1、內燃機課程設計任務書一、題目：柴油機熱力設計二、給定參數：1活塞排量： 2.4l2柴油重量成分：0.870， h=0.126，o=0.004。3柴油的低位發熱值：hu=42860kj/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外特性計算與外特性曲線圖。5繪制曲軸零件圖（a1）。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。柴油機熱力設計計算說明書1. 文獻綜述1.1柴油機發展

2、現狀1.1.1我國柴油機產業的現狀與發展 我國柴油機產業自20世紀80年代以來有了較快的發展，隨著一批先進機型與技術的引進，我國柴油機總體技術水平已經達到國外80年代末90年代初的水平，一些國外近幾年開始采用的排放控制技術在少數國產柴油機上也有應用。最新開發投產的柴油機產品的排放水平已經達到歐1排放限值要求，一些甚至可以達到歐2排放限值要求。但我國柴油機產業的整體發展仍然面臨著許多問題。（1）我國重型柴油車的產量在逐年的增加，中型、輕型車柴油化步伐也在加快，但在微型汽車、轎車領域，柴油車所占比例仍為零。而另一方面，我國中型柴油機市場已呈現供大于求，輕型柴油機市場也趨向飽和，但骨干企業正在生產的

3、多數產品從技術角度已應是淘汰產品，發展潛力不大。 （2）柴油機行業投入不足，嚴重制約了生產工藝水品、規模發展和自主開發能力的提高。現在，我國柴油機技術基礎薄弱，整體技術水平落后國際先進水平10至20年，也落后于國內車用汽油機的發展，還不具備完整的全新柴油機產品和關鍵零部件開發能力。許多國外普遍采用的技術在我國仍處于研究階段，有些甚至仍是空白。 （3）我國柴油機技術的落后、產品質量差以及車輛使用中維修保養措施不力，導致低性能、高排放柴油車在使用中對城市環境和大氣質量造成不良影響，使社會產生“厭柴”心理。 （4）柴油品質差、柴油標準的制修訂嚴重滯后于汽車工業發展的需要，對柴油機技術的發展以及各種新

4、技術、改善柴油機排放措施的應用造成障礙。 有關專家近日指出，應逐步減少行政干預，加強宏觀調控。不同類型的車輛均應以滿足法規作為統一標準，鼓勵和支持先進柴油車技術的使用；做好車用柴油機發展的全面規劃，有步驟、有計劃的解決技術水平落后、產品不全、“缺重少轎”等問題，從而提高柴油機的產品質量；加大對柴油機的科技投入，開展重點項目的攻關工作；盡快建立和完善排放及能源法規；盡快實施燃油稅，汽油和柴油的燃油稅應同時實施，對高品質的燃油實行稅收優惠政策；采取切實可行的措施以提高車用柴油的品質，并盡快制定車用柴油標準。1.1.2國外柴油機技術的現狀與發展 現代的高性能柴油機由于熱效率比汽油機高、污染物排放比汽

5、油機少，作為汽車動力應用日益廣泛。西歐國家不但載貨汽車和客車使用柴油發動機，而轎車使用柴油機的比例也相當大。最近，美國聯邦政府能源部和以美國三大汽車公司為代表的美國汽車研究所理事會正在開發新一代經濟型轎車，同樣將柴油機作為動力配置。經過多年的研究、大量新技術的應用，柴油機最大的問題煙度和噪聲取得重大突破，達到了汽油機的水平。下面是國外柴油機應用的一些新技術： （1）共軌與四氣門技術 國外柴油機目前一般采用共軌新技術、四氣門技術和渦輪增壓中冷技術相結合，使發動機在性能和排放限值方面取得較好的成績，能滿足歐3排放限值法規的要求。四氣門結構（二進氣二排氣）不僅可以提高充氣效率，更由于噴油嘴可以劇中布

