88q天然气发动机-总体方案设计和计算总体说明书

毕业设计说明书学生姓名学号学院机电工程学院专业年级2011级热能与动力工程2班题目488Q天然气发动机总体方案设计和计算指导教师副教授评阅教师2015年5月摘要随着汽车动力的发展，能源问题已经迫在眉睫，而能源是人类赖以生存和发展的重要物质基础，能源尤其是石油资源的匮乏、全球环境的恶化已成为当今世界社会发展的两大难题。因此，内燃机的替代燃料越来越受到重视。而在众多的的替代燃料中，天然气因其储量大，燃烧清洁，对内燃机改动小，是最有应用前景也是目前使用最多的气体代用燃料。天然气的热值和辛烷值均高于汽油，但又有可比性，因此天然气发动机的设计可参照汽油机的具体结构和参数，在其基础上進行改進，以适应天然气的理化性质，保证发动机能有良好的动力性、经济性和可靠性。本设计是以三菱4G15S汽油机为原型，通过改型设计488Q压缩天然气发动机。本设计说明书包含的内容有488Q天然气发动机总体方案的选型，热力计算、动力计算和部分零部件的强度计算等。关键词天然气；4G15S汽油机；改型；488Q总体设计OVERALLPROGRAMDESIGNANDCALCULATIONOF488QNGENGINEABSTRACTENERGYISANIMPORTANTMATERIALBASEONWHICHHUMANSURVIVALANDDEVELOPMENT,THELACKOFENERGY,ESPECIALLYOILRESOURCESANDTHEDETERIORATIONOFGLOBALENVIRONMENTHAVEBECOMETWOBIGPROBLEMSINTHEWAYOFHUMANSOCIETYSDEVELOPMENTTHUS,ALTERNATIVEENERGIESGAINMOREANDMOREATTENTIONNATURALGASISTHEMOSTPOTENTIALANDWIDELYUSEDALTERNATIVEFUELOFTHEMANYCHOICES,FORITSLARGESCALEOFRESERVES,CLEANBURNINGANDLESSMODIFICATIONTOINTERNALCOMBUSTIONENGINETHECALORIFICVALUEANDOCTANENUMBEROFNGAREHIGHERTHANGASOLINE,BUTTHEYARECOMPARABLE,WHICHALLOWSUSTODESIGNANGENGINECONSULTINGTHESPECIFICSTRUCTUREANDPARAMETERSOFGASOLINEENGINETOADAPTTOTHEPHYSICALANDCHEMICALPROPERTIESOFNATURALGAS,MAKINGSUREITWILLHAVEGOODPOWERPERFORMANCE,FUELECONOMYANDGOODRELIABILITYTHEDESIGNISBASEDONMITSUBISHI4G15SGASOLINEENGINEWHICHISMODIFIEDINTO488QCNGENGINETHEDESIGNSPECIFICATIONCONTAINS488QCNGENGINEOVERALLSCHEMESELECTION,THERMODYNAMICCALCULATION,POWERCALCULATIONANDTHESTRENGTHCALCULATIONOFSOMECOMPONENTSKEYWORDSNATURALGAS4G15SGASOLINEENGINEMODIFICATION488QCNGENGINEOVERALLDESIGN目录1引言611本毕业设计研究的目地和意义62方案选择及总体设计721488Q天然气发动机主要参数的确定7211行程缸径比值7212行程8213活塞平均速度8214气缸中心距及其与缸径的比值9215气缸套壁厚10216曲柄半径和连杆长度比10217燃烧室的选择10218发火次序1122488Q天然气发动机的总体布置12221发动机总体布置的一般要求如下12222总体布置如下1223本章小结133488Q天然气发动机热力计算1331热计算14311燃料燃烧及成分确定14312燃气过程参数的确定与计算15313压缩终点参数的确定16314燃烧过程17315膨胀过程1832工作循环参数19321发动机指示指标19322发动机有效指标1933示功图的绘制214运动学计算2341活塞位移2442活塞瞬时速度245动力学计算2551