6135柴油机设计说明书

6135柴油机 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 说明书 题 目: 6135柴油机结构设计 姓 名: 班级学号: 指导教师: 摘 要 随着我国工程机械技术水平的不断提高，对工程机械所配套的动力的要求也越来越高，本课题是针对6135型柴油机的结构特点，进行设计及改进，注重提高该机型的动力性能，使其能在工程机械领域发挥作用，提高该机型的经济性能，满足用户的需要，提高排放性能，更好地适应国家对车辆、工程机械发动机排放性能的要求。通过对该机型的改进设计，使其满足系列机型的需要。 本课题主要对6135型柴油机的有关参数进行选择，确定其有效功率，燃油消耗率。6135型 通过对该机型有关计算与校核，确定该机型主要技术性能。利用所绘制的总体装配图及零件图，分析该机型的结构特点、确定对该机型的改进设计，为同类产品设计提供有价值的理论参考。 关键词 :6135柴油机;热力与动力计算;强度校核;结构设计 Abstract As Chinese technology that is about construction machinery continues to improve, the power requirements of construction machinery is also increasing. the topic is about the design of the 6135 diesel engine overall structure, so that it can meet the needs of the power plant working for the project mechanical better. The main subject of the relevant parameters of the 6135 Diesel to choose, to determine the effective power, fuel consumption rate. 6135 type of diesel engine thermodynamic calculation, the original parameters of the design of the model; from the dynamic calculation, design models of the imum torque of the crank pin and main journal and draw the torque diagram to draw the crank pin of the pre-wear maps, boot hole so that the best place. Use of existing laboratory equipment and the effective parameters of modern engines and modern design references to the models to a series of effective improvements to make it the best design programs to meet the design. So that the models are better able to adapt to the needs of modern construction machinery . By the models for computing and checking to determine the technical performance of the models. The general assembly drawings and part drawings are drawn to analyze the structural characteristics of the models to determine the design of the model improvements, and provide valuable theoretical reference for the design of similar products . Keywords: 6135 diesel engine; Heat and power calculation; Checking calculation; Structural design 目 录 摘 要 I Abstract II 第 1 章 绪论 2 1.1 本课题研究的意义和目的 2 1.2 本课题目前在国内外发展趋势 2 1.3 本课题研究的内容 3 1.4 本章小结 3 第 2 章 6135柴油机热力与动力计算、主要零件强度校核 4 2.1 6135柴油机实际循环热力计算 4 热力计算的目的 4 热力计算的方法 4 2.2 6135柴油机动力计算 16 曲轴连杆机构中的作用力 16 机构惯性力 16 绘制各负荷的曲线图 17 绘制主轴颈和曲柄销的积累扭矩图 18 绘制曲柄销负荷极坐标图 19 绘制曲柄销预磨损图 19 2.3 6135柴油机主要零件强度分析 20 活塞的强度校核 20 连杆的强度校核 23 2.4 本章小节 32 第 3 章 6135柴油机结构分析及改进设计 33 3.1 6135柴油机结构分析 33 3.2 6135柴油机改进 设计方案 关于薪酬设计方案通用技术作品设计方案停车场设计方案多媒体教室设计方案农贸市场设计方案 37 3.3 本章小结 40 结 论 41 参考文献 42 致 谢 43 附录1外文翻译 44 附录2外文原文 69 绪论 本课题研究的意义和目的 柴油机凭借热效率高、功率范围广，经济性能好等优点广泛应用在车辆、船舶、机械等领域。 本课题是针对6135型柴油机的结构特点，进行设计及改进，注重提高该机型的动力性能，使其能在工程机械领域发挥作用，提高该机型的经济性能，满足用户的需要，提高排放性能，更好地适应国家对车辆、工程机械发动机排放性能的要求。通过对该机型的改进设计，使其满足系列机型的需要。 本课题目前在国内外发展趋势 本课题在国内的发展趋势 我国柴油机产业自20世纪80年代以来有了较快的发展， 随着一批先进机型和技术的引进，我国柴油机总体技术水平已经达到国外80年代末90年代初水平。一些国外柴油机近几年开始采用的排放控制技术在少数国产柴油机上也有应用，最新开发投产的柴油机产品的排放水平已经达到欧2排放限值要求，一些甚至可以达到欧3排放限值要求。本课题设计的6135柴油机在我国是一款市场和技术都非常成熟的产品，在用户中的知名度和信誉度都非常高，用户对这款产品已经非常熟悉并且信任;6135柴油机有符合中国国情的性价比，其发动机功率大，但由于其本身结构简单，又是铸造曲轴故其成本低;6135柴油机有发展潜力，有些新技术都得以在6135柴油机上得到应用例如:增压技术、分层燃烧、稀薄燃烧等;6135柴油机的排放已经达到欧2排放限值，排放控制可操作性强。 本课题在国外的发展趋势 现代的调整高性能柴油机由于热效率比汽油机高、污染物排放比汽油机少， 作为汽车动力应用日益广泛。西欧国家不但工程机械和载重汽车使用柴油发动机， 而且轿车采用柴油机的比例也相当大。最近，经过多年的研究、大量新技术的应用，6135柴油机最大的问题烟度和噪声取得重大突破，达到了汽油机的水平。现代国外6135柴油机应用的一些先进技术有:增压中冷技术、排气在循环技术、或处理技术(微粒捕集器、三效催化转化器等)。 所以，从， 6135柴油机仍将继续保持一定的增长势头，特别在工程机械市场。 本课题研究的内容 本课题是针对6135柴油机进行改进设计，主要研究内容如下: 1(对6135柴油进行热力计算、动力计算、零件强度计算，确定主要零件的结构尺寸; 2(对6135柴油机整体设计方案分析，进行改进设计，主要目的是在控制排放的前提下，最大限度的提高6135柴油机的经济性、动力性; 3(利用绘图软件绘制发动机总体装配图及典型零件图; 4(编写整理设计说明书。 本章小结 本章主要介绍了6135柴油机结构设计在工程机械领域的意义。通过大量收集资料,了解了本课题目前在国内外的发展现况和未来的发展趋势。这对柴油机的结构设计有很好的指导意义。最后,结合本课题的设计流程,列出了比较详细的研究内容,以指导设计的进行。 热力与动力计算、主要零件强度校核 6135柴油机实际循环热力计算 热力计算的目的 6135柴油机热力计算的方法是根据有关热力计算公式，对6135柴油机各热力参数、指示参数进行计算、其计算结果的精确性，信赖于大量经验数据的选择是否恰当，它对本机型设计工作有一定的指导意义。 热力计算的方法 标定功率:[] 100KW 标定转速:[] 1500r/min 工况选择:标定工况 根据GB1105―74陆用内燃机 大气条件为: 大气压力: 100Kpa 0.1Mpa 环境温度: 298K 相对湿度: 60% 1(确定6135柴油机的结构型式 1)燃料的选择 柴油机具有热效率高、燃料经济性好、排气净化指标好、工作可靠性和耐久性好，功率使用范围宽。 