三角活塞发动机总体设计

三角活塞发动机总体 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 Abstract One of the main components that the motor is the motor vehicle . As the motor technique research heatpoint , high efficiency , save energy , light quantification and environmental protection stand for the motor technique development orientation , the raise in the wake of motor technique development and people is conscious of to the environmental protection , the performance of motor and composition may continuously the modification The dissertation is living to see also on a great quantity of literatures of the home and abroad bases , and uniting the wheel style motor the person who succeeds pestles an example , the design was come out one kind of new pattern triangle piston revolving style wind and is cooled the motor , and concretely acts following work : The limitations of the style analysing motor and triangle piston revolving style proposes and developing of motor . Gathers and analysed the datum that against the triangle piston revolving style motor haves something to do with , and emphasize to analyses the triangle that the dissertation was researched piston revolving style wind to cool that the motor is confronted with to seal airtight hard shocing the problems such as veins and so on with the projecting vat part of the body That the original is designed being one kind of twin vat triangle piston revolving style wind cools the motor , the person who by means of the comparison relatively becomes mature to this day the moving back and forth style motor work rule is living to refer to on the base about the literature of greats quantity external , designing triangle piston revolving style wind cooling that the main composition of motor reaches such relatively significant composition and dimensions parameter , and to some indispensable annex selection and fix up acting the profile analysis . In order to attain relatively well cooling effect , the original unites domesticly moving back and forth that style motor and external triangle piston revolving style wind cools motor cooling fin design and fixing up distinguishing feature , and designed to be fit for the cooling fin that this triangle piston revolving style wind cools the motor work distinguishing feature The dissertation cools this kind of triangle piston revolving style wind that motor overall structure and the dimensions acts as system analysis and design , and with the programming achieved drawing of vat type of figure string , further improvement this kind of at a high speed quality motor composition sealing airtight , the attaining current motor high efficiency essentially and save energy and light quantification design requirement [ key words ] Triangle piston motor type line 第 1 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 摘要 发动机是汽车的主要零部件之一。作为发动机技术的研究热点，高效、节能、轻量化、环保性代表了发动机技术的发展方向，随着发动机技术的发展和人们对环保意识的提高，发动机的性能和结构得以不断的改进。 论文在参阅国内外大量文献的基础上，结合转子式发动机成功的研发实例，设计出了一种新型的三角活塞旋转式水冷发动机，具体做了如下工作: 分析了往复式发动机的局限性和三角活塞旋转式发动机的提出和发展。收集和分析了与三角活塞旋转式发动机有关的资料，并着重分析了本论文所研究的三角活塞旋转式水冷发动机所面临的密封难和突出的缸体震纹等问题。 本文设计的是一种双缸三角活塞旋转式水冷发动机，通过对比至今较为成熟的往复式发动机的工作原理，在参考大量国外有关文献的基础上，设计了三角活塞旋转式水冷发动机主要结构及其较为重要的结构、尺寸参数，并对一些必要附件的选择和布置做了简要的分析。为了达到较为良好的冷却效果，本文结合国内往复式发动机和国外三角活塞旋转式水冷发动机冷却水套的设计、布置特点，设计了适合此三角活塞旋转式水冷发动机工作特点的冷却水套。 文对这种三角活塞旋转式水冷发动机整体结构和尺寸作了系统的分析、设论 计，并以编程实现了缸体型线的绘制，进一步改善了这种高速性发动机的密封结构，基本达到了当代发动机高效、节能、轻量化的设计要求。 [关键词] 三角活塞发动机 型线 第 2 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 目录 前言 第一章 #设计#分析 第二章 发动机的热力学计算 第三章 冷却系设计 第四章 发动机的几个几何关系 第五章 发动机相关几何和物理参数计算 第六章 内啮合齿轮机构设计 第七章 活塞组件设计 第八章 缸体与缸盖的结构设计 第九章 偏心轴设计 第十章 发动机点火系，起动系统与润滑系 第十一章 总结 附录 第 3 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 前 言 旋转三角活塞发动机又称为“转子发动机”，它利用三角形活塞(转子)将气缸分隔为三个互相封闭的区域，同时进行换气、压缩和作功过程;转子发动机没有作高速直线往复运动的零件，从根本上消除了往复式发动机的固有缺点:不能平衡的往复惯性力的影响;从而为发动机的高速化扫除了障碍。转子发动机零件少，结构简单、体积小、重量轻、升功率大、可燃用多种燃料。由于目前尚有一些技术还不够成熟(如密封，缸体震纹问题)，影响了转子发动机的推广应用，随着这些问题的解决，转子发动机的良好前景是可以预期的。 1(转子发动机的产生 从18世纪70年代以来，各国的设计师和发明家研究设计出了各种各样的旋转活塞式机械，但多用来驱动鼓风机、压气机等机器，直到1954年初，根据德国工程师费?汪克尔(Felix Wankel)的设计，经过三年的试验，终于在1957年2月1日，由德国AUDINCUO公司生产出了第一台单纯旋转型三角活塞旋转式发动机，命名为KKM 125型，其排量为125毫升，在10000转,分时发出功率21kw(合28.6马力)。60年代初又研制出了行星旋转式发动机，命名为KKM12型，在6000转,分时发出功率80.85kw(合110马力)。NCU公司将这些发动机分别安装在士波德 -80”型的各式轿车上，这种新型汽车发动机的面世在世界汽(SPIDER)轿车和“RO 车制造业中引起了巨大的震动。随后，美国的莱诺汽车公司，日本的五十铃公司，德国的戴姆勒—奔驰公司、英国的波金斯公司、法国的西托安公司等汽车生产厂家相继投入了巨大的人力和物力，对旋转活塞发动机进行了进一步的研制和开发。 2.转子发动机的特点和发展 2(1 转子发动机作功频率高 旋转活塞式发动机的转子每转一圈，完成三个工作循环，作三次功;而往复式四冲程发动机的曲轴需要旋转两圈才完成一个工作循环，作一次功。显而易见，转子发动机的作功频率比往复活塞式发动机高。 2(2转子发动机的结构简单,体积小,重量轻 转子发动机转子是靠转子偏心轴直接带动的，换气过程是由转子本身和外壳上的简单气口来控制的，没有进、排气阀装置。 转子动机与往复式发动机相比较，减少了曲柄—连杆机构和配气结构，没有笨重的曲柄连杆和平衡重，没有凸轮轴、摇臂、气门、气门导杆和气门座等零部件，结构简单(这有利于提高转速，降低内耗，减轻震动)，造价低廉。输出功率相同的RC2-60—U5转子发动机(美国)与V8往复式发动机(美国)相比，前者的零部件数量仅有80余件，后者零件数量则多达400多件，显然，前者的体积和重量远比后者要小得多。 2(3 转子发动机工作平稳性好 发动机转子支持在转子偏心轴(输出轴)上，用一对内啮合齿轮传动，三角转子绕其自身中心转动的同时还绕偏心轴旋转，速比为1:3，当转于转一圈时，转子轴转动三圈，而转子轴每转一圈都有一次做功过程;功率输出频率高。另外，转子发动机的工作循环仅需要一次推动扭矩，所以扭矩曲线要比往复式发动机均匀得多，工作平稳性好，功率损失相应较少。由于转子作等角速旋转，没有往复运动质量的影响，减少了惯性力的冲击和震动，减轻了轴承的负荷，延长了轴承的寿命，当采用多个转子组合时，可达到完全的机械平衡，运转的平稳程度还可进一步提高。 第 4 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 2(4转子发动机的转速高 往复式四冲程发动机的进气、压缩、燃挠、排气是在活塞运动的四个行程中完成的，这种作功的间断性，也是约束往复式发动机提高转速的原因之一，转子发动机的混合气是在近似于椭圆形的行程上流动，并不对实际燃烧过程甚至发动机的转速有任何限制，所以可获得很高的气体流动速度和发动机的转速。 综上所述，转子发动机具有体积小、重量轻、结构简单、运转平稳和寿命长等优点。随着现代高科技(像燃料喷射、电子点火等技术)的开发与应用，转子发动机的设计越来越趋于完善，发展前景越来越乐观。 3前景 随着我国道路交通和住房条件的改善，家用小汽车的普及已是当前的热门话题，厂家对各种类型的轿车、两用车都在努力改进和开发，而旋转活塞发动机所具有的特点使其有着一定的竞争力来占领这个市场。目前，国内研究生产旋转活塞发动机的汽车厂家还不多，我们相信，随着我国改革开放的步伐加快，国力的增强，科研技术的迅速发展，转子发动机的特出优点一定会引起人们的重视,它一定会在今后得到更广泛的应用。 第 5 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 第一章 设计方案分析 根据对三角活塞发动机的结构和性能分析，结合社会实际应用前景，初步选定双缸水冷三角活塞发动机为设计方案 第二章 发动机的热力学计算 第一节 概述 根据热力循环计算的公式，对内燃机各热力参数、指示参数、有效参数进行计算，由此得出所需要的数据，即根据所需要的额定功率和转速利用热计算公式去确定气缸的尺寸和气缸的个数。对于已经设计制成的试验机也要进行热计算，以验证在内燃机调试中所册出的各项参数和热计算得出的参数相符合的程度，再对不合适的参数进行调整，提供可比较的依据。 