内燃机设计范文

内燃机设计范文（精选12篇）

内燃机设计 第1篇

1 气门锁夹及其设计方案

在采用气门式配气机构的内燃机中, 无论是侧置式气门, 还是顶置式气门, 其配气机构的气门弹簧座多采用气门锁夹固定。气门锁夹是内燃机配气机构的重要零部件之一, 其R弧与气门上的锁夹槽相配合、外锥面与气门弹簧上座的内锥面贴合, 通过凸轮轴、挺杆、气门摇譬等实现锁定功能。如果气门锁夹失去作用, 则气门会掉入气缸内, 进而造成重大事故。气门杆的加工精度较高, 且与气门导管的配合间隙较小, 因此, 其运行时的磨损不严重, 起到了良好的导向和散热作用;气门尾端的形状决定于气门弹簧上座的固定方式, 而采用2个外表面为锥面的气门锁夹固定气门弹簧上座, 具有结构简单、工作可靠、拆装方便的特点。

气门锁夹的外锥面有多种角度, 气门弹簧上座的内锥面也有多种角度。为了提髙发动机关键零部件的强度和延长其使用寿命, 正确选择气门弹簧上座的内、外锥面角度非常重要。

根据结构设计要求, 该发动机气门锁紧机构中的气门弹簧上座采用合金钢材料, 具备承受变形和循环交变载荷的能力, 可保证气门弹簧上座在实际运行中具有一定的强度。在结构设计中, 应严格控制气门弹簧上座的尺寸和质量, 并在满足零件使用功能、结构要求的前提下, 尽可能地优化该部件。由于气门弹簧上座在内燃机的运行中会承受较大的循环交变载荷, 因此, 利用有限元分析软件计算气门弹簧上座在工作载荷工况下的应力情况很有必要。

利用MSC.Software公司的非线性有限元分析软件MSC.Marc, 对气门弹簧上座在承受最大工作载荷时所受的强度进行了计算, 得到了该部件各个部位的应力情况, 进一步校核了该部件的安全系数, 准确地找出了不同设计方案的优劣, 为确定气门弹簧上座的结构设计方案提供了指导, 最终满足了该部件的实际使用要求。

2 有限元模型的建立

根据气门弹簧上座及其部件的结构几何特征和承载方式, 以Pra/E软件建造的气门弹簧上座及其部件三维实体模型为基础, 并经过合理简化, 建立了详细的气门锁紧机构的有限元模型。

2.1 网格划分

采用6面体单元进行了网格划分, 结点数和单元数如表1所示。

2.2 材料参数

计算和分析中使用的材料的参数如表2所示。

2.3 气门锁紧机构有限元模型及其载荷

在设计方案中, 所有计算均未考虑摩擦, 因此, 计算得出的应力比实际应力大。

在第一种设计方案中, 模型的内外锥面锥角均为5°, 如图1所示。

在第二种设计方案中, 模型的内锥面锥角为5°, 外锥面锥角为17°。此模型所用的材料比第一种设计方案少, 如图2所示。

两种设计方案均用于同一款发动机, 因此, 其边界条件相同, 外载荷由TYCON求得, 气门顶端平面受分布载荷为769 N。

3 计算结果及分析

在第一种设计方案中, 气门弹簧上座的最大应力σmax=224.4 MPa;在第二种设计方案中, 气门弹簧上座的最大应力σmax=436.7 MPa。该气门弹簧上座的材料为合金钢, 允许应力极限为490 MPa。由此可见, 第一种设计方案的安全系数n=2, 第二种设计方案的安全系数n=1.1.虽然第二种设计方案使用的原材料较少, 工作应力也在材料允许的应力极限范围内, 但存在应力值过大、安全系数过低的问题。而发动机在正常运行时, 气门弹簧上座需要承受气门弹簧和气门锁夹的机械负荷。因此, 第一种设计方案为最佳设计方案。

4 结束语

综上所述, 本文通过有限元模型的建立和综合对比分析, 确定了气门弹簧上座的最佳设计方案, 从而为气门弹簧上座结构的优化设计方案提供了指导, 使其可满足气门锁紧机构的实际使用要求。

摘要：气门锁夹机构作为内燃机的重要组成部分, 其设计的合理性直接关系着内燃机的动力性、经济性、排放性、可靠性和耐久性。因此, 对内燃机气门锁夹机构的设计进行了分析, 并确定了最佳设计方案。

关键词：气门锁夹,载荷,内燃机,设计方案

参考文献

[1]魏国东.配气机构优化对发动机性能影响的研究[D].天津:天津大学, 2010.

内燃机设计03 第2篇

第三章 内燃机的平衡

第一节 概述

内燃机运转时产生往复惯性力，旋转惯性力及反扭矩等，这些力或力矩是曲柄转角的周期性函数。在内燃机一个运转周期中，惯性力及其力矩和反扭知的大小、方向在变化，或大小和方向都在变化，并通过曲柄轴承和机体传给支架，使之产生振动。所以，这些力或力矩就是使内燃机运转不平衡的原因。 静平衡和动平衡

曲柄旋转质量系统，不但要求静平衡，也要求动平衡。

静平衡：质量系统旋转时离心合力等于零，即系统的质心（重心）位于旋转轴线上。 动平衡：质量系统旋转是，旋转惯性力合力等于零，而且合力矩Mr也等于零。

第二节 单缸内燃机的平衡

一、旋转惯性力的平衡

单缸内燃机的总旋转惯性力，包括曲柄不平衡质量和连杆换算到大头处的质量所产生离心力之和。 Pr??mrR?2

该离心力的作用线与曲柄重合，方向背离曲柄中心，因此，只需在曲柄的对方，装上平衡重，使其所产生的离心力与原有的总旋转惯性力大小相等、方向相反即可将其平衡。

通常平衡重是配置两块，每个曲柄臂上各一块，这样可以使曲柄及轴承的负荷状况较好。所加平衡重的大小m?B为：

22

? 2m? m?r??mR?B?BBr

R

mr ?2rB

m?B――平衡重质量

?――平衡重质心与曲轴中心线之间的距离 rB

为了减轻平衡重质量并充分利用曲轴箱空间，可尽量使平衡重的质心远离曲轴中心线。 二、往复惯性力的平衡

一次往复惯性力 PjI??mjR?2cos? 二次往复惯性力 PjII??mj?R?2cos2? 令C?mjR?2

从形式上看，Pj与离心力一样，但这是mj的往复质量而不是旋转质量。

如果把C假想看成是一个作用在曲柄上的离心力，则一次往复惯性力PjI，就相当于该离心力在气缸中心线上的投影。因为这个离心力是假想的，只是形式上相当于一个离心力，故把它作为一次往复惯性力的当量离心力。

现把这个当量离心力的质量分成完全相等的两部分。即各等于

mj2

，并使一部分内气缸中心线

开始，半径R的圆上，以向速度顺时针方向旋转，另一部分以同样条件下反时针方向旋转，显然它

C

们的离心力分为。正转部分离心力作为PjI的正转矢量，A1表示。反转部分离心力作为PjI的反

2转矢量，B1表示。

在活塞位于止点时，此两当量重合于气缸中心线上。在任一曲轴转角时，正转矢量A1与反转矢量B1的合矢量都落在气缸中心线上，其方向及大小与一次往复惯性力的方向及大小一致。这是因为A1、B1在气缸中心上的投影为

CC

A1cos??B1cos?????cos??cos??Ccos??PjI

22

在垂直于气缸中心线方向，A1与B1的投影正好大小相等，方向相反，其和为零。 CC

A1sin??B1sin?????sin??sin??0

22

同理，二次惯性力正、反转矢量，用A2、B2表示。两矢量重合于气缸中心线上，一正、一反，以2倍于曲轴角速度（2?）旋转。在任一曲轴转角时，A2＋B2的矢量合，都落在气缸中心线上，其方向及大小与二次往复惯性力PjII的方向及大小相同。

用正、反转两个矢量来分析惯性力的作用，是平衡分析中行之有效的一种方法。

一次惯性力PjI可用两个质量所产生的离心力矢量来代替，所以要想将PjI全部平衡，只要平衡掉这两个离心力即可。具体的做法是采用两根旋转方向相反的平衡轴。

第三节 单列式多缸内燃机的平衡

多缸机，各缸产生的一、二次往复惯性力却是沿各自气缸中心线，因此是互相平等，且作用在同一平面内（气缸轴线平面）；只是一次惯性力与二次惯性力变化频率不相同。各气缸的旋转惯性力沿各自曲柄方向作用在不同平面内。由于各气缸中心线之间有一距离，因此各缸的往复惯性力，和旋转惯性力对于与曲轴轴线垂直的某一参考平面（一般取通过曲轴中央的平面为参考平面），还将产生力矩，如互相抵消，本身就平衡了，如不能抵消，则是不平衡的。

离心力产生的力矩和离心力矩，用?Mr表示。由于绝大多数多缸内燃机，曲柄排列从曲柄端视图看，都是均匀分布的，而各缸的离心力大小相等，方向又与曲柄一致，所以离心力的合矢量?Pr在这种情况下就互相抵消了，即?Pr?0。但是由于各缸的离心力作用线不在同一平面内，即使

?P

r

?0，它们还可能产生合力矩?Mr。这个力矩所在平面通过曲轴中心线，以角速度?旋转，

所以，它在垂直平面和水平平面的两个分力矩?Mry与?Mrx的大小和方向都是变化的。 至于一、二次往复惯性力，虽然始终作用在气缸轴线平面内，但各缸中该力的大小和方向都是随曲轴转角?而变化的。所以，对多缸机而言，既使曲柄排列均匀，也只有一次惯性力的合力为零，即?PjI?0，其它各次惯性力（如?PjII）就不一定这零。此外，一、二次惯性力，象离心力一样，也要产生合力矩。并用?MjI、?MjII来表示，它们与?Mr所不同的是，始终作用在气缸中心线所在平面，而数值大小随曲轴转角?变化。 一、四冲程两缸机的平衡 两缸机曲柄采用1800型式。 1、旋转惯性力的合力?Pr

?Pr?Pr1?Pr2?mrR?2?mrR?2?0

旋转惯性力的合力为零，说明它们已互相平衡了。 2、一次往复惯性力的合力?PjI

?1? 第一缸的PjI PjI??mjR?2cos?

?2? 第二缸的PjI PjI??mjR?2cos1800???mjR?2cos? ?1??2? 一次往复惯性力的合力PjI ?PjI?PjI?PjI?0

??

一次往复惯性力已经平衡了。 3、二次往复惯性力的合力?PjII

?1? 第一缸的PjII PjII??mjR?2?cos2?

?2? 第二缸的PjII PjII??mjR?2?cos21800????mjR?2cos2? ?1??2? 二次往复惯性力的合力PjI ?PjI?PjI?PjI??2mjR?2?cos2?

??

需附加两要有以曲轴二倍角速度旋转的平衡轴来平衡。但由于结构复杂，实际上往往就任其存

在了。

4、旋转惯性力矩?Mr

在讲座各惯性力产生的惯性力矩之前，先要确定对力所在平面旧的那一点取矩，由于内燃机的不平衡力矩有使内燃机将其质心转动的趋势，而这些力矩又是通过轴承，机体作用于要的。所以对内燃机质心取矩，也就表示出内燃机作用于架的力矩了。通常曲轴的质心与内燃机质心比较接近，为计算方便，一般就对曲轴的质心取矩。旋转惯性力矩为：

l?l?? ?Mr?Prl??mrR?2l ??Mr?Pr1?Pr2?Prl?