6、置，使多孔油束均勻分布，可為燃油和空氣的良好混合創造條件；同時，可以在四氣門缸蓋上將進氣道設計成兩個獨立的具有為同形狀的結構，以實現可變渦流。這些因素的協調配合，可大大提高混合氣的形成質量（品質），有效降低碳煙顆粒、hc和nox的排放并提高熱效率。（2）高壓噴射和電控噴射技術 高壓噴射和電控噴射技術是目前國外降低柴油排放的重要措施之一，高壓噴射和電控噴射技術的有效采用，可使燃油充分霧化，各缸的燃油和空氣混合達到最佳，從而降低排放，提高整機（車）性能。（3）增壓中冷技術 采用渦輪增壓增加柴油機的空氣質量，提高燃燒的過量空氣因數是降低大負荷工況排氣煙度、pm排放量以及燃油消耗的有效措施。有效的空空

7、氣中冷系統，可使增壓空氣溫度下降到50以下，工作循環溫度的下降有助于nox的低排放和的下降，故目前重型車用柴油機都普遍是增壓中冷型，不僅有助于低排放而且燃油經濟性良好。此外，渦輪前排氣旁通閥的應用，不僅能降低和的排放，還可以改善渦輪增壓柴油機的瞬態性能和低速扭矩。（）排氣再循環（）技術的應用是目前發達國家先進內燃機中普遍采用的技術，其工作原理是將少量廢氣引入氣缸內，這種不可再燃燒的和水蒸汽廢氣熱容量較大，能使燃燒過程的著火延遲期增加，燃燒速率變慢，缸內最高燃燒溫度下降，破壞的生成條件。技術可使機動車的排放明顯降低，但對重型車用柴油機而言，目前傾向于使用中冷技術，因為其不僅能明顯降低的排放，還能

8、保持其它污染物的低水平。（）后處理技術后處理技術柴油機后處理的目標是進一步改善和x的排放。目前主要采用加裝氧化型催化轉化器和研究開發nox催化轉化器以及具有良好再生能力的微粒捕集器。（6）柴油 柴油的生產和貯存條件，是保證柴油發動機（車）正常運轉延長使用壽命和保持低排放的重要保證。例如瑞典的一級柴油使用可減少排放達，和排放達，排放減少。發達國家已普遍使用燃料清凈劑，既能節省燃料，又能清除積碳、降低排放。（）乳化柴油的應用柴油加水摻合乳化劑，使其形成較為穩定的含水乳化柴油，這類改進型燃料的使用可明顯降低柴油機（車）的排放，尤其是和。目前美國報道這方面的進展較多，我國也在這方面進行研究，且已取得可

9、喜進展。加水乳化柴油（天不分層），在大型柴油機上負載工況下，功率不減，節油明顯，動力輸出比柴油上升，且煙度和nox排放明顯下降。然而，盡管這項技術對低排放有好處，但其潛在的問題入水結冰、水對發動機的腐蝕等問題尚待解決。（8）降低機油消耗 柴油排放的顆粒物中，有相當一部分來自餾分較重的機油的燃燒。為了滿足日益嚴格的柴油機（車）排放限值標準的要求，必須把來自機油的燃燒降至最低限度，即在保證發動機正常運轉的前提下，最大限度的減少機油的消耗。為了降低柴油機的機油消耗，活塞環的優化設計和制造以及缸套間的科學配置非常重要。2方案選擇及總體設計 根據不同方案優缺點的比較，確定所設計的柴油機的沖程數、汽缸數，

10、氣缸排列方式、發火次序，壓縮比及增壓形式、燃燒室形狀、燃油噴射系統，設定額定轉速、曲柄半徑與連桿長度比、缸徑、行程，因此得到活塞平均速度、缸心距。再對發動機的這個布置進行總體設計，包括凸輪軸，水泵，機油泵，齒輪傳動機構，進氣管的布置。2.1柴油機主要參數的確定 （1）沖程數的選擇 二沖程柴油機與四沖程柴油機相比，主要有以下優缺點：二沖程柴油機的熱負荷較高，特別是活塞組的熱負荷較高（活塞頂的平均溫度比四沖程柴油機高約50-60），而且氣缸內壓力總是大于一個大氣壓，使活塞環在換槽中活動性較少，積碳不易排除，容易使活塞環失去工作能力；由于在軸承上的負荷是單方向的，這對潤滑不利。使二沖程柴油機的可靠性

