1、精選優質文檔-傾情為你奉上中南大學內燃機課程設計說明書課 題 車用汽油機熱力設計 學 院 能源科學與工程學院學生姓名 羅紫英指導教師 蔣受寶專業班級 熱動工程試驗1301班學 號 2016年9月9日專心-專注-專業目錄課程設計任務書內燃機課程設計任務書一、題目：車用汽油機熱力設計二、給定參數：1. 發動機排量：3.2L。2汽油重量成分：C0.855 ，H=0.145， O=0.000。3汽油的低位發熱值：Hu=43070kJ/kg。三、設計內容1方案選擇及總體設計（確定主要性能參數和結構參數）。2工作循環計算（包括最低轉速、最大扭矩、最大功率、最高速度工況）與示功圖。3熱平衡計算與熱平衡圖。4

2、外特性計算與外特性曲線圖。5繪制連桿零件圖（A2）。四、設計要求1編寫設計計算說明書一份，1.2萬字左右（2025頁）。2用計算機書寫文本，用AutoCAD繪圖。3公式要有出處，符號要有說明。1 方案選擇及總體設計內燃機總體設計和方案選擇是設計工作的第一階段，在產品總體設計中要選擇和確定內燃機的主要設計參數，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 汽油機主要參數的確定1.1.1 沖程數的選擇四沖程二沖程汽油機和四沖程汽油機相比，盡管當二沖程發動機的工

3、作容積和轉速與四沖程發動機相同時，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，其工作運轉較均勻平穩；并且其構造簡單，質量小，使用方便。但同時二沖程相比四沖程有以下主要缺點： 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（活塞頂的平均溫度比四沖程汽油機約高5060）,而且氣缸內壓力總是大于一個大氣壓，使活塞環在環槽中活動性減小，積碳不易排除，容易使活塞環失去工作能力；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量差，使燃燒條件變差，同時帶動換氣泵也需要消耗一部分功率，且有一部分新鮮可燃混合氣

4、隨同廢氣排出，因此其燃油經濟性比較差。 3) 二沖程汽油機熱負荷較高，因而對機油質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，在本設計中選四沖程汽油機（=4）。1.1.2 氣缸數和布置方式的選擇六缸、直列式發動機的汽缸數和氣缸布置方式，對其外形尺寸、平衡性和制造成本等都有很大影響。汽車發動機是按發動機排量分等級的，例如1L、2L、2.5L等指的就是發動機的排量。由于發動機排量等于氣缸的排量與氣缸數的乘積，而氣缸排

5、量又是活塞頂面面積與發動機活塞行程的乘積，所以，在發動機排量相等的條件下，氣缸數越多，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，則內燃機的升功率和缸數的平方成正比。也就是說多缸發動機比較緊湊輕巧，往復質量平穩性好，轉矩勻稱性得到改善，使多缸發動機運轉平順，而且啟動容易，加速響應性好。同時發動機的轉速也可以高些，升功率也提高，但是，隨著氣缸數的增加，發動機零件數量增加，結構復雜，可靠度下降，質量和尺寸相對增大，制造成本也相應提高。 汽車發動機的氣缸數量有2缸、3缸、4缸、5缸、6缸、8缸、12缸等，其中3、4、6、8缸最多。 對汽車發動機來說，一

6、般采用兩種氣缸排列方式，一種是單列式，亦稱L式，其特點是結構簡單，可以使用一個整體式氣缸蓋，單列式發動機可以是氣缸直列的（即直列式發動機）；也可以是斜置式或水平安置的， 圖1-1直列式 圖1-2 V形發動機中氣缸直列的和斜置的比較多。另 外一種氣缸排列方式是兩列氣缸成V型布置的V型發動機，其特點是總體結構比較緊湊，由于發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。當V型夾角為180°時，則稱對置式發動機，在汽車里用得較少。 六缸以下的發動機絕大多數是單列的，其氣缸軸線坐在平面與地面垂直或傾斜的角度，后者是為了