22??

l：气缸中心距

5、一次往复惯性力矩?MI

?l?

?MjI??mjR?2cos????mjR?2cos??1800 ?2?

?

l?

???????mR?

2?

?

j

2

cos??l

式中，l在质心左边时取正值，在质心右边时取负值，因为第二缸在质心的左边，所以取负值。 6、二次往复惯性力矩

?l?

?MjII??mjR?2?cos2????mjR?2?cos2??1800

?2?

?

l???????0

2?

?

二缸机的旋转惯性力矩与一次往复惯性力矩没有平衡。旋转惯性力矩是一个方向随着曲柄变化，但其大小不变的矢量，可在曲柄上装平衡重将其平衡。一次往复惯性力可以用两根旋转方向彼此相反，并与曲轴具有同样大小旋转角速度的转轴，装以平衡质量，造成一个相反的力矩来平衡。由于这样结构复杂，一般很少采用。 二、四冲程三缸机的平衡

单列式三缸机在实际中应用不多，但它可以看成是V型六缸机一列，作为分析V型六缸机的基

180。??180。?4

??240。 础。为了发火均匀，选取曲柄夹角为??

z3

式中 ?――冲程数 z――气缸数 三缸机内燃机的曲柄排列如图 1、旋转惯性力的合力

旋转惯性力的合力?Pr，其值为?Pr?(Pry)2?(Prx)2

式中?Pr?0，即冲程三缸的旋转惯性力已经平衡。 2、一次往复惯性力的合力

一次往复惯性力的合力?PjI， 其值为

?pjI??mjR?2[cos??cos（240。??）?cos（??120。）]?0 即四冲程三缸机的一次往复惯性力合力已平衡. 3、二次往复惯性力的合力

二次往复惯性力的合力?PjII 其值为

?pjII??mjR?2?[cos2??cos（2240。??）?cos（2??120。）]?0 所以二次往复惯性力已经平衡。 4、旋转惯性力力矩

旋转惯性力力矩?Mr 虽然旋转惯惶力的合力?Mr=0，但Pr引起的旋转惯性力矩的合力矩不为零，以第二气缸心取矩点。观在垂直面内的离心力矩为

?M

ry

?mrR?2[lcos??lcos(??120。)]?mrR?2[cos??cos(??60。)]

在水平面内的离心力矩为

?M

?M

rx

?mrR?2l[sin??sin(??60。)]

总的合成离心力矩为

r

?(?Mry)2?(?Mrx)2?Prl

?M

r

与垂直轴的夹角为

?r

M??arctg

M

rxry

?arctg[tg(??30。)]???30。

可见， ?Mr?Prl，其方向恒位于第一曲柄后30度，故可在曲轴上装平衡重将其平衡。 5、一次往复惯性力矩

一次往复惯性力矩?MjI1 仍以第二气缸中心为取矩点，因一次往复惯性力的作用于气缸中心线平面内，所以一次往复惯性力矩也作用在气缸中心线平面内，并有

。

)] ?MjI??mjR?2l[cos??cos(??120

)]??mjR?2lcos(??30。 ??mjR?2[cos??cos(??60。)

由上式可知，

?M

I

简谐函数规律变化的，当??30时，

?M

jI

有最大值

?M

jImax

?mjR?2l，其作用平面位于气缸中心线平面内。

6、二次往复惯性力矩

二次往复惯性力矩?MjII，其值为

?MjII???mjR?2l[cos2??cos2(??120)]??mjR?2?lcos(2??30)

由于式可知，当cos(2??30)的绝对值=1时，即??15与165度时，?MjII在垂直位置并有极大值

?M

jIImax

?mjR??2l

jI

?M和?MjII都可以由附加四轴平衡机构来平衡。

三、四冲程四缸机的平衡分析

四冲程四缸机的发火间隔均匀，选取曲柄夹角为 1、旋转惯性力的合力?Pr

旋转惯性力的合力在气缸中心线方向投影为：

?Pry?mrR?2cos??cos??1800?cos??1800?cos??0 在垂直于气缸中心线方向的.投影为：

?Prx?mrR?2sin??sin??1800?sin??1800?sin??0 旋转惯性力的合力为： ?Pr?

??????

??????

?P??P2ry

rx

2

?0

四缸机旋转惯性力已得到平衡 2、一次往复惯性力合力?PjI

?PjI??mR?2cos??cos??1800?cos??1800?cos??0 四冲程四缸机一次往复惯性力也已平衡。 3、二次往复惯性力的合力?PjII

??????

?P

200

??mR??co2s??co2s??180?co2s??180?co2s? jII

??????

??4mj?R?2?cos2?

当??00与1800时，?PjII有极大值，?PjIImax??4mjR?2?。 4、旋转惯性力矩?Mr

113?3?

?Pry?mrR?2?lcos??lcos??1800?cos??1800?lcos???0

222?2?

????

113?3?

?Prx?mrR?2?lsin??lsin??1800?lsin??1800?lsin???0

222?2?

????

?Mr?0

旋转惯性力矩已平衡 5、一次往复惯性力矩?MjI

113?3?

?MjI??mjR?2l?cos??cos??1800?cos??1800?cos???0

222?2?

????

一次往复惯性力矩已平衡 6、二次往复惯性力矩?MjII

113?3?

?MjII??mjR?2?l?cos2??cos2??1800?cos2??1800?cos2???0

222?2?

????

二次往复惯性力矩已平衡

四缸机只有二次往复惯性力不平衡，它可用以曲轴转角速度二倍旋转的正、反转轴加以平衡，但由于结构结构，通常采用不多。

这种四冲程四缸机虽然除了二次惯性力外，其它的惯性力矩都已平衡，但为了减小曲轴的内力矩，减轻轴承载荷，有的内燃机仍然装有平衡重。当然加平衡重后，不应破坏原有的平衡状况。 四、四冲程六缸机的平衡分析 六缸机的发火均匀，??1200

同理可得：?PjI?0、?PjII?0、?Pr?0、?Mr?0、?MjI?0、?MjII?0 六缸机无论是惯性力或惯性力矩，都是完全平衡的，不需加任何平衡装置，所以这种型式应用较广。不过有时为减小曲轴由于旋转惯性力产生的内力矩，减轻轴承载荷，有内燃机也装有平衡重。 从以上分析不同缸数四冲程多缸机平衡情况看，由于平衡只与曲柄排列型式有关，而与发火间隔无关，则可得下列结论： 1、旋转惯性力的合力?Pr

?Pry?mrR??cos????1??cos????2?????cos????Z???mrR?

2

2

?coscos?????

i

i?1

Z

?i：第i个曲柄相对于第一轴 柄的曲柄夹角。 Z：曲柄数

?Pr?

?P??P2ry

rx

Z

2

当多缸机曲轴均匀分布时，有?Pr?0

2、一次往复惯性力的合力?PjI ?PjI??mjR?

2

?cos????? 当多缸机曲轴均匀分布时，?P

i

i?1

jI

?0

3、二次往复惯性力的合力?PjII ?PjI??mjR???cos2????i?

2

i?1Z

当单列式多缸机的曲柄为均匀分布时，除平面曲轴（各曲柄在同一平面）外，其余?PjII?0。而对平面曲轴?MjII??imjRW2?cos2?，式中i为缸数，因此，在前面讨论的多缸机中，只有平面曲轴的两缸机及四缸机其?PjII?0。 4、旋转惯性力矩?Mr ?Mry?mrR? ?Mrx?mrR?

2

?l

i?1Z

Z

i

cos????i? sin????i?

2

?l

i?1

i

li――第i曲轴中心到取矩点的距离。 曲柄在取矩点左边时li为正、反之为负。 ?Mr? ?Mr ?r

?M??M 与垂直轴y的夹角为?r。

2

2

ry

rx

M ?arctg

Mryrx

5、一次往复惯性力矩?MjI ?MjI??miR?

2

?l

i?1

Z

i

cos????i?

6、二次往复惯性力矩?MjII

?MjII??miR???lisin????i?

2

i?1

Z

对于偶数曲柄，并以曲轴中央作为镜面对称排列，则任何次惯性力矩都等于零。

第四节 内燃机曲轴系统的扭转振动

内燃机的曲轴扭转振动系统由曲轴及与其相连的连杆、活塞、飞轮构件组成。

1、由于该轴并不是一个绝对的刚体，因此如同其它的弹性系统一样，具有一定的扭振自振频率，或称固有频率。

2、由于曲轴是在周期性变化的扭矩作用下工作，这个周期性变化的扭矩，在振动学中称为干扰力矩。

3、当干扰力矩的频率与曲轴系统的扭振自振频率趋于一致时，就会发生“共振”。

“共振”是内燃机扭转振动的最危险情况。它可使轴承的角位移振幅或应力增加几倍甚至十几倍。以致破坏内燃机的正常工作，并严重影响可靠性。 危险的扭转振动给内燃机带来的主要危害：

1、使曲轴间的夹角随时间变化，破坏了曲轴原有的平衡状态，使机体的振动和噪音显著增大。 2、由于配气时和喷油定时失去最佳工作状态，使内燃机工作性能变坏。 3、使传动齿轮间的撞击、磨损加剧。

4、由于扭振附加应力的增加，有可能使曲轴及其传动齿轮断裂。 当前内燃机强化指标在不断较高，轴承扭振带来的危害就更为严重。 曲轴扭振计算内容：

1、建立物理模型，把一个实际的复杂的轴承简化换算成为扭振特性与之相同的一个当量系统。 2、求出该当量系统的自振特性，即求出系统的固有频率及相应频率下的振型与相对振幅。 3、对作用在各曲轴上的干扰力矩进行简谐分析。然后进行轴承的强烈振动计算；求出共振时的实际振幅与各轴段的扭振附加应力。

4、根据上述结果。全面评定整个轴承工作是否可靠，是否采取避振，减振措施，以及应采取什么型式的扭转减振装置。 减振器的型式

．动力减振器弹簧减振器 摆式减振器 减振器．阻尼减振器橡胶减振器 3．复合式减振器硅油橡胶减振器

硅油弹簧减振器

1类：主要依靠动力效应改变轴承的自振频率，使处于工作n范围内的临界n发生变化，以起到避振的目的。

2类：靠固体的摩擦阻尼式液体的粘性阻尼来吸收干扰力矩输入系统的振动能量，来达到减振的目的。

内燃机设计 第3篇

[关键词] 内燃机车 机车电子添乘 安全生产

1.前言

随着铁路进一步提速，在确保列车运行安全方面机车乘务员起着至关重要的作用。如何保证他们在机车运用过程中严格遵守各项规章制度、进行标准化作业、避免违章操作，保证机车乘务员有添乘人员和无添乘人员一个样，为机车事故、机破提供当时机车乘务员操作实际状态、语音、线路实况，如何提高机务安全管理的效率，提升机务安全管理科技含量，一直是机务管理人员思考的问题。开发机车电子添乘系统，能实时记录机车乘务员出勤期间的作业和语音、运行线路、信号实际情况，约束机车乘务员规范自己的行为。在机车乘务员退勤后，把车载主机硬盘转插到地面工控机中，机车运用管理人员就可通过网上浏览机车乘务员在出勤过程中的操作和语音、线路、信号实际情况，能有的放矢地对机车乘务员违章情况进行监管，及时纠正其操作不规范之处，避免一些由违章操作造成的行车事故，保证行车安全。通过对事故前后线路、信号的回放，可清楚界定事故责任方，避免车务、机务在责任界定时的争议。并且市场经济条件下,面对日益激烈的竞争,如何减少成本,机务奉行减少事故就是降低成本的思想，保障生产安全节约成本为安全运输做好硬件软件基础。

