内燃机课程设计

中南大学

课程设计说明书

课 题 内燃机课程设计 学 院 能源科学与工程学院 学生姓名 刘超 指导老师 蒋受宝 专业班级 热动0904班 学 号 1003090707

2012年9月9日

内燃机课程设计

内燃机课程设计任务书

一、题目：车用汽油机热力设计 二、给定参数：

1．活塞排量： 2.7L。

2．汽油重量成分：Ｃ＝0.855 ，H=0.145， O=0.000。 3．汽油的低位发热值：Hu=43960kJ/kg。

三、设计内容

1．方案选择及总体设计（确定主要性能参数和结构参数）。

2．工作循环计算（包括最低转速、最大扭矩、最大功率、最高速度工况）与示功图。

3．热平衡计算与热平衡图。 4．外特性计算与外特性曲线图。 5．绘制曲轴零件图（A1）。

四、设计要求

1．编写设计计算说明书一份，1.2万字左右（20～25页）。 2．用计算机书写文本，用AutoCAD绘图。 3．公式要有出处，符号要有说明。

五、课程设计进度安排（9月3日～9月14日）：

9.03～9.05 9.06～9.10 9.11～1.13 9.14～9.14

讲授课程设计有关内容知识，调研收集资料。 设计计算、数据整理及结果分析。 编写设计说明书，绘制工程图纸。 答辩、成绩评定。 内燃机课程设计

目录

1.方案选择及总体设计 ·························· 1 1.1汽油机主要参数的确定 ······················· 1 1.2汽油机的总体布置 ························· 5 1.3本章小结 ····························· 6 2.热计算与热平衡 ···························· 6 2.1热计算 ······························ 6 2.1.1燃料燃烧及成分确定 ···················· 6 2.1.2周围介质参数和剩余气体 ·················· 8 2.1.3进气过程 ························· 9 2.1.4压缩过程 ························· 11 2.1.5燃烧过程 ························· 12 2.1.6膨胀过程 ························· 14 2.2工作循环参数 ··························· 16 2.2.1发动机指示指标 ······················ 16 2.2.2发动机有效指标 ······················ 17 发动机的部分重要参数 ······················ 18 2.3示功图的绘制 ··························· 19 2.4热平衡 ······························ 22 2.5外特性计算及曲线绘制 ······················· 25 2.6本章小结 ····························· 29 3.曲轴的计算 ······························ 29 4.参考文献 ······························· 30

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1 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。

1.1 汽油机主要参数的确定

（1）冲程数的选择—四冲程

二冲程汽油机和四冲程汽油机相比，尽管当二冲程发动机的工作容积和转速与四冲程发动机相同时，在理论上它的功率应该是四冲程的两倍；且因其做功频率较高，其工作运转较均匀平稳；并且其构造简单，质量小，使用方便。但同时二冲程相比四冲程有以下主要缺点：

1) 二冲程汽油机的热负荷比较高，特别是活塞组的热负荷比较高（活塞顶的平均温度比四

冲程汽油机约高50~60℃）,而且气缸内压力总是大于一个大气压，使活塞环在环槽中活动性减小，积碳不易排除，容易使活塞环失去工作能力；由于作用在轴承上的负荷是单向的，这对润滑不利。使二冲程汽油机的使用可靠性与寿命不如四冲程汽油机。 2) 二冲程汽油机换气质量差，使燃烧条件变差，同时带动换气泵业需要消耗一部分功率，

且有一部分新鲜可燃混合气随同废气排出，因此其经济性不如四冲程汽油机。 3) 二冲程汽油机热负荷较高，因而对机油质量要求比四冲程汽油机高；由于机油容易窜入

扫气孔和排气孔边缘，随气流进入气缸燃烧或从排气管排出，因此，机油的消耗率较大。 4) 高压泵与喷油嘴的工作较繁重，寿命较短。

此外，二冲程汽油机的噪音、排气污染都比四冲程汽油机严重，因此二冲程汽油机在汽车上很少用，在摩托车上应用较广。 因此本设计中选四冲程汽油机（τ=4）。 （2）气缸数和布置方式的选择—三缸、单列式

发动机的汽缸数和气缸布置方式，对其外形尺寸、平衡性和制造成本等都有很大影响。由于发动机排量等于气缸的排量与气缸数的乘积，所以在发动机排量相等的条件下，气缸数越多，每一气缸的尺寸就越小，零件尺寸也小。在给定的功率要求下，如果平均有效压力和活塞平均速度不变，则内燃机的升功率和缸数的平方成正比。也就是说多缸发动机比较紧凑轻巧，往复质量平稳性好，转矩匀称性得到改善，使多缸发动机运转平顺，而且启动容易，加速响应性好。同时发动机的转速也可以高些，升功率也提高，但是，随着气缸数的增加，发动机零件数量增加，结构复杂，可靠度下降，质量和尺寸相对增大，制造成本也相应提高。

汽车发动机的气缸数量有2缸、3缸、4缸、5缸、6缸、8缸、12缸等，其中3、4、6、8缸最多。

对汽车发动机来说，一般采用两种气缸排列方式，一种是单列式，亦称L式，其特点是结构简单，可以使用一个整体式气缸盖，单列式发动机可以是气缸直列的（即直列式发动机）；也可以是斜置式或水平安置的，发动机中气缸直立的和斜置的比较多。令一种气缸排列方式是两列气缸成V型排列，其特点是总体结构比较紧凑，由于发动机的长度和高度尺寸比较小，在汽车上布置起来比较方便，缺点是机体形状比较复杂，至少需要使用两个气缸

