摘要摘要OverallProgramDesignandCalculationof488QOverallNaturalGas;4G15SGasolineEngine;Modification;488QCNGOverallProgramDesignandCalculationof488QOverallNaturalGas;4G15SGasolineEngine;Modification;488QCNGthermodynamiccalculation,powercalculationandthestrengthcalculationof Mitsubishi4G15Sgasolineenginewhichismodifiedinto488QCNGgoodpowerperformance,fueleconomyandgoodreliability.Thedesignisbasedtoadapttothephysicalandchemicalpropertiesofnaturalgas,makingsureitwilldesignaNGengineconsultingthespecificstructureandparametersofgasolinenumberofNGarehigherthangasoline,buttheyarecomparable,whichallowsusandlessmodificationtointernalcombustionengine.Thecalorificvalueandusedalternativefuelofthemanychoices,foritslargescaleofreserves,clean-energiesgainmoreandmoreattention.NaturalGasisthemostpotentialandbecometwobigproblemsinthewayofhumansociety’sEnergyisanimportantmaterialbaseonwhichhumansurvivaland目錄1引 目錄1引 2 行 熱計 2.3 活塞位 強度計 平衡計 4567 8.1概 進氣系 排氣系 配氣機 9.1.概 設計步 結 致 參考文 11本畢業(yè)設計研究的目地和意義通過改型設計488Q天然氣發(fā)動機。通過本設計，熟悉內(nèi)燃機設計中項目計劃、 （3）488Q天然氣發(fā)動機—總體方案設計和計算（熱力計算、動力計2選計天然氣發(fā)動機主要參數(shù)的確定行程S及其缸徑D的比值S/D是對發(fā)動機結構和性能有多方面影響的參數(shù)合理地選擇S/D（1）S/D對升功率PL當vm不變時，S/D（1）S/D對升功率PL當vm不變時，S/D減小意味著n上升，因而與n成正比的PL跟著增大，使內(nèi)（2）S/DS/D單列式內(nèi)燃機的總長度主要取決于iDS/D小的短行程內(nèi)燃機總長大的S/D。對雙列式內(nèi)燃機來說，總長度一般取決于曲軸的軸向尺寸，氣缸布習慣上稱S/D1的內(nèi)燃機為方形內(nèi)燃機，S/D1者為短行程機，S/D1者為長行程機。目前，車用汽油機S/D0.9~1.2，高速柴油機的S/D1.0~1.3.V型冷式的略大些。本天然氣發(fā)動機取S/D=1.01課題要求缸徑D88mm已取定S/D1.01，則行程S89mm=活塞平均速度vm質(zhì)量輕。在活塞行程確定后，活塞平均溫度vm可由公式vm=Sn/30取額定轉速n=4000rpm，可得本設計活塞平均速度質(zhì)量輕。在活塞行程確定后，活塞平均溫度vm可由公式vm=Sn/30取額定轉速n=4000rpm，可得本設計活塞平均速度為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，摩擦損失增加，機械效率下降，活塞組3）進排氣流速增加，導致進氣阻力增加、充氣效率下降一般vm值為柴油機vm≤13m/sL0L1L2式中：L0為氣缸中心距，mmL1為主軸承長度，mmL2為曲柄銷長mmh為曲柄臂厚度，mm之間；V1.15~1.304L0之間；V1.15~1.304L0D=1.1131~3mm，本機選取缸套壁厚=1mm定連桿長度的重要參數(shù)，行程S確定以后，選擇主要考慮以下因素：選擇較大的值，使連桿短、重量輕，往復和離心重量小，有利于汽油較大的值，雖縮短了連桿長度，但增加連桿擺角和活塞側壓力，對缸現(xiàn)代內(nèi)燃機的0.25~0.33之間。