【图文】内燃机第十讲_百度文库
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内燃机第十讲
&&武汉理工大学内燃机课件
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第二章内燃机的工作指标内燃机的工作指标很多，主要有动力性能指标（功率、转矩、转速） 、经济性能指标（燃 料与润滑油消耗率） 、运转性能指标（冷起动性能、噪声和排气品质）和耐久可靠性指标（大 修或更换零件之间的最长运行时间与无故障长期工作能力） 。 本章主要研究表征动力性能指标和经济性能指标的各种参数及其相互关系， 对排放性能 指标也作较详细介绍， 其他运转性能指标和耐久可靠性指标对内燃机来说有其不可忽视的重 要性，它们将在本书的其他各章中分析讨论。第一节示功图与指示性能指标一、示功图 燃料燃烧产生的热量是通过气缸内所进行的工作循环转化为机械功的， 即气缸中工质的 燃烧压力作用在活塞顶上， 通过曲柄连杆机构， 在克服了内燃机内部各项损耗后， 对外做功。 因此， 要研究内燃机的动力性能和经济性能， 应首先对内燃机的一个工作循环中热功转换的 质和量两方面加以分析。 内燃机气缸内部实际进行的工作循环是非常复杂的， 为获得正确反映气缸内部实际情况 的试验数据， 通常利用不同形式的示功器或内燃机数据采集系统来观察或记录相对于不同活 图或p- ? 图两者可以互相转换。图 2-1 所示为四冲程内燃机的p- ? 图，图 2-2a和图 2-2b分别 为四冲程压燃式和点燃式内燃机的实际循环p-V图。由进排气过程组成的发动机换气过程示 功图中，由于气缸压力低，需用放大的压力标尺记录出p- ? 或p-V图（见第四章） ，也称为低 压示功图。 p-V 塞位置或曲轴转角时气缸内工质压力的变化， 所得的结果即为p-V示功图或p- ? 示功图。图 2-1 四冲程内燃机的p- ? 图 由示功图可以观察到内燃机工作循环的不同阶段（压缩、燃烧、膨胀）以及进气、排气 行程中的压力变化，通过数据处理，运用热力学知识，将它们与所积累的试验数据进行分析 比较，可以对整个过程或工作过程的不同阶段进展的完善程度作出判断。因此，示功图是研 究内燃机工作过程的一个重要依据。曲轴转角 ? /（?） （CA）图 2-2 四冲程压燃式和点燃式内燃机实际循环 p-V 图 二、指示性能指标 内燃机的指示性能指标是指以工质对活塞做功为基础的指标。 （一）指示功和平均指标压力 指标功是指气缸内完成一个工作循环所得到的有用功Wi。指示功的大小可以由p-V图中 闭合曲线所占有的在积求得， 图 2-3 所示为四冲程非增压和增压发动机以及二冲程发动机的 示功图。图 2-3 发动机的 p-V 图 a)四冲程非增压发动机 b)四冲程增压发动机c)二冲程发动机如图 2-3a所示为四冲程非增压发动机的指示功面积Fi，它是由于相当于压缩、燃烧、膨 胀行程中所得到的有用功面积F1和相当于进气、 排气行程中消耗的功的面积F（即泵气损失） 2 相减而成，即Fi= F1- F2。在四冲程增压发动机中（图 2-3b） ，由于进行压力高于排气压力， 在换气过程中，工质是对外做功的，因此，换气功的面积F2应与面积F1叠加起来，即Fi= F1+ F2。在二冲程发动机中（图 2-3c） ，只有一块示功图面积Fi，它表示了指示功的大小。 Fi可用燃烧分析仪通过采集缸内示功图计算求得，然后用下式算出Wi（N?m或J）值。Wi =2Fi ab 10 6式中，Fi为示功图面积（cm ） ； a 为示功图纵坐标比例尺（Pa/cm） ；b为示功图横坐标比例（2-1）尺（cm3/cm） 。 指示功Wi反映了发动机气缸在一个工作循环中所获得的有用功的数量，它除了和循环 中热功转换的有效程度有关外， 还和气缸容积的大小有关。 为了能更清楚地对不同工作容积 发动机工作循环的热力转换有效程度作比较，引出了平均指示压力（用 p mi 表示）的概念。 所谓平均指示压力（Pa） ，是指单位气缸容积一个循环所做的指示功，即p mi =Wi Vs（2-2）式中，Wi为发动机一个工作循环指示功（J） ； Vs 为发动机气缸工作容积（m3）. 若 Vs 用L为单位，Wi用kJ为单位，则 p mi （MPa）为p mi =Wi Vs2式（2-2）也可写成 Wi = p miV s = p mi (πD / 4) S ，其中D和S分别是为气缸直径和活塞 行程由此可以引出平均指示压力的第二概念，即平均指示压力是一个假想的平均不变的压 力，以这个压力作用在活塞顶上，使活塞移动一个行程S所做的功，即为循环的指示功Wi。 平均指示压力是从实际循环的角度评价发动机气缸工作容积利用率高低的一个参数，p mi 越高，同样大小的气缸容积可以发出更大的指示功，气缸工作容积的利用程度越佳。平均指示压力是衡量发动机实际循环动力性能的一个很重要的指标。 一般内燃机在标定工况下的 p mi 值在下列范围内： 柴油机 四冲程自然吸气柴油机 0.6~0.95MPa 四冲程增压柴油机 0.85~2.6MPa 二冲程柴油机 0.5~1.3MPa 汽油机 四冲程摩托车用汽油机 0.8~1.3MPa 四冲程小客车用汽油机 0.8~1.43MPa 四冲程载货车用汽油机 0.7~0.85MPa 二冲程小型风冷汽油机 0.4~0.7MPa （二）指示功率 内燃机单位时间内所作的指示功称为指示功率Pi。若一台内燃机的气缸数为 i ，每缸的 ，转速为n(r/s)，根据 p mi 的定义，第循环 工作容积为Vs(m3)，平均指标压力为 p mi （N/m2） 气体所作的指示功（J）为Wi = p miVs具有 i 个气缸的发动机每秒所作的指示功率（W）为Pi = 2 p miVsnτi（2-3）式中， τ 为冲程数，对四冲程内燃机： τ = 4 ；对二冲程内燃机： τ = 2 。 