第二节 热计算流程图 冲气过程参数 热计算过程开始 T压缩始点温度 a ,,T，,T，TkkcrrTa, 1，,r 压缩始点压力pa p,1.0p a0 ,冲气系数 v ,,TP1 ka,,,,,v ,,1TP1，,akr 压缩过程参数 平均多变压缩指数n 1 8.315n,1, 1(n,1)1 ,a，bT(1，,)a T压缩终点温度 c (n,1)1,T,T, ca 第 6 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 p压缩终点压力 c n1, P,P, ca 燃烧过程参数 L燃烧所需理论空气量 0 1CHO,,,，,L ,,00.2112432,, L燃烧所需的实际空气量 L,aL 0 ,理论分子变化系数 0 0.0639, ,，1 0, ,实际分子变化系数 ,,， 0r,, 1，,r cZ点燃烧产物的定容平均摩尔比 vpmz "' ,,,(1.064X，)c，[a(1，),(X，)]cvzrvrZRc,vpmz a(1，,)，0.064Xrz cb点燃烧产物的定容平均摩尔比 vpmb "' ,,(1.064，)c，(a,1)(1，)]cvrvR c,vpmb a(1，,)，0.064r cZ点燃烧产物的定压平均摩尔比 ppmz cc=+8.315 ppmzvpmz 燃油发热量 ''H,H，L(1，,)(,c,c)，293第 7 页 uurvpmbv 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 cyz段的燃烧公式，求最大燃烧温度Tz ',H'zu,,, ，(c，80315)T，(c，8.315)TvcrvpmbcaL 0 ,,(1，,)cT zrppmzz pz ,压力升高比，, ,pc ',,,后膨胀比， , , Tn求多边指数及膨胀终点温度、zb膨胀线上的后燃公式 b2 ,z 8.315()T,Tzb,b 1n,, 2',,,()H,ubzz ，cT,cTvpmzzvpmbb(1,),,L， rb p膨胀终点压力 b pz,p bn2, 指示参数计算 ' p理论平均指示压力 i ,,p111'c,,, p,((,1)，(1,),(1,)) i'n,1'(n,1)21nn,1,1,,1,,21 第 8 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 p实际平均指示压力 i ''',,,(,1)，(,)(,)pppiba ,,,p(=0.98示功图丰满系数) ,i,1, g指示油耗 i p, vkg, i 28.96LTpki ,指示效率 i 3 3600，10 ,,i gHiu 有效参数计算 p平均有效压力 e p,p,, (=0.85，发动机总机械效率) eimm g 有效油耗 e g ig, e ,m ,有效效率 e ,,,,, eim 重新调节有关参数，绘出示功图 运行程序，输出计算结果，并打印 第 9 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 结束 第三节 热计算结果 给定条件: P,0.1013MPa环境压力 0 T,293K环境温度 0 几何压缩比 ,,9 ,有效压缩比 ,,8 计算空燃比 AF=16 ,,0.02残余废气系数 r 最大燃烧压力 p,7.60Mpa z ,,0.66z点热利用系数 z ,,0.76B点热利用系数 b 燃烧室扫气系数 ,,1.12 燃油重量成分 C=0.87 H=0.126 O=0.004 燃料低热值 Hu=41200kj/kg 额定功率 Ne =84KW 计算转速 n =5500 r/min 创成半径 R=100mm 偏心距 e=14mm 形状系数K k= 7.4 平移距离 a=2mm :,,,24.8最大摆动角 max 第 10 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 排量 V=2 ，0.4975L (一) 热力过程计算 充气过程参数: 1 压缩始点温度 T，,T，,rT293，5，1.11，0.02，710kkcrrT,,K,293K a1，r1.02r 2 压缩始点压力 p,1.0p,0.1013MP a0a 3 充气系数 ',T6.6，2930, ,,,0.93v,rT(,1)(1，)(7.8,1)(1，1.02)，307.72ra 4 平均多变压缩指数 8.3158.315n,1,,,,,,,,(1) 1'(n,1)(n,1)11abT,，(1，19.26，0.0025，307.6(1，7.0)a 1.383 根据编程由计算机输出的结果为:n,15 压缩终点温度 n(,1)(1.388,1)1T,T,,307.72，6.6K,681.58K ca 6 压缩终点压力 n1.3881p,p,,0.1013，6.6MP,1.80MP caaa7 燃烧燃料所需理论空气量 1CHO10.870.1260.004L,(，,),(，,)kmol/kg,4.95kmol/kg 00.21124320.21124328 燃烧所需的实际空气量 L,,L,1.73，0.495kmol/kg,5.573kmol/kg 0 9 理论分子变化系数 0.06390.0639,,1，,1，,1.056 0,1.73 10 实际分子变化系数 ,r，1.0369，0.020r,,,1.0556 ,1，r1，0.02r 11 z点烧去的燃料质量分数 第 11 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 ,0.65zx,,,0.87 z,0.75b 12 z点处分子变化系数 ,,11.0362,10,,1，,,1，，0.87,1.048 zzr1，1，0.02r 13 z点燃烧产物的平均摩尔比定容热容 "',,,,,,(1.064，)，[(1，),(，)]ccvzrvrzr,,19.84，0.00305cTvpmzz (1，)，0.064,,,rz ,132.53 '式中 c,a，bTva 14 b点燃烧产物的平均摩尔比定容热容 "',,,(1.064，)，(,1)(1，)ccrvrv,,19.98，0.00315cTvpmbb (1，)，0.064,,r ,22.813 ’ 式中c=a+bT vb 15 z点燃烧产物的平均摩尔比定压热容 c,c，8.315,28.155，0.00305T,140.84 ppmzvpmzz16 燃烧发热量 ''H,H，L(1，,)(,c,c)，293uurvpmbv ,41200，0.855(1，0.02)[1.0362(19.98，0.00315，293) ,(19.26，0.0025，293)]，293,41209.25kJ/kg17 压力升高比 p7.8z,,,,4.23 p1.39c T18 cyz段的燃料燃烧公式，求最大燃烧温度 Z,H'zu,,,，(c，8.315)T，(c，8.315)Tvcrvpmbc,L 0 ,,(1，,)cT,1.0311，(1，0.02)，(28.195，0.00306T)Tzrppmzzzz 75682.85T,简化后得 z29.62，0.0032TZ T,32910.98K经计算得 z 第 12 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 19 初膨胀比 ,1, 20 后膨胀比 ,8,,,,8 ,1 T,Z21 求多变膨胀指数n及膨胀点温度 膨胀线上的后燃公式 bb2 ,z8.315(T,T)Zb,bn,1,2',,,H(,)ubzz，cT,cT vpmzzvpmbbL(1，),,,rb 17336.78,8.315Tbn,1,254625.44,(19.98，0.00315T)Tbb ,11.036212008T,T,，，K bz(n,1)(n,1)22,1.0315,6.6z T,1178K,n,1.05经计算最后取 b222 膨胀终点压力 p7.60zp,,MP,0.85MP baa1.236n2,9.7 (二) 汽油机的指示参数 23 理论平均指示压力 ,,p111'c,,,p,[(,1)，(1,),(1,)],1.76MP ia'n,1'n,121n,1n,1,,1,,2124 实际平均指示压力 '''p(,1)，(p,p)(,),,,ibap,,i,1, 0.773(6.6,1)，(0.353,0.1013)(7.8,6.6),，0.9 6.6,1 ,1.51MPa 25 指示油耗 p,6vkg,，12.54，10i28.96LTP ki ,16601.38g/(kw,h) 26 指示效率 第 13 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 333600，103600，10 ,,,,5.26kwigH222.97，41200iu (三)发动机的有效参数 27 汽油机的总机械效率一般在0.8,0.9之间，本设计中取: ,,0.85 m 28 汽油机平均有效压力 p,,p,0.85MP，0.68,1.209MP emiaa 29 汽油机有效油耗 g232.87ig,,,20751.7g/(kW,h) e,0.85m 30 有效效率 ,,,,,5.26，0.85,4.216 eim 第三章 冷却系的设计 发动机运转时，与高温燃气相接触的零件受到强烈的加热，如果不加以适当的冷却，会使内燃机过热，充气系数下降，燃烧不正常(爆燃、早燃)，机油变质和烧损，零件的摩擦和磨损加剧，引起发动机的动力性、经济性、可靠性和耐久性全面恶化。 经发动机冷却系带走的热量大约占燃料总热量的25%,30%左右。发动机的冷却系根据所用冷却介质不同，分为风冷发动机和水冷发动机。其中风冷发动机冷却效果好，起动性能好，气缸磨损小 。能避免风冷发动机对皮肤的烫伤和复杂的工艺。另外水冷系还有以下优点: 1)在任何热负荷时，从发动机加热的零件带走的热量更有效; 2)在起动时。发动机的预热快而且均匀; 3)在汽油发动机上爆燃的倾向性小; 4)对冷却和传给冷却系热能利用的可能性所消耗的功率小 综上所述，本次设计采用水冷方式。 第一节 冷却系的分析 1 冷却液的循环 发动机的冷却系统为强制循环水冷系统，即利用水泵提高冷却液的压力，强制冷却液在发动机中循环流动。冷却液的循环方式有两种 :当发动机水温在80?以下时，节温器关闭，冷却液从水泵?水套?节温器旁通管?水泵，即小循环，这样有利于发动机起动后，温度迅速上升;当发动机水温过80?时，节温器自动打开，冷却液从水泵?水套?节温器开关阀?散热器?水泵，即大循环，以加强冷却效果。 2 水冷却系的散热 第 14 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 在水冷发动机中，由气缸内燃气向外界冷却液的传热过程是一个很复杂的过程，为计算方便，可将这一过程分为三个阶段: 1)从燃气向气缸内壁的传热; 2)从气缸内壁向外壁的导热; 3)从气缸外壁向冷却液的传热。 3 从燃气向气缸内壁的传热 发动机气缸内的传热是一个复杂的过程。在进气过程中进入气缸内的可燃混合气，温度低于缸壁的温度，这时气缸壁面将热量传给可燃混合气。随着缸内混合气被压缩，其温度不断上升，开始由混合气向壁面放热，由于混合气在气缸中的运动，这一过程是一个复杂的对流换热过程。在燃烧过程中产生的高温燃气，这时除了对流放热外，还有气体辐射和火焰辐射，形成了更为复杂的燃气向气缸内壁的放热过程。膨胀过程和排气过程中，由于燃气温度较高，都是由燃气向气缸壁放热。 发动机气缸内的传热是对流换热和辐射换热的周期变化的过程。在每一个工作循环内，工质向气缸壁的传热量可用下式表示: t，，，，Q,,，,Ft,td 1rg0g1t,0 式中 ,——辐射放热系数; r ,——接触放热系数; g t——工质瞬时温度; g t——缸壁表面温度; 1 F——与工质接触的缸壁面积。 0 , 放热系数与工质的速度、压力、温度以及壁面形状和温度等因素有关。可g 用下列经验公式进行近似计算: 44，，t,,t,,ga,,,,,,,,,100100,,,,,,，，23，，,,pt，C， 1.16611.240.421ggmt,tga 式中 p——燃气瞬时压力;t——冷却液温度;C——活塞平均速度。 am 4 从气缸内壁向外壁的导热 燃气向气缸内壁传热量，其方向与温度下降的方向是一致的。假设沿气缸高度和圆周方向都具有相同的温度，则热流具有径向的方向。但是，温度无论从高度和圆周均不相等。由于这种关系，其热流量实际上比赛径向的，而是由三个分量组成，即径向热流、轴向热流和切向热流。在一般情况下，后二分量不大，两者相加为颈项分量的1/5,1/10。因此，在大多数情况下，可以略去不计。 当气缸的外径与内径之比小于2时，则缸壁曲率的影响可以忽略不计，就可以根据平壁导热公式计算由气缸内壁向外壁所传导的热量。 第 15 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 , ，，Q,t,tF2120, 式中 ——壁厚。 , 5 从气缸外壁向冷却液的传热 当没有散热片时，从气缸外壁向外传给冷却液的热量为: ，，Q,,Ft,t 3a02a ,式中 ——气缸外壁向冷却液的放热系数; a t——气缸外部冷却液的温度。 a 第二节 冷却系计算 1 冷却介质必须带走的热量及所需冷却液的估算 为了使发动机工作可靠，必须对发动机进行必要的冷却，使它保持一定的温度状态。由冷却液带走的热量由下列经验公式估算: AbPh0.25，176.7814，12，41200eu=(kJ/s) ,6069.49Q,36003600 式中 A——传给冷却系统的热量占燃料热能的百分数，汽油机，A=0.20,0.27,取0.25 b——燃料消耗率(kg/kw?h) P——功率(kW) e H——燃料低热值，41200kJ/kg u 已知所需散出热量后，就可估算所需要的冷却液循环量 QVw, tw,Caw 式中 tw——冷却水循环的容许温升(6—12?)，本次设计取11?; , ——水的密度，(1000kg/m3); a Cw——水比热，(--4.187kj/kg. ?)。 