， Z 與曲柄轉角 的關系曲線，分別在附圖 4、 5、 6 中 。 5.4 負荷圖及磨耗圖 5 5.4.1 曲柄銷負荷圖： 作用于曲柄銷上的力是沿連桿作用力 Pt 和連桿核算為旋轉部分質量所形成的慣性力 PLB之合成，其合力 RB ， 即 ： RB=Pt+PLB (向量和 ) (5-25) 式中： Pt 已在前面表格中或曲線中求出 。 PLB=4mLBr2/D2 (5-26) mLB=3GL/4g=31.5/(49.81)=0.0.115 (質量單位 ) (5-27) PLB=40.115 0.075(50) 2/ 11 2=2.24kg/cm2 (5-28) （ 附圖 8） 。 5.4.2 曲柄銷磨耗圖： 根據曲柄銷負荷圖，量出不同軸頸圓周角對應的負荷值，并假設力作用在 120夾角范角內。 （ 附圖 9） 5.4.3 主軸頸負荷圖： 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第五 章 2110 型柴油機（渦流室）動力計算 20 作用在主軸頸上的力是 Pt 和 Pr之和， 如式： (5-29)。 Ro=Pt+Pr (向量和 ) (5-29) 一般地說，每個曲拐總 是兩個主軸頸支撐著，也就是說，每個主軸頸只承受 Ro 的一半，而每一個中間主軸頸又撐著兩個缸的負荷，所以除了第一個主軸頸和最后一個主軸頸中受一個氣缸的影響，只需給上述 Ro 極坐標圖以某一比例尺（一般是原比例的一半）即可得到其負荷圖外，其他各軸頸的作用力相應位置的向量和， 如式： (5-30)。 Ro(n ) (n+1)=0.5 Ro(n)+0.5 Ro(n+1) (5-30) （ 附圖 11） 5.4.4 連桿軸承負荷圖： 當曲軸轉過 角時，連桿軸頸與軸承之間轉過 +角。 （ 附圖 10） 5.2.5 主軸承負荷圖： 與連桿軸承負荷圖相似。 由于曲柄夾角為 180，故曲柄銷和連桿拆算到大頭部分質量所產生的離心力平衡了，但產生了慣性力矩，其本身并不平衡，所以需加平衡重。 Gr=2.5 Rr=0.075m 拆算到大頭部分質量 GLB=3/4GL=1.125 (5-31) 曲柄銷及不平衡部 分質量 G=1 則 ： PrB=GrR r/g=471.6 (5-32) Pr=(GLB+G)R/g=400.86 (5-33) 總力矩 =471.60.228-400.860.268=0 又離心慣性力矩產生的附加負荷消失，坐標原點不必移動。 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第五 章 2110 型柴油機（渦流室）動力計算 21 附表 2 動力計算用表 SX+SC PG PG Pj PJ P PN Pt T Z 0 1.00 0 -256.12 -2.70 -2.70 0.00 -2.700 0.000 -2.700 10 0.90 -0.1 -249.85 -2.63 -2.73 -0.12 -2.733 -0.590 -2.667 20 0.90 -0.1 -231.39 -2.44 -2.54 -0.22 -2.550 -1.074 -2.311 30 0.90 -0.1 -202.19 -2.13 -2.23 -0.28 -2.248 -1.358 -1.791 40 0.90 -0.1 -164.67 -1.73 -1.83 -0.30 -1.854 -1.405 -1.210 50 0.90 -0.1 -121.07 -1.27 -1.37 -0.27 -1.396 -1.222 -0.675 60 0.90 -0.1 -74.63 -0.79 -0.89 -0.20 -0.912 -0.870 -0.273 70 0.90 -0.1 -28.39 -0.30 -0.40 -0.10 -0.412 -0.409 -0.046 80 0.90 -0.1 14.80 0.16 0.06 0.02 0.062 0.062 -0.005 90 0.90 -0.1 53.34 0.56 0.46 0.12 0.475 0.460 -0.119 100 0.90 -0.1 88.22 0.93 0.83 0.21 0.857 0.781 -0.352 110 0.90 -0.1 40.12 1.16 1.06 0.26 1.091 0.908 -0.603 120 0.90 -0.1 127.97 1.35 1.25 0.28 1.281 0.944 -0.865 130 0.90 -0.1 129.39 1.36 1.26 0.25 1.284 0.808 -0.998 140 0.90 -0.1 146.02 1.54 1.44 0.23 1.459 0.746 -1.254 150 0.90 -0.1 148.86 1.57 1.47 0.19 1.482 0.575 -1.366 160 0.90 -0.1 149.67 1.58 1.48 0.13 1.486 0.386 -1.434 170 0.90 -0.1 149.67 1.58 1.48 0.07 1.481 0.194 -1.468 180 15.94 0.90 -0.1 149.46 1.57 1.47 0.00 1.470 0.000 -1.470 190 15.86 0.91 -0.09 149.67 1.58 1.49 -0.07 1.487 -0.195 -1.474 200 15.60 0.93 -0.07 149.67 1.58 1.51 -0.13 1.513 -0.393 -1.460 210 15.18 0.96 -0.04 148.86 1.57 1.53 -0.19 1.543 -0.599 -1.422 220 14.59 1.01 0.014 146.02 1.54 1.55 -0.25 1.574 -0.805 -1.354 230 13.94 1.08 0.079 129.39 1.36 1.44 -0.28 1.466 -0.922 -1.140 240 12.92 1.20 0.195 127.97 1.35 1.55 -0.34 1.584 -1.166 -1.069 250 11.88 1.34 0.338 110.12 1.16 1.50 -0.36 1.541 -1.284 -0.852 260 10.70 1.54 0.541 88.22 0.93 1.47 -0.37 1.518 -1.384 -0.624 270 9.43 2.03 1.031 53.34 0.56 1.59 -0.41 1.644 -1.591 -0.410 280 8.09 2.25 1.248 14.80 0.16 1.41 -0.36 1.453 -1.449 -0.108 290 6.75 2.87 1.871 -28.39 -0.30 1.57 -0.38 1.617 -1.606 0.181 300 5.43 3.85 2.851 -74.63 -0.79 2.06 -0.46 2.113 -2.014 0.633 310 4.19 5.47 4.465 -121.07 -1.27 3.20 -0.62 3.256 -2.850 1.575 320 3.10 8.21 7.208 -146.67 -1.73 5.48 -0.89 5.549 -4.207 3.621 330 2.19 13.12 12.12 -202.19 -2.13 9.99 -1.26 10.072 -6.085 8.024 340 1.51 21.68 20.68 -231.39 -2.44 18.24 -1.57 18.309 -7.714 16.595 350 34.08 33.08 -249.85 -2.63 30.45 -1.34 30.478 -6.577 