7、降低發動機的總高度多用于小轎車。氣缸軸臥式內燃機，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以下的轎車發動機絕大多數是L3發動機（單列式3缸發動機）；而排量在1L和2L且發動機前置并前驅的轎車和輕型貨車大多數采用L4發動機；L5發動機常用在發動機前置，而用L4發動機長度太小，用L6發動機長度又太長的場合，但L5發動機平衡性差，需加上一套比較復雜的平衡機構，所以相對來說，用的比較少；L6發動機常用在排量為2L-3L的中高級轎車的增壓發動機和中型以上的各種客貨載重車的自然吸氣和增壓發動機上，其

8、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°夾角的V型機是現在比較普遍的，由于夾角比90°的V型機要小，所以曲軸受發動機的剪力要小些，所以曲軸制造相對簡單些，90°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動機的高度，從而降低整個發動機倉的高度，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6缸，即i=6，直列式內燃機。1.1.3 行程及其缸徑的比值行程S及其缸徑D的比值S/D是對汽油機結構和

9、性能有重大影響的參數。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汽油機的噪聲。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容積與壓縮容積比值，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。目前高速柴油機來說S/D值在0.91.15范圍內，中速柴

10、油機為11.25，低速柴油機則為1.62.2，汽油機的S/D則在0.81.2范圍內（參考文獻1）。本次采用的是S/D=1.10。1.1.4 缸徑和行程 由，代入S/D=1.10，i=6，V=3.2L得： D=85mm，S=94mm1.1.5 活塞平均速度 活塞平均速度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構形式影響很大。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、質量輕。在活塞行程確定后，活塞平均速度可由公式=Sn/30求得。本設計?。侯~定轉速n=5000rpm，可得本設計活塞平均速度為=15.7m/s

11、；怠速轉速n=900rpm,可得本設計活塞平均速度為=2.82m/s；最大扭矩轉速n=2500rpm,可得本設計活塞平均速度為=7.83m/s；最大功率（速度）工況n=6000rpm,可得本設計活塞平均速度為=18.8m/s；提高活塞平均速度受到下列因素的限制：提高活塞平均速度，使運動件的慣性力增大，同時活塞、氣缸和氣缸蓋的熱負荷也相應增加。提高活塞平均速度使汽油機零件的磨損加快，縮短了汽油機的大修期?；钊骄俣鹊奶岣?，使摩擦功率損失迅速增加，機械效率降低，燃油消耗率升高。進、排氣阻力隨著活塞平均速度的提高而增加，使充氣效率降低。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

12、般汽油機總噪聲強度約與轉速的三次方成正比。1.1.6 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，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：為氣缸中心距單位：mm；為主軸承長度單位：mm；為曲柄銷長度單位：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

13、，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。目前汽油機的/D值：其值一般在1.161.22之間（參考文獻6），本次設計取1.20。 故本設計中/D取1.20，=1.20*85=102mm。1.1.7 曲柄半徑和連桿長度比 曲柄半徑和連桿長度比，即，是一項確定連桿長度的重要參數，行程S確定以后，選擇主要考慮以下因素： 1) 選擇較大的值，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) 較大的值，雖縮短了連桿長度，但增加連桿擺角

14、和活塞側壓力，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。 小型高速化汽油機值較高，一般在0.270.31之間（參考文獻6）。 根據本機特點，本設計選值為0.3。 由活塞行程S可知：曲軸半徑R=S/2=94/2=47mm，可知連桿長度l=R/=47/0.3=156.67mm。1.1.8 燃燒室的選擇燃燒室設計直接影響到發動機的充量系數，火焰傳播速率及放熱率，傳熱損失及爆燃，從而影響發動機的性能。對燃燒室有兩點基本要求：一是結構盡可能緊湊，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