曲轴连杆机构中的作用力2552机构惯性力266强度计算2761曲轴强度计算2762连杆强度校核2763凸轮轴的强度计算28631弯曲应力的确定287平衡计算2971平衡的基本概念29711平衡的定义29712内燃机振动的原因29713不平衡的危害29714研究平衡的目的和采用的方法3072旋转惯性力的分析30721静平衡和动平衡30722旋转惯性力平衡分析3173单列式内燃机往复惯性力的平衡分析328进排气系统3381概述3382进气系统3383排气系统369配气机构3791概述3792配气机构的特性3793设计步骤3810润滑系统的设计38101发动机的工况及对冷却系统的要求42102冷却系统的总体布置4311供气系统的选择45结论47致谢47参考文献481引言随着汽车行业的发展，对于汽车能源的多样化同样是值得关注的，天然气成为了汽车能源的一种重要途径，天然气发动机是以天然气为燃料的一种气体内燃机，天然气的甲烷含量一般都在90以上，是一种很好的汽车发动机燃料。天然气被世界公认为是最为现实和技术上比较成熟的车用汽油、柴油的代用燃料，天然气汽车已在世界和我国各省市得到了推广应用。用天然气代替常规的汽车燃料具有很多优点。最大的好处在于环保方面，不仅排放性能和压力优异，而且也会降低汽车发动机的噪音；同时天然气汽车只需要在原发动机上加装天然气供给系统，改装方便、成本也会大大降低；相对而言，天然气汽车安全性能也高。天然气是一种高燃点的气体，在通常的温度和压力下比汽油或柴油更加安全，并且天然气本身无毒，无腐蚀性和非致癌的，即使有泄漏也不会造成极大的威胁。据统计我国天然气总资源量为54亿立方米，可采资源总量相当丰富。天然气总量列世界第五、亚洲第一位，因此在我国开发天然气发动机的前景非常好。就目前我国天然气发动机发展上看，大多数是在原汽油发动机的基础上添加天然气供气系统，开发成汽油天然气双用发动机天然气替代率低，同事机械式控制不精确的自身缺陷，实际发动机排放性改善并不大。鉴于这种情况我们以4G15S发动机为参考设计出一台用于经济型轿车的天然气发动机。本次天然气发动机的设计，是站在已有发动机的基础上自主研发的尝试，通过运用合理的结构知识设计一台自主开发的天然气发动机，同时使发动机得到优化，增强发动机的传递能量的能力，使发动机增强其动力性，从而使整车具有更好的动力性和经济性。11本毕业设计研究的目地和意义毕业设计是对学生在毕业前的一次全面训练，以三菱4G15S汽油机为原型，通过改型设计488Q天然气发动机。通过本设计，熟悉内燃机设计中项目计划、工作进度安排、查阅相关资料、方案对比和最终方案确定、设计计算、图纸表达和撰写设计报告、设计答辩等过程，巩固和提高机械设计、内燃机知识、材料知识、工艺知识、计算机绘图和答辩演讲的能力，初步获得运用所学的基础知识和专业知识解决工程实际问题的能力，达到综合锻炼的目地。由于设计项目总体复杂，有难度，需要小组多成员的共同协作配合，通过毕业设计可以培养团队协作精神。12本课题研究的任务和要求（1）要求设计的488Q天然气发动机，具有特征直列4缸，缸径88MM，自然吸气，压缩比125，双顶置凸轮轴摇臂驱动气门，16气门，多点喷射，铝合金机体，干式气缸套，用于经济型轿车配套。（2）充分考虑我国压缩天然气燃料的燃烧特点，动力性能，工作特性和对材质的要求，设计出具有优良动力性和经济性的实用机型，并减轻整机重量。（3）488Q天然气发动机总体方案设计和计算（热力计算、动力计算、强度计算）及各部分结构总体设计，并协调各部分结构的具体设计。2方案选择及总体设计内燃机总体设计和方案选择是设计工作的第一阶段，在产品总体设计中要选择和确定内燃机的主要设计参数，在进行热计算和外特性计算及主要零部件设计前，首先要选择零部件的类型、布局方式。如气缸的布局方式、燃烧室的选择、缸心距的确定、压缩比的选取、活塞行程比的选取、曲柄连杆比的选取等。21488Q天然气发动机主要参数的确定课题任务要求中已给定部分参数，现确定未定参数。211行程缸径比值行程S及其缸径D的比值S/D是对发动机结构和性能有多方面影响的参数。合理地选择S/D应考虑以下因素（1）S/D对升功率PL的影响当M不变时，S/D减小意味着上升，因而与成正比的PL跟着增大，使VNN内燃机更加紧凑轻巧。（2）S/D对燃烧室形状的影响S/D小的短行程内燃机气缸余隙比较扁平，对压缩比高的发动机尤其如此，使燃烧室有效容积比减小，燃烧过程较难组织。对汽油机来说，短行程机的燃烧室也显得不紧凑，燃烧较慢，且HC排放较高。