所以有: 6069.49Q3,426.72V, =(m/s) a，，，，t,t,C35,24，1.047，1.235a2a1ap 2 水泵的设计 泵的功用是保证冷却液连续的循环。本设计采用具有单面进入液体的离心泵。 泵的计算流量(m3/s)的确定要考虑到液体由压缩腔到吸入腔的泄漏: G,.p=G,/ , 第 16 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 式中 =0.8—0.9---供给系数。 , 发动机冷却系水的循环消耗量(流量) , G′,= G,=0.00151×1000=1.51kg/s a 泵的进口尺寸应保证供给计算的水量。达到这个水量要满足下式条件来实现。 ,.p/c1=(r1+r0)( r1-r0) G, 式中 c1=1—2---进口处水流速，m/s; r1和r0---进口半径和叶轮轮毂半径，m。 根据上一方程确定叶轮进口半径: G~.p r1= ,100c，rr =0.02m 0=0.01m 式中 c1=1.8m/s;r 水的出口圆周速度 p* u2=- 1，tg,2ctg,2,a,h =14.7m/s ,2,2式中 和,2---在速度c2，u2和方向之间的角度;在绘制叶轮叶片外形时取 角,2=12?--50?。随着,2的增加导致泵的效率降低。 ,2=10?;,2=45? P,=(5--15)×104---由泵建立的压头，帕; =0.6—0.7---水力效率。本次设计取0.65; ,h 在出口处叶轮的半径(m) ,b.h r2=u2/=0.0304m 气流进口圆周流速 u1=u2r1/r2=9.95m/s ,1,1在c1和u1速度之间的夹角取=90?，这时，tg= c1/u1=0.1807,由此 ,1=10?15′。 在进口处叶片的宽度 ,,1 b1= G,.p/{(2r1-z/sin) c1} ,1 =0.0165m 式中 z=4---水泵叶轮的叶片数; =0.003---进口叶片厚度，m。 ,1 第 17 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 叶轮出水处水流径向流速 , cr= P,tg,2/(u2)2.2m/s ,ha 出口叶片宽度 , b2= G,.p/{(2r2-z/sin) cr} ,2,2 =0.0048m 式中 =0.003---进口叶片厚度，m ,2 水泵所需功率: Nb.h= G,.p/1000 ,M 式中 =0.82---水泵的机械效率。 ,M 3 气缸散热性能的估算 根据热平衡数据，从发动机带走和水传给空气的热量:Qbo3?=Q=6069.49焦耳/ 秒;空气的平均比热cbo3?=1000焦耳/(kg.k); ,通过散热器水的流量G,=0.00151m3/s;水的密度=1000kg/m3。 a 通过散热器的空气流量: G′bo3?= Qbo3?/( cbo3?.?T bo3?)=6069.49/1000×24=0.15kg/s 式中 ?T bo3?=24—在散热器栅格中空气温差，K。 通过散热器水的重量流量 ,G′,= G,=0.00151×1000=1.51kg/s a 通过散热器冷却空气的平均温度: Tcp.bo3?=(2T bo3?.bx，?T bo3?)/2 =(626+24)/2 =325.0K 式中 T bo3?.bx=313—在散热器前空气的计算温度，K 在散热器中水的温度 Tcp.bo?=(2Tbo?.bx-?T bo?)/2 =(726-9.6)/2 =358.2K 式中 Tbo?.bx=363—在散热器前的水温，K; ?Tbo?=9.6—散热器的水温差，K。 散热器的冷却表面积 Q F= K(Qbo,-Tcp.bo3,) =2.56? 式中 K=42—散热器的传热系数，w/(?.k) 4 冷却水流通道布置 第 18 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 现代水冷发动机大多不能保证散热器上的水槽处于最高水平面，无自动形成蒸汽排出的通路，因而需要设置膨胀水箱，因此从减少外道出发，采取恒温器直接铸在或装在水泵进口壳体上方。 为了降低其他流道的阻力，以保证冷却系统通过足够大的流量和在散热面形成必要的流速，总体设计应该注意控制从水泵进口至散热器进口所有流通管道及喉口的流速，以保证低阻力。 膨胀水箱的安装水平面必须高于冷却系统任何部位，其容积可取冷却系总容 —10?。 积的5 第四章 三角活塞旋转式发动机的几个几何关系 第一节 汽缸型线 1， 理论汽缸型线 三角活塞发动机是以其三角形活塞的包络线为缸体的理论型线。几何上称为双弧长短幅外旋轮线，它的创成一般有二种。 1、固定圆与滚动圆内切创成的外旋轮线 目前三角活塞发动机的气缸理论型线多采用外旋轮线。它是由一个半径为r的动圆沿着一个半径为k (r>k)并与之内切的固定圆滚动时,与动圆一起滚动的某一点P所形成的运动轨迹。如图3-1所示: 图3- 1外旋轮线的一种创成法 km,1当二圆的半径比 ,且为m整数时，则曲线为封闭曲线。在发动机中，常取m=3。这rm 时，动圆中心和P点的距离R称为气缸型线的创成半径。 1偏心距e=r-k=r,即r=3e. 3 由此，气缸型线方程可表为: ,xeR,cos，cos (3—1a) ,m ,yeR,sin，sin (3—1b) ,m R式中，α为动圆圆心与定圆圆心连线和坐标轴ox的夹角;e为偏心距;若令K,,Ke 第 19 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 称为气缸型线的形状系数，是发动机的一个重要几何参数。 这样,上式(2-1)可改写为: ,xeeK (3—2a) ,cos，cos,m ,yeeK (3—2b) ,sin，sin,m 气缸型线的形状如图3-2(,,,)所示。当α=0时，气缸二端的距离最大，称为长轴; ,3,当α=时(相当活塞转角为)，气缸二端的距离最小，称为短轴。 22 (3-3) ,R，e,max (3-4) ,R,e,min 型线方程确定后,就能得到型线的曲率半径变化规律为: 3 2,m122e(，，2cos,)mKmK mq, (3—5) ,1m32，，(，1)cos,mmKmKm 由(3-5)式可知，在短轴方向的曲率半径在m=3时， 3eK(,3) q,2,12K，27K 显然，短轴方向的曲率半径有下面的几种情况: 当K?3时，曲线已改变类型，不能作为气缸型线。 当K=3时，曲线在该点不可微分，内凹并有尖点，也不能作为气缸型线。 当3?K?9时，q?0，曲线在该点内凹。 当K=9时，q??, 曲线在短轴方向成一直线。 当K??时，曲线趋近于圆。 为了使型线不出现内凹尖点影响活塞运动;以及活塞中心的内齿轮在型线内腔中运动， R应满足，，>r+e>4e故仅当K=>5时，曲线才能作为气,r，e,且r,3e,R,e,,minmine缸型线使用。 第二种方法不太用就不叙述了。 根据公式计算 已知数据 ,,14mm k,7.14 ,,,,342mm km,1,,,m1.2m, 取整数 m,2 第 20 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 ,,x,，14cos99.96cos,,,2, ,,y,，14sin99.96sin,,,2 2， 实际汽缸型线 因为活塞顶端安装有密封片,为减少磨损, 密封片的端面有r=α圆弧。因此, 实际气缸型线应在理论型线的基础上进行扩大和修正;实际气缸型线应保证密封片在工作过程中不会发生径向运动。同时满足以下条件: 1) 实际气缸型线是理论气缸型线的等距线，距离为α; 2)二曲线在各对应点有公法线，它们的曲率半径满足:q=q+α; s 3)它们的长轴和短轴相差均为2α; 4)能利用K、e、α三个参数确定对应的活塞周面曲线。 经修正后的实际型线方程为: ,,x,Rcos，ecos3 , ,Rcos，3ecos3，a22R，9e，6Recos(2,/3) (3-8a) ,,y,Rsin，esin，3 , (3-8b) ,Rsin，3esin3a22R，9e，6Recos(2,/3) 代入已知参数R=100mm,e=14mm,a=2mm ,,20042cos，,,,3x,，，100cos14cos,,324,1017648400cos，，,,3, ,,20042cos，,,3,y,，，100sin14sin,,324,1017648400cos，，,3, 第二节活塞周面曲线 第 21 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 1， 理论汽缸型线确定的活塞周面曲线 根据三角活塞发动机的工作原理，三角活塞三个边的曲线形状应满足以下的条件。 1) 应保证活塞的三个顶端与气缸型线始终保持接触。 2) 活塞周面和气缸壁决不相碰撞。 3) 活塞周面和气缸型线所包围的空间可达到最小，因而可能获得最大的理论压缩比。 由有关的数学理论可得出，活塞的周面曲线应是气缸理论型线的内包络线。对采用双弧长短幅外旋轮线为缸体理论型线的发动机，可以用类似于气缸型线创成的方法创成。 1、按理论气缸型线确定的活塞周面曲线 把原来的滚动圆(R)固定，并与座标系O-XY固联，让原来的固定圆(K)带着气缸型线R 和座标系O-xy一起沿圆(R)滚动，图3-8(,,,)所示为圆O绕圆O转动了一β角时，KkR圆(K)、缸体型线与座标系O-xy所处的位置。在这个位置，座标系O-xy原点O相对于固定KKK座标系O-XY的 R ,位置是(ecosβ,esinβ);Ox轴和OX轴的夹角为，根据几何关系， KR 3IA=IB， ,k,k,2 3,故 ,,，;,.,,,,,22 这样就可将缸体型线方程(3-1a)、(3-1b)改写为相对固定座标系O-XY的形式: R ,,, (3-13a) X,ecos，ecos(,，Rcos(,),,2)32 ,,, (3-13b) Y,esin，esin(,)，Rsin(,),,232 这是一组以,为参变数的曲线族方程，确定一个,值，即可得到在相应位置的缸体曲线。 转动形成了由形状相同位置各异的气缸型线组成的曲线族，这个曲线族的内包络线即为活塞的周面曲线。见图3-9和图3-10。内包络线上的每一点都必须与曲线族中的某一曲线相切，因而它应满足下面的条件: ,X,Y,X,Y.,. ,,,,,,,, 将(3-13a)、(3-13b)代入上式，简化后得到: ,,3sinsin,K326 (3-13c) ,tan,,,4，K3coscos26 、 第 22 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 图3-9包络线 图 3-10 活塞的几何形状 O活塞中心 O缸体型线中心 RK 由(3-13a)、(3-13b)、(3-13c)组成的方程组就确定了活塞周面曲线;对双弧长短幅外旋轮线来说，它的内外包络线有三个点P1、P2、P3是共同的，三角活塞就以这三个点作为顶点。如图3-9、图3-10所示。 根据公式得: 3,其中ф= ,,,,，,,22 已知参数ф=24.8 e=14mm R=100mm β=16.53 第 23 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 ,,x140.96614cos(8.3)100cos(8.3),，，，,，,,,,3,,,y140.25714sin(8.3)100sin(8.3),，，，,，,,,3, ,,x,，,，,13.52414cos(8.3)100cos(8.3),,,3 , ,,y,，，,，,3.95814sin(8.3)100sin(8.3),,3, 作为活塞周面曲线的包络线完全是由缸体型线派生出来的缸体型线一旦确定，包络线也就完全确定了 2、按实际气缸型线确定的活塞周面曲线 用同样的方法，也可确定实际气缸型线确定的活塞周面曲线。它的座标方程为: ,,,,cos()3cos(),，,Re,,,322,,coscos()cos(),，,，,，XeRea322222，9，6Recos,eR3 ,,,,sin()3sin(),，,Re,,,322,,sinsin()sin(),，,，,，YeRea 显然，实322222，9，6Recos,eR3 a际气缸型线确定的活塞周面曲线是理论型线在各点法线方向上平移了一段距离。 3，用圆弧代替的活塞周面曲线 用上面的方法计算活塞周面曲线是很复杂的，当发动机的压缩比不大时可用通过A、C、B三点的圆弧来代替，这样能使计算大为简化，使加工也更方便。如图3-11 圆弧半径Pn可由A、B、C三点的座标求得。根据图2-11所表示的几何关系: 1,R,e,l,R,2e,,,R,2e ,min2 第 24 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 图 3-11 用圆弧代替包络线 2322 ,，(,,)PRPnn4 即可得到圆弧的半径: 2e(,2K，4)K (3-15) P,nK,4 圆弧所对的圆心角则可由下面的公式求得 , 3R3K(K,4),2sin,, 222(,2K，4)PnK 3K(K,4),2arcsin, (3-16) 22(,2K，4)K 可见，当活塞的周面曲线用圆弧代替时，它的形状由圆弧的半径P和圆心角确定;而,nP取决于K和e，圆心角仅取决于K。如图3-12(,,,)所示。 ,n 从(3-15)可知，当 ，41)K时，P>0，三角活塞周面曲线外凸。 n 2)K=4时，P??;三角活塞呈等边三角形。 n 3)K<4时，P<0，三角活塞周面曲线内凹。 n R，aK,对于实际气缸型线的活塞周面曲线，只要用代替K即可得到活塞圆弧半径[P]ne和相应的圆心角[]。 , 22，4,2e(R，a)(，)Rae[], PnR，a,4e 第 25 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 aaKK3(，)(，,4)RaRae3(，)(，,4)11,,ee[],2,2显,sinsin222eRa2[，4,2(，)]Raa(，)ae2[，4,2(K，)]K(，)ee aa然，[P]取决于R、或K、、e;而[]取决于K、。 