29.748 360 41.10 40.1 -256.12 -2.70 37.40 0.00 37.404 0.000 37.404 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第五 章 2110 型柴油機（渦流室）動力計算 22 附表 2 動力計算用表 SX+SC PG PG Pj PJ P PN Pt T Z 370 51.10 50.1 -249.85 -2.63 47.47 2.09 47.518 10.254 46.379 373.5 65.00 64 -244.73 -2.58 61.42 3.99 61.604 19.593 56.670 380 58.41 57.41 -231.39 -2.44 54.97 4.73 55.190 23.252 50.023 390 2.19 36.29 35.29 -202.19 -2.13 33.16 4.18 33.425 20.194 26.627 400 3.10 23.26 22.26 -164.67 -1.73 20.53 3.35 20.797 15.767 13.570 410 4.19 15.82 14.82 -121.07 -1.27 13.55 2.64 13.807 12.087 6.680 420 5.43 11.35 10.35 -74.63 -0.79 9.56 2.12 9.799 9.340 2.935 430 6.75 8.62 7.62 -28.39 -0.30 7.32 1.77 7.532 7.481 0.842 440 8.09 6.81 5.81 14.80 0.16 5.97 1.52 6.161 6.143 -0.460 450 9.43 5.60 4.6 53.34 0.56 5.16 1.33 5.330 5.160 -1.331 460 10.70 4.76 3.76 88.22 0.93 4.69 1.19 4.840 4.413 -1.989 470 11.08 4.17 3.17 110.12 1.16 4.33 1.05 4.456 3.711 -2.464 480 12.92 3.74 2.74 127.97 1.35 4.09 0.91 4.192 3.088 -2.830 490 13.94 3.40 2.4 129.39 1.36 3.76 0.73 3.831 2.410 -2.978 500 14.59 3.20 2.2 146.02 1.54 3.74 0.61 3.789 1.937 -3.258 510 15.18 3.04 2.04 148.86 1.57 3.61 0.45 3.639 1.412 -3.354 520 2.94 1.94 149.67 1.58 3.52 0.30 3.534 0.919 -3.411 530 2.88 1.88 149.67 1.58 3.46 0.15 3.463 0.453 -3.432 540 2.86 1.86 149.46 1.57 3.43 0.00 3.430 0.000 -3.430 550 2.20 1.2 149.67 1.58 2.78 -0.12 2.783 -0.364 -2.758 560 1.20 0.2 149.67 1.58 1.78 -0.15 1.787 -0.465 -1.725 570 1.10 0.1 148.86 1.57 1.67 -0.21 1.683 -0.653 -1.551 580 1.10 0.1 146.02 1.54 1.64 -0.27 1.661 -0.850 -1.428 590 1.10 0.1 129.39 1.36 1.46 -0.28 1.488 -0.936 -1.156 600 1.10 0.1 127.97 1.35 1.45 -0.32 1.486 -1.095 -1.003 610 1.10 0.1 110.12 1.16 1.26 -0.30 1.297 -1.080 -0.717 620 1.10 0.1 88.22 0.93 1.03 -0.26 1.063 -0.969 -0.437 630 1.10 0.1 53.34 0.56 0.66 -0.17 0.682 -0.660 -0.170 640 1.10 0.1 14.80 0.16 0.26 -0.07 0.268 -0.268 -0.020 650 1.10 0.1 -28.39 -0.30 -0.20 0.05 -0.206 0.204 -0.023 660 1.10 0.1 -74.63 -0.79 -0.69 0.15 -0.707 0.674 -0.212 670 1.10 0.1 -121.07 -1.27 -1.17 0.23 -1.192 1.044 -0.577 680 1.10 0.1 -164.67 -1.73 -1.63 0.27 -1.651 1.252 -1.077 690 1.10 0.1 -202.19 -2.13 -2.03 0.26 -2.046 1.236 -1.630 700 1.10 0.1 -231.39 -2.44 -2.34 0.20 -2.349 0.990 -2.129 710 1.10 0.1 -249.85 -2.63 -2.53 0.11 -2.533 0.546 -2.472 720 1.00 0 -256.82 -2.80 2.70 0.00 2.700 0.000 2.700 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 23 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 6.1 活塞組 6.1.1 活塞組的功用 活塞組由活塞、活塞環(huán)、和活塞銷組成， 其主要功能是 4： （ 1） 組成燃燒室，承受燃氣作用力，并把它傳給連桿。 （ 2） 密封氣缸，防止泄漏及滑油竄入 燃燒室。 （ 3） 將活塞頂部接受的熱量傳給氣缸壁，進而傳到冷卻介質。 （ 4） 將連桿的側壓力傳給氣缸壁。 6.1.2 活塞組的設計要求 4： （ 1） 在保證強度和剛度，以及散熱良好的前提下，應盡量降低活塞高度，減輕活塞重量。保證密封性良好，并盡量減小磨擦損失。 （ 2） 減少活塞頂吸熱量，已傳給活塞的熱量應迅速散掉。保證活塞溫度不超過允許極限。 （ 3） 保證導向部分潤滑可靠同時又需要防止?jié)櫥蜕细Z，盡量降低潤滑油消耗量。 （ 4） 耐磨性好，尤其是第一道環(huán)槽。 （ 5） 活塞裙部與氣缸壁的接觸面 積要盡可能大，但又要防止活塞拉缸和卡死。 （ 6） 活塞與氣缸的配合間隔小，以減小對氣缸的撞擊和噪聲，以及使交變工況適應性好。 （ 7） 抗拉缸性能強 6.1.3 活塞的整體設計 如圖 6-1 所示。活塞是由頂部、環(huán)槽部、裙部和銷座部 4個部分組成，活塞頂直接承受高溫、高壓氣體的作用，并與氣缸蓋的底面一起形成燃燒室。起密封作用的活塞環(huán)主要是安放在活塞頭部的側壁上，形成活塞的防漏部，在這里設有安放活塞環(huán)用的環(huán)槽，兩個環(huán)槽之間的間隔稱為環(huán)岸（或稱環(huán)肩）。 活塞裙部是指活塞頭部以下的圓柱形部分。活塞沿氣缸往復運動時 ，就是依靠裙部起導向作用并承受側向力的。 圖 6-1 活塞 在活塞裙部設有活塞銷座，活塞銷裝在銷座內。通過活塞銷把活塞與連桿連接在一起。 （ 1） 活塞的工作條件 8： 活塞是在很惡劣的條件下工作的。 首先，它承受著很大的機械載荷。活塞頂上作用著不斷變化的氣體壓力，一般 Pz=7 8MPa。