汽車發動機潤滑系統設計

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 題目名稱：賽馬車用發動機潤滑系統設計 任務內容（包括內容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求） 內容：設計和開發潤滑系統可以提高發動機在工作中的穩定性、經濟性，另外在環保方面一定的改善。以哈飛賽馬為參考車型，對潤滑系統各零件、組件的結構進行設計以及相應零件的計算、校核。完成整個發動機潤滑系統總圖的繪制。 要求：(1)熟練操作autocad繪圖軟件； (2)完成循環油量、機油壓力等參數的計算，完成關鍵尺寸的計算校核； (3)完成油底殼、機油泵以及相關零件二維圖紙的繪制； 計劃、時間安排： 2012年12月3日~2012年12月20日 調研、查閱資料，弄清該車型發動機潤滑系統的總體結構搜集參考車型資料，學生撰寫開題報告。 2012年12月21日 開題 2013年2月28日~3月13日 畢業實習，填寫《實習日志》。 2013年3月14日~3月21日 撰寫并上交《實習報告》、《實習日志》。 2013年3月14日~4月14 日 潤滑系統相關參數、尺寸計算、校核，繪制部分零件圖，撰寫說明書。 2013年4月15日~4月16日 接受中期檢查。 2013年4月17日~5月22日 繪制總圖，完成設計說明書。 2013年5月22日~2012年5月25日 預答辯 2013年5月26日~2012年5月28日 說明書、圖紙送審。提交并完成學術不端檢測工作。 2013年5月29日~6月11日 完成檢測不合格畢業設計（論文）復檢工作。 2013年6月11日~6月14日 對論文進行修改，包括格式、中英文摘要等。 2013年6月10日 答辯，提交成績和校級優秀畢業設計（論文）推薦工作。 2013年6月16日 資料的收集、整理和歸檔工作。 其中： 參考文獻篇數： 說明書字數： 圖紙張數： 10篇以上 6 000字以上 折合A0圖紙3張，其中1張裝配圖，2張零件圖 專業負責人意見 簽名： 年 月 日 賽馬車用發動機潤滑系統設計 摘要 本設計擬以哈飛賽馬為參考車型，設計出可以對發動機關鍵部位進行潤滑的系統，目標是改良發動機的潤滑系統，通過對各個關鍵零件摩擦的分析，如受力情況，承受轉矩等，精確得出零件表面所需的機油油量，再參考潤滑油的溫升、油壓、油速的非線形方程計算出最低循環油量，以滿足每個運動單元擁有合適的潤滑油量，改善發動機潤滑的整體性能，降低發動機尾氣中有害物質的排放和提高發動機的使用壽命和經濟性。前期主要是調研、查閱資料，弄清路賽馬型發動機潤滑系統的總體結構，同時搜集參考車型資料和相關的重要參數。中期通過該車型及發動機的各項參數，查找相關設計手冊，完成循環油量、機油壓力等參數的計算，完成關鍵尺寸的計算和校核。然后根據所得的數據，運用autocad軟件對油底殼、機油泵以及相關零件的二維圖紙進行繪制，最后完成整個發動機潤滑系統總圖的繪制。 關鍵詞　潤滑；循環油量；機油壓力 Simbo car engine lubrication system design Abstract The whole engine lubrication system is designed by Hafei simbo as a reference model. The purpose is optimize the engine lubrication system, the quantity of oil required for the accurate calculation of