2.机车电子添乘装置设计及特点

东风10D内燃机车电子添乘装置系统由前端部分、控制部分、录像部分、传输部分、电源部分、防雷击措施六大部分组成。该系统采用嵌入式微处理器和嵌入式的实时操作系统（RTOS），集中管理、分布控制的集成方式,借助通用型解码器、码转换器、数字硬盘录像机自动录像、循环录像、探头侦测等监控任务。电子添乘系统设备及监控位置见表1。

表1东风10D内燃机车电子添乘系统设备及监控位置

2.1前端部分

前端部分由摄像头、镜头、云台、解码器等设备组成。摄像机的安装选位是图像取证复核和报警联动的关键。本着以观察录像为主的设计思想,根据中华人民共和国公安部《安全防范工程与要求》 ( GA/T75—94 )之有关规定,以防范刮碰、人身伤害和行车事故为目的,所有摄像机及传感器的安装位置 以机车设计和安全行车要求为准则,符合以下要求:

(1)在摄像机标准照度情况下,整个系统技术 指标不低于复合视频信号幅度IVp2p3dB,彩色监视器水平解晰度大于420线,灰度8级,信噪比大 于37dB。

(2)摄像机正常使用条件下,根据《彩色电视图像主观评价方法》（GB7401—87） ,监视电视图像上图像质量不低于5级损伤制的4级要求，做到90%以上图像质量达到最高标准5级(不察觉）要求。

(3)摄像机选择从体积小、重量轻、效果好、性 能稳定、寿命长的原则出发,拟采用160倍电动变焦红外夜视一体机和具有自动增益控制功能、高清 晰度的彩色低照度摄像机。

(4)摄像机安装在稳定牢固的底座上,镜头尽量避免强光直射。安装时综合考虑监视区域、图像效果、外观造型以及拆装和维修的方便。监视目标的选择、摄像机的配置和安装及镜头的选择全部满足国家技术监督局和公安部有关规范和标准的规定。所有摄像机镜头均选用自动光圈镜头,能够根据外部光线强弱进行自动增益补偿,以达到良好的观察监控效果。

2.2控制部分

控制部分设在机车的前后端司机室,根据需要应具备以下的功能:

(1)提供系统设备所需的电源,包括前端摄像机统一供电。保证系统的接地和屏蔽。

(2)监视和录像,并能显示时间、位置信息。

(3) 通过主机输出云台和变焦遥控信号、控制信号、报警信号。

(4) 后端显示部分采用显示器显示。

(5) 各摄像机信号输出通过传输系统至中央控制设备后,为了满足监控人员的观看要求,需要能够以多画面分割方式显示,并可以单画面显示。图像信息储存在硬盘上

2.3录像部分

数字主机可切换任何一路摄像机的视频图像,也可以多画面显示(1/ 4/ 6)录像 。系统有权限管理功能,保障系统设置不被篡改。

2.4传输部分

传输部分是由标准的视频线、数据线、电源线、网络线组成,所有的传输线缆均应该符合国家行业标准和相关规定。系统中的摄像机采用VD2 同步技术,使系统中的所有摄像机能同步进行切换,可有效地消除一般矩阵产品中进行摄像机切换时因不同步造成的画面上下抖动现象。同时又明显地减少了安装施工中线材的使用量,进一步提高了系

2.5电源部分

整个系统都统一由内燃机车本车电源经变压、稳压后供电,这样即保证监控前端相位稳定又便于管理。选择合适的位置分布电源接线盒及变压器,以便于统一管理电源传输线路。

2.6防雷击措施

为防止电源系统因雷电流、内部浪涌、电磁干扰及大的扰动而损坏设备,对电源系统应采用多级保护,必须对其视频线、电源线、控制信号等进行保护, 可加装LAXCH02 —06CH 控制信号避雷器、LAY220 —10A 电源避雷器和LAXB075 —24CH 视频信号避雷器,以达到完整有效的防感应雷效果。

2.7设计功能特点

（1）采用嵌入式结构，完全脱离PC机的运行模式，技术先进、稳定可靠。

（2）支持一路或四路视频信号输入。

（3）支持大容量存储器。

（4）专用机箱设计，体积小，安装方便，具有防震功能。

（5）机车专用电源，110V 电源输入、电压适用范围宽。

（6）嵌入式设计、结构简单、可靠。

（7）断电后，来电自恢复。无须任何人为操作，完全无人值守。

3.结语

东风10D内燃机车安装机车电子添乘装置为每台车1 套独立系统,结构相对简单,成本相对较低,在实行机车电子添乘的方案下。经过大量关键的技术改进后，顺利实现了对机车乘务员、调车员出场作业过程中的违章作业情况进行同步监管，及时纠正不规范操作行为；同时，可以随时对机车运行中的线路状况进行全面了解，及时发现影响行车的不安全因素并采取防范措施，确保行车安全。而且，该系统的投入使用为各类行车事故性质、责任的认定、划分提供了翔实依据。以淮北铁运处临涣机辆段为例,2008 年在2台东风10D内燃机车上安装了机车电子添乘系统以来，未发生行车路内外事故，无形中为单位减少事故损失及处罚上百万元。故计划近期在其余的是15台东风4B内燃机安装电子添乘设备。本系统设备提高了企业设备的科技含量,投资成本较低且效益显著,具有可行性。

参考文献：

[1]杨磊主编.闭路电视监控系统.北京：机械工业出版社，2006.

[2]杨磊主编.闭路电视监控实用教程.北京：机械工业出版社，2007.

[3]监控综合技术编委.监控综合技术手册.北京：煤矿科技出版社，2008.

作者简介：

刘伟（1981-），男，安徽理工大学计算机学院2008G工程硕士在读，本科，助理工程师，安徽淮北人，安徽省淮北矿业集团铁路运输处临涣机辆段，主要从事东风4、10系列机车机车检修保养运用现场管理研究。

内燃机曲轴结构设计的方法 第4篇

内燃机是一种往复式动力机械, 内燃机曲轴是一种常见的把柴油燃烧产生的热能转换成机械能的传动部件。内燃机曲轴的横断面沿着轴线方向急剧变化, 因而应力分布极不均匀, 很难准确计算出应力, 给出强度判据。尤其在曲柄臂和轴颈的过渡圆角部分、油孔附近会产生严重的应力集中。在循环应力作用下, 其应力集中区便可能产生疲劳破坏。实践证明, 弯曲和扭转疲劳断裂是内燃机曲轴的主要破坏形式。内燃机曲轴部分的结构形状和主要尺寸, 对内燃机曲轴的抗弯疲劳强度和扭转刚度有主要影响, 因而在内燃机曲轴设计时, 必须对内燃机曲轴的结构强度问题予以充分重视。

1.内燃机曲轴疲劳破坏形式及其主要原因 (见下表)

2.内燃机曲轴结构设计的基本要求

内燃机曲轴部分的结构形状和主要尺寸, 对内燃机曲轴的抗弯疲劳强度和扭转刚度有主要影响, 因而内燃机曲轴设计须满足以下要求:

2.1 足够的强度

主要是曲柄部分的弯曲疲劳强度、扭转疲劳强度以及功率输出端的静强度。

2.2 足够的刚度

减少曲轴挠曲变形, 以保证活塞连杆组和曲轴各轴承可靠工作, 同时提高曲轴的自振频率, 尽量避免在工作转速范围内发生共振。

2.3 轴颈轴承副具有足够的承压面积和较高的耐磨性, 油孔布置合理。

2.4 合理的曲柄排列, 使其工作时运转平稳, 扭矩均匀, 并改善轴系的扭振情况。

2.5 合理配置平衡块, 减轻主轴承负荷和振动。

上述各项设计要求相互关联, 又相互制约, 应根据各种内燃机的不同特点, 结合总体设计综合考虑。

3.内燃机曲轴结构设计的方法

由于影响内燃机曲轴结构的因素很多, 且结构形式又要随具体情况不同而异, 所以内燃机曲轴没有标准的结构形式。设计时应针对不同情况进行具体分析, 但是不论何种具体情况, 内燃机曲轴在结构上都应满足:曲轴和装在曲轴上的零件要有准确的工艺位置;曲轴要有良好的制造工艺性;曲轴应力尽可能做到均匀分布, 满足疲劳强度要求;考虑曲轴加工制造的经济性等。在设计内燃机曲轴时, 应根据内燃机曲轴的工作条件, 选择不同的结构设计方案。内燃机曲轴结构设计方法大致如下:

3.1 选择确定结构形式

3.1.1 整体锻造曲轴

整体锻造曲轴尺寸紧凑, 重量较轻, 强度高, 但对于复杂的形状加工困难, 平衡块也不易与曲轴做成一体。整体锻造曲轴一般采用模缎和连续纤维挤压锻造。只有小量生产的曲轴, 主要是曲柄半径在800mm以下的大中型曲轴才采用自由锻。

3.1.2 整体铸造曲轴

整体铸造曲轴的加工性能好, 金属切削量少, 成本低。铸造曲轴可以获得较合理的结构形状, 如椭圆形曲柄臂, 桶形空心轴颈和卸载槽等, 从而使应力分布均匀, 对提高曲铀的疲劳强度有显著效果。

3.1.3 组合曲轴

大型曲轴由于整体毛坯的制造能力受到限制, 以及部分损坏时须更换整根曲轴很不经济, 故采用组合曲轴。在一些有特殊要求的情况下, 中小曲轴也可以做成组合式。而用得最多的是套合曲轴。

套合曲轴分为全套合和半套合两种。主轴颈、曲柄销、曲柄臂全部分开或部分分开制造 (后者通常曲柄销与曲柄臂铸成一体) , 然后再用“热套”或液压压入等方法联接起来, 即为全套合或半套合曲轴。

套合曲轴一般用于曲柄半径大于400～450mm的大型低速十字头柴油机曲轴, 以及曲柄销上采用滚针轴承的小型曲轴。

大型套合曲轴全套合时to≥1/3d, t近于to, 半套合时t亦接近于1/3d。在200～250℃以下“热套”时, 曲柄臂材料的屈服极限应不小于220MPa, 配合过盈量为1.4/1000～1.6/1000d, 压入量为0.4～0.45d (d为配合处的轴颈直径) 。

3.2 确定润滑油道

曲轴主轴颈和曲柄销一般采用压力润滑。润滑油由主油道 (或主油管) 送到各主轴承, 再经曲轴内润滑油道进入连杆轴承。当主轴承为滚动轴承时, 润滑可从“假轴承”进入曲轴内腔, 再分配到各有关轴承。