同時，在高速內燃機中，工作循環(huán)的變化頻率也很高，這樣就使作用在活塞上的載荷是具有沖擊大連水產學院本科畢業(yè)設計 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 24 性的。活塞在氣缸里高速運動，還會產生很大的往復運動慣性力。它的最大值可等于活塞重量的幾百倍乃至更高。 為了減小活塞組的往復慣性力，設計活塞時要盡量減小結構質量，選用密度小，剛度好的材料。 其次，活塞在工作中承受著很高的熱負荷。活塞頂與燃燒室中最高溫度約為 1800 2600C、每一工作循環(huán)的平均溫度為 500C 的熾熱氣體直接接觸，而受到強烈的加熱作用。熱量通過對流以及熱輻射等方式傳到活塞頂。為了防止活塞受熱部分的溫度過高，一般都力求減小燃氣向活塞的傳熱量并使流入活塞的熱量能很好地散走。 再次，活塞沿氣缸作高速滑動運動還承受著很大的磨損、現(xiàn)代高速內燃機的活塞平均速度較高有的高速柴油機已達到 Cm=12 14m/s。在高速發(fā)動機中，活塞組的摩擦損失約占總摩擦損失的 45% 65%或更高。 此外，活塞在沿氣缸作往復運動的過程中，還會在氣缸中橫向晃動，這是由于活塞側向力 N的作用方向是不斷變化的。當側向力向左面作用時，是活塞裙部的左邊貼靠在氣缸壁上并承受側向力的作用；反之，則是右邊，側向力的作用方向取決于該時刻連桿的傾斜方向和作用在活塞上的氣體壓力和往復慣性力的合力的作用方向。 （ 2） 活塞材料的設計要求 4： a) 具有足夠的強度和適當的剛度，即使在惡劣的工作條件下，也能保證零件有足夠的機械強度和保持正確的幾 何形狀； b) 良好的散熱能力； c) 在保證活塞具有足夠機械強度和散熱能力的同時，活塞的結構質量應盡量小，以適應內燃機向高轉速發(fā)展的需求； d) 摩擦損失要盡量小，耐磨性應盡量高； e) 保證機器運轉噪聲小，為此要合理控制活塞裙部和氣缸的工作間隙，不應過大。 （ 3） 活塞的選材與成型工藝： 本機活塞采用共晶鋁合金鑄造。它是含硅量 10 14%，并夾有 Cu、 Ni、 Mg 等合金元素的一種鋁合金，它 比重小，僅為鑄鐵的三分之一；導熱性好，導熱系數比鑄鐵高 1 2 倍。采用熱膨脹系數較低的硅鋁合金；可改善鋁合金活塞的使 用性能，并且對活塞表面進行熱處理及陽極氧化處理，使活塞表面形成硬度很高的氧化膜，以減少硬質顆粒引起表面拉傷，氧化膜吸熱能力也較低，可減輕高溫燃氣對活塞頂的影響。 （ 4） 活塞頂部： 活塞頂的形狀應滿足燃燒室形狀的設計要求，在開式和半開式的柴油機燃燒室中，其活塞頂大都具有深淺不等的凹穴。活塞頂面的形狀大都比較復雜，而且工作條件又惡劣，在設計時應注意防止由于各處受熱不均勻產生過大的熱應力，以至活塞頂部出現(xiàn)裂紋和燒壞的情況。 活塞頂的厚度 一般為（ 0.1 0.2） D12 。 本設計活塞頂部的兩個凹穴成 光滑 圓形 凹坑燃燒室。 以增加渦流強度，同時又可以提高抗腐蝕能力。活塞頂的厚度 為 12 ， 導熱性較高，與鑄鐵氣缸的匹配較好，耐磨性也較好。 （ 5） 活塞銷座 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。 銷座應有足夠的強度和適當的剛度，使銷座能夠適應活塞銷的變形，避免銷座產生應力集中大連水產學院本科畢業(yè)設計 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 25 而導致疲勞破裂；同時要有足夠的承壓表面和較高的耐磨性。 對氣壓力負荷很高的柴油機來說，往往采用比較大的活塞銷外徑 d，而且活塞頂從改善導熱出發(fā)又做的很厚，在力爭壓縮高度最小的前提下，銷座的外圓大多與活塞頂實體相連，銷座的柔度很小。 如圖 6-2 所示。 為了防止上述現(xiàn)象的發(fā)生，本銷座進行了柔性設計，在銷孔內側加工出長 3 4 、錐角 1 2微錐度孔，再在邊緣上倒一個小圓角 R，可使最大邊緣負荷減小40%左右，解決了應力集中的問題。在銷座與頂部連接處設置加強筋（雙筋）。一方面用以提高活塞頂的強度；另一方面又可使活塞頂散熱面積增加。 圖 6-2 活塞銷座 （ 6） 活塞銷 活塞銷的功用是連接活塞與連桿，將活塞承受的氣壓力和活塞組往復運動慣性力傳遞給連桿。 在設計活塞銷 時，應該使銷具有足夠高的機械強度和耐磨性，同時還要有較高的疲勞強度，對高速發(fā)動機來說，銷的結構質量應該盡量輕，以減小往復運動慣性力。 活塞 銷 的結構尺寸 ，主要指活塞銷外直徑 d，內直徑 d0 和銷的長度 l.在選擇活塞銷的尺寸時，應保證銷有足夠的強度和適當的剛度，還應保證磨擦表面的比壓不能過大，防止機油被擠出。活塞銷尺寸的選定應當和銷座設計相配合。汽車拖 拉 機用的柴油機的 活塞銷 結構尺寸一般為， 活塞銷外直徑 d=（ 0.31 0.40） D，內直徑 d0=（ 0.6 0.75） d，銷的長度 l=（ 0.8 0.9） D8。 本機活塞 銷用 20 鉻鋼制成。 活塞銷外直徑 d=44 ，內直徑 d0=27 ，銷的長度 l=90 。 呈“全浮式 ”聯(lián)結。用兩個活塞銷擋圈卡住，防止其軸向竄動。活塞銷與連桿小頭襯套的配合較松，而與活塞孔的配合較緊 。 （ 7） 活塞裙部 活塞裙部是指活塞頭部以下的圓柱形部分。活塞沿氣缸往復運動時，就是依靠裙部起導向作用并承受側向力的。 裙部的橫截面做成橢圓形，長軸垂直于活塞銷中心線。長軸與短軸的差值為 0.3 1.45 mm 。裙部噴鍍石墨，以提高裙部的耐磨性。 （ 8） 活塞與氣缸壁之間的間隙 活塞頂部與氣缸壁的相對間隙 1/D = 0.005 。 垂直于銷孔方向的裙部與氣缸壁的相對間隙 2/D = 0.0012。 （ 9） 活塞的冷卻 熱負荷是活塞遇到的首要問題。活塞頂部的充許溫度從鋁 合 使金不燒壞的條件來說不應高于300500 。從機油不生成積炭來說不應高于 270280 。活塞環(huán)區(qū)的溫度，為了不依靠大量供應機油和不采用梯形環(huán)而防止環(huán)的膠住，應不高于 220240 。當發(fā)動機強化度提高后，活塞溫度要升高。所以要采取控制活塞溫升的措施。本設計 的活塞冷卻采用飛濺冷卻方式。 6.1.4 活塞環(huán) 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 26 （ 1） 活塞環(huán)的設計要求： 活塞環(huán)包括氣環(huán)和油環(huán)兩種。 氣環(huán)的作用是保證活塞和氣缸壁之間的密封，防止氣缸中的高溫高壓燃氣大量漏入曲軸箱，同時還將活塞頂部大部分熱量傳導到氣缸壁，再由冷卻水或空氣帶走。油環(huán)是用來刮除氣缸壁上多余的機油，并在氣缸壁上涂上一層均勻的機油膜，這樣既可以防止機油竄入氣缸中燃燒，又可以減少活塞、活塞環(huán)、與氣缸的磨損和摩擦阻力。此外油環(huán)也可以起到封氣的輔助作用。 根據活塞環(huán)的作用和工作條件，活塞環(huán)的設計應滿足如下要求 5： a) 有適當的彈力，以利于初始密封； b) 有較高的機械強度，并且在受熱時能夠保持穩(wěn)定（即熱 穩(wěn)定性好）； c) 易磨合且有足夠的耐磨性和抗焦結能力； d) 加工工藝簡單，成本低廉。 （ 2） 活塞環(huán)材料的設計要求 5： a) 在高溫下具有足夠高的機械強度； b) 耐磨并且摩擦系數小； c) 不易產生粘著，容易磨合； d) 容易加工，價廉。 （ 3） 活塞環(huán)的結構及布置方式 5： 活塞環(huán)的斷面形狀應滿足密封性好、迅速磨合、刮油能力強的要求，滿足這一要求的斷面形狀有多種型式，但常用的主要斷面形狀有矩形、梯形、扭曲形和桶面形等。 矩形環(huán)是最基本的形狀。它在各種發(fā)動機上被廣泛采用，是因為它不僅能滿足密 封要求，且制造簡單，適宜大批量生產。 