a,e,ne 根据公式: 周弧的半径 22ekk(24)14(7.1427.144)569.8,，,，，p,,,,18.15 nk,,47.1443.14 圆周角 3(4)38.83kk,arcsin0.5477,,22(24)81.4kk,， δ=2 ,2arcsin0.477 ,57 第五章 发动机相关几何和物理参数计算 三角活塞发动机的几何参数是它在设计、制造过程中十分重要的参数;它对发动机的工作有重大影响。 当三角活塞顶端沿气缸壁表面滑动时，它所经过的弧长不仅反映它的运动情况，也对发动机的热力循环产生影响，因而是发动机设计、制造过程中的重要参数。 第一节 缸体型线的弧长计算 1、缸体为理论型线的弧长 根据数学知识，弧长可由下面的公式计算: ,122 (5-1) S,3(R，e)1,,d,ksin,30 12Kk,,,,;式中， 133(K，1)3 ,22E(,,k)积分在数学上称为第二类橢圆积分，以符号表示，可从积分表查1,,d,ksin,0 得。故(3-1)式可改为: S1,3(K，1)E(,,k) (5-2) e3 ,,显然，弧长S是随的增大而增大的;=0，S=0;当活塞顶端沿气缸型线走完一周，即 第 26 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 ,3计算得到的弧长是缸体型线全弧长;它是,从0增大到，(或从0,,6,或,,2,时,,2,到)时所得弧长的4倍; 2 1,1,,4[3(R，e)E(,k),12(R，e)E(k) (5-3) Sq3232, , 不同K值时S/e随的变化可从图5-1(,,,)所表示的看出。在实际设计计算时，可用下面的公式计算，其精度已能满足要求。 23235,,12Re,eeRR6() (5-4) Re,，,,,,S35q1311Re，2183(R，e)(R，e) 33 根据公式: 代入已知参数R=100 e=14 2233121001410014510014，，，，，，,,,s,，，,,,6(10014),q511133，，，，100142(10014)18(10014)，，333 46 8792615.4410430880.810，，,，,,,628263.7647.33212050.64275186130,,,,891.76185.7629.0210.08 ,667mm 2、缸体为实际型线的弧长 从前面我们已知道，气缸实际型线是在理论型线平行向外推一距离a得到的;因此，它的弧长计算公式即可表示为: 142,，1，Kcos,K13279[S],3(R，e)E(,k)，ad (5-5) ,,,122320，1，Kcos,K93 2式中，,,;或者 ,3 142,，1，Kcos,K[S]13a279,3(K，1)E(,k)，d (5-6) ,,,122e32e0，1，Kcos,K93 这样，实际型线全弧长 (5-7) [],，2a,SSqq 由于a很小，因此，理论型线全弧长和实际型线全弧长差别不大。 第 27 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 []aSq在不同K值、不同值时，随a变化的规律如图5-2(,,,,)所示。 ee 根据公式: ，，SSa,，2,qq，， ,，，，667223.14 ,679.56mm 第二节 活塞的弧长计算 当活塞的型线用圆弧代替时，且缸体型线为理论型线时，圆弧活塞的单边弧长L就可用活塞周边圆弧半径P及其夹角求得。 , 2(,2K，4)3K(K,4),1KL,.,e，2(, (5-8) sinP2nK,42(,2K，4)K 或 2,2K，4L3K(K,4),1K,，2 (5-9) sin2eK,42(,2K，4)K 如采用实际缸体型线，圆弧活塞的单边弧长[L]就可用活塞周边圆弧半径[Pn]及其夹角[]求得。 , [L],[].[,] (5-10) Pn [L]aL无论是L，还是[L]都不随偏心轴的转角变化。其中为K所决定;由K及决定。对于eee a[L]不同K值和的变化如图5-3(,,,,)所示。 ee 根据公式: 代入已知参数得 2,,(7.1427.144)1437.14(7.144),，，，，,,1，2sin,,2,,7.1442(7.1427.144),,，，,, 56.98L= ,，18.15180 ,1034.2 第三节 理论压缩比计算 所谓理论压缩比是指最大冲程面积F与最小冲程面积F之比。它不计因为火焰传播需maxmin 要而开的凹坑所带来冲程面积变化的影响。由于这些凹坑的存在，实际压缩比理论压缩比小 第 28 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 得多。 FFmaxH (5-25) ,,1，,LFFminmin 对于用理论气缸型线和活塞周面曲线为包络线的情况，根据(5-12)和(5-13)式，理论压缩比为: 2332,,2Kcos，(K，4)，Kmaxmax92 (5-26) ,,L2332K,，K，,K2cos(4)max92 理论压缩比是发动机在理论上可达到的最大压缩比。它完全取决于行状系数K，并随K的增大而增大。 在理论气缸型线和圆弧活塞的情况，FH不变，而Fmin比用包络线活塞时要大一些;根据(5-14)和(5-18)式，可表示为: 33K,1， (5-27) ,y13322(，1),,,f(K)KK32 式中 222，,(42K)3(,4K)3K,143KKf(K),,，8,64K，64sinKK224K,162(，4,2K),(K4)K 显然，压缩比仍由K决定，并随K的增大而增大。 当气缸型线为实际型线、活塞周面曲线为圆弧时，发动机的理论压缩比变为 [F]，,FFmaxmaxmax (5-28) [,],,，,[]FFFminminmin 式中，各项可由(3-18)~(3-21)式代入，然后计算出结果。 ,从图5-8可以看到，气缸尺寸加大后，和同时增加，且的增幅[F][F]Fminmaxmin ,大于的增幅;因而当气缸型线为实际型线、活塞周面曲线为圆弧时，其压缩比将比理Fmax 论型线时有所减小。这时压缩比虽仍随K的增大而增大，但影响压缩比的因素已不仅仅是形 aa[,][,]状系数K一个，还有也对压缩比产生影响。而且，随着K和的增大，和理论型线ee 时的压缩比的差异也会增大。 ,L a为便于比较，我们将三种情况的压缩比与K、的关系分别用表5-2和图(5-10)表示出e 来。 ,为了综合表达R、e及K值与最大摆动角、压缩比、面积F之间的关系，还可利H,max 第 29 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 用诺模图，如图5-11 R02从诺模图3-11可以得到，如e=9.5mm,R=65mm,;则可得=26，F=32cm,理,6.85H,maxe 1,论压缩比=17。6，活塞周面上凹坑容积分别为F的和1时的压缩比。 ,11.8,,9.2H,,232 表5-2 压缩比 理论型理论型实际型线圆弧活塞 线 线圆弧 活塞 K ε ε a1a20Y ,,e7e75 12.778 10.949 7.823 6.250 5.5 14.211 11.807 8.178 6.440 6 15.068 12.614 8.494 6.596 6.5 16.967 13.374 8.771 6.728 7.0 18.286 14.091 9.024 6.845 7.5 19.563 14.767 9.235 6.935 8.0 20.799 15.407 9.435 7.022 8.5 21.994 16.013 9.609 7.132 9.0 23.148 16.588 9.775 7.160 根据式(3-28)代入已知数据得: F=6725.8+3637.3=10363.1 max F=672538-3637.3=3088.5 min 查表得 ,F=18.008×2×14=504.224 max ,F=12.928×2×14=362 min [F]，,FFmaxmaxmax [,],,，,[]FFFminminmin 10363.3504.224，= ,,,3088.5362， 10867.324,3450.5 =3.15 第四节 冲程面积计算 ,活塞在缸体中运动时，活塞周边PP与缸体型线之间包含的面积是随偏心轴转角的变12 第 30 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 化而变化的。这块面积称为冲程面积F和排量V。如图5-4 H 图 5-4冲程面积 F,,,, FFFF1234 ,,oo(沿缸体曲线)其中， FPP121 12'sin ,,oo,eR,oFP2123 12,' ,,oo,eRsin(，),oFP32233 1'' ,,活塞面积的ooFPP4123 1、当缸体型线为理论型线、活塞周面曲线为包络线时的F 22,2R ,(，),3eRsin(，),,eF1336 2,2222,(，2),2eRcos,(，4) ,,eeFRR4maxmax39 上式中，为最大摆动角。冲程面积F可表示为: ,max 2332,,222F,，2eRcos，(，4),eRsin(，)(3-11) ,,,eeRmaxmax39236从(3-11)式可以看出，冲程面积F完全按正弦函数变化，形式如图5-5所示。其它二个工作腔的冲程面积的变化也一样，只是相位相差 2,. , 利用(3-11)式，并通过计算，可知冲程面积F在,时出现最小值，如图5-6 ,Fmin2 233,2222cos(4),eR，，，,eR (5-12) ,,eeFRminmaxmax932 当时，F出现最大值 ,,2,Fmax 第 31 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 233,2222cos(4),eR，，，，eR (5-13) ,eeFRmaxmax932 因此，冲程面积F的最大变化为 (5-14) ,,,33eRFFFHmaxmin 根据公式 代入已知参数得 ,,,24.80.14,e=14mm R=100mm max F= 3.142232,242，，，，，，，，，,，，，14214100cos24.8(10414)0.1414100sin(),,39236 2,2,，，,，205.12541.81321.53637.3sin(),36 2,,,，4068.53637.3sin(),36 2,,,，F4068.53637.3sin(),min 36 ,431 2、当缸体型线为理论型线、活塞周面曲线为圆弧时的冲程面积 这时，F1，F2，F3都和活塞周面曲线为包络线时相同;F4可由圆弧半径Pn及其对应的圆心角计算得出。而Pn和则按(5-15)和(5-16)式表示的代入。即 ,, 1322,(,,sin,)， (5-16) FPR4n24 于是， 213332,222R(5-17) F,(，),(,sin),,eRsin(，),,,,ePRn324236可见，用圆弧代替包络线作为活塞周面曲线时冲程面积F仍为正弦函数。只是数值有所不同。它的最大值、最小值也有所变化。 ,当,时 ,2 23331222R (5-18) ,(，,),,eR,(,,sin,)eFRPnmin3422 当时 ,,2, 23331222R (5-19) ,(，,),，eR,(,,sin,)eFRPnmax3422 第 32 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 根据式(5-17)得: 213332,222R F,(，),(,sin),,eRsin(，),,,,ePRn324236代入已知参数 P,18.15R=100 ,,,,570.32,,,, n 2424F=(+/3)×3.14—1/2××(0.32π-)×3/4×-33/2×14×141018.15sin5710 ,,100×(2/3+/6) sin ,,=615.44+10466.7-1/2×329.4225×(1.0-0.84)-4330-3637.3×(2/3+/6) sin ,,=11082.14-26.3538-4330-3637.3(2/3+/6) sin ,,=6725.8-3637.3(2/3+/6) sin 3、当缸体型线为实际型线、活塞周面曲线为圆弧时的冲程面积 , 如果缸体型线为实际型线，而活塞周面曲线为圆弧，冲程面积[F]随的变化并不完全与 a图3-4相似;但由于密封片的圆弧半径很小，可认为近于相似，只是最大冲程面积[F]和max最小冲程面积[F]不同。如图5-8所示。 min ,当时， ,,，,,[F]FFmaxmaxmax2 当时， ,，,,,2,F[]FFminminmin ,,上面冲程面积的增量和可用积分求得。 FFmaxmin , (5-20) ,,2ae(K，3)[E(k,)]Fmax3 ,,,,2ae(K，3)[E(k,),E(k,)] (5-21) Fmin26 a式中，为密封片圆弧半径;E为第二类椭圆积分。 这样，在气缸型线为实际型线、活塞周面曲线为圆弧时的冲程变化为 [],，(,,,) (3-22) FFFFHHmaxmin ,,FFmaxmin为了便于计算，常将不同K值时的与值制成表，如表5-1。 aeae ,,FFmaxmin表5-1 不同K值的与值 aeae K 5 5。5 6。0 6。5 7。0 7。5 8。0 8。5 9。0 9。132 10。10。11。12。13。14。15。16。,Fmin054 998 960 935 920 913 914 919 ae 第 33 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 14。