汽油機課程設計

中南大學課題設計說明書課題 內(nèi)燃機課程設計學院 能源科學與工程學院―學生姓名 學號 專業(yè)班級=^^^^^指導教師______^_^^_________^2011年9月5日內(nèi)燃機課程設計1方案選擇及總體設計內(nèi)燃機總體設計和方案選擇是設計工作的第一階段，在產(chǎn)品總體設計中要選擇和確定內(nèi)燃機的主要設計參數(shù)，在進行熱計算和外特性計算及主要零部件設計前，首先要選擇零部件的類型、布局方式。如：氣缸的布局方式、燃燒室的選擇、缸心距的確定、壓縮比的選取、活塞行程比的選取、曲柄連桿比的選取等。1.1汽油機主要參數(shù)的確定（1）沖程數(shù)的選擇一四沖程二沖程汽油機和四沖程汽油機相比，盡管當二沖程發(fā)動機的工作容積和轉(zhuǎn)速與四沖程發(fā)動機相同時，在理論上它的功率應該是四沖程的兩倍；且因其做功頻率較高，其工作運轉(zhuǎn)較均勻平穩(wěn)；并且其構(gòu)造簡單，質(zhì)量小，使用方便。但同時二沖程相比四沖程有以下主要缺點：八、、：1）二沖程汽油機的熱負荷比較高，特別是活塞組的熱負荷比較高（活塞頂?shù)钠骄鶞囟缺人臎_程汽油機約高50?60°C），而且氣缸內(nèi)壓力總是大于一個大氣壓，使活塞環(huán)在環(huán)槽中活動性減小，積碳不易排除，容易使活塞環(huán)失去工作能力；由于作用在軸承上的負荷是單向的，這對潤滑不利。使二沖程汽油機的使用可靠性與壽命不如四沖程汽油機。2） 二沖程汽油機換氣質(zhì)量差，使燃燒條件變差，同時帶動換氣泵業(yè)需要消耗一部分功率，且有一部分新鮮可燃混合氣隨同廢氣排出，因此其經(jīng)濟性不如四沖程汽油機。3） 二沖程汽油機熱負荷較高，因而對機油質(zhì)量要求比四沖程汽油機高；由于機油容易竄入掃氣孔和排氣孔邊緣，隨氣流進入氣缸燃燒或從排氣管排出，因此，機油的消耗率較大。4） 高壓泵與噴油嘴的工作較繁重，壽命較短。此外，二沖程汽油機的噪音、排氣污染都比四沖程汽油機嚴重，因此二沖程汽油機在汽車上很少用，在摩托車上應用較廣。因此本設計中選四沖程汽油機（t=4）。（2） 氣缸數(shù)和布置方式的選擇一三缸、單列式發(fā)動機的汽缸數(shù)和氣缸布置方式，對其外形尺寸、平衡性和制造成本等都有很大影響。由于發(fā)動機排量等于氣缸的排量與氣缸數(shù)的乘積，所以在發(fā)動機排量相等的條件下，氣缸數(shù)越多，每一氣缸的尺寸就越小，零件尺寸也小。在給定的功率要求下，如果平均有效壓力和活塞平均速度不變，則內(nèi)燃機的升功率和缸數(shù)的平方成正比。也就是說多缸發(fā)動機比較緊湊輕巧，往復質(zhì)量平穩(wěn)性好，轉(zhuǎn)矩勻稱性得到改善，使多缸發(fā)動機運轉(zhuǎn)平順，而且啟動容易，加速響應性好。同時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速也可以高些，升功率也提高，但是，隨著氣缸數(shù)的增加，發(fā)動機零件數(shù)量增加，結(jié)構(gòu)復雜，可靠度下降，質(zhì)量和尺寸相對增大，制造成本也相應提高。汽車發(fā)動機的氣缸數(shù)量有2缸、3缸、4缸、5缸、6缸、8缸、12缸等，其中3、4、6、8缸最多。對汽車發(fā)動機來說，一般采用兩種氣缸排列方式，一種是單列式，亦稱L式，其特點是結(jié)構(gòu)簡單，可以使用一個整體式氣缸蓋，單列式發(fā)動機可以是氣缸直列的（即直列式發(fā)動機）；也可以是斜置式或水平安置的，發(fā)動機中氣缸直立的和斜置的比較多。令一種氣缸排列方式是兩列氣缸成V型排列，其特點是總體結(jié)構(gòu)比較緊湊，由于發(fā)動機的長度和高度尺寸比較小，在汽車上布置起來比較方便，缺點是機體形狀比較復雜，至少需要使用兩個氣缸蓋，所以制造成本較高。六缸以下的發(fā)動機絕大多數(shù)是單列的，其氣缸軸線坐在平面與地面垂直或傾斜醫(yī)德角度，后者是為了降低發(fā)動機的總高度多用于小轎車。氣缸軸臥式內(nèi)燃機，機器總高度大大減小，可以布置在汽車底盤中部的車廂地板下面，有利于改善汽車面積的利用率、視野性、操作性和機動性好，適用于大型客車和重型貨車。