在实际应用时，一般采用 p mi （MPa）, Vs(L), n (r/min), Pi (kW)代入可得10 3 Pi = 2 × 10 6 p miPi =对四冲程发动机iVs n 10 3 60τ（2-4）p miVs ni 30τ p miVs ni 120 p miVs ni 60Pi =对二冲程发动机Pi =（三）指示热效效率和指示燃油消耗率 指示热效率是发动机实际循环指示功与所消耗的燃料热量的比值，即η it =Wi Q1（2-5）式中，η it 为指示热效率；Q1为得到指示功Wi所消耗的热量（J） 对于一台发动机，当测得其指示功率Pi(kW)和每小时燃油消耗量B（kg/h）时，根据η it 的一义，可得3.6 × 10 3 Pi η it = BH u（2-6）式中， H u 为所用燃料的低热值（kJ/kg） 。 指示燃油消耗率是指单位指示功的耗油量，通常用单位千瓦小时指示功的耗油量克数 [g/(kW?h)]来表示。bi =B 3 10 Pi（2-7）因此，表示实际循环的经济性指标η it 和bi之间存在着以下关系，即η it =3.6 × 10 6 H u bi（2-8）一般内燃机的η it 和bi的统计范围如下：η itbi / g ( kW ? h) ?1四冲程柴油机 0.41~0.50 170~210 二冲程柴油机 0.40~0.50 170~215 四冲程柴油机 0.25~0.40 215~340 二冲程柴油机 0.20~0.28 300~430 从统计范围可以看出：柴油机的指示热效率高于汽油机，四冲程发动机的指示热效率 高于二冲程发动机。 第二节 有效性能指标一、机械效率和有效功率 上面所讨论的指示性能指标只能评定工作循环进行的好坏，发动机发出的指示功率需 扣除运动件的摩擦功率以及驱动风扇、机油泵、燃油泵、发电机等附件年消耗的功率后才能 变为曲轴的有效输出，所有这些消耗功率的总和称为机械损失功率 Pm ，从而有效功率为Pe = Pi ? Pm有效功率与指示功率之比机械效率，即（2-9）ηm =Pe Pi（2-10）内燃机的有效功率 Pe （kW）可以利用各种形式的测力器和转速计分别测出发动机在某 一工况下曲轴的输出转矩Ttq 及在同一工况下的发动机转速n,按以下公式求得Pe = TtqTTtq n 2πn × 10 ?3 = 60 9550（2-11）式中， tq 为发动机输出转矩（N?m） 二、平均有效压力、有效功率和升功率与平均指示压力相似， 平均有效压力可看作是一个假想的、 平均不变的压力作用在活塞 顶上， 使活塞移动一个行程所做的功等于每循环所做的有效功。 平均有效压力是衡量发动机 动性能的一个重要参数。 按照上述定义，可以用式（2-4）所表示的Pi和Pmi之间的关系，写出Pe(kW)和Pme（MPa） 的关系式，即PemVs ni 30τ 30τPe Pme = Vs ni Pe =应用式（2-11）和式（2-12）的恒等关系，可得（2-12）（2-13）Ttq =318.3 p meVs iτ（2-14）因此，对于一定气缸总工作容积（即 iVs ）的发动机，平均有效压力Pme值反映了发动 机输出转矩Ttq 的大小，即 Ttq ∞p em也就是说， p me 反映了发动机单位气缸工作容积输出转矩的大小。 升功率PL（kW/L）的定义是在标定工况下，发动机每升气缸工作容积所发出的有效功 率。PL =Pe iVs（2-15）式中，Pe为发动机的标定功率（kW） ；i为气缸数；VS为气缸工作容积（L） 。 从式（2-12）可得PL =p me n 30τ（2-16）式中， p me 为标定工况下的平均有效压力（MPa）;n为标定转速（r/min） 。 可见，升功率PL是从发动机有效功率的角度对其气缸工作容积的利用率作出的总评价， 它与 p me 和n的乘积成正比。PL值越大，发动机的强化程度越高，发出一定有效功率的发动 机尺寸越小。因此，不断提高 p me 和n的水平以获得更强化、更轻巧和紧凑的发动机，一直 是内燃机工作者致力以求的奋斗目标， 因而PL是评定一台发动机整机动力性能和强化程度的 重要指标之一。 目前内燃机的 p me 和PL值一般在下列范围内： PL/kW?L-1 Pme/MPa 农用柴油机 0.5~0.7 8~15 汽车用柴油机 0.7~1 20~45 强化高速柴油机 1~2.9 20~45 固定船用中速柴油机 0.6~2.5 4~8 四冲程摩托车用汽油机 0.78~1.2 50~70 四冲程小客车用汽油机 0.65~1.25 40~65 四冲程载货汽车用汽油机 0.6~0.7 25~50 二冲程小型风冷汽油机 0.4~0.65 20~75 我国 2002 年生产的部分内燃机产品的性能参数见表 2-1， 表 2-2 列出了国外生产的 2003 年被评为世界十大最佳车用发动机的性能参数与结构特点。三、由吸入空气量计算平均有效压力 根据每循环吸入的空气量计算平均有效压力，可以导出平均有效压力与一些热力学参 数之间的关系，从而明确提高平均有效压力的技术措施。在推导前，先给出两个重要定义。 （一）充量系数 φc 。 若把每循环吸入气缸的空气量换算成进气管状态（ p s , Ts ）的体积V1，其值一般要比活 塞排量Vs小，两者的比值定义为充量系数 φc ，即φc =m1 n V = 1 = 1 m sh n sh Vs式中， m1 、 n1 、V1 分别为实际进入气缸的新鲜空气的质量、物质的量（mol） 、在进气管状 态（ p s , Ts ）下所占有的体积； msh 、 n sh 、 Vs 分别在进气管状下能充满气缸工作容积的空 气质量、物质的量及气缸工作容积。 充量系数 φc 是表征实际换气过程进行完善程度的一个极为重要的参数（详见第四章） 。 （二）过量空气系数 φ a 燃烧 1kg燃料的实际空气量与理论空气之比称为过量空气系数 φ a ，即φa =m1 g b l0（2-17）式中， g b 为每循环燃料供给量（kg） ；l 0 为单位质量燃料完全燃烧所需的理论空气质量，称 为化学计量空燃比。柴油 l 0 ≈ 14.3, 汽油l 0 ≈ 14.8 。 对柴油机来说， φ a 总是大于 1，以保证喷入气缸的柴油机能完全燃烧。柴油机在吸入 气缸的空气量一定的情况下，φ a 小意味着可以向气缸多喷油，吸入气缸的空气的利用率高， 发出的功率大。因此， φ a 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，应力 求减小 φ a 。减小 φ a 在小型高速柴油机中主要受燃烧完善程度的限制，在大型及增压柴油机 中主要受热负荷的限制。