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盖，所以制造成本较高。

六缸以下的发动机绝大多数是单列的，其气缸轴线坐在平面与地面垂直或倾斜医德角度，后者是为了降低发动机的总高度多用于小轿车。气缸轴卧式内燃机，机器总高度大大减小，可以布置在汽车底盘中部的车厢地板下面，有利于改善汽车面积的利用率、视野性、操作性和机动性好，适用于大型客车和重型货车。

排量1L以下的轿车发动机绝大多数是L3发动机（单列式3缸发动机）；而排量在1L和2L发动机前置并前驱的轿车和轻型货车大多数采用L4发动机；L5发动机常用在发动机前置，而用L4发动机长度太小，用L6发动机长度又太长的场合，但L5发动机平衡性差，需加上一套比较复杂的平衡机构，所以相对来说，用的比较少；L6发动机常用在排量为2L-3L的中高级轿车的增压发动机和中型以上的各种客货载重车的自然吸气和增压发动机上，其平衡性比4缸、5缸都要好，增压时对排气脉冲的利用率也最好。

V型排列，发动机空间利用率高，且很好的降低了工作重心，有利于提高汽车的操控性，和平衡性。

60度夹角的V型机是现在比较普遍的，由于夹角比90度的V型机要小，所以曲轴受发动机的剪力要小些，所以曲轴制造相对简单些

90度的V型机（奔驰新S级装备的V6机）承受的剪力就要大些，但是它的好处是可以降低发动机的高度，从而降低整个发动机仓的高度，也就有益于降低整个车身的重心，这对于提高汽车的操控性能是很好的。

本次采用6缸，即i=6，单列式内燃机。 （3）行程及其缸径的比值

行程S及其缸径D的比值S/D是对汽油机结构和性能有重大影响的参数。 合理地选择S/D应考虑以下因素：

1）选用较小的S/D，可减小汽油机的高度、宽度和重量。

2）S/D减小是，汽油机的转速可增加，提高了汽油机的升功率，但增加了运动件的惯性力

和企业家的噪声。

3）S/D比值过小，特别是对直喷式燃烧室的汽油机，为保持一定的压缩比以及燃烧室溶剂

与压缩容积比值，必将使活塞与气缸盖之间需要更小的间隙，这就增加制造上的困难。入间隙不能保证，将使发动机各性能指标难以达到。 一般汽车用V型汽油机大多选用较小的S/D值，直列式采用较大的S/D值，即使汽车型号相同时，也可以采用不同的行程，以满足不同用途的需要。

参考文献【1】可知，目前高速柴油机来说S/D值在0.9~1.15范围内，中速柴油机为1~1.25，低速柴油机则为1.6~2.2，汽油机的S/D则在0.8~1.2范围内。本次采用的是S/D值取1.05.

（4）缸径和行程 由

V12DS，代入S/D=1.05，i=6，V=2.7L得： 4i D=82mm，S=86mm

（5）活塞平均速度

活塞平均速度vm表征汽油机高速性和强化程度的一项主要指标，对汽油机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，活塞平均速度vm可由公式vm=Sn/30求得。本设计取额定转速n=5500rpm，可得本设计活塞平均速

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度为vm=15.77m/s。

但vm的增加受到下列因素的：

1) 提高活塞平均速度，摩擦损失增加，机械效率m下降，活塞组的热负荷增加，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v下降。

4) 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。

根据文献【3】有在一般情况下，vm值为：

汽油机vm≤17m/s，摩托车发动机更高一些，可以达到20m/s。 柴油机vm≤13m/s。

（6）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。

L0L1L22h

式中：L0为气缸中心距，mm；L1为主轴承长度，mm；L2为曲柄销长度，mm；h为曲柄臂厚度，mm。

2) 气缸套型式和水套的布置。

3) 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，目前高速汽油机缸心距有缩小的趋势。据文献【6】有目前汽油

机的L0/D值：其值一般在1.10~1.25之间，本次设计取1.20。故本设计中L0/D取1.20，

L0=1.20*82=98.4 mm.

（7）曲柄半径和连杆长度比

曲柄半径和连杆长度比，即R/l，曲柄半径由RS/2可得，是一项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。

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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。

由文献【6】知，现代内燃机的值一般在0.25~0.33之间。小型高速化汽油机值较高，一般在0.27~0.31之间，根据本机特点，本设计选值为0.29。

由活塞行程S可知曲轴半径R=S/2=86/2=43mm，可知连杆长度l=R/=43/0.29=148.28mm （8）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。

本设计选蓬型燃烧室。 （9）压缩比

压缩比直接影响汽油机的性能、机械负荷、启动性能以及主要零件的结构尺寸。在一定范围内，汽油机的热效率随压缩比的增加而提高，增大压缩比也可使汽油机的启动性能得到改善。但压缩比的提高将使气缸最高爆发压力相应上升，机械负荷增加，对汽油机的使用寿命有影响。

选择最佳压缩比应综合分析燃烧室的型式、热效率、启动性能和机械负荷等方面的影响。目前，车用汽油机的压缩比大多在6~12之间。根据国内外市场上本机型的技术特点，本设计取=10.