在决定主轴颈和曲柄销上的油孔位置时, 主要应考虑保证供油压力和油孔对曲轴强度的影响程度。因此一般希望把主轴颈油孔开在最大轴颈压力作用线的垂直方向, 曲柄销油孔开在轴承负荷较低的地方。从强度考虑曲柄销油孔应位于曲轴的垂直平面内, 因为在该平面内曲轴销的表面弯曲正应力和扭转切应力都较小。此外, 还应同时根据曲轴结构和钻孔工艺等因素来确定油孔位置。油孔部位应力集中较严重, 疲劳裂纹可由油孔边缘产生和发展, 以致造成曲轴扭转疲劳断裂, 所以油孔边缘应倒角并抛光。

3.3 确定曲轴平衡块形式

平衡块用来平衡曲轴的不平衡惯性力和力矩, 减轻主轴承载荷, 以及减小曲轴和曲轴箱 (或机体) 所受的内力矩。但曲轴配置平衡块后质量增加, 将使曲轴系统的扭振效率有所降低。因此, 应根据曲轴结构、转速、曲柄排列等因素来配置平衡块和确定平衡精度要求。平衡块可与曲轴制成一体, 也可与曲轴分开制造后再行装配。

另外应该注意到, 为提高曲轴疲劳强度, 还可以通过改进曲轴的几何形状来实现。例如:增大过渡圆角 (多圆弧连接圆角, 圆角处作沉割) , 增大重叠度;采用空心轴颈及在曲柄臂上作卸载槽, 尽量增大油孔边缘圆角;采用局部强化工艺, 如高频淬火、圆角辊压, 软氮化等措施, 以提高曲轴应力集中区的疲劳强度。

4.内燃机曲轴的应力分析及强度校核

从内燃机曲轴断口分析得知, 内燃机曲轴的破坏大多由于应力集中区疲劳裂纹的发生和发展引起的, 因此, 通常应在易于发生疲劳裂纹处进行强度校核。

内燃机曲轴的应力分析及强度校核可以采用传统的计算方法进行校核, 凭工程技术人员的经验进行结构修改, 通过校核结果来校正设计。经过多次重复计算, 达到最终设计要求。另外也可以采用工程上广泛应用的CAE软件ANSYS来对内燃机曲轴进行应力分析及强度校核, 即利用建立的有限元模性来进行校核。这种先进的校核方法, 可以大大缩短内燃机曲轴结构设计的周期, 从而减少设计成本, 并有利于多种型号产品的开发。

摘要：本文通过对内燃机曲轴疲劳破坏形式及其主要原因的分析, 得出弯曲和扭转疲劳断裂是内燃机曲轴的主要破坏形式。内燃机曲轴部分的结构形状和主要尺寸, 对内燃机曲轴的抗弯疲劳强度和扭转刚度有主要影响, 因而强调在内燃机曲轴设计时, 必须对内燃机曲轴的结构强度问题予以充分重视。

关键词：内燃机曲轴,结构,设计,方法

参考文献

[1]王启等.常用机械零部件可靠性设计[M].北京:机械工业出版社, 1996.

[2]许尚贤.机械零部件现代设计方法[M].北京:高等教育出版社, 1996.

[3]隋明阳.机械设计基础[M].北京:机械工业出版社, 2002.

[4]赵冬梅.机械设计基础[M].西安:西安电子科技大学出版社, 2004.

内燃机设计 第5篇

1

增加带来的副作用是：

下降，活塞组的.热负荷增加，机油温度升高，机1) 摩擦损失增加，机械效率

油承载能力下降，发动机寿命降低。

2) 惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低、寿命降低。

3) 进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率

下降。

2汽油机优点：

1) 空气利用率高，转速高，因而升功率高。

2) 制造成本低。

3) 低温起动性、加速性好，噪声低。

4) 结构轻巧，比质量小。

5) 不冒黑烟，颗粒排放少。

柴油机优点：

1) 燃料经济性好。

2) 工作可靠性和耐久性好。

3) 可以通过增压、扩缸来增加功率。

4) 防火安全性好，因为柴油机挥发性差。

5) CO和HC的排放比汽油机少。

3汽油机升功率高，因为空气利用率高，转速高，因而升功率高。

4不可以。柴油机的转速一般比汽油机转速低，不会达到同样的最高转速。

5惯性力增加，导致机械负荷增加，平衡、振动问题突出，噪声增加。

1) 工作频率增加，导致活塞、汽缸盖、汽缸套、排气门等零件的热负荷增加。

2) 摩擦损失增加、机械效率下降，燃油消耗率增加，磨损寿命变短。

下降。 3) 进排气系统阻力增加，充气效率

6新型燃烧室、多气门、可变配气相位(VVT)、可变长度进气管、可变增压器(VGT，VNT)、顶置凸轮机构(DOHC或SOHC)等

7三维造型实体设计、气体、液体流动分析，冷却水温度场分析，配气相位性能

的优化，喷雾模拟，燃油喷射模拟，燃烧模拟，振动分析模拟，噪声仿真等

8气缸直径改变之后，除估算功率、转矩外，活塞直径、气门直径、气门最大升程要重新确定，活塞环要重新选配，曲轴平衡要重新计算，要进行曲柄连杆机构动力计算和扭振计算，要进行压缩比验算、燃烧室设计、工作过程计算甚至重新设计凸轮型线等。

9行程S改变后，在结构上要重新设计曲轴，要重新进行曲柄连杆机构动力计算、平衡计算、机体高度改变或者曲轴中心移动、压缩比验算与修正、工作过程计算等

解析内燃机市场发展态势 第6篇

2015年产销情况

汽车市场波动直接影响配套发动机市场。2015年，国内发动机市场稳定增长，增幅为3%以上。2015年，我国汽车发动机累计完成产销2，184.94万台和2，192.29万台，与2014年同期相比，产量增长3.82%，销量增长3.85%，产销量均衡，产销增幅水平基本保持一致。

继续受乘用车市场升温形势带动，国内车用汽油机销售市场上扬，产销增幅进一步扩大。2015年，我国车用汽油机累计完成产销1，926.12万台和1，931.98万台，同比分别增长7.61%和7.63%，同比增幅上涨至7个百分点以上。

车用柴油机累计完成255.82万台和257.36万台，与2014年同期相比，产量下降17.24%，销量下降17.11%。

其他燃料发动机累计产销分别完成2.99万台和2.95万台，与2014年同期相比，产量下降46.42%，销量下降47.50%。

2015年国内天然气发动机供求市场持续低走，纳入统计的其他燃料发动机企业供求市场大幅下降。

从发动机月度销量走势上看，月度销量最高点为12月份，销量达到226万台；最低点为7月，销量仅为137.91万台。除2月、5月、6月、7月、8月和9月外，其余6个月销量均高于2014年同期，其中，从5月开始，发动机月销量连续下降，7月跌到最低点，而后8月开始反弹，发动机销量开始缓慢攀升，一直延续到年底，呈现“V”型走势。值得注意的是9、10月份虽未现“金九银十”态势，但随后几月的销量走势也为年底各家企业的销量冲关奠定了良好基础。

2015年，中汽协统计到的有发动机销量的企业有66家，年销量累计达到10万台以上的企业有46家。其中，上汽通用五菱、一汽大众、上海大众动力和东风日产4家全年销量均在100万台以上，4家企业合计完成566.03万台，占行业全年总销量的25.82%。

前10家企业中，排名第一的上海通用五菱累计销量超过170万台，同比增幅9.73，市场份额达到8.05%，全年销量高于第二名企业6万台以上。以往一汽

大众一直稳居排行榜榜首，2015年以164万台的销量屈居行业第二，同比下降9.71%，全年市场份额占到了7个百分点。上海大众动力和东风日产2015年表现也很出色，全年销量分别完成130万台和102万台，同比累计分别增长2.29%和48.14%，市场份额分别占到整个行业的6%和5%；排在第五名的是自主企业领军者重庆长安，2013年排在第六位，2014年进军前五阵营，2015年继续稳坐前五阵营里，全年累计销量超过93万台，实属不易。紧随其后的是长城汽车，2015年，长城汽车销量突破81万台，同比累计增长23.88%，与重庆长安所占前十份额达到16.75%，说明自主发动机企业的实力和品牌认可度也在慢慢提升。排在后四位的依次是上汽通用东岳、神龙汽车、北京现代和长安福特，销量分别为79万台、77万台、73万台和70万台，分别累计增长-32.53%、2.55%、-6.89%和60.45%。

值得注意的是，前十榜单中通用集团和大众集团连续几年始终保持在榜首位置，大众集团的销量领跑发动机市场，该集团市场份额占比13.91%；通用集团的市场份额占比11.82%。车用发动机呈三大亮点

总体来看，2015年我国车用发动机行业发展呈现三大亮点：

一是尽管销售数量同比下降，但总功率保持增长，产业结构调整取得重大进展。《大气污染防治法》、《中国制造2025》等国家环保政策及产业政策频频出台倒逼内燃机技术的进步和提升。汽车排放标准不断升级，也催促内燃机企业严格按照节能减排的技术路线向前推进。

二是车用发动机的关键零部件企业发展势头很好，如无锡威孚、中原内配、渤海活塞、辽宁新风等企业在2015年的增长率都超过了10%。

三是内燃机企业开始进行两化融合及实施智能制造。据权威机构调查统计，有近8成的企业表示有智能化改造车间的需求和规划，希望借助信息技术，以智能化、数字化为发展方向，建立全生命周期的信息管理，加强对数据库、产品库、信息库的建设和管理。企业希望通过智能化改造，规范企业内部管理，提高工作效率。随着工业4.0对国内企业影响加深，随着“互联网+”概念的落地，越来越多的国内企业利用信息化设备加强对内部管理，朝着精细化管理方向发展。可见，传统企业尝试转型，纷纷触网。有些企业希望能通过网络拓展销售渠道；有些企业希望能够通过网络更进一步了解客户的需求，从而更好地服务客户，生产出让客户更加满意的产品。

由工信部和中国内燃机工业协会2011年联合发布的《中国内燃机工业“十二五”发展规划》，目前看，内燃机企业基本全面完成了内燃机行业制订的“十二五”战略规划，同时也完成了2013年国务院办公厅关于加强内燃机工业节能减排的意见中提出的内燃机2015年任务指标。如，到2015年，节能型内燃机产品占全社会内燃机产品保有量的60%，与2010年相比，内燃机燃油消耗率降低6%～10%，实现节约商品燃油2，000万吨，减少二氧化碳排放6，200万吨，减少氮氧化物排放10%，采用替代燃料节约商品燃油1，500万吨。我国汽车发动机企业已经按照节能减排、绿色制造发展路线向前推进，汽车发动机正在逐步往高端路线上发展。

2016年市场趋于好转

受到国Ⅲ标准升级国Ⅳ标准的影响，重型柴油机和轻型柴油机一直在去库存中，2016年将是柴油机释放增量的关键一年。2016年我国车用柴油机的形势会有所好转，轻型好于重型，重型柴油机可能有增长但幅度不大。

