1、第三章 主要部件设计3.1 缸体设计图 3-1 6135Q-2 型柴油机缸体主要定位尺寸H6135Q-2 型柴油机缸体长宽高为 1094.1398557.7，采用龙门式缸体（如图 3-1），刚度比平分式机体好，随着下沉量的增加，提高了缸体本体的刚度。目前，车辆的尺寸和重量都在增加，对于降低燃油耗和排放的基础上，同时满足用户对车辆性能和噪声、震动、平顺性的要求是巨大的工程挑战。增压技术和米勒循环发动机在改善燃油经济性、发动机响应效率和输出功率等方面显示出众多优越性 4-6。设计基准选择主轴承孔中心线。材料选取 HT250 牌号灰铸铁(最小抗拉强度在 250MPa)，常规五元素的含量范围基本在：(
2、C)为 3.00%3.55%，(Si) 为 1.70%2.50%，(Mn) 为0.60%0.90%， (S)0.15%， (P)0.15% ，铸件材质的成分偏差要根据企业具体要求。加工前进行时效处理，加工后其硬度要达到 170241HBS(布式硬度 )，尽量减少金相组织中铁素体含量，增加渗碳体量较少的珠光体质量分数，缸体重量约为 610kg。本次设计课题为原有 6135Q 的改进型，工作负荷较改进之前更大。比较原有的隧道式缸体，龙门式金属分布更为合理，在缸体结构、重量变小时缸体的刚度更高。曲轴回转轴线比缸体下平面高出 116mm，同时下平面为完整平面便于与油底壳的配合。缸心距 L0 是缸体的一
3、个重要参数，发动机结构的紧凑性直接受到它的影响。影响因素为：1.气缸间的主轴承宽度。2.主轴颈、曲柄销、曲柄臂的宽度。3.气缸套的型式分为干缸套或湿缸套。区别是湿缸套上端由于有定位凸缘的，L 0 要比干缸套的大。4.相邻气缸间的水套的厚度一般至少在 45mm。缸心距公式 L0=Lp+Lj+2h （3-1）式中： Lp曲轴主轴颈的长度L j曲轴连杆轴颈的长度h曲臂的厚度带入设计尺寸得 L0=47+84+222=175 mm以下是缸体设计中考虑到的影响因素：车用柴油机机缸体包括气缸体、曲轴箱和油底壳。缸体是整机的骨架，为各零部件的装配提供了空间。同时由于内燃机构件太多，内燃机运行时使得缸体承受很复
4、杂的载荷作用。气缸体承受的机械载荷有：1.主轴承支撑力、推力轴承的推力及扭力矩、侧推力和固紧力。2.气体压力与往复惯性力使缸体受拉伸作用，导致力传递过程中缸体不同部分承受附加的弯曲和扭转应力。3.受燃烧过程中气体爆发压力的影响，缸体上平面密封处受到极大地冲击载荷。4.由于缸体结构尺寸太大，所以振动较大。气缸体承受的热负荷有：1.通过气缸盖与气缸套传递的气体的热量。2.各个运动副之间的摩擦产生的热量。通过以上分析，缸体结构形状复杂，在加工上更是有三大平面（作为其他零部件的装配基准）和三大孔系（气缸孔、主轴承孔、凸轮轴轴承孔），以及油道孔和螺栓孔。为解决以上问题，提高缸体的可靠性，降低故障率，现对
5、缸体设计提出以下几点要求：1.刚度要够。可在气缸孔之间与缸体顶面一直延伸到上曲轴箱壁的下沿设主轴承座，这样也能提高曲轴受力点的数量，受使得力均布。2.采用全支撑曲轴，进一步改善缸体受力及力矩的均布情况。3.为增加缸体中各受力部位的刚度，可在沿缸体传力方向设置加强筋。4.将气缸体与上曲轴箱整体浇铸，构成刚度较好的刚架组合结构。5.在缸体水道布置上，分析冷却水切向流向，防止出现流动死区。为体现“刚性设计思想”同时结合实际工况，机体结构形式设计为龙门式，这样能保证在机械负荷大的工况下有足够的机体刚度，同时减轻整机重量，降低噪声和振动。3.2 气缸套的设计综合考虑本机型柴油机缸套为湿式气缸套，冷却效果
6、好，虽然这样会使缸体的刚度有所降低，但因选择龙门式缸体有足够的刚度来弥补此处刚度的损失。缸套支撑采用上置式和中置式支撑。径向定位是一主一辅两个定位带（如图 3-2），轴向定位采用环形支撑凸肩定位。另外，为保证其与活塞、活塞环的接触良好，其圆柱度不应超过 0.02mm。为保证气缸套装配压紧，缸套上端与气缸盖衬垫压紧部分突出缸体顶面 1mm。为防止因穴蚀导致缸套穿透，缸套厚度为 7mm 发生下部依靠辅助支撑处的 2 个 O 型密封圈密封。缸套材料为高磷铸铁，(P) 为 0.30.8%，(C) 为 3.03.4%，(Si) 为 2.42.8%，(Cr)为 0.30.5%，(Mn)为 0.71.0%，