15、合氣燃燒速度，保證混合氣得到及時和充分的燃燒。車用汽油機的典型燃燒室形狀有以下類型： 1) 楔形燃燒室，這是車用汽油機采用比較廣泛的燃燒室，這種燃燒室有較高的動力性和經濟性，但由于混合氣過分集中在火花塞處，使初期燃燒速率和壓力升高比大，工作顯得粗暴一些。 2) 浴盆形燃燒室，有擠氣面積，但由于燃燒室的形狀，擠氣的效果比較差，火焰傳播距離比較長，燃燒速率比較低，燃燒時間長，且浴盆形燃燒室的面容比F/V較大，對HC的排放是不利的，但壓力升高比低，工作柔和，NOx排放低。 3) 碗形燃燒室，全部機加工而成，有精確的形狀和容積，燃燒室表面光滑，緊湊，擠流效果好，壓縮比可高達11。 4) 半球形燃燒室，

16、由于具有弧形氣缸蓋而特別適合于二沖程汽油機，因此各種用途的二沖程汽油機都采用半球形燃燒室。 5) 其他燃燒室類型。 綜上所述，設計采用半球型燃燒室。1.1.9 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構尺寸。在一定范圍內，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狀、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612之間。根據國內外市場上本機型的技術特點，本設計取值為9.0。1.1.1

17、0 發火次序的選擇汽油機的發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。隨著氣缸數目的增加，汽油機的發火次序可有更多的方案。選擇發火次序時，主要考慮以下因素： 1)平衡性能和曲柄排列 發火次序和曲柄排列的關系密切，一定的發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)扭轉振動性能 在不同的共振轉速下，扭振振幅的相對值決定于各臨界轉速下各缸輸入能量的相對矢量和的大小，而相對矢量的大小部分地決定于單缸切向力簡諧分量相對值的大小，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，相鄰氣缸間發火間隔角也盡可

18、能大些。 總之在選擇發火次序的時候，首先考慮發動機的平衡和軸系的扭轉振動。一般情況下，先按發動機的平衡性能，選擇曲柄的排列型式，然后按扭振性能、軸承負荷和排氣管布置來確定發火次序。 根據本機特點，設計選取的發火次序為：1-5-3-6-2-4。現將本設計的方案選擇列表如下表1-1:表1 方案選擇結果 技術參數選擇結果技術參數選擇結果氣缸數i6行程缸徑比S/D1.10活塞平均速度15.7氣缸布置型式單列直列式沖程數4氣缸中心距/mm102中心距缸徑比1.20壓縮比9.0連桿長度與曲柄半徑比0.3發火次序1-5-3-6-2-4活塞行程S/mm941.2 汽油機的總體布置（1）汽油機總體布置的一般要求

19、如下： 1）布置緊湊，外形尺寸小，外觀整齊，外接管路盡量少。 2）經常需要保養的零部件，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。對經常檢查調整的氣門間隙和噴油提前角等有關零部件應考慮到調整和拆裝方便。 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行產品系列化、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 直列式汽油機凸輪軸的橫向位置，在不與曲柄連桿機構相碰

20、的條件下，應盡可能靠近 氣缸中心線。本設計凸輪軸布置在氣缸蓋上部，直接驅動氣門，其配氣結構質量最小，適用于高速汽油機。 2）噴油泵的布置 本設計采用一只整體泵，布置在汽油機的側面。噴油器和噴油泵布置在同側，縮短高油管的長度。 3）齒輪傳動機構的布置 由于傳動齒輪布置在自由端的優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，多用于中小功率汽油機。故本設計采用此種布置方式。 4）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，這種布置的優點是機油泵無需油封機構，軸承潤滑條件好，機油泵安裝位置較低，汽油

21、機啟動后，瞬時既能吸上機油。 5）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，在水泵體上設有旁泄孔，漏出封水圈的水可有旁泄孔排出，以便及時發現漏水并加以檢修。通常將水泵布置在汽油機的外部。1.3 本章小結 本章通過對汽油機重要參數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，得出了具體參數和發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=1.10，活塞平均速度=15.7m/s，氣缸布置型式為單列式，壓縮比為=9.0，氣缸中心距=102mm，曲柄連桿比為=0.3，為半球形燃燒室，發火次序為1-5-3-6-2-4。2 熱計算與熱平衡 內