（3）S/D对散热的影响在其他相同的条件下，S/D下降使D增大，使得传到冷却水套的热量减少，活塞组零件的温度上升。（4）S/D对外形尺寸的影响单列式内燃机的总长度主要取决于和D，所以S/D小的短行程内燃机总长I度较大。虽然它高度较小，但这一优点不太明显。因而，单列式内燃机应该用较大的S/D。对双列式内燃机来说，总长度一般取决于曲轴的轴向尺寸，气缸布置比较宽松，所以用短行程结构可以减小内燃机的高度和宽度而不牺牲总长度，获得总体上更好的紧凑性。习惯上称S/D1的内燃机为方形内燃机，S/D1者为长行程机。目前，车用汽油机S/D0912，高速柴油机的S/D1013V型和其他双列式内燃机的S/D值一般要比直列式略小些，风冷机的S/D一般要比液冷式的略大些。本天然气发动机取S/D101。212行程课题要求缸径D88MM,已取定S/D101，则行程S89MM。由此可确定本机工作容积540，排量为2160。SVMLL213活塞平均速度活塞平均速度表征汽油机高速性和强化程度的一项主要指标，对汽油机MV总体设计和主要零件结构形式影响很大。在功率给定以后，若平均有效压力、活塞行程和缸数维持不变，提高活塞平均速度可使气缸直径减小，汽油机体积小、质量轻。在活塞行程确定后，活塞平均温度可由公式SN/30求得。本MVMV设计取额定转速N4000RPM，可得本设计活塞平均速度为119M/S。但的增加受到下列因素的限制MV1）提高活塞平均速度，摩擦损失增加，机械效率下降，活塞组的热负荷M增加，机油温度升高，机油承载能力下降，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。V4）随着活塞平均速度的提高，汽油机的平衡、振动和噪声等问题突出。一般汽油机总噪声强度约与转速的三次方成正比。一般情况下，值为MV汽油机17M/S，摩托车发动机更高一些，可以达到20M/S。柴油机13M/S。MV214气缸中心距及其与缸径的比值气缸中心距其与缸径的比值，是表征汽油机长度的紧凑性和重量指标的重要参数，它与汽油机的强化程度、气缸排列和机体的刚度有关。选择气缸中心距是应考虑以下因素1）确定气缸中心距的大小。首先考虑曲轴的曲柄臂的厚度和主轴颈、曲柄销的长度，是主轴承和连连杆轴承有足够的承压面积，并保证曲轴有良好的强度和刚度。HL210式中为气缸中心距，MM；为主轴承长度，MM；为曲柄销长度，0L1L2LMM；为曲柄臂厚度，MM。H2）气缸套型式和水套的布置。3）气缸盖布置。气缸盖的布置。气缸中心距与气缸盖固定螺栓、进排气道和冷却水道的布置密切相关，并将直接影响汽油机的性能、可靠性和寿命，对缸径较小的多缸汽油机可采用整体式气缸盖以缩小气缸中心距。从增强机体刚度着眼，高速发动机缸心距有缩小的趋势。目前汽油机的值直列式的在DL/0110125之间；V型的在115130之间，本天然气发动机为直列4缸机，干式气缸套，取1113。DL/0215气缸套壁厚干式气缸套的厚度一般为13MM，本机选取缸套壁厚1MM。216曲柄半径和连杆长度比曲柄半径和连杆长度比，即，曲柄半径由可得，是一项LR/2/SR确定连杆长度的重要参数，行程S确定以后，选择主要考虑以下因素1）选择较大的值，使连杆短、重量轻，往复和离心重量小，有利于汽油机高速化，并可降低直列式汽油机的高度，减轻汽油机重量。2）较大的值，虽缩短了连杆长度，但增加连杆摆角和活塞侧压力，对缸套磨损不利。3）在选择连杆长度是，要保证在下止点时不与曲轴平衡块碰，活塞在上止点时曲柄不与缸套相碰。现代内燃机的值一般在025033之间。小型高速化汽油机值较高，一般在027031之间，本机为天然气发动机，参考汽油机，选值为030。217燃烧室的选择燃烧室设计直接影响到发动机的充量系数，火焰传播速率及放热率，传热损失及爆燃，从而影响发动机的性能。对燃烧室有两点基本要求一是结构尽可能紧凑，表面积要小，以减少热量损失及缩短火焰行程；其次是使混合气在压缩终了时具有一定的气流运动，提高混合气燃烧速度，保证混合气得到及时和充分的燃烧。汽油机常用燃烧室形状有以下几种1）楔形燃烧室，其结构简单、紧凑，在压缩终了是能形成挤气涡流；存在较大的激冷面积，对HC排放不利。2）浴盆形燃烧室，其结构较简单，但不够紧凑。3半球形燃烧室，其结构较前两种更紧凑，但因进、排气门分别置于缸盖两侧，故使配气机构较复杂。由于其散热面积小，有利于促进燃料的完全燃烧和减少排气中的有害气体，故现代发动机上用得较多。