排量1L以下的轎車發(fā)動機絕大多數(shù)是L3發(fā)動機（單列式3缸發(fā)動機）；而排量在1L和2L發(fā)動機前置并前驅(qū)的轎車和輕型貨車大多數(shù)采用L4發(fā)動機；L5發(fā)動機常用在發(fā)動機前置，而用L4發(fā)動機長度太小，用L6發(fā)動機長度又太長的場合，但L5發(fā)動機平衡性差，需加上一套比較復雜的平衡機構(gòu)，所以相對來說，用的比較少;L6發(fā)動機常用在排量為2L-3L的中高級轎車的增壓發(fā)動機和中型以上的各種客貨載重車的自然吸氣和增壓發(fā)動機上，其平衡性比4缸、5缸都要好，增壓時對排氣脈沖的利用率也最好。V型排列，發(fā)動機空間利用率高，且很好的降低了工作重心，有利于提高汽車的操控性，和平衡性。60度夾角的V型機是現(xiàn)在比較普遍的，由于夾角比90度的V型機要小，所以曲軸受發(fā)動機的剪力要小些，所以曲軸制造相對簡單些90度的V型機（奔馳新S級裝備的V6機）承受的剪力就要大些，但是它的好處是可以降低發(fā)動機的高度，從而降低整個發(fā)動機倉的高度，也就有益于降低整個車身的重心，這對于提高汽車的操控性能是很好的。本次采用3缸，即i=3,單列式內(nèi)燃機。（3） 行程及其缸徑的比值行程S及其缸徑D的比值S/D是對汽油機結(jié)構(gòu)和性能有重大影響的參數(shù)。合理地選擇S/D應考慮以下因素：1） 選用較小的S/D，可減小汽油機的高度、寬度和重量。2） S/D減小是，汽油機的轉(zhuǎn)速可增加，提高了汽油機的升功率，但增加了運動件的慣性力和企業(yè)家的噪聲。3） S/D比值過小，特別是對直噴式燃燒室的汽油機，為保持一定的壓縮比以及燃燒室溶劑與壓縮容積比值，必將使活塞與氣缸蓋之間需要更小的間隙，這就增加制造上的困難。入間隙不能保證，將使發(fā)動機各性能指標難以達到。一般汽車用V型汽油機大多選用較小的S/D值，直列式采用較大的S/D值，即使汽車型號相同時，也可以采用不同的行程，以滿足不同用途的需要。參考文獻【1】可知，目前高速柴油機來說S/D值在0.9~1.15范圍內(nèi)，中速柴油機為1~1.25，低速柴油機則為1.6?2.2,汽油機的S/D則在0.8?1.2范圍內(nèi)。本次采用的是S/D值取1.05.（4） 缸徑和行程V1…由一二二兀D2S，代入S/D=1.05，i=3，V=0.9L得：i4D=68mm，S=71mm（5） 活塞平均速度活塞平均速度七表征汽油機高速性和強化程度的一項主要指標，對汽油機總體設計和主要零件結(jié)構(gòu)形式影響很大。在功率給定以后，若平均有效壓力、活塞行程和缸數(shù)維持不變，提高活塞平均速度可使氣缸直徑減小，汽油機體積小、質(zhì)量輕。在活塞行程確定后，活塞平均速度v可由公式v=Sn/30求得。本設計取額定轉(zhuǎn)速n=5500rpm，可得本設計活塞平均速m m度為v=13.02m/s。但v的增加受到下列因素的限制：m1） 提高活塞平均速度，摩擦損失增加，機械效率門m下降，活塞組的熱負荷增加，機油溫度升高，機油承載能力下降，發(fā)動機壽命降低。2） 慣性力增加，導致機械負荷和機械振動加劇、機械效率降低、壽命降低。3） 進排氣流速增加，導致進氣阻力增加、充氣效率門v下降。4） 隨著活塞平均速度的提高，汽油機的平衡、振動和噪聲等問題突出。一般汽油機總噪聲強度約與轉(zhuǎn)速的三次方成正比。根據(jù)文獻【3】有在一般情況下，vm值為：汽油機vW17m/s，摩托車發(fā)動機更高一些，可以達到20m/s。m柴油機vW13m/s。m（6） 氣缸中心距及其與缸徑的比值氣缸中心距其與缸徑的比值，是表征汽油機長度的緊湊性和重量指標的重要參數(shù)，它與汽油機的強化程度、氣缸排列和機體的剛度有關。選擇氣缸中心距是應考慮以下因素：1） 確定氣缸中心距的大小。首先考慮曲軸的曲柄臂的厚度和主軸頸、曲柄銷的長度，是主軸承和連連桿軸承有足夠的承壓面積，并保證曲軸有良好的強度和剛度。式中：L0為氣缸中心距，mm；L1為主軸承長度，mm；L2為曲柄銷長度，mm；h為曲柄臂厚度，mm。2） 氣缸套型式和水套的布置。3） 氣缸蓋的布置。氣缸中心距與氣缸蓋固定螺栓、進排氣道和冷卻水道的布置密切相關，并將直接影響汽油機的性能、可靠性和壽命，對缸徑較小的多缸汽油機可采用整體式氣缸蓋以縮小氣缸中心距。從增強機體剛度著眼，目前高速汽油機缸心距有縮小的趨勢。