22、燃機的主要參數是通過對其進行熱計算而得到的，因此，在設計發動機時，首先要選取一些基本參數并對其進行熱計算，在計算中要引進一些必要的基本原則作為選取原始參數的依據，無論是發動機的熱計算，還是發動機的后續計算都可以采用這些參數。 對于車用汽油機的熱計算，其主要設計參數為六個氣缸（i=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動機的主要參數以及校核現實工作汽油機實際循環的完善程度。 本章節將從以下幾個方面來進行計算分析：燃料、工質參數、周圍介質參數和剩余氣體、進氣過程、壓縮過程、燃燒過程、膨脹過程、工作循環指示參數、發動機有效指標、汽油機示功圖的繪制、熱平衡、汽油機外特性計算等方面。2

23、.1 熱計算2.1.1 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 ,O=0.000 燃料低位發熱值： =43070kJ/kg。（1）工質參數燃燒1Kg汽油燃料，理論上所必須的空氣量 =1.193*( =0.513 式中、分別為三種元素質量比。過量空氣系數是燃燒1kg燃料時，實際空氣量L與理論空氣量之比。降低值是強化發動機工作過程的有效方法之一，對于給定功率的發動機，減小過量空氣系數，則可以減小氣缸尺寸。但是隨著的降低，會引起燃燒不完全，惡化了經濟性，并增大發動機的熱應力。汽油機的取值范圍一般是0.80.96之間（參考文獻9）。 本設計取=0.4(怠速），

24、0.85（最大扭矩），0.95（額定工況），0.8（最大轉速）。（2） 新鮮充量 =0.513（3）燃燒產物單獨成分數量 =0.142-0.071kmol/kg=0.142-0.142kmol/kg=0.001+0.071kmol/kg=0.071-0.071kmol/kg=0.406kmol/kg 式中：0.208為1kmol容積的空氣中氧氣所占的比例;0.792為1kmol容積的空氣中氮氣所占的比例；K 為常數，它與燃燒產物中含有的一氧化碳與.氫的比例有關，汽油K=0.450.5（參考文獻5），取K=0.50。 （3）燃燒產物的總量 =0.143+0.548kmol/kg計算結果求得如下表

25、2-1：表2-1 燃燒產物的成分質量n 9000.600 0.513 0.310 0.014 0.057 0.044 0.028 0.244 0.472 20000.850 0.513 0.440 0.050 0.021 0.061 0.011 0.345 0.609 50000.950 0.513 0.490 0.064 0.007 0.068 0.004 0.386 0.664 60000.800 0.513 0.410 0.043 0.028 0.058 0.014 0.325 0.581 2.1.2 周圍介質參數和剩余氣體 在非增壓發動機工作時，參考本機特點及汽油機一般參考資料，選取參

26、數如下： 周圍介質壓力： 周圍介質溫度： 剩余氣體溫度： 殘余廢氣的溫度是根據發動機型式、壓縮比、轉速及過量空氣系數等因素決定的，其值處于下列范圍：汽油機9001000k，這里取:。 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，而發動機曲軸轉速升高時則Tr值升高。 剩余氣體壓力：Pr=1.05P0=1.05x0.1013=0.106MPa 充氣過程開始之前，發動機氣缸里總是含有一定數量的殘余廢氣，他們處于燃燒室容積V0之中。剩余氣體壓力值影響因素有氣門數量及氣門布置形式、進排氣通道的主阻力、配氣相位、增壓特征、發動機的高速性、負荷情況、冷卻系統及其他許多