柴油机在全负荷时 φ a 的一般数值范围为： 高速柴油机 增压柴油机 表 2-1发动机形式 单缸柴油机风冷 单缸柴油机 单缸柴油机风冷 单缸柴油机 单缸柴油机 单缸柴油机 单缸柴油机 单缸柴油机 单缸柴油机 单缸柴油机 多缸柴油机φ a =1.2~1.5 φ a =1.7~2.2我国 2002 年生产的部分内燃机产品的性能参数表制造商 冲程τ缸 数i 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 4缸径 D/mm 60 70 70 75 80 95 100 100 110 85 93行程 S/mm 60 70 75 80 90 80 115 115 115 115 92有效功 率PE/kW 1.47 2.94 2.94 4.41 5.9 5.15 8.8 10.3 11.03 13.2 32转速 n/r?min 00 00 00 -1Pme/MPa 0.40 0.50 0.47 0.58 0.65 0.59 0.65 0.68 0.67 0.66 0.57升功率 PL/kW?L-1 8.67 10.91 10.19 12.48 13.04 12.81 10.80 11.40 12.21 12.11 15.21丹阳丹柴动力有限公司 武进五菱柴油机有限公司 常柴金坛柴油机有限公司 安徽全柴动力股份有限公司 常柴股份有限公司 安徽全柴动力股份公司 常柴股份有限公司 武进五菱柴油机有限公司 云南金马柴油机总厂 山东华源莱动内燃机有限责任有限公司 扬州柴油机有限责任公司4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4多缸柴油机增压 多缸柴油机 多缸柴油机增压 多缸柴油机 多缸柴油机 多缸柴油机 多缸柴油机 多缸柴油机增压 多缸柴油机 多缸柴油机 多缸柴油机 多缸柴油机增压 多缸柴油机增压 多缸柴油机 多缸柴油机增压 多缸柴油机增压 多缸柴油机增压 多缸柴油机增压 多缸柴油机增压 多缸柴油机增压 多缸柴油机增压 多缸柴油机增压 单缸汽油机二冲程风冷 单缸汽油机二冲程风冷 单缸汽油机二冲程风冷 单缸汽油机二冲程风冷 单缸汽油机二冲程风冷 单缸汽油机二冲程风冷 单缸汽油机二冲程风冷 多缸汽油机二冲程风冷 多缸汽油机 多缸汽油机 多缸汽油机 多缸汽油机 多缸汽油机南京依维柯汽车有限公司发动机厂 中国第一汽车集团大连柴油机厂 珀金斯（天津）动力有限公司 昆明云内动力股份有限公司 东风朝阳柴油机有限责任公司 东风汽车有限公司发动机厂 潍坊柴油机厂 中国第一汽车集团无锡柴油机厂 广西玉柴机器股份有限公司 中国第一汽车集团无锡柴油机厂 上海柴油机股份有限公司 东风康明斯发动机有限公司 潍坊柴油机厂 陕西汽车制造总厂发动机分厂 潍坊柴油机厂 淄博柴油机厂 资阳内燃机车厂 济南柴油机股份有限公司 镇江中船设备有限公司船用柴油机厂 大连机车车辆厂 资阳内燃机车厂 重庆红岩内燃机有限公司 临沂华盛企业集团总公司 重庆宗申摩托车科技集团有限公司 江苏春兰动力制造有限公司 上海幸福摩托车总厂 长春长铃实业股份有限公司 洛阳北方易初摩托车有限公司 五羊-本田摩托（广州）有限公司 重庆力帆实业（集团）有限公司 天津汽车夏利股份有限公司内燃机制造分公司 沈阳航天三菱汽车发动机制造有限公司 中国第一汽车集团一汽动力分厂 上海通用汽车有限公司 东风汽车厂有限公司发动机厂4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 2 2 2 2 2 2 2 2 4 4 4 4 44 4 4 4 4 6 6 6 6 6 6 6 6 6 6 6 12 8 6 12 16 6 1 1 1 1 1 1 1 2 3 4 4 6 498 100 100 102 102 102 105 110 112 113 114 114 126 130 170 170 180 190 225 240 240 250 36 39 39 50 50 50 52.4 44 70 86.5 87.5 89 90.8292 105 127 105 118 115 115 125 132 125 135 135 130 150 200 200 205 210 300 275 275 300 30 41.4 41.4 49.5 50 55.5 57.8 41 73 100 92 80 76.9576 66 101 62.5 70.6 103 125 132 209 132 152 221 225 147 456 450 790 588 960 1 0.81 2.8 3 5 6.29 5.8 6 7.8 29.5 96 76 126 8000 00 00 00 00 00 900 0 00 00 00 00 54500.96 0.69 1.71 0.71 0.69 0.78 1.05 0.89 1.15 0.73 1.0 1.46 1.07 0.74 1.34 1.32 1.01 0.99 1.79 1.93 1.46 0.80 0.27 0.52 0.54 0.39 0.53 0.40 0.39 0.47 0.76 0.93 0.79 0.97 0.8830.40 20.83 25.31 18.95 18.31 18.27 20.92 18.52 26.81 17.55 18.38 26.73 23.13 12.31 16.74 16.52 12.62 12.34 13.41 16.08 12.21 4.99 26.53 56.62 60.66 51.44 64.07 53.22 48.14 62.56 35.00 40.84 34.34 42.19 40.12表 2-2发动机形式 制造商国外生产的 2003 年 3 月公布被评为 10 个最佳车用发动机产品性能参数表所缸排列及 缸数 冲程τ缸径 D/mm行程 S/mm压缩比ε有效功 率Pe/kW转速 n/r?min-1Pme/MPaPL/ kW L-1?备注 机体/缸盖全铝结构,双BMW AG 3L德国宝马 汽车公司直列 6 缸48489.610.2:1165.3859001.12955.51顶置凸轮轴,电控顺序燃油 喷射,可变气门正时,4 气门 机体/缸盖全铝结构,双BMW AG 3.2L德国宝马 汽车公司 美国戴姆 勒-克莱 斯勒汽车 公司 美国通用 汽车公司直列 6 缸4879111.5:1244.7679001.14575.41顶置凸轮轴,电控顺序燃油 喷射,可变气门正时,4 气门Daimler Chrysler AG 5.7LV型8缸 90?夹角499.590.99.5:1253.5854000.99744.85顶置凸轮轴,电控顺序燃 油喷射General Motors Corps4.2L双顶置凸轮轴,电控顺序 直列 4 缸 4 93 102 10:1 202.13