（10）发火次序的选择

汽油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。随着气缸数目的增加，汽油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，就决定了汽油机的平衡情况。

2)扭转振动性能 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，并和扭振形式有关。

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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。

根据本机特点，设计选取的发火次序为：1-5-3-6-2-4.

现将本设计的方案选择列表如下（表1）:

表1 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i 6 行程缸径比S/D 1.05 活塞平均速度vm/ms1 15.77 气缸布置型式 单列式 冲程数 4 气缸中心距/mm 98.4 中心距缸径比L0/D 1.20 压缩比 10 连杆长度与曲柄半径比 0.29 发火次序 1-5-3-6-2-4 活塞行程S/mm 86 活塞直径D/mm 82

1.2汽油机的总体布置 （1）汽油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) 经常需要保养的零部件，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。多种用途汽油机的总体布置，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。 （2）汽油机的总体布置如下： 1）凸轮轴的布置

本设计凸轮轴布置在气缸盖上部，直接驱动气门，其配气结构质量最小，适用也高速汽油机。

2）齿轮传动机构的布置

由于传动齿轮布置在自由端的优点是曲轴前轴直径小，齿轮尺寸比较小，拆装方便，便

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于维护保养，多用于中小功率汽油机，故本设计采用此种布置方式。 ３）机油泵的布置

机油泵的布置与其传动方法、机路布置以及汽油机的用途有关。本设计中机油泵布置在主轴承盖上，有主动齿轮通过惰齿轮传动，这种布置的优点是机油泵无需油封机构，轴承润滑条件好，机油泵安装位置较低，汽油机启动后，瞬时既能吸上机油。 ４）水泵的布置

本设计采用离心式水泵，为避免水漏人机体导致机油变质，在水泵体上设有旁泄孔，漏出封水圈的水可有旁泄孔排出，以便及时发现漏水并加以检修。通常将水泵布置在汽油机的外部。

1.３本章小结

本章通过对汽油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详尽说明，得出了具体参数和发动机放入总体布置方式。

汽油机方案为：四冲程水冷，设计行程缸径比为S/D=1.05，活塞平均速度vm=15.77m/s，气缸布置型式为单列式，压缩比为=10，气缸中心距L0=98.4mm，曲柄连杆比为=0.29，为蓬形燃烧室，发火次序为1-5-3-6-2-4。

2 热计算与热平衡

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。

对于车用汽油机的热计算，其主要设计参数为六个气缸（i=6），热计算用分析法可以有足够的准确程度来确定新设计的发动机的主要参数以及校核现实工作汽油机实际循环的完善程度。

本章节将从以下几个方面来进行计算分析：燃料、工质参数、周围介质参数和剩余气体、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、热平衡、汽油机外特性计算等方面。

2.1 热计算

将进行下面四个工况的热力计算：

（1）最低转速（怠速）工况，n=800rpm,a=0.70 （2）最大扭转工况，n=3200rpm,a=0. （3）标定工况，n=5500rpm,a=0.9

（4）最大功率（速度）工况，n=6000rpm,a=0.92

2.1．1 燃料燃烧及成分确定 燃料的平均元素成分和分子量：

C=0.855 H=0.145 O=0.000 燃料低热值： Hu=43960J/Kg

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(1) 工质参数

燃烧1Kg汽油燃料，理论上所必须的空气量

L01.193(gCgHgO) 3180.8550.1450) 318 =1.193( =0.513kmol/kg lo=L029=14.9kg/kg

式中gC、gH、gO分别为三种元素质量比。

过量空气系数a是燃烧1kg燃料时，实际空气量l1与理论空气量lo之比。

降低a值是强化发动机工作过程的有效方法之一，对于给定功率的发动机，减小过量

空气系数，则可以减小气缸尺寸。但是随着a的降低，会引起燃烧不完全，恶化了经济性，并增大发动机的热应力。参考文献【9】可知，汽油机的a取值范围一般是0.8~0.96之间。 本设计取a=0.9 （1） 新鲜充量 M1=aL0=0.513a

（2） 燃烧产物单独成分数量。 MCO2C1a20.208L0 121k0.8551a20.2080.513

1210.5 =

Mco21a0.208L0

1k1a0.2080.513

10.5 = 2 MH2OH1a2K0.208L0 21k0.1451a20.50.2080.153 =

210.5MH22K-

1a0.208L0

1k- 7 -

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=20.5 MN21a0.2080.153

10.50.792aL0=0.792a0.513

式中：0.208为1kmol容积的空气中氧气所占的比例;0.792为1kmol容积的空气中氮气所占的比例；K 为常数，它与燃烧产物中含有的一氧化碳与氢的比例有关（由文献【5】知道汽油k=0.45~0.5），取k=0.50。 （3） 燃烧产物的总量