该机型采用柴油为燃料。 2)冲程的选择 内燃机按冲程分二冲程和四冲程内燃机，二冲程内燃机在单位时间内工作循环比四冲程内燃机多一倍，实际输出功率是四冲程内燃机的功率的1.5,1.8倍;二冲程必须组织扫气过程;运转较平稳、结构紧凑、轻巧。在汽油机上用二冲程，由于扫气的影响，使得经济性较差，因此仅在小型汽油机上有应用(如摩托车、摩托艇、喷雾机、割草机等)汽车上很少使用。 该机型选择四冲程。 3)冷却方式的选择 通常内燃机有两种冷却方式:水冷式和风冷式(空气冷却)系统。由于水冷系统冷却均匀，冷却强度高，运转噪音小，因此得到了广泛运用。在农用、汽车发动机上大多是水冷系统。而风冷系统具有结构简单，内燃机重量较轻，不用冷却水，使用维修方便，制造成本低;对环境适应性强;热惯性小，暖机时间短，易起动等优点。但最大的缺点是热负荷高，工作噪音大，它仅在一些小型汽油机和摩托车上被广泛使用。在军用车辆和高原干旱地区使用的动力中也有应用。 该机型冷却方式选用水冷系统。 4)气缸布置型式的选择 常见的气缸布置型式主要有立式、卧式和V型三种。 单列式发动机结构简单、工作可靠、成本低、使用维修方便，能满足一般要求，V型双列式发动机可缩短内燃机的长度，降低重心，有利于提高转速。一般单列卧式发动机常用于农用内燃机，特别是单缸内燃机:单列立式常用于六缸以下的内燃机;V型双列式常用于八缸以上的内燃机;卧式对置式常用于大型客车和重型载重汽车。 该机型选择立式6缸布置型式。 5)燃烧室型式的选择 燃烧室的形式不仅关系到整机性能指标，而且在很大程度上决定了气缸盖和活塞顶的结构，其选型的主要依据是气缸直径，转速和使用要求。 对柴油机燃烧室的型式主要有直喷式(浅盆型、深坑型、球型)和分隔式(涡流室、预燃室)两大类五种型式。 对汽油机燃烧室的型式主要有侧置气门燃烧室(L型)(已趋于淘汰)和顶置气门燃烧室(楔形、浴盆形、碗形、半球形)。目前车用汽油机中几乎全部是采用顶置气门燃烧室。 该机型选用直喷式深坑型燃烧室。 2(原始参数的选择 根据6135柴油机的结构特点、用途、标定工况、使用环境等可选择某些原始参数。其具体选择步骤如下: 1)压缩比 压缩比是影响内燃机性能指标的重要结构参数，提高压缩比可以提高内燃机的功率和经济性。对柴油机主要受机械负荷及启动性的影响。选择的原则是在满足启动性能的前提尽量选小些，以降低机械负荷。可按燃烧室的形式选择; 浅盆形燃烧室 12―15 深坑形燃烧室 16―18 球形燃烧室 17―19 涡流室燃烧室 16―20 预燃室燃烧室 18―22 该机型压缩比取17。 2)空气系数 过量空气系数是反映混合气形成和燃烧完善程度及整机性能的一个指标。对柴油机大于1，在柴油机吸入气缸空气量一定条件下，越小意味着气缸内混合气越浓，空气的利用率越高，发出的功率越大。应尽量减小。在小型高速柴油机中，的减小主要受燃烧完善程度的限制，在大型机增压柴油机主要受热负荷的限制。通常柴油机在标定工况时α的取值范围如下: 预燃室燃烧室 1.2―1.6 低速柴油机 1.8―2.0 高速柴油机 1.2―1.5 增压柴油机 1.7―2.2 值(在全负荷时)也可根据燃烧室的形状进行选择; 浅盆形燃烧室 1.6―2.2 深坑形燃烧室 1.4―1.7 球形燃烧室 1.3―1.5 涡流室燃烧室 1.3―1.6 本课题过量空气系数 1.5。 3)残余废气系数 残余废气系数值的的大小，反映气缸中残余废气量的多少。其值主要与压缩比、排气终点参数(，)、气门重叠角及是否扫气有关。当比值增大减小时，废气的密度和燃烧室所占容积比例都增加，值便随之增大;组织扫气与不组织扫气相比，值降低;气门重叠角增大时，值降低。 根据《柴油机设计手册》: 四冲程非增压柴油机: 0.03,0.04， 该机型残余废气系数取0.04。 4)进气温升ΔT 新鲜充量在进入气缸的过程中，受到高温零件加热和充量动能转化为热能的影响。使新鲜冲量得到ΔT的温升，引起进气温度的提高。 根据《柴油机设计手册》: 四冲程非增压柴油机:ΔT 5,20?， 该机型进气温升ΔT取10?。 5)热量利用系数 热量利用系数是Z点(显著燃烧终点)时刻的燃料燃烧放出热量的利用系数。它是用以反映实际燃烧过程中燃烧不完善、通道节流、高温分解和传热等损失程度大小的一个重要参数，它的数值主要受到内燃机燃烧品质的影响。凡是能改善燃烧过程、减少传热损失的因素一般都有利于的提高。如转速的提高，促使过后燃烧增强，减小;采用分隔式燃烧室的柴油机，具有较大的传热损失，比直喷式柴油机的小;增压后，燃烧产物的高温分解现象减少，可提高。 根据《柴油机设计手册》: 大型固定式: 0.65,0.85， 该机型热量利用系数取0.8。 6)示功图丰满系数 示功图丰满系数是把实际循环中的时间损失和部分换气损失在理论循环中给予考虑。此值越小，表示时间损失和换气损失越大。的数值与转速、排气提前角、供油提前角、点火提前角等因素有关。上述因素的数值越大，则越小。 根据《柴油机设计手册》: 示功图丰满系数范围: 0.92,0.97， 该机型示功图丰满系数取0.97。 7)机械效率 机械效率是评定内燃机指示功率转换为有效功率的有效程度。 根据《柴油机设计手册》: 四冲程非增压柴油机 0.78,0.85， 该机型机械效率取0.83。 8)平均多变压缩指数 平均多变压缩指数主要受工质与气缸壁间热交换及工质泄漏情况的影响。凡是使缸壁传热量及气缸工质泄漏量减少的因素均使提高。当内燃机转速提高时、热交换的时间缩短、向缸壁传热量及气缸工质泄漏量减少，则增大。当负荷增加、采用空冷、采用大气缸直径时、气缸温度升高、相对传热量损失减小、则增大。此外提高ε和进气终点温度，则减小。 根据《柴油机设计手册》: 高速柴油机: 1.38,1.40， 该机型平均多变压缩指数取1.37。 9)平均多变膨胀指数 平均多变膨胀指数主要取决于后燃的多少、工质与气缸壁间的热交换及泄漏情况。凡是使后燃增加、传热损失减小、漏气量减小的因素均使减小。通常保持较高值可提高循环效率和内燃机工作可靠性。当转速增加时，后燃增加、传热损失和漏气量减小，则减小;负荷增大时，后燃增加，则减小;气缸尺寸增大时，传热损失和漏气量减小，则减小。 根据《柴油机设计手册》: 高速柴油机: 1.18,1.25， 该机型平均多变膨胀指数取1.20。 3(燃料的燃烧化学计算 6135型柴油机燃料的有关参数如表2-1所示。 表2,1 选择燃料的有关参数 燃料 沸点(?) 碳原子数目 元素成分(重量%) 分子量 低热值 应用范围 柴油 250-360 C16-C23 0.870 0.126 0.004 180-200 42496 高速柴油机 1)论空气量的计算 (2-1) 2)理论分子变化系数的计算 (2-2) 3)实际分子变化系数的计算 (2-3) 4)不完全燃烧而引起的热量损失计算 (2-4) 4(换气过程参数的确定与计算 1)进气终点压力的确定 根据《柴油机设计手册》: 四冲程非增压柴油机: (0.85,0.95)， 该机型进气终点压力取0.85。 2)排气终点压力和温度的确定 根据《柴油机设计手册 》 四冲程非增压柴油机: (1.05,1.15)P0， 700,900K， 该机型排气终点压力取1.05 110KPa温度取750K。3)进气终温度的计算 (2-5) 根据《柴油机设计手册》: 四冲程非增压柴油机: 300,340K， 所以计算结果合适。 4)充气效率的计算 (2-6) 根据《柴油机设计手册》: 四冲程非增压柴油机 0.75,0.90， 所以计算结果合适。 5(压缩终点参数的确定 (2-7) (2-8) 根据《柴油机设计手册》: 四冲程非增压柴油机: 3,5MPa， 750,1000K， 所有计算结果基本合适。 6(燃烧过程终点参数的确定1)终点压力及压力升高比λ确定 柴油机选取值 柴油机的 5,7取 8在由下式计算 2-9) 根据《柴油机设计手册》: 四冲程非增压柴油机: 1.5,1.7， 所以计算结果合适。 2)终点温度的确定 2000K 2-10) 一般汽油机 1800,2000K符合要求。 3)初期膨胀比的计算 柴油机 (2-11) 7(膨胀过程终点参数的计算 1)后期膨胀比δ的计算 (2-12) 2)膨胀终点压力温度的计算性能指标的计算 (2-13) (2-14) 而柴油机 0.3,0.6MPa 1000,1200 K上述结果符合要求。 8(指示性能指标的计算 1)平均指示压力 (2-15) (2-16) 2)指示热效率 (2-17) (2-18) 根据《柴油机设计手册》: 四冲程柴油机:bi 210,175， 所以计算结果合适。 9(有效指标的计算 1)平均有效压力 (2-19) 根据《柴油机设计手册》: 车用柴油机: 0.65,1.0MPa， 所以计算结果合适。 2)有效热效率 (2-20) 3)有效燃油消耗率be (2-21) 根据《柴油机设计手册》: 四冲程非增压柴油机: 0.30,0.40，be 215,285 所以计算结果合适。 