11、與使用壽命不如四沖程柴油機。換氣質量較差，使燃燒條件變差，同時帶動換氣泵也需要消耗一部分功率，因此燃油經濟性比較差。二沖程柴油機熱負荷較高，因而對機油質量要求也較高；由于機油容易串入掃氣孔和排氣孔邊緣，隨氣流進入氣缸燃燒或從進氣管派出，因此，機油的消耗率較大。高壓泵和噴油嘴的工作較繁重，壽命較短。 此外，二沖程柴油機的噪聲、排放污染等都比四沖程柴油機嚴重，而且比較燒機油。市場上車用柴油機絕大多數采用四沖程的設計方式。本設計中選取四沖程柴油機（=4）。（2）氣缸數和布置方式的選擇 發動機氣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

12、、2l、25l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，每一缸的尺寸就越小，零件尺寸也越小。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，則內燃及的升功率將與缸數的平方根成正比。也就是說，多缸發動機比較緊湊輕巧，往復質量平衡性較好，轉矩均勻性得到改善，使多缸發動機運轉平順，而且啟動容易，加速響應特性好。同時發動機轉速也可以搞些，升功率也提高，但是，隨著缸數的增加，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，制造成本相應提高。 汽車發動機的氣缸數量有

13、2缸、3缸、4缸、5缸、6缸、8缸、12缸等，其中3、4、6、8缸為最多。 對于發動機來說，一般采用兩種氣缸排列方式，一種是氣缸成一字形排列，稱為單列式發動機，亦稱l型。其特點是結構簡單，可以使用一個整體式氣缸，單列式發動機是氣缸直立的（亦稱直列式發動機）；也可以是斜置的（亦稱斜置式或臥式發動機）。發動機中氣缸直立斜置的用的較多。另外一種氣缸排列方式是兩列氣缸成v形布置的v型發動機i。本次設計采用4缸直列式內燃機。 （3）壓縮比 壓縮比直接影響柴油機的性能、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，增大壓縮比也可使柴油機的啟動性能活得改善。但壓

14、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，對柴油機的使用壽命有影響。 壓縮比是另一個影響燃燒相位較大的因素，改變壓縮比可以改變混合氣體的密度和壓力，從而對其自燃溫度產生影響。改變壓縮比的主要方法是調整調整燃燒室容積、工作容積和改變配氣相位。在利用可變壓縮比控制hcci（均質充量壓縮著火）方面，lund技術學院實驗結果表明，壓縮比對燃燒效率的影響很大，壓縮比增加則熱效率增加，而燃燒效率減小，導致熱效率增加量的減少，研究還發現，高壓縮比可替代進氣預熱。當壓縮比高達17：1時，絕對有效率上升，nox排放下降，但是因為反應時間縮短，co排放增加。隨著壓縮比提高，穩定hcci燃燒所需的熱eg

15、r率降低，因此用冷egr配合高壓縮比可以控制燃燒速度，從而擴大運轉工況范圍ii。選擇最佳壓縮比應綜合分析燃燒室的形式、熱效率、啟動性能和機械負荷等各方面的影響。本設計取壓縮比值為，渦輪增壓中冷。（）發動機額定轉速轉速對柴油機性能和結構影響很大，且其范圍十分寬廣（）。各種類型柴油機的使用轉速范圍亦不同。轉速提高可使柴油機體積小、重量輕和功率大。但轉速提高后，摩擦功率和噪聲急劇增加，運動件慣性力大，給燃燒過程的組織增加困難，從而影響柴油機的經濟性、可靠性和使用壽命iii。目前車用汽油機的轉速達到，而車用柴油機的轉速為。本設計選用的柴油機的額定轉速為。（）行程及其與缸徑的比值行程及其與缸徑的比值是對

16、柴油機結構和性能有重大影響的參數。合理的選擇應考慮以下因素：用較小的，可減小柴油機的高度、寬度和重量。減小時，柴油機的轉速可增加，提高了柴油機的升功率，但增加了運動件的慣性力和柴油機的噪聲。比值過小，特別是對直噴式燃燒室的柴油機，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 與氣缸蓋需要更小的間隙，這就增加制造上的困難。如間隙不能保證，將使發動機各項性能指標難以達到i。一般汽車用型柴油機大多選用較小的值，直列式采用較大的值；即使柴油機型號相同時，行程比也有長短，以滿足不同用途的需要。目前，車用汽油機的值多數在之間，而這用柴油機的值多數在之間iii。本次設計選取行程缸徑比。（）缸徑