M2MCO2MCOMH2OMH2MN2 CH0.792aL0 =122 =0.071250.07250.792a0.513

计算结果求得如下表（表2）：

表2 燃烧产物的成分质量

n 1000 3200 5500 6000 α 0.86 0.92 0.9 0.92 L0 0.513 0.513 0.513 0.513 M1 0.4412 0.472 0.4617 0.472 MCO2 0.0513 0.0599 0.057 0.0599 MCO 0.0199 0.0114 0.0142 0.0114 MH2O MH2 MN2 M2 0.0625 0.01 0.3494 0.4932 0.0668 0.0057 0.3738 0.5175 0.06 0.0071 0.3657 0.5094 0.0668 0.0057 0.3738 0.5175

2.1.2周围介质参数和剩余气体

在非增压发动机工作时，参考本机特点及汽油机一般参考资料，选取参数如下：

周围介质压力：Pk周围介质温度：Tk剩余气体温度：Tr

查文献【7】知道：残余废气的温度是根据发动机型式、压缩比、转速及过量空气系数等因素决定的，其值处于下列范围：汽油机900~1000k，这里取Tr-

PMPa 00.1013T0293K 1000k

1000k。

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在确定Tr的过程中必须注意到，当压缩比提高和工作混合气加浓时，残余废气的温度便下降，而发动机曲轴转速升高时则Tr值升高。

剩余气体压力：由文献【7】知道，对非增压和机械式增压的汽车拖拉机发动机的来说，其残余废气压力为:

Pr(1.05~1.25)P0

Pr取大些。

曲轴转速高的发动机

废气涡轮增压的发动机，则

P)Pr(0.75~0.980

这里取

Pr1.05P0=1.05x0.1013=0.106MPa

充气过程开始之前，发动机气缸里总是含有一定数量的残余废气，他们处于燃烧室容积

V0之中。剩余气体压力值影响因素有气门数量及气门布置形式、进排气通道的主阻力、配

气相位、增压特征、发动机的高速性、负荷情况、冷却系统及其他许多因素。随着发动机曲轴转速降低，残余废气压力明显地降低。根据一些内燃机教材上的经验，汽油机排气终点压力一般为

Pr1.05P0=1.05x0.1013=0.106MPa

2.1.3 进气过程

为得到良好的发动机充气，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：（0℃--20℃）。这里取△T=20℃。(1)进气的充气密度

kPk106/(RRTK)0.101310/(287293)1.205kg/m363

式中：k进气充气密度，kg/m；Rg为气体常数，Rg=287J/kg.K；其余符号如前所述。

(2)进气压力损失△

Pa

Pa，采用某些假

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△设后可以有伯努利方程求得：

△

26Pa=(2B)B10/2 K2 =2.770 =0.00797MPa

1.205106/2

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(2B)=2.5~4.0

(2B)=2.7

及和

根据文献【7】，现代汽车汽油机在额定工况下：

BB=50~130m/s，对于进气系统加工过的内表面，可以取

=70m/s。这是根据发动机速度工况和考虑到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：

Pa=Pk-△Pa

=0.1013-0.00797=0.0933MPa

式中：

Pa为进气终了时压力，单位为MPa；△Pa为进气压力损失，单位是MPa；其他符

号如前所述。

(3)剩余气体系数（残余废气系数）

残余废气系数表征了汽油机气缸中燃烧产物的排净程度。值增大，即表示进气过程中进入气缸的新鲜充量减少。

若不考虑扫气及过后充气

T0TPr

TrPaPr293200.106 ==0.040

1000100.09330.106 式中：T0为初始温度，单位为K；T为标定速度工况上温度变化量，K；为压缩比；为剩余废气系数；其余符号如前所述。

四冲程发动机的值与压缩比、进气终了时的工质参数、转速及其他许多因素有关。随着压缩及残余废气温度T增大而减小，随着残余废气压力和转速n升高而增大

汽油机值处于下列范围之内：0.04~0.10. (4)进气终了温度

Ta(TKTTr)/(1)

293200.0401000/(10.040)

=339k

式中：Ta为进气终了温度，单位为K；其余符号如前所述。

-

- 10 -

内燃机课程设计

Ta值主要取决于工质的温度，残余废气系数、以及充量被加热的程度，在较小的程度

上也与残余废气的温度有关。现代四冲程发动机的进气终了温度的范围为320~400k。 (5)充量系数

充量系数是表征进气过程特征的最重要参数，它是进入气缸的实际新鲜充量的数量，与气缸内温度与压力与周围介质或吸入气缸前的介质温度和压力相等时，气缸工作容积中可能容纳的充量的数量之比，是衡量内燃机充气性能的一个重要指标。

不考虑扫气和过后充气的四冲程汽油机充量系数为：

Tk11(PaP)

(TkT)(1)Pk293(100.09330.106)0.849

(29320)(101)0.1013 =

式中：为充量系数；其余符号如前所述。

充量系数值的大小，主要取决于汽油机的冲程、高速性及配气系统的完善程度。

参考文献【7】可知各种型号的汽车发动机，在全负荷工作时其充量系数处于下列范围之内：

汽油机 0.70~0.90

2.1.4压缩过程

压缩过程的计算，归结为求解压缩过程的平均多变指数n1、压缩终了参数（PG及TG）

c以及确定压缩终了时工质的比热(mcv')t0。

t(1) 压缩绝热指数和多变平均指数

在汽油机的标定工况工作时，可以取压缩多变指数近似的等于绝热指数。

在10，Ta339K条件下，，由文献【7】得：

k11.375。

绝热指数n1=1.375，多变平均指数n1(2)压缩终了压力和温度

压缩终了压力

PGn1Pa

1.37510 =0.09332.21MPa

式中：PG为压缩终了压力，单位为MPa；其余符号如前所述。

压缩终了温度 TG-

Tan11

- 11 -

内燃机课程设计

339101.3751=804K

式中：TG为压缩终了温度，k；其余符号如前所述。 (3)压缩终点平均摩尔比热

1） 新鲜混合气体（空气） 查文献【7】可知

c (mcv)t0=20.6+2.63810t3tG

=20.6+2.638103(804273)