中国内燃机工业协会常务副会长兼秘书长邢敏预测，2016年汽车发动机市场将有所回暖，整体市场趋势将好于2015年。

尽管环保部、工信部刚刚颁布了国V排放标准实施的时间表，但2016年仍然是检查商用车实施国Ⅳ排放标准的重要一年。我国政府提出的“一带一路”（丝绸之路经济带和二十一世纪海上丝绸之路）建设项目在一定程度上拉动商用车市场需求。但是，城市间穿行的小型电动车会对轻型载货车、轻客的发展形成一定冲击。2016年我国车用柴油机的形势会有所好转，轻型好于重型，重型柴油机可能有增长但幅度不大。

2015年我国乘用车发动机全年销量保持一定的增长幅度，其中SUV的持续热销十分关键。“十三五”期间，整车企业及发动机制造商一定要在SUV平台的发动机质量上下工夫，要不断提升产品的一致性及可靠性。据中国汽车工业协会预测，2016年我国汽车销量将保持6%的增长。由于国家要把进口汽车的平台放开，或将拉低乘用车发动机销量。

随着新能源汽车政策的迭出，我国新能源汽车发展非常迅速。在当前的汽油机车型中，车用替代燃料已占到一部分。

内燃机设计 第7篇

自由活塞式内燃机(free piston engine,FPE)起源于20世纪初,作为一种新型的热力装置,与传统内燃机相比,具有结构简单、体积小、摩擦力小、机械振动小、燃料适应性广等特点[1],但是由于活塞同步结构复杂以及电控系统不完善导致变负荷运行时经济性较差,在经历了50年左右的发展后热潮逐渐冷却[2]。

伴随着环保和能源紧缺的双重压力,内燃机的发展处于一个转折点,开发新燃料、新能源以及研发高效、低排放的新型动力系统成为当前的研究热点。FPE可以通过改变压缩比来优化燃烧,提高燃烧效率;运动时非常小的摩擦力避免了摩擦损失,可以显著提高机械效率。而内燃机电控技术的日趋成熟也促使FPE在沉默了近半个世纪后,重新被提上研究日程[3,4,5,6,7]。现阶段研究主要利用双自由活塞式内燃机作为一次动力装置,直接耦合液压泵或者直线发电机,分别对外输出液压能或者电能。这样,既有利于充分发挥FPE高压缩比下超高效率优势,也有利于提高整个复合机构的能量转换效率。研究表明:目前已有针对自由活塞式内燃机控制器展开的研究[6,8],但其使用的控制器原理是利用霍尔开关定点触发火花塞点火,属于纯硬件控制,在变工况时不能灵活调整点火位置以及点火能量,很难发挥自由活塞式内燃机压缩比可变的优势。本文针对自由活塞的特殊运动规律,提出新的判缸方式利用软件方式使点火和喷油时刻等参数可以随外部负载灵活调节。此外,本控制系统采用模块化设计,有利于各个子功能模块的进一步移植和扩展。

1 针对FPE的控制系统功能分析

图1为一种常见的FPE的基本结构。该机构主要由两个对置的两冲程自由活塞式内燃机组成,燃烧室分置于两端,两个活塞通过连杆连接为一体。可燃混合气由进气门进入燃烧室,当活塞向左运动时,压缩左端燃烧室内可燃混合气(同时右端气体完成膨胀和扫气过程),在左端燃烧室TDC附近火花塞点火,混合气着火燃烧,推动活塞向右运动,压缩右端燃烧室内可燃混合气(同时左端气体完成膨胀和扫气过程),同样,在右端燃烧室TDC附近火花塞点火混合气着火燃烧。在这种方式下,两个对置的燃烧室内轮流着火燃烧推动连杆往复运动形成原动机。若将该FPE的活塞与液压泵的活塞刚性连接,以液体作为工质,实现热力学能向液压能的转变,则该机构被称为液压自由活塞式内燃机;若将该FPE的连杆作为动子,直接耦合直线发电机,则被称为自由活塞式内燃发电机。由此可以看出,无论是何种复合机构,其核心部分都是FPE。

现阶段FPE的电控系统(ECU)主要实现喷油和点火两大功能。其中,喷油时刻、喷油量以及点火时刻、点火能量均可调节。作为该机构的核心部件之一,ECU制约着系统的运行,若控制策略不当或控制不准确,则发动机性能恶化,经济性、动力性差,甚至不能起动。FPE唯一的运动部件仅做往复直线运动,电控点火信号的触发与传统内燃机不同。传统汽油机的转速传感器以及相应的相位传感器也不再适用,取而代之的是直线位移传感器,通过它可以实时检测到活塞运动位置变化,经过处理即可以提供活塞运动速度、运动上止点信号,并且有利于获得随位移变化而变化的参数(如压力、温度等)。基于上述分析,该特殊运动机构对硬件系统方面具有独特的要求,具体为:(1)较高的数字信号处理速度和精度:自由活塞的运动加速度峰值比传统内燃机的大数倍以上,必须实时、准确地测量运动部件的瞬时位移,并与活塞安全位置做比较,防止活塞碰到缸盖;(2)较强的模拟信号处理功能:在实际应用中,有众多模拟量(如蓄电池电压、燃烧室缸压、各种温度参数等)需要ECU进行处理;(3)具有大功率I/O驱动能力:各执行机构需要较大的驱动电流来工作;(4)与上位机实时通信和交互控制:将ECU处理得到的数据方便、快捷地交与计算机存储,并接收计算机发出的各种命令;(5)高可靠性与抗干扰能力:有效避免点火线圈以及喷油线路产生的电磁干扰;(6)电源适应性:由于各个功率元件的消耗,使得蓄电池电压会有较大范围的变动,ECU必须保障在宽广的电压下,控制机构仍然正常工作。

2 ECU设计

2.1 ECU硬件设计

为了满足上述控制功能,本文采用Freescale公司的16位S12系列中的MC9S12DP512为控制芯片,对自由活塞式内燃机ECU进行了开发;主要设计了MC9S12DP512微控器模块[9]、电源模块、信号采集处理模块、信号输出模块以及通信模块等;同时,考虑到扩展需要,预留了部分通用输入输出口,可以方便地扩展为PWM口或处理各种开关量信号、捕捉各种信号,以满足日后扩展需要。整个系统的硬件结构如图2所示。

2.1.1 微处理器模块

微处理器模块主要是由微处理器MC9S12以及一些外围电路组成。其中,MC9S12内部包含多个集成的模块,内含存储器资源,大幅度简化了外围电路的扩展。本文中的ECU主要利用了如下功能模块:(1)时钟和复位产生模块(CRG):利用相对稳定的低频晶振通过PLL倍频电路后得到稳定性更强、精度更高的40MHz总线频率,有效避免了高频晶振的不稳定对系统产生的影响;(2)A/D转换模块:用于处理传感器输出的各模拟量;(3)增强型定时器模块(ECT):利用ECT模块来处理霍尔传感器和位移传感器产生的数字信号,完成发动机判缸、相位判断;(4)通用I/O口:利用I/O实现驱动输出以及开关量处理等扩展功能;(5)串行通信接口:串行通信接口(SCI)实现与上位机的通信、存储等功能;(6)实时中断(RTI):利用实时中断控制MCU正常工作指示灯;同时,利用它产生与喷油时刻相匹配的脉宽。此中断溢出时间可以调节,本文采用0.256 ms作为时间基准。

2.1.2 电源模块

ECU电源模块主要为电路板各芯片供电。考虑到电磁干扰、性价比和稳定性等因素,利用开关电源以及线性电源相结合的方式设计了二级降压式电源模块[10]。

2.1.3 传感器信号处理模块

此模块主要用于处理各输入信号:(1)模拟信号处理,模拟量分为电压信号和电阻信号,主要包括蓄电池电压信号以及各温度、压力传感器信号。对温度传感器的电阻信号应先分压后转换成电压信号,然后所有模拟信号经过滤波、过压保护等处理后输入到ATD模块进行A/D转换处理;(2)数字信号处理,数字信号产生源主要包括霍尔传感器和位移传感器信号,准确捕捉和分析传感器信号就能实时获得自由活塞的运动规律和内燃机判缸等信息,这些信息是FPE正常工作的必要条件。霍尔传感器产生运动参考位置信号,位移传感器产生A、B、Z三相TTL信号(设置位移分辨率0.1 mm,最高分辨率可达0.025mm)用于进一步判断运动部件的运动方向以及相对临界位置的距离。经过滤波、容错处理的传感器方波信号被微处理器的ECT端口接收,进行脉冲捕捉、计数,以便ECU进一步控制驱动电路。

2.1.4 驱动模块

驱动模块主要对点火线圈和喷油器电磁阀进行驱动。此部分是ECU设计的重点与难点之一。良好的驱动模块应该满足电磁阀开、关迅速,点火线圈通、断及时,功耗小等要求[11]。在实际应用中,驱动功率元件的电流可以达到数A,切断电压可以达到几百V,因此还需要考虑电流、电压冲击对该模块的影响。由于本文使用的执行机构均为低压驱动元件,因此可以直接利用12 V蓄电池驱动。此外,采用功率MOSFET管完成各执行元件的开启与关闭。为了使驱动模块能够承受MOSFET管较高的工作电压,输出电路采用OC门控制的ULN2004驱动。

图3为执行机构的驱动电路简化图。其中,Q1与Q2分别控制左右两路点火;Q3与Q4分别控制两路喷油。点火线圈充电过程利用软件监控,当对应MOSFET管导通时,点火线圈初级充电;当充电电流达到设定值时,通过比较器的信号翻转,此跳变被MCU捕捉到,提示充电完成,等待点火正时来临。喷油通过硬件自动反馈PWM来实现喷油脉宽的持续。在喷油正时,Port K口输出持续高电平脉宽,通过与非门驱动对应MOSFET管打开,喷油电磁阀开启,充电电流逐渐增大,当电流增大到使对应比较器发生翻转时,经与非门的信号迫使MOSFET管截止,驱动电流逐渐降低,比较器又重新翻转,MOS-FET管再次开启。此反馈PWM信号驱使MOS-FET管不断地开、闭,直至Port K口所输出的喷油脉宽结束。

2.1.5 通信模块

本文设计的ECU通信模块主要作用是与上位机交互信息,完成试验数据的存储等功能,因此利用简便的串行通信接口SCI。

2.2 ECU软件设计

FPE的ECU软件设计主要包括两部分:针对MCU的利用C语言编写的汇编程序;针对上位PC机的利用Visual C++编写的运动参数存储程序。

MCU软件主程序流程如图4所示。总体上为一个循环结构,用于实现具体的FPE控制策略;该软件辅助部分还应该包括各个子功能模块的初始化、试验数据简单处理和发送等。由于试验台架采用对置两冲程内燃机,当自由活塞位于某侧下止点,对应的燃烧室扫气时,另一侧燃烧室恰好处于压缩末期,因此一侧的喷油程序与另一侧点火程序需要同时进行判断和处理。

运动参数存储程序主要通过人机交互界面进一步控制PC机处理试验数据。其中,主要传送的数据包括活塞在每个循环的运动位移及瞬时速度、加速度等随时间变化量。运动参数保存程序简化界面如图5所示。