the friction surface, combined with the rise of temperature of the lubricating oil, oil pressure, oil velocity nonlinear equation of the minimum cycle of oil, to ensure that every element enough amount of lubricating oil, in order to improve the lubrication performance of the engine, reduce the engine emissions and improve fuel economy. Early mainly works is research and access to information, find out the overall structure of the simbo model engine lubrication system, at the same time collecting reference model data and related important parameters. Medium work is through the model and the parameters of engine, find related design manual, complete cycle parameters such as oil, engine oil pressure calculation, complete calculation and checking of key size. Then according to the data obtained, use autocad software to draw oil pan, oil pump and related parts.Finally draw the general layout engine lubrication system. Keywords　lubrication; the circulation oil volume; oil pressure 目錄 摘要 Abstract 1 前言 1 1.1 潤滑系統的組成及功用 1 1.2 潤滑系統的工作原理及油路的確定 2 1.3 潤滑系統的設計要求 3 1.4 潤滑系統研究的意義與現狀 3 2 發動機潤滑系統主要參數計算 5 2.1 循環油量的計算 5 2.2 油道、油孔尺寸的確定 6 2.2.1 凸輪軸油孔尺寸 6 2.2.2 曲軸油孔尺寸 6 2.2.3 缸體油道尺寸 6 2.3 機油壓力計算 6 2.3.1 關鍵軸承的機油流量計算 6 2.3.2 關鍵軸承處的機油壓力計算 8 2.3.3 機油泵需要機油提供的機油壓力 8 2.3.4 校核計算結果 10 3 機油泵的選擇 12 3.1 機油泵的作用及種類 12 3.2 轉子式機油泵的構造及工作原理 12 3.3 轉子泵型號的確定 12 結論 14 參考文獻 15 致謝 16 1 前言 發動機在正常工作時，發動機將燃料燃燒釋放的熱量轉換為旋轉的動力輸出，在這過程中會有大量的相對運動的零部件產生摩擦，這樣不但導致零件表面的磨損加速，情況嚴重的還會燒毀零件，導致發動機不能正常運作，而且還會增加發動機的功率損耗和機械損耗，致使發動機的壽命和經濟性下降。所以，為了滿足發動機工作的穩定性和可靠性，必須為發動機增設潤滑系統。 