據(jù)文獻【6】有目前汽油機的L0/D值:其值一般在1.10?1.25之間，本次設計取1.20。故本設計中L/D取1.20，L0=1.20*68=81.6mm.（7） 曲柄半徑和連桿長度比曲柄半徑和連桿長度比，即人=R/1，曲柄半徑由R=S/2可得，人是一項確定連桿長度的重要參數(shù)，行程S確定以后，選擇人主要考慮以下因素：1） 選擇較大的人值，使連桿短、重量輕，往復和離心重量小，有利于汽油機高速化，并可降低直列式汽油機的高度，減輕汽油機重量。2） 較大的人值，雖縮短了連桿長度，但增加連桿擺角和活塞側(cè)壓力，對缸套磨損不利。3） 在選擇連桿長度是，要保證在下止點時不與曲軸平衡塊碰，活塞在上止點時曲柄不與缸套相碰。由文獻【6】知，現(xiàn)代內(nèi)燃機的人值一般在0.25~0.33之間。小型高速化汽油機人值較高，一般在0.27~0.31之間，根據(jù)本機特點，本設計選人值為0.29。由活塞行程S可知曲軸半徑R=S/2=71/2=35.5mm，可知連桿長度l=R/人=35.5/0.29=122.4mm（8） 燃燒室的選擇燃燒室設計直接影響到發(fā)動機的充量系數(shù)，火焰?zhèn)鞑ニ俾始胺艧崧?，傳熱損失及爆燃，從而影響發(fā)動機的性能。對燃燒室有兩點基本要求：一是結(jié)構(gòu)盡可能緊湊，表面積要小，以減少熱量損失及縮短火焰行程；其次是使混合氣在壓縮終了時具有一定的氣流運動，提高混合氣燃燒速度，保證混合氣得到及時和充分的燃燒。汽油機常用燃燒室形狀有以下幾種：1） 楔形燃燒室，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，在壓縮終了是能形成擠氣渦流；存在較大的激冷面積，對HC排放不利。2） 浴盆形燃燒室，其結(jié)構(gòu)較簡單，但不夠緊湊。3） 半球形燃燒室，其結(jié)構(gòu)較前兩種更緊湊，但因進、排氣門分別置于缸蓋兩側(cè)，故使配氣機構(gòu)較復雜。由于其散熱面積小，有利于促進燃料的完全燃燒和減少排氣中的有害氣體，故現(xiàn)代發(fā)動機上用得較多。4） 碗形燃燒室，碗形燃燒室是布置在活塞中的一個回轉(zhuǎn)體，采用平底氣缸蓋，工藝性好，但燃燒室在活塞頂內(nèi)使活塞的高度和質(zhì)量增加，同時活塞的散熱也較差。5） 蓬形燃燒室，其性能與半球形相似，組織缸內(nèi)氣流進行擠氣運動要比半球形容易，燃燒室也可全部加工。是近年來在在高性能多氣門轎車發(fā)動機上廣泛應用的燃燒

室。本設計選蓬型燃燒室。（9） 壓縮比￡壓縮比直接影響汽油機的性能、機械負荷、啟動性能以及主要零件的結(jié)構(gòu)尺寸。在一定范圍內(nèi)，汽油機的熱效率隨壓縮比的增加而提高，增大壓縮比也可使汽油機的啟動性能得到改善。但壓縮比的提高將使氣缸最高爆發(fā)壓力相應上升，機械負荷增加，對汽油機的使用壽命有影響。選擇最佳壓縮比應綜合分析燃燒室的型式、熱效率、啟動性能和機械負荷等方面的影響。目前，車用汽油機的壓縮比￡大多在6~12之間。根據(jù)國內(nèi)外市場上本機型的技術特點，本設計取￡=8.5.（10） 發(fā)火次序的選擇汽油機的發(fā)火順序與汽油機的運作的均勻性、主軸承和連桿軸承的負荷、軸系的扭振性能密切的關系。隨著氣缸數(shù)目的增加，汽油機的發(fā)火次序可有更多的方案。選擇發(fā)火次序時，主要考慮以下因素：1） 平衡性能和曲柄排列發(fā)火次序和曲柄排列的關系密切，一定的發(fā)火次序具有相應的曲柄排列，曲柄排列確定后，就決定了汽油機的平衡情況。2） 扭轉(zhuǎn)振動性能在不同的共振轉(zhuǎn)速，扭振振幅的相對值決定于各臨界轉(zhuǎn)速下各缸輸入能量的相對矢量和的大小，并和扭振形式有關。3） 軸承負荷為減少軸承負荷，相鄰兩曲柄間的夾角應盡可能大些，相鄰氣缸間發(fā)火間隔角也盡可能大些。根據(jù)本機特點，設計選取的發(fā)火次序為：R根據(jù)本機特點，設計選取的發(fā)火次序為：R-L-R-L-R-L1 3 3 2 2]技術參數(shù)表1選擇結(jié)方案選擇結(jié)果果 技術參數(shù)選擇結(jié)果氣缸數(shù)i3行程缸徑比S/D1.05活塞平均速度v/m?s-1m13.02氣缸布置型式單列式?jīng)_程數(shù)T4氣缸中心距/mm81.6中心距缸徑比L0/D1.20壓縮比￡10連桿長度與曲柄半徑比人0.29發(fā)火次序 R1-L—R—L—R—L3 3 2 2 1活塞行程S/mm71活塞直徑D/mm681現(xiàn)將本設計的方案選擇列表如下（表1）:1?2汽油機的總體布置（1） 汽油機總體布置的一般要求如下：1） 布置緊湊，外形尺寸小，外觀整齊，外接管路盡量少。