2.3 ECU稳定性、电路保护和抗电磁干扰设计

设计中利用了锁相环技术(PLL),一方面可以得到稳定性更强、精度更高的频率;另一方面可以有效减少外部振荡器高频干扰,以保证频率源精度和稳定性。不稳定的蓄电池电压或各功率元件的瞬变电压对电路会有较大的影响。因此,需要为电源模块增加滤波和稳压设计,为可能出现瞬变电压的IC并接耐压电容并在端口接入限压二极管来保护ECU和其他IC和电源不受冲击。此外,在电源模块的输入端串接二极管,以防电源反接。最后,所设计ECU还必须满足电磁兼容性(EMC),主要通过硬件结合软件的方式实现。

硬件方面主要从抑制干扰源,切断干扰传播路径,提高敏感器件的抗干扰性能入手。具体内容包括:为所有IC器件接去耦电容;信号线采用屏蔽线、驱动线采用高压阻尼线并对所有传感器信号进行去耦、滤波处理;布线时利用地线把数字区与模拟区隔离,尽量减少回路环的面积,以降低感应噪声等。最后,将不用的I/O管脚直接接地,以减少对系统的干扰。

软件方面主要采取如下措施:(1)启用监视定时器(watchdog timer,WDT)防止程序非正常运行。WDT是一个16位计数器,启动后不断计数增1。若程序不能正常运行或在程序执行过程中没有及时地对看门狗定时器清零,则计数器溢出,使系统复位,重新初始化;(2)设置时钟监视器,看门狗不能监视源自MCU时钟的故障,为了弥补这个不足,提高系统可靠性,启用时钟监视器(CM)。CM实际上类似一个独立的RC延迟电路,在RC电路的延迟时间内,如果没有探测到MCU时钟的跳变,此时钟监视电路将产生MCU复位信号。

3 ECU功能验证

给所设计控制器接入点火线圈、喷油器进行ECU驱动性能测试,利用示波器得到了输出波形,如图6所示。其中,图6a为MCU接收到点火参考信号后,进入点火子程序,对点火线圈进行充电时初级线圈的电压变化情况;图6b为接收到喷油参考信号后进入喷油子程序,对喷油电磁阀输出3.8 ms喷油驱动脉宽变化情况。

对于点火线圈,3 ms的充电时间所产生的切断电压瞬变超过了120 V,这将在次级中感应出超过10kV的电压,无论是点火能量还是击穿电压均充分满足火花塞正常点火需要。实际测试中,火花塞也击穿电极附近的空气而打火。对于冷机起动等工况,需要适当地延长充电时间,以便获得更大的点火能量和击穿电压。而喷油电磁阀的开启时间取决于喷油脉宽宽度,对于不同的燃空当量比通过设置不同的脉宽即可。此外,由于本控制器将点火、喷油的参考时刻均设置为可软件调节,在内燃机变工况时有利于找到与该负载相匹配的各项最优参数,方便样机基础研究、标定。

4 结论

(1)采用MC9S12作为微控器,针对性地制作了适用于FPE的控制器软件、硬件。该控制器能够方便、准确地完成对FPE的监测和控制,实现预定的点火和喷油等功能。其中,点火和喷油参数均可调节。

(2)利用直线位移传感器结合霍尔传感器共同作用实现判缸,其监测的运动位移分辨率以及控制精度可达0.025mm,足以满足更为复杂和精确的控制需要。

(3)该控制器利用模块化设计,可移植性高,有助于进一步设计通用型的FPE控制器。

参考文献

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[10]陈奇.混合动力汽车整车控制器的硬件和底层驱动设计[D].上海:上海交通大学,2005.

航改燃机的改型设计概述 第8篇

1 航机与燃机的设计要求差异

1.1 寿命要求

对于战机发动机而言, 使用工况复杂多变、飞机机动性要求高, 使军用航空发动机的寿命不高。民用航空发动机的使用条件较军用发动机有所改善, 寿命要求要比军用航机的要高很多。燃机用在不同使用环境下的寿命也大不相同。做为舰船动力的MT30的整机大修时间可以达到24000小时。

1.2 重量要求

无论军用航空发动机还是民用航空发动机, 都应该使单位推力下的重量达到最小, 从而能够增加战机的挂弹能力、飞行半径或者机动性能, 或者增加客机的载客能力、载货能力或者航程等。对于燃机而言, 地面发电或者作为机械驱动动力的燃气轮机一般没有严格的重量要求, 而应用在海上平台或者舰船动力方面的燃机, 一般客户会提出一定的重量要求。

1.3 效率要求

在航机上体现热效率的是耗油率, 无论军用还是民用, 航空发动机的耗油率越小越好。然而, 军用航机比效率更重要的是最大推力, 因此加力燃烧室设计在军用航机中非常普遍, 即使加力状态会大幅提高推力同时大幅提高了耗油率。对于燃机来说效率体现在整机的热效率上。长寿命运行的燃机的热效率直接影响着它的经济效益, 因此燃机的热效率是它的重要性能指标。

1.4 燃料的多样性

在目前的使用情况来看, 无论军用还是民用, 航机的燃料比较单一。而对于燃机来说, 可用的燃料就要复杂的多, 例如煤矿常见的煤层气, 油田常见的天然气, 甚至还有沼气。燃机的设计要求可以指定采用某种燃料, 也有需要同时适用于液体燃料和气体燃料的燃机。

1.5 低排放要求

随着全球环境污染日趋严重, 人类的环保意识也日渐增强。航空发动机或者燃气轮机的排放指标也已成为决定产品市场竞争力的因素之一。军用航空发动机由于其特殊的任务一般没有严格的排放要求。而民用航空发动机必须满足使用国家对民航飞机的排放的强制要求。燃机的应用领域广泛, 各领域对排放物的要求也不尽相同。排放指标可由供给双方协商确定。

2 航改燃机的改型方案

为了充分利用原航机母型机的设计及生产技术、减小新研燃机的研制风险、缩短研制周期等, 航改燃机一般尽量继承航机母型机的主要部件。对于不适合继承或者必须新设计的部件, 则开展改型设计工作。因为三轴发动机主要是英国Rolls Royce公司的产品, 单轴发动机的改型方式也较为单一, 本文主要讨论双轴发动机的改型方式。

2.1 双转子涡喷发动机的改型

双转子涡喷发动机的改型最普遍的方法是去掉尾喷管, 将双转子结构当作燃机的燃气发生器, 然后配装一个与之相配的动力涡轮。采用这种改型方式的燃机有英国罗罗公司的Olympus TM3B/C。

2.2 双转子涡扇发动机的改型

涡扇发动机的改型方式比较多, 但基本都保留了母型航机的核心机。根据对低压部件的处理方式的不同, 双转子涡扇发动机的改型可以分为以下几种:1) 去掉风扇, 低压涡轮改为动力涡轮。采用这一方案的有美国GE公司的LM2500。LM2500是在TF-39航空涡扇发动机的基础上改型而成, 改装时去掉了风扇, 低压涡轮改为动力涡轮, 配装了前后机匣及进气装置、排气管。2) 去掉原低压部件, 新设计低压压气机和低压涡轮。美国GE的LM6000是在CF6-80C2的基础上发展起来的。LM6000去掉了原CF6的风扇及低压涡轮, 新设计的低压部件直接带动负载, 省去了动力涡轮。3) 去掉风扇, 新设计低压压气机, 低压涡轮保持不变。采用这种方案的有美国GE的LM1600。该燃机以F404为母型航机, 低压压气机由原F404的三级风扇切顶而成, 增加了压气机进口可调导叶, 低压涡轮保持不变, 新配装动力涡轮。

3 航改燃的新研制件

航改燃机的设计过程中, 除了继承航机零部件的部分, 必然还存在着新研制件。新研制件设计的工作量大, 难度高, 仍然是航改燃改型成功的难点。

1) 低压部件的设计。从第2部分可以看出, 燃机核心机一般直接继承了母型航机的核心机设计, 有些改型方案不需要新设计低压部件, 而有时候需要去掉母型机的低压部件, 针对燃机设计要求重新设计匹配低压压气机和低压涡轮。低压部件的设计需要考虑整机的性能要求、寿命要求及结构合理性。

2) 主机系统的设计。对于燃机, 主机系统包括燃油系统、滑油系统、空气系统、控制系统、起动系统及测试系统等。由于航机燃机之间的使用环境及设计要求大不相同, 上述主机系统基本都需要重新设计。

3) 排气装置设计。航机的尾喷管做为发动机在不同工况不同飞行条件下推力大小及方向的调整装置, 它的设计及与主机的配合控制对于航机的性能影响非常大。而对于燃机, 燃气推动动力涡轮后, 出口总压已接近外界气压, 排气装置仅用于在一定的排气损失以内排出做功后的燃气。燃机排气装置的工作温度也低于航机尾喷管需要耐受的燃气温度。

4) 外部结构设计。燃机的外部结构设计工作主要包括燃机支撑系统的设计和外部管路的设计。燃机的支撑结构与航机在飞机上的吊装结构完全不同, 而且由于不同燃机在结构、大小、使用环境上的差异, 支撑点的个数有多有少, 燃机的支撑结构也千差万别。外部管路的设计很大程度上受主机系统附件的结构及位置的影响, 因此航改燃机也不可能继承母型机的外部管路设计。与航机相比, 燃机的外部管路敷设同样需要注意管路的振动特性、应力水平、密封能力、流阻大小等问题, 但可以放宽对重量和紧凑性的要求。

4 结束语

在工程实践当中, 除了本文所提及的航改燃机的设计工作以外, 一个的航改燃机产品的成功研制, 还包括继承件零件材料的重新确定及一些加工工艺的重新论证, 新研件的零部件试验、整机试验、外场试运行、设计改进等工作。当然, 一型成功的航改燃机还可以成为衍生型燃机的母型机。

参考文献

[1]李华文.航改型燃机如何实现.舰船知识, 2013.

[2]世界燃气轮机手册.航空工业出版社, 2011.