17、和行程由排量，而本設計氣缸數為，可知每缸工作容積；而由.得.。由可計算得.，.，圓整得，。（）活塞平均速度活塞平均速度是表征柴油機高速性和強化程度的一項主要指標，對柴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，柴油機體積減小、重量輕iv。在活塞行程確定之后，活塞平均速度可由公式（），求得，設計活塞平均速度。提高活塞平均速度受到下列因素的限制：提高活塞平均速度后，使運動件的慣性力增大，同時活塞、缸套和汽缸蓋的熱負荷也相應增加。提高活塞平均速度使柴油機零件的磨損加快，縮短了柴油機的大修期。活塞平均速度的提高，使摩

18、擦功率迅速增加，機械效率降低，燃油消耗率升高。進、排氣阻力隨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，柴油機的平衡、振動和噪聲等問題突出ii。（8）曲柄半徑與連桿長度比曲柄半徑與連桿長度比，即=,是一項確定連桿長度的重要參數，行程s確定后，選擇值主要考慮一下因素：選擇較大的值，使連桿短、重量輕，往復和離心質量小，有利于柴油機高速化，并可降低直列式柴油機的高度，減輕了柴油機的重量。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，對缸套磨損不利。在選擇連桿長度時，要保證在上止點時不與曲軸平衡塊相碰，活塞在上止點時曲柄不與缸套相碰iii。小型高速柴油機值較高，一般為0

19、.28-0.31，以適應高速比的需求i。本設計取用的值為0.31。由活塞行程s可知曲柄半徑r=48mm，可知連桿長度l=155mm。（9）氣缸中心距及lo其與缸徑的比值氣缸中心距及其與缸徑的比值，是表征柴油機長度的緊湊性和重量指標的重量參數。它與柴油機的強化程度、氣缸排列和機體的剛度有關。選擇氣缸中心距時應考慮以下因素：確定氣缸中心距的大小。首先考慮曲軸的曲柄壁的厚度和主軸頸、曲柄銷的長度，使主軸承和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。汽缸蓋的布置。氣缸中心距和汽缸蓋固定螺栓、進排氣道和冷卻水道布置密切相關，并將直接影響柴油機的性能、可靠性和壽命。對缸徑小的哆的柴油機可采用

20、整體式汽缸蓋以縮短氣缸中心距v。從增加機體剛度著眼，目前高速柴油機缸心距有減小的趨勢。直列式小型高速柴油機的lo/d,其值一般在1.16-1.22之間，最小可取1.14，推薦1.20。故本設計中lo/d取1.20iii。所以lo=1.20d=105.6mm，圓整得lo=105。（10）發火次序的選擇柴油機的發火次序與柴油機運轉的均勻性、主軸承和連桿軸承的負荷、軸系的扭振性能有密切關系。選擇發火次序時，主要考慮以下因素：使連續做功的兩缸盡可能遠，以減輕主軸承的的載荷，同時避免進氣行程中可能發生的搶氣現象。做功間隔應力求均勻，也就是說，在發動機完成一個工作循環的曲軸轉角內，每個氣缸都都應發火做功一

21、次，而且各缸的間隔時間應力求均勻iv。本設計選擇的發火次序為：1-3-4-2。（11）燃油系統和燃油室的選擇燃燒室的選型不僅關系到整機的性能指標，而且在很大程度也決定了汽缸蓋和活塞頂的結構。燃燒室選型的主要依據是缸徑、轉速及使用要求，并充分考慮當前的制造和使用維護水平。不同的燃燒室適用不同的缸徑和轉速，只有在它的適用范圍內，其優點才能充分發揮出來。直噴式柴油機具有節約燃油的突出特點，所以直噴式燃油室在高速柴油機上應用日益廣泛，并逐漸向小排量的方向發展ii。本設計用高壓共軌直噴式有渦流的深坑型燃燒室。2.2柴油機的總體布置（1）柴油機總體布置的一般要求：布置緊湊，外形尺寸小，外觀整齊，外接管路盡