27、因素。隨著發動機曲軸轉速降低，殘余廢氣壓力明顯地降低。根據一些內燃機教材上的經驗，汽油機排氣終點壓力一般為Pr=1.05P0=1.05x0.1013=0.106MPa。2.1.3 進氣過程 為得到良好的發動機充氣，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T的數值如下：（0-20）。這里取額定工況T=20。 (1) 進氣的充氣密度r式中：進氣充氣密度，kg/m³；Rg為氣體常數，Rg=287J/kg.K；其余符號如前所述。 (2) 進氣壓力損失Pa 由于進氣系統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： 現代汽車汽油機在額定工

28、況下：=2.54.0及=50130m/s，對于進氣系統加工過的內表面，可以取=2.7和=70m/s。這是根據發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不大的流體阻力來選取的。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。 (3) 剩余氣體系數（殘余廢氣系數） 殘余廢氣系數表征了汽油機氣缸中燃燒產物的排凈程度。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 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；

29、為剩余廢氣系數；其余符號如前所述。 四沖程發動機的值與壓縮比、進氣終了時的工質參數、轉速及其他許多因素有關。隨著壓縮及殘余廢氣溫度Tr增大而減小，隨著殘余廢氣壓力和轉速n升高而增大 汽油機值處于下列范圍之內：0.040.10. (4) 進氣終了溫度 式中：Ta為進氣終了溫度，單位為K；其余符號如前所述。 Ta值主要取決于工質的溫度，殘余廢氣系數、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。現代四沖程發動機的進氣終了溫度的范圍為320400k。 (5) 充量系數 充量系數是表征進氣過程特征的最重要參數，它是進入氣缸的實際新鮮充量的數量，與氣缸內溫度與壓力與周圍介質或吸入氣缸前的介

30、質溫度和壓力相等時，氣缸工作容積中可能容納的充量的數量之比，是衡量內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為： 式中：為充量系數；其余符號如前所述。 充量系數值的大小，主要取決于汽油機的沖程、高速性及配氣系統的完善程度。 各種型號的汽車發動機，在全負荷工作時其充量系數處于下列范圍之內：汽油機 0.700.90(參考文獻7）。2.1.4 壓縮過程 壓縮過程的計算，歸結為求解壓縮過程的平均多變指數n1、壓縮終了參數（PG及TG）以及確定壓縮終了時工質的比熱。(1) 壓縮絕熱指數和多變平均指數 在汽油機的標定工況工作時，可以取壓縮多變指數近似的等于絕熱指數。 在=9.

31、0，Ta=343條件下，取多變平均指數n1=1.37。(2) 壓縮終了壓力和溫度 壓縮終了壓力 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 式中：為壓縮終了溫度，其余符號如前所述。 (3) 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=20.6+2.638*10-3tG =20.6+2.638*10-3(773-273)=21.92kJ/Kmol. 式中：為新鮮混合氣體平均摩爾比熱，單位KJ/Kmol.；其余符號如前所述。 2） 剩余氣體 由=0.95，tG=500,查表可知=24.83 kJ/Kmol. 3） 工作混合氣 按文獻【7】，工作

32、混合氣的平均摩爾比熱可按下列方程求解： 式中：為工作混合氣平均摩爾比熱，；其余符號如前所述。2.1.5 燃燒過程（1）汽油機理論混合氣分子變更系數（2）汽油機實際混合氣分子變更系數 （3）汽油機工作混合氣燃燒的熱量式中：Hu為汽油機燃料低熱值，Hu=43070KJ/kg；其余符號如前所述。（4）汽油機燃燒產物平均摩爾比熱 =19.618+0.00165=+8.315=27.933+0.00165汽油機發動機在全負荷工作時在0.80.95范圍內變動。取=0.9。汽油機壓力升高比主要取決于燃料循環供給量和燃燒室形狀等因素，燃燒最高壓力最高不超過1112MPa。汽油機的壓力升高比一般在3.24.2之