15。16。17。18。19。20。21。22。,Fmax077 045 024 012 007 009 016 027 041 ae aa由于很小，，可用R+代替R代入(5-14)和(5-15)式，求,,,,33aeFFmaxmin 得 (5-23) [],33e(R，a)FH []FF[][]aFHmaxmin同样的是，从((3-20)到(3-23)可以得知，、和都取决于K及值，222eeee []aBVH则取决于K、值。它们的关系如图5-9所示。 及3eee 第五节 燃烧室面容比计算 为了减少散热损失，总是希望燃烧室尽可能的紧凑，即有最小的面容比A/V。燃烧室的面容比A/V是对发动机的性能有很大影响的重要技术参数。 由图3-6可知，燃烧室的表面由气缸和活塞表面及二个最小冲程面积组成，故有: A,，，2 AAF12min 式中，A1为活塞单边弧长对应的活塞表面积，A1=L×B，L为活塞周面曲线长，B为活塞宽度; A2为活塞一边L所对应的缸体型面的面积，A2=S×B，S为活塞一边L所对应的缸体型线长; Fmin为最小冲程密植积，它有二个端面; 故 (5-29) A,L，B，S，B，2F min S可由(3-1)求得。 5,6112K22, ,, S,3(R，e)1,Ksin,d,k,,333(K/3，1),6 或 K5,S,3e(，1)[E(,k),E(,k)] ,366 燃烧室容积V为 V,，B Fmin 因此，燃烧室面容比为 ALS2， (5-30) ,，VFBmin 第 34 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 B在排量相同时，采用不同的K及值，即能获得不同的面容比A/V值。 e 根据几何知识，当柱形体的侧面积为端面积的4倍时，其表面积最小。故当B(L+S)=4Fmin成立时，A/V最小,燃烧室最紧凑。 上面的条件也可表示为 Fmin424BFemin (5-31) (),,LSeeLS(，)(，)ee B 因为L、S以及F都由形状系数K决定，故(3-31)式也决定了和K的关系。如图5-12mie (P27图27)所示。偏离这个条件，都会使面容比A/V增大，热损失增加。 根据式(3-30)得: ,，ls2,，,FBmin 679.561034.22，,， 3088.568 ,0.58 第六节 活塞的运动参数计算 三角活塞在缸体中运动时，它的顶端和刚壁(通过密封片)始终保持接触，并沿缸壁滑动;活塞顶端沿缸壁的滑动速度是影响发动机活塞和缸体磨损的主要因素之一，它对发动机的工作可靠性和使用寿命起着决定性的作用。三角活塞发动机中，往复惯性力虽不再存在，但因为转动而产生的惯性力并未消失，它仍要对发动机的工作产生影响。; 鉴予上述原因，我们有必要对活塞的运动速度、速度的变化(加速度)以及有关的运动参数进行研究。 1、活塞顶端速度 由于活塞顶端始终和缸壁保持接触，故它的位置可用缸体型线方程表示 ,xeeK,cos，cos (2-1a) ,m ,yeR,sin，sin (2-1b) ,m 若取m=3,并对时间求一次导数，即可得它的速度表达式: dx1,,,,e(sin，Ksin) (3-32a) ,,vxdt33 dy1,,,e(cos，Kcos) (3-32b) ,,vydt33 d,,式中，为偏心轴角速度，这里假定为常数。 ,dt 第 35 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 速度的大小为 12222v,，,e,，6Kcos,，9 (3-33) vvKxy33 速度在缸体型线分布的规律如图3-13(P28图28a)所示。速度大小随偏心轴转角的变化如图3-14(P28图28b)。速度的方向是沿缸体型线的切线方向。 从(3-34)式可以看出，当偏心轴转角(在长轴上)时，速度将出现最,,0和,,3, 大值 11 (3-34) ,,(R，3e),e,(K，3)vmax33 39 当偏心轴转角,和,时，速度将出现最小值 ,,,,22 11 (3-35) ,,(R,3e),e,(K,3)vmin33 v122,，6Kcos,，9若ω和e为常数，速度取决于形状系数K;无量纲量呈Ke33, v正相关关系，即随K的增大而增大。如图3-15)(P28图29所示。 e, 利用积分可求得平均速度 2K, ,e(，1)E(,k),vp32, 2K式中，，和(3-1)式中的k相同。 k,K3(，1)3 平均速度也可用速度的均方根值或算术平均值来代替 2 K1,,e,， (3-36) vvpj9 ，1vvmaxmin,,,e,K (3-37) vvps23 对不同的K值，它们之间的关系如表3-3(P29表3)所示。 表3-3 K值与活塞速度的关系 K 5.0 5,5 6.0 6.5 7.0 7.5 8.0 8.5 9.0 2.67 2.83 3.00 3.17 3.33 3.50 3.67 3.83 4.00 vmax e, vmin0.67 0.83 1.00 1.17 1.33 1.50 1.67 1.83 2.00 e, 1.67 1.83 2.00 2.17 2.33 2.50 2.67 2.83 3.00 第 36 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 vj e,1.977 2.082 2.236 2.381 2.539 2.693 2.848 3.000 3.162 vs e,1.820 1.972 2.127 2.284 2.442 2.601 2.761 2.922 3.084 vp e,0.086 0.056 0.051 0.042 0.039 0.035 0.031 0.026 0.025 ,1vvjp e,vp0.082 0.072 0.060 0.050 0.046 0.039 0.033 0.031 0.027 ,1vvps e,vp 根据式(3-33)得: 12222v,，,e,，6Kcos,，9 (3-33) vvKxy33 代入已知数据得 n2,,9.6/radsn=5500 ω= 3600 2、瞬时速度中心 根据力学知识，活塞三个顶点P1、P2、P3在某一时刻速度的垂线必交于一点I，点I就称为活塞在该时刻的瞬时速度中心(简称瞬心)或瞬时转动中心。如图3-16(P29图30)所示。该点实际上是齿轮机构中内外齿轮节圆在当时的切点。它位于气缸中心O与活塞中心O’的连线上，并在活塞中心的另一侧。 显然，瞬时速度中心I是随活塞的运动不断变化的，它的轨迹就是齿轮机构中小齿轮的节圆。即以气缸中心O为圆心、半径为2e的圆。 利用瞬时速度中心I可方便地得到活塞上任意一点的速度。 3、活塞顶点的加速度 第 37 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 活塞的加速度表征活塞运动变化的情况，也是产生惯性力的原因;在计算惯性力时必先计算加速度。 1)按直角坐标系O-xy分解的加速度分量 活塞顶端加速度可用对型线方程(2-1)求二次导数得到，或对(3-32)式求一次导数得到。 1,2 (3-33a) ,,e(cos，Kcos),a,x93 1,2 (3-33b) ,,e(sin，Ksin),a,y93 于是，加速度的大小为 122222a,，,e，18Kcos,，81 (3-34) ,aaKxy93 为方便，我们也常将加速度分解为切向和径向二个分量;它们沿气缸型线的分布情况，由于分布以长轴对称，上部为径向加速度分布情况，下部为切向加速度分布情况。如图3-17(P30图31a)所示。加速度随偏心轴转角变化的规律如图3-18(P30图31b)所示。它的分解情况见图3-18(P30图31c)。 由图3-18可知，加速度也有一个最大值和一个最小值。 当时， ,,0和,,3, 12 在长轴上 (3-35) ,e(K，9)a,max9 ,39,和, 当时， ,,,22 12 在短轴上 (3-36) ,e(K,9)a,min9 活塞运动时，它的加速度的大小和方向均随偏心轴的转角变化。当偏心具和偏心轴的角速度为定值时，加速度的大小取决于K的值。无量纲量和K呈正相关性。它们的关系可用下面的(3-37)式和图3-19(P30图32)表示。 a122,，18Kcos,，81 (3-37) K293e, 从图3-19可以看出，加速度的循环周期为，在一个循环周期内，加速度的个种平均值是 3, KK26,2,e(，1)E(,) (3-38) a,pK，992, 122,e，81 (3-39) ,aKj9 12,eK (3-40) a,s9 aapjaaasmaxmin对不同的K值的无量纲加速度、、、和由表3-4列出。 22222eeeee,,,,, 第 38 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 表3-4 K与无量纲加速度的关系 K 5 5.5 6.0 6.5 7.0 7.5 8.0 8.5 9.0 1.56 1.61 1.67 1.72 01.78 1.83 1.89 1.95 2.00 amax 2e, amin -0.44 -0.39 -0,33 -0.28 -0.22 -0.17 -0.11 -0.05 0 2e, ap 1.079 1.096 1.115 1.135 1.159 1.183 1.210 1.240 1.273 2e, aj 1.144 1.171 1.202 1.232 1.267 1.300 1.340 1.374 1.414 2e, as 0.56 0.61 0.67 0.72 0.78 0.83 0.89 0.95 1.00 2e, 2)按缸体型线分解的切向加速度和法向加速度 1 从图3-18可以看出，气缸型线的法线与ox轴的夹角为，, ,，,3为摆动角，根据力的分解原则，切向加速度和法向加速度可表示为: aatn 2,6Rsin123,, (3-41) a,t9222，，eR,96coseR3 222,，27，12eRcoseR123, (3-42) a,n9222，，eR,96coseR3 或 2,6Ksin123,,e (3-43) a,t922，，K,96cosK3 22,，27，12KcosK123,e (3-44) ,an922，，K,96cosK3 第 39 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 和前面分解为与时一样，和在在一个循环中也有最大值和最小值。 aaaayxtn 先讨论切向加速度，从(2-9)式，可求的 at 2,3sin3,sin, 22，，K,96cosK3 因而，(3-43)可改写为 22 (3-45) ,,eKsin,a,t9 3sin,可见，当摆动角最大时，即，时，切向加速度取的最大值， ,,,,atmaxK 22e (3-46) ,,a,t,max3 显然，切向加速度的变化区间是: at 2222ee ,,,,a,t33 e和,,它的数值仅决定于而与K无关， 对于法向加速度，当时，全部加速度沿长轴方向，无切向加速度;,,0和,,3,an 法向加速度在数值上等于最大加速度。 12,,e(K，9) (3-47) aa,n,maxmax9 39,, 当,和,时，全部加速度沿短轴方向;同样无切向加速度 ,,22 12,,e(K,9) (3-48) aa,n,minmin9 的变化幅度与加速度的变化相同。 可见，法向加速度an aatn. 无量纲加速度在不同K值时与偏心轴转角的关系也可用它们的变化曲线表22ee,, 示，如图3-20(P32图33) 3)按活塞分解的切向加速度与法向加速度 三角活塞在绕偏心轴(输出主轴)公转的同时，又绕自身中心自转，按活塞分解的切向加速度与法向加速度也就是活塞自转的切向加速度与法向加速度。 在设计密封装置时，密封片所承受的惯性力是一个不可忽视的因素，而这个惯性力是和加速度密切相关的。因此，在设计密封装置设计过程中，按活塞分解的切向加速度与法向加 第 40 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 速度的计算是必不可少的。 由图3-18所示的几何关系，我们可知切向加速度与法向加速度能表示为: aaTR 22sin (3-49) ,e,a,T3 122 (3-50) ,e(K，9cos,)a,R93 显然，切向加速度的变化区间是 aT 22 ,e,e,,,aT 它在一个循环中的平均值为 22 (3-51) ,ea,Tp,, 对于法向加速度，它的变化区间为 aR 1122e(K9)e ,,,,a,R99 可见，它与前面曾讨论过的加速度α的变化区间相同。如图3-17所示。当K?9时，aR 3K,1不变号，当K<9时，在这一点，加速度变号，也导致惯性力改变方向;,(),,cosaR29 这对密封不利。 aaTR和在不同K值时，无量纲加速度与主轴转角α的关系如图3-21(P33图35)22ee,, 所示。 4)瞬时加速度中心 由力学知识可知，活塞顶端与缸体接触的的三点P1、P2和P3在某一时刻加速度的垂线必交于一点，这一点称为活塞在该时刻的瞬时加速度中心，加速度中心C必在缸体中心O和活塞中心O’的连线上，并位于活塞中心的另一側。 瞬时加速度中心的位置是随活塞的运动而变的，利用加速度方程不难证明，它的变化轨迹是一个以缸体中心为圆心、以此8e为半径的圆。如图3-22(P33图36)所示。 利用加速度中心可以较方便地得到活塞上任一点P0的加速度，加速度中心有利于确定活塞冷却油孔的位置以及了解活塞端面密封条相对于缸盖的运动。 