22、量較小。經常需要保養的零件，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。應滿足用戶對柴油機配套所提出的各項合理要求。各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，還要考慮到變形機型的有關問題。具有良好的加工和裝配工藝性。柴油機起吊、存放和安裝方便iv。（2）柴油機的總體布置：凸輪軸的布置 直列式柴油機凸輪軸的橫向位置，在不與曲柄連桿機構相碰的條件下，應盡可能的靠近氣缸中心線，以求得柴油機的最小寬度。本設計采用雙頂置式布置方式，凸輪軸在汽缸蓋上部，直接驅動氣門，其配氣結構質量最小，適用于高

23、速柴油機。噴油泵的布置 本設計采用一只整體泵，布置在柴油機的側面，噴油器和噴油泵布置在同側，且布置在靠人行道一邊，縮短高壓油管的長度，也便于保養。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，齒輪尺寸也較小，拆裝方便，便于維護保養，多用于中小功率柴油機。故本設計采用此種布置方式。機油泵的位置 機油泵的布置與其傳動方式、機油管路布置以及柴油機的用途有關。本設計中機油泵布置在主軸承蓋上，由主動齒輪通過惰性齒輪傳動，這種布置的優點是機油泵無需油封結構，軸承潤滑條件好，機油泵安裝位置低，柴油機啟動后，瞬時既能吸上機油。水泵的位置 本設計采用離心式水泵。為避免水漏入機體導致機油變質

24、，在水泵體上設有旁瀉孔，露出封水圈的水可由旁瀉孔排出，以便及時發現漏水并加以檢修。通常將水泵布置在柴油機的外部。進排氣管的布置 本設計中將直列式柴油機的進排氣管分別布置在柴油機的兩側，有利于汽缸蓋進排氣道的設計，進排氣管拆裝也方便v。2.3方案選擇結果 下表即為柴油機選擇方案：表2-1 方案選擇結果技術參數選擇結果技術參數選擇結果沖程數4活塞平均速度c/ms-112.1汽缸數i4曲柄半徑與連桿長度比0.31額定轉速nn/rpm3800連桿長度l/mm155行程缸徑比s/d1.09氣缸中心距與缸徑比1.20汽缸直徑d/mm88氣缸中心距lo/mm105活塞行程s/mm96發火次序1-3-4-23

25、計算與熱平衡 熱計算將從以下幾個方面來進行技術分析：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、柴油機示功圖的繪制、熱平衡、柴油機外特性計算等。3.1熱計算 將進行下面四個工況的熱力計算： 最低轉速（怠速）工況，nmin=800rpm 最大扭矩工況，ntqmaz=2000rpm 標定工況，nn=3800rpm 最大功率（速度）工況，umax=4000rpm3.1.1 燃料燃燒及成分確定 燃料的平均元素成分和分子量：c=0.870，h=0.126，o=0.004 燃料低熱值：hu=42860j/kg（1）工質參數 燃燒1kg柴

26、油燃料，理論上所必須的空氣量vi： lo=（+-） (3-1) =（+-） =0.500kmol/kg lo=（8h-o）=14.425kmol/kg 過量空氣系數是燃燒1kg燃料時，實際空氣量1(或l)與理論必須空氣量lo(或l)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。但隨著的降低，會引起燃料繞少不完全，惡化了經濟性，并增大了發動機的熱應力。增壓柴油機的過量空氣系數取值范圍為=1.30-2.2,但是增壓柴油機在=1.6-1.8時，在標定工況下沒有嚴重過熱現象并能穩定工作vii。對于增壓柴油機而言，由于隨負荷的增大，排氣能量

27、加大，增壓轉速上升，從而使增壓壓力變大、進氣密度提高，所以在高負荷時，其過量空氣系數以及指示熱效率變化不大。 本設計取額定工況=1.6,怠速工況時=1.38，最大扭矩工況時=1.5，最大功率工況時=1.58。（2）可燃混合氣新鮮充量m1 m1=l0 (3-2)(3)可燃產物單獨成分數量 mco2=0.0725(kmol/kg) mh2o=0.063(kmol/kg) mo2=0.208(-l)lo(kmol/kg) mn2=0.792l0(kmol/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。（4）燃燒產物的總量m2 m2=m