發動機潤滑系統的作用是給各個運動零部件的摩擦表面不間斷的輸送潤滑油，來降低零件之間的摩擦和磨損，而且這些潤滑油必須是干凈的、合適壓力和適宜溫度的；流動的潤滑油還能清除摩擦表面的磨屑、塵沙、積炭等雜質；此外，潤滑油還能將零件表面摩擦所產生的熱量帶走，以冷卻過熱的零件，處于汽缸壁和活塞環的油膜還有密封的作用；潤滑系統還可以降低工作噪音及防止零件表面生銹。 1.1 潤滑系統的組成及功用 圖1-1 發動機潤滑系統實物圖 1-油底殼 2-機油進油管 3-機油泵 4-主通道 5-缸套 6-缸蓋冷卻管 7-潤滑搖臂油路 8-搖臂 9-到節溫器的油管 10-到機油散熱器的進油管 11-機油散熱器出油管 12-節 溫器 13-到機濾器的油管 14-機濾器 15-主油道 16-活塞冷卻噴嘴 17-回油底殼的 油道和單向閥 機油泵 將機油通過集濾器從油底殼中吸出來，然后進行增壓傳送到主油道等各個油道中，最后到達需要潤滑的零件表面，汽車發動機的機油泵的驅動多是依靠配氣機構凸輪軸的螺旋齒輪進行傳動的。 油底殼 用來盛放潤滑油，大多發動機的油底殼還可以達到冷卻機油的目的。 主油道 組成潤滑系統的關鍵部分，位于缸體與缸蓋上，是直接澆注而成的，功用是向各個需要潤滑的零件表面運送潤滑油。 機油濾清器 濾去機油中的金屬屑沫及水分的其他雜質，使到各潤滑部位的都是-干凈清潔的潤滑油。按過濾的精細程度，分粗機油濾清器和細機油濾清器，它們是并聯在油道中。通過機油泵輸送機油決大多數經過粗機油濾清器，只有很少部分經過細機油濾清器，但汽車每行使50km油被細機油濾清器濾清一邊。 限壓閥與旁通閥 限壓閥可以限制機油泵輸出的潤滑油壓力，當機油泵輸送的機油油壓超出安全或者限壓范圍，限壓閥打開卸掉超載的壓力。旁通閥與粗濾器并聯在一起的，當粗濾器發生堵塞時，旁通閥在不斷增大機油的壓力下打開，機油泵輸出的機油直接進入主油道 [1]。 機油泵收集器 收集油器處在機油殼底層，附帶有粗濾網，可以過濾掉機油中較大的金屬銷屑等大顆粒雜質，防止其進入潤滑系統。 1.2 潤滑系統的工作原理及油路的確定 DA471發動機潤滑系統采用的是壓力潤滑和飛濺潤滑相結合的復合式潤滑系統，在此系統中，曲軸的主軸頸、曲柄銷、凸輪軸頸均采用壓力潤滑，其余部分則用飛濺潤滑或潤滑脂潤滑。 圖1-2 潤滑系統整體油路模擬圖 圖1-3 潤滑系統側面油路圖 機油依靠機油泵從油底殼中通過機油集濾器吸出，被吸出的機油經過機油濾清器過濾，然后在加壓的狀態下被輸送往油道。由機油泵流出的機油流向兩條不同的油路：一路約占總量10%的機油經過機油限壓閥直接流入機油濾清器，濾去機油中的較小雜質后流回油底殼，當機油泵出口壓力低于一定值，則進油限壓閥不開，以保證進入主油道的機油壓力。另一條注入主油道，通過五條并聯的油道進入曲軸主軸徑，然后經過曲軸上的斜向油道流入四道連桿軸頸，以此來潤滑連桿軸頸；此外，連桿軸頸上還開有噴油口，當連桿大頭對著凸輪軸一側的與曲軸的連桿軸頸上的油道孔口相同時，機油即由此小孔噴向氣缸壁及活塞等部位，以達到潤滑活塞的目的，與此，活塞油環在與活塞的相對運動中會刮下一部分機油，這些機油一部分會回流到油底殼中，另外一部分則會經過連桿小頭的油孔對活塞銷進行潤滑。還有一條油路會通過發動機缸體上的油道，垂直向上進入分布有油道的缸蓋，一部分機油通過油道達到五個凸輪軸軸頸處，以完成凸輪軸頸的潤滑，剩下的一部分潤滑油會通過各個液壓挺住油道、挺住間隙后，對配氣機構的一些構成如氣門組件、彈簧等進行飛濺潤滑，最后再流回機油殼內[2]。潤滑系統內機油流動途徑見圖1-2，1-3. 