4碗形燃烧室，碗形燃烧室是布置在活塞中的一个回转体，采用平底气缸盖，工艺性好，但燃烧室在活塞顶内使活塞的高度和质量增加，同时活塞的散热也较差。5蓬形燃烧室，其性能与半球形相似，组织缸内气流进行挤气运动要比半球形容易，燃烧室也可全部加工。是近年来在在高性能多气门轿车发动机上广泛应用的燃烧室。本天然气发动机参考汽油机，设计额定转速为4000RPM，因转速较高，选用蓬型燃烧室。218发火次序发动机的发火顺序与汽油机的运作的均匀性、主轴承和连杆轴承的负荷、轴系的扭振性能密切的关系。随着气缸书目的增加，发动机的发火次序可有更多的方案。选择发火次序时，主要考虑以下因素1平衡性能和曲柄排列发火次序和曲柄排列的关系密切，一定的发火次序具有相应的曲柄排列，曲柄排列确定后，就决定了发动机的平衡情况。2扭转振动能在不同的共振转速，扭振振幅的相对值决定于各临界转速下各缸输入能量的相对矢量和的大小，并和扭振型式有关。3）轴承负荷为减少轴承负荷，相邻两曲柄间的夹角应尽可能大些，相邻气缸间发火间隔角也尽可能大些。总之在选择发火次序的时候，首先考虑发动机的平衡和轴系的扭转振动。一般情况下，先按发动机的平衡性能，选择曲柄的排列型式，然后按扭振性能、轴承负荷和排气管布置来确定发火次序。本机为直列4缸发动机，设计选取的发火次序为1342表21方案选择结果技术参数选择结果技术参数选择结果气缸数4气缸布置型式直列I活塞直径D/MM88行程缸径比101DS/活塞行程S/MM89冲程数4额定转速RPM4000活塞最大平均速度1191/SMV气缸中心距/MM98中心距缸径比1113L0压缩比125连杆长度149L/连杆比03发火次序1342气缸套壁厚1M/22488Q天然气发动机的总体布置221发动机总体布置的一般要求如下（1）布置紧凑，外形尺寸小，外观整齐，外接管路尽量少。（2）经常需要保养得零部件，如机油、燃油、空气的滤清器，以及常用的机油加油口、放水阀和机油油尺等。对经常检查调整的气门间隙和喷油提前角等有关零部件应考虑到调整和拆装方便。（3）应满足用户对汽油机配套所提出的各项合理要求。多种用途发动机的总体布置，首先应满足主要用途的配套要求，还要考虑到变型机型的有关问题。（4）具有良好的加工和装配工艺性。（5）汽油机起吊、存放和安装方便。（6）总体布置要认真贯彻执行产品系列化、零部件通用化和零件标准化。222总体布置如下（1）凸轮轴的布置。本设计要求使用双顶置凸轮轴，配气结构质量小，适用于高速发动机。（2）齿形带传动的布置。因同步齿形带传动效率高，节能效果好，传动比范围大，结构紧凑，维护保养方便，运转费用低，恶劣环境条件下能正常工作等优点，本设计选用齿形带传动。（3）机油泵的布置。机油泵的布置与其传动方法、机油管路布置以及发动机的用途有关。本设计中机油泵总成布置在主轴承端盖上，由曲轴直接驱动，机油泵安装位置较低，发动机启动后，瞬时既能吸上机油。（4）水泵的布置。本设计采用离心式水泵,布置在机体外侧上部，由多楔带驱动。23本章小结本章通过对488Q天然气发动机机重要参数的选择和总体布置两方面进行确定，并对确定原因做出了必要的说明，得出了具体参数（主要是尺寸参数）和发动机总体布置方式。488Q天然气发动机方案为直列4缸，四冲程水冷，干式气缸套，设计行程缸径比为S/D101，活塞最大平均速度119M/S，压缩比为125，气缸MV中心距98MM，曲柄连杆比为03，为蓬形燃烧室，发火次序为1342。0L3488Q天然气发动机热力计算内燃机的主要参数是通过对其进行热计算而得到的，因此，在设计发动机时，首先要选取一些基本参数并对其进行热计算，在计算中要引进一些基本原则作为选取原始参数的依据，无论是发动机的热计算，还是发动机的后续计算都可以采用这些参数。该方法是一种近似的、半经验的估计方法，它是根据热力计算公式，对内燃机各热力参数、指示参数进行计算，其计算结果的精确性依赖于大量经验数据的选择是否恰当，它对内燃机的设计有一定的指导意义。本章节将从以下几个方面来进行计算分析燃料、工质参数、周围介质参数和残余废气、进气过程、压缩过程、燃烧过程、膨胀过程、工作循环指示参数、发动机有效指标、汽油机示功图的绘制等方面。31热计算311燃料燃烧及成分确定（1）工质参数天然气的主要成分为CH4，各组成元素的质量比分别为0750126C12OHCG0254H0126C12OOH查阅相关资料，得压缩天然气的化学计量空燃比1640L压缩天然气低热值50000KJ/KGUH理论空气质量KMOL/KG56029410LL2）过量空气系数A过量空气系数是反映混合器形成、燃烧完善程度及整机性能的一个指标。