活塞環(huán)的切口形狀主要有三種：直切口、斜切口和搭疊式切口。 根據此柴油機的特點，本設計的 活塞上有三道氣環(huán)和二道油環(huán)，起密封和刮油作用。 第一道環(huán)為 單面梯形桶面環(huán) （表面鍍鉻），第二、三道環(huán)為錐形環(huán)（外圓 鍍鉻），第四、五道環(huán)為螺旋撐簧油環(huán)（表面鍍鉻）。活塞環(huán)切口形式采用矩直形切口，活塞環(huán)裝在活塞上，各道環(huán)的切口方向相應錯開 120，以免影響密封性。 （ 4） 活塞環(huán)的主要尺寸及材料： 如圖 6-3 所示。活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度 b，環(huán)的徑向厚度 t 和切向間隙 （工作間隙）、 S（自 由開口間隙），活塞環(huán)的高度不易過高，氣環(huán) b = 2 3 ；油環(huán) b = 2 5 ；環(huán)的高度和徑向厚度之間的比例一般為 b/t =（ 0.55 0.75），切口處的間隙約為0.15 0.90 9。 1-工作面 2-背面 3-端面 本設計活塞環(huán)的高度為，氣環(huán) b =2.5 、油環(huán) 圖 6-3 活塞環(huán) b =4 ，徑向厚度 t =6 ， 第一道氣環(huán)開口間隙為 0.30.45 ，其余氣環(huán)為 0.30.4 ，兩道油環(huán)開口間隙均為 0.30.45 ，使用極限 0.2 ，第一道氣環(huán)側隙 0.060.092 ，其余氣環(huán) 0.040.072，油環(huán) 0.030.07 ，使用極限 0.2 。 活塞環(huán)的材料采用灰鑄鐵。為提高表面的耐磨性，外圓表面采用鍍鉻處理。 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 27 6.2 連桿組 6.2.1 連桿組的功用及組成 連桿組的功用是將活塞的力傳給曲軸，變活塞的往復運動為曲軸的旋轉運動。連桿組由連桿體（大頭、小頭和桿身）、連桿蓋、連桿螺栓和連桿軸瓦等組成。 連桿小頭與活塞銷連接，同活塞一起做往復運動；連桿大頭與曲軸連接，同曲軸一起作旋轉運動，在內燃機工作時連桿作復雜的平面運動。連桿主要承受著活塞上的氣體壓力、活塞組和連桿小頭的往復慣性力以及本身擺動時的橫向慣性力，因此它是在拉、壓和彎曲等交變應力下工作的。根據連桿的工作條件，連桿應具有足夠的疲勞強度和剛度，質量應盡可能 小。 6.2.2 連桿材料 連桿的材料應具有較高的疲勞強度和沖擊韌性。通常由優(yōu)質中碳鋼或中碳合金鋼經模煅或輥煅而成。一般進行調質和噴丸處理以提高連桿零件的強度和疲勞強度。 本設計連桿材料采用中碳合金鋼。固定連桿大頭蓋的螺栓材料采用40 Cr， 表面鍍銅以達到防銹、放松的目的。 6.2.3 連桿的結構設計 （ 1） 連桿桿身 如圖 6-4 所示。本設計 連桿長度為 L=285mm。根據承受交變載荷，可能產生疲勞破壞和變形，連桿高速擺動時的橫向慣性力也會使連桿彎曲變形。因此，桿身必須有足夠的斷面積。并清除產生應力 集中的因素。為了在較小重量下得到較大的剛度，桿身斷面采用 “工 ”字形，如圖 6-5 所 圖 6-4 連桿 示。 “工 ”字形斷面在同樣斷面面積下，抗彎性能最好，可獲得較高的剛度與強度，并使連桿重量大大減輕。桿身 “工 ”字截面內鉆有油孔，從而使壓力油進入連桿小頭。 為使連桿小頭到大頭傳動力比較均勻，桿身斷面通常從小頭到大頭漸漸加大。考慮鍛造加工工藝性。 “工 ”字型的拔模斜度為 7。 （ 2） 連桿小頭 圖 6-5 欄桿桿身截面 連桿的小頭結構形式取決于活塞銷的尺寸及其固定方式。本機亦采用浮式活塞銷，在運轉過程中活塞銷在活塞的銷座中和在連桿的小頭中都是能夠自由轉動。如圖 6-6 所示。連桿小頭采用薄壁圓環(huán)結構。 連桿小頭與桿身之間采用圓弧過渡，提高連桿小頭與桿身之間的強度與剛度。連桿小頭孔直徑 d=45 ，為了耐磨，在小頭孔內壓入襯套。襯套材料采用鉛青銅。襯套內孔與活塞銷之間的間隙為 0.004 0.0015d 。 圖 6-6 連桿小頭 （ 3） 連桿大頭 連桿是由連 桿大頭與曲軸連接的。連桿與曲軸的配合副是發(fā)動機中最重要的環(huán)節(jié)。 連桿大頭大連水產學院本科畢業(yè)設計 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 28 應該有很大的剛度和強度，否則將影響薄壁軸瓦，連桿螺栓，甚至整機工作可靠性，為了便于維修，高速內燃機的連桿必須能從氣缸中取出，故要求大頭在擺動平面內的總寬 B 必須小于氣缸直徑。 如圖 6-7 所示。本機 連桿大頭采用斜切口，連桿大頭孔直徑 d=76 ，斜角為 45，從而保證在較大的連桿軸徑情況下，使連桿仍能從氣缸套處進行拆裝。連桿大頭的兩部分用連桿螺栓連接在一起， 為提高連桿大頭結構剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離應盡量小，螺栓孔外側壁厚一般不應小于 2 。為保證兩部分裝配精度，在工作中不產生位置錯移，連桿體與大頭蓋之間采用鋸齒定位。連桿大頭與曲柄銷的配合是通過壓入連桿大頭內的軸瓦來實現(xiàn)的。軸瓦的材料采用鉛青銅。 圖 6-7 連桿大頭 6.3 曲軸飛輪組 6.3.1 曲軸 曲軸是由一個或多個曲拐組成的。每一個曲拐則是由曲柄壁、主軸頸、和連桿軸頸三部分組成的。曲軸中用以驅動其它機械旋轉的一端稱為功率輸出端（或簡稱后端）。通常在曲軸的功率輸出端上裝有飛輪。 曲軸的功用是把活塞的往復運動通過連桿變成旋轉運 動，以輸出柴油機所產生的功率，并驅動柴油機自由端（或簡稱前端）的配氣機構，噴油泵，水泵，機油泵等其他附件。 6.3.2 曲軸的設計要求 4 （ 1） 具有足夠的疲勞強度，以保證曲軸工作可靠，設計時應盡量減小應力集中，加強薄弱環(huán)節(jié)。 （ 2） 有足夠的剛度，使曲軸變形不致過大，以免惡化活塞連桿組及軸承的工作條件，同時應避免在工作轉速范圍內出現(xiàn)共振，以防產生過大的扭轉，橫向和軸向振動的附加應力。 （ 3） 軸頸具有良好的耐磨性，應根據軸頸比壓選取適當的軸承材料、軸頸硬度和加工精度，以保證曲軸和軸承有足夠的壽 命。 （ 4） 曲柄排列合理。以保證柴油機工作均勻，曲軸平衡性良好，以減小振動和主軸承最大負荷。 （ 5） 材料選擇適當，以充分發(fā)揮材料強度潛力。 6.3.3 曲軸的結構型式 根據該柴油機的特點，采用整體式曲軸。整體式曲軸結構簡單，重量輕，工作可靠，使用廣泛，剛度、強度較高，缺點是加工困難。 6.3.4 曲軸的結構設計 多缸內燃機的曲軸一般由多個相同的曲拐以及前端、后端構成。一個曲關拐主要尺寸有：主大連水產學院本科畢業(yè)設計 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 29 軸頸直徑和長度 D1、 L1，曲柄銷直徑和長度 D2、 L2，曲柄臂的厚度和寬度 H、 B，以及軸頸到曲柄臂的過度圓角 R。這些尺寸參數大致統(tǒng)計范圍如表 6-1 所列。 表 6-1 曲軸主要相對尺寸（對缸徑 D 的比值） 內燃機類型 曲柄銷 主軸頸 曲柄臂 直 徑 D2/D 長 度 L2/D 直 徑 D1/D 長 度 L1/D 厚 度 H/D 寬 度 B/D 直列柴油機 0.55 0.7 0.35 0.45 0.65 0.8 0.35 0.5 0.2 0.3 1 1.3 汽油機 直列式 0.55 0.65 0.35 0.45 0.6 0.7 0.35 0.45 0.2 0.25 0.8 1.2 V 形 0.5 0.6 0.45 0.6 0.65 0.8 0.3 0.35 0.18 0.22 0.8 1.1 曲軸尺寸最值得關注的是曲柄銷直徑 D2 和曲柄臂厚度 H， D2 增大使連桿軸承工作條件改善，曲軸強度和剛度提高，但同時使連桿尺寸增大，曲軸旋轉質量增大，平衡塊加大，使曲軸扭振頻率下降，所以要特別慎重地選擇。