小型高速化汽油機3)半球形燃燒室，其結構較前兩種3)半球形燃燒室，其結構較前兩種更緊湊，但因進、排氣門分別置于缸蓋4000rpm1)平衡性能和曲柄排2)扭轉振動 方案選擇結技術參數(shù)選擇結果技術參數(shù)選擇結果氣缸數(shù)4沖程數(shù)活塞最大平均速度vmm 方案選擇結技術參數(shù)選擇結果技術參數(shù)選擇結果氣缸數(shù)4沖程數(shù)活塞最大平均速度vmm4額定轉速氣缸中心距壓縮比連桿比氣缸套壁厚連桿長度l1 天然氣發(fā)動機的總體布置2.本章小488Q天然氣發(fā)動機方案為：直列4缸，四沖程水冷，干式氣缸套，設計程缸徑比為S/D=1.01，活塞最大平均速度vm=11.9m/s，壓縮比為=12.5，氣缸心 =98mm，曲柄連桿比為=0.3，為蓬形燃燒室，發(fā)火次序為1-3-4-23488Q 熱計CH4gCh4gH0g 熱計CH4gCh4gH0gO理論空氣質(zhì)量L0 16.40.566 2）過量空氣系數(shù)：過量空氣系數(shù)是反映混合器形燃燒完善程度及整機性能的一個指標a排放。綜合排放性和經(jīng)濟性考慮，取過量空氣系數(shù)a3）殘余廢氣系數(shù)T0T 29320 0.0364Pr 12.50.0933Tr M11*0.5660.566kmol/ L0.636kmol/ c M2a M0 L0.636kmol/ c M2a M00.636/0.5662M17）實際分子變化系數(shù)μ的計0r/1r1.0730.0364/13.1.2 進氣終點壓力pa和溫度Ta的確（0℃~20℃P106/(RT g0.1013106/(2871.205kg/式中s進氣充氣密度，kgm3Rg為氣體常數(shù)Rg=287J/kg.KPa△P=(106/2) a=2.71.205106/(2 現(xiàn)代汽車汽油機在額定工況下：=2.5~4.0=50~130m/s，對于進氣系統(tǒng)加工過的內(nèi)表面，本天然氣發(fā)動機參考汽油機，可取(2 )和=70m/s。這是根據(jù)發(fā)動機速度工況和考慮到取(2 )和=70m/s。這是根據(jù)發(fā)動機速度工況和考慮到Pa=Ps－△MPaTaT0TT/1293200.0364950/10.0364 p和溫度Tp1.05~1.15p0T900~ 充氣效率 (1)TP(1var12.50.0933105(12.51)3351050.1013(13.1.3平均多變壓縮指數(shù)主要受工質(zhì)與汽缸壁間熱交換及工質(zhì)泄露情況的影響。凡是使缸壁傳熱量及氣缸工質(zhì)泄漏量減少的因素均能使提高當內(nèi)燃機轉高時，熱交換時間縮短、向缸壁傳熱量及氣缸工質(zhì)泄漏量減少時，則增大；增大。此外提高和進氣終點溫度，則n1一般發(fā)動機n1=1.0-1.4，該機型平均多變指數(shù)n11.2平均平均多n11.2Pcpan一般發(fā)動機n1=1.0-1.4，該機型平均多變指數(shù)n11.2平均平均多n11.2Pcpan10.093312.51.2Pc為壓縮終了壓力，單位為MPaTcTan113351.21Tc為壓縮終了溫度，KM0M101.07311 81356HpaM(1 0.593(11式中Hu為汽油機燃料低Hu=50000kJ/kg參考汽油機TZ=2200～2800K，根據(jù)經(jīng)驗，本設計取Tz=12.5，取3.2PzPC3.21.93式中：pz為最高燃燒壓力，MPaTz1.0704.0PzPC3.21.93式中：pz為最高燃燒壓力，MPaTz1.0704.0 k21.26，取n21.25Pb Tbn2 b3 3(11001115)100%根據(jù)資料知道，允許誤差為5% 工作循環(huán)參數(shù)Pc[ (11n211n1)nn211(11001115)100%根據(jù)資料知道，允許誤差為5% 工作循環(huán)參數(shù)Pc[ (11n211n1)nn21111.931) 1.251.35為理論平均指示壓力，MPa述范圍取豐滿系數(shù)n0.95，則 0.950.978n0.9316.4H501.205 s數(shù)l0為化學計量空燃比i248.3g/(kWb 50000機械效率m是評定內(nèi)燃機指示功率轉換為有效功率的程度。