2） 經(jīng)常需要保養(yǎng)的零部件，如機油、燃油、空氣的濾清器，以及常用的機油加油口、放水閥和機油油尺等。對經(jīng)常檢查調(diào)整的氣門間隙和噴油提前角等有關零部件應考慮到調(diào)整和拆裝方便。3） 應滿足用戶對汽油機配套所提出的各項合理要求。多種用途汽油機的總體布置，首先應滿足主要用途的配套要求，還要考慮到變型機型的有關問題。4） 具有良好的加工和裝配工藝性。5） 汽油機起吊、存放和安裝方便。6） 總體布置要認真貫徹執(zhí)行產(chǎn)品系列化、零部件通用化和零件標準化。（2） 汽油機的總體布置如下：1） 凸輪軸的布置本設計凸輪軸布置在氣缸蓋上部，直接驅(qū)動氣門，其配氣結(jié)構(gòu)質(zhì)量最小，適用也高速汽油機。2） 齒輪傳動機構(gòu)的布置由于傳動齒輪布置在自由端的優(yōu)點是曲軸前軸直徑小，齒輪尺寸比較小，拆裝方便，便于維護保養(yǎng)，多用于中小功率汽油機，故本設計采用此種布置方式。3） 機油泵的布置機油泵的布置與其傳動方法、機油管路布置以及汽油機的用途有關。本設計中機油泵布置在主軸承蓋上，有主動齒輪通過惰齒輪傳動，這種布置的優(yōu)點是機油泵無需油封機構(gòu)，軸承潤滑條件好，機油泵安裝位置較低，汽油機啟動后，瞬時既能吸上機油。4） 水泵的布置本設計采用離心式水泵，為避免水漏人機體導致機油變質(zhì)，在水泵體上設有旁泄孔，漏出封水圈的水可有旁泄孔排出，以便及時發(fā)現(xiàn)漏水并加以檢修。通常將水泵布置在汽油機的外部。1.3本章小結(jié)本章通過對汽油機重要參數(shù)的選擇和總體布置兩方面進行確定，并對確定原因做出了詳盡說明，得出了具體參數(shù)和發(fā)動機放入總體布置方式。汽油機方案為：四沖程水冷，設計行程缸徑比為S/D=1.05,活塞平均速度七二13.02m/s，氣缸布置型式為單列式，壓縮比為￡=8.5，氣缸中心距乙0=81.6mm，曲柄連桿比為人=0.29，為蓬形燃燒室發(fā)火次序為r—L—R—L—R—L形用'燒土，］33221。2熱計算與熱平衡內(nèi)燃機的主要參數(shù)是通過對其進行熱計算而得到的，因此，在設計發(fā)動機時，首先要選取一些基本參數(shù)并對其進行熱計算，在計算中要引進一些基本原則作為選取原始參數(shù)的依據(jù)，無論是發(fā)動機的熱計算，還是發(fā)動機的后續(xù)計算都可以采用這些參數(shù)。對于車用汽油機的熱計算，其主要設計參數(shù)為六個氣缸（'=6），熱計算用分析法可以有足夠的準確程度來確定新設計的發(fā)動機的主要參數(shù)以及校核現(xiàn)實工作汽油機實際循環(huán)的完善程度。本章節(jié)將從以下幾個方面來進行計算分析：燃料、工質(zhì)參數(shù)、周圍介質(zhì)參數(shù)和剩余氣體、

進氣過程、壓縮過程、燃燒過程、膨脹過程、工作循環(huán)指示參數(shù)、發(fā)動機有效指標、汽油機示功圖的繪制、熱平衡、汽油機外特性計算等方面。2.1熱計算將進行下面四個工況的熱力計算：（1） 最低轉(zhuǎn)速（怠速）工況，n=800rpm,a=0.70（2） 最大扭轉(zhuǎn)工況，n=2000rpm,a=0.90（3） 標定工況，n=3800rpm,a=1.10（4） 最大功率（速度）工況，n=4000rpm,a=0.952.1.1燃料燃燒及成分確定燃料的平均元素成分和分子量：C=0.855 H=0.145 0=0.000燃料低熱值：H廣43960J/Kg（1）工質(zhì)參數(shù)燃燒1Kg汽油燃料，理論上所必須的空氣量1m%0.8550.1450、=1.193（丁+丁-8）=0.513kmol/kgl廣蠟29=14.9kg/kg式中gC、gH、gO分別為三種元素質(zhì)量比。過量空氣系數(shù)a是燃燒1kg燃料時，實際空氣量"與理論空氣量，之比。降低a值是強化發(fā)動機工作過程的有效方法之一，對于給定功率的發(fā)動機，減小過量空氣系數(shù)，則可以減小氣缸尺寸。