48.62 燃油喷射,可变气门正时,4 气门Ford Motors Co 6L美国福特 汽车公司V型6缸 90?夹角柴油机,涡轮增压,顶置凸 4 95 104.9 18:1 238.88
40.16 轮轴,直喷燃烧室,排气涡轮 增压 双顶置凸轮轴,电控顺骗Honda Motor Co 2L日本本田 汽车公司直列 4 缸4878411:1176.4083001.27788.31子燃油喷射,可变气门正 时,4 气门Honda Motor Co 3L日本本田 汽车公司V型6缸 90?夹角全铝结构,双顶置凸轮轴, 4 90 78 10.2:1 185.22
62.21 电控顺序燃油喷射,可变气 门正时,4 气门 双顶置凸轮轴,电控顺序 4 95.5 81.4 10.3:1 210.95
60.30 燃油喷射,可变气门正时,4 气门 4 81 86.4 9.0:1 165.38
92.86 增压中冷,双顶置凸轮轴, 电控顺序燃油喷射,5 气门 增压中冷,4 气门,单顶置 凸轮轴,多点燃油喷射Nissan Motor Co.3.5L Volkswagen AG1.8L日本本产 公司 德国大众 汽车公司 德国宝马V型6缸 60?夹角直列 4 缸Mini 1.6L(巴西)汽 车公司直列 4 缸485.87710:112060001.34852.83对汽油机来说,在整个运行工况中,可以遇到 φ a & 1 和 φ ≤ 1 的各种情况,采用电控喷射的 汽油机,在常用的部分负荷区,为了满足三效催化剂的高转化效率的要求(见第八章),采用氧传 感器利用电子控制单元(ECU)将 φ 反馈控制在 1.0 左右；在起动、大负荷（节气门全开）及 暖机加速过程中，发动机需要较浓的混合气，此时氧传感器不起作用。ECU根据有关传感器 测得的信息，按不同工况对混合气浓度的要求，控制喷油量和 φ a 值。 除了运用过量空气系数来表示燃烧时空气量的燃料量之比外， 还可以应用空 （料） 比α 或燃（料）空（气）比 1 / α 来表示，它们之间的关系为 空气质量流量 空燃比α = 燃料质量流量 燃料质量流量 空燃比1 / α = 空气质量流量 实际发动机的 φ a ，可由废所分析法求得或用仪器直接测得。对于自然吸气的四冲程内 燃机，也可由耗油量及耗气量按下式示得φa =Aa Bl0式中， Aa 为发动机的空气消耗量（kg/h） ；B为燃油消耗量（kg/h） 。 根据式（2-27）可得每循环供油量gb =m1 φ c m sh φ cVs ρ s = = Vs Vs φa l0式中， ρ s 为进气管状态下的空气密度。ρ mi =Wi Q1η it = Vs Vs Qη ρ e = 1 et Vs其中Q1 = g b H u =因而φcVs ρ s H u φa l0p me =φcη et ρ s H u φa l0（2-18）式中， H u 是燃料低热值，其单位为J/kg； ρ s 的单位为kg/m3； p me 的单位为Pa。实用上， 取 H u 、 ρ s 的单位分别为kJ/kg、kg/L，则式（2-18）中 p me 的单位为MPa。ρs =把 R=287J/（kg?K） ，得ps RTs 代入， ρ s 为进气管压力（Pa） ，Ts为进气管温度（K） ，空气的气体常数 p me =φcη et H u p s 287φu l 0Ts φcη et H u Ps φ a l 0Ts（2-19）若以 p s ( MPa) 、 H u （kJ/kg）代入，则 p me ( MPa)p me = 3.485（2-20）式（2-20）建立了动力性能指标 p me 和经济性能指标 η et 等一系列参数之间的关系，在 以后的各章节中可以看到，它是分析发动机性能的一个重要依据。 四、有效热效率和有效燃油消耗率 衡量发动机经济性能的重要指标是有效热效率η et 和有效燃油消耗率 be 。 有效热效率是实际循环的有效功与为得到此有效功所消耗的热量的比值，即η et =以式（2-5）代入得 得We Wiη m = Q1 Q1（2-21）η et = η itη m由此可见，在 η et 中已经考虑到实际发动机工作时的一切损失了。与上述 η it 一样，可3.6 × 10 3 Pe η et = BH u（2-22）当测得发动机有效效率 Pe 和每小时耗油量B以后，可利用此式计算出η et 值。 有效燃油消耗率是指单位有效功的耗油量，通常用单位千瓦小时有效功所消耗的燃料 克数 be [g/(kW?h)]来表示，即be =由式（2-22） ， be [g/(kW?h)]又可表示为B × 10 3 Pe（2-23）be =3.6 × 10 6 η et H u（2-24）可见，有效燃油消耗率与有效热效率成反比，知道其中一值后，可求出另一值。 一般内燃机在标定工况下的η et 和 be 值大致在以下范围：η et低速柴油机 0.38~0.46be /g (kW?h)-1190~225中速柴油机 高速柴油机0.36~0.43 0.30~0.40200~240 215~285（其中较低的 be 值属排气涡轮增压的四冲程、二冲程柴油机） 四冲程汽油机 二冲程汽油机 第三节 0.25~0.30 0.15~0.20 机械损失与机械效率 280~340 400~550在评定发动机机械损失时，除了机械损失功率 Pm 和机械效率η m 外，同平均指示压力、 平均有效力的定义相似，也可应用单位气缸工作容积的比参数――平均机械损失压力 Pmm 。 它的定义是发动机单位气缸工作容积一个循环所损失的功，它可以用来衡量机械损失的大 小。