33、間。本設計取=3.6（參考文獻7）.（5）燃燒過程終了溫度 燃燒過程終了溫度計算公式為：式中：tz為燃燒終了溫度，K；為實際混合氣變更系數;為壓力升高比；其余符號如前所述。 代入數據得到： （6）汽油機最高燃燒壓力 PZ=PG=3.61.893=6.81MPa式中：PZ為最高燃燒壓力，MPa；其余符號如前所述。（7）汽油機預脹比（初期膨脹比） 式中：為汽油機預脹比；其他符號如前所述。1.2.2.1.2.1.1.2.1.2.2.1.3.2.1.4.2.1.5.2.1.6 膨脹過程 汽油機過后膨脹比：d 汽油機平均膨脹絕熱膨脹指數和膨脹多變指數用以下方式選取。在標定工況下，考慮足夠大的氣缸尺寸可以

34、取膨脹多變指數稍小于膨脹絕熱指數。取平均多變系數，得到汽油機膨脹終了壓力和溫度：式中：Pb為膨脹終了壓力，MPa；其余符號如前所述。 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： 根據資料知道，允許誤差為5%，所以，誤差在允許范圍內。2.2 工作循環參數2.2.1 發動機指示指標（1）理論平均指示壓力 式中：Pi為理論平均指示壓力，MPa；其余參數如前所述。（2）汽油機平均指示壓力 取豐滿系數=0.97(參考文獻7），則：=0.971.08=1.05MPa（3）汽油機指示效率式中：為汽油機指示效率；為平均指示壓力，MPa；為

35、過量空氣系數；l0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：gi為指示燃料消耗率，g/KW.h；其余符號如前所述。2.2.2 發動機有效指標（1）機械損失的平均壓力 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：=1.05-0.288=0.762MPa 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：h為機械效率；其余符號如前所述。（3）汽油機有效效率和有效燃燒效率 有效效率：h 式中：為有效效率；其余符號如前所述。 有效燃料消耗率： 式中：為有效燃料消耗率，；其余符號如前所述。2.

36、2.3 發動機的部分重要參數（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：vm為活塞平均速度，m/s；n為曲軸轉速，r/min；其余符號如前所述。（3）有效功率 式中Ne為有效功率，KW；其余符號如前所述。（4）扭矩 式中：Me為發動機扭矩，N.m；其余符號如前所述。（5）耗油量GT=Nege=101.6338.710-3=34.4kg/h 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）發動機的升功率 式中: Nn為發動機升功率，KW/L;其余符號如前所述。2.3 示功圖的繪制 內燃機的示功圖可以利用工作過

37、程的數據來計算。選取活塞行程比例尺MS=1；選取壓力的比例尺MP=0.08。 示功圖上相當于氣缸工作容積的長度為：S/MS=94mm 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V0和總容積Va之間的中間容積各點的技術按多變曲線方程PVn1=常數進行。 （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：為壓縮多變曲線各點容積，mm3；Px為壓縮多變曲線各點壓力，MPa；在在19.0之間變化。（3）膨脹多變曲線各點計算公式 式中：為壓縮多變曲線各點容積，m

38、m3；Px為壓縮多變曲線各點壓力，MPa；在在19.0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果列表2-1、表2-2如下：表2-1 壓縮多變曲線各點點計算點橫坐標/mm/mm/MPa111.759.020.2923.631.89213.228.017.2720.131.61315.117.014.3816.751.34417.636.011.4413.381.07521.155.09.0710.630.85626.444.06.687.750.62735.253.04.505.250.42852.882.02.583.

39、000.249105.751.011.130.09表2-2 膨脹多變曲線各點點計算點橫坐標111.759.015.59120.889.67213.228.013.45104.258.34315.117.011.3988.257.06417.636.09.3972.755.82521.155.07.48584.64626.444.05.6643.8753.51735.253.03.9530.6252.45852.882.02.3818.51.489105.751.017.750.62示功圖繪制如圖2-1所示：圖2-1 汽油機示功圖1.1.1.1.2.1.3.2.4 熱平衡（1）加入汽油機的燃料的