但是隨著。的降低，會引起燃燒不完全，惡化了經(jīng)濟性，并增大發(fā)動機的熱應力。參考文獻【9】可知，汽油機的。取值范圍一般是0.8~0.96之間。本設計取a=0.9（1） 新鮮充量M1=aL0=0.513a（2） 燃燒產(chǎn)物單獨成分數(shù)量。0.855入1一a= 一2x x0.208x0.51312 1+0.5=21一a0.208x0.513=1+0.50.145 1-a1+0.5二 一2x0.5x x0.208x0.1531+0.5=2x0.5x1—"x0.208x0.153— 1+0.5Mn=0.792-a-L0=0.792xax0.513式中：0.208為Ikmol容積的空氣中氧氣所占的比例;0.792為Ikmol容積的空氣中氮氣所占的比例；K為常數(shù)，它與燃燒產(chǎn)物中含有的一氧化碳與氫的比例有關（由文獻【5】知道汽油k=0.45~0.5），取k=0.50。（3） 燃燒產(chǎn)物的總量TOC\o"1-5"\h\zC H=一+一+0.792aL=12 2 00.07125+0.0725+0.792xax0.513n計算結(jié)果求得如下表（表2）：MH2MN2M2aL0M表2燃燒產(chǎn)物的成分質(zhì)量1 "co2McoMH208000.70.5130.360.02860.04270.07240.00640.28440.428220000.90.5130.460.05700.01420.07250.00210.36570.509438001.10.5130.560.085500.072500.44690.590740000.950.5130.490.06410.00710.07250.00110.38600.5297TOC\o"1-5"\h\z在非增壓發(fā)動機工作時，參考本機特點及汽油機一般參考資料，選取參數(shù)如下：周圍介質(zhì)壓力：P=P=0.1013MPak 0周圍介質(zhì)溫度:Tk=T0=293K剩余氣體溫度：T=1000kr查文獻【7】知道：殘余廢氣的溫度是根據(jù)發(fā)動機型式、壓縮比、轉(zhuǎn)速及過量空氣系數(shù)等因素決定的，其值處于下列范圍：汽油機900?1000k，這里取T=1000k。r在確定Tr的過程中必須注意到，當壓縮比提高和工作混合氣加濃時，殘余廢氣的溫度便下降，而發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速升高時則Tr值升高。剩余氣體壓力：由文獻【7】知道，對非增壓和機械式增壓的汽車拖拉機發(fā)動機的來說，其殘余廢氣壓力為：曲軸轉(zhuǎn)速高的發(fā)動機Pr取大些。廢氣渦輪增壓的發(fā)動機，則這里取P=1.05P0=充氣過程開始之前，發(fā)動機氣缸里總是含有一定數(shù)量的殘余廢氣，他們處于燃燒室容積y0之中。剩余氣體壓力值影響因素有氣門數(shù)量及氣門布置形式、進排氣通道的主阻力、配氣相位、增壓特征、發(fā)動機的高速性、負荷情況、冷卻系統(tǒng)及其他許多因素。隨著發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)速降低，殘余廢氣壓力明顯地降低。根據(jù)一些內(nèi)燃機教材上的經(jīng)驗，汽油機排氣終點壓力一般為Pr=1.05P0=2.1.3進氣過程為得到良好的發(fā)動機充氣，在標定速度工況上，對于四沖程汽油機，新鮮充量的預熱溫度AT的數(shù)值如下：(0°C--20°C)。這里取△T=20°C。進氣的充氣密度式中：Pk進氣充氣密度，kg/m3；七為氣體常數(shù)，七=287J/kg.K；其余符號如前所述。進氣壓力損失△Pa由于進氣系統(tǒng)阻力和氣缸中充量運動速度的衰減所引起的壓力損失△Pa，采用某些假設后可以有伯努利方程求得：△P=(P2+Qb兀)①匕廣Pk-10-6度=2.7x702x1.205x10-6/2=0.00797MPa根據(jù)文獻【7】，現(xiàn)代汽車汽油機在額定工況下：(P2+Qb兀)=2.5~4.0及①B兀=50~130m/s，對于進氣系統(tǒng)加工過的內(nèi)表面，可以取(P2+QB兀)=2.7和①*=70m/s。這是根據(jù)發(fā)動機速度工況和考慮到在增壓和非增壓汽油機的進氣系數(shù)不大的B兀流體阻力來選取的。