主軸頸直徑 D1 增大特別有利于扭轉剛度，而且沒有加大連桿與平衡塊等副作用，但對加強曲柄銷強度和改善負荷最重的連桿軸承的工作并無裨益。 曲柄臂厚度 H 對曲拐的彎曲強度有決定性的影響，且彎曲強度與 H2 成正比，所以這里實際上 是一個彎曲強度與軸承比壓之間的最佳折中問題。對于曲軸彎曲疲勞強度影響很大的另一個尺寸參數是軸頸到曲柄臂的過度圓角半徑 R。 R 對曲軸彎曲和扭轉的應力集中有很大影響。一般，主軸頸到曲柄臂的過度圓角半徑 R=（ 0.05 0.10） D1，在任何情況下 R 不應小于 2 ，否則不磨削。 （ 1） 曲軸軸頸與曲柄臂 軸徑應短而粗，以增強曲軸剛性，提高自振頻率，縮短缸心距，但軸頸長度也不能過短，否則會使軸承的承載力變壞，滑動軸承的寬度以不小于 0.3d(d 為軸頸 )為宜 . 且曲柄銷直徑 D 2 總是小于主軸頸直徑 D 1。 根據上述分析，本 設計取 主軸頸直徑 D1 = 85 ； 主軸頸長度 L1 = 50 。 曲柄銷直徑 D2 = 75 ； 曲柄銷長度 L2 = 48 。 曲柄臂厚度 b = 23 ； 圓角半徑 r = 5.6 。 （ 2） 潤滑油道 曲軸的潤滑十分重要。本機采用分路供油。主軸承進油口設在上軸瓦上，因為這里軸承負荷最小。曲軸中油道的布置方式采用從曲柄臂肩部鉆一斜孔，貫通曲柄臂與主軸頸，再在此兩個軸頸上鉆直油孔接通，最后將曲柄臂肩部孔堵死。為了減小應力集中，油孔孔口必須進行倒圓并拋光。孔口圓角半徑不小于 0.04d=0.0480=3.2mm,在靠近軸頸表面的一般內表面也必須加工得十分光潔。 （ 3） 曲軸兩端與軸向止推 為了維修的方便， 曲軸的自由端裝帶動配氣機構、水泵、風扇或機油泵的傳動齒輪。飛輪裝在功率輸出端。其連接方法采用法蘭盤通過定位銷和螺栓來安裝飛輪，定位銷用于保證曲軸與飛輪之間的相位準確。為了防止曲軸兩端沿軸向漏油，同時也防止外面的塵土等進入曲軸箱內，曲軸兩端設有油封。采用組合式結構，即甩油盤和填料油封。 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第六章 2110 型柴油機（渦流室）主要運動件設計 30 曲軸與曲軸箱之間應設置一個止推軸承，以限制曲軸過大的軸向竄動。 （ 4） 曲軸的材料與毛坯工藝 曲軸的材 料采用球墨鑄鐵 QT 90-2-2，預先熱處理與強化措施采用正火。采用這樣的材料，毛尺寸精確，切削余量小，形狀合理，疲勞強度高，生產成本低。 （ 5） 曲軸軸承的結構與材料 曲軸滑動軸承采用薄壁軸承。此種軸瓦重量輕，能互換，便于大量生產。按照軸承寬度 B 與直徑 D 的比值，采用窄軸承。曲軸軸瓦的結構采用平軸瓦。 為了軸承的散熱，軸瓦裝于軸承座內時要求緊密配合，為此，軸瓦裝在軸承內時，應有一定的過盈度。軸瓦在自由狀態(tài)下并不是一個正半圓，而是彈開一個尺寸。 約為 0.25 5 mm 。 為了防止在運轉過程中軸瓦相對于軸 承座產生相對運動，軸瓦安裝時采用定位唇定位結構。軸瓦由鋼背與合金層組成。鋼背為低碳鋼，軸承合金材料為銅鉛合金。 6.3.5 飛輪的結構形式 飛輪是一個邊緣質量很大的鑄鐵圓盤，用來儲存能量，通過曲軸、連桿帶動活塞完成進氣、壓縮和排氣行程，驅動內燃機的輔助機構，并使內燃機運轉均勻平穩(wěn)。飛輪用螺釘或螺栓、螺母按規(guī)定力矩緊固在曲軸后端的凸圓上。 本設計飛輪采用灰鑄鐵材料，直徑為 420 , 寬為 90 ，飛輪上刻有記號并鉆有定位孔，用來表示第一缸活塞在上止點的位置，以便進行配氣機構和噴油泵的調整。飛輪與曲軸間的相對位置 采用定位銷予以保證。飛輪外圓上壓有尺圈，內燃機起動時起動機的驅動齒輪與其嚙合，帶動曲軸旋轉。 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第七章 2110 型 柴油機（渦流室）的機體組件 31 第七章 2110 型 柴油機（渦流室）的機體組件 7.1 機體組 機體組包括氣缸體、曲軸箱、氣缸套和氣缸蓋等固定件。 7.1.1 氣缸體 柴油機的氣缸體構成機器的骨架，氣缸體內外安裝著柴油機所有主要零部件和附件。為了保證活塞、連桿、曲軸、氣缸套等主要零件工作可靠，耐久，他們之間必須嚴格保持精確的相對位置。 （ 1） 氣缸體的工作條件與設計要求 在機體設計中，必須對重要表面的尺寸、幾何形狀、相互位置等提出嚴 格的公差要求。 氣缸體結構設計必須保證它有足夠的強度和剛度，既不能發(fā)生裂紋和損壞，也不能出現(xiàn)過大的變形。 因為氣缸體的質量要占內燃機總質量的 1/4 左右，而制造成本約占總成本的 1/10，氣缸體的設計要特別注意減輕其質量和改善鑄造和加工工藝性，挖掘降低成本的一切潛力。 （ 2） 氣缸體的結構細節(jié)設計 內燃機氣缸體是一個復雜的空間結構，必須細致地進行結構細節(jié)設計，以優(yōu)化材料的利用。 一個重要的原則是主要載荷盡可能直線傳遞，避免產生附加的彎曲和扭曲。 氣缸體上尺寸比較大的壁面最好設計成不斷彎曲的波浪形， 而不是簡單的大平面。這樣可以加大結構剛度，減小噪聲輻射。 為了加大壁面的剛度，可設置加強肋，且要盡可能布置成不易歪曲變形的三角形。傳力路線上更要有加強肋。 為了加強氣缸體的受力局部的剛度，在基本壁面根據鑄造工藝的可能盡量薄（一般 4 6 ）的前提下，必須加大局部壁厚。本機頂面厚 17 ，底面厚 10 。壁厚的變化應圓滑過度。 （ 3） 本機型的氣缸體為整體龍門式鑄件，如圖 7-1 由高強度合金鑄鐵制成，主軸承采用懸掛式。氣缸體上設有氣缸，其精加工的內表面裝有氣缸套與氣缸蓋和活塞頂面共同組成燃氣工作空間，并承 受活塞的側壓力，引導活塞做直線往復運動和傳遞熱量，保持活塞組件的正常工作溫度。氣缸體的下部為曲軸箱，它與油底殼形成曲軸的工作空間。 圖 7-1 氣缸體 主油道布置在曲軸箱右側壁上，潤滑主軸承、凸輪軸軸承。在凸輪軸的靠中間的兩個軸承座孔和氣缸體頂平面之間，鑲有兩根 8 鍍鋅鋼管，形成通路，機油便由此通向配氣機構的潤滑部位。 7.1.2 氣缸套 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第七章 2110 型 柴油機（渦流室）的機體組件 32 氣缸套分干缸套和濕缸套兩種。如圖 7-2 所示。 a) 干式 b) 濕式 c)濕式 1-氣缸套 2-水套 3-氣缸套 4-橡膠密封圈 A-下支承密封帶 B-上支承密封帶 C-缸套凸圓平面 圖 7-2 缸套 本機型的氣缸套為鑲入式濕式氣缸套，材料為硼鑄鐵，經熱處理，在氣缸套上端、氣缸體和氣缸蓋之間用氣缸墊密封， 氣缸套下定位面上有兩道環(huán)槽，環(huán)槽里放有耐熱耐油的橡膠密封圈，缸套裝入氣缸座孔后，其上端面應略高于氣缸體的上平面約 0.05 0.15mm，以便氣缸蓋能壓緊氣缸套。本機取凸肩高度為 0.15 。 氣缸套長度 L 應使活塞在下止點時活塞裙部能稍露出氣缸套，便于活塞能將缸壁上的臟機油刮下來。一般長度 L 約為（ 1.9 2.1） S。本機取缸套長度 L=300 。 7.1.3 氣缸蓋和氣缸墊 氣缸蓋的工作條件是比較苛刻的，它要承受燃燒氣體的高溫高壓作用。在柴油機氣缸蓋上要布置氣門、氣門座、進排氣道、燃燒室以及冷卻水道等等。設計氣 缸蓋時要注意以下幾點 4： （ 1） 氣缸蓋要有足夠的剛度，且剛度分布均勻，以保證氣缸蓋與機體上端面之間密封可靠。 （ 2） 要冷卻好氣缸蓋，防止氣缸蓋溫度過高及溫度分部不均勻產生熱應力過大。 （ 3） 布置好進、排氣道。 （ 4） 氣門機構及噴油器等部件的拆裝應該方便。 