=22.00KJ/Kmol.℃

c式中：(mcv)t0为新鲜混合气体平均摩尔比热，单位KJ/Kmol.℃；其余符号如前所

t述。

2） 剩余气体

由=0.9，tG=531℃,按文献【7】用插值法确定：

c =24.402 (mcv'')t0KJ/Kmol.℃

t3） 工作混合气 按文献【7】，工作混合气的平均摩尔比热可按下列方程求解： (mcv)t0'tc1tc''tc[(mcv)t(mcv)t0] 011220.04024.402 =

10.040 =22.092 KJ/Kmol.℃

c式中：(mcv')t0为工作混合气平均摩尔比热，KJ/Kmol.℃；其余符号如前所述。

t2.1.5燃烧过程

（1）汽油机理论混合气分子变更系数

0M20.509421.107 M10.46（2)汽油机实际混合气分子变更系数

01.1070.0401.145 110.040(3)汽油机工作混合气燃烧的热量

- - 12 -

内燃机课程设计

HpacmHu43960918KJ/Kmol

M1(1)0.46(10.040)式中：Hu为汽油机燃料低热值，Hu=43960KJ/kg；其余符号如前所述。 (4)汽油机燃烧产物平均摩尔热值

tztz''''z(mcp'')t(1/M)[M(mc)M(mc)t02CO2vCO2t0H2OvH20to

tZtztz''''''MCO(mc)M(mc)M(mc)vCOt0H2vH2t0N2vH2t0]

1[0.0570239.1230.003349tz0.06539 =

0.50942

(26.670.0044438tz)0.01432(22.490.00143tz)0.00711(19.6780.001755tz)0.36576(21.9510.00147tz)]

=32.777+0.00205tz

汽油机发动机在全负荷工作时z在0.8~0.95范围内变动。取z=0.9.汽油机压力升

高比主要取决于燃料循环供给量和燃烧室形状等因素，燃烧最高压力最高不超过11~12MPa。汽油机的压力升高比一般在3.2~4.2之间。参考文献【7】本设计取=3.6. (5)燃烧过程终了温度

燃烧过程终了温度计算公式为：

't'tzHpacm[(mcv)t8.315]tG2270()(mc'p)ttzcz00式中：tz为燃烧终了温度，k；为实际混合气变更系数；为压力升高比；其余符号如前所述。

代入数据得到：

0.9918(22.0928.3153.6)5312270(3.61.145)tz)tz = 1.145(32.7770.00205整理得： tz32.77732.777240.00205101221

20.00205- 13 -

-

内燃机课程设计

=29℃

Tz292732922k

PG3.62.217.96MPa

(6)汽油机最高燃烧压力 Pz式中：

pz为最高燃烧压力，MPa；其余符号如前所述。

(7)汽油机预胀比（初期膨胀比） Tz1.14529221.156

TG3.6804式中：为汽油机预胀比；其他符号如前所述。

2.1.6膨胀过程

汽油机过后膨胀比： 108.65 1.156汽油机平均绝热膨胀指数和膨胀多变指数用以下方式选取。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。

参考文献【7】查图：

k21.250,取n21.248，

PZ7.960.539MPa 1.2488.65得到汽油机膨胀终了压力和温度： Pbn2式中：Pb为膨胀终了压力，MPa；其余符号如前所述。 汽油机膨胀终了温度： TbTzn2129221711k 0.2488.65式中：Tb为膨胀终了温度，K；其余符号如前所述。 取汽油机剩余气体温度校核： T3TbPbP317110.5390.106995K

计算两者误差为：

- - 14 -

内燃机课程设计

(1000995)100%0.5%

995根据资料知道，允许误差为5%，所以，误差在允许范围内。 计算结果如下（表3）

表3 各过程参数

n 800 3200 5500 6000 Pr 0.1025 0.1055 0.10 0.1100

Pa 0.1011 0.0986 0.0933 0.0918 Pa 0.0002 0.0027 0.0080 0.0095

 0.037 0.038 0.040 0.041

Ta 337 338 340 340

 0.9292 0.9032 0.8491 n1 1.370 1.374 1.375 1.377

PG 2.371 2.333 2.213 2.187 TG 791 800 804 810

tG 518 527 531 537

(mccv)tt 0(mc'')tc 23.125 24.110 vt0(mc')tcvt0

0 1.1 1.101 1.107 1.101



Hpacm

z 0.80 0.88 0.90 0.88



- 21.97

22.007 22.067 22.092 22.119 1.182

1177 92067 918 848

3.588 3.612 3.600 3.596

21.99 1.097 1.145 1.097

0.8335

22.00 22.02

24.402

24.615

- 15 -

内燃机课程设计

3268 31

tz 3451 3318 29

Tz 3724 3591

2922

Pz 8.51 8.43 7.96 7.86

 1.551 1.363 1.156 1.334

 6.45 7.34 8.65 7.50

k2 1.258 1.249 1.250 1.252 n2 1.257 1.249

1.248

1.252

Pb 0.817 0.699 0.539 0.631 Tb 2106 2086 1711 2031 Tr 1044 1024 995 1019

Δ 4.2％ 2.3％

0.5％

1.9％

2.2工作循环参数 2.2.1发动机指示指标

（1）理论平均指示压力

'PiPG1[n21(1)n21111(1n11)]