7、形成三元磷共晶，硬度在 5461HRC（洛氏硬度） 在缸套内表面进行氮化处理，提高内表面的强度和耐久性。为降低第一活塞环温度，并有效控制冷却水中气泡导致的穴蚀，在缸套外壁表面铸有螺旋筋槽，使冷却水螺旋式上升对缸套进行周向冷却。下面是设计气缸套时所考虑的影响因素。图 3-2 H6135Q-2 气缸套如图所示3.2.1 气缸套工作情况 与设计要求1.气缸套与活塞之间有高速的相对运动，二者之间构成了一对摩擦副。因此。气缸内壁表面是内燃机中磨损最为严重的表面。2.在内燃机里，气缸是气体压缩、燃烧和膨胀的空间，对活塞起导向作用，直接受侧压力挤压作用。同时由于缸套外冷却水（大循环 85）的作用，内外壁温差
8、相当大（尤其是上止点附近）如燃烧终点温度 1808.5，所以气缸套承受相当大的机械应力与热应力的作用。一般规定，气缸套最大周向温差不应超过 4050，最大轴向温差不应超过 70。3.由于缸套径向振动引起的“电化作用”与“穴蚀作用”，与冷却水接触的气缸套外表面会逐渐剥落形成小孔，逐步穿透缸套。为此提出缸套的设计要求：1.足够的刚度与强度，尽可能减少热变形与安装变形。为此采取壁厚不均匀原则。从缸套壁厚来看，沿轴线方向是不均匀的为两头厚中间薄。因活塞在上止点附近时，缸套要承受最大爆发压力，顶部壁厚要求最后，以后逐渐减薄；在下止点附近时，要承受较大的侧向力，其下部壁厚也应设计的较大，甚至比顶部更厚。壁
9、厚的这种变化，有利于加强缸套上、下截面的刚度，并可提高他的抗弯刚度。同时，上部壁厚较厚可使缸套与缸盖有较大的密封面，并有利于传热。2.合理控制缸套温度。根据统计数据分析显示，气缸套内壁温最好控制在在 100200，以避免低温腐蚀磨损。3.为避免应缸套受热导致的气缸套不规则变形，造成局部磨损，缸套内壁面周向温度分布应尽量均匀，最大周向温差不超过 4050。3.2.2 缸套的穴蚀缸套在使用后会在外表面的活塞主推力面、进水口处和冷却水拐弯处，有很多针状孔洞，最终会使缸套被穿通。现普遍认为水流的交变压力及冲击作用为穴蚀产生的主要外因。为减小水冷却缸套的穴蚀常采用以下措施：1.缸套的厚度设计至关重要，在
10、保证缸心距合适的情况下，缸套厚度大一点能提高刚度；2.台间定位间隙采用最小，辅助支撑减少时也能降低穴蚀现象；3.适当增加缸套厚度，把缸套辅助支撑适当向上移动，增加缸套的支撑刚度，减小缸套振动；4.穴蚀产生原因一部分和径向拍击有关，缩小活塞与缸套间隙可降低排挤力度；5.活塞销偏心设计也是从减小侧向力的角度，减轻穴蚀；6.在冷却水道设计中，避免水流方向正对气缸套，减小水流对气缸的冲击；7.在缸套外壁表面铸有螺旋筋槽，有效控制冷却水中气泡产生。8.在缸套外表面镀铬，厚度在 2025m；9.一般车用发动机水套的宽度应为 410mm，保证缸套与缸体件的水腔合理，避免因水腔过小导致穴蚀加剧。3.3 气缸盖
11、设计本次 6135Q-2 型柴油机采用分体式气缸盖结构，采用三缸一盖，以气缸中心线设计。缸心距为 175mm，长为 533.5mm，宽为 277.9mm，高为 282.4mm。进气门喉口直径 49mm，进气门喉口直径 42mm，进排气门座距离 11mm，两气门冷却水套空间曲面半径取 5mm。对于气缸盖温度最高而热应力最大的“三角鼻梁区”，采用喷水管冷却。气缸盖的材料导热性要好，耐高温疲劳强度要高，能承受反复的热负荷影响，所以气缸盖的铸造应采用抗热疲劳性能较好的材料。故选择牌号为 HT250（加铜铬钼）铸铁材料。6135 型柴油机一开始是 6 螺栓孔设计，在实际中发现漏气的严重性，后改为 14
12、螺栓孔结构，本机型继续采用，该螺栓孔布置方式。由于气缸盖承受燃气的高温高压的作用，并且在其结构中要布置气门、气门座、气道、水道、燃烧室、喷油嘴，以及螺栓的布置，结构及其复杂。同时也导致缸盖温度场及其不均匀分布，热应力过大引起缸盖裂纹的产生造成整体变形。与原来的整体式缸盖相比，采用分块式气缸盖有以下好处：方便大量生产与更换，有利于维修；气缸盖长度变短，与缸体之间的密封平面越小，加工中对不平行度的要求易于保证，装配后的密封可靠性越好；另外，这样利于铸造工艺性与气道布置。3.3.1 气缸盖设计要求1.缸盖要有足够均匀分布的刚度、强度。避免挠曲的发生，以保证缸盖与机体上端面之间可靠密封。2.合理布置火