28、co2+mh2o+mo2+mh2=+（-0.208）l0（kmol/kg） 計算結果求得如下表：表3-1 燃燒產物的成分質量nl0m1mo2mn2mco2mh2om28001.380.50.690.039520.546480.07250.0630.721520001.50.50.750.0520.5940.07250.0630.781538001.60.50.80.0640.63360.07250.0630.831540001.580.50.790.060320.625680.07250.0630.82153.1.2 周圍介質參數和剩余氣體 在增壓發動機工作時，參考本機特點及柴油機一般參考資料

29、，選取參數如下：周圍環境壓力 p0=mpa,周圍環境溫度周圍介質壓力：采用中度增壓，則.周圍介質溫度即壓氣機空氣后溫度為： (3-3)式中，為氣壓計（增壓器）中空氣的壓縮多變指數，根據文獻資料，取值范圍.vii。此外.則有，殘余廢氣壓力：殘余廢氣壓力取值為：（.），曲軸轉速高的發動機，取大一些的值。所以本設計額定工況取值為.對于其它轉速工況：（） (3-4)式中，（.）（）；為額定工況下的殘余廢氣壓力，；為額定工況下的曲軸轉速，。帶入數據得：.殘余廢氣溫度本設計取值為怠速工況時，最大扭矩工況時，額定工況時，最大速度工況時。3.1.3進氣過程充氣過程中，因為充氣受到發動機熱零件的預熱，所以新鮮充

30、量的溫度稍有提升，為t。對于增壓柴油機而言，t的取值范圍是-5+10。這里取額定工況時t=5。而其它轉速工況，t=at（110-0.0125n） (3-5)式中，t（）（）.；t和分別為發動機在額定工況下的工作時的溫升和轉速。進氣的充量密度（） (3-6)式中：為進氣充量密度，；為氣體常數，；其余符號如前所述，代入得.（）.進氣壓損失由努伯利方程求得：（） (3-7)現代汽車柴油機在額定工況下，（）.，及，對于進氣系統加工過的內表面，可以取（）.及。這是根據發動機速度工況和增壓柴油機的進氣系數不大的流體阻力來選取的。這時，v進氣終了壓力殘余廢氣系數殘余廢氣系數表征了柴油機汽缸中燃燒產物的排凈度

31、。 （3-8）采用增壓時，殘余系數值降低v。進氣終了溫度ta ta=(tk+t+tr)/(1+ (3-9)進氣終了溫度范圍為 320400kiv。充量系數 充量系數是表征進氣過程特性的最重要參數，它是進氣缸的實際新鮮的充量，與氣缸內溫度和壓力周圍介質或吸入氣缸前的介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。不考慮掃氣及過后充氣的四沖程柴油機充量系數為: =（） (3-10)式中，新鮮充量溫升t，壓氣機后的空氣溫度tk，周圍介質壓力pk，進氣終了壓力pa，為壓縮比vii。 充量系數值的大小，主要取決于柴油機的沖程、高速性及系統的完善程度。計算

32、結果：表3-2 進氣過程參數不同工況不同轉速n800200038004000殘余廢氣壓力pr/mpa0.1060.120.1630.169進氣壓力損失pa/mpa0.00090.00570.02070.023進氣終了壓力pa/mpa0.1690.1640.1490.147殘余廢氣溫度tr/k650700800850新鮮充量溫升t/k86.854.8殘余廢氣系數0.02110.02290.03040.0303進氣終了溫度ta/k374375379380充量系數(%)99.596.486.184.63.1.4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、壓縮終了的參數和以及確定壓縮終了