根据式(3-34)(3-35)(3-36)得 122222a,，,e，18Kcos,，81 ( ,aaKxy93 第 41 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 第六章 内啮合齿轮机构 第一节 齿轮机构的选择 材料的选择:根据初步的计算查表可知，选择小齿轮的材料为40C〈调制〉，r硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢〈调质〉 硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS 结构的设计:为了使活塞顶点作出外旋轮线轨 迹，使用了偏心轴和齿轮机构。本设计所使用的内 啮合齿轮机构如图15所示。活塞端面的内齿轮(R) 和与偏心轴同心装置于缸盖上的小齿轮(K)的齿数 比为3:2。如图所示，偏心轴的偏心轮部分和主 轴颈部分分别与内齿轮(R)和小齿轮(K)同心，偏心 轴贯通小齿轮(K)的部分，通常装有主轴承。 偏心轮的偏心距e等于二齿轮的中心距。如图 所示，设两齿轮的节径为D’、D”，轴承的直径为 d’、d”，齿轮的模数为M， D'3D',D",则: ,e D"22 图15 内接齿轮机 ？D',6e,72mmD",4e,48mm构 D',2M,d'D",2M,d" 此设计中取 =60mm，=40mm; d'd" 可见，偏心距e、齿轮模数M与轴承是互有关系的。这些关系说明，高速发动机的偏心距e有它的最小限度。在选择e时就要考虑上述的关系。 由于偏心距e与创成半径,决定发动机的排量、摆动角和外旋轮线形状，所以e的选择在设计上极为重要。 第二节 齿轮的校核 旋转式发动机的齿轮机构是很重要的组成部件，因此 在设计时必须充分考虑其可靠性和耐久性。为此我们对所 FnF r设计的齿轮作如下的校核，对其进行受力分析: 一、小齿轮的强度校核 F t由于相啮合的两个齿轮之间的摩擦力很小，可忽略不 第 42 页 图16 齿轮受力分析 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 F计，所以小齿轮沿啮合线作用在齿面的作用力可分解为径向力和切向力,如图Ftr16 由此得: p48662，9.55，102，9.55，10，2Tn10000 F,,,,1909.9Ntdmz2，24 F,Ftg,,706.5N rt F,F/cos,,2053.7N nt 旋转式发动机的齿轮机构是作为弹性系统来研究的。因此活塞的转动惯量，会对齿轮的负荷性质产生影响。 小齿轮弯曲疲劳强度校核: 小轮齿在承受负荷时，轮齿可看作悬臂梁来进行计算，因此齿根所受的弯矩最大，齿根截面应作为危险截面分析。 由于齿轮实际啮合时载荷分布不均，所以在计算齿轮传递强度时，按接触线单位长度的最大载荷即计算载荷P进行计算。则单位齿宽(b=1时)齿根危险截ca 面的弯曲应力为: M6Pcos,ca ,,,0F2WS h,Km,S,km取 对直齿轮接触线长L即为齿宽b，所以齿根危险截面的弯hs 矩应力为: KFY,KFKCOS6tfatH, ,,,0FbmKCOS,bm2S 齿根危险截面弯矩强度为: KFYYtFaSaY,,,,, 0FFSabm K,KKKKK:载荷系数， AV,, K经查表得:使用系数 =1.5 A K,1.2 动载荷系数 V K,0.7 齿间载荷分布系数 , K 齿想载荷分布系数 =1.2 , 计算得K=1.728 F:圆周力 t 第 43 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 Y:齿形系数，查表得 Y=2.65 FaFa Y:应力校正系数查表得 Y=1.58 SaSa B : 齿宽b=φ=20 φ齿宽系数取0.5 d,dd KFYYtFaSa,,？,Y,,345.5Mpa<, ,,F0FFSabm 二、大齿轮的强度校核 与前面小齿轮的校核相似，受力与图16相仿，受力分析如下: p48662，9.55，102，9.55，10，2Tn10000 F,,,,1273.3Ntdmz2，36 F,Ftg,,463.4N rt F,F/cos,,1369.1N nt 大齿轮弯曲疲劳强度校核 如前所诉，与小齿轮的校核相同，其参数计算如下: K,KKKKK:载荷系数， AV,, 经查表计算得K=1.68 F:圆周力 t Y:齿形系数，查表得 Y=2.46 FaFa Y:应力校正系数查表得 Y=1.66 SaSa B : 齿宽b=φ=30 φ齿宽系数取0.5 d,dd KFYYtFaSa,,？,Y,,145.6Mpa,,,< F0FFSabm 综上所述，设计的齿轮受力符合要求。 第七章 活塞组件 活塞组件由活塞体、气密封件、油密封、齿轮组成。旋转式发动机的活塞兼有往复式发动机的活塞与连杆二者的作用，因此在设计时同样需要考虑到它的强 度、刚性、冷却、润滑等问题。 第一节 活塞的结构 三角活塞的主要功用是密封发动机的工作腔及承受高温燃气压力并把燃气压力传给主轴。相当于往复活塞式发动机的活塞和连杆所起的作用。三角活塞上装有气体密封件、机油密封件及偏心轴承。此外转子上还嵌有内齿圈，以保证转子在气缸内作行星运动。 三角活塞发动机发动机工作时，活塞受到高温高压燃气的直接作用，而且转速很高，这就要求其必须具有足够的强度、刚度及较小的质量。 活塞内腔设有许多肋，这既减小活塞的质量又可保证其具有足够的强度和刚 第 44 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 度，这些肋把活塞内腔分成几个冷却腔，以冷却活塞的壁面。和往复活塞式发动机一样，活塞的温度过高会引起不正常燃烧及气体密封件的失效。因此，水冷式旋转发动机大都用润滑系统的机油来冷却三角活塞。来自主轴上机油油道的机油经偏心轴承座上的喷油孔进入活塞内的冷却腔。 在三角活塞的端面上设有两道端面密封条槽，在角顶设有密封销孔及径向密封片槽，用来安装气体密封件。在端面上还加工有油环槽，用来安装油环，以防止机油通过端面间隙漏入工作腔。 活塞端面虽然装设气体密封件，但是仍难免会漏气。当两个端面的漏气程度不同时，三角活塞两侧的压力不等，在此压差的作用下，将把活塞由一侧推向另一侧，致使端面被端盖檫伤。为使两侧的气体压力始终保持平衡，横贯转子的两个端面钻有气压平衡孔。 三角活塞的外缘直接与高温燃气接触，温度较高，端面与端盖之间之间需留有较大的间隙，以免转子卡死在气缸内。转子中心部分温度较低，应留有较小的轴向间隙，才能保证转子在气缸 内转动时有良好的导向作用。因 此，三角活塞的端面通常制成阶 梯形。油环槽以内部位要比以外 部位高出0.1mm左右。 本设计中的三角活塞用高强 度的可锻铸铁铸造，燃烧室直接 铸出。三个周面上的燃烧室凹坑 中置，燃烧室凹坑窄而较深。活 塞上控制活塞作行星运动的相位 齿轮都用碳素钢制造。内齿圈齿 数为27，小齿轮齿数为18，模数 均为3.5。内齿圈靠圆柱销固定在 活塞上面，小齿轮用螺钉固定于 前后缸盖上，其内孔装有主轴承。 活塞除受到自重和偏心距e所产 图17活塞内部冷却油的循环情况 生的离心力外，还承受气体压力 和来自齿轮负荷的外力。 第二节 活塞的冷却 活塞在高温条件下工作，如不采用有效的冷却措施，会导致活塞强度、刚度降低、引发爆振、造成气缸拉伤和气密封与气缸咬合。还会影响偏心轴承的寿命。 活塞的冷却方式有油冷却和混合气冷却二类。对转速较低、功率较小的三角活塞发动机可采用混合气冷却，不但可以简化结构，也对燃油雾化、提高混合气质量有利。由于混合气被加热，充气效率会降低，平均有效压力也只在0.5~0.6MPA左右。这显然给提高发动机升功率带来困难。 目前使用最广的冷却方式还是油冷却。冷却油和润滑油是共用的。冷却油进入活塞的方式有三种。 1)由偏心轴承处直接喷入活塞。 2)由偏心轮的二侧通过径向喷嘴喷进活塞。 3)从偏心轴承二端漏出的油借离心力进入活塞。 第 45 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 进入活塞的冷却油在由加强筋隔开的油腔内沿活塞内壁流动吸收热量，然后流出活塞并带走热量。 冷却油除了受油泵驱动实现循环外，它进入活塞后，还受到惯性力的作用，也就是说它还受活塞行星运动的影响。活塞旋转一周，冷却油分别受到二次离心力和二次向心力的作用。 冷却油从活塞流出是依赖向心力的作用流到活塞中心再经缸盖的中心孔最终流入缸体底部的油底壳。油在活塞中的流动与加强筋、活塞中心油孔的布置和形状有关，如若设计不当，会造成排油不畅或经加热的油再次在活塞内循环(再循环)，对活塞的冷却和运动平衡都是不利的。冷却油在活塞内部循环情况见图4-14(P43图11)。 为了获得最佳冷却效果，需要在不同速度下对导油方法、加强筋形状和布置进行试验并对活塞的温度分布进行测试。图4-15(P43图12)是利用若电偶测得的活塞温度分布。 总体上看，三角活塞发动机用机油冷却活塞的方法是有效的，这也是 三角活塞发动机取得成功的原因之一。 第三节 活塞的润滑及油封 润滑 为了减少磨损并确保气密作用，必须对气密滑动面供给润滑油，供给润滑油的方法有多种，如: (1)使用混合燃料; (2)单独向进气管供油; (3)向燃料系统作混合供油。 (3)供油法，都使用润滑油计量泵，它能根据转速、节流阀开度按比例供(2)或 应润滑油。 碳精密封片与镀铬层配对时，燃料与机油的比例范围为150:1~200:1，使用金属密封片时为80:1,120:1。 油封 由于在强制润滑偏心轴承，用油冷却活塞时，润滑油要从活塞端面漏出，因此有必要安装适当的油封来防止润滑油流入燃烧室。 旋转式发动机的油封有各种设计，本设计采用的油封结构，其主油封位于活塞与偏心轴之间。其活塞环形油封，在油封槽里借气体压力压紧在密封面上，为防止钻进油封底的油渗漏出来，在端面气封条的内侧，即油封的外侧必须保持正压。这就要靠从气封条泄漏出来的气体压力，调整阀保持在一定压力之下。在活塞的每个端面上的同心油槽内安装一道油环。在油环的底部装有波形弹簧使油环的刮油刃压紧在端盖的工作表面，以便将溅到工作表面的机油刮下来。油环是断面为槽形的合金铸铁圆环，其在槽内埋入耐热耐油的硅橡胶圈。 由于在发动机停车时就没有气体压力，活塞里的油就有漏出的可能;又发动机在制动时气体压力也会下降，因此有必要在活塞端面增设油封。 第四节 活塞的气体密封 转子发动机的气体密封性是一个十分关键的问题，它的要求很高，而且密封面不在同一个平面内，这给密封增加了难度。本设计中的气体密封是由径向密封片、端面气封条与密封销、角片等零部件来共同实现的。在每个密封件的底部都装有弹簧，以保证密封面有足够的压力并起一定的补偿作用。径向密封片起径向密封作用，用来防止工作腔之间的气体渗漏。端面密封条和密封销起端面密封作 第 46 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 用，用以防止端面漏气。每个气体密封件在每个工作腔的周围构成若干道的密封线，可以有效地起到气体密封作用。 旋转发动机气体密封件的工作原理与往复活塞发动机的气环相似。在发动机工作时，径向密封片在离心力和密封片底部气体压力的共同作用下压向气缸型面。同时，进入密封片槽的一侧，从而实现了气缸工作腔的径向密封。当径向密封片移动到气缸型面的短轴部位时，密封片的惯性力由离心力方向转为向心力方向，这时径向密封片有脱落气缸型面的倾向，为了克服向心力的作用，在径向密封片底部装有弓形片状弹簧，弓形片状弹簧还可以保证发动机起动时气缸工作腔的密封性。 活塞的端面密封是由细长的弧形端面密封条及密封销来完成的。在发动机工作时，进入端面密封条底部的气体将端面密封条压向端盖的工作表面，而在发动机起动时，借助端面密封条底部的波形端面密封条使端面与端盖的工作表面贴紧，以实现端面的气封。 径向密封片的材料应与气缸体的材料配对选用。由于本设计的气缸体的材料是铝合金，所以径向密封片可用氮化硅(SiN)，端面密封条可用合金铸铁。 34 密封销是圆柱形的，它将径向密封片与端面气封条连结起来。此三种密封件的背面都装有弹簧。 1 径向密封片的几何关系 如前所述，活塞的顶部与缸体型面的接触点是随着活塞位置的变化而在某一角度内摆动，这个角度称为摆动角，可见径向密封片的接触点是在经常变化的。此外，外旋轮线的曲率也是在变化的，所以径向密封片顶点的曲率必须比外旋轮线的最小曲率半径更小:这在几何学 上意味着径向密封片与型面之间只能 得到线接触。 图18(a)表示了顶点曲率半径为a 的径向密封片，当活塞顶点位于摆动 角,的P点时,与外旋轮线T在A处接 触的情况。此时径向密封顶点的曲率 aR,中心O位于离活塞中心的地cos, 图18 外旋轮线的平移 方。由于活塞上的各个点都可描绘出 外旋轮线，所以点O就是以创成半径 aR,运动着的，因此在这种情况下，径向密封片与转子间有相对运动，其移cos, a,a动量为，活塞每旋转一周作四次往复。这对气密封不利。 cos, 其次如图18(b)所示，从创成半径R的外旋轮线的法线上，以距离a画出扩大的曲线T’。当活塞顶部位于P时，径向密封片在Q处与扩大曲线T’相接触。 这时曲率中心0移到了创成半径R的外旋轮线上，因此径向密封片与活塞间无相对 第 47 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 运动。a称之为平移距，这个量是根据径向密封片的厚度决定的。 根据基本外旋轮线以a平行扩大的曲线方程，可由前述创成半径R,偏心距e的外旋轮线方程导出。 ,, x,ecos,，Rcos，acos(，,)33 ,, y,esin,，Rsin，asin(，,)33 ,若径向密封片的厚度为b，最大摆动角为，根据几何学上的相互关系，平max 移距a应规定在以下的范围内: 2a,b,2asin, max 故此设计中取径向密封片的厚度为b=3mm，平移距a=2mm; 2 气密作用的机理 旋转式发动机三种密封的气密作用是利用气体压力的。在这些气密封的背面都装有弹簧，使各密封件压紧在第一密封面上，但并不单是依靠这些弹簧的压紧力来实现气密作用的。 往复式发动机的活塞环依靠其本身的弹 性，使它经常压紧在缸套上，但旋转式发动 机的气密封本身没有使它经常接触滑动面的 作用，因此在某个位置时，气体压力作用于 接触面，使密封从第一气密面脱离，与作用 于背面的气体压力相抵消，因而有可能发生 连续漏气，但在起动时这个弹簧是特别需要图19 在上止点位置时的径向密封 的。 