天然气发动机大部分采用稀薄燃烧技术，与当量燃烧相比发动机缸内燃烧温度较低，可以减小热损失和热负荷，提高热效率、改善燃烧经济性，同时可以较少NOX排放。综合排放性和经济性考虑，取过量空气系数A13）残余废气系数R02930160364593RRRATP4）新鲜空气量1M1060/ALKMOLG5）理论上完全燃烧时的燃烧产物量2M2079236/1CHAGLKL6）理论分子变化系数的计算20163/517M7）实际分子变化系数的计算0/36403641RR312燃气过程参数的确定与计算1进气终点压力和温度的确定APAT为得到良好的发动机充气，在标定速度工况上，在标定速度工况上，对于四冲程汽油机，新鲜充量的预热温度T的数值如下（020）。本机参考汽油机，这里取T20。进气的充气密度6310/28795/SGSPRTKM式中进气充气密度，KG/；为气体常数，287J/KGK。SGGR进气量M1205216026028KGSV进气压力损失AP由于进气系统阻力和气缸中充量运动速度的衰减所引起的压力损失，AP采用某些假设后可以有伯努利方程求得AP2/10622SB570000797MPA现代汽车汽油机在额定工况下2540及2B50130M/S，对于进气系统加工过的内表面，本天然气发动机参考汽油机，B可以取27和70M/S。这是根据发动机速度工况和考虑到2BB在增压和非增压汽油机的进气系数不大的流体阻力来选取的。进气终了压力APSA0101300079700933MPA式中为进气终了时压力，单位为MPA；为进气压力损失，单位是AAPMPA。进气终点温度0/1293649503645ATTK2排气终点压力和温度的确定P四冲程汽油机，015PT1该机型参考汽油机，排气终点压力，温度取056PMPAT1100K。3充气效率的计算VA5125093120364084SVRPT313压缩终点参数的确定平均多变压缩指数主要受工质与汽缸壁间热交换及工质泄露情况的影响。1N凡是使缸壁传热量及气缸工质泄漏量减少的因素均能使提高。当内燃机转速1N提高时，热交换时间缩短、向缸壁传热量及气缸工质泄漏量减少时，则增大；1N当负荷增加、采用空冷、采用大缸径时，气缸温度升高、相对传热损失减小，则增大。此外提高和进气终点温度，则减小。1N1N一般发动机1014，该机型平均多变指数取12。1N1N平均平均多变指数。21K（2）压缩终了压力和温度压缩终了压力AAMPNPP931520931C式中为压缩终了压力，单位为MPA。C压缩终了温度811K12135NTAC式中为压缩终了温度，K。314燃烧过程（1）天然气发动机理论混合气分子变更系数073159063120M（2）天然气发动机实际混合气分子变更系数07103641710（3）天然气发动机工作混合气燃烧的热量KJ/KMOL81356064159301MHUCMPA式中为汽油机燃料低热值，50000KJ/KG。UU（4）燃烧过程终了温度参考汽油机TZ22002800K，根据经验，本设计取TZ2700K（5）汽油机最高燃烧压力汽油机的压力升高比一般在3242之间。考虑到本发动机设计压缩比为125，取32。A176932MPPCZ式中为最高燃烧压力，MPA。ZP（6）天然气发送机预胀比8910810427CZT式中为发动机机预胀比。315膨胀过程发动机过后膨胀比0291489052在标定工况下，考虑到足够大的气缸尺寸可以取膨胀多变指数稍小于膨胀绝热指数。查相关文献得，取，261K251N得到汽油机膨胀终了压力和温度A2700291476512MPPNZB式中为膨胀终了压力，MPA。B发动机膨胀终了温度KTNZ中为膨胀终了温度，K。B取发动机剩余气体温度校核KPTR算两者误差为31105根据资料知道，允许误差为，所以，误差在允许范围内。32工作循环参数321发动机指示指标（1）理论平均指示压力11122NNCMINP5123551504193112MPA78式中为理论平均指示压力，MPA。MI（2）平均指示压力为示功图丰满系数，对于柴油机，其值一般为092098，本设计参考N上述范围取丰满系数，则950NMPAPMINMI93078（3）指示热效率29850215046930CSUAIITHL式中为汽油机指示热效率；为平均指示压力，MPA；为过量空气ITMIPA系数；为化学计量空燃比。