1.3 潤滑系統的設計要求 隨著科技經濟的不斷發展，而且在能源供應日趨緊張的現在，對現代發動機在性能、經濟和環保等方面都有日趨嚴格的要求，所以優良的潤滑系統需要具有以下列出的各種條件： （1）潤滑系統中零件之間的接觸表面需要適當的壓力和適當的潤滑油量； （2）過濾掉潤滑油中的金屬屑銷，對機油的潤滑達到自動化，而且可以不間斷地維護，以使機油保持一定程度的潔凈； （3）具有良好的散熱能力，可以控制機油溫度，且能維持潤滑油的溫度在一個合適能夠滿足發動機正常工作的范圍內； （4）為了滿足經濟性，潤滑系統在滿足發動機正常工作的條件下使潤滑油的消耗降低到最低，而且本身的機械功率損失也要降低到最少； （5）潤滑系統運行通暢穩定，不會出現或者極少出現油路不通和漏油情況； （6）當發動機開始運轉時，能夠在較短的時間內，將潤滑油傳遞到摩擦表面 [3]。 1.4 潤滑系統研究的意義與現狀 發動機是車輛動力的源泉，就好比心臟對于人，是非常重要的。發動機的組成機構復雜繁多，而其中運動零件之間由于沖擊、往復、回轉而產生的摩擦，會引發零件和機體的磨損，致使發動機功率損失增大，其經濟性和動力性也會顯著下降。而發動機潤滑系統的出現很好的解決了這個棘手的問題，它將溫度適宜且清潔干凈的潤滑油源源不斷的供給到各個運動零件的摩擦表面，緩解了零件之間的劇烈摩擦，減少和避免了一些不必要的機械損失。科技的不斷進步以及日益緊張的能源供需關系，使發動機關于環保及經濟性等方面的發展越來越多的受到人們的關注，而如何提高發動機的抗磨特性就是這一方面需要研究的具體內容。通過實際調查以及實驗證明，良好性能的潤滑系統確實提高了發動機工作的可靠性，很大程度的降低了機械損失，提高了發動機的經濟性，所以高性能潤滑系統的設計研發顯得越來越急迫了。 在各大汽車公司的汽車發動機設計中，降低潤滑油量的消耗一直是一個著重關注的要點，而在中國，由于汽車工業起步的較晚，對發動機的研究設計尚處在起步階段，對控制機油消耗這一方面更是沒有得到相應的關注。經過實際測試，一臺正常發動機平均以中速運轉，在這一年里花費的潤滑油費用大概是燃油費用的4%，另外，改善機油泵的傳動效率也可以減少燃油的消耗，最高可以節省燃油消耗的3%左右[4]。從潤滑油與環保的關系出發，分析相關的試驗數據可以得出，發動機PM的產生與潤滑油的消耗量有一定的關聯。而現在中國的北京、鄭州等幾個大城相繼出現的霧霾，使政府等有關部門更加重視對PM排放的嚴格監控，而現在日益增多的汽車，正是需要監控PM排放的一個對象。顯然，開發研究性能更為優良的潤滑系統，無論在經濟方面還是環保方面，對發動機的影響都是巨大的。 提高潤滑系統的性能，可以從以下幾方面入手，首先對零件之間的磨損，摩擦的理論知識有充分的認識，然后將發動機作為一個整體，從整體出發到局部細節，精確分析影響零件磨損的主要因素和次要因素，得出結論；利用計算機軟件建立恰當的油道網絡圖，通過輸入參數，智能合理分配各個部件相應的潤滑油量，以達到即滿足發動機正常工作的潤滑需要，又把機油的消耗降到最低的要求；另外機油的選擇對提高潤滑系統的性能也有很大的影響。目前, 德國、美國等一些有汽車工業基礎國家對發動潤滑系統的研究的主要方向是發動機潤滑油分配系統的升級優化,更加合理的供油方式,研發出可靠適合的潤滑濾清系統, 降低潤滑油網絡油道中的液壓阻力, 提升機油泵的性能，使它能夠精確把握各個關鍵耗油部位的情況和及時調整耗油部位的耗油特性以達到最佳且最低的油耗量。在中國，開發研究發動機潤滑系統的并不多而且都很籠統，缺少對發動機潤滑系統整體的特性分析與研究，而對潤滑系統的研究分析主要體現在單獨兩個零件間的潤滑分析，如連桿軸承摩擦副、齒輪泵中泵齒數量與機油壓力的關系等 。 