片 从图19来考察上止点附近A与B处的径向密封片的气密作用。图20(a)表示在A位置的径向密封片的气密情况，其第1、第2气密面的压紧力为 bb,,F,lbP,lP(,asin),lP(，asin)1221 } 22 ,F,lhP，F,lcP2211 图20 径向密封片的气密机理与运动状 态 式中， l:径向密封片的长度， ’ ( b:径向密封片的厚度， h:径向密封片的高度， c:径向密封片的突起高度， 第 48 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 :径向密封片与型面间的摩擦系数。 , 这与往复式发动机活塞环在压缩冲程时的气密状态相类似。 在上式气密平衡式中，假定径向密封片前端的 压力P与密封片下面的压力相同，但在P的压力上22 dP升率为偏心轴旋转角)高时，下面的压力上升(,d, 较慢，在瞬间会发生F为负值的情况。这时会引起1 气体连续地从压缩工作室向进气工作室倒流的现 象，尤其在节流阀全开高速运转时。为了防止此类 现象，必须使密封片下面的压力上升与前端的压力 上升成正比地迅速地跟上去。结构上可以采取增大 图21 采取防止反喷措施密封片与槽的间隙或如图21在径向密封片侧面的一 的 部分切出导流缺口等措施。若F不成为负值，在接1 径向密封片 触面粗糙或接触条件差等不良情况下，前端接触面 存在润滑油的话，也是有效的。 然而密封片从20(a)转到图20(b)位置时，压力差与旋转方向之间的关系发生了 ，首先产生了过渡的情况，即由于作用在突起c上的压力P相反的转变。如图212使密封片向前进方向倾斜，第2气密面保持在前进侧的开口端，然后如(c)密封片作了移动。 然而在(b)的状态下，如气体压力P作用不到密封片的底面，则第1气密面上2 就没有压紧力。 在(c)的情况下，第2气密面的压紧力为: F,lhP,,F,lcP 2213 因此第1气密面的摩擦力成为相反的作用。这种情况相当于往复式发动机的活塞环处于膨胀冲程时向下运动的情况。 由(c)再次回复到(a)的过渡，就是(d)的状态。 然而由于型面的加工精度，缸体的热膨胀，活塞与偏心轴轴承的间隙等的因素，径向密封片在活塞片槽中有半径方向的相对运动，这时在槽的侧面存在摩擦,'F力，根据它的运动方向，对F起相加或相减作用。这种状态，相似于往复式12 发动机的缸套膨胀，活塞拍打时的活塞环运动状态。 F此外，作用在径向密封片上，有沿着活塞半径方向的离心力和与它垂直的R F惯性力。 T FF假设径向密封片的重心与活塞中心的距离为R，与，可用下面公式计算: RT WR22,,F,(，ecos)R993 W22F,,e,sinT93 第 49 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 式中，W:径向密封片的重量，Kg , :偏心轴的角速度，弧度/秒， , :偏心轴的旋转角。 在长轴与短轴时分别为最大与最小。 FR WR2,F,(，e),5028NRmax99 WR2F,,(,e),1047NRmin99 R在一般情况下，，因此F成为向心力，在长轴与短轴之间，离心力,eRmin9 的正负方向发生变化。 F在长轴与短轴处为0，长短轴为F的方向发生转变的界限，在长短轴之间TT F的最大与最小值: 存在着T W2,F,e,3716NTmax9 W2F,,,e,,3716NTmin9 为了确保径向密封与端面气封的连续性，必须确保第1与第2气密面的连续性。本设计采用的密封销，其结构、外形都很简单，可以满足密封的要求。 3 漏气的原因分析 根据密封件的工作原理，可以得到影响气密作用有下列因素: (1)气密面的粗糙度; (2)气密面的精度、热变形; (3)气密面有无润滑油与润滑油的数量; (4)密封片周围的间隙。 关于润滑油与气密作用的关系，主要在(1)、(2)情况不良，以致密封面接触不好时才有意义。 气密封的间隙主要有: (a)径向密封片的轴向间隙; (b)径向密封片与片槽之间的间隙; (c)密封销与销孔之间的间隙; (d)密封销与端面气封条的端部之间的间隙。 这些间隙值应参照材料的性能和所采用的冷却方式等决定。在这些间隙中，径向密封片的轴向间隙在发动机低速运转时影响特别大，在设计时应尽量减少它的漏气通道面积。图4-24(P49图23)表示径向密封片的轴向间隙对发动机平均有效压力的影响。密封销与端面气封条端部之间的间隙的确定也很重要，间 第 50 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 隙过大会使漏气量增加，间隙过小，当端面气封条热膨胀时，会造成端面气封条与密封销的粘连。图4-25(P49图24)表示了密封销与端面气封条端部之间的间隙对压缩压力的影响。 图4-26(P49图22)是德国NSU公司设计的三种径向密封片的结构。 在往复式发动机中，一部分气体会从活塞环处泄漏进入曲轴箱下面的油底壳;这不但使发动机的功率遭受损失，并使油底壳中的润滑油污损变质。这种泄漏气体进入曲轴箱油底壳的现象称为曲轴箱窜气。三角活塞发动机工作情中的气体也可能通过端面气封条和密封销、再经油封进入油底壳;也就是说，三角活塞发动机也可能有窜气现象发生。 与窜气关系最大的是端面气封条和密封销。由于窜入油底壳的气体必须经过油封，故对此而言，油封也有气密作用。漏过油封的气体量与油封外部和端面气封条内侧的压力有关;而这个压力是受进气口设计影响的。采用端面进气时，该压力较低，而且漏过端面气封条的气体会被吸入进气口作再循环;因而窜气不是十分严重。当采用周边进气时，窜入油底壳的气体要多一些。 为了减少窜入油底壳的气体数量，可用如图4-27(P50图25)所示的结构。在缸体滑动面位于近气负压区开一贯通端面气封条的槽，使泄漏的气体被再次吸入进气口而不是进入油底壳。采用开槽的措施后，即使是周边进气，也能使窜入油底壳的气体大为减少。 第八章 缸体与缸盖的结构设计 缸体和缸盖是三角活塞发动机的壳体，它们结合在一起后构成发动机的工作空间;缸体和缸盖组成的空间被三角活塞分为三个工作腔;缸体、缸盖和活塞一起实现了各个工作腔之间的密封。图4-37(P161图4)为KKM502型发动机缸体的剖视图;图4-38(P161图5)为KKM502型发动机缸体与前后缸盖;图4-39(P172图6)为KKM612型发动机前后缸盖的各向视图。 1、缸体、缸盖与中隔板的工作特点 三角活塞发动机的缸体具有径向密封片滑动的气缸型面，它引导径向密封片运动并和它一起构成径向气密面;经受严重磨损的考验;在缸体上还装有火花塞，采用周边进气的发动机还有进气口。因此，三角活塞发动机的缸体兼有往复式发动机的缸体和缸盖的作用。 缸盖和活塞一起构成了端面的气密面和润滑油的密封面、并承受轴向力;缸盖上设置有主轴承，偏心轴二端支承在主轴承上，它要承受偏心轴的负荷。缸盖同时起着往复式发动机的气缸和曲轴箱的作用。 在往复式发动机中，热力过程是在同一空间和位置交叉进行的，缸体的热负荷大致上是均匀的;而三角活塞发动机的各个热力过程事实在不同的位置独立、连续地进行的，它的热负荷在缸体的不同位置差异很大。这就使缸体要承受很大的热应力的作用。缸体的工作特点告诉我们，在缸体材料的选择、冷却系统设计时，必须十分重视热应力、热疲劳的问题。 往复式发动机的缸体与缸盖之间可用衬垫防止气体和冷却水的泄漏;而且也可借以弥补结合面因加工精度不高、机械变形和热变形造成的密封不严的缺陷。三角活塞发动机缸体缸盖的结合面无法使用衬垫，衬垫的存在会影响径向密封片和活塞的轴向间隙，造成漏气;衬垫的厚度很难制造得一致，实际使用起来困难很大。这使我们不得不对缸体缸盖结合面的加工精度、表面粗糙度提出很高的要求;同时对紧固力的大小和分布作出严格的规定。 2、缸体构造 第 51 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 缸体中间是外旋轮线为边界的气缸，冷却水套布置在气缸的周围，在短轴方向装有火花塞，火花塞对面设置进、排气道。气缸周边有安装水封的槽。火花塞下方是高温燃气膨胀作功区域，称为热弧区，火花塞上方是新鲜混合气进入工作腔和被压缩的区域，称为冷弧区。具体见图4-40(P258图3)缸体结构示意图。 缸体除了受到气体压力，还受到因温度分布不均匀产生的热应力作用;在连续工作的情况下，不但机械磨损加剧，热疲劳也极易发生。为此，必须选用导热性好的材料来制造缸体。如铝合金。对风冷发动机的缸体高温区的散热片应有足够的散热面积;对水冷式发动机的缸体，应注意水套布置，使高温区冷却水的流量和流速得到充分保证，避免缸体过热。 图4-41(P55图36)为实验测得的铝合金缸体温度分布;图4-42(P55图37)为缸体上 0温度最高的火花塞附近的温度分布。可看出，最大温差超过130C。铝合金导热性好，膨胀系数也大，缸体结构复杂，轴向、径向 各点膨胀不均匀，易引发径向密封片和活塞之间的相对运动影响密封效果;减少缸壁厚度、提高冷却水流速度在一定程度上能缓解这个问题。进气口附近温度较低，不利燃油雾化;解决这个问题的办法是利用排出的废气加热。图4-43(P55图38)排气予热装置的结构示意。图4-44(P56图39)是采用予热措施后缸体的温度分布。 另外，也可让缸内流出的润滑油流经该区域进行热交换，使进气口附近的温度有所升高。 对转速不高、平均有效压力较低(即是热负荷较低)、部分负荷下工作时间较长、后备功率大的的发动机或使用一定功率的固定发动机也可采用铸铁缸体，不过要防止火花塞温度过高和影响气密面的耐久性。滑动面的温度应低于能保持油膜状态的极限温度以下;此极限温度大 0约为300C。 3 进排气系统 三角活塞发动机的进排气系统设置是否成功直接关系到它的充气效率;充气效率对发动机性能的影响无论怎样强调都不算过份。 3.1 进排气口的形式与配气相位 三角活塞发动机的进排气口的基本形式有二种，即周边气口和端面气口;也可把这二种气口组合起来构成它们的混合型。周边气口开在气缸体上，而端面气口在缸盖上。图4-32(P51图30)表示它们的布置情况。 周边气口的气体进出方向和工作腔中气体流动的方向是一致的，这种结构能促使气体连续流动进气阻力小，充气效率高。但是，采用周边气口的发动机窜气量要大一些。 端面气口的气流方向要发生变化，且气流有中断期，进气阻力较大;充气效率自然比周边气口要低一些。但是，气流方向的变化所产生的扰动对燃油与空气的混合有利，可以改善发动机在低速、部分负荷时的燃烧稳定性。 选择进排气口的基本形式的最主要的依据是进排气口迭开角的选择。也就是说选择什么样的进排气口主要由发动机配气相位决定的。图4-33(P52图31)是进排气口定时机构示意。 采用周边气口的三角活塞发动机是由径向密封片决定其配气相位的。为了提高充气效率和排气迅速彻底，希望有足够大的进排气口截面积。因为限于进气口关闭不能太迟(进气滞后角不能太大)只好增大进气提前角。 为了让工质在工作腔中尽可能地多作功，排气口不宜过早开启(排气提前角不能太大)，同时又必须保证排气彻底，新旧气体更换充分，就只有增大排气滞后角。这是采用周边气口在结构上的局限性。 采用端面气口的三角活塞发动机是由活塞的轮廓(活塞周面)决定其配气相位的，因为活塞边缘构成气体通道，见图4-34(P52图32)在相同位置与形状的气口上，实际配气相位由活塞边缘的圆角(或倒角)所控制。端面气封条对配气相位也有大的影响，在活塞与缸盖 第 52 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 之间的间隙较大时，端面气封条对配气相位的影响尤为明显。因此，采用端面气口时，端面气封条与活塞边缘的距离、活塞与缸盖之间的间隙应慎重选择。 采用端面气口时，进气提前角和排气滞后角并不能任意选择，如选择不当，有使端面气封条前端和密封销落入气口的危险。 现在，我们对二种进排气口的配气相位和时间断面(气口开启时占有的偏心轴转角)作比较，从图4-35(P53图33)可以看出，周边气口重迭时的时间断面比端面气口大得多;因此，从流动阻力、配气相位(特别是气口迭开角)、时间断面等综合考量，高速发动机宜采用周边气口;而中、低速发动机应采用端面气口。 再将三角活塞发动机的进排气时间断面和往复式发动机作比较;三角活塞发动机完成一 0000个工作循环偏心轴转360×3=1080;四冲程往复式发动机曲轴转360×2=720;三角活塞发 1000动机的进排气时间断面为1080×270;四冲程往复式发动机的进排气时间断面为720×,4 10180;显然，三角活塞发动机的进排气时间断面比四冲程往复式发动机大50%。 ,4 要提高发动机转速，就需要增大进排气口断面，往复式发动机增大气门断面(气门喉口断面)受到气缸直径的限制，只能用进排气门开启时间，确定配气相位时不得不牺牲低速性能;三角活塞发动机的进排气时间断面则完全能满足高转速的需要，因此，三角活塞发动机与往复式发动机相比，具有更大的工作转速复盖面，更易高速化。 3.2、双缸三角活塞发动机的进排气道 0三角活塞发动机的冲程时间长(达270)、输出扭矩均匀、运转平稳;双缸三角活塞发动机的运转平稳性已与六缸往复式发动机相当;所以，在已面世的产品中，双缸三角活塞发动机并不鲜见。 在设计双缸三角活塞发动机时，必须重视下面的问题 1)各个气缸之间混合气的分配均衡 2)充气效率 3)燃油雾化 4)能产生适度的涡流和扰动，使进入工作腔的混合气的质量有保证 5)在进排气口迭开时，进气过程尽可能不受排气的干扰。 6)进排气管的合理布置 7)生产成本 在考虑以上问题时，因为具体情况其侧重点也会有一些差异。图4-36(P53图34)是双缸三角活塞发动机的进气口布置方案示意图。 为使进入气缸工作腔的气体量均衡，二缸共用的化油器应有可变直径的喉管，进气歧管的通过截面也应是可调节的。如二缸各自用独立的化油器则更理想。 使用包括化油器在内的独立的进气系统对提高充气效率是有帮助的，独立的进气系统可避免二个气缸之间的相互干扰，同时也减少了进气阻力。 