33、時工質的比熱。（1）壓縮絕熱指數和多變平均指數在柴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=17.5,=374、375、379、380k條件下，查圖可得：n=800，=1.3628 n=2000，=1.3627 n=3800，=1.3621 n=4000，=1.3628（2） 壓縮終了壓力和壓縮終了溫度壓縮終了壓力= （3-11）壓縮終了溫度= （3-12）（3）壓縮終點平均摩爾比熱 新鮮混合氣體 =20.6+2.638 （3-13） 剩余氣體由參考資料汽車拖拉機計算【14】表八柴油機在不同時燃燒產物的平均摩爾比熱的表，運用插值法得到下列數據所得結果參看表2-3. 工作混

34、合氣工作混合氣的平均摩爾比熱可按下列方程求解：= （3-14）表3-3 壓縮過程參數轉速800200038004000壓縮終了壓力/mpa8.35768.11617.36447.2512壓縮終了溫度/k1058.61059.510681071新鮮混合氣體平均摩爾比熱22.67322.67522.67922.705剩余氣體平均摩爾比熱22.716522.716722.749622.7603工作混合氣體平均摩爾比熱22.716522.716722.749622.76033.1.5燃燒過程（1） 柴油機理論混合氣分子變更系數 （3-15）（2） 柴油機實際混合氣分子變更系數 （3-16）（3） 柴油

35、機工作混合氣燃燒的熱量 （3-17）（4） 柴油機燃燒產物平均摩爾比熱 =(1/)+ （3-18）=+8.315 （3-19）全負荷工作時。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。本設計取=3.6。（5） 燃燒過程終了溫度 燃燒過程終了溫度計算公式為: +8.315+2270(+)= (3-20)統一式燃燒室的高速柴油機的發動機在全負荷工作時熱量利用系數在0.700.88范圍內變動。對于改直噴式增壓發動機可取怠速工況時=0.78，最大扭矩工況時=0.82，額定工況時=0.88，最大速度工況=0.86超有機

36、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，燃燒最高壓力不超過1112mpa。對于采用統一式燃燒室并采用容積式混合氣形成方式的柴油機，壓力升高比=1.62.5。這里對增壓柴油機取=1.6。得到方程如下表：表3-4 燃燒過程終了溫度方程及解轉速n代入公式得到的方程解（）(k)8000.780.001913+32.5006=73713.62026229920000.820.001879+32.3574=72435.52005227838000.880.001855+32.2538=72905.62025229840000.860.001859+32.2735=72533.82014228

37、7（6） 柴機最高燃燒壓力= (3-21)（7） 柴機初期膨脹比= (3-22)表3-5燃燒過程參數n800200038004000混合氣分子變更系數1.04571.0421.03941.0399實際混合分子變更系數1.04471.0411.03821.0387工作混合氣燃燒的熱量/j/kg60831558685199252656燃燒過程終了溫度/k2299227822982287最高燃燒壓力/mpa13.3712.9811.7811.6初期膨脹比1.4181.3991.3961.3863.1.6 膨脹過程（1）柴油機過后膨脹比= （3-23）式中，壓縮比，初期膨脹比柴油機平均膨脹絕熱膨脹指數

38、和膨脹多變指數用以下方式選取。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稍小于膨脹絕熱指數，在確定柴油機膨脹過程絕熱指數的諾莫圖上查得膨脹絕熱指數，具體數據參看參考資料14，表4-5（2） 柴油機膨脹終了壓力和溫度 柴油機膨脹終了壓力：= (3-24)式中，最高燃燒壓力，膨脹多變指數，過后膨脹比柴油機膨脹終了溫度：= （3-25）柴油機剩余氣體溫度進行校核：= (3-26)式中，膨脹終了壓力，殘余廢氣壓力，膨脹終了溫度得到，n 800時，校核值=677k,設計值=650k，誤差3.9%， n 2000時，校核值=703k，設計值=700k，誤差0.4%， n 3800時，校核值=8

39、06k，設計值=800k，誤差0.7%， n 4000時，校核值=820k, 設計值=850k, 誤差3.6%；誤差值均在允許吾儕范圍內，設計值符合條件。表3-6 膨脹過程參數n800200038004000過后膨脹比12.33912.50712.53512.625膨脹絕熱指數1.27321.27511.27731.2768膨脹多變指數1.2681.2711.2751.273膨脹終了壓力/mpa0.5530.5240.4690.460膨脹終了溫度/k117311491146114532 工作循環參數3.2.1 發動機指示指標(1) 理論平均指示壓力= （3-27）(2) 柴油機平均指示壓力由文