2 發動機潤滑系統主要參數計算 表2-1 賽馬車用DA471 發動機性能參數 參數 單位 數值 氣缸數 4缸、直列 缸徑 mm 71 沖程 mm 82 排量 l 1.299 額定轉速 r/min 5700 超速轉速 r/min 6500 額定功率 kW 62.5 最大扭矩時轉速 r/min 4000 最大扭矩 N.m 108 配氣系統 DOHC、16氣門 2.1 循環油量的計算 發動機潤滑系統的油路主要由主油道之前的供油系統以及主油道之后的耗油系統兩大部分組成。精確的計算方法是把各個需要潤滑部件的供油量以及損失油量相加而得，但是發動機的潤滑系統結構復雜，將各個潤滑部件的供油量計算出來并相加不僅非常繁瑣，而且容易出錯導致結果出現偏差。這里采用潤滑系統循環油量的一種經驗計算方法，發動機的循環油量可以根據發動機機油散熱熱量計算來確定。在機油的一個小時循環中，機油從發動機的氣缸得到的熱量約為氣缸總熱量的1.5～2%[5]，表示為： Qc =(0.015～0.02)Qf (kJ/h) （2-1） 式中，Qf—汽油機每小時產生的熱量 Qf = / (kJ/h) 式中，Pe—汽油機功率； —汽油機有效效率，汽油機=0.25。 由此得：Qc =(0.015~0.02) ×3600Pe/0.25=(216~288) Pe 通過查閱資料DA471發動機用潤滑系的機油對活塞進行冷卻，且通過機油散出的熱量可達6%左右，則： Qc = 0.06 ×3600Pe/0.25=864Pe（kJ/h） 這樣，機油的循環量可用下式求得： Vc= Qc/(.c.△t) （2-2） 其中： —機油密度，一般取=0.85(kg/L)； c—機油的比熱，通常c =1.7~2.1kJ/(kg·K)； △t—機油進出口溫差，一般為8～15℃。 由DA471發動機的參數可知，發動機額定功率Pe=62.5 kW 將以上數據代入公式(2-2)得： 最大循環油量 Vc = 37 (L/min) 2.2 油道、油孔尺寸的確定 2.2.1 凸輪軸油孔尺寸 凸輪軸油孔尺寸的確定方法和曲軸的一樣，油孔邊緣必須光滑過度，以免撕破油膜，油孔直徑一般等于0.1倍凸輪軸軸頸，根據DA471發動機參數可知，凸輪軸頸直徑為25㎜，由此可得油孔直徑為2.5㎜。 2.2.2 曲軸油孔尺寸 曲軸油孔的布置一般情況下，油孔中心線與垂線的夾角在30°左右，油孔不能離軸頸過度圓角太近，油孔直徑一般不大于0.1倍主軸頸直徑，但是最小不得小于5㎜，孔口不得有尖角銳邊[6]。根據DA471發動機的參數可得，主軸頸直徑D為48㎜，由于0.1D小于5㎜，所以油孔直徑取6㎜。 2.2.3 缸體油道尺寸 缸體上主油道和分油道的孔徑取決于流量的大小。由于缸體上的油孔L/D>4都是細長孔，根據細長孔流量計算公式可得： （2-3） — 孔的通流截面面積； — 流經孔的機油流量； — 進油口和出油口的壓力差，m是由孔的長徑比決定的指數，細長孔m=1； K — 由孔的形狀、尺寸、液體性質決定的系數，細長孔，由于孔徑d是需要確定的數，所以系數K無法確定，從而導致d確定不了，通過參考其他相近的汽油機476Q和480，可知主油道的直徑一般為14㎜，分油道的直徑一般為5-8㎜，所以確定主油道為14㎜，分油道為6㎜。 2.3 機油壓力計算 為了可靠的將機油送至各個潤滑表面，在潤滑系的主油道內必須建立起一定的機油壓力。對發動機來說，曲軸主軸頸、連桿軸頸和凸輪軸頸是潤滑的最關鍵部位。發動機機油泵所需要的機油壓力可通過計算關鍵軸承的機油壓力而得到，主要計算的軸承有曲軸軸承機油最小壓力，連桿軸承機油最小壓力以及凸輪軸承機油最小壓力，然后通過比較得出軸承正常工作需要最小機油壓力，再通過計算機油流動壓力損失，最后相加得到發動機潤滑系統正常工作需要的機油壓力即機油泵所需要的機油壓力。 