某燃机电厂通风空调系统设计 第9篇

某项目位于某市经济开发区, 电厂选用先进高效的燃用天然气的燃气-蒸汽联合循环机组, 并根据“统一规划、分步实施、以热定电、适度规模”原则确定装机容量为2套9E级燃气-蒸汽联合循环机组, 汽轮机配置为一抽一背。机组容量按发电能力进行定义, 本工程容量为2×180MW。

该燃机电厂的燃机室露天布置, 主要的设备用房有汽机房、集控楼、化水楼、网控楼、辅机楼、行政办公楼等。设备用房数量众多且功能复杂, 不同的设备用房对温湿度要求差别很大, 而设备用房的室内环境达不到设备本身的要求, 就会影响设备的正常运行。针对燃机电厂的特点, 研究一套可靠的通风空调方案, 对保证整个燃机电厂的正常运行至关重要。

2 通风空调设计方案

2.1 主要房间室内设计参数

该项目所在地日平均气温不高于5℃的天数为44天, 且属于非采暖区, 因此全厂设计空调系统。表1为主要房间室内设计参数。

2.2 集中制冷加热站

燃机电厂全厂空调冷负荷为2 890kW, 采用蒸汽型溴化锂机组作为空调集中冷源, 主机布置在厂区南侧制冷加热站一楼, 靠近燃机机力冷却塔。主机为2×60%容量的蒸汽单效型溴化锂冷水机组, 每台机组制冷量为1 723kW, 蒸汽为0.1MPa的饱和蒸汽。2台主机的布置方式满足部分负荷时的运行需求, 冷冻水供回水温度设计为7/12℃。溴化锂机组的冷却水取自燃机机力冷却塔, 冷却水设计入口、出口水温为31、38℃, 冷却水直接排入机力冷却塔水池。燃机电厂全厂热负荷为1 600kW, 集中加热系统为2×100%容量的板式汽水热交换器, 供回水温度为45/50℃, 蒸汽耗量为2.9t/h。

空调冷冻水系统采用一次变流量系统, 包括3台一次冷冻水变频循环泵, 配合2台主机两用一备, 每台水泵的水量为312m3/h, 扬程为33m。空调冷却水系统采用一次变流量系统, 包含3台一次冷却水变频循环水泵, 配合2台主机两用一备, 每台水泵的水量为550m3/h, 扬程为20m。集中冷热水系统采用闭式循环, 两管制 (供回水管各一根) , 夏季供冷水, 冬季供热水。

2.3 汽机房通风

燃机电厂全厂做降噪处理, 汽机房内部背景噪声为85dB, 汽机房的通风采用电动消声防雨百叶自然进风、消声型屋顶风机机械排风, 消声量控制要求为20dB。

2台汽轮机在汽机房内散热量约为3MW, 主厂房通风系统的进风温度按夏季室外通风温度31℃计算, 排风温度按40℃计算。通风系统将维持运转层工作区域的温度不超过36℃。经计算, 排除2台机组的余热, 主厂房所需通风量为8×105m3/h。

主厂房进风百叶面积为162.5m2。主厂房屋顶设10台屋顶风机, 单台风机风量为86 150m3/h。

厂房内管道设备繁多, 在没有很多空间安装消声器的情况下, 为达到消声效果, 汽机房通风按图1设计。

2.4 集控室空调系统

集控室负责全厂主要设备的监控。集控室空调系统采用集中式可变新风一次回风空调系统, 安装2×100%容量的组合式空气处理机组, 一用一备, 每台机组处理风量为20 000m3/h, 冷量为110kW, 电加热量为60kW。每台机组由回风机、排风段、混合段、初中效过滤段、冷却/加热盘管、加湿段、送风机及出风段等组成。

空调系统的最小新风根据满足卫生条件和维持室内正压所需新风量的大值确定, 但是最小新风量不低于系统风量的10%。

2.5 配电装置室降温通风

配电装置室设有机械排风系统, 排风机兼作事故通风用, 通风系统的事故排风风量不小于每小时12次, 在过渡季空调停运时开启风机机械排风, 开启风机的同时关闭空调箱回风阀, 并将新风阀开启到最大。主厂房配电装置室设置降温系统, 降温设备为组合式空调机组, 制冷量为60kW, 风量为10 000m3/h。降温系统的冷源为冷冻水, 由集中冷冻水系统提供。在运行降温系统时, 确保风机处于关闭状态。

2.6 蓄电池室降温通风

蓄电池室内布置的蓄电池为免维护型, 过度充电时水会电解产生少量氢气。为了防止氢气聚集产生爆炸危险, 设置机械排风系统, 排风机兼作事故通风用, 通风系统的事故排风风量不小于每小时3次, 排风机及电机为防爆型, 并直接连接[1]。事故风机电源开关设在发生火灾时能安全、方便操作的位置。蓄电池室吸风口上缘至顶棚平面的距离不大于0.1m[2], 蓄电池室需保持负压。

蓄电池要求室温冬季不低于18℃, 夏季不高于30℃, 以使蓄电池保持在高效反应区, 因此蓄电池室设置空调系统。该空调系统为直流式, 空调设备为立柜式新风机组, 制冷量为24.5kW, 风量为2 000m3/h, 冷源为冷冻水, 由集中冷冻水系统提供。在运行空调系统时, 需确保排风机运行, 保持室内负压。

3 空调系统节能技术应用

(1) 冷热负荷计算。发电厂的热负荷主要来自配电间变压器的散热、电子室控制柜的散热等, 因此核算设备散热量是发电厂空调系统计算的基础。在设备散热量的基础上再核算室外传热产生的冷负荷, 两者叠加后再进行空调选型, 使空调容量设计更符合实际节能运行需求。

(2) 电厂余热利用。为有效节约运行成本, 提高电厂综合利用率, 利用0.3MPa的低压蒸汽作为空调制冷的驱动源。经蒸汽型溴化锂机组制冷后, 蒸汽变成凝结水, 通过热水泵打回除氧水罐, 重新进入蒸汽环路, 以节约水资源和制水能耗。

(3) 燃机机力冷却塔的使用。制冷站布置于燃机机力冷却塔边, 而且冷却水进出口参数基本一致, 为了节约设备投资, 空调冷却水直接从冷却塔水池取水, 经溴化锂机组使用后, 再回到冷却塔水池。为了利用水池冷却水, 空调冷却水系统管道的最高位需降到水池水平面以下。

(4) 充分利用自然冷源。电气配电间、蓄电池室等空调系统充分考虑过渡季全新风调节, 节约冷机能耗。

(5) 余热回收及净化。办公室空调系统全部采用全热回收新风机组, 以减少能耗损失, 并且新风机组带静电集尘器及高效过滤器, 为电厂人员提供更健康的工作环境。

(6) 先进的控制系统。电厂核心部分的空调系统全部接入电厂DCS控制系统, 在集控室内就可监测全厂空调系统的运行情况、各房间的温度情况, 并且可直接发出指令到空调设备, 调整空调运行状态, 实现最优运行模式。

4 结束语

空调系统有效运行可减少电气设备及控制设备的故障率, 提高综合经济效益, 并且空调系统总投资占发电厂总投资的比例很小, 因此在选择空调设备时应关注其内在品质, 而不能简单追求经济性。根据工艺实际运行要求, 控制室、电子设备间空调应设置100%备用, 因为此类装置的温度耐受范围需要依靠空调系统才能保证;其余电气设备间需采用多台空调形式, 即使其中部分故障, 也能依靠其余空调满足抢修要求。发电厂应选用运维简便的空调系统, 以方便发电厂配备的运维人员 (主要是机务、土建等专业人员) 维护。空调设备末端均布置在空调机房, 采用风管送风, 虽然降低了空调设备的防护等级, 但是增加了空调机房, 增加了层高, 提高了土建投资, 而末端布置在室外, 空调设备的防护等级需要提高, 虽然增加了投资成本, 但是节约了土建投资, 因此在保证空调安全运行的前提下, 要综合考虑空调、土建等专业的投资成本。

参考文献

[1]康慧, 孙相军, 等.火力发电厂采暖通风与空气调节设计技术规程[M].北京:中国电力出版社, 2004

内燃防爆叉车防爆设计与技术分析 第10篇

一、防爆设计应与叉车整机性能相辅相成

目前国内内燃防爆叉车主要有两种类型:一是整机设计制造,二是在普通内燃叉车上进行防爆改装,由于设计理念不同,其技术性能也存在较大差异。但是不管哪种类型的内燃防爆叉车,最终都是为了满足客户需求,实现在爆炸性危险场所内的搬运、装卸和堆码功能。因此,如果叉车本身技术性能差,即使有好的防爆设计也没用;或者叉车本身性能好,但经过防爆改装后造成整机性能的下降,这些都是不可取的。

上述原因要求我们要确立内燃防爆叉车的整体性设计理念,把好的叉车设计和先进的防爆设计结合为一体,才能制造出整体性能优越的产品,这是一个相辅相承的关系。

二、柴油发动机的防爆设计

柴油发动机的防爆设计是内燃防爆叉车防爆设计中的核心。柴油发动机的防爆设计关键是要解决以下问题。

1.柴油机进气管直接通向柴油机燃烧室,燃烧时的火焰可能经过进气系统高速回流至周围大气。

2.柴油机排气系统有火焰和火花排放。

3.即使切断燃油供给,柴油机因吸入可燃性物质仍可能继续运转,甚至超速失控。

4.柴油机运转时,高达300℃～500℃排气系统表面温度以及其他部件的表面温度,已经超过了许多可燃性物质的引燃温度。

5.柴油机的启动电机和发电机也可能成为引燃源。

根据GB 20800.1-2006《爆炸性环境用往复式内燃机防爆技术通则》第1部分“可燃性气体和蒸汽环境用Ⅱ类内燃机”标准的要求,为了解决柴油发动机燃烧室的火焰回流以及排气中的火花和火焰问题,必须在发动机进气系统和排气系统中设置阻火器。但发动机设置了阻火器以后就好比一个人戴了口罩跑步,浑身使不出劲,并且跑不快。同样,会造成发动机进排气不通畅,输出扭矩下降,影响发动机做功。这样会造成恶性循环,不但防爆性能会受到影响,也会对整机造成严重损害。并且,如果发动机在使用中不能达到正常的做功状态,发动机燃烧就不充分,容易造成排气阻火器阻塞,尾气排放超标,发动机输出扭矩不足,发动机温升高等问题。在使用时,可能经常会出现整机最高温度达到允许极限而停机。长此以往,不但叉车不能正常使用,而且对整机损伤很大,且这种情况会越来越严重,最终导致发动机损坏甚至报废。因此,阻火器的设计必须保证其通气量高于发动机最大排量。

其次,根据GB 20800.1-2006标准中的规定,阻火器必须能保证发动机进气歧管或排气歧管内发生爆炸时,爆炸不能传导到外部环境中。因而,阻火器不能采用消防上使用的只能阻止火焰通过,而不能阻止爆炸的阻火器。并且不管是使用于1区危险场所还是2区危险场所,阻火器的要求都是相同的。

发动机的温度控制在发动机防爆设计中至关重要,发动机缸体内燃烧爆炸产生的高温,及排出的温度高达300℃～500℃的尾气,都是高温危险源。因此,必须在发动机机体、排气出口处设置冷却系统,将发动机排气温度下降至设计的温度范围内。冷却系统的设计必须保障其可靠的降温效果,不能采用隔热措施来降低表面温度。

三、整机电气系统的要求

防爆叉车电气系统的布置必须是双极制,即叉车电气连接必须单独形成回路,不能用车体作为负极使用,电气回路与车体绝缘。并且,防爆叉车的电气连接点都必须在防爆箱内,不能用防水接插件或一般的接插件进行电气连接。利用先进的电子传感控制技术,在电气系统中至少应设置冷却液超温报警、排气超温报警、发动机机体超温报警、机油压力低压报警、自动停机控制系统等智能传感控制系统。对防爆叉车整机进行主动防护控制。

四、防爆电气部件的防爆设计要合理

防爆叉车整机所用的所有防爆电气部件都必须为防爆型。防爆形式可以为隔爆型“d”、增安型“e”、本安型“i”、浇封型“m”和特殊型“s”等。在防爆设计中往往存在一个误区,认为隔爆型的防爆形式是最安全可靠的,所以在对电气部件进行防爆设计时,一味采用隔爆型的防爆设计,从而导致电气部件的体积很大、很笨重,在整车车体内无法布置,必须外置,影响整机稳定性能和美观。