一般四沖程車發(fā)動機0.80~0.90，該機型機械效率m0.82P機械效率m是評定內(nèi)燃機指示功率轉換為有效功率的程度。一般四沖程車發(fā)動機0.80~0.90，該機型機械效率m0.82Pmepmim0.930.82（2）有效熱效率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)轉955055TtqnmTnnntqm1.1~1.25，本設計取m1.25Ttqmax=1.25×131.3=n1.5~2，本設計取n1.5ntqmaxn/1.5Ttqmax=1.25×131.3=n1.5~2，本設計取n1.5ntqmaxn/1.5(6)耗油BPbq550.20211.11kg/(7)升功PL 25.46kW/ 41D/mm活塞行程S/mm壓縮比氣缸中心距L0/活塞平均速度vmm升功率PLkW耗油量Bkg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Ms1；選取壓力Mp0.1。SS 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Vc常積Va之間的中間容積各點的參數(shù)按多S 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Vc常積Va之間的中間容積各點的參數(shù)按多變曲線方PV進行（1）示功圖最大高度（Z'和Z）和按縱坐標軸線Z9.024 MpPP(Vx 式中：Px為壓縮多變曲線各點壓力，MPa為壓縮多變曲線各點容積，mm3/Vx1~12.5之間變化PP(Vx 式中：Px為壓縮多變曲線各點壓力，MPa為壓縮多變曲線各點容積，mm3Vb/Vx1~12.5之間變化各計算點的縱坐標442.沖程3.曲軸半徑4.連桿長5.連桿比6.活塞F1D2＝＝0.54102h47.轉速4.1活塞位移其中4.連桿長5.連桿比6.活塞F1D2＝＝0.54102h47.轉速4.1活塞位移其中——為曲柄半徑和連桿長度的比，取Xr*1Cos41Cosr——為曲軸半徑X4-14.2活塞瞬時速度根據(jù)活塞的位移規(guī)律VrSinSin22對曲軸轉角V計算后的數(shù)據(jù)和V位0-10 活塞速根據(jù)活塞的瞬時速度規(guī)律，對曲軸轉角求倒得到活塞的加速度的變化規(guī)律：jr2CosCos 活塞速根據(jù)活塞的瞬時速度規(guī)律，對曲軸轉角求倒得到活塞的加速度的變化規(guī)律：jr2CosCos2角4-3活塞加速度5 曲軸連桿機構中的作用力機構主要受力：燃氣力Pg，機構質(zhì)量慣性力基本參數(shù)：1.缸徑?jīng)_程曲軸半徑活塞加速0 --轉 活塞速0-10 ---轉活塞速 4.連桿長5.連桿比6.活塞面積Fh1D2＝0.5410244.連桿長5.連桿比6.活塞面積Fh1D2＝0.5410247.5.2機構慣性力式中m'為活塞組件尺寸，m1小頭尺寸，mk為一個曲拐質(zhì)量，m2根據(jù)條件選共晶鋁合金活塞組 "連桿組=1464g連桿小頭等效質(zhì)量m1=694g連桿大頭等效質(zhì)量mj=m'+m1=1578g，mr=mK+m2=2544g用公式Pjmj*r2Cos25-1往復慣性往復慣00----往復慣性 66.1曲軸強度計算(3)6.2連桿66.1曲軸強度計算(3)6.2連桿強度校核P(mm2)j PcPzFh6.3凸輪軸的強度計算6.3.132 (6.3凸輪軸的強度計算6.3.132 (kgf/mm2(d4d4 P——凸輪上的作用力（kgfPr——換算到挺柱端的氣門彈簧力（kgfPi——換算到挺柱端的配氣機構總慣性力（kgf——換算到挺柱端的汽缸中氣體壓力與進排氣管中氣體的壓力差與氣門頭部面積的乘積（kgf（mm（l1、l2——由兩支點到凸輪之間的距離db——凸輪軸最小直徑PPCl6-177.17.1.1PPCl6-177.17.1.17.1.27.1.3RRrωb 7.1.4RrωRrbaω7.1.27.1.3RRrωb 7.1.4RrωRrbaω旋轉慣性力的分析mrmkFr7.2.1旋轉慣性力的分析mrmkFr7.2.1動平衡17.2.2a1.