2.3.1 關鍵軸承的機油流量計算 發動機的主軸、連桿軸以及凸輪軸都是懸浮在機油油膜上進行高速運的，在確定汽油機幾何參數和汽油機相關屬性的前提下，機油流量和機油壓力呈線性關系。所以在求得相應軸承最小機油壓力前，應該計算各個軸承的機油最小流量。 表2-2 DA471發動機潤滑系部分參數[6]： 參數 主軸系 連桿軸系 凸輪軸系 徑向間隙/mm 0.03 0.04 0.05 軸直徑/mm 48 42 25 軸承承載寬度/mm 20 20 10 相對間隙 % 0.7 0.5 0.3 機油比熱容/J·(kg·K)-1 2000 機油密度/kg·m-3 875 機油動力黏度/Pa·s 0.00875 可以用機油在流過軸承時溫度升高值△t[7]的公式進行計算， （2-4） 式中： △t=-，油膜平均溫度=+△t/2 f－摩擦系數，f=＋0.55ζ；對于b/d﹤1的情況，ζ=(b/d)1.5； ω－轉速，取最大轉速6500r/min； b－軸承寬度/mm； d－軸的直徑/mm； c－潤滑油的比熱容/J·(kg·K)-1； ρ－機油密度/kg·m-3； η－機油的動力粘度； ψ－相對間隙ψ=△/d，△ = D – d為軸承和軸頸的間隙； p－軸承的工作壓力，一般為15～18 MPa； －表面傳熱系數[8]，=80J/ ()； ν－軸與軸承之間的相對速度，式中：d為軸的直徑，mm， n為軸頸轉速， r/min 為了保證軸承正常工作，取，可由2-4式得 Q = （2-5） 式中，W為軸承功率。 將表2-2數據帶入2-5式中得： 主軸承最小機油流量：Qm = 16.23L/min) ； 連桿軸承最小機油流量：Qcon = 10.54(L/min)； 凸輪軸最小機油流量：Qcam = 4.32(L/min)。 2.3.2 關鍵軸承處的機油壓力計算 （1） 主軸承要求的最小機油壓力為 （2-6） 式中，表示一個循環的平均偏心，ε= △/2－hmin ，hmin為最小油膜厚度，主軸承hmin ≥ 1.5 μm，取hmin =1.8(μm)；則ε=0.336/2-0.0018 mm≈0.166 mm。α表示油槽的寬度，α=2.8（㎜)。將表2-2的數據代入公式(2-5)可得： Pm =231.4 (KPa) （2）連桿軸承要求的最小機油壓力 （2-7） 式中：dh表示連桿軸頸進油孔直徑，dh = 6㎜，連桿軸承油膜厚度≥0.8μm 取hmin = 1.2μm 將表3-1的數據代入公式(2-6)可得： Pcon =147.6(KPa) （3）凸輪軸承要求的最小機油壓 （2-8） 凸輪軸軸承油膜厚度≥0.6μm，取hmin = 0.8μm。 將表2-2的數據代入公式(2-7)可得： Pcam = 38.7(KPa) 2.3.3 機油泵需要機油提供的機油壓力 為曲軸供油的缸體主油道內油壓必須滿足主軸承和連桿軸承的油壓要求。如果要滿足主軸承的油壓要求，缸體主油道油壓Pcrank-b要滿足以下不等式： Pcrank-b ≥ Pm＋Pfric-m (2-9) 式中，Pfric-m為曲軸主軸供油的油孔中機油流動壓力損失。 機油流動壓力損失可用下式計算： Pfric = (2-10) 式中，代表油孔直徑，代表平均流速，代表油孔長度。 假定油路中的潤滑油為理想液體，而且作恒定流動。 在密閉管路內作恒定流動的理想液體，不管通流截面沿流程怎么變化，流過各個截面的流量的不變的，因此，在管道中流動的液體，其流速和流過斷面積成反比[9]。 