参照式（2-13）可以得出 Pm （kW）和 Pmm （MPa）的关系式为Pm = PmmPmmVs ni 30τ 30τPm = Vs ni（2-25）（2+-26）式中， Pm 为机械损失功率（kW） ； Vs 为工作容积（L） ；n为转速（r/min） 。 在致力于提高内燃机性能指标时，应尽可能减少机械损失，提高机械效率。若不注意这 点，有时在改善气缸内部指示的同时，却不自觉地增加了机械损失，以致不能获得预期的改 进效果。 一、机械损失的组成部分 （一）活塞与活塞环的摩擦损失 这部分损失占整个摩擦损失的主要部分。这是由于它的滑动面积大、相对速度高、润 滑不充分等原因造成的。 这种摩擦与活塞的长度、 活塞间隙以及活塞环的数目和环的张力等 结构因素有关。此外，在构造相同的情况下，它随气缸压力、活塞速度以及润滑油粘度的升 高而增加。 （二）轴承与气门机构的摩擦损失 它包括所有主轴承、连杆轴承和凸轮轴轴承等的摩擦损。在这些轴承里，由于润滑充 分，纯液力摩擦因数很低，摩擦损失不大，但随着轴承直径的增大和转速的提高，轴颈圆周 速度的增大， 运动件惯性力增大， 这部分损失亦将增加， 但它对气缸中压力的变化不太敏感。 至于消耗在气门驱动机构上的损耗， 在标定功率工况下所占比例是很微小的， 在低速小负荷 时，它的比例将增大。 （三）驱动附属机构的功率消耗 这里所指的附属机构，主要是指对保证发动机正常工作所必不可少的部件或总成，如 冷却水泵总成（风冷发动机中则是冷却风扇） 、机油泵、喷油泵、调速器等；而一些不是每 种发动机运转所必要的总成，如发电机、汽车制动用的空气压缩机、真空助力泵等，除非加 以说明，一般不包括在内，有时散热器、冷却风扇也不包括在发动机机械损失之内。这些附 属机构消耗的功率随发动的转速和润滑油粘度的增加而增大， 但与气缸压力无关， 它仅占机 械损失中的一小部分。 （四）风阻损失 活塞、连杆、曲轴等零件在曲轴箱内高速运动时，为克服油雾、空气阻力及曲轴箱通 风等将消耗一部分功，但其数值是很微小的。 （五）驱动扫气泵及增压器的损失 在二冲程或机械增压发动机中，还要加上对进气进行压缩而带来的损失。 上述诸损失中，可将前四项损失之和视作发动机的内部摩擦损失，并以Pf 表示其损耗的功率，扫气泵或增压器所消耗的功率为 PB ，因此，发动机的机械摩擦损失功率可表示为Pm = Pf + PB（2-27）P 在公式 Pm = Pi ? Pe 中，相当于泵气损失功率的 p 已经在计算 Pi 时扣除了，因此就定义而言，这部分功率没有包括在 Pm 项中的必要，但是在测定中要把 的，所以往往用以下两个公式表示高速发动机中的摩擦损失，即Pf 和 Pp 分开是很困难（2-28） （2-29）′ = Pf + Pp + PB Pm或′ = Pf + Pp + PB Pmm图 2-4 自然吸气发动机中机械损失各组成部分随活塞平均速度 υ m 的变化 a) 泵气损失 b) 活塞与活塞环的摩擦操损失 c) 气门机构驱动损失 d) 附属机构驱动损失 e) 连杆轴承摩擦损失 f) 凸轮轴承摩擦损失图 2-4 以平均压力表示了自然吸气发动机机械损失各组成部分的分配情况， 可见其中活′ 的分布大 塞和活塞环的摩擦损失所占的比例最大。据统计，一般发动机中机械损失功率 Pm 致为：活塞和活塞环的摩擦损失 整个活塞连杆曲轴机构中的摩擦损失 气门构机的驱动损失 附属机构的驱动损失 泵气损失 45%~65% 60%~70% 2%~3% 10%~20% 10%~20%′ 的范围。 图 2-5 所示为一般发动机 Pmm二、机械损失的测定 机械损失的测定方法有好几种，但要借以获得较精确的数值还是困难的，有待于不断 改进。（一）示功图法 运用燃烧分析仪测录气缸的示功图，从中算出指示功率 Pi 值，从测功器和转速计读数 中测出发动机的有效功率 Pe 值，从而可以算出 Pm 、 Pmm 及 η m 值。这种直接测定方法是在 发动机真实的工作情况下进行的， 从理论上讲也完全符合机械损失的定义， 但结果的正确程度往往决定于示功图测录的正确程度，其中最大的误差来源于P- ? 图或P-V图上活塞上止点 位置不易正确地确定。此外，在多缸发动机中，各个气缸多少存在着一定的不均匀性，而在 试验中往往只测录一个气缸的示功图用以代表其他各缸，这也会引起一定的识差，因此，示 功图法一般用于当上止点位置能得到精确标定时才能取得较满意的结果。 （二）倒拖法 这种方法在具有倒拖的电力测功器的试验台上方可进行。试验时，发动机与电力测功 器相连，当发动以给定工况稳定运行，冷却水、机油温度到达正常数值时，切断对发动机的 供油，将电力测功器转换为电动机，以给定转速倒拖发动机，并且尽量维持冷却水和机油温 度不变，这样测得的倒拖功率即为发动机在该工况下的机械损失功率。 但倒拖工况与实际运行情况相比有差别。首先，气缸内不进行燃烧过程，作用在活塞 上的气体压力在膨胀行程中大幅度下降，作用在活塞、连杆、曲轴的摩擦损失有所减少。其 次，按这种方法求出的摩擦功率中含有不应该有的Pp第三章内燃机的工作循环内燃机的 I 作循环是周期性地将燃料燃烧所产生的热能转变为机械能的过程， 它由活塞 往复运动形成的进气、压缩、膨胀和排气等多个有序联系、重复进行的过程组成。内燃机通 过排气过程排出已燃废气， 通过进气过程吸人新鲜空气或空气与燃料的混合气， 通过活塞的 压缩行程， 将混合气的温度压力提高到一个合适的水平， 然后燃料以点燃或压燃的方式开始 燃烧释放出热能。在燃料燃烧的过程中，缸内工质被加热，温度和压力得到进一步的提升， 在活塞通过上止点后的膨胀行程对外做功， 从而将燃料燃烧所产生的热能转化为机械能。 在 内燃机的这些过程中，工质的温度、压力、成分和流动状态等时刻发生着非常复杂的变化， 难以进行细致的物理和化学分析，因而需要根据内燃机工作过程的特点，将实际循环简化， 即建立内燃机的理论循环，以便于分析研究影响内燃机循环效率的主要因素。第一节内燃机的理论循环通常根据内燃机所使用的燃料、混合气形成方式、缸内燃烧过程(加热方式)等特点，把 火花点火发动机的实际循环简化为等容加热循环， 把压燃式柴油机的实际循环简化为混合加 ， 热循环或等压加热循环[1 2]， 这些循环称为内燃机的理论循环。 根据不同的假设和研究目的， 可以形成不同的理论循环，如图 3-1a、b和c所示为四冲程内燃机的理想气体理论循环的p-V 示功图。