10(确定汽缸直径D和冲程S 1)由设计任务书给定的标定功率求单缸排量 (2-22) 2)选取冲程缸径比S/D 根据《柴油机设计手册》: 柴油机S/D在0.8,1.2之间 , 该机型冲程缸径比S/D取1.037 3)确定缸径D和冲程S (2-23) 经圆整D 135mm (2-24) 4)按实际D和S求单缸排量 (2-25) 5)校核有效功率 (2-26) (2-27) 所以以上计算结果正确。 11(绘制示功图 1)计算单缸排量及各终点容积:、、、 2.00L (2-28) (2-29) (2-30)2)计算压缩线ac上任意x点的气缸容积和压力 该机型对压缩冲程中气缸容积与气缸压力选取不同点是利用公式(2-31)来求得: 为0点 (2-31) 在压缩冲程中不同的气缸工作容积所对应的气缸压力如表2-2所示。 表2,2 压缩线上取点 序号 1 4.122 0.125 2 1.843 0.225 3 1.113 0.325 4 0.771 0.425 5 0.577 0.525 6 0.455 0.625 7 0.371 0.725 8 0.311 0.825 9 0.266 0.925 10 0.231 1.025 11 0.203 1.125 12 0.181 1.225 13 0.162 1.325 14 0.147 1.425 15 0.134 1.525 16 0.123 1.625 17 0.113 1.725 18 0.105 1.825 19 0.097 1.925 20 0.091 2.025 21 0.085 2.125 3)计算膨胀线zb上任意x点的气缸容积和压力 该机型该机型对膨胀做功冲程中气缸容积与气缸压力选取不同点是利用公式 (2-32)来求得: 为0点 (2-32) 在膨胀做功冲程中不同的气缸工作容积所对应的气缸压力如表2-3所示。 表2-3 膨胀线上取点 序号 1 0.1446 8.000 2 0.2446 4.258 3 0.3446 2.822 4 0.4446 2.078 5 0.5446 1.629 6 0.6446 1.331 7 0.7446 1.119 8 0.8446 0.962 9 0.9446 0.841 10 1.0446 0.746 11 1.1446 0.668 12 1.2446 0.604 13 1.3446 0.551 14 1.4446 0.505 15 1.5446 0.466 16 1.6446 0.433 17 1.7446 0.403 18 1.8446 0.377 19 1.9446 0.354 20 2.0446 0.333 21 2.125 0.318 12(绘制实际示功图 根据以上对各冲程气缸终点容积和压缩冲程中不同气缸容积对应的气缸压力及膨胀冲程中不同气缸容积所对应的气缸压力的计算，可得到初步示功图。对初步示功图进行圆滑处理就得到了理论示功图，在由理论示功图中的余隙容积Vc、各气缸容积所对应的气缸压力Pr绘制出该机型的进、排气过程曲线，从而可得到该机型的实际循环示功图。 6135柴油机动力计算 曲轴连杆机构中的作用力 该机型曲柄连杆机构主要受力为燃气压力pg、机构质量惯性力pj。 该机型基本参数如下: 1(缸径:D,135mm 2(冲程:S,2r 140mm 3(曲轴半径:r S/2 70mm 4(连杆长:L,mm 5(连杆比:, 其中 6(活塞面积: 2,,0.0143cm2 7(转速:n 1500r/min 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 +m1,旋转质量 +m2 式中为活塞组件尺寸，m1为连杆组件小头尺寸，为一个曲拐质量，m2为连杆组件大头尺寸。 根据条件选铝合金活塞组:,50， 连杆组: 60， m1 0.333，m2 0.667， 曲拐选铸件: 60， +m1 50+20 70， +m2 60+40 100。 2(机构惯性力计算: 该机型机构的惯性力根据下列公式进行计算: (2-31) (2-32) 3(往复惯性力的图解法 该机型的连杆组往复惯性力应根据(2-31)求解,具体操作方法是:画ox轴并在其上取2kr(k为比例尺K 0.5)，在ox轴两侧取点A、B(A为活塞上止点B点为活塞下止点)。由 2-33 算出AC值。 (2-33) 由B点垂直向上画BD 0.91M,连CD交AB于E点，由E点垂直向上画EF 3mj0.91连CF、FD,把它们均分，由C点向下点编号1、2、3„„，由F向D编号1、2、3„„，连接同号点，得直线11、22、33„„，作此线的包络线就是曲线,显然均分越多，曲线越精确。 绘制各负荷的曲线图 1(绘制合成力的曲线图 该机型的合成力的求解步骤如下: 按相同比例系数K绘制燃气压力及连杆机构往复惯性力图。两图要上、下垂直布置，活塞上下止点相同，即在左右两垂直线上，在该图中间以上下止点的距离KS 2Kr为半径画圆，再将某圆心O向下止点方向移到，并使,再以为曲柄旋转中心，即可利用位移图解法将及图转化为及图，再用矢量合成绘制出图，此曲线图即是动力学计算量最重要的基础图。绘制,,,图由以上合成的合力曲线，已知值(为曲轴转角)便可查出P的大小及正负值，再用转缸法求出侧压力，连杆力，切向力t，径向力k所谓转缸法就是设曲柄OB垂直不动，活塞销A以曲柄销中心B为圆心，以连杆长L为半径，逆时针转动。再以曲轴中心为圆心，以曲柄半径，将曲柄圆每隔角度(一般,150或30)取一点，图中点划线所示为气缸轴线，再由已知力，分解出一组,,t ,k个力，做若干个点，就可以绘制出,,,的曲线图。 机构作用力正负方向的规定: 力是正值时沿气缸轴线(点或线)指向曲轴中心(向心)，是负值时沿气缸轴线向外(离心)。由力分解为侧向力及连杆力，力垂直气缸轴线，逆时针指向为正值，顺时针指向为负值;力沿连杆轴线AB，使连杆受压力正值，连杆受拉力负值。再将力分解为切向力t径向力k,t垂直曲柄OB，只向右为正值，指向左为负;k力沿曲柄轴线OB方向，使曲柄受压为正，受拉为负值。 绘制主轴颈和曲柄销的积累扭矩图 绘制该机型的主轴颈、曲柄销的积累扭矩图的基本步骤如下: 在绘出的切向力t图的基础上，根据式(2-34)绘制该机型的单缸扭矩图。 (2-34) 再考虑该机型的各缸发火顺序为1-5-3-6-2-4-1后，按各缸发火顺序将前缸扭矩及前一轴径的扭矩累加，由 2-35 作出主轴颈积累扭矩图。 (2-35) (2-36) 按各缸发火顺序将本缸扭矩的1/2及前一主轴颈的扭矩累加，作曲柄销轴颈积累扭矩图，同时也考虑相位差。 根据以上画出的积累扭矩图确定危险主轴颈。 由作图已知该机型的危险主轴颈是第二道: 该机型的危险曲柄销是第四拐: 绘制曲柄销负荷极坐标图 从机构作用力分析可知，曲柄销负荷大小为，为连杆力;为连杆大头产生的离心力，，为连杆大头旋转质量。 求曲柄销负荷的图解法:用转缸法每隔Δ角求一个连杆为，并将各转角位置A0,A1,A2,A3„„的连杆为0,1,2,3„„的作用点，均移到曲柄销中心B点，连接各连杆为0,1,2,3„„得到矢端轨迹的曲线S，若以B点垂直往下移到O，使，力方向上，基以为极心，则曲线S就是曲柄销负荷极坐标图，则。 绘制曲柄销预磨损图 根据轴颈极坐标负荷图，所求出圆周上各点所受的负荷量大小，先假定某一负荷只作用在两侧共120o范围内引起磨损且与负荷成正比是借助曲柄销负荷极坐标图，曲柄销圆心与极心O重合，画出曲柄销圆，由作若干条负荷射线，如，O1A,O1B,O1C ,O1D„„等，再把作用点两侧共120o，磨损带一条条叠加起来，得出最后的磨损图。由坐标图可知在磨损量最小处，开机油口最合适(角度为大约左右)。 6135柴油机主要零件强度分析 活塞的强度校核 1(活塞环岸的强度校核 1)作用在环的根部危险断面上的弯曲应力: (2-37) 式中C1――环岸高度; D环岸外圆直径; pz示功图上气体燃烧最高压力(N/cm2); 0.0026pzD3作用在环岸根的弯矩; 0.47C1环岸根断面的抗弯断面系数。 2)作用在环根断面上的剪切应力: (2-38) 3)作用在环岸根部危险断面上的合应力: (2-39) 考虑到铝合金在高温下的强度下降以及环岸根部的应力集中，铝合金的许用应力可取 30―40(N/mm2) 因此，该机型的，6135柴油机环岸根部应力符合使用要求。 2(活塞裙部的校核 由于活塞裙部是侧向力PN的主要承担者，故要对活塞裙部进行强度校核计算，确定活塞裙部的强度在许用强度范围内。 活塞在气缸内做往复运动，活塞表面需要有层润滑油膜减小磨擦并带走热量，因此为了保证活塞裙部表面能保持必要厚度的润滑油膜，其表面比压力Ps不应超过一定的数值。 (2-40) 式中pN ―― 最大侧压力(N); Fs 活塞裙部投影面积(cm2); ps表面比压(bar) D 缸径; H3裙部的长度(cm); A活塞面积(cm2)由(2-40)计算出该机型活塞表面比压力Ps为1.75bar而现代柴油发动机活塞裙部许用比压[Ps]是6―12bar,因此该机型的活塞表面比压力远小于柴油机活塞裙部许用比压力值，故符合要求。 3(活塞销和活塞销座的强度校核 活塞工作时顶部承受很大的压力，它们全部通过销座传给活塞组，再传到连杆，活塞与活塞销受力以后，使活塞销和活塞销座受力不均。