n11

2.213.6111[(1)(1)] 1.24811.375191.24811.37511010'1.173MPa

式中：Pi为理论平均指示压力，MPa；其余参数如前所述。 （2）汽油机平均指示压力

由文献【7】取丰满系数n0.97，则：

'PPMPa ini0.971.1731.138（3）汽油机指示效率

- - 16 -

内燃机课程设计

iP1.13814.90.9il00.339 Hukr43.961.2050.849式中：i为汽油机指示效率；Pi为平均指示压力，MPa；为过量空气系数；l0为所需理论空气量；其余符号如前所述。

（4）汽油机指示燃料消耗率 gi36003600242g/KWh

Hui43.960.339式中：

gi为指示燃料消耗率，g/KW.h；其余符号如前所述。

2.2.2发动机有效指标

（1）机械损失的平均压力

据文献【7】有

Pvm m0.0490.0152 0.0490.015215.770.29MPa

式中：Pm为机械损失平均压力，MPa；其余符号如前所述。 （2）汽油机平均有效压力和机械效率

平均有效压力：

P ePiPm 1.1380.290.848

式中：Pe为平均有效压力，MPa；其余符号如前所述。 机械效率：

mP0.848e100%74.5% P1.138i式中：m为机械效率；其余符号如前所述 （3）汽油机有效效率和有效燃烧效率

有效效率：

eim

0.33974.5%25.3%

式中：e为有效效率；其余符号如前所述。 有效燃料消耗率：

- - 17 -

内燃机课程设计

ge36003600323.7g/KWh

Hue43.960.253式中：

ge为有效燃料消耗率，g/KW.h；其余符号如前所述。

2.2.3 发动机的部分重要参数

(1)活塞面积

FnD24

3.148225278.34mm2 4式中：

Fn为活塞面积，mm2；其余符号如前所述。

（2）活塞平均速度

vmSn86103550015.77m/s 300000300000式中：vm为活塞平均速度，m/s；n为曲轴转速，r/min；其余符号如前所述。 (3)有效功率

Ne式中：

PeVsin0.8482.75500104.94KW

30304Ne为有效功率，KW；其余符号如前所述。

(4)扭矩

Me30000Ne30000104.94182.3Nmn3.145500

式中：Me为发动机扭矩，N.m；其余符号如前所述。 (5)耗油量

GTNege104.94323.710333.97kg/h

式中：GT为油耗量，kg/h；(6)发动机的升功率

ge为有效燃料消耗率，g/KW.h；其余符号如前所述。

- - 18 -

内燃机课程设计

Nn式中:

Ne104.9438.87KW/L

VSi0.9Nn为发动机升功率，KW/L;其余符号如前所述。

表4 各参数如下

计算结果如下（表4）

n 800 3200 5500 6000 Pi' 1.234 1.241 1.173 1.153 Pi 1.197 1.204 1.138 1.118

i 0.2 0.334 0.339 0.347

gi 322 245 242 236 Pm 0.08 0.19 0.29 0.31

Pe 1.117 1.014 0.848 0.808

m

93.3％ 84.2％ 74.5％ 72.3％ 23.7％

28.1％ 25.3％

25.1％

e

ge 345.5 291.4 323.7 326.3 vm 2.29 9.17 15.77 17.2

Ne 20.11 73.01 104.94 109.08 Me 240.2 218.0 182.3 173.7 GT 6.95 21.28 33.97 56.68

Nn 7.45 27.04 38.87 40.40

2.3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Ms-

1；选

- 19 -

内燃机课程设计

取压力的比例尺Mp0.1。

示功图上相当于气缸工作容积的长度为：

S86mm Ms示功图上相当于燃烧室容积的长度为：

S869.56mm

(1)MS101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V0和总容积Va之间的中间容积各点的技术按多变曲线方程PV'n1常数进行。