進氣終了壓力：Pa=Pk-△Pa=0.1013-0.00797=0.0933MPa式中：Pa為進氣終了時壓力，單位為MPa；^Pa為進氣壓力損失，單位是MPa；其他符號如前所述。剩余氣體系數(shù)(殘余廢氣系數(shù)丫了)殘余廢氣系數(shù)Yy表征了汽油機氣缸中燃燒產(chǎn)物的排凈程度。丫丫值增大，即表示進氣過程中進入氣缸的新鮮充量減少。若不考慮掃氣及過后充氣293+20 0.106=0.04010x0.0933-0.106 =0.04010x0.0933-0.106式中：T0為初始溫度，單位為K；△T為標定速度工況上溫度變化量，K；￡為壓縮比；Yy為剩余廢氣系數(shù)；其余符號如前所述。四沖程發(fā)動機的丫值與壓縮比￡、進氣終了時的工質(zhì)參數(shù)、轉(zhuǎn)速及其他許多因素有關。隨著壓縮￡及殘余廢氣溫度t丫增大而丫y減小，隨著殘余廢氣壓力和轉(zhuǎn)速n升高而yy增大汽油機yy值處于下列范圍之內(nèi)：0.04~0.10.進氣終了溫度=339k式中：Ta為進氣終了溫度，單位為K；其余符號如前所述。Ta值主要取決于工質(zhì)的溫度，殘余廢氣系數(shù)、以及充量被加熱的程度，在較小的程度上也與殘余廢氣的溫度有關?，F(xiàn)代四沖程發(fā)動機的進氣終了溫度的范圍為320~400k。充量系數(shù)充量系數(shù)是表征進氣過程特征的最重要參數(shù)，它是進入氣缸的實際新鮮充量的數(shù)量，與氣缸內(nèi)溫度與壓力與周圍介質(zhì)或吸入氣缸前的介質(zhì)溫度和壓力相等時，氣缸工作容積中可能容納的充量的數(shù)量之比，是衡量內(nèi)燃機充氣性能的一個重要指標。不考慮掃氣和過后充氣的四沖程汽油機充量系數(shù)為：293x(10x0.0933-0.106)M==0.849=(293+20)x(10-1)x0.1013式中：ny為充量系數(shù)；其余符號如前所述。充量系數(shù)值的大小，主要取決于汽油機的沖程、高速性及配氣系統(tǒng)的完善程度。參考文獻【7】可知各種型號的汽車發(fā)動機，在全負荷工作時其充量系數(shù)門y處于下列范圍之內(nèi)：汽油機0.70~0.90壓縮過程的計算，歸結(jié)為求解壓縮過程的平均多變指數(shù)n1、壓縮終了參數(shù)(尸g及Tg)以及確定壓縮終了時工質(zhì)的比熱(mc「〃。壓縮絕熱指數(shù)和多變平均指數(shù)在汽油機的標定工況工作時，可以取壓縮多變指數(shù)近似的等于絕熱指數(shù)。在￡=10，七=339K條件下，，由文獻【7】得：絕熱指數(shù)n1=1.375,多變平均指數(shù)n1-k1=1.375。壓縮終了壓力和溫度壓縮終了壓力

0.09330.0933X101.375=2.21MPa式中：PG為壓縮終了壓力，單位為MPa；其余符號如前所述。壓縮終了溫度=339X101.375-1=804K式中：Tg為壓縮終了溫度，k；其余符號如前所述。壓縮終點平均摩爾比熱1)新鮮混合氣體(空氣)查文獻【7】可知(mc(mc)t=20-6+2-638X10-"g=20.6+2.638X10-3=20.6+2.638X10-3(804-273)=22KJ/Kmol.°C式中：(mev)"為新鮮混合氣體平均摩爾比熱，單位KJ/Kmol.C；其余符號如前所述。2)剩余氣體由口由口=0.9,"=631C，按文獻【7】用插值法確定:=24.402(mcv")tcKJ/Kmol.C3)工作混合氣按文獻【7】，工作混合氣的平均摩爾比熱可按下列方程求解:= 1 (22+0.040x24.402)=1+0.040=22.092KJ/Kmol.C式中：(mc')tc為工作混合氣平均摩爾比熱，式中：(mc')tc為工作混合氣平均摩爾比熱，KJ/Kmol.C；其余符號如前所述。v10汽油機理論混合氣分子變更系數(shù)汽油機實際混合氣分子變更系數(shù)汽油機工作混合氣燃燒的熱量H u M1(1+Y)Hpab?cm43960=91889KJ/Kmol0.46x(1+0.040) kj,w。1式中：Hu(4)汽油機燃燒產(chǎn)物平均摩爾熱值為汽油機燃料低熱值Hu=43960KJ/kg；其余符號如前所述。