图4-35(P54图35)表示出了双缸三角活塞发动机各个循环间的相互关系;图上可看到，一缸进气结束部分与另一气缸进气开始部分是有重迭的;三角活塞发动机一个循环偏心轴的 0转角需1080，是往复式发动机的1,5倍，循环时间长，二缸同时进气的重迭时间也长;如二缸共用同一进气管，会使充气效率降低。 缩小进气管截面积、使气流速度提高，适当的予热措施能有效地改善燃油的雾化质量，但这对发动机的高速、大功率化是不利的，要解决这个矛盾，可设置低速、部分负荷用的独立进气系统;也就是采用双端面气口与混合气口，把进气系统分为主、副进气口二部分，只对主系统进行予热。如图4-34所示。 第 53 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 端面进气时产生的涡流与扰动比周边进气时大，更有利于油气混合，双端面进气就更理想一些。 采用周边气口进气时，进气口开启的重迭度大，造成一缸与另一缸连通，另一缸在进气开始时，进排气口是迭开的，使一缸也易受另一缸排气的影响;着样，气缸在进气时，开始因自己进排气口迭开受本缸排气的影响，后来又受另一缸排气的影响;使充气效率降低，且易造成低速、部分负荷时燃烧不良。故在车用双缸三角活塞发动机中，采用周边进气系统时，应用独立的化油器和独立的进气管。 在往复式发动机中，排气系统对充气效率有较大影响，三角活塞发动机也同样如此。对双缸三角活塞发动机来说，采用独立排气管较为有利，在中、高速运转时尤其如此。 采用独立排气管可减少排气背压力和排气脉动压力波对输出功率的影响;对改善发动机在低速、部分负荷时的燃烧稳定性也是有好处的。 4、缸盖和中隔板 缸盖的热负荷比缸体要低，可考虑采用铸铁制造。但是风冷式发动机和大功率水冷式发动机仍采用铝合金缸盖。图4-45(P56图40)和图4-46(P56图41)分别为铝合金缸盖和铸铁缸盖的温度分布。 缸盖的滑动面因和端面气封条、密封销一起构成密封面，必须进行表面硬化处理。 双缸发动机二个缸之间用中隔板分隔，中隔板的二个端面和缸盖的滑动面一样，和端面气封条、密封销一起构成密封面，因此，必须进行表面硬化处理。中隔板的内部，有润滑油的回油道;当偏心轴较长时，常在中隔板上设一中间轴承。图4-47(P173图8)是中隔板的外形图。 中隔板二面受热，应特别重视它的冷却，防止热变形。 气缸及端盖是旋转发动机的主要基础件。气缸体有前、后端盖封闭。气缸体内壁的形面与三角活塞的三个弧形表面构成了三个相互独立的工作腔。由三角活塞旋转发动机的工作原理知，在每个工作腔所进行的四个工作过程中，其同名工作过程都发生在气缸内的同一个部位。因此，气缸体及端盖各个部位的受力、受热情况差别很大。 为了使气缸体及端盖在发动机工作事不发生机械变形和热变形，气缸体及端盖应具有足够的结构强度及刚度，同时这些零件的温度分布应尽可能均匀。为此，气缸体及端盖的工作表面除具有足够的厚度外，还在气缸体及端盖内设置许多肋。这些长短不一、疏密程度不同的肋既可增强气缸体及端盖工作表面的强度及刚度，又能引导冷却水流动以降低气缸体及端盖工作表面的温度和减小其工作表面的温差。 气缸体及端盖之间需严格密封，通常在气缸体的端面上加工出封闭的密封槽，在槽内埋入铅条或耐热橡胶条。形成旋转式发动机工作室的壳体分为缸体与缸盖两种。前者具有外旋轮线型面，径向密封片在其上滑动，后者将缸体局限在一个空间里，与活塞端面保持气密。 第九章 偏心轴设计校核 其功用相当于往复式发动机的曲轴。偏心轴直径φ=60mm,宽度b=50mm，油膜间隙在40~70微米之间。主轴是一个模锻件，材料选用经高频淬火的SCr4号钢。偏心轴以10000转/分在轴承中转动。偏心轴颈上有一条环槽，槽中装有一对密封环，每环尺寸为77.7*86.3*1.5mm。由于偏心轴承受三角活塞传来的力，并通过安装在主轴上的飞轮输出机械功。因此，它必须有足够的强度和刚度。 第 54 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 偏心轴强度、刚度校核 (一) 强度校核 按扭转强度条件计算: 6T9.5510p/n， ,,,max3W0.2dt ,:轴的最大剪应力 Mpa max T:轴所受的扭矩 Nmm 3W轴的抗扭截面系数 mm:t d:偏心轴直径 mm 由已知条件算得: 4869.55，10，10000 ,,,,,0.0351Mpa,,,max30.2，40 (二)、按弯扭组合强度条件计算: a) 作出轴的计算简力图 轴所受的载荷是从轴上零件传来。计算时将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布的中点。作用在轴上的扭矩，从传动件轮毂宽度的中点算起。 b) 作出弯矩图 根据上述简图，分别按水平和垂直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面的弯矩和垂直面上的弯矩。然后按下式计算总弯矩，并作出弯矩图 22M,M，M HV c) 作出扭矩图 d) 校核轴的强度 22按第三强度理论计算应力:。通常由弯矩产生的弯曲应力是对称,,,，4,ca 循环变应力，而由扭矩产生的扭转切应力则常常不是对称循环变应力。为了考虑 ,两者循环特征不同的影响，引入折合系数，则计算应力为: 22，，,,,，4,, ca MTT,,,,对于直径为d的圆轴，弯曲应力,，扭转切应力，将代如上式W2WWT 22,MT，，，得: ,,,,,,ca,1W T:轴所受的扭矩 N?mm 3W轴的抗扭截面系数 mm: M:轴所受的弯矩N?mm 第 55 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 22,M，T，，由已知条件算得: ,,,2.217MPa,,,,,ca,1W 偏心轴刚度校核 第十章 同(二)按轴的扭转刚度校核计算 轴的扭转变形用每米长的扭转角表示，对光轴其计算公式为: , T4,,5.73，10/m GIp 式中 T:偏心轴所受的扭矩 N?mm 4G:轴的材料的剪切弹性模量Mpa，对钢材 G,8.1，10MPa d,444T:轴截面的极惯性矩mm，对圆轴 T,,5.887，10mmPP32 所以偏心轴的扭矩刚度为 323.88，104,,，，,,，，,,5.73，10,0.05/m,,,,0.25~0.5/m 448.1，10，5.887，10 第十章 发动机点火系，起动系统与润滑系 1 点火系统 能够按时在火花塞电极间产生电火花的全部设备，称为发动机的点火系。在汽油机中，气缸内压缩后的混合气是靠电火花点燃的，为此在汽油机的燃烧室中装有火花塞。在火花塞两电极间加上直流电压后，电极之间的气体便发生电离现象。当电压增高到一定值时，火花塞两极间的间隙被击穿而产生电火花，而引燃可燃混合气。 与四冲程往复活塞发动机相比，三角活塞发动机点火有许多不利因素: 1发动机转速高，主轴每转一转需要点火一次，点火频率高，火花塞受热严重。 2为避免径向密封片与火花塞电极发生运动干涉，火花塞必须缩进气缸以内，通过连通孔与气缸工作腔相通。在这种情况下，火花塞得不到新鲜混合气得的冲刷和冷却，电极温度高。另外，连通孔内残存有较多的废气，不利于点火。 3连通孔气流速度很高，点火后火焰中心散热快，容易灭火。 4采用一般的蓄电池点火系统，由于点火频率高，断电触电闭合时间很短，感应电势下降，致使点火能量不足。 火花塞 火花塞的功用是将点火线圈或电机所产生的脉冲高压电引燃，并在其两个电极间产生电火花以点燃混合气。火花塞的选择要与功率及缸体相配合。综合考虑选择KE-3844C极冷型的专用火花塞。 起动系统 转子发动机与往复活塞发动机的起动系统相似，它是靠大功率，低转速的启动马达驱动飞轮，从而实现转子发动机的起动。 第 56 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 2润滑系统 2.1润滑系的油路 润滑系利用转子机油泵把机油从油底壳抽出来，经过节温器，当油温低时，节温器起作用而控制油路使循环的机油不通过机油冷却器，油温高时经过机油冷却器，然后至压力调节阀，再至机油滤清器。由此机油进入壳体主油道直至前后主轴承，从偏心轴前后主轴颈的孔眼进入轴的中心油道内，继而从偏心轴的孔眼进入偏心轴承，并喷入活塞内腔，以冷却活塞。被活塞加热了的机油靠它在活塞中运动所产生的惯性力，从活塞自由端端面流出，经过后缸盖的中心孔，顺此缸盖的油槽流回油底壳。于此同时，偏心轴的主油道还供给部分机油给输出轴两端的滑动轴承。 2(2润滑系的主要部件 润滑系的主要部有转子机油泵 机油滤清器，集滤器，机油冷却器等。转子机油泵 转子机油泵由偏心轴驱动。其工作原理是主动的内转子和从动的外转子都装在油油泵壳内。内转子固定在主动轴上，外转子在油泵壳内可以自由转动，二者之间有一定偏心距。当内转子旋转时，带动外转子旋转。转子齿形轮廓设计得使转子转到任何角度时，内外转子每个齿的齿形轮廓线上总能互相成点接触。这样，内外转子间便形成四个工作腔。某一工作腔从油孔转过时，容积增大，产生真空，机油便经进油孔吸入。转子继续旋转，当该工作腔与出油孔相通时，腔内容积减小，油压升高，机油经出油孔压出。转子机油泵结构紧凑，吸油真空度较高，泵油量较大，且供油均匀，因而在内燃机中的到广泛应用。 2.3集滤器 本设计中的集滤器是滤网式的，装在机油泵之前，防止粒度大的杂质进入机油泵。它由浮子、滤网、罩及焊在浮子上的吸油管等组成。 浮子是空心的，以便浮在油面上。固定管通往机油泵，安装后固定不动。吸油管活套在管中，使浮子能自由地随油面升降。浮子下面装有金属丝制成的滤网。滤网有弹性，中央有环口，平时依靠滤网本身的弹性，使环口紧压在罩上，罩的边缘有缺口，与浮子装合后便形成狭缝。当机油工作时，机油从罩与浮子之间的狭缝被吸入，经过滤网滤去粗大的杂质后，通过油管进入机油泵。当滤网被淤塞时，滤网上方的真空度增大，克服滤网的弹性力，滤网便上升而环口离开罩。此时机油不经滤网而直接从环口进入吸油管内，以保证机油的供给不致中断。 2.4汽油泵 在很多情况下，供发动机用油的汽油箱液面比汽化器低。为此可选择靠发动机进气脉冲操作的汽油泵，其吸油高度可达50cm。进气脉冲是通过一条铸在缸体里的薄管，从外旋轮线缸体的进气侧传导给油泵薄膜的。 2.5调速器 在很多情况下，要求小型水冷发动机不受负荷影响而恒速的工作。与发电机组配合要求特别严格，为达到这个目的需要选择合适的调速器。 第十一章 设计体会 毕业设计是对我四年大学学习成果的一次综合性的检验，在毕业设计中,我们对所学的知识进行了系统、全面的总结和运用，经过毕业设计，培养了我们解决具体问题的能力和创新意识，所学知识更加巩固和深化，为今后更好的工作打下了扎实的基础。 三角活塞旋转发动机是一种新型发动机，通过对它的分析计算和结构设计， 第 57 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 我对专业知识和基础理论有了更深刻的理解，包括:机械设计、机械原理、理论力学、材料力学、机械制图等。在设计中，所涉及知识之广、量之大是我所始料不及的。“书到用时方恨少”这句老话我在设计中深有感触。在型线设计中，我面临的最大问题是初始参数的确定，由于没有实际的经验，设计中我遇到了一定的困难，优化设计在这时给我带来了希望,经过努力,我成功地获得了优化解;与此同时也提高了我的数学计算能力。 通过毕业设计，我熟练掌握了查找、收集资料和分析资料;专业知识复盖面有了较大的扩展，在计算技术和计算机运用上有了明显提高;很多东西是课堂上学不到的。 通过设计，使我受到了一次难得的化，化教育，学会了自觉遵循技术规范和标准化要求。 本次设计给我影响最大是体会到团队合作精神的重要性，在设计过程中,同学之间相互交流意见，互通信息,互相合作,使设计得以顺利进行。通过设计中的互相合作，增进了同学之间的友谊和相互了解。在此，我向我的设计伙伴表示感谢～ 最后，我衷心地感谢我的指导老师～他的严格要求和负责的工作作风是我毕业设计顺利完成的保障。 第 58 页 重庆交通大学毕业论文 双缸水冷三角活塞发动机 附录 参考文献, 1、刘永长主编.内燃机原理、武汉:华中理工大学出版社，1992 2、蒋德明主编.内燃机原理、北京:中国农业大学出版社，1988 3、吉林工业大学内燃机原理、内燃机理论与设计、北京:机械工业出版社，1975 4、朱仙鼎主编.中国内燃机手册、上海:上海科技出版社，2000 5、杨连声主编.内燃机设计、北京:中国农业出版社，1981.8 6、程宏著.汽车发动机原理、北京:学术期刊出版社，1988 7、陈家瑞主编.汽车构造、北京:机械工业出版社，2002 8、濮良贵 记名刚主编.机械设计、北京:高等教育出版社，2001 9、何玉林 沈荣辉 贺元成主编.机械制图、重庆:重庆大学出版社，2000 10、国外三角活塞旋转式发动机、上海:上海科技情报出版社，1970 11、杨连声主编.内燃机性能及其传动装置的优化匹配、北京:学术期刊出版社， 1988.6 12、陈中春主编.发动机气道模具计算机设计与制造、二汽科技出版社，1990.4 13、支孝宽.发动机配气系统计算机交互辅助设计、二汽科技出版社，1987.4 14、徐清富.国外汽车最新结构图册、北京:机械工业出版社，1995 15、钱耀义编著.现代汽车发动机燃料供给装置、北京:人民交通出版社，1996 16、蒋兴革编著.中外汽车构造图册发动机分册、长春:吉林科学技术出版社，1995 17、大连工学院.机械制图.第三版、北京:高等教育出版社，1987 18、华中理工大学等院校.画法几何与机械制图.第四版、北京:高等教育出版社， 1989.8 19、中科院力学研究所转子发动机组(旋转活塞发动机[M](科学出版社，1975 20、WH?克劳斯(汽车发动机设计[M](人民交通出版社，1985 21、马童芳，等.旋转活塞发动机的燃烧和传热[C](人民出版社，1985 22、W?K?施特劳斯(现代汽车发动机[M](人民交通出版社，1983 第 59 页