为建立这些内燃机的理论循环，需对内燃机的实际循环中大量存在的湍流耗散、温 度压力和成分的不均匀性以及摩擦、传热、燃烧、节流和工质泄漏等一系列不可逆损失作必 要的简化和假设，归纳起来有： 1)忽略发动机进排气过程，将实际的开口循环简化为闭口循环。 2)将燃烧过程简化为等容、等压或混合加热过程，将排气过程简化为等容放热过程。 3)把压缩和膨胀过程简化成理想的绝热等熵可逆过程， 忽略工质与外界的热量交换及其 泄漏等的影响。 4)以空气为工质，并视为理想气体，在整个循环牛工质物理及化学性质保持不变，比热容为 常数。图 3-1 四冲程内燃机典型的理论循环 a)等容加热循环 b)等压加热循环 c)混合加热循环 通过对理论循环的热力学研究，可以达到以下目的： 1)用简单的公式来阐明内燃机工作过程中各基本热力参数间的关系， 明确提高以理论循 环热效率为代表的经济性和以循环平均压力为代表的动力性的基本途径。 2)确定循环热效率的理论极限， 以判断实际内燃机工作过程的经济性和循环进行的完善 程度以及改进潜力。 3)有利于比较内燃机各种热力循环的经济性和动力性。 各种理论循环的热效率和循环平均压力可以依照热力学的方法进行推导[1-3]。内燃机理 论循环热效率和循环平均压力的表达式及特点见表 3―1。 表 3-1 内燃机理论循环的比较循环 循环热效率 循环平均压力 循环特点名称 等容 加热 循环 等压 加热 循环ηt = 1 ?1加热过程在等容条 件下很快完成， 热效 率仅与压缩比有关 加热过程在等压条ε ck ?1ηt = 1 ?1ε ck ?1ρ ?1 k ( ρ 0 ? 1)k 0k 0Pt ? η t QB =? Pa ? ? cV Ta?? 1 ?? ε c ? ? ? ?? k ? 1 ?? ? ? ?? ε c ? 1 ? ??件下完成， 负荷的增 加使循环热效率下 降 加热过程在等容和混合 加热 循环ηt = 1 ?1εk ?1 cλp ρ ?1 λ p ? 1 + kλ p ( ρ 0 ? 1)等压条件下完成， 热 效率介于上述两者 之间k=注：cP cVεc =为等熵指数，Va VcλP =为压缩比，Pz Pcρ0 =为压力升高比，Vz Vc为初始膨胀比。分析表 3―1 中三种理论循环的热效率和平均压力表达式，不难发现： 1)三种理论循环的热效率均与压缩比 有关，提高压缩比可以提高循环的热效率。高压 缩比 ε c 可以提高工质的最高燃烧温度，扩大了循环的温度阶梯，从而使热效率 η t 增加，但 热效率η t 增加率随着压缩比 ε c 的提高而逐渐减小。 2)增大压力升高比 λP ，可以增加混合加热循环中等容部分的加热量，使循环的最高温 度和压力增加，因而提高了燃料热量的利用率，即循环的热效率η t 。 3)增大初期膨胀比 ρ 0 ， 使等压部分加热量增加， 将导致混合加热循环热效率η t 的降低， 因为这部分热量是在活塞下行的膨胀行程中加入的，做功能力较低。 4)所有提高内燃机理论循环热效率的措施，以及增加循环始点的进气压力 Pa ，降低进 气温度 Ta ， 增加循环供油量( g b ， 即循环加热量 Q B )等措施， 均有利于循环平均压力的 Pt 提 高。 理论上能够提高内燃机理论循环热效率和平均压力的措施， 往往受到内燃机实际工作条 件的限制： 1)结构强度的限制。 尽管从理论循环的分析可知， 提高内燃机的压缩比 ε c 和压力升高比λP 。对提高循环热效率 λP 和平均压力 Pt 均起着有利的作用，但 ε c 和 λP 的增加将导致最高燃烧压力 Pz 和压力升高率dp/d ? 的升高，使发动机的负荷水平、振动和噪声大大增加，因 而受到发动机结构及强度的限制。 为保证发动机的可靠性和使用寿命， 考虑发动机的制造成 本，在实际选择上述参数时，须根据具体情况权衡利弊而定。 2） 机械效率的限制。 内燃机的机械效率η m 与气缸中的最高燃烧压力 Pz 密切相关， 而 Pz 决定曲柄连杆机构的设计。相同转速下， Pz 的增加不仅会使活塞与气缸套之间的摩擦损失 增加，也使得活塞、连杆等运动件的质量及其惯性力增加，轴承的承压面积加大，从而进一 步增加发动机的摩擦损失，因此不加限制地提高 ε c 或 λP ，将导致机械效率 η m 的下降，从 有效性能指标上看，使得由压缩比 ε c 和 λP 提高而获得的收益得而复失。这一点对于本来压 缩比已经很高的柴油机来说更为明显。 3）燃烧方面的限制。若压缩比定得过高，汽油机将会产生爆燃、表面点火等不正常燃 烧的现象。对于柴油机而言，过高的压缩比将使压缩终了时的气缸容积变得很小，燃烧室的 设计和制造难度增加，也不利于混合气的形成和燃烧的高效进行。4）排放方面的限制。循环供油量的增加取决于实际吸人气缸内的空气量，即有空燃比 的限制，否则将导致燃烧不完全而出现冒烟、热效率下降和发动机的HC、CO排放激增。另 外，内燃机压缩比的上升，使最高燃烧温度和压力上升，发动机的NOx的排放物增加，振动 噪声增加。 一般地，柴油机的压缩比在 12―22 之间，最高爆发压力不超过 14MPa；汽油机的压缩 比在 6-12 之间，最高爆发压力不超过 8.5MPa。第二节内燃机的燃料及热化学一、内燃机的燃料 内燃机技术进步在很大程度上依赖于所使用的石油燃料性能的提高。 通过石油炼制获得 的汽油和柴油，能量密度高，价格低，不易变质，便于储运，非常适用于汽油机和柴油机， 再加上充裕的石油资源， 百余年来内燃机得到了长足的发展， 成为人类社会进步和发展的重 ， [6] 要标志 。但石油资源不可再生，地球石油资源估计还可供开采几十年[4 5]。因此，大力发 展石油替代燃料如天然气等气体燃料和煤制醇类燃料与醚类燃料等及其相应的发动机对我 国燃料多样化和能源结构的战略调整，实现国民经济可持续发展具有重要意义。 (一)石油基燃料 内燃机所使用的石油基液体燃料主要是由碳、氢两种元素所组成，此外还有少量的氧、 氮、硫等元素。从化学结构上看，石油基燃料主要是由烷烃、烯烃、环烷烃和芳香烃等烃类 组成。汽油中烃类的碳原子数一般在 5~12 之间，平均相对分子质量在 110 左右；轻柴油的 碳原子数在 10~22 之间，平均相对分子质量在 200 左右。 烷烃是一种具有饱和链状分子结构的碳氢化合物，通式为 C n H 2 n + 2 ，有正构(直链)和异 构(支链)烷烃之分，其中直链排列的正构烷烃的热稳定性差。