0L（4）指示燃油消耗率/32489051636HKWGHBITUI322发动机有效指标（1）平均有效压力MEP机械效率是评定内燃机指示功率转换为有效功率的程度。一般四冲程车用发动机，该机型机械效率取082。908MM平均有效压力AMIMPP76308293PE（2）有效热效率E70829EMIT（3）有效燃油消耗率EB720385/163/106HKWHBUE4有效功率KWNIVPSME543075转矩NMNPTETQ3140595汽车、拖拉机、工程机械和农用动力用内燃机等除对功率和转速有要求外，还要求具有一定的转矩储备，以克服短时间的外界阻力。城市用客载汽车更强调低速转矩特性和低速区燃油经济性，因为在城市交通环境中有50以上的时间运行在低速工况区。表征转矩储备的参数为转矩储备系数，又称为转矩适应性系数，表示最大转矩与标定转速下转矩的比值，即1MAXTQT标定工况转速和最大转矩转速之比称为转速适应性系数，即1MAXTQN汽车汽油机，本设计取，则251M2512513131641NMMAXTQT汽车汽油机，本设计取，则N1NRPMTQ2675/MAX6耗油量HKGBPBQ/107升功率LWIVSL/46250表31488Q天然气发动机参数_技术参数参数值技术参数参数值气缸直径D/MM88额定功率PE/KW550活塞行程S/MM89平均有效压力PM/MPA0763行程缸径比101压缩比125DS/排量V/ML2160额定转速N/RPM4000气缸中心距/MM98最大转矩ME/NM1641中心距缸径比1113最大转矩转速N/RPM2667DL/0缸套壁厚/MM1活塞平均速度1191/SMV曲柄半径R/MM445升功率2546LKWP连杆长度L/MM149耗油量11111/HGB燃烧室形状蓬型33示功图的绘制内燃机的示功图可以利用工作过程的数据来计算。选取活塞行程比例尺；选取压力的比例尺。1SM10PM示功图上相当于气缸工作容积的长度为M89S示功图上相当于燃烧室容积的长度为MMS74152891压缩和膨胀多变曲线可以用分析法来制取，对布置在燃烧室容积和总容CV积之间的中间容积各点的参数按多变曲线方程常数进行。AV1NPV（1）示功图最大高度（点和Z）和按纵坐标轴线Z点的位置MMPPZ24901式中为示功图压力比例尺；其余符号如前所述。（2）压缩多变曲线各点计算公式式中为压缩多变曲线各点压力，MPA；为压缩多变曲线各点容积，XPXV；在1125之间变化。3MXAV/1/NXAXV（3）膨胀多变曲线各点计算公式2/NXBXVP式中为压缩多变曲线各点压力，MPA；为压缩多变曲线各点容积，XX；在1125之间变化。3MXBV/在用分析法绘制示功图时，可以采用列表的方法确定压缩和膨胀多变曲线上各计算点的纵坐标。示功图的绘制如图31所示图31488Q天然气发动机示功图4运动学计算基本参数1缸径D88MM2冲程S2R89MM3曲轴半径RS/2445MM4连杆长L149MM5连杆比036活塞面积FH2054M2D41107转速N4000R/MIN41活塞位移根据活塞的运动规律，计算出活塞的位置随曲轴转角的变化规律其中为曲柄半径和连杆长度的比，取03COSOSRX141为曲轴半径，R445MMR经过计算后的数据和得图表，X位移1001020304050607080901000100200300400500600700800转角位移位移图41活塞位移42活塞瞬时速度根据活塞的位移规律2VRSINI对曲轴转角求倒得到活塞的瞬时速度V随曲轴转角的变化规律经过计算后的数据和得图表。活塞速度403020100102030400100200300400500600700800转角活塞瞬时速度活塞速度图42活塞速度根据活塞的瞬时速度规律，对曲轴转角求倒得到活塞的加速度V随曲轴转角的变化规律22COSRJ加速度1500010000500005000100001500020000250000100200300400500600700800转角加速度加速度图43活塞加速度5动力学计算51曲轴连杆机构中的作用力机构主要受力燃气力PG，机构质量惯性力PJ基本参数1缸径D88MM2冲程S2R89MM3曲轴半径RS/2445MM4连杆长L149MM5连杆比036活塞面积FH2054M2D41107转速N4000R/MIN52机构惯性力1机构运动质量换算由于机构质量分布很复杂，为了便于计算，一般将机构分两个质量系统，往复质量MJM1,旋转质量MRMKM2式中为活塞组件尺寸，M1为连杆组件小头尺寸，MK为一个曲拐质量，M2为连杆组件大头尺寸。