40、總熱量=式中：為燃料總熱量。J/s；為油耗量，kg/h；為汽油燃料低熱值，J/kg。（2）汽油機單位時間內有效功相當的熱量 式中：Qe為有效功相當的熱量，J/kg；其余符號如前所述。（3）汽油機傳給冷卻介質的熱量式中：為發動機傳給冷卻介質的熱量，J/kg；C為比例系數，查文獻【7】知道，四沖程發動機C=0.450.53；m為冪指數，四沖程發動機m=0.60.7；其余符號如前所述。 取C=0.5，m=0.65,則可以得到：（4）廢氣帶走的熱量 式中：為廢氣帶走的熱量，J/kg；其余符號如前所述。 在時，查表可得： 在時查文獻【1】運用插值法得到：（5）其它熱損失 式中：為其它熱損失，J/s；其余

41、符號如前所述。 對發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，從而提高發動機的整機熱效率。熱平衡組成表如下表2-3所示：表2-3熱平衡組成熱平衡組成Q/(J·s-1)百分比/%有效功當量的熱量24.69傳給冷卻介質26.73廢氣帶走31.02其他熱損失5948534.13發動機燃料1002.5外特性計算及曲線繪制在繪制新設計的發動機外特性時，常常利用熱計算的結果，而所進行的熱計算是針對著發動機滿負荷工作的一些規范。但是這個速度特性的計算方法只有按發動機在不該速度工況上工作的一系列參數，在具有足夠完整實驗數據的情況下，才能得出可

42、靠結果。按發動機工作的一個工況最大功率功功率工況進行熱計算的結果和利用經驗關系的曲線，可以繪制發動機外特性并具有足夠的精確性。進行外特性曲線的繪制，以汽油發動機的不同轉速取各個工況點，變化范圍從nmin=6001000r/min到nmax=1.051.20nN。最高曲軸轉速受限于：工作過程質量歷程的條件、零件的熱應力及慣性力的容許值等，最低的-在滿負荷時有發動機穩定工作條件確定。（1）有效功率曲線的計算點每經過5001000r/min按以下經驗關系式來確定：（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

43、壓力曲線按公式求出：（7）指示扭矩計算點由公式確定:pt（8）燃料有效油耗率：（9）每小時油耗量：在汽油發動機按速度特性工作時，隨著轉速的提高值有些變稀。汽油機的過量空氣系數一般取，可取值為線性變化，則得到所有計算點用的值。(10)充量系數：計算各特性點數據整理為表2-4.表2-4 外特性曲線各特性點數據100023.57225.190.883.10338.707.98200050.39240.730.946.20298.0615.02300075.59240.730.949.30284.5121.51400094.28225.200.8812.40298.0628.105000101.601

44、94.740.7615.7338.7034.41600092.66147.550.5818.6406.4437.66外特性曲線如圖2-2所示：圖2-2 汽油機外特性曲線圖比較所得數據和按熱計算的結果繪制的曲線（圖7）的基礎上，可以得出以下結論：1)發動機扭矩在轉速較低時隨著轉速的提高而逐漸升高，在轉速達到2400r/min時達到最大值245N.m，隨后隨著轉速的提高而逐漸降低；在發動機的整個轉速范圍內扭矩變化平衡，具有良好的操控性能。2）發動機功率隨著轉速的提高而逐漸增大，在轉速達到5000r/min時達到額定功率，若進一步提高轉速，則功率下降；3）油耗率的變化規律大致為：隨著轉速的提高先降低

45、后升高，高效經濟工作區寬，在20004000r/min工作區內有較經濟的油耗，轉速為3000r/min時油耗率達到最低為338.70g/kW.h。2.6本章小結熱計算從工作參數入手，對周圍介質和剩余氣體的參數進行確定，然后對氣缸的進氣、壓縮、燃燒以及膨脹和排氣四個過程進行詳細的分析計算，進一步確定發動機的工作循環指示參數和有效指標，繪制汽油機的示功圖和外特性曲線，同時進行熱平衡分析。由熱計算得到,工作循環的新鮮充量為M1=0.49kmol/kg，充量系數為，工作循環的剩余氣體系數，汽油機的最高燃燒壓力為，有效效率，有效燃燒消耗率為，活塞平均速度為，有效功率為，耗油量，發動機升功率為。3 活塞計