ν= (2-11) =6㎜，=40㎜，Qm = 16.23(L/min) 將上述數據代入公式(4-3)得： ν= 9.6 (m/s) 則Pfric-m = 2.99(KPa) 由不等式(2-9)得： Pcrank-b ≥ 234.4(KPa) 欲使連桿桿軸承的油壓符合要求， 主油道油壓Pcrank-b須符合以下的不等式： Pcrank-b ≥ Pcon＋Pcen-m－Pcen-con＋Pfric-con (2-12) 式中，Pcen-m 主軸承離心運動產生的壓力，Pcen-con 連桿桿軸承離心運動產生的壓力， (2-13) 式中：ω－發動機轉速； rcen-m－主軸承油孔相對旋轉中心的半徑，這里可以相近的取為主軸承半徑，rcen-m = 24（㎜)； rcen-con－連桿軸承油孔相對旋轉中心的半徑，rcen-con = 53(㎜)； Pfric-con－連桿油孔的流動壓力損失。 將表2-2的參數代入公式(2-13)得： Pcen-m = 3.0(KPa)，Pcen-con =14.4(KPa) = 6㎜，= 82.5㎜。 由公式(2-10)，(2-11)得： Pfric-con = 4.0(KPa) 由不等式(2-12)可得： Pcrank-b ≥ 140.2(KPa) 如果要滿足凸輪軸軸承油壓的要求，缸體主油道油壓Pcrank-b要滿足以下不等式： Pcrank-b ≥ Pcam-b＋Pfric-cam (2-14) = 2㎜，= 7㎜。 由公式(2-10)，(2-11)得： Pfric-cam =1.2(KPa) 由不等式(2-14)可得： Pcrank-b≥39.9(KPa) 解不等式(2-9)、(2-12)、(2-14)可以得到缸體主油道要求的最小油壓為： Pcrank-b ≥234.4(KPa) 試驗證明，機油壓力在濾清器中是有壓力損失的；通過以上的計算，得到缸體主油道油壓最小值Pcrank-b 再將機油濾清器中的油壓壓力損失值加上，就能得出機油泵需要提供的最小壓力值。 機油濾清器的壓力損失見圖2-1 當發動機以6500r/min轉速工作時，循環油量為37L/min，軸承油膜中的機油平均溫度一般不超過110℃，由表2-3可知，機油濾清器的壓力損失約為0.06MPa，由此可得需要機油泵提供的最小壓力值為：294.4（KPa)。 表2-3 濾清器中流量與壓力的關系 2.3.4 校核計算結果 最大循環油量 Vc = 37 (L/min) ，根據發動機轉速與機油流量的一般關系（表2-4），可知DA471發動機轉速6500r/min,潤滑系統采用37 (L/min)的循環油量是合理的。 表2-4 機油流量與轉速的關系表 通過機油泵相關參數與發動機的需求量的比較可知，潤滑系統的機油壓力選擇294.4（KPa)是正確的。 表2-5 發動機不同轉速下需求和機油泵的相關參數 轉速r/min 800 3000 6000 需求機油壓力kPa 28.8 95.7 291 機油泵可提供的壓力kPa 100 300 300 需求機油流量L/min 3.36 11.26 29.1 機油泵可提供的流量L/min >4.8 >20 >33 注：機油泵限壓閥開啟壓力為300kPa 3 機油泵的選擇 3.1 機油泵的作用及種類 機油泵的一個作用是發動機工作時將機油從油底殼中抽出來并加施加壓力后運送到缸體主油道，在經過缸體主油道到達其他需要潤滑的部分，第二個作用是使機油在潤滑系統內不斷循環且保持壓力。機油泵有齒輪式機油泵、轉子式機油泵、葉片泵以及柱塞泵等多種形式，常用的是齒輪式和轉子式機油泵；哈飛賽馬發動機的機油泵采用的是內嚙合轉子式機油泵。 3.2 轉子式機油泵的構造及工作原理 轉子式機油泵由殼體、內轉子、外轉子和泵蓋等組成。在轉子式機油泵中，主動的內轉子3和從動的外轉子5都裝在機油泵殼體內。