（1）示功图最大高度（点Z和Z）和按纵坐标轴线Z点的位置

式中：MP7.96Z79.6mm MP0.1p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

PxPa(Va/Vx)n1

3Vx为压缩多变曲线各点容积，mm；Va式中：Px为压缩多变曲线各点压力，MPa；

在1~10之间变化。

（3）膨胀多变曲线各点计算公式

n2P xPb(Vb/Vx)/VxVx为压缩多变曲线各点容积，mm；Vb式中：Px为压缩多变曲线各点压力，MPa；

在1~10之间变化。

3/Vx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。

将示功图个点计算结果列表2、表5如下：

表5 压缩多变曲线各点

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内燃机课程设计

Px/mm MP22.12 19.15 16.28 13.55 10.96 8.53 6.28 4.23 2.42 0.93

计算点横

N0点

坐标/mm

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

9.56 10.62 11.95 13.65 15.93 19.11 23. 31.85 47.78 95.56

Va Vx10 9 8 7 6 5 4 3 2 1

Vn1（a）

Vx23.71 20.52 17.45 14.52 11.75 9.14 6.73 4.53 2.59 1

Px/MPa

2.21 1.91 1.63 1.35 1.10 0.85 0.63 0.42 0.24 0.09

表6 膨胀多变曲线各点

计算点横

N0点

坐标/mm

1 2 3 4

9.56 10.62 11.95 13.65

VbVn （b）

VxVx2Px/mm MP95.40 83.65 72.23 61.12

Px/MPa

9. 8.37 7.22 6.11

10 9 8 7

17.70 15.52 13.40 11.34

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50.45 40.16 30.40 21.24 12.83 5.39

5.05 4.02 3.04 2.12

1.28 0.

5 6 7 8 9 10

15.93 19.11 23. 31.85 47.78 95.56

6 5 4 3 2 1

9.36 7.45

5. 3.94 2.38 1

示功图的绘制如图3所示：

汽油机示功图12108P/Mpa200204060V/mm80100120系列1系列2

图3 汽油机示功图

2.4热平衡

（1）加入汽油机的燃料的总热量

Q0HuG4396033.97414811J/s

3.63.6式中：Q0为燃料总热量。J/s；G为油耗量，kg/h；Hu为汽油燃料低热值，J/kg。

- - 22 -

内燃机课程设计

（2）汽油机单位时间内有效功相当的热量

Qe1000Ne1000104.94104940J/s

式中：Qe为有效功相当的热量，J/kg；其余符号如前所述。

（3）汽油机传给冷却介质的热量Qb

QbCiD12mnm(1)

式中：Qb为发动机传给冷却介质的热量，J/kg；C为比例系数，查文献【7】知道，四冲程发动机C=0.45~0.53；m为幂指数，四冲程发动机m=0.6~0.7；其余符号如前所述。

取C=0.5，m=0.65，D=82mm， 则可以得到：

Qb0.568.2120.6555000.65(（4）废气带走的热量

1)113733J/s 0.9QG''k[M2(mcP)tM1(mcP)tt0tk3.6

式中：Q为废气带走的热量，J/kg；其余符号如前所述。

tT2731000273727℃

在0.9，tt727℃时，查文献【7】运用插值法得到：

''(mc.811 V)t024''''(mcP)t(mc)8.31533.126 Vt00tt- - 23 -

内燃机课程设计

在0.9，tk法得到：

tk(mc.108 v)t022Tk27329327320℃时，查文献【7】运用插值

tkk(mcP)t).423 t0(mcvt08.31530Q33.97[0.5094233.1267270.4630.42320]

3.6=113123J/s （5）其它热损失 QOCTQ0(QeQbQr)

=414811-（104940+113733+113123）

=83015J/s

式中：QOCT为其它热损失，J/s；其余符号如前所述。

对发动机热平衡进行分析，并计算出各部分热量占输入燃料的总热量的百分比，有助于设计时有针对性的降低热消耗，从而提高发动机的整机热效率。 热平衡组成列表7

表7 热平衡组成

热平衡组成 有效功当量的热量 传给冷却介质的热量 废气带走的热量 其它的热损失热量 发动机燃料总热量

Q/(JS1)

104940 113733 113123 83015 414811

百分比/% 25.30 27.42 27.27 20.01 100

- - 24 -

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饼状图如图4

有效功当量的热量传给冷却介质的热量废气带走的热量其它的热损失热量

2.5外特性计算及曲线绘制

在绘制新设计的发动机外特性时，常常利用热计算的结果，而所进行的热计算是针对着发动机满负荷工作的一些规范。但是这个速度特性的计算方法只有按发动机在不该速度工况上工作的一系列参数，在具有足够完整实验数据的情况下，才能得出可靠结果。

按发动机佛你工作的有关工况-最大功率功功率工况进行热计算的结果和利用经验关系的曲线，可以绘制发动机外特性并具有足够的精确性。

进行外特性曲线的绘制，以汽油发动机的不同转速取各个工况点，变化范围从

nmin600~1000r/min到nmax1.05~1.20nN。

最高曲轴转速受限于：工作过程质量历程的条件、零件的热应力及惯性力的容许值等，最低的-在满负荷时有发动机稳定工作条件确定。

（1）有效功率曲线的计算点每经过500~1000r/min按以下经验关系式来确定：

NexNenxnn[1x(x)2] nNnNnN（2）有效扭矩曲线的点按以下公式确定：

Mex3104Nex

nx（3）计算点的平均有效压力按以下公式确定：

-

- 25 -

内燃机课程设计

Pex30Nex

Vnnx（4）活塞平均速度：

vmxSnx

3104（5）机械损失平均压力： PMx0.0490.0152vmx

（6）平均指示压力曲线按公式求出： PixPexPMx

（7）指示扭矩计算点由公式确定:

3PixVn10Mix

（8）燃料有效油耗率：

gexgeN[1.21.2nxn(x)2] nNnN（9）每小时油耗量： GTxgexNex103

在汽油发动机按速度特性工作时，随着转速的提高x值有些变稀。汽油机的过量空气系数一般取nmin0.9N0.90.90.81，可取x值为线性变化，

则得到所有计算点用的x值。 （10）充量系数：

- - 26 -

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vxPexl0xgex

3600k计算各特性点数据整理为表8.