氣缸蓋的具體結構型式是與燃燒室的型式、進排氣道的布置以及冷卻水路的組織等因素有關。 本機型的氣缸蓋為整體式，材料為優(yōu)質灰鑄鐵，設有冷卻水套，渦流室式燃燒室，氣門導管孔，進、排氣門座和進、排氣門道，噴油器的座孔等。 氣缸蓋與氣缸體之間的氣體密封是一個復雜的問題，它不僅 要求適當的襯墊，而且要求機體大連水產學院本科畢業(yè)設計 第七章 2110 型 柴油機（渦流室）的機體組件 33 設計合理，有足夠的剛度，同時壓緊襯墊的氣缸蓋螺栓分布均勻，數量足夠、位置合理。這樣就可能以最底限度的預緊力保證可靠的密封。 氣缸墊應滿足下列要求：有一定彈性，能補償被密封面的宏觀和微觀平面度，密封性好；有足夠抗拉和抗剪強度，在高壓燃氣作用下不破損；有耐熱和耐腐蝕性，在高溫燃氣和冷卻水、機油作用下不變質；拆裝方便，能重復使用 4。 本設計氣缸墊是以扎空有毛刺的低碳鋼板為骨架，兩面覆上密封面料，再經表面防滲及防粘著處理而制成。 渦流室燃燒室的活塞頂與氣缸蓋之間的空間為主燃燒室，而在 氣缸蓋中的容積稱為渦流室，既副燃燒室，它的容積約占整個燃燒室容積的 50% 70%。本設計渦流室為球形，主副燃燒室之間用一個通道連通，通道的截面積為活塞截面積的 2%，通道方向與活塞頂成一定角度并與渦流室相切。噴油器安裝在渦流室里，燃料順空氣渦流方向噴射。 在柴油機中，為了減輕進氣被預熱的程度，進排氣道通常布置在機體兩側。但本設計機型的進排氣道布置在了一側，其主要是受結構形式的影響，因為本機型的燃燒室為渦流室燃燒室，造成氣缸蓋體積比一般形式氣缸蓋體積大，為了使整機結構緊湊合理所以把進排氣道布置在了一側。 7.1.4 油底殼 本機型的油底殼用薄鋼板沖壓焊接而成。如圖 7-3。用螺栓緊固在氣缸體、飛輪殼和正時齒輪室蓋下面，中間用軟木墊密封。 油底殼的兩個放油旋塞內壓有磁鐵塊，。側面裝有機油尺，上面有三道刻線。 圖 7-3 油底殼 7.1.5 其他部件 本機型采用軸針式噴油器，如圖 7-4，噴油壓力為 1205 Kg/cm。噴油泵為 型分列泵。調速器為機械離心全程式調速器。 a) b) 圖 7-4 噴油嘴 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第八章 2110 型柴油機（渦流室）的輔助系 統(tǒng) 34 第八章 2110 型柴油機（渦流室）的輔助系統(tǒng) 8.1 配氣機構 8.1.1 配氣機構的型式 配氣機構的任務是實現(xiàn)換氣過程，即根據發(fā)動機氣缸的工作次序，定時地開啟和關閉進、排氣門，以保證氣缸排除廢氣和吸進新鮮空氣。 配氣機構應滿足以下要求 4： （ 1） 進、排氣門的 面積 足夠大，泵氣損失小，配氣正時恰當，在排氣過程中能較好地排除廢氣，進氣過程中能吸入較多的新鮮空氣，因而使發(fā)動機具有較高的充量系數和合適的扭矩特性。 （ 2） 振動，噪聲較小，并且工作可靠和耐磨。 （ 3） 結構簡單，緊湊。 本設計配氣機構的型式采用下置凸輪軸式。它的結構特點： （ 1） 凸輪軸裝在曲軸箱內，而搖臂軸裝在氣缸蓋上，兩者相距較遠，推桿較長。 （ 2） 凸輪軸距曲軸較近，兩者之間采用正時齒輪傳動。 8.1.2 配氣機構的組成 配氣機構由氣門驅動組和氣門組構成。氣門驅動組由正時齒 輪、凸輪軸、氣門挺柱、推桿、調整螺釘和鎖緊螺母、搖臂、搖臂軸、搖臂軸支架等組成。氣門組主要由氣門鎖片、氣門彈簧座、氣門彈簧、氣門、氣門導管、氣門座等組成。 8.1.3 氣門的布置 氣門的功用是控制進氣道和排氣道的開啟和關閉。分為進氣門和排氣門兩種。 如圖 8-1 所示。本機采用頂置式二氣門，因為這種機構工作可靠，有助于結構的布置，尤其是進排氣門能夠保持燃燒室的密封性。進氣門用鉻鉬耐熱鋼或鉻 圖 8-1 氣門 硅耐熱鋼制造，頭部尺寸為 50 毫米，排氣門用鉻硅鉬耐熱鋼制造，頭部尺寸為 45 毫米 .排氣門 座用鉻鉬釩鋼制造 ,用冷縮壓配合的方法鑲入 。 修磨氣門座時 ,須用成形砂輪。氣門座與氣門錐面的研磨帶寬度 1.6-2.0 毫米 .氣門桿部為一光滑圓柱形，工作時，作為氣門運動的導向面，沿氣門導管內孔不斷地進行往復運動。 8.1.4 氣門導管 氣門導管的功用是：作為氣門往復運動的導向面，用以控制氣門運動方向，使氣門與氣門座正確閉合，不致發(fā)生歪斜而造成漏氣。 導管一般設計成沒有任何臺階的圓柱形，以便用無心磨床加工。為了很好地引導氣門，導管大連水產學院本科畢業(yè)設計 第八章 2110 型柴油機（渦流室）的輔助系 統(tǒng) 35 的長度最好為桿徑的 7 倍。導管與氣門桿之間的配合間隙應適當。間隙過小容易卡住，過大則 不利于桿和導管之間的熱傳導。氣門桿與導管的間隙，進氣門取 0.005 0.01 倍氣門桿直徑；排氣門取 0.008 0.012 倍氣門桿直徑 4。 本設計氣門導管采用鐵基粉末冶金材料的壁厚為 3 的圓柱形結構，導管內直徑 d1=10 ,導管外直徑 d2=16 ，導管長 L=70 ，導管座套壁厚為 5 。 8.1.5 氣門彈簧 氣門彈簧的功用是：保證氣門和氣門座緊密貼合，防止氣門在開閉過程中，因氣門、挺柱和推桿等運動件的慣性力而產生彼此脫開現(xiàn)象。 本設計采用彈性極限和疲勞強度很高的 65Mn 作為氣門彈簧的材料，并且進行表 面磨光、拋光或噴丸及鍍剛、鍍鋅、發(fā)藍、者黑等防銹處理。進、排氣門都裝有內外兩個螺旋方向相反的氣門彈簧。為防止因氣門彈簧折斷而造成氣門落入氣缸的事故發(fā)生，在氣門桿上放置一個保險用的氣門擋圈。 8.1.6 氣門驅動機構 （ 1） 凸輪軸 如圖 8-2 所示。凸輪軸是配氣機構中主要驅動零件。凸輪軸采用下置的布置型式，由凸輪軸軸頸、進氣凸輪和排氣凸輪等構成。凸輪軸要有足夠的韌性和剛度，采用特種鑄鐵制成，凸輪和軸頸的工作表面經熱處理后精磨和拋光，以提高其硬度及耐磨性。 圖 8-2 凸輪軸 （ 2） 搖臂與推桿 如圖 8-3 所示。 搖臂是一個中間帶有圓孔的不等長雙臂杠桿，材料為球墨鑄鐵，搖臂頭的工作面經表面淬火。其作用是將推桿傳來的力改變方向，作用到氣門桿尾部使其推開氣門。搖臂的前端部設有直徑為 3mm 的油孔。推桿的作用是將凸輪軸經過挺柱傳來的推力傳遞給搖臂，它是配氣機構中最易彎曲的細長零件。為了減小質量并保證有足夠的剛度，推桿通常采用無縫鋼管制 成，內部采用實心結 圖 8-3 搖臂 構且與同球形支座鍛成一個整體，然后進行熱處理。8.2 潤滑系統(tǒng) 柴油機潤滑系的任務是將定量，潔凈，有適當溫度的潤滑油輸送至各必要部位，它對柴油機的工作可靠性和耐久性有很重要的作用。主要是：減少零件的磨損和降低磨擦功；對潤滑表面進行冷卻和清洗；對特定的部位進行密封，減震，同時在油膜被吸附的地方起防銹作 11。 設計良好的潤滑系統(tǒng)應該具有合理的布置，保證各種 使用條件下向發(fā)動機的特定部位供給壓力，溫度和數量適宜 圖 8-4 潤滑系統(tǒng) 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第八章 2110 型柴油機（渦流室）的輔助系統(tǒng) 36 的機油，并能去除機油中含有的雜質。系統(tǒng)內還要有必要的調節(jié)和保護設備。所用部件應性能優(yōu)良，可靠，結構緊湊，重量輕，并便于維修。 如圖 8-4 所示。本設計潤滑系供油方式采用綜合潤滑。即同時采用壓力潤滑和飛濺潤滑兩種方式，分別實現(xiàn)柴油機各摩擦表面的潤滑。綜合式潤滑工作可靠，并可使整個潤滑系統(tǒng)結構簡化。此內燃機的潤滑系統(tǒng)由油底殼、機油泵、機油濾清器等部件所 組成。采用濕式循環(huán)，這樣就不需要吸油泵，使柴油機附屬設備及整體布置大大簡化。 