碳原子数多、碳链长的烷烃， 高温下容易断裂，发生化学反应，因此它的自燃性能好，滞燃期短，适合做柴油机的燃料。 带支链排列碳链较短的异构烷则与之相反，其热稳定性好，自燃倾向比正构烷烃小得多，抗 爆性强，适合做汽油机的燃料。 烯烃是一种含碳碳双键的不饱和链状烃，抗氧化稳定性较差，易聚合产生胶质，影响汽 油的品质。 环烷族烃的碳原子是环状排列的，属饱和烃，其热稳定性和自燃温度比正烷烃高，辛烷 值高，适合做汽油机的燃料。 芳香族烃是含有苯环结构的烃。苯环是一种牢固的化学结构，热稳定性好，因而芳香烃 不易自燃及产生爆燃。 汽油中的芳香烃有增加辛烷值， 提高抗爆性的作用， 但如果含量过高， 易导致较高的未燃碳氢排放。由于芳香烃含碳原子数多，氢原子数少，会使燃烧温度提高， 一定程度上会使 NO。排放增加。柴油中芳香烃能够调整燃料的十六烷值，若含量过高，燃 烧过程中易产生碳烟颗粒排放。 表 3―2 列出了我国汽油和柴油的一些常见燃料特性参数。发动机性能的提高离不开所 使用燃料理化性能指标的改进。 为了提高发动机的动力性和经济性能指标， 减少有害气体排 放，对燃油提出了越来越高的要求，如含硫量、烯烃含量、芳香烃含量等，有的国家还增加 了对燃油中含氧量的要求 （如美国改性汽油 Reformulated Gasoline 要求含氧 2％， 以降低 CO、 HC 排放） 。 表 3-2 汽油和柴油的燃料特性燃料 特性 液体密度/kg?m-3 20℃动力粘度/Pa#?s 自然温度/K 辛烷值 十六烷值 汽油 750 3．4 439~533 80~97 10~15 柴油 860 40 437~493 20~30 40~50 燃料 特性 低热值/kJ?kg-1 化学计量比混合气热值 /kJ?m-3(标志) 汽化潜热kJ?kg-1 沸点/K 汽油
314 305~483 柴油
301 453~603化学计算空燃比 空气中体积比着火界限(%)14.8 1.4~7.614.3 1.5~7.6凝固点/K216272.5(二)柴油的理化性质 柴油中的烃类多达 100 余种， 不同的原油、 不同的炼制工艺以及不同的调和配方所获得 的柴油的成分亦不相同。 通常柴油中含碳(质量分数， 下同)85％～88％， 含氢 12％―13.6％， 含硫 0~0.2％， 含氧 0.3％～0.4％， 含氮 0％―0.01％等。 柴油的特性参数主要有柴油的密度、 粘度、表面张力、闪点、浊点、凝点、热值、化学计量空燃比、十六烷值等。 下面分别对柴油的自燃性和低温流动性作一简单介绍。 (1)自燃性 在无外源点火的情况下，柴油能自行着火的性质叫自燃性，使其自行着火 的最低温度叫做自燃温度。 柴油的自燃性用十六烷值衡量。 十六烷值的评定需用两种自燃性 截然不同的标准燃料作比较，一种是正十六烷C16H34，自燃性好，其十六烷值被定义为 100； 另一种是 α -甲基萘C11H10，自燃性很差，将其十六烷值定为 0。对所试柴油的自燃性，同正 十六烷与 α -甲基萘混合燃料的自燃性进行比较，当两者相同时，混合燃料中的正十六烷的 体积百分比，即为所试柴油的十六烷值。柴油中芳烃的含量对十六烷值影响最大，芳烃含量 高，则十六烷值低，排放性能差，因此，燃油标准中要求芳烃含量不大于 35％，但因十六 烷值超过 40 后， 其芳烃含量一般不超过 35％， 故标准中不再出现。 柴油的十六烷值在 40-55 之间。十六烷值高的柴油自燃温度低，滞燃期短，有利于发动机的冷起动，适合于高速柴油 机使用，但过高十六烷值的柴油在燃烧过程中容易裂解，也会增加碳烟颗粒排放，故柴油的 十六烷值要限制在 65 以下。 (2)低温流动性 当温度降低时， 柴油中所含的高分子烷族烃(如石蜡)和燃料中夹杂的水 分开始结晶析出，使原来呈半透明状的柴油变得浑浊，该温度称为柴油的浊点。此时尽管柴 油仍具有流动性，但其析出的结晶体会堵塞滤清器和油管等。当温度进一步降低时，柴油即 完全凝固，此时的温度称为凝点。低于凝点后，柴油无法正常流动，发动机不能工作。用降 凝剂可以降低疑点，但对浊点影响不大。 国标中对轻柴油的标号是按照柴油的疑点来规定的， 如国产 0 号柴油， 其凝固点为 0℃， 适合夏季使用；―20 号柴油凝固点为―20℃，适合冬季或寒冷地区使用。 (三)汽油的理化性质 汽油也是 100 多种烃的混合物， 碳的质量分数为 85％～87％， 氢的质量分数为 13％~15 ％。汽油最重要的理化性能是抗爆性，用辛烷值表示。其次是挥发性，它对发动机冷起动、 瞬态工况和燃油蒸发排放都有较大影响，下面分别作一简单介绍。 (1)挥发性 汽油是轻烃类的混合物，没有固定的沸点，在进行蒸馏时，随温度的上升， 按照馏分由轻到重，逐渐沸腾。汽油馏出的温度范围称为馏程，一般以馏出一定比例的燃料 时所需的温度来表示。汽油的初馏点温度为 40～80~C，终馏点温度为 180―210~C。10％馏 出温度(初馏点)越低， 汽油机在低温下易起动， 但过低的初馏温度， 在高温下容易发生气阻， 有可能使燃油蒸发所致的 HC 排放增加。50％馏出温度表示汽油的平均挥发性，是保证汽车 加速性和运转平稳性的重要指标。90％馏出温度和终馏温度过高，易产生积炭，使未燃 HC 排放增加，并可能稀释曲轴箱中的润滑油。 汽油的挥发性用它的饱和蒸气压来表示， 它与燃料的馏分或烃的组成、 表面张力以及汽 化热等有关。汽油的饱和蒸气压是用标准仪器在一定条件下(38℃)测定的。蒸气压高，挥发 性强，汽油机容易起动，但产生气阻的倾向和蒸发损失也大。一般规定蒸气压在夏季不低于 74kPa，冬季不高于 88kPa。汽油的挥发性应当满足发动机包括冷起动和暖车过程在内的所 有工况的要求，但不能太高，以免油路产生气阻和增加发动机的未燃 HC 排放。 (2)抗爆性 燃料对于发动机发生爆燃的抵抗能力叫做燃料的抗爆性。汽油的抗爆性用 辛烷值表示，它是汽油一项十分重要的指标。汽油的抗爆性与燃料的化学成分有关，直链烷 烃抗爆性最差，烯烃次之，环烷烃较好，芳香烃最好。对同一种烃，轻馏分优于重馏分，异 构烃优 TiE 构烃。 与柴油的十六烷值的评定相类似， 汽油的辛烷值评价也是基于两种标准燃料： 抗爆性能 很好的辛烷值定为 100 的异辛烷C8H18和抗爆性很差的辛烷值定为 0 的正庚烷C7H16。 