销孔内侧上缘出现尖峰负荷P和相应的应力集中。导致活塞销产生弯曲变形，或椭圆变形，从而产生相应的纵向、横向弯曲应力。 1)活塞销弯曲变形f的计算 (2-41) 式中D――缸径;PZ――燃烧最高压力;――活塞销内外径之比;――相对直径; d1活塞销的外径;d2――活塞销的内径; 柴油机的 0.35―0.38; 0.55―0.65。 柴油机的活塞销弯曲变形f的许用值是[f] 0.00012D，由于存在计算误差、画图取点误差，故6135型柴油机的活塞销弯曲变形f可约等于0.00012D其值可行。 2)活塞销的椭圆变形的计算 (2-42) 柴油机的许用椭圆变形mm,算出的6135柴油机的活塞销椭圆变形值小于其许用值，因此， 0.0029mm可行。 3)活塞销纵向弯曲应力 (2-43) 4)活塞销横向弯曲应力 (2-44) 5)活塞销总弯曲应力 活塞销的应力是纵向弯曲力与销的横断面失圆所产生横向弯曲应力的组即: (2-45) 规定许用活塞销总应力 200―400(N/mm2)，当活塞销总应力时，发动机的活塞销的强度才够，6135型柴油机的活塞销的强度符合要求。 依据(2-46)计算该机型活塞销座上的表面压力 比压 并与柴油机许用活塞销座表面压力做比较看是否满足要求 (2-46) 规定强化内燃机铝活塞的许用活塞销座表面压力为[q] 580 bar ,算出6135柴油机的活塞销座表面压力远小于许用值，因此，6135柴油机的活塞座的强度足够。 4(活塞环的校核 根据(2-47)计算该机型活塞环的最大工作应力 (2-47) 式中E――环材料的弹性模量E 95000N/mm2;S0――环自由端距离mm;T――环的径向厚度mm应用式(2-48)计算环的最大装配应力 (2-48) 还可以用经验法:考虑到安装是在常温下进行的，受力时间较短，故可取， (1.2―1.5) (2-49) 对于汽车拖拉机发动机的合金铸铁活塞环，其活塞环最大工作应力和最大装配应力的许用值: 300―400(N/mm2) 200―300(N/mm2)以上计算出的该机型的活塞环最大工作应力和最大装配应力都在许用值范围内，故符合要求。 根据式(2-50)计算活塞环弹力值并检验其是否符合 (2-50) 式中Q2――为使环端用光滑柔性带收拢到在带端必须加的切向力; P0环的平均弹力(壁压力); (2-51) B环轴向高度;b 3mm D――缸径 计算出的该机型活塞弹力值的大小符合工程机械的许用要求。 连杆的强度校核 由衬套过盈装配及温升引起的受热膨胀产生的小头应力 把小头的衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由装配过盈?和温升引起 的过盈?t所引起的径向均布压力为: (2-52) 式中――衬套装配过盈量; P――(N/mm2);――温升引起的衬套和小头热膨胀不 一致产生的过盈量 ;――工作后小头的温升，约100―150?;――衬套材料的线膨胀系数， 对青铜 1.8×10-5(1/?);――连杆长度的线膨胀系数，对于钢 1.0×10-5(1/?);μ、μ′连杆材料与衬套材料的泊松系数， μ μ′ 0.3;E――连杆材料的弹性模量，对于钢E 2.2 ×105(N/mm2);――衬套材料的弹性模量，对青铜E 1.8×105(N/mm2);D1――小头外径;d1――小头内径;d――衬套外径;B1――小头宽度。 由径向均布压力P引起的小头外侧应力及内侧应力: 外表面: N/mm2 (2-53) 内表面:: N/mm2 (2-54) 由拉伸载荷引起的应力 连杆小头所受的最大拉伸载荷: 2-55 式中:M′、M1′:―分别为活塞组和计算断面以上那部分连杆往复运动质量。 拉伸载荷Pj在连杆小头上半圆产生均匀分布的径向压力; (2-56) 式中:B1―小头宽度;―小头平均半径，(mm); c固定角 (2-57) d在Φ 0的断面上(即小头中心截面)的弯矩和法向力: (2-58) (2-59) e与垂直平面夹角为Φ的连杆上小头上的任意断面II―II,其弯矩和法向力: 当0??90 时 取 (2-60) (2-61) 当 90 时 取 (2-62) (2-63) 由压缩载荷引起的小头应力 a 最大压缩载荷:; 式中―作用在活塞上气体的压力; (2-64) N 查《内燃机设计》表6-3和图6-11得: 因此: 196.45 -2750.25 b(任意断面处的弯矩和法向力: 当0?Φ?90 时 取Φ 90 (2-65) 当Φ 90 时 取Φ 118.2 (2-66) 式中，选取不同的固定角即可列出值表格。 小头在拉伸载荷作用下，在任意断面处产生的内、外表面应力;以及小头在压缩载荷 作用下，在任意断面处产生的内、外表面应力均用下列公式计算: M点拉伸: (2-67) (2-68) 压缩: (2-69) (2-70) n点压缩: 拉伸: 式中M、N前面计算的弯矩和法向力; K考虑到连杆小头和衬套在载荷的作用下一起变形共同分担法向载荷的关系系数 ; E、E′为连杆和衬套材料的弹性模量; F连杆小头断面积，; 小头壁厚，; 衬套截面积 。 小头疲劳强度安全系数 a. 固定角Φ断面m-n是连杆小头强度最薄弱处，而且在多数情况下，外侧纤维上的m点应 力变化幅度最大，因此也是最危险的，但有时是内纤维上的n点最危险。所以要验算这两点 的安全系数。 危险点的极限应力: m点 (拉应力); (压应力); 应力幅:; 平均应力:; n点 ( 0时) 应力幅:; 平均应力:; b. 小头的安全系数(m点或n点) (2-71) 式中:―材料在对称循环下的拉压疲劳极限。碳钢: 2.0―2.5×102N/mm2 合金钢: 2.5―3.5×102N/mm2;―工艺系数， 0.4―0.6;―角系数; ―表示平均应力对脉动部分的影响，此处取0.2。考虑到两岸工作中由于偏斜引起的压力沿 轴向分布不均匀及活塞卡缸可能性，一般取[n] 1.5―2.5。 连杆小头的刚度校核 当连杆小头与浮式活塞销相匹配时。小头必须由足够的刚度，以免小头变形过大影响配合间隙，使活塞销与衬套咬死。由拉伸载荷引起的小头横向直径收缩量: (2-72) 式中――小头平均直径;――小头销间隙;I――小头断面积的惯性矩，;――小头宽度;h―断面高;―应比轴承间隙销一半以上。 杆身强度计算 连杆杆身在中央断面1-1处的拉应力 由最大拉伸力引起的拉伸应力: 式中:fm:1―1断面面积;现代汽油机fm/Fp 0.03―0.05;Fp:活塞面积; 压缩应力 由最大压缩力pc引起的(杆身受压于纵弯曲)压缩应力造成的合成应力。在摆动平面内的合成应力: (2-73) 在垂直于摆动平面内的合成应力: (2-74) 式中C――系数，,对于常用钢C 0.003―0.004; ――材料的弹性极限;B――小头宽度;B ;D――缸径;S――冲程;――计算平面内对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩; 92716.67;――计算断面对位于摆动平面的轴线的惯性矩; 65416.67。 疲劳安全系数 (2-75) 式中――材料在对称循环下的拉压疲劳极限，碳钢: 2.0―2.5×102N/mm2;合金钢: 2.5―3.5×102N/mm2;――工艺系数， 0.4―0.6;――角系数;――表示平均应力对脉动部分的影响，此处取0.2，考虑到两岸工作中由于偏斜引起的压力沿轴向分布不均匀及活塞卡缸可能性，一般取[n] 1.5―2.5.。 连杆大头的强度校核 由于形状复杂，一般只对大头盖的强度作比较性的校核计算，(以平切口连杆为例)，连杆受力时，大头盖基本不受力，而在进气冲程开始的上止点，受到最大惯性力的拉伸: (2-76) 式中:、M、、―分别为活塞组、连杆组往复部分、旋转部分、连杆大头的质量，计算工况取最高转速工况。 大头盖中央断面A―A的合成应力通常取 40处的断面校核，则上式为: (2-77) 式中――大头轴瓦截面的惯性矩 mm4 ; I大头盖截面的惯性矩 mm4 ; 大头轴瓦截面积 mm2 ; F1大头盖截面积 mm2 ; 大头盖断面的抗弯断面系数(cm3)N/mm2。 的取值范围: 高速汽油机、拖拉机发动机材料为碳钢、合金钢时， 150―200N/mm2; 高速强化柴油机， 200―300N/mm2(合金钢); 大头的刚度校核 大头包括大头盖在内视为一个整体，其横向直径收缩量: (2-78) 为保证连杆轴承工作可靠，不应超过轴承配合间隙的一半，所以校核结果符合要求。 本章小节 本章针对6135柴油机的结构特点，查找了大量的资料，然后对6135柴油机进行一系列的热力计算，并绘制出理论和实际示功图，通过对6135柴油机的动力计算绘制了主要零件的扭矩图和磨损图。再对活塞零件进行强度校核，经过校核核对了计算的正确性及严密性，并给与这次计算及设计的肯定。 6135柴油机结构分析及改进设计 6135柴油机结构分析 6135柴油机总体结构 6135型柴油机采用整体式曲轴，机体作了较大的改进设计，其基本结构型式为隧道式，结构设计侧重于提高刚度，减轻重量和减少振动和噪声。