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摘要摘要OverallProgramDesignandCalculationof488QOverallNaturalGas;4G15SGasolineEngine;Modification;488QCNGOverallProgramDesignandCalculationof488QOverallNaturalGas;4G15SGasolineEngine;Modification;488QCNGthermodynamiccalculation,powercalculationandthestrengthcalculationof Mitsubishi4G15Sgasolineenginewhichismodifiedinto488QCNGgoodpowerperformance,fueleconomyandgoodreliability.Thedesignisbasedtoadapttothephysicalandchemicalpropertiesofnaturalgas,makingsureitwilldesignaNGengineconsultingthespecificstructureandparametersofgasolinenumberofNGarehigherthangasoline,buttheyarecomparable,whichallowsusandlessmodificationtointernalcombustionengine.Thecalorificvalueandusedalternativefuelofthemanychoices,foritslargescaleofreserves,clean-energiesgainmoreandmoreattention.NaturalGasisthemostpotentialandbecometwobigproblemsinthewayofhumansociety’sEnergyisanimportantmaterialbaseonwhichhumansurvivaland目录1引 目录1引 2 行 热计 2.3 活塞位 强度计 平衡计 4567 8.1概 进气系 排气系 配气机 9.1.概 设计步 结 致 参考文 11本毕业设计研究的目地和意义通过改型设计488Q天然气发动机。通过本设计，熟悉内燃机设计中项目计划、 （3）488Q天然气发动机—总体方案设计和计算（热力计算、动力计2选计天然气发动机主要参数的确定行程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（1）S/D对升功率PL当vm不变时，S/D（1）S/D对升功率PL当vm不变时，S/D减小意味着n上升，因而与n成正比的PL跟着增大，使内（2）S/DS/D单列式内燃机的总长度主要取决于iDS/D小的短行程内燃机总长大的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，气缸布习惯上称S/D1的内燃机为方形内燃机，S/D1者为短行程机，S/D1者为长行程机。目前，车用汽油机S/D0.9~1.2，高速柴油机的S/D1.0~1.3.V型冷式的略大些。本天然气发动机取S/D=1.01课题要求缸径D88mm已取定S/D1.01，则行程S89mm=活塞平均速度vm质量轻。在活塞行程确定后，活塞平均温度vm可由公式vm=Sn/30取额定转速n=4000rpm，可得本设计活塞平均速度质量轻。在活塞行程确定后，活塞平均温度vm可由公式vm=Sn/30取额定转速n=4000rpm，可得本设计活塞平均速度为vm=11.9m/s但vm的增加受到下列因素的限制1）提高活塞平均速度，摩擦损失增加，机械效率下降，活塞组3）进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率下降一般vm值为柴油机vm≤13m/sL0L1L2式中：L0为气缸中心距，mmL1为主轴承长度，mmL2为曲柄销长mmh为曲柄臂厚度，mm之间；V1.15~1.304L0之间；V1.15~1.304L0D=1.1131~3mm，本机选取缸套壁厚=1mm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：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，对缸现代内燃机的0.25~0.33之间。小型高速化汽油机3)半球形燃烧室，其结构较前两种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4000rpm1)平衡性能和曲柄排2)扭转振动 方案选择结技术参数选择结果技术参数选择结果气缸数4冲程数活塞最大平均速度vmm 方案选择结技术参数选择结果技术参数选择结果气缸数4冲程数活塞最大平均速度vmm4额定转速气缸中心距压缩比连杆比气缸套壁厚连杆长度l1 天然气发动机的总体布置2.本章小488Q天然气发动机方案为：直列4缸，四冲程水冷，干式气缸套，设计程缸径比为S/D=1.01，活塞最大平均速度vm=11.9m/s，压缩比为=12.5，气缸心 =98mm，曲柄连杆比为=0.3，为蓬形燃烧室，发火次序为1-3-4-23488Q 热计CH4gCh4gH0g 热计CH4gCh4gH0gO理论空气质量L0 16.40.566 2）过量空气系数：过量空气系数是反映混合器形燃烧完善程度及整机性能的一个指标a排放。