根据条件选共晶铝合金活塞组884G，M连杆组M1464G，连杆小头等效质量M1694G，连杆大头等效质量“M2770G曲拐选铸件MK1774GMJM11578G，MRMKM22544G。2机构惯性力计算用公式即可以计算出活塞连杆小头的往复2COSRPJJ惯性力随曲轴转角的变化规律。往复惯性力40000300002000010000010000200003000001020304050607080转角往复惯性力往复惯性力图51往复惯性力6强度计算61曲轴强度计算随着设计分析技术的进步，传统分段计算法已让位于连续梁法和有限元分析法。（1）连续梁法简介多缸机曲轴是静不定的多支撑空间连续梁，曲轴的应力状态与支座弯矩有关，并受支座弹性和轴承孔不同轴度的影响。因此，用连续梁法计算曲轴强度较为合理。（2）曲轴的有限元分析应根据不同的分析目的，结合曲轴的结构与受载特点，相应选择二维变厚度模型或三维模型。3曲轴系统扭转振动计算曲轴扭转振动计算步骤A当量系统换算B自由振动计算C强迫振动计算62连杆强度校核目前，对连杆进行有限元计算已经成为在设计阶段验证其强度和刚度的一种常用手段。在进行有限元计算时，可以根据连杆的工作及受力状况，将连杆简化为已知外载的力学模型。计算载荷就是连杆的最大拉伸载荷PJ和压缩载荷PEJHZCJPFRM12式中PZ缸内最高燃烧压力；FH活塞面积；MH活塞组质量；ML计算截面以上部分连杆质量。因为发动机工作时连杆各个部位的具体载荷其实是不同的，为了反映出连杆各部位应力的真实情况，应在不同部位加上该处的实际载荷，然后再根据该部位的应变量和材料的弹性模量E计算出应力，再校核强度63凸轮轴的强度计算631弯曲应力的确定弯曲应力按下式计算/32241MKGFLDPNB式中凸轮上的作用力（）PKF换算到挺柱端的气门弹簧力（）RGF换算到挺柱端的配气机构总惯性力（）IK换算到挺柱端的汽缸中气体压力与进排气管中气体的压力差与气门头部0P面积的乘积（）KGF两支点之间的距离（MM）（如图61所示）L、由两支点到凸轮之间的距离（MM）12凸轮轴最小直径（MM）BD空心凸轮轴的内径（MM）。NPCPL1L2LDBNSMKSMK9图61计算凸轮轴弯曲、扭转应力与挠度用图凸轮上的作用力P是随着凸轮的旋转而变化的。作出组成作用力P的各分力随凸轮转角而变的力矩图便可选定轴端最危险的计算位置（此时作用力P最大）。这位置一般总在最大正加速度附近的地方，对于增压发动机来说，则在排气门刚开启的附近。被截下轴段的最危险断面是通过凸轮中央的断面。在每一轴段上有着几个，其上力的作用方向通常是不同的。作为计算断面可以选择其上作用力最大的或是离开轴承最远的凸轮的最危险断面。如果凸轮轴上具有驱动喷油泵的凸轮，则这一凸轮的中央断面将是最危险的，因为它所受的载荷最大，并且通常离开轴承也是最远的。由其它平面上作用力而引起的附加弯曲应力不需计及，可以由许用应力值统一考虑。求得H，可以实现液体滑动润滑。H计算摩擦系数F50PF图105轴承的热平衡摩擦功润滑油带走的热量滑动轴承表面散发的热量摩擦功FFV润滑油带走的热量Q为热平衡所需润滑油流量。1TCH滑动轴承表面散发的热量（为润滑油的温度，为轴瓦外1032TDB01T的温度。）10TPCSFFV维持最小油膜所需要的流量（H为油膜压力最大处的21220300VHDYHVFVDYFQXPXPH油膜厚度，V为轴与润滑油接触处的线速度）以上的计算与转速和转速下的机油温度有关，并且和轴瓦的间隙有关。轴瓦间隙与设计时的选材、公差、及温度有关系。下图是曲轴轴瓦与曲轴随温度变化所引起的间隙变化。图1062计算各转速下润滑系统润滑油的消耗总量各转速下机油消耗总量为各轴瓦处机油消耗与机油冷却喷嘴以及VVT所需机油量的总和。3根据各转速下润滑系统润滑油的消耗总量，选择合适机油泵并计算传动比。根据各转速下润滑油的消耗总量，可确定润滑油的最大流量、工作压力、泵的类型及泵的传动比。4油路的设计考虑各点的机油压力需要考虑机油与管壁的摩擦损失及势能增加及速度的变化合理的确定管路的直径。5油底壳的设计。除了发动机运转所必须的油量外，还必须考虑分离及沉积油液中的固体沉淀污物以及消除泡沫、散热和冷却，需要让循环油在油底壳中停留一定时间所需的容积。同时还应保持一定的裕度（一般为油底容积的1/51/4）,以使系统中油回油时不溢出。