其中內轉子3用鍵或銷子固定在主動軸上，外轉子在機油殼體內可以自由轉動，內外轉子之間有一定的偏心距，且內轉子比外轉子少一個齒。 1 主動軸 2 進油口 3 內轉子 4 出油口 5 外轉子 圖3-1 轉子泵的工作原理圖 當內轉子旋轉時，帶動外轉子也旋轉。轉子齒形齒廓的設計使得轉子轉到任何角度時，內、外轉子每個齒的齒形齒廓上總能相互成點接觸，這樣，在內、外轉子間便形成了四個工作腔。當某一個工作腔轉過進油口2時，其容積增大，產生真空，潤滑油有便被吸入。隨著轉子繼續旋轉，該工作腔與出油口4相同，腔內容積減小，油壓升高，潤滑油便被擠壓出來，進入潤滑系統。 轉子式機油泵的優點是結構非常緊湊，單位體積供油量大，轉速可高達上萬r/min，進油充分，零件數目少，對安裝位置無特殊要求，可布置在曲軸箱較高的地方。其缺點是轉子泵齒數少，在低速轉動時壓力波動較大，內外轉子嚙合表面的滑動阻力比齒輪泵大，因此功率消耗較大[10]。 3.3 轉子泵型號的確定 通過查閱《中華人民共和國機械行業標準》[11]中關于《內燃機機油泵轉子系列參數》這一章，并根據本次設計中在第二節中算得的機油壓力P=294.4（KPa)，選擇JBZ6718型號的齒輪泵作為潤滑系統的機油泵。 此齒輪泵的參數為：外轉子齒數=5，內轉子齒數=4 齒數比i： /=4/5 外圓直徑D：67mm 限制圓直徑2L：56.00mm 內切圓直徑2S：38.00mm 轉子寬度b：18mm 長徑P1：47.00mm 短徑P2：29.00mm 內徑d：18mm 偏心距e：4.5mm 頂隙：0.15mm 千萬不要刪除行尾的分節符，此行不會被打印?！敖Y論”以前的所有正文內容都要編寫在此行之前。 - 13 - 參考文獻 結論 發動機的潤滑系統對發動機的正常運行起著非常關鍵的作用，通過對發動機潤滑系統的初步設計和研究，使我對發動機潤滑系統以及整個發動機的構造和功用都有了更深刻的了解和認知，發動機潤滑系統是非常復雜的一個系統，而我研究的才只是皮毛而已。此次設計潤滑系統的油量和機油壓力的計算多是通過一些經驗公式計算而來，計算的結果符合標準要求可以滿足發動機正常運轉所需條件，但經驗公式計算而來的數據往往都會有過量的情況，這勢必會損害一部分的經濟性，目前許多汽車公司都有專門的軟件通過網絡法構建起油路網絡圖，利用該網絡模型可以很直觀地去分析和觀察機油的流動狀況，可以更加精確的得到一些重要參數，我認為這是目前以及以后研究潤滑系統的一個發展趨勢。 參考文獻 [1] 汽車構造.上冊/藏杰，閻巖主編.第二版.北京：機械工業出版社，2010.9 [2] 袁兆成.內燃機設計.北京：機械工業出版社，2008.8 [3] 王望予主編.汽車設計.北京：機械工業出版社，2004 [4] 農訊、吳鋒.內燃機潤滑系統管道壓力分析與模擬[J].車用發動機，2001.（5）：24-26 [5] 汽車工程手冊.設計篇/《汽車工程手冊》編輯委員會.北京：人民交通出版社，2001.6，191-194 [6] 哈飛集團.哈飛賽馬全車維修手冊 [7] 濮良貴，紀名剛.機械設計[M].第7版.北京：高等教育出版社，2001：289-291 [8] 潤滑技術手冊/江德濤編.北京：機械工業出版社.ISBN 7-111-06659-6 [9] 曹旭、崔毅、鄧康耀.汽油機潤滑系統計算分析. 上海交通大學動力機械及工程教育部重點實驗室，2007 [10] 汽車構造.上冊/藏杰，閻巖主編.第二版.北京：機械工業出版社，2010.9 [11] 傅則明.內燃機機油泵轉子系列參數,JB/T,6005-1992,機械電子工業部上海內燃機研究所. 千萬不要刪除行尾的分節符，此行不會被打印。