M(mcM(mc")t+M(mc")t]M(mcH2VH210 N2 VH210)+0.06539x[0.05702x(39.123+0.003349t)+0.06539x0.50942=24.462+0.00205tz汽油機發(fā)動機在全負荷工作時1z在0.8~0.95范圍內(nèi)變動。取1z=0.9.汽油機壓力升高比主要取決于燃料循環(huán)供給量和燃燒室形狀等因素，燃燒最高壓力最高不超過1廣12MPa。汽油機的壓力升高比人一般在3.2~4.2之間。參考文獻【7】本設計取人=3.6.燃燒過程終了溫度燃燒過程終了溫度計算公式為：1H+[(mc')tc+8.315人]t+2270以—p)=p(mc")tztz pab?cm vt G Ptz0 0式中：tz為燃燒終了溫度，k；p為實際混合氣變更系數(shù)；力為壓力升高比；其余符號如前所述。代入數(shù)據(jù)得到：0.9x91889+(22.092+8.315x3.6)x631+2270(3.6—1.145)=1.145x(32.777+0.00205t)t整理得：=2745°C汽油機最高燃燒壓力式中：P為最高燃燒壓力，MPa；其余符號如前所述。汽油機預脹比(初期膨脹比)式中：P為汽油機預脹比；其他符號如前所述。汽油機過后膨脹比：汽油機平均絕熱膨脹指數(shù)和膨脹多變指數(shù)用以下方式選取。在標定工況下，考慮到足夠大的氣缸尺寸可以取膨脹多變指數(shù)稍小于膨脹絕熱指數(shù)。參考文獻【7】查圖：k2=1.256,取n2=1.252，得到汽油機膨脹終了壓力和溫度：=0.556MPa-=Pz=7.96b5n2 8.381.252=0.556MPa式中：P為膨脹終了壓力，MPa；其余符號如前所述。b汽油機膨脹終了溫度：式中：Tb為膨脹終了溫度，K；其余符號如前所述。取汽油機剩余氣體溫度校核：計算兩者誤差為：根據(jù)資料知道，允許誤差為土5%，所以，誤差在允許范圍內(nèi)。2.2工作循環(huán)參數(shù)（1） 理論平均指示壓力式中：P'為理論平均指示壓力，MPa；其余參數(shù)如前所述。（2） 汽油機平均指示壓力由文獻【7】取豐滿系數(shù)中n=0.97，則：（3） 汽油機指示效率式中：門.為汽油機指示效率；P.為平均指示壓力，MPa；a為過量空氣系數(shù)；Z0為所需理論空氣量；其余符號如前所述。（4） 汽油機指示燃料消耗率式中：g.為指示燃料消耗率，g/KW.h；其余符號如前所述。（1） 機械損失的平均壓力據(jù)文獻【7】有式中：Pm為機械損失平均壓力，MPa；其余符號如前所述。（2） 汽油機平均有效壓力和機械效率平均有效壓力：式中：Pe為平均有效壓力，MPa；其余符號如前所述。機械效率：式中：門為機械效率；其余符號如前所述m（3） 汽油機有效效率和有效燃燒效率有效效率：式中：門為有效效率；其余符號如前所述。e有效燃料消耗率：式中：ge為有效燃料消耗率，g/KW.h；其余符號如前所述。2.2.3發(fā)動機的部分重要參數(shù)（1） 活塞面積式中：Fn為活塞面積，mm2；其余符號如前所述。（2） 活塞平均速度式中：^m為活塞平均速度，m/s；n為曲軸轉(zhuǎn)速，r/min；其余符號如前所述。

Me) Me) = 3.14X5500=57.2N-m_57.2N-m（3）有效功率式中：Ne為有效功M_30000N_30000x32.92e U_57.2N-m（3）有效功率式中：Ne為有效功率，KW；其余符號如前所述。⑷扭矩式中：Me為發(fā)動機扭矩，N.m；其余符號如前所述。（5）耗油量式中：Gt為油耗量，kg/h；ge為有效燃料消耗率，g/KW.h；其余符號如前所述。（6）發(fā)動機的升功率式中：N.為發(fā)動機升功率，KW/L;其余符號如前所述。2.3示功圖的繪制內(nèi)燃機的示功圖可以利用工作過程的數(shù)據(jù)來計算。選取活塞行程比例尺M=1；選5取壓力的比例尺M=°.1。p示功圖上相當于氣缸工作容積的長度為：示功圖上相當于燃燒室容積的長度為：壓縮和膨脹多變曲線可以用分析法來制取，對布置在燃燒室容積U0和總?cè)莘eU.之間的中間容積各點的技術按多變曲線方程PVn1_常數(shù)進行。（1） 示功圖最大高度（點Z'和Z）和按縱坐標軸線Z點的位置式中：Mp為示功圖壓力比例尺；其余符號如前所述。（2） 壓縮多變曲線各點計算公式式中：Px為壓縮多變曲線各點壓力，MPa；Vx為壓縮多變曲線各點容積，mm3；U./V^在1~10之間變化。（3） 膨脹多變曲線各點計算公式式中：Px為壓縮多變曲線各點壓力，MPa；Vx為壓縮多變曲線各點容積，mm3；V^/V,在1~10之間變化。在用分析法繪制示功圖時，可以采用列表的方法確定壓縮和膨脹多變曲線上各計算點的縱坐標。將示功圖個點計算結(jié)果列表2、表3如下:

表3壓縮多變曲線各點計算點橫0點坐標/mm18.61023.7122.122.2129.56920.5219.141.91310.75817.4516.281.63412.29714.5213.551.35514.33611.7510.961.10617.259.148.530.85721.546.736.280.63828.6734.534.230.4294322.592.420.241086110.930.09表4膨脹多變曲線各點0點計算點橫坐標/mm18.61014.3279.647.9629.56912.5569.806.98310.75810.8360.236.02412.2979.1650.955.09514.3367.5642.024.20617.256.0133.443.34721.544.5525.292.53828.6733.1717.641.7694321.9110.621.0610 86 1 0.81 4.46 0.45示功圖的繪制如圖3所示：圖3汽油機示功圖2.4熱平衡（1） 加入汽油機的燃料的總熱量式中：Q0為燃料總熱量。J/s；G^為油耗量，kg/h；Hu為汽油燃料低熱值，J/kg。（2） 汽油機單位時間內(nèi)有效功相當?shù)臒崃渴街校篞e為有效功相當?shù)臒崃?，j/kg；其余符號如前所述。（3） 汽油機傳給冷卻介質(zhì)的熱量Qhb式中：Qb為發(fā)動機傳給冷卻介質(zhì)的熱量，J/kg；C為比例系數(shù)，查文獻【7】知道，四沖程發(fā)動機C=0.45~0.53；m為冪指數(shù)，四沖程發(fā)動機m=0.6~0.7；其余符號如前所述。取C=0.5，m=0.65，D=68mm，則可以得到：（4） 廢氣帶走的熱量式中：Qy為廢氣帶走的熱量，j/kg；其余符號如前所述。t廣Ty-273=1000-273=727笆在a=0.9，ty=727?！銜r，查文獻【7】運用插值法得到：在a=0.9，tk=七-273=293-273=20?！銜r，查文獻【7】運用插值法得到：=126210J/s（5）其它熱損失=263760-（32920+49294+88969）=92577J/s式中：QOCT為其它熱損失，J/s；其余符號如前所述。對發(fā)動機熱平衡進行分析，并計算出各部分熱量占輸入燃料的總熱量的百分比，有助于設計時有針對性的降低熱消耗，從而提高發(fā)動機的整機熱效率。熱平衡組成列表4表5熱平衡組成熱平衡組成百分比/%有效功當量的熱量3292012.48傳給冷卻介質(zhì)的熱量4929418.89廢氣帶走的熱量8896933.73其它的熱損失熱量9257735.10發(fā)動機燃料總熱量2637601002.5外特性計算及曲線繪制在繪制新設計的發(fā)動機外特性時，常常利用熱計算的結(jié)果，而所進行的熱計算是針對著發(fā)動機滿負荷工作的一些規(guī)范。但是這個速度特性的計算方法只有按發(fā)動機在不該速度工況上工作的一系列參數(shù)，在具有足夠完整實驗數(shù)據(jù)的情況下，才能得出可靠結(jié)果。按發(fā)動機佛你工作的有關工況-最大功率功功率工況進行熱計算的結(jié)果和利用經(jīng)驗關系的曲線，可以繪制發(fā)動機外特性并具有足夠的精確性。進行外特性曲線的繪制，以汽油發(fā)動機的不同轉(zhuǎn)速取各個工況點，變化范圍從n.=600~1000/min到n=1.05?1.20n^。最高曲軸轉(zhuǎn)速受限于：工作過程質(zhì)量歷程的條件、零件的熱應力及慣性力的容許值等，最低的-在滿負荷時有發(fā)動機穩(wěn)定工作條件確定。（1） 有效功率曲線的計算點每經(jīng)過500?1000r/min按以下經(jīng)驗關系式來確定：（2） 有效扭矩曲線的點按以下公式確定：（3） 計算點的平均有效壓力按以下公式確定：（4） 活塞平均速度：（5） 機械損失平均壓力：（6） 平均指示壓力曲線按公式求出：（7） 指示扭矩計算點由公式確定：（8） 燃料有效油耗率：（9） 每小時油耗量：在汽油發(fā)動機按