40、獻【14】取豐滿系數=0.95，則：= （3-27）(3) 柴油機指示效率= （3-28）(4) 柴油機指示燃料消耗率= （3-29）代入數據得標3-7：表3-7 發動機指示參數n800200038004000理論平均指示壓力/mpa1.5551.4681.3191.286平均只是壓力/mpa1.4771.3951.2531.222指示效率0.4210.4460.4730.469指示燃料消耗率/ g/kwh199.5188.3175.7178.13.2.2 發動機有效指標(1) 機械損失的平均壓力= （3-30）(2) 柴油機平均有效壓力和機械效率平均有效壓力：=- （3-31）機械效率：=

41、（3-32）(3) 柴油機有效效率和有效燃燒率消耗率汽油機有效效率:= （3-33）有效燃燒率消耗率:= （3-34）代入數據，計算結果如下表：表3-8 發動機有效指標n800200038004000活塞平均速度/m2.566.412.1612.8平均機械損失壓力/mpa0.1200.1660.2350.243平均有效壓力/mpa1.3581.2291.0170.978機械效率0.91890.88090.81200.8009有效效率0.38690.39300.38830.3757有效燃燒消耗率/ g/kwh217.1213.7216.3223.63.2.3 發動機的部分重要參數(1)活塞面積:

42、 = 6079 mm2 (2)活塞平均速度: = 12.1 m/s(3) 有效功率= (3-35)(4) 扭矩= （3-36）(5) 耗油量= （3-37）(6) 發動機的升功率:= （3-38）代入數據，計算結果如下表：表3-9 發動機部分重要參數n800200038004000有效功率/ kw21.749.1677.2978.24扭矩/ nm259.02234.72194.23186.78耗油量/ kg/h4711105051671817494升功率/ kw/l9.0420.4832.232.63.3 示功圖的繪制 內燃機的示功圖可以利用工作過程的計算數據來繪制。選取活塞行程比例尺=1；選

43、取壓力的比例尺=0.1。 示功圖上相當于汽缸工作容積的長度為：s/=96mm 示功圖上相當于燃燒室容積的長度為： =5.18mm 壓縮和膨脹多變曲線可以用分析法來制取，對布置在和之間的中間容積各點的計算按多變曲線方程=const進行。示功圖最大高度（點z和z）和按縱坐標軸線z點的位置 =117.8mm3.3.1 壓縮多變曲線各點計算：壓縮多變曲線各點計算公式：= 其中va與vx的比值范圍為117.5。為壓縮多變曲線各點壓力，為壓縮多變曲線各點容積， ，由c+程序算出一系列的結果值，并列出表格表示：表3-10 壓縮多變曲線各點取點橫坐標vb/vx(vb/vx)n1px/mp(mm)px(mpa)

44、15.9315.549.373.57.3526.111747.770.667.0636.491643.765.066.5046.93154059.585.9657.421436.454.245.4267.991332.949.934.978.661229.543.364.3989.451126.239.053.9910.41023.634.303.431011.5919.929.712.971113.0817.025.302.531214.8714.221.102.111320.859.013.341.33142646.69.840.98155222.63.830.3816104111.490

45、.153.32 膨脹多變曲線各點計算壓縮多變曲線各點計算公式：= 為壓縮多變曲線各點壓力，為壓縮多變曲線各點容積， ，由c+程序算出一系列的結果值，并列出表格表示：表3-11 膨脹多變曲線各點取點橫坐標vb/vx(vb/vx)n1px/mp(mm)px(mpa)18.212.525.11117.811.828.661223.77111.511.139.0411.522.51105.610.649.451121.2799.89.98510.41018.8488.38.83611.5916.4777.27.72713.0814.1766.56.65814.8711.9556.15.61917.369.8246.14.611020.857.7836.53.651126.045.8627.462.741234.634.0619.031.901352.022.4211.351.131469.31.51.687.860.791583.11.251.336.230.6216104114.690.47圖3-1 標況下得示功圖3.4熱平衡（1） 加入汽油機的燃料的總熱量:= （