11冷却系统冷却系统说明内燃机运转时，与高温燃气相接触的零件受到强烈的加热，如不加以适当的冷却，会使内燃机过热，充气系数下降，燃烧不正常（爆燃、早燃等），机油变质和烧损，零件的摩擦和磨损加剧，引起内燃机的动力性、经济性、可靠性和耐久性全面恶化。但是，如果冷却过强，汽油机混合气形成不良，机油被燃烧稀释，柴油机工作粗爆，散热损失和摩擦损失增加，零件的磨损加剧，也会使内燃机工作变坏。因此，冷却系统的主要任务是保证内燃机在最适宜的温度状态下工作。101发动机的工况及对冷却系统的要求一个良好的冷却系统，应满足下列各项要求1）散热能力能满足内燃机在各种工况下运转时的需要。当工况和环境条件变化时，仍能保证内燃机可靠地工作和维持最佳的冷却水温度；2）应在短时间内，排除系统的压力；3）应考虑膨胀空间，一般其容积占总容积的46；4）具有较高的加水速率。初次加注量能达到系统容积的90以上。5）在发动机高速运转，系统压力盖打开时，水泵进口应为正压；6）有一定的缺水工作能力，缺水量大于第一次未加满冷却液的容积；7）设置水温报警装置；8）密封好，不得漏气、漏水；9）冷却系统消耗功率小。启动后，能在短时间内达到正常工作温度。10）使用可靠，寿命长，制造成本低。102冷却系统的总体布置冷却系统总布置主要考虑两方面一是空气流通系统；二是冷却液循环系统。在设计中必须作到提高进风系数和冷却液循环中的散热能力。提高通风系数总的进风口有效面积和散热器正面积之比30。对于空气流通不顺的结构，需要加导风装置使风能有效的吹到散热器的正面积上，提高散热器的利用率。在整车空间布置允许的条件下，尽量增大散热器的迎风面积，减薄芯子厚度。这样可充分利用风扇的风量和车的迎面风，提高散热器的散热效率。一般货车芯厚不超过四排水管，轿车芯厚不超过二排水管。在整车布置中散热系统中，还要考虑散热器和周边的间隙，散热器到保险杠外皮的最小距离100毫米，如果发动机的三元催化在前端的话，还要考虑风扇到三元催化本体距离至少100毫米，到三元催化隔热罩距离至少80毫米。一般三元催化的隔热罩到本体大概有15毫米，隔热罩厚度为051毫米，一般材料为ST12。冷却系的主要设计参数1发动机主要参数类型水冷4冲程，直列4缸SOHCVTEC，16气门横置气缸直径与行程80MM890MM发动机排量2160ML压缩比1251额定功率55KW/4000RPM最大扭矩1641NM/2667RPM在设计或选用冷却部件时应以散入冷却系统的热量Q为原始数据，来计算冷却系统的循环水量和冷却空气量用经验式4774KJ/S41120千卡/小时360525360HPGUEAQWA燃料热能传给冷却系的分数，取同类机型的统计量，汽油机A023030，取A025燃料消耗率，KG/KWH；汽油机02050320取025EG发动机有效功率P若水冷式机油散热器，要增加散热量，增大510WQ在算出发动机所需的散走的热量后，可计算冷却水循环量MIN/514287104TLCRQVW冷却水循环的容许温升（），取68水的密度，（1000KG/）R3水比热（4187KJ/KG）WC实际冷却水循环量为MIN/172LVWP冷却空气需要量SCRTQVPAW/504173A散热器前后流动空气的温度差，取20C空气密度，一般取101KG/ARAR3M空气的定压比热，可取1047KJ/KGPPA2冷却液的选择液体冷却内燃机所使用的冷却液含有防冻添加剂及防止金属产生锈蚀的添加剂，这些添加剂和水组成的液体通称为防冻液。1防冻液所要求的性能防冻性即在冬天0以下不结冰，地区不同，防冻要求不同；C防蚀性不能腐蚀冷却系统的金属；热传导性即传热性能优良；不变质也不腐蚀橡胶、树脂。发动机冷却系统除了正常的冷却缸体缸盖等零件以外，还需要对机油和增压器进行冷却，具体冷却水路以及组成参照BRILLIANCE发动机冷却系统如图101所示。图101发动机冷却系统2发动机冷却系统的边界条件如下1最大冷却温度110；2水箱允许最大冷却液流量180L/MIN；3冷却循环允许压力降低范围05BAR；4进风口允许最高进气温度60，基于环境最高温度40加上散热器加热11气温度20。11供气系统的选择目前天然气供气形式有缸外供气方式和缸内供气方式两大类。前者主要包括进气道混合器预混合供气和缸外进气阀处喷射供气；后者主要包括缸内低压喷射供气和高压喷射供气。本机缸外进气阀处喷射供气方式。本供气系统基本原理为高压的压缩天然气从储气钢瓶出来，经过天然气滤清器过滤后，经高压电磁阀进入高压减压器，高压电磁阀的开合由ECM控制，高压减压器的作用是将高压的压缩天然气（工作压力200BAR3