综合排放性和经济性考虑，取过量空气系数a3）残余废气系数T0T 29320 0.0364Pr 12.50.0933Tr M11*0.5660.566kmol/ L0.636kmol/ c M2a M0 L0.636kmol/ c M2a M00.636/0.5662M17）实际分子变化系数μ的计0r/1r1.0730.0364/13.1.2 进气终点压力pa和温度Ta的确（0℃~20℃P106/(RT g0.1013106/(2871.205kg/式中s进气充气密度，kgm3Rg为气体常数Rg=287J/kg.KPa△P=(106/2) a=2.71.205106/(2 现代汽车汽油机在额定工况下：=2.5~4.0=50~130m/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，可取(2 )和=70m/s。这是根据发动机速度工况和考虑到取(2 )和=70m/s。这是根据发动机速度工况和考虑到Pa=Ps－△MPaTaT0TT/1293200.0364950/10.0364 p和温度Tp1.05~1.15p0T900~ 充气效率 (1)TP(1var12.50.0933105(12.51)3351050.1013(13.1.3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。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；增大。此外提高和进气终点温度，则n1一般发动机n1=1.0-1.4，该机型平均多变指数n11.2平均平均多n11.2Pcpan一般发动机n1=1.0-1.4，该机型平均多变指数n11.2平均平均多n11.2Pcpan10.093312.51.2Pc为压缩终了压力，单位为MPaTcTan113351.21Tc为压缩终了温度，KM0M101.07311 81356HpaM(1 0.593(11式中Hu为汽油机燃料低Hu=50000kJ/kg参考汽油机TZ=2200～2800K，根据经验，本设计取Tz=12.5，取3.2PzPC3.21.93式中：pz为最高燃烧压力，MPaTz1.0704.0PzPC3.21.93式中：pz为最高燃烧压力，MPaTz1.0704.0 k21.26，取n21.25Pb Tbn2 b3 3(11001115)100%根据资料知道，允许误差为5% 工作循环参数Pc[ (11n211n1)nn211(11001115)100%根据资料知道，允许误差为5% 工作循环参数Pc[ (11n211n1)nn21111.931) 1.251.35为理论平均指示压力，MPa述范围取丰满系数n0.95，则 0.950.978n0.9316.4H501.205 s数l0为化学计量空燃比i248.3g/(kWb 50000机械效率m是评定内燃机指示功率转换为有效功率的程度。一般四冲程车发动机0.80~0.90，该机型机械效率m0.82P机械效率m是评定内燃机指示功率转换为有效功率的程度。一般四冲程车发动机0.80~0.90，该机型机械效率m0.82Pmepmim0.930.82（2）有效热效率eeitm0.290.82（3）有效燃油消耗率be3.6106/(Hue)3.6106/(50000.2378)203.7(kw(4)有效功PePmeVsin0.7630.5404000430(5)转955055TtqnmTnnntqm1.1~1.25，本设计取m1.25Ttqmax=1.25×131.3=n1.5~2，本设计取n1.5ntqmaxn/1.5Ttqmax=1.25×131.3=n1.5~2，本设计取n1.5ntqmaxn/1.5(6)耗油BPbq550.20211.11kg/(7)升功PL 25.46kW/ 41D/mm活塞行程S/mm压缩比气缸中心距L0/活塞平均速度vmm升功率PLkW耗油量Bkg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Ms1；选取压力Mp0.1。SS 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Vc常积Va之间的中间容积各点的参数按多S 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Vc常积Va之间的中间容积各点的参数按多变曲线方PV进行（1）示功图最大高度（Z'和Z）和按纵坐标轴线Z9.024 MpPP(Vx 式中：Px为压缩多变曲线各点压力，MPa为压缩多变曲线各点容积，mm3/Vx1~12.5之间变化PP(Vx 式中：Px为压缩多变曲线各点压力，MPa为压缩多变曲线各点容积，mm3Vb/Vx1~12.5之间变化各计算点的纵坐标442.冲程3.曲轴半径4.连杆长5.连杆比6.活塞F1D2＝＝0.54102h47.转速4.1活塞位移其中4.连杆长5.连杆比6.活塞F1D2＝＝0.54102h47.