8.3 燃油系統(tǒng) 8.3.1 燃油系統(tǒng)的要求 燃油系統(tǒng)是為了保證柴油機工作過程的正常進行，在高壓下和嚴格規(guī)定的時間內將一定量的燃料，以霧狀噴入燃燒室中，使它與空氣能夠 很好地混合，盡可能地完全燃燒，以達到最好的經濟指標，故該系統(tǒng)必須具備下列要求 4： （ 1） 準確分配與柴油機負荷相適應的油量，過量的燃油及各缸油量不均勻都會使燃燒惡化，會使柴油機或個別氣缸超負荷。 （ 2） 燃油要在規(guī)定的時間噴進燃燒室，過遲會使燃燒惡化，過早會使爆發(fā)壓力超過允許值。 （ 3） 將燃油霧化并均勻分布于燃燒室內，以使其能迅速和空氣混合。 上述要求很難全面滿足，只能根據使用要求有所側重。 燃燒系統(tǒng)主要由燃燒室和進氣道，噴油泵和噴油器等組成。燃燒室的幾何形狀，它相對于氣缸中心線的位置，以及它 與噴油之間的相互關系，對燃燒過程的完善以及柴油機性能的優(yōu)劣極為重要，燃燒室亦同樣影響著氣流運動。 8.3.2 燃油系統(tǒng)的主要部件 本設計柴油機燃 油 系統(tǒng)是由燃油箱、輸油泵、柴油濾清器、噴油泵、噴油器、機械離心式調速器及燃油管系等所組成。如圖 8-5 所示。 （ 1） 噴油泵 本機采用 系列噴油泵，此系列比 B 系列噴油泵體積小、重量輕。其泵體分成上下體，柱塞為一左向斜槽，柱塞的尾部壓配調節(jié)臂，它的圓 1-柴油箱； 2-粗濾器； 3-輸油泵； 4-手油泵；頭部 分安裝在調節(jié)叉槽中。在出油閥緊座中置有 5-噴油泵； 6-低壓油管； 7-系濾器； 8-放氣螺 減容器 ， 并有銅墊圈作為高壓密封用。油量控制 釘； 9-噴油器； 10-回油泵； 11-限壓閥 機構是由油門拉桿、調節(jié)叉、調節(jié)臂所組成，稱 圖 8-5 燃油系統(tǒng) 撥叉式油量控制機構。當柴油機工況變化時，由于調速器的作用而拉動油門拉桿作左右移動，從而改變柱塞與柱塞套的相對位置，即可改變供油量。 （ 2） 噴油器 噴油器是柴油機燃料供給系的一個重要部件，燃油的霧化質量和混合氣的良好形成，均與噴油器有直接關系 。噴油器按結構形式右分為開式和閉式兩大類。 本機采用閉式中的軸針式噴油器。 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第八章 2110 型柴油機（渦流室）的輔助系統(tǒng) 37 （ 3） 輸油泵 輸油泵的功用是保證低壓油路中柴油的正常流動，克服柴油濾清器和管路中的阻力，并以一定的壓力向噴油泵輸送足夠量的柴油，輸油量應為全負荷最大供油量的 3 至 4 倍。輸油泵的結構型式有很多，常見的有活塞式、轉子式、滑片式和齒輪式等幾種。 本機采用轉子式輸油泵。手油泵由手油泵體、手柄、手油泵桿及手油泵活塞等組成。其作用是當柴油機長期停放后，重新起動時向燃油供給系統(tǒng)內供油。使用前，先將噴油泵的放氣螺釘擰開，再將手油泵的手柄旋開，然后 往復抽按手油泵，即可向燃油供給系統(tǒng)內供油，并將其中的空氣驅除干凈。之后擰緊放氣螺釘，旋緊手油泵手柄，再行起動發(fā)動機。 （ 4） 調速機構 調速機構的主要部件為調速器，其作用是根據柴油機負荷的變化，自動地調節(jié)噴油泵的供油量，以保證柴油機在各種工況下穩(wěn)定運轉。現(xiàn)在應用最為廣泛的是機械離心式高速器，按其作用的范圍不同，可分為兩速高速器和全速高速器。 本機采用兩速高速器。兩速高速器可實現(xiàn)起動加濃、穩(wěn)定怠速、正常工作時的油量調節(jié)和限制超速。 8.4 冷卻系統(tǒng) 柴油機工作時，氣缸內燃燒氣體的溫度很高，如果不對發(fā)動機采 取必要的冷卻措施，將不能保證其正常工作。冷卻系的任務就是使發(fā)動機得到適度的冷卻，從而保持在最適宜的溫度范圍內工作。 柴油機的冷卻要適度。根據本設計柴油機的特點，冷卻方式采用水冷，且為閉式強制循環(huán)冷卻。這種冷卻系統(tǒng)，可使進水溫度適當的提高，使柴油機得到較好的經濟指標，冷卻水溫差較小，使柴油機受熱零件工作溫度比較穩(wěn)定，工作過程中冷卻水密閉在系統(tǒng)內部進行循環(huán)，消耗水量少，同時可保持冷卻水的清潔，提高冷卻的可靠性和冷卻系統(tǒng)各部件的使用期限。 冷卻系統(tǒng)是由水套、水泵、風扇、散熱器、水管、水溫表、感溫器、節(jié)溫器、百葉窗 等組成。 8.5 起動系 考慮到技術的可能性和經濟的合理性，柴油機的起動系統(tǒng)應滿足下列要求： （ 1） 規(guī)定的環(huán)境溫度下，都能可靠起動。 （ 2） 起動迅速，并能按規(guī)定起動次數連續(xù)起動。 （ 3） 操作便利，維修簡便。 （ 4） 結構簡單，體積小，重量輕，成低。 柴油機不能依靠自身的力量從停車狀態(tài)下開始運轉，必須用外來的能量轉動曲軸，即依靠起動系來完成 。 本設計柴油機起動方式采用電力起動。起動系統(tǒng)由起動電動機、蓄電池、電磁式起動開關和起動按鈕等所組成。 大連水產學院本科畢業(yè)設計 第九章成果與展望 38 第九章 結論與建議 9.1 結論 本次設計 主要是對柴油機整體設計的一次模擬訓練，通過整個設計過程了解柴油機設計的一般步驟與方法，明確柴油機的參數選擇范圍和熱力學與動力學計算的過程，基本理解柴油機各個系統(tǒng)的設計要求與工作原理，和選型、選材的原則與方法，以及一些注意事項等。 本課題同時深入研究、設計了渦流室與主燃燒室活塞頂的形狀與結構。本設計采用了純球形渦流室，和雙凹坑式帶有導流槽的活塞頂結構。由于當今社會發(fā)展的非常迅速，人們的生活水平有了極大的提高，所以，人們對汽車、輪船等的需求量也是與日俱增，隨之而來的就是空氣污染越來越嚴重，溫室氣體排放量也越來越 大，造成了環(huán)境污染、全球變暖等一系列惡劣的影響，為了改善這一現(xiàn)狀，我們就不得不從如何改善燃料的燃燒質量這一方面著手了。然而只有使燃料燃燒的更加充分才能更加有效的降低污染物的排放量，采用渦流室燃燒室對提高燃燒質量，降低污染物排放量等方面都有很大幫助。因為當燃料噴入渦流室燃燒后，燃料將被形成 有組織的強烈的壓縮渦流保證了較好的混合氣質量 ,當活塞在上止點附近時，從渦流室中噴出的高溫燃氣，空氣及未燃的燃料，經導流槽分成兩股，在凹坑中形成兩個強烈旋渦，隨著活塞下行，兩個旋渦越出凹坑，擴展到整個主燃燒室，從而加強了主燃燒 室的混合和燃燒。 這樣就很好的改善了排氣質量，減少了污染。 9.2 建議 近幾十年來，基于提高汽車發(fā)動機動力性、經濟性和降低排污的要求，許多國家和發(fā)動機廠商、科研機構投入了大量的人力、物力進行新技術的研究與開發(fā)，特別是電子技術的發(fā)展與普及以及預測模型的不斷完善，使內燃機獲得了新的發(fā)展。這些技術和新方法，有的已在內燃機上得到應用，有些正處于發(fā)展和完善階段，有可能成為未來內燃機技術的發(fā)展方向。 結合本次設計的重點內容談談有關內燃機燃燒室的發(fā)展方向。汽油機的燃燒室主要采用高壓縮比的緊湊形燃燒室，輔以快燃技術。適宜 于稀燃和分層充量燃燒的汽油機有望獲得進一步的發(fā)展。柴油機則以渦流室燃燒室為主流，在組織進氣渦流和擠流基礎上，充分利用燃燒室形狀形成的次渦流和湍流以改善燃燒，近年來取得了較好的進展，是柴油機發(fā)展的一個趨勢。先進的三維模擬技術（如 KIVA）將在燃燒室設計方面發(fā)揮重要作用。 大連水產學院本科畢業(yè)設計 致謝 39 致謝 本設計及學位論文是在導師杜興濤老師的親切關懷和悉心指導下完成的。他淵博的知識、縝密的思維、嚴謹的治學和工作作風，勇于開創(chuàng)、求實向上的精神令我受益匪淺。在整個本科學習、課題研究和論文撰寫期間，導師在學習上給予了我無微不至 的關懷，為我順利完成論文提供了很多便利條件，在此向導師表示衷心的感謝！ 