（1－3－2，a23①作曲柄側視圖及軸側A720240A36012033對O（最后一拐中心）M12aFr;M2M1cos303FraMrmprpM12aFr;M2M1cos303FraMrmprpb 3am22rbm3mpr311單列式內(nèi)燃機往復慣性力的平衡分析2332CcosCcosFjI3.FjI和Fj都是不平衡的自由力，如果不采取平衡措施，就會傳到支承上，起縱單列式三缸機A7203 o0;FRj M 3aCcosMMjImax3aC出現(xiàn)在一缸上止點后0;FRj M 3aCcosMMjImax3aC出現(xiàn)在一缸上止點后 3am 20.53am2jj3ammrpj288.1°°7-18.2進氣1）氣濾清(1)(2)7-18.2進氣1）氣濾清(1)(2)(3)2）節(jié)氣門體7-2(2)3)進氣歧管7-3(1)EGR(2)7-2(2)3)進氣歧管7-3(1)EGR(2)a)Fj/Femax:進氣門最大通過面積dhmaxd是進氣門直hmax:氣門最大升高d是進氣門直hmax:氣門最大升高Fp:Lm:Vj:b)c)d)e)(3)8.3排氣1)排氣歧7-4FS/FeFsFemax:排氣閥最大通過面 一般φP=1.2-FS/FeFsFemax:排氣閥最大通過面 一般φP=1.2-排氣管長度一般用表征排氣管長度特性的無因次參數(shù)φL表 AbkgRTk=1.4g=9.8(4)9配氣機構簡介9.1.概述9.229.3設計步驟1）2）9.229.3設計步驟1）2）4）5）10求,如:CVVT1)pp5）10求,如:CVVT1)ppFp ;v60d)ppvv];pvpve);vp'(n/60)107/v選擇合適的潤滑油。確定潤滑油的工作溫度，從而根據(jù)這一溫度下(n/F;4/2P1031/10-g)計算最小油膜厚度(n/F;4/2P1031/10-g)計算最小油膜厚度 (1x)2(1dRz1.Rz;[h]S(Rz1Rz2[hminh當f 10-摩擦功H23dB(t0t1（t0為潤滑油的溫摩擦功H23dB(t0t1（t0為潤滑油的溫t1為軸瓦QfFvssB(t0pc(t0V(h維持最小油膜所需要的流量Qfvdy ]dy hhf0 12 0（h為油膜壓力最大處的油膜厚度，V為軸與潤滑油接觸處的線速度10-2)3)4)11系冷卻系統(tǒng)說明內(nèi)燃機運轉，與高溫燃氣相11系冷卻系統(tǒng)說明內(nèi)燃機運轉，與高溫燃氣相接觸的零件受到強烈的加熱加以適當?shù)睦鋮s，會使內(nèi)燃機過氣系數(shù)下降，燃燒不（早燃等，機油變質(zhì)和燒損，零件的摩擦和磨損加劇，引起內(nèi)燃機的力性、經(jīng)濟性、可靠性和耐久性全面惡化。但是，如果冷卻過強，汽機混合氣形成不良，機油被燃燒稀釋，柴油機工作粗爆，散熱損失擦損失增加，零件的磨損加劇，也會使內(nèi)燃機工作變壞。因此，冷卻統(tǒng)的主要任務是保證內(nèi)燃機在最適宜的溫度狀態(tài)下工作10.1發(fā)動機的工況及對冷卻系統(tǒng)的要一個良好的冷卻系統(tǒng)，應滿足下列各項散熱能力能滿足內(nèi)燃機在各種工況下運轉時的需要。當況和環(huán)境條件變化時，仍能保證內(nèi)燃機可靠地工作和維最佳的冷卻水溫應在短時間內(nèi)，排除系統(tǒng)的壓應考慮膨脹空間，一般其容積占總容積4-具有較高的加水速率。初次加注量能達到系統(tǒng)容積以上在發(fā)動機具有較高的加水速率。初次加注量能達到系統(tǒng)容積以上在發(fā)動機高速運轉，系統(tǒng)壓力蓋打開時，水泵進口應為壓有一定的缺水工作能力，缺水量大于第一次未加滿冷卻的容設置水溫報警裝密封好，不得漏氣、漏水；冷卻系統(tǒng)消耗功率小。啟動后，能在短時間內(nèi)達到正常作溫10）靠，壽命長，制造10.2冷卻系統(tǒng)的總體布冷卻系的主要設計參數(shù)氣缸直徑與行程發(fā)動機排量壓縮比額定功率最大扭矩 0.250.2555QW冷卻系的主要