表8 外特性曲线各特性点数据

nx/ 1000 2000 3000 4000 5000 6000 6300 Nex/ 21.98 47.13 71. 91.72 Mex/Pex/ 210.00 225.10 228.20 219.10 0.98 1.05 1.06 1.02 0.92 0.77 0.71 vmx/ 2.86 5.72 8.58 11.44 14.30 17.16 18.02 gex/ 328.20 2.70 272.60 276.90 302.50 349.60 367.8 GTx/ 7.21 13.65 19.53 25.40 31.34 36.15 36.96 (rmin1)kWNmMPa(ms1)(g(kWh)1)(kgh1)103.58 197.90 103.43 1.70 100.47 152.40 外特性曲线如图5所示：

比较所得数据和按热计算的结果绘制的曲线（图4）的基础上，可以得出以下结论： 1)发动机扭矩在转速较低时随着转速的提高而逐渐升高，在转速达到3000r/min时达到最大值170.6N.m，随后随着转速的提高而逐渐降低；在发动机的整个转速范围内扭矩变化平衡，具有良好的操控性能。

2）发动机功率随着转速的提高而逐渐增大，在转速达到5500r/min时达到额定功率，若进一步提高转速，则功率下降；

3）油耗率的变化规律大致为：随着转速的提高县降低后升高，高效经济工作区宽，在3000~4000r/min工作区内有较经济的油耗，转速为4000r/min时油耗率达到最低为276.98g/kW.h。 功率KW12010080604020系列1 - 001000200030004000500060007000- 27 - 转速r/min 内燃机课程设计

扭矩N.m250200150系列110050001000200030004000转速r/min500060007000 400350有效油耗量g/KW.h30025020015010050001000200030004000转速r/min500060007000

系列1 每小时耗油量Kg/h4035 30 2520 1510500100020003000系列1 4000500060007000转速r/min 图5 汽油机外特性曲线图

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2.6本章小结

热计算从工作参数入手，对周围介质和剩余气体的参数进行确定，然后对气缸的进气、压缩、燃烧以及膨胀和排气四个过程进行详细的分析计算，进一步确定发动机的工作循环指示参数和有效指标，绘制汽油机的示功图和外特性曲线，同时进行热平衡分析。

由热计算得到，工作循环的充量系数为r0.849，工作循环的剩余气体系数，汽油机的最高燃烧压力为7.96MPa，有效效率e25.3%，有效燃料消耗0.040率为ge323.7g/kW.h，活塞平均速度为vm15.77m/s，有效功率Ne104.94kW，耗油量GT33.97kg/h，发动机升功率Nn38.87kW/L。

3 曲轴的计算

曲轴是发动机中最重要的零件 之一，发动机的全部功率都是通过它输出的。并且曲轴

是不断周期性变化的力、力矩（包括扭矩和弯矩）的共同作用下工作的，极易产生疲劳破坏。另外曲轴形状复杂，应力集中严重，因此在设计中必须要曲轴有足够的疲劳强度，以保证正常工作。

根据前面的计算我们知道：曲轴是全支承的，曲轴对此布置，但是平衡重是不对称布置的，曲轴半径R=43 mm，连杆长度l=148.28 mm。根据文献【6】有关曲轴各部分的主要结构关系，我们取下列曲轴曲拐的主要参数：

1)

主轴颈的外径

D10.62D0.628250.84mm，长度

lk,m0.41D33.62mm；

2)

连杆轴颈的外径D20.59D0.598248.38mm，长度

lmm0.35D28.7mm；

3)

曲柄臂的计算截面，宽度b1.0D1.08282mm，厚度h0.22D18.04mm。

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4 参考文献

[1] 高文志．内燃机课程设计 [M]．北京：中国水利水电出版社，2010. [2] 张宗杰．内燃机课程设计指南[M]．武汉：华中理工大学出版社，1992. [3] 袁兆成．内燃机设计[M]．北京：机械工业出版社，2008.

[4] 许道延．高速柴油机概念设计与实践[M]．北京：机械工业出版社，2004. [5] 黎志勤．内燃机工作过程与计算[M]．吉林：吉林人民出版社，1984. [6] 吴兆汉，江长民．内燃机设计[M]．北京: 北京理工大学出版社，1990. [7] [苏]A.и.高尔钦．汽车拖拉机发动机计算[M]．机械工业出版社，1985. [8] 谈荣望．内燃机结构设计[M]．北京: 中国铁道出版社，1990. [9] 徐 兀．汽车发动机现代设计[M]．北京：人民交通出版社，1995. [10] 柴油机设计手册编辑委员会．柴油机设计手册（上册）[M]．中国农业机械出版社，1984.

[11] M.C.XOBAX．MOTOR VEHICLE ENGINES[M]．MIR PUBLISHERS，1979. [12] Richard van Basshuysen，Fred Schafer. Internal Combustion Engine Handbook[M]. SAE International, 2004.

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