结构设计上符合现代发动机机体的“刚性设计思想”，由此来降低整机噪声和提高发动机的工作可靠性。同时对机体的润滑系统和冷却系统作了较彻底的改进，减少了外接管路和零部件数量，使整机的外型更紧凑、合理。 机体作为构成内燃机的骨架，机体内外安装着内燃机所有的主要零件和附件。为了保证内燃机活塞，连杆，曲轴，气缸等主要零件工作可靠，耐久，它们之间必须保持精准的相对位置，因此在机体设计中必须对重要表面的尺寸，几何形状，相互位置等提出很严格的公差要求。其纵剖图、横剖图如图3-1、图3-2所示: 6135柴油机主要零件结构 6135柴油机活塞结构 1(结构分析 活塞是曲柄连杆机构的重要零件，重要功用是承受燃烧气体压力和惯性力，并将燃烧气体压力通过活塞销传给连杆，推动曲轴旋转对外做功。此外，活塞也是燃烧室的组成部分。 活塞运动速度和工作温度高，润滑条件差，因此摩擦损失大，磨损严重。要求应具有良好的减摩性或采取特殊的表面处理。 2(工艺过程 活塞加工工序如表3―1所示。 表3―1为活塞加工工序 工序号 工序名称 定位基准 机床 5 车活塞外圆与两端面 内腔 C620 10 车活塞底面 项部端面与外圆 C620 15 钻活塞销孔 端面、止口及销孔两侧 Z35 20 车活塞外圆与顶面 端面、止口 C620 25 粗车燃烧室 端面、止口 C620 30 粗车活塞销孔 端面、止口活塞销孔 T716 35 铣气门凹槽 端面、止口、销孔 X52 40 精车活塞外圆与顶面 端面、止口 C620 45 精车燃烧室 端面、止口 C620 50 车活塞椭圆度 端面、止口 C620 55 车底部油槽 端面、止口 C620 60 修正活塞重量并打印 端面、外圆 C620 65 抛光燃烧室 70 检验 6135柴油机连杆结构 1(结构分析 内燃机工作时，连干承受着周期性气体压力及活塞与连杆的惯性力的作用。这些力使连杆产生压缩、拉伸及弯曲应力，这些载荷是交变的，具有冲击的特性。因此连杆要有高的强度及足够的刚度，并严格控制其重量以减小惯性力和保证动平衡。 大小头端面的厚度，从工艺角度来看，最好是相等的。加工和定位都比较方便。但从结构设计的角度来看，有时必须有落差，特别是中小型柴油机的连杆。采取的措施是，先按等厚度加工，一边用大小端面作为基准，在最后的工序才把落差加工出来。 为了减小惯性力，连杆杆身部位的金属重量应当尽量减少，并且要有一定的刚度。中小型内 燃机的连杆杆身采用毛工字型断面。连杆杆身部位一般是不加工的，在毛坯制造时往往在杆身的一侧做出定位标记，以大小端面定位就能区别两个端面，加工中做到基准统一。 连杆加工部位集中在大小头，主要加工面是大小头孔、大、小端面、大头结合面及连杆栓孔等。 2(工艺过程 连杆加工工序如表3―2所示。 表3―2为连杆加工工序 工序号 工序名称 定位基准 机床 5 模锻件 立式双头回转铣床 10 修磨曲外圆 立式双头回转铣床 15 粗铣大小头端面 大小头外廓 立式双头回转铣床 20 精铣大小头端面 大小头外廓 立式双头回转铣床 25 钻扩小头孔 小头端面 摇臂钻床 30 拉小头孔 小头端面 L6120型拉床 35 磨分开面 大小头端面 M7130 40 钻连杆体盖螺栓孔 小头孔及端面凸台 摇臂钻床 45 螺栓孔口倒角 小头孔及端面凸台 倒角机 50 攻连杆 小头孔及端面凸台 摇臂钻床 55 去毛刺和清洗 清洗机 60 检验 检验台 6135柴油机改进设计方案 6135柴油机燃烧技术的改进 涡轮增压和废气再循环 以提高功率和改善燃油耗为目的，涡轮增压的利用正在普及。为降低NO 而进行喷油定时延迟，以及以喷油形态的变更和废气再循环 EGR 等改善燃油耗和PM 的恶化，为此采用以增压增加空气量的对策。此时，为了确保增压压力和控制燃烧温度，必须结合使用中冷器及EGR冷却器。作为其课题，可列出以下项目: 1 确保低速和过滤工况运转时的增压压力和增压效率 应用两级增压和可变机构 ; 2 EGR率和与新鲜空气混合温度的高精度控制以及气缸间分配性的均一化; 3 高增压和过渡工况运转时EGR方法的改善; 4 确保大流量EGR时热交换器的冷却和放热能力。 电控高压喷油系统 目前，可进行包括以电控方式在内的、多次喷射的柔性高压喷射共轨式喷油系统正成为主流，预料适用喷射压力将从160 MPa发展到今后的200MPa。由于促进了喷油的微粒化和向喷雾内导入空气，对因NO 降低对策而恶化的性能和PM 的恢复极为有效。而且，如图3-5所示，在主喷射前、后进行多次喷射的装置也已实用化。采用早期喷射时，在以后文所述的稀薄预混合压缩着火谋求降低NO 和PM 的同时，与主喷射前的喷射相结合，缩短滞燃期，可抑制压力升高率和最高压力以及降低振动噪声。另外，通过主喷射之后的后喷射，活跃了后期燃烧，促进了PM 的再燃烧，这一后喷射的目的是向排气中供给未燃燃油 HC 和进行排气升温，以便后处理装置发挥其功能。 图3-5 6135柴油机后处理技术的改进 氧化催化器和DPF装置 作为降低PM 的有效手段，氧化催化器和DPF装置的开发正处于活跃阶段。使用Pt系贵金属的氧化催化器虽然不能氧化固体碳粒本身，但可氧化占PM 整体30 ,70 的大部分可溶性有机成分 S0F ，它还有可同时除去HC和CO的优点。在此基础上，为大幅度降低PM，柴油颗粒过滤器 DPF 是不可缺少的。使用沸石及SiC的多孔质陶瓷或烧结金属等，通过小直径的调整可捕捉70 ,90 的PM。 关于被捕捉PM 的再生方法，用2组过滤器交替再生的方式进行各种试验，但其成本高且占空间大，并且可靠、耐久性方面也有问题。与此相反，在前方配置氧化催化器，使排气中 的N0变成N0 ，因其极强的氧化力使固体碳粒氧化的连续再生法 例如Tohnson Matthey公司的CRT 已被实用化。为使这一方法成为可能，必须要有250? 以上的排气温度和适当的N0,PM 比。但是，在低速、低负荷行驶时，由于温度低而达不到再生条件，堆积的PM 急剧高温燃烧，经试验证明会发生过滤器破裂和熔损的现象。为了防止这一点，必须采用后喷射及在过滤器前供给燃油等方法，以提高排气温度，氧化消除PM ，并且正在进行包括由氧化催化剂载体降低再生温度在内的再生控制逻辑学的开发。如图3-6，低速行驶时的PM 再生成为可能，并可将此时的燃油耗抑制在最低限度。 图3-6PM 排放的“DPR” NOx还原装置 1)尿素选择性还原装置这是在催化器前以相对燃料3 ,5 的比例供给32(5 的尿素水，由排气热量加水分解产生的氨选择性地还原催化NOx的装置 SCR 。其反应式如下。由于反应最快，故希望达到NO和N0z的等克分子量，因此，必须将氧化催化器设置于当前，把排气中部分N0 转换成N02。 NH2 2C0+ H20― 6NH3+ C02(1) 4NH3+ 4N0+ 02― 4N2+ 6H20(2) 8NH3+ 6N02― 7N2+ 12H2O(3) 2NH3+ N0+ N02― 2N2+ 3H20(4) 必须整顿供给尿素水的基础结构，确保装置的正常工作，但由于在燃烧过程中允许生成N0x，且改善了燃油耗和PM，故该装置也有其优点。因此，虽然很适合重型车，但是也有适用于中、小型车的可能性。这在欧洲已进入试验阶段，日本各公司也在进行开发，如图3-7所示，Nissan柴油机工业公司于2004年1O月已将该装置装用在2O,24 t的重型车上，在不使用DPF的情况下达到了新长期法规的要求，并已开始销售。以优化控制在正常运转时可得到9O 以上的净化率，在200? 以下及过渡工况运转时仍有改善净化性能的余地，作者等也在做各种尝试，今后必须在试验和理论两方面进一步优化。 图3-7SCR装置 2 NOx吸附装置 这是使用碱金属及碱土类金属系催化剂，针对吸附的NOx，用燃油后喷射及在排气系统增加燃油供给还原剂，以在浓混合气状态下用贵金属催化剂进行还原的装置 LNT或NSR 。因此，伴有百分之几的燃油耗恶化，另外，对于导致净化性能降低的硫催化剂中毒现象，必须预测催化剂中毒量，进行将排气温度提高到700?左右的恢复控制。由此，会发生热老化，导致燃油耗的恶化和PM 的排出，故如后文所述，必须使用1O×1O 以下的低硫轻油。迄今虽然存在净化性能和耐久性的课题，但最近正在努力改善。可认为这一装置适合于不使用还原剂供给基础结构的、低燃油耗要求不太严格的中、小型车。 本章小结 为了提高该机型的整体性能及结构紧凑性，在这个部分也作了一些改进。另外，在本次的设计中，采用了一些新技术、新方法。这里着重介绍的是后处理装置，详细说明了后处理技术的工作过程，并说明了此结构的优势。总之在涡轮增压，废气再循环，电控高压喷油系统以及后处理装置的综合设计下使得该机型更加符合现代工程机械的高 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 要求。 结 论 通过本课题的研究，使该机型在动力性、经济性及排放性能都有所提高，能够更好地适应现代工程机械需要，本课题完成的主要内容如下: 1(确定了6135柴油机的结构形式，完成了热力计算，并应用热力计算的结果绘制了柴油机实际示功图。 