其实,在防爆设计中,任何的防爆形式,只要符合防爆性能要求,都能起到同样的效果,我们需要根据不同的防爆部件采用合理的防爆形式。比如,接线箱可以设计成隔爆型或增安型,但一般情况下,设计成增安型其体积和重量相比于设计成隔爆型都会大大降低。

五、注重非电气部件的防爆设计

很多人认为,防爆设计中关键的电气部件需要进行防爆处理,非电气部件一般不会产生危险,不需进行防爆处理。但是,在实际的防爆设计中,非电气部件的防爆设计同样重要。

金属部件摩擦或碰撞时容易产生火花;塑料部件与空气摩擦时容易产生静电,并形成静电电弧;高速旋转部件如果没有进行防护,遇到其他物品触碰时,会产生火花。比如,发动机飞轮和变速箱连接后,在变速箱上会开一个工艺窗,用来紧固变速箱和飞轮之间的螺栓。该窗口必须进行封闭,发动机飞轮在高速旋转时,一旦有异物进入,会产生火花,可能引起爆炸危险。另外,比如货叉,为了避免货叉与地面或货物碰撞引起火花,货叉表面必须包覆不锈钢、铜或橡胶等。还有在油漆的选用上,油漆不得含有镁、铝等轻金属粉末。因为这些轻金属粉末容易与空气中的氧气发生反应,有可能出现危险。内燃叉车一般速度都比较快,车体与空气摩擦产生的静电不能直接用接地导电带进行导除,导电带在实际使用中会磨损,与地面接触力不够,静电放电时可能会产生放电火花。我们平时可以看到一些大卡车,会在车体上拖一根导电带,车子在行驶的时候,会产生大量火花,这种情况在爆炸性环境中会非常危险。最好采用导静电轮胎,因为轮胎与地面接触可靠,并且一直与地面接触,可以有效导出车体静电。

综上所述,内燃防爆叉车的防爆设计应科学合理,综合考虑整机性能与防爆性能的相同制约,注重细节,不能片面考虑问题,这样才能设计出整机性能和防爆性能优越的内燃防爆叉车。

摘要：随着现代经济发展,叉车的普及率越来越高。在石油、化工、军工、医药、危化品物流、油漆等行业,对防爆叉车的使用也日渐普及化。而在一些使用频率较高、作业时间较长或需要较长距离运输的危险区域,内燃防爆叉车成了一种必不可少的作业设备。本文主要对内燃防爆叉车的防爆技术进行论述分析。

内燃机的拆卸与安装要领 第11篇

1. 拆卸的原则：①首先要了解被拆机器的结构，弄清正确的拆卸顺序，切不可盲目乱拆。②拆卸时一般应按由表及里的原则，先拆外部附件，然后再拆总成、部件，最后分解成零件。③拆卸成组的螺纹结构件，也应先外后内，并做到对角交叉分2～3次拧松。④拆卸轴端的螺母时首先弄清螺纹的旋转方向，其旋转方向一般与轴的工作旋向相同或与轴上旋转零件的工作旋向相反（例如齿轮、轴承）。

2. 拆卸的工具和方法：①拆卸飞轮、齿轮、皮带轮等部件时，应用专用的拉拔器工具拉出，必要时，可用铜棒接触被拆件的非工作面进行适当的敲击。②拆卸孔或轴用的挡圈时，应使用专用的卡钳取出。③拆卸螺栓、螺母时要用合适的扳手。对锈死难拆的螺栓或螺母，要事先用汽油渗透，再用手锤敲击其头部四周，使锈层疏松以利拆卸。④当六角螺栓头部因磨损或腐蚀无合适的扳手选用时，可直接用锤打击头部，达到延展变形，再将扳手以一定的紧度强迫套入，先向旋紧方向用力，再向旋松方向使力，反复操作直到松动。⑤有些螺母用扭动扳手不易拆卸，可用“力偶矩方法”拆卸。

3. 为便于装配应做好配对记号：①为提高装配质量和效率，对非互换件零件和配合件，应核对原有“记号”或重新做记号，并配对分类放置。例如：活塞连杆组、轴瓦与轴颈及轴承座、气门与气门座、正时齿轮、精密偶件、飞轮与离合器、传动叉头、圆锥滚子轴承部件等都应做到原装或配对记号。②实践表明，类似配气机构中的挺柱和推杆，虽然理论上各自有互换性，但在使用中接触面形成各有差异，做上记号原样装回很有必要。

4. 拆卸中应注意安全：①一要戴防护手套，二要做好搬动中万一发生打滑的准备。②拆卸气门时要用专用工具，谨防锁瓣弹出打伤眼睛。

二、内燃机的装配

1. 装配前的质量检验：①多缸发动机的气缸间隙，活塞环的边间隙、端间隙均应在标准间隙范围内，并力求间隙一致。②各缸连杆组件质量差应控制在规定要求的范围内。③重要的结合面，例如：机体与缸盖、曲轴的后端面、单缸柴油机曲轴与飞轮配合锥度等，均无碰伤。④高强度螺纹副在自由状态下，能用手拧动而无松动或阻滞。

2. 装配前的清洗润滑：①装配前必须认真彻底清洗所有待装零件，并对机器的润滑油道用高压空气吹干净。②对相对运动的配合件接触面，应涂上与工作时相一致的润滑油或润滑脂。

3. 装配的顺序：①按记号由内向外，先将零件组装成部件。②再由部件和零件装配成整机。千万注意不可漏装或错装。

4. 正确的装配方法：①装配活塞连杆时，应将活塞放入水中加热使销孔膨胀，然后对正方向，很快将活塞销推入孔中。②装配正时齿轮之前，应将曲轴飞轮组和活塞连杆组安装妥当后再进行。③安装正时齿轮罩盖前应先将油封压入罩盖内，再进行装配，拧紧螺纹时，应一边转动曲轴，一边拧紧螺丝。④安装高压油管前，使喷油泵泵头充分溢油再进行。⑤拧紧高压油管时，应先拧紧喷油泵连结的一端，喷油器一端等充分溢油后再拧紧。⑥安装橡胶油封时，对其孔唇边进行必要的润滑和导正。⑦有些机器的正时齿轮盖与机体之间设有定位销，安装时要检查定位销的可靠性。⑧滚动轴承的安装：向轴上安装时，应在内圈上用力推进；向孔内安装时，应在轴承外圈上用力推进。

5. 装配过程中的检查：①活塞、活塞销和连杆装配后，要检查连杆与活塞之间转动是否灵活。②活塞连杆组向发动机内安装时，应边紧连杆螺栓边摇转曲轴，以检查有无卡滞情况，并检查活塞在气缸内上行移动时有无偏磨现象，同时观察各缸活塞顶面相对气缸体体平面的凹下或突出是否一致。③气门组装后，可用木槌沿轴向轻拍尾端，以利气门销瓣振动落实达到安全可靠。④有密封要求的结合面，其密封条或密封垫子应确保完整无损。⑤重要部位的安全锁紧零件，必须可靠销紧。⑥变速箱在装配过程中，必须做到每装配一步都应进行试转，检验是否灵活，确保挡位无错乱，换挡无阻滞。

（作者联系地址：陕西省西乡县农机管理站 邮编：723599）

某型燃机机组通风系统的设计计算 第12篇

机舱排风通道采用平行板消声器, 具体结构见图1。

此方案使机舱内为负压, 保证了集装箱体门的封严。为满足机组整体噪声要求, 设计中选用高效低噪声混流风机, 并加装通风进、排风消音装置。

2 通风系统的设计

2.1 流量的计算

由于机舱通风采用自由对流进气, 混流风机强迫排气, 所以机舱内热量全部由空气带走。

传热量公式:ΔQ=Cp MΔT (1)

式中Cp为气体的比热, M为气体的质量, ΔT为气体的温度变化。

机舱内每小时产生的热量:

为保证机舱通风系统的正常工作, 我们选择最高工作环境温度40℃进行设计, 满足机舱温度不超过55℃, 所以机舱温升不超过15℃。

空气质量流量:

2.2 消声的设计计算

由于机舱内部噪声为115 d B (A) , 要求距进、排风口1m处降为85 d B (A) 。进风消音器选用列管式消声结构, 使用塑料穿孔管, 填充材料为吸声泡沫, 能够满足降30d B (A) 噪声的要求。

排风消声器是选用平行板消声器, 内部结构主要由多孔材料组成的吸声片构成, 通道形状为长方形。它的消声量为:

式中P为气流通道的截面的周长;S为气流通道的截面面积;L为消声器的长度。 (αN) 是与材料垂直入射的吸声系数 (αN) 有关的量, 称为消声系数, 是一个无量纲的量。根据吸声材料的特性, 取=1.35。

初选通风面积A=1.3×0.36=0.468 m2, 吸声片厚度为95 mm, 片间距离为100 mm。

气流流速v=Q/A=13.46 m/s

已知气流通道的截面长360 mm, 宽100 mm, 消声器长度580 mm:

对于通风系统排气消声器, 能够降噪:

所以通风进、排风消声能够满足降30d B (A) 噪声的要求。

2.3 阻损的计算

在阻损计算中首先要确定Re (雷诺数) :

式中v为流体平均流速, ρ为流体密度, d为管道直径, μ为流体的黏性系数。

阻损的计算公式为

式中ΔP为阻力损失, ζ为阻力系数, Pv为气体动压, ρ为流体密度, v为流体的平均速度。

2.3.1 排风消声弯头

由于管道折弯引起的局部阻力系数, ζ≈1.12;扩张比m=S/So, So为较细管道的截面面积, S为较粗管道的截面面积。

阻力损失为

ΔP弯=ζPv=ζρv2/2=11.24mm H2O

2.3.2 排风消声器

排风消声器管道内壁摩擦产生的阻力损失:

式中:Pv气体的动压;ρ为气体的密度;V为管道最小截面处的流速;d为当量直径。比例常数λ为沿程阻力系数。通常消声器内的雷诺数大于105, λ仅决定于壁面的相对粗糙度, 相对粗糙度的比值用k/a表示。 (k-壁面粗糙峰高度, a-管道等效直径)

当管道突然扩大时 (直角过渡) , 局部阻力系数为:

在管道进口端的局部损失系数ζ缩=0.27, 管道出口端的局部损失系数ζ扩=0.19, 则对应的总压损失分别为:

管道内部的总压损失为:

由于管道折弯引起的局部阻力系数, ζ≈1.12;管道转两次弯

则排风消声器总的阻力损失ΔP消为:

通风系统排气通道总的阻力损失:

2.4 通风机选择

通风系统总损失:P通=83.17mm H2O

风机必须产生全压:P=P通+P动=92.67mm H2O

根据以上计算可选择两台SWF-ⅢNO.5型高效低噪声混流式通风机, 单台风机装机容量5.5KW, 在工况流量11 342 m3/h时, 风机全压960 Pa (98.8 mm H2O) 。

3 结语

此通风系统结构在移动车载机组上得到了验证, 在降低噪声的同时, 保证了通风散热的需要。从机组的运行数据中, 可以看到在进气温度39℃时, 机舱温度为51℃;机组噪声为84.2 d B (A) 。

参考文献