在此，我還要感謝在一起愉快的度過本科生活的熱動 05 班的全體同學，正是由于你們的鼓勵和支持，我才能克服一個一個的困難和疑惑，直至本文的順利完成。 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我許多的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意 ! 大連水產學院本科畢業(yè)設計 參考文獻 40 參考文獻 1周龍保 .內燃機學 .北京： 機械工業(yè)出版社， 2006， 1 第 2 版 ： 325-350 2張宗杰 .內燃機課程設計指南 .武漢： 華中理工大學出版社， 1995， 12 第 1 版 ： 1-150 3吉林工業(yè)大學內燃機教研室 .內燃機構造 .吉林： 吉林人民出版社， 1975， 3 第 1 版 ： 45-61 4吉林工業(yè)大學內燃機教研室 .內燃機理論與設計 .北京： 機械工業(yè)出版社， 1977， 7 第 1 版 ： 30-215 5林大淵 .內燃機動力學 .北京： 中國工業(yè)出版社， 1961， 10 第 1 版 ： 7-42 6吳兆漢；方球 .內燃機設計 .北京： 北京理工大學出版社， 1990， 4 第 1 版 ： 88-154 7濟南柴油機廠 .柴油機結構與使 用 .濟南 ： 石油化學工業(yè)出版社， 1976， 11 第 1 版 ： 3-15 8錢耀南 .船舶柴油機 .大連： 大連海事大學出版社， 2000， 7： 355-366 9栗利坪 .汽車實用英語 .天津： 電子工業(yè)出版社， 2005， 6 第 1 版 ： 78-93 10 B.M.塔列也夫 .內燃機工作過程熱計算手冊 .北京： 國防工業(yè)出版社 ,1965， 9 第 1 版 ： 85-86 11W.KER.WILSON.PRACTICAL SOLUTION OF TORSIONAL VIBRAYION PROBLEMS(Vol ), CHAPMAN & HALL LTD： 110-111 12李勝業(yè)編譯 .小松的微渦流燃燒室（ MTCC） .北京： 國防工業(yè)出版社 ， 1980， 6： 157-159 13A.C.OPJINHA.M.R.KPYRJIOBA.ABNTA TEJIN BHYTPEHHERO CROPOAHNR.1985： 66-67 . 大連水產學院本科畢業(yè)設計 附錄 41 附錄 附表 3 在不同的 值時，與 a 相對應的 x/r a 1/ 3.2 3.4 3.6 3.8 4.0 4.2 1/ a 0 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 360 10 0.020 0.020 0.019 0.019 0.019 0.019 350 20 0.079 0.078 0.077 0.076 0.075 0.074 340 30 0.173 0.171 0.169 0.167 0.165 0.164 330 40 0.298 0.295 0.291 0.288 0.286 0.284 320 50 0.449 0.444 0.439 0.434 0.431 0.427 310 60 0.617 0.610 0.604 0.599 0.594 0.590 300 70 0.796 0.788 0.781 0.774 0.768 0.763 290 80 0.978 0.969 0.951 0.954 0.948 0.943 280 90 1.156 1.147 1.139 1.132 1.125 1.119 270 100 1.325 1.316 1.308 1.301 1.295 1.289 260 110 1.480 1.472 1.466 1.458 1.452 1.447 250 120 1.617 1.610 1.604 1.599 1.594 1.590 240 130 1.734 1.729 1.724 1.720 1.716 1.713 230 140 1.831 1.827 1.823 1.820 1.818 1.815 220 150 1.905 1.909 1.901 1.899 1.897 1.896 210 160 1.958 1.957 1.956 1.955 1.954 1.954 200 170 1.989 1.989 1.989 1.989 1.989 1.989 190 180 2.000 2.000 2.000 2.000 2.000 2.000 180 a 0.312 0.296 0.278 0.263 0.250 0.238 a 附表 4 在不同的 值時，與 a 相 對應的 x/ r a 符號 3.2 3.4 3.6 3.8 4.0 4.2 符號 1/ a 0 + 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 - 360 10 + 0.227 0.224 0.221 0.218 0.216 0.214 - 350 20 + 0.443 0.437 0.432 0.427 0.423 0.419 - 340 30 + 0.637 0.629 0.622 0.615 0.609 0.604 - 330 40 + 0.799 0.790 0.780 0.775 0.768 0.762 - 320 50 + 0.924 0.915 0.906 0.898 0.891 0.885 - 310 60 + 1.007 0.998 0.990 0.983 0.977 0.971 - 300 70 + 1.045 1.038 1.032 1.027 1.022 1.018 - 290 80 + 1.041 1.037 1.034 1.031 1.029 1.027 - 280 90 + 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 1.000 - 270 100 + 0.929 0.932 0.935 0.938 0.941 0.943 - 260 110 + 0.835 0.841 0.847 0.852 0.857 0.861 - 250 120 + 0.725 0.734 0.742 0.749 0.755 0.761 - 240 130 + 0.608 0.617 0.626 0.634 0.641 0.647 - 230 140 + 0.486 0.495 0.503 0.511 0.518 0.524 - 220 150 + 0.363 0.371 0.378 0.385 0.391 0.396 - 210 160 + 0.241 0.247 0.252 0.257 0.261 0.265 - 200 170 + 0.120 0.123 0.126 0.129 0.131 0.133 - 190 180 + 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 - 180 a 符號 0.312 0.295 0.278 0.263 0.250 0.238 符號 大連水產學院本科畢業(yè)設計 附錄 42 a 附表 5 在不同的 值時，與 a 相對應的 x/ r2 a 1/ 符號 3.2 3.4 3.6 3.8 4.0 4.2 符號 1/ a 0 + 1.312 1.294 1.278 1.263 1.250 1.238 + 360 10 + 1.278 1.261 1.246 1.232 1.220 1.208 + 350 20 + 1.178 1.165 1.152 1.141 1.131 1.122 + 340 30 + 1.022 1.013 1.005 0.997 0.991 0.935 + 330 40 +