2(通过动力计算绘制了气缸压力、连杆力、切向力、发向力等曲线，绘制了主轴颈积累扭 矩图、曲柄销积累扭矩图、曲柄销负荷图、曲柄销磨损图，同时确定了危险主轴颈、最大扭矩，危险曲柄销、最大扭矩及最优化的开油孔的位置。 3(进行了该机型的有关计算与校核，确定了该机型主要技术性能。绘制了曲轴、活塞零件图，整机的横、纵装配图。 4(编写了本课题的说明书。 柴油车排放降低技术的研究和开发改善燃油、润滑油的品质为前提的燃烧和后处理关键技术已被提出。效利用这些技术，并对这些技术进行组合及优化，在确保车辆性能的同时，确保低成本和可靠耐久性，来实现大幅度降低PM 和NO的超洁净柴油机目标。 参考文献 内燃机设计.中国农业机械出版社，1981 出版社, 1988 出版社，1989 吴大学出版社，1990 张大学出版社，1992 周出版社，1999 陈.机械工业出版社，2009 蒋大学出版社，2001 严值本著.现代中等功率高速柴油机总体设计新思想.柴油机，2007 吉学之等著.斯太尔欧?柴油机结构设计.柴油机，2005 万欣,林大渊.内燃机设计[M].天津大学出版, 1989 机械出版社, 1981 The Effect of Lubricating Oil Volatility on Diesel Emissions [G]. SAE,2001 J. B. Heywood. Internal Combustion Engine Fundamentals. McGraw-Hill Inc.,1988 C Arcoumanis. Internal Combustion Engines. London: Academic Press,1988 Mechanical Drive Reference Issue . Machine Design.52 14 ,1980 Orlov P. Fundamentals ofMachine Design. Moscoe: Mie Pub,1987 致 谢 此次在6135柴油机的结构设计过程中，我遇到了多方面的问题，当我查阅相关书籍后，还无法解决时，我得到了热能教研室的老师们的帮助。在这里我要感谢热能教研室的全体老师们，特别是我的导师吴老师。吴老师关心我设计的每个细节，对我在完成本课题过程中遇到的每一个问题都进行了详细的讲解。其次感谢机械实验室的老师们，在课题研究的画图过程中遇到机构不懂的地方，机械实验室的老师们帮忙找了相关机构实物帮助我理解。另外，与我同组的同学也给予了我很大的帮助，感谢他们。 在老师和同学们的帮助下，我避免了很多的错误，也少走了很多的弯路，这些都加快了我的课题研究进程。 附录1外文翻译 汽油直喷式发动机的最大排放量 摘要: 其燃油经济性高，是制作轻型车辆直喷式火花点火(SIDI)引擎的吸引力。然而，废气排放和影响对排放的燃油质量的影响并不清楚这发动机类型。一个具1.8-L的缸内直喷三菱发动机测试联邦试验程序(FTP)和公路燃油经济周期。结果是相比与那些生产道奇汽车2.0-l端口燃油喷射(PFI)发动机。在三菱的与标准燃料，阿莫科公司高级终极测试，和低硫汽油。霓虹灯只能用测试标准燃料。发动机和尾气排放衡量。第二，由第二排放和烃碳形态进行了 评价 LEC评价法下载LEC评价法下载评价量规免费下载学院评价表文档下载学院评价表文档下载 。 直接式火花点火发动机提供更好的燃油经济性24,以上的燃油喷射发动机在高速公 路上周期。的废气排放在直接式火花点火车辆的氮氧化物(NOx)的使用低含硫量的燃料比分别为40,，使用时标准燃料。加权平均尾气排放总量碳氢化合物(THC)和氮氧化物在直接式火花点，比那些从燃油喷射车辆，分别。 直接式火花点火车，测试，不符合第二级(2004年)的非甲烷碳氢化合物的排放限值和氮氧化物，但它确实满足一氧化碳排放量的限制。第二由第二排放数据表明，在直接式火花点火催化剂需要超过200秒热身，而燃油喷射的催化剂需要约60秒。臭氧形成潜在直接式火花点火车运行上标准燃料是超过13,，燃油喷射的车辆。看来，从燃油经济性的角度来看，直接式火花点火发动机是一种可行的替代美国能源部的涡轮增压直喷式柴油机新一代的车辆能源的伙伴关系方案，只是更换直接式火花点火中燃油喷射的发动机引擎是不够的，要达到80英里或严格的排放目标。 引言: 在火花点火直接注射技术的进展(SIDI)发动机已经生产的车辆利用首次向公众能[1-4]。目前，这类车辆只适用于日本，但他们的介绍预计在欧洲和北美市场[5]。 直接式火花点火发动机的兴趣的主要原因是其高部分负荷燃油经济性。 直接式火花点火发动机实现分层负责经营的燃油经济性高部分负荷时，进气歧管的最小节流。此外，高压缩比为12.0:1，是可能的因为操作的分层收费模式是相对敲不敏感。主要缺点直接式火花点火发动机如下:(1)的精确控制燃油喷射和点火的要求，(2)发动机排放的碳氢化合物，氮氧化物和可能的微粒不管是比常规端口较高的燃油喷射(PFI)发动机。精确的控制可以是AC一氧化碳M的，随着计算机技术，已成为周一甚至燃油喷射的发动机上。氮氧化物排放量是难以减少整体的空气/燃料比，因为可能精益为30:1。这里考虑在直接式火花点火车辆使用氮氧化物的陷阱的催化剂，是敏感的硫含量燃料。微粒排放测量是以后工作测量的主要目的。 已经赞助了美国能源部(DOE)的作为伙伴关系的一部分，为在直接式火花点火车辆测试新一代汽车(新一代汽车合作 计划 项目进度计划表范例计划下载计划下载计划下载课程教学计划下载 )计划。目标的该计划包括相当于每加仑80英里5-6客运家庭轿车和尾气的汽油排放量小于0.125克/公里非甲烷碳氢化合物(非甲碳氢化合物)，1.7克/公里的二氧化碳，0.2克/公里氮氧化物。这些美国环境保护署的第二层(年排放量的目标是相同的2004年)的标准。为满足这些目标，直接式火花点火发动机是一种潜在的替代到涡轮增压直喷式柴油(CIDI)发动机。 本测试的目的是向公众提供生产直接式火花点火排放域信息车辆和比较这些排放的排放了当前燃油喷射的车辆。此外，影响不同汽油的尾气排放亲直接式火花点火车辆进行调查。 工作状况 与1.8-L的绘图引擎的排放量，结果三菱的废气比为2.0-L的燃油喷射的道奇。发动机和尾气排放，收集，分析变化在燃烧过程中，这些车辆的催化转化器的变化。测试运行美国环境保护署的发动机测试试验程序-75和公路燃料经济周期。三，高级终极燃料，标准燃料和低硫燃料，用于三菱。只在霓虹灯标准燃料。低硫燃料选择，以满足三菱的30 ppm的规范最高含硫。直接测量包括燃油经济性，大量并且连续的排放物(四氢大麻酚，一氧化碳，氮氧化物，甲烷，二氧化碳)，碳氢化合物袋排放的形态，和转换器入口废气温度。测量直接测量所得，包括非甲烷碳氢化合物，形成臭氧的潜力，识别的主要水文碳物种和其形成臭氧的潜力四氢大麻酚，一氧化碳和氮氧化物的催化转换器的效率。 实验装置 车辆规格及设置 - 1997年三菱是五座旅行车与1.8 L时，112千瓦，直接式火花点火发动机和四速自动传输。由于车辆设计日本市场，它不是美国的排放认证法规。催化转化器，位于下地板的车辆，包括催化剂的氮氧化物陷阱型和三路的催化剂。在测试开始时，车辆里程表约1,440公里。作为1995年的2.0-L的燃油喷射的发动机道奇与霓虹灯比较车辆。其在里程表读数开始测试宁五五一九八公里。霓虹灯有三速自动变速器。催化转换器位于排气歧管密切。规格这两款车在表1所示。为了获得发动机排放测量，法兰连接，安装在入口和出口两 车催化转换器。管道被当发动机更换转换器制造测量完成.发动机测试试验程序-75测试 - 测试是在阿莫科公司进行石油产品设施在内珀维尔市，伊利诺伊州。尽管它不是一个美国环境保护署认证的工厂，但是能够执行发动机测试试验程序-75和公路设施循环测试， 表1: 三菱道奇轻型车辆的规格 参数 三菱 道奇 发动机类型 1.8-L 14 2.0-L 14 最大功率 112 kW @ 6500 rpm 98 kW @ 6000 rpm 最大扭矩 128 N-m @ 5000 rpm 174 N-m @ 5000 rpm 缸径 81.0 mm 87.5 mm 行程 89.0 mm 83.0 mm 移位 1834 cm3 1995 cm3 压缩比 12.0:1 9.8:1 缸盖 双顶置凸轮轴，4阀每缸 凸轮轴，4阀每缸 活塞 不对称的，有半球形碗形 对称 进气口 直立，位于凸轮轴之间 水平 燃油系统 直喷，压力5.0Mpa 进气道喷射 车身高度 1510mm 1345 mm 车长 4670mm 4364 mm 车宽 1740mm 1706 mm 轴距 2635mm 2642mm 重量 12690kg 1080 kg 座位 5 5 表2中列出的测试仪器。该设备采用了可编程的驱动程序创建和运行的驱动周期。恒定容量的系统提供260 标准立方英尺每分钟的流用于测试。 测功机设置的三菱1477年惯性体重公斤和4.1千瓦。测功机霓虹灯的设置分别为1307公斤的惯性重量和5.0千瓦。三菱是比霓虹灯重，但它有减少阻力。三菱上的测试运行霓虹灯测功机的设置，以确定是否这些设置会影响测试结果。在每个测试条件下，重复进行发动机测试试验程序测试。 “本文报道了，除非这两个测试的平均另有说明。 