转速4.1活塞位移其中——为曲柄半径和连杆长度的比，取Xr*1Cos41Cosr——为曲轴半径X4-14.2活塞瞬时速度根据活塞的位移规律VrSinSin22对曲轴转角V计算后的数据和V位0-10 活塞速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的变化规律：jr2CosCos 活塞速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的变化规律：jr2CosCos2角4-3活塞加速度5 曲轴连杆机构中的作用力机构主要受力：燃气力Pg，机构质量惯性力基本参数：1.缸径冲程曲轴半径活塞加速0 --转 活塞速0-10 ---转活塞速 4.连杆长5.连杆比6.活塞面积Fh1D2＝0.5410244.连杆长5.连杆比6.活塞面积Fh1D2＝0.5410247.5.2机构惯性力式中m'为活塞组件尺寸，m1小头尺寸，mk为一个曲拐质量，m2根据条件选共晶铝合金活塞组 "连杆组=1464g连杆小头等效质量m1=694g连杆大头等效质量mj=m'+m1=1578g，mr=mK+m2=2544g用公式Pjmj*r2Cos25-1往复惯性往复惯00----往复惯性 66.1曲轴强度计算(3)6.2连杆66.1曲轴强度计算(3)6.2连杆强度校核P(mm2)j PcPzFh6.3凸轮轴的强度计算6.3.132 (6.3凸轮轴的强度计算6.3.132 (kgf/mm2(d4d4 P——凸轮上的作用力（kgfPr——换算到挺柱端的气门弹簧力（kgfPi——换算到挺柱端的配气机构总惯性力（kgf——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面积的乘积（kgf（mm（l1、l2——由两支点到凸轮之间的距离db——凸轮轴最小直径PPCl6-177.17.1.1PPCl6-177.17.1.17.1.27.1.3RRrωb 7.1.4RrωRrbaω7.1.27.1.3RRrωb 7.1.4RrωRrbaω旋转惯性力的分析mrmkFr7.2.1旋转惯性力的分析mrmkFr7.2.1动平衡17.2.2a1.（1－3－2，a23①作曲柄侧视图及轴侧A720240A36012033对O（最后一拐中心）M12aFr;M2M1cos303FraMrmprpM12aFr;M2M1cos303FraMrmprpb 3am22rbm3mpr311单列式内燃机往复惯性力的平衡分析2332CcosCcosFjI3.FjI和Fj都是不平衡的自由力，如果不采取平衡措施，就会传到支承上，起纵单列式三缸机A7203 o0;FRj M 3aCcosMMjImax3aC出现在一缸上止点后0;FRj M 3aCcosMMjImax3aC出现在一缸上止点后 3am 20.53am2jj3ammrpj288.1°°7-18.2进气1）气滤清(1)(2)7-18.2进气1）气滤清(1)(2)(3)2）节气门体7-2(2)3)进气歧管7-3(1)EGR(2)7-2(2)3)进气歧管7-3(1)EGR(2)a)Fj/Femax:进气门最大通过面积dhmaxd是进气门直hmax:气门最大升高d是进气门直hmax:气门最大升高Fp:Lm:Vj:b)c)d)e)(3)8.3排气1)排气歧7-4FS/FeFsFemax:排气阀最大通过面 一般φP=1.2-FS/FeFsFemax:排气阀最大通过面 一般φP=1.2-排气管长度一般用表征排气管长度特性的无因次参数φL表 AbkgRTk=1.4g=9.8(4)9配气机构简介9.1.概述9.229.3设计步骤1）2）9.229.3设计步骤1）2）4）5）10求,如:CVVT1)pp5）10求,如:CVVT1)ppFp ;v60d)ppvv];pvpve);vp'(n/60)107/v选择合适的润滑油。确定润滑油的工作温度，从而根据这一温度下(n/F;4/2P1031/10-g)计算最小油膜厚度(n/F;4/2P1031/10-g)计算最小油膜厚度 (1x)2(1dRz1.Rz;[h]S(Rz1Rz2[hminh当f 10-摩擦功H23dB(t0t1（t0为润滑油的温摩擦功H23dB(t0t1（t0为润滑油的温t1为轴瓦QfFvssB(t0pc(t0V(h维持最小油膜所需要的流量Qfvdy ]dy hhf0 12 0（h为油膜压力最大处的油膜厚度，V为轴与润滑油接触处的线速度10-2)3)4)11系冷却系统说明内燃机运转，与高温燃气相11系冷却系统说明内燃机运转，与高温燃气相接触的零件受到强烈的加热加以适当的冷却，会使内燃机过气系数下降，燃烧不（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，冷却统的主要任务是保证内燃机在最适宜的温度状态下工作10.1发动机的工况及对冷却系统的要一个良好的冷却系统，应满足下列各项散热能力能满足内燃机在各种工况下运转时的需要。当况和环境条件变化时，仍能保证内燃机可靠地工作和维最佳的冷却水温应在短时间内，排除系统的压应考虑膨胀空间，一般其容积占总容积4-具有较高的加水速率。初次加注量能达到系统容积以上在发动机具有较高的加水速率。初次加注量能达到系统容积以上在发动机高速运转，系统压力盖打开时，水泵进口应为压有一定的缺水工作能力，缺水量大于第一次未加满冷却的容设置水温报警装密封好，不得漏气、漏水；冷却系统消耗功率小。启动后，能在短时间内达到正常作温10）靠，寿命长，制造10.2冷却系统的总体布冷却系的主要设计参数气缸直径与行程发动机排量压缩比额定功率最大扭矩 0.250.2555QW冷却系的主要