46、算3.1 概述活塞組件包括活塞，活塞環和活塞銷等零件。這些零件不僅在結構上有聯系，而且還要共同完成一些功能。例如活塞和活塞環一起肩負著密封氣缸，防止燃氣漏向曲軸箱和防止機油竄進氣缸的作用，同時由燃氣傳給活塞的熱量也有相當大的一部分要通過活塞環和活塞裙部傳給缸筒再傳給冷卻水；活塞承受的氣體作用力則要通過活塞銷傳給連桿?；钊陨磉€是曲柄連桿機構的直線導向元件，在一些二沖程發動機中還起著啟動氣口的滑閥作用。活塞組件設計的要求：要以盡可能小的質量達到必要的強度和剛度，完成傳力功能又不發生過大的變形或破裂；要盡可能降低活塞的溫度水平，避免出現局部高溫區，以防止活塞頂部熱裂或活塞膠結，卡死；要保證氣缸密封

47、良好，漏氣很少，同時盡可能降低活塞環與缸筒的摩擦損失；要保證在滑動面有潤滑油膜的同時減少機油上竄；要盡可能減小活塞裙部的配缸間隙，以利于減小漏氣，并減輕對缸壁的撞擊；第一道活塞環，活塞的第一道環槽和裙部都應有很高的耐磨性和抗拉毛性。此處特別強調第一道環和第一道環槽的耐磨性，是因為該環的潤滑條件最差而在壓縮膨脹行程中被較高的氣壓力壓向缸壁，該環槽的溫度很高而其側面卻受較高的氣壓力和摩擦力作用。3.2 活塞的結構形式與材料最常見的汽車發動機活塞是整體鑄造或整體鍛造的鋁合金活塞，其中汽油機活塞出于機械負荷和熱負荷均較低，明顯比汽油機活塞輕巧。鑒于整體鋁合金活塞還是目前汽車發動機中應用最廣的活塞，以下

48、討論針對整體鋁合金活塞。圖3-1中標出了整體鋁合金活塞的主要幾何尺寸。為了使整機結構緊湊，降低整機高度和質量，以及減小往復慣性力，活塞的總高度，特別是壓縮高度宜盡可能小一些。實際上壓縮高度與必要的火力岸高度h，活塞環數目及環高，環岸高，燃燒室凹穴的深度，頂板厚度等有關。圖3-1 活塞主要幾何尺寸 1）活塞總高度H D為氣缸直徑。 2）壓縮高度 3）活塞銷中心線以下的裙部高度 4）裙部高度 5）頂板厚度 6）火力岸高度h 7）第一道環高度 8）活塞銷偏心距e向主推力面偏0.5-1.5mm。 9）活塞銷直徑 10）銷座間距3.2.2 活塞鋁合金材料 應用最廣泛的含的共晶硅鋁合金（國外簡稱合金），其密度和膨脹系數都比鋁銅合金低一些，同時其鑄造性能很好，容易做到鑄件無疏松，由于硅晶體細小而分布均勻，其削切性能也很好。3.3 活塞的傳熱結構與導向結構3.3.1 活塞的傳熱結構活塞傳熱結構的設計目標，一是要降低活塞的熱負荷程度，即降低其最高溫度和各處溫差，二是要提高其熱負荷承受能力。最簡單的油冷措施是向活塞內壁噴油冷卻，可以經連桿中的油道從連桿小頭頂端的油孔噴油（為此連桿軸瓦中間要開一道油槽），也可以通過固定在機體上的噴嘴噴油。在后一種情況下，噴出油柱要有一定速度才能射到活塞上止點，因此要有一定油壓。最好是采用單獨的冷卻油道，并裝有壓力