表2:排放测量仪器 测量量 仪器 测力计 克莱顿的DC-90流体动力电源减震器 一氧化碳，高的范围 2贝克曼型号864 一氧化碳，低的范围 2贝克曼型号865红外 二氧化碳 2贝克曼型号868 碳氢化合物 4贝克曼型号400A 一氧化碳/ 氮氧化物 2贝克曼型号951A 排气气体形态 2惠普5840系列II气相色谱图表 排气醛和酮 高压液相色谱法 燃料分析 - 三种燃料被选为测试。 标准燃料被选为标准燃料，但其含硫量超过五倍30 ppm的最高含硫三菱的规范。终极溢价被选为代表美国优质高档燃料.虽然发动机是比其辛烷值要求不敏感12.0:1的压缩比表明，三菱商事建议修理使用优质燃料。预硫含量最小极限是2.5倍以上三菱的限制。一低硫燃料，赛车燃料的基础上，被选为确定是否硫含量有直接的影响发动机和/或废气排放。低硫燃料由于事先预计不会扭转任何退化使用高含硫量的燃料。三个燃料的特性燃料表3所示 测试结果 燃油经济性 - 燃油经济性测量直接式火花点火和燃油喷射在发动机测试试验程序和公路车辆周期。由于三菱是一个较大的车辆比霓虹灯，其燃油经济性是衡量第二次;同时使用测功机设置霓虹灯(1307公斤的惯性和5.0千瓦)。正常的测功机三菱的设置是1477年公斤和4.1千瓦。 表3:燃料特性 特性 标准燃料 最终溢价 含硫量 NHV，BTU/磅 18,497 18,284 17,946 API重力 59.05 67.7 49.3 SP.GR.@15.5?C间 0.7426 0.7127 0.7839 雷德蒸气压力，psi 8.34 12.62 7.92 没有辛烷值。(R + M)/ 2 91.5 93.0 99.9 碳，WT, 85.35 83.90 86.07 氢，WT, 13.40 14.70 12.10 氧气含量，wt, 0.20 1.52 2.56 硫，PPM 154 77 20 T10的，?C间 54 40 60 T50的，?C间 104 85 104 T90的，? 165 148 144 石蜡，WT% 65.0a 5.396 4.725 异构烷烃，WT, 28.909 18.442 napthenes，WT, 4.103 1.304 芳烃，, 27.5 50.243 63.908 烯烃，WT, 7.5 4.722 0.259 碳14, 0.000 0.000 0.500 未知数，WT, 0.788 2.049 0.089 含氧化合物，含量, 0.000 4.578 11.273 包括异构烷烃和环烷烃 图1显示了两车的燃油经济性。这一数字表明，35英里的发动机测试试验程序的燃油经济性三菱为每加仑(MPG)约22,以上比霓虹灯的28.5英里。公路燃油经济性的影响三菱为53英里，约24,，比霓虹灯的43英里。使用测功机的设置三菱了燃油经济性的边际影响。三菱发动机测试试验程序的燃油经济性高出1英里霓虹灯的惯性较轻的重量比它是其正常的惯性质量。公路燃油经济性三菱高2英里，其正常刚性比霓虹灯设置，设置包括更高的阻力 大排放 - 在发动机测试试验程序-75周期的质量排放在直接式火花点火使用三个汽油相比发动机，以及联谊会，与在直接式火花点火引擎发动机，都运行标准燃料。这些比较发动机排放和尾气排放量。图2比较了发动机排放直接式火花点火发动机使用的燃料。加权平均年龄总碳氢化合物的排放量分别为15,，高低硫燃料和6,，比为标准燃料较低ULTI交配比为标准燃料。显而易见的是，燃料含硫一氧化碳N-帐篷和物理性质，化学性质，影响排气排放量。低硫燃料的最低雷德蒸气压力(7.92磅)和最窄的沸点范围 84?)三种燃料。相应的数字标准燃料是8.34磅和111?C，并最终12.62 psi和108?C。低硫燃料，也有芳烃比例最高(64,，比46,标准燃料和极限的50,)和最高每含氧的百分比(11,，比为0,标准燃料和终极的4.6,)(见表3) 图1 直接式火花点火的燃油经济优势超过燃油喷射车辆 最终加权平均发动机出的二氧化碳排放队友燃料均比为标准燃料少10,。低硫燃料的加权平均一氧化碳排放7,的比的标准燃料的。加权平均发动机出终极氮氧化物的排放量高出13,比那些为标准燃料。加权平均氮氧化物排放低硫燃料的比那些高分别为4,标准燃料。 图3比较发动机排放在直接式火花点火车辆燃油喷射的车辆，都上运行标准燃料。加权平均总烃排放在直接式火花点火车辆大约3倍以上比那些从燃油喷射的车辆。 直接式火花点火发动机运行在分层负责模式的一个重要组成部分测试。分层地区的燃料/空气的梯度混合物，范围远远超过计量丰富超过计量更为精简。这些丰富和瘦肉可以预计地区作出贡献的碳氢化合物排放量。相比之下，燃油喷射的车辆有均质的混合物，是由发动机控制单元进行了优化(ECU)与排气氧传感器。 图2 直接式火花点火车发动机排放，在发动机测试试验程序循环获得三种不同的汽油。 加权平均在直接式火花点火车辆的氮氧化物排放量比燃油喷射的车辆分别为41,。在直接式火花点火发动机运行在显着较高的燃烧压力肯定比燃油喷射的发动机，原因有两个:(1)在直接式火花点火引擎有12.0:1的压缩比与9.8:1燃油喷射的发动机;(2)直接式火花点火发动机工作在一个更高的比燃油喷射发动机的进气歧管压力。 “较高的燃烧压力导致较高的燃温度和较高的一氧化碳 x排放。如上所述，分层负责地区的燃料/空气比梯度。梯度接近的部分stoichi-ometric混合物，具有较高的燃烧温度，有利于氮氧化物的形成。在点火的差异时间可能还占一些差异发动机出的氮氧化物排放量。 ?加权平均发动机一氧化碳排放直接式火花点火发动机比燃油喷射的人少了约4,发动机。这种差异的最重要的是占袋1在直接式火花点火 一氧化碳排放量分别比减少16,燃油喷射的引擎。在冷启动的燃油喷射发动机需要丰富的燃料/空气混合物，直至发动机的预热汽化燃料，撞击摄入足够端口。相反，所有的燃料直接进入共青团因德尔直接式火花点火发动机，因此，在混合过程中的变化冷启动不显着。 图3 三菱直接式火花点火和霓虹灯燃油喷射的车辆在“发动机测试试验程序-75”周期发动机排放比较 图4比较在直接式火花点火尾气排放三个燃料的发动机。加权平均烃低硫燃料运行时的碳排 放量12,以上比上标准燃料。加权平均碳氢化合物的排放上ULTI队友是，比经营标准燃料时少20,。这是类似于图2所示为发动机的发展趋势出碳氢化合物的排放。加权平均二氧化碳排放低硫燃料分别为18,，比那些更标准燃料。终极加权平均排放量少比为标准燃料的6, 图4 从三菱-直接式火花点火尾气排放发动机测试试验程序-75周期中三个不同的燃料 最值得注意的是，加权平均氮氧化物排放量低低硫燃料均比从标准燃料少40,。 “被视为相同的趋势在袋排放，低二氧化硫氮氧化物排放量的30,，58,，减少36,比那些标准燃料袋1，2和3，分别。没有看到相同的趋势是发动机排放(图2)，这样的效果，必须发生在催化转换器。氮氧化物陷阱催化剂吸附氮氧化物在精益运营，并定期减少氮氧化物在丰富的操作短周期。未燃烧的碳氢化合物，在更大的金额与低含硫量燃料比目前与标准燃料或最终，将有助于减少氮氧化物。最终产生量最少的免烧砖碳氢化合物，所以它产生的最大金额氮氧化物。加权平均氮氧化物排放量与最终比标准燃料分别为17,。 图5比较了在直接式火花点火尾气排放发动机和燃油喷射的引擎，同时上标准燃料运行。它应当指出，直接式火花点火发动机是专为日本的排放标准，这是不太严格的比美国的标准。在直接式火花点火的尾气排放发动机不符合美国的第一类排放标准总烃(0.25克/公里)或氮氧化物(0.40克/公里)。在直接式火花点火车辆加权平均总碳氢排放约三倍的燃油喷射车辆。加权平均氮氧化物排放量在直接式火花点火车是从约9.5倍燃油喷射的车辆。从加权平均二氧化碳排放量直接式火花点火车分别为19,，比那些从联谊会少装置。在直接式火花点火车袋的二氧化碳排放量分别为7,以上，减少80,，56,以上的燃油喷射1袋，2，3，分别车辆。 整体催化剂的效率和总烃在直接式火花点火车辆一氧化碳与与燃油喷射的车辆，如表4所示。由于发动机的碳氢化合物的排放在直接式火花点火车辆比为燃油喷射车辆29.4,，的废气排放量高出29.2,。同样，因为从直接式火花点火发动机一氧化碳排放车辆分别为4,，比那些从燃油喷射车辆少，在直接式火花点火车辆尾气二氧化碳排放量分别减少19,比燃油喷射的车辆。全面统筹催化剂在直接式火花点火车辆的效率为87,，比燃油喷射的车辆为84,尾气排放一氧化碳的氮氧化物排放量相当高直接式火花点火车比为燃油喷射车辆(9.5倍)。 在某种程度上，这是由于41,以上发动机的氮氧化物直接式火花点火发动机的排放。 68,的氮氧化物催化剂 直接式火花点火发动机的效率，低于96,的氮氧化物催化剂的燃油喷射发动机的效率，占的剩余尾气氮氧化物的差异。 “氮氧化物催化剂的任务是比较困难的，在直接式火花点火发动机比为燃油喷射发动机，因为它是在直接式火花点火发动机工作在更精简的整体空气/燃料混合物，留下更多的废气中的氧气尾气排放一氧化碳的氮氧化物排放量相当高直接式火花点火车比为燃油喷射车辆(9.5倍)。在某种程度上，这是由于41,以上发动机的氮氧化物发动机的排放。 68,的氮氧化物催化剂 直接式火花点火发动机的效率，低于96,的氮氧化物催化剂的燃油喷射发动机的效率，占的剩余尾气氮氧化物的差异。 “氮氧化物催化剂的任务是比较困难的，在直接式火花点火发动机比为燃油喷射发动机，因为它是在直接式火花点火发动机工作在更精简的整体空气/燃料混合物，留下更多的废气中的氧气 图5 尾气排放比较三菱直接式火花点火和霓虹灯联谊会在发动机测试试验程序-75?周期 表4 催化剂效率比较加权平均排放量的基础 效率 火花点燃直接喷射技术 电喷汽油机 标准 87% 87% 一氧化物 87% 84% 氮氧化物 68% 96% 图6 三菱火花点燃直接喷射技术的会议环保局的Tier II(2004年)排放的挑战 如图1所示，二氧化碳是一个既火花点燃直接喷射技术的温室气体和燃油喷射车辆，如图7 所示。排气管加权平均这种温室气体的排放在火花点燃直接喷射技术车辆少23,，比燃油喷射的车辆。在火花点燃直接喷射技术车辆降低二氧化碳排放量也反映在其较高的燃油经济性。 第二，由第二排放 - 由于最在冷启动和碳氢化合物，一氧化碳和氮氧化物排放热身期间，只包1的发动机测试试验程序周期是预先为了解排放特性为____在直接式火花点火和燃油喷射车辆。图7显示了袋1第二，由第二，发动机排出废气的两个车辆，都运行标准燃料。 袋-1发动机碳氢化合物的排放量高出210,，在直接式火花点火发动机比为燃油喷射发动机。然而，在第一120秒，直接式火花点火发动机的排放量只有103,以上比的燃油喷射发动机。在其余1袋，在直接式火花点火排放量是239,以上的燃油喷射发动机。这意味着，从燃油喷射的排放量引擎更受冷启动比那些直接式火花点火发动机。在冷启动时，一些燃料冷进气口上的燃油喷射发动机撞击它不挥发，直到金属升温。必须丰富的混合物来弥补。这期间，在其最佳的燃油喷射发动机不运转条件，所以它会发出更多的碳氢化合物比它当它被加热了。 直接式火花点火发动机注入燃料直接进入气缸，所以没有燃料，可夹在进气口。 袋-1 一氧化碳排放的直接式火花点火发动机少16,比联谊会引擎。 燃油喷射的发动机有一个大的一氧化碳穗约40秒(图8)，这可能导致从燃油蒸发上的进气口壁时油门突然关闭的第一次减速。袋-1发动机的氮氧化物排放量为41,直接式火花点火发动机比为燃油喷射发动机。氮氧化物排放量为燃油喷射的引擎显示三个尖峰高于那些在第120 s时的直接式火花点火发动机。这些尖峰可能导致从低于最佳操作的燃油喷射发动机在冷启动 图7 超过霓虹灯联谊会在三菱直接式火花点火的优势?降低温室气体的条款 图9显示了袋-1，第二，排气管两车的排放量。这些痕迹表明，在催化剂上的燃油喷射发动机成为有效第一100-120之经营。在直接式火花点火的催化剂车辆需要大约250-300 s到成为有效。即使经过300秒，在直接式火花点火车辆的氮氧化物催化剂没有有效的燃油喷射发动机。在直接式火花点火车辆有一个地板下的催化剂，而联谊会的催化剂是附近的排气管。除了位置的催化剂，其组成可能变化影响的总碳氢，一氧化碳和氮氧化物的转换。 油气形态 - 尾气烃组成，两车都上运行标准燃料，如图10所示。 燃油喷射的车辆排放芳烃38.4,，比24.3,的排放直接式火花点火车。然而，芳烃绝对数量从燃油喷射车辆不少于在直接式火花点火车辆。 图8 发动机排放比较三菱直接式火花点火和霓虹灯燃油喷射的车辆在发动机测试试验程序的冷位相 图9 尾气排放比较三菱直接式火花点火和霓虹灯燃油喷射的车辆在发动机测试试验程序的冷位相 图10 尾气烃类组成:直接式火花点火(顶部) 臭氧成矿潜力 - 图11比较尾气臭氧形成潜在的，终极标准燃料和低硫燃料在直接式火花点火车辆。如上所示，臭氧形成的最终潜力低于29,在1袋，但53,的标准燃料和12,以上袋2和3，分别加权平均臭氧形成潜在的20,为极限小于为标准燃料。另一方面，臭氧形成低硫汽油的潜力是高于标准燃料和终极。加权平均臭氧形成潜在的高三倍左右时，到标准燃料。据推测，较高的芳烃在低含硫量燃料含量的影响许多烃废气中的丝宝，其中有更大的臭氧形成潜在的。最后，较高的总烃(图2和图4所示)，在发动机和低硫燃料产生的废气排放量归因于较高的臭氧形成的潜力，相比标准燃料和终极燃料。 如图10所示，从两个排放的臭氧形成潜能车辆相比，在图12。对于包1个，在直接式火花点火车辆形成臭氧的潜力是144,比这更大的燃油喷射，主要是由于慢猫a在直接式火花点火车辆热身。形势逆转袋2和3，臭氧形成潜力是92,和54,以下，分别为直接式火花点火装置。加权平均臭氧形成潜力是在直接式火花点火车辆多为13,燃油喷射的车辆。如果在直接式火花点火车辆的催化剂升温更快，很可能是在直接式火花点火车辆将会减少臭氧形 成比燃油喷射车辆的潜力。不同在臭氧形成潜在的性质挂在差异排气组成。 图11 排气管比较臭氧形成?三款汽油直接式火花点火车潜力燃料 催化效率 - 催化转换效率两车的总碳氢，一氧化碳和氮氧化物的相比于图13。这一数字表明，该催化剂在燃油喷射车辆启动后生效60-80小号，但催化剂需要200-220秒到成为有效在直接式火花点火车辆。催化剂后生效后，效率是相似的四氢大麻酚。 一氧化碳的转化效率略微高于在直接式火花点火车辆的燃油喷射车辆。 氮氧化物转化效率较低是在直接式火花点火车辆比燃油喷射的车辆。由此可见，在直接式火花点火发动机运行在更高的整体空气/燃料比的比率燃油喷射的发动机一样，所以在直接式火花点火排气中氧更根。 图14显示，在排烟温度猫a进口经营燃油喷射的车辆约200多K热在直接式火花点火车辆。如果使用650 K作为危机催化剂terion热身，燃油喷射的催化剂升温启动后60秒左右，而在直接式火花点火催化剂约210 S。这些时间紧密对应的催化剂效率，如图13所示 图12 比较臭氧形成潜在的直接式火花点火主场迎战燃油喷射的车辆 图13 催化剂转换效率为四氢大麻酚，一氧化碳，和氮氧化物在袋-1的发动机测试试验程序 概要 在直接式火花点火车辆的燃油经济性比燃油喷射高达24,以上的车辆，即使在直接式火花点火车辆较大和较重，并有一个更强大的发动机比燃油喷射车辆。 直接式火花点火发动机是一种可行的涡轮增压直喷式柴油机，以满足能源部的新一代汽车合作计划长达80英里的目标。然而，仅仅更换的燃油喷射 直接式火花点火发动机与传统汽车的发动机不足以满足80英里的目标。其他车辆将被要求修改。 图14 在袋-1的转换器入口温度?的发动机测试试验程序 总碳氢和氮氧化物排放发动机在火花点燃直接喷射技术是高于那些为电喷汽油机车辆。这占大部分尾气排放的差异。研究燃烧现象和关于修改发动机参数和废气再循环是可能的是有益的。随着直接式火花点火发动机，燃料成分尾气排放影响，但对发动机的影响较小排出废气。低硫燃料，它具有最低的雷德蒸气压，最低的沸点范围，最高芳烃含量，氧气含量最高的测试三种燃料，产生显着减少尾气氮氧化物比其他燃料。原因是没有得到很好的理解在这个时候到这一现象的研究可能是有用的。 在直接式火花点火车辆不符合美国能源部的排放目标非甲烷碳氢化合物(0.125克/公里)或氮氧化物(0.2克/公里)，但它并不满足(1.7克/公里)一氧化碳排放量的目标。应当指出车辆设计，以满足日本的排放法规，而不是像第二层严格排放限值;后者是能源部同排放目标。超标的主要原因之一II级排放限值的催化剂是缓慢的热身(约210秒，比电喷汽油机的车辆约60小号)。满足氮氧化物的目标是最大的挑战，因为直接式火花点火发动机叶片更未使用中的氧用尽比电喷汽油机的车辆不。使用一个氮氧化物催化剂陷阱，这就需要低硫燃料，是企图氮氧化物还原效率提高。 虽然在直接式火花点火车辆排放的碳氢化合物比燃油喷射的车辆，加权平均臭氧形式潜力是差多的。在1袋，臭氧在直接式火花点火车辆形成潜在的显着大于电喷汽油机的车辆。如果预热时间在直接式火花点火催化剂可以减少，加权断言臭氧的形成年龄在直接式火花点火车辆的潜在可能小于电喷汽油机的车辆。 致谢: 工作由美国能源部，办公室支持能源效率和可再生能源，在一氧化碳N-道的W-31-109-ENG-38。我们感谢肯??豪顿美国能源部，高级办公室Automo的技术，他的支持。阿莫科石油提供的产品在这些测试中所使用的车辆。阿莫科公司的设施进行测试，在 内珀维尔市，伊利诺伊州。我们感谢大卫Tatterson，詹姆斯Doorhy，让陈忠和拉里??罗宾逊阿莫科公司为他们的援助在执行测试的距离。 参考文献: 1山口J.(“三菱Galant轿车和旅行车汽车工程1996年11月P26 2(山口J.(“三菱扩展汽油直喷?V6发动机汽车工程1997年8月，P77 3山口J.(“丰田准备迎接直喷式汽油生产汽车工程1996年11月，P77 4岩本Y.等人汽油直接发展注入引擎没有信封970541:1997年2月24-27日 5野间光等优化汽油直喷针对欧洲市场的发动机没有信封 980150:1998年2月23日至26 日 6联邦条例法典第40个标题第86部分B部分修改为:1993年7月 附录2外文原文 教务处 第 I 页 毕 业 论 文(设 计)用 纸 毕 业 论 文(设 计)用 纸 佳木斯大学教务处 第 82 页 毕 业 论 文(设 计)用 纸 图3-4 6135柴油机连杆组 图3-3 6135柴油机连杆组 图3-2 6135柴油机横剖图 图3-1 6135柴油机纵剖图