13、力面，以防由于温度过高或温度分布不均产生热应力过大的情况。3.合理布置进排气道及气门，阻力小，同时要满足混合气形成过程对进气道提出的要求。4.缸盖上受热应力最大的为“三角鼻梁区”，为此对铸铁气缸盖温度应低于 350。5.工艺性良好，温度场尽量均匀，减少热应力，避免热烈现象。3.3.2 气缸盖的冷却针对三角鼻梁区的被破坏的情况最为普遍，在本设计中（图 3-3）把鼻梁区上方水道的圆角扩大到 5 mm，减薄火力面的厚度，减少热应力而避免热疲劳裂纹。此外，在缸盖中也可采用铸入的喷水管冷却（图 3-4）。a) b)图 3-3 气缸盖出水口布置图a)不合理的水道布置 b）本设计的水道布置图 3-5 湿式喷
14、油器套的三角鼻梁区金属堆积所谓的三角鼻梁区是指进排气门之间、燃烧室与排气门之间以及排气门与喷油器之间，该块区域受燃烧室及高温排气热量的作用受热异常的严重。一方面与水道接触面温度较低，另一方面进气门区域受低温充量的冷却，这样导致该区域温度分布极为不均匀。加之柴油机工况的变化使高温燃气的热应力有着周期性，时间一长在交变热应力作用下气缸盖产生裂纹。热应力严重时会导致机械强度的降低，从而使气缸盖部分区域产生屈服变形，当缸盖温度降到环境温度时，原先高温区会出现残余拉应力，导致残余变形。为此进气排门之间的水道应大一些（尖部最小半径3mm），使得通量加大，较好冷却进气通道壁面。此外，在气缸盖火力面处只要柴油
15、机工作必然受拉应力作用（火力面下高温燃气，活立面上方冷却水，一胀一缩火力面受拉），针对这点缸盖底板设计薄一点有助于提高使用可靠性，前提是该厚度的确定要能承受爆发压力的作用。总结气缸盖冷却原则：1.气门和喷油器组成的三角鼻梁区要重点冷却。一般采用喷管冷却或导流板加强局部流速和流量。图 3-4 135 柴油机喷水管冷却鼻梁区2.减少三角鼻梁区的金属堆积。可采用湿式喷油器套，消除了鼻梁区的金属堆积（图 3-5）。3.清砂彻底。减少因水套内部造成局部热点无法冷却，导致热裂现象。4.壁厚要均匀。3.4 柴油机滑动轴承设计本机型柴油机采用薄壁轴瓦，材料为高锡铝合金，锡含量在 20%以上，金相组织为硬基体加
16、软质点，运转时硬基体起支撑作用，软质点凹陷储存润滑油，降低轴和轴瓦的摩擦系数，减少轴和轴瓦的磨损，保证滑动轴承使用寿命。该轴瓦内孔与轴颈的配合靠制造精度保证，减摩材料直接烧结或轧制在经过处理的带型薄钢上，冲压成型后精加工，瓦背选择不易与减摩合金粘结的低碳钢。3.4.1 滑动轴承工作条件与作用内燃机设计的好坏最终体现在可靠性与使用寿命上，而轴承可以很好地改善摩擦副之间的磨损，从而提高发动机的可靠与耐久。尤其在发动机不断强化的柴油机中，轴承性能直接影响发动机强化的潜力。例如在原 6135 柴油机上采用的是滚珠轴承，而在本次 6135Q-2 柴油机中因强化系数较大故采用滑动轴承。轴承在工作过程中受到
17、冲击性的气体爆发压力和活塞连杆组惯性力的综合作用，根据动力计算该机型气体平均有效压力是 6.628 kg/cm2，而润滑油中局部最高油膜压力可达平均压力的610 倍。理想的滑动轴承是处于一层油膜的包裹下，没有直接与连杆轴颈接触，这样使得两者之间的固体摩擦变为液体摩擦状态，但这样会导致油膜压力过高导致轴瓦的穴蚀异常严重。3.4.2 滑动轴承材料的选取要求1.滑动轴承工作的条件要求其材料必须能保证在高疲劳应力和高热应力的作用下，可以良好工作。故材料要有很高的机械强度和热硬度、强度。2.滑动轴承主要受摩擦应力，使得再设计轴瓦时要有足够的减摩性能，包括顺应性、嵌藏性及亲油性，保证一旦油膜被破坏轴颈不至于被擦伤，轴承负变形时有均布负荷的能力，对待机油中中外来异物能有良好的包容性。3.滑动轴承作为发动机中发生穴蚀的关键件之一，一定要有良好的耐蚀性。4.在现代发动机的滑动轴承中多采用多层金属或合金组合轴承。一般是瓦背与减摩层的组合，前者主要受压保证足够的机械强度；而后者主要是构成摩擦副，能保证良好的摩擦性能。