在一定 的试验条件下， 将所试油料的爆燃强度同异辛烷与正庚烷的混合液的爆燃强度相比较， 当两 者相同时，标准混合液中所含异辛烷的体积百分比，即为所试油料的辛烷值。根据试验规范的不同，汽油的辛烷值又分为马达法辛烷值(MON)和研究法辛烷值(RON)。我国的汽油标准 按研究法辛烷值分级，无铅汽油分为 90 号、93 号和 97 号三个牌号。 不断提高汽油燃料的辛烷值， 以适应发动机强化的需求， 是汽车工业对于石化工业提出 的要求。提高汽油的辛烷值，过去的方法是在汽油中添加高效抗爆剂四乙铅Pb(C2H5)4，但 抗爆剂中的铅对人体及环境有较严重的危害，同时还会使排气催化器中的催化剂中毒失效， 因此我国从 2000 年起已禁止生产和使用。无铅汽油提高辛烷值的主要措施是采用先进的炼 制工艺和使用高辛烷值的调和剂，如采用催化重整、催化裂化和烷基化等先进炼制方法，加 入甲基叔丁醚(MTBE)或含氧量高的醇类等高辛烷值的调和剂，可以使汽油达到较高的辛烷 值。最近的研究表明甲基叔丁醚进人人体，易导致膀胱癌。有关醇类等燃料的特性详见第六 章。 二、燃烧热化学 从化学反应的角度看， 燃料的燃烧过程实际上不是燃料与空气中的氧进行氧化反应放出 热量的过程。在已知燃料成分的前提下，通过质量守恒关系，可以求得可燃混合气与燃烧产 物之间的关系，从而可以计算燃料燃烧的化学坟量空燃比、热值等热力学参数。 （一）化学计量空燃比 空气是一种混合气体，按体积计：氧气占 20.95%，氮气占 78.09%，其他气体如氩气、 二氧化碳等占 0.96%。为了方便计算，可以简单地认为空气中除氧气外，其余均为氮气，因 此空气中氮气与氧气的体积比，为（1-0.2095）/0.。 当燃料在空气中燃烧时， 一定质量空气中的习刚好使一定质量的燃料完全燃烧， 将碳氢 燃料中所有的碳、氢完全氧化成二氧化碳、氢完全氧化成二氧化碳和水，则此时的空气与燃 料的质量比称为该燃料燃烧的化学计量空燃比，简称理论空燃比。 通过建立氢气、甲醇、乙醇、丙烷、二甲醚等单一纯质燃料在空气中燃烧的化学反应方 程式， 可以计算出它们各自的化学计量空燃比及其混合燃料的化学计量空燃比。 如考虑一种 通用的碳氢氧化合物燃料，其平均分子组成为 C c H h Oo ，根据原子数守衡的关系，可以写 出该燃烧完全燃烧时的化学反应主程式：h o? h h o? ? ? C c H h Oo + ? c + ? ?(O2 + 3.773 N 2 ) = cCO2 + H 2 O + 3.773? c + ? ? N 2 4 2? 2 4 2? ? ? （3-1）上述方程式定义了燃料与空气在完全燃烧时对应的物质的量关系。根据这一化学反应 式，1kg 燃料完全燃烧所需的理论空气质量（化学计量空燃比）可以用下式计算：（3-2） 内燃机所用的汽油或柴油燃料均为各种碳氢化合物的混合物，没有统一的分子式，故 难于确定燃料分式中C、H、O三种元素的原子数目c、h及o，但燃料中三种元素的质量比可 以通过化学分析方法得到。将它们在燃料中所占的质量比分别记为gC、gH和gO，则l0 =(c +h ? 2) × (32 + 3.773 × 28) 34.41 × (4c + h ? 2o) 4 = c × 12 + h × 1 + o × 16 12c + h + 16ogC =这样，一般燃料的化学计量空燃比的计算式（3-2）就可以表示为12c h 16o , gH = , gO = 12c + h + 16o 12c + h + 16o 12c + h + 16o（3-3） 所统计，国产汽油中 C、H、O 三种元素的质量比为 0.855:0.145:0，柴油的 C、H、O 三种元素的质量比为 0.870:0.126:0.004。将这些数据代入式（3-3） ，可分别求出国产汽油和 柴油的化学计量空燃比。g ? ?g l 0 = 34.14? C + g H ? O ? 8 ? ? 3? ? 0.855 l 0 = 34.41 × ? + 0.145 ? 0 ? = 14.796 ? ? 3 汽油：0.004 ? ? 0.87 l 0 = 34.41 × ? + 0.126 ? ? = 14.297 8 ? ? 3 柴油：通常近似取汽油的理论空燃比为 14.8，柴油的为 14.3。可见，完全燃烧相同质量的汽 油所需要的空气量比柴油的多。 实际应用中，有时也采用燃空比的概念，用以反映单位质量空气燃烧的燃料量，数值 上等于空燃比的倒数。对于上述汽油来说，其化学计量燃空比分加别为 0.0676 和 0.0699。 与过量空气系数的定义类似，也有当量燃空比的概念，它是实际燃空比与化学计量燃空比 的比，数值上等于过量空气系数 φ a 的倒数。 （二）燃料的热值 燃料在空气中燃烧，以热量的形工释放出其中的化学能。在 101.3Kp，298.15K条件下， ， 每 千 克 燃 料 完 全 燃 烧 所 放 出 的 热 量 称 为 燃 料 的 热 值 [2 9] 。 燃 料 的 热 值 可 以 用 量 热 计 (Calorimeter)测量，一般气体燃料常在等压稳态连续流动标准状态下测量燃料燃烧的热值， 液体和固体燃料常用定容燃烧弹法测量。定压和定容条件下测量热值的方法不同，但结果 相差不大，所以通常所说的热值是指等压条件下的热值。 对于含有氢元素的燃料，若将燃烧生成的水蒸气冷凝成液态的水，水蒸气要释放出汽 化热，所测量的燃料热值就高，称之为高热值，反之，若燃烧生成的水以蒸汽状态存在， 在这种条件下获得的热值称为燃料的低热值。在内燃机实际工作状态下，缸内气体温度高， 水蒸气的汽化热是不可能被利用的，因此一般所说的燃料热值指的是燃料的低热值。 若无特殊说明，本书以后所提到的燃料的热值Hu即为燃料的低热值。 (三)燃烧前后物质的量变化系数 有些化学反应中，反应物和生成物的物质的量相等(如CH：在空气中燃烧)，但大部分 的并不相等(如丙烷、 辛烷等在空气中燃烧)。 燃料与空气形成的混合气在内燃机缸内燃烧后， 燃烧产物的物质的量与反应物的物质的量之比用 μ 0 表示。μ0 =式中，∑n ∑npr re（3-4）n pr 和 nre 分别为生成物和反应物的物质的量(包含未参加化学反应的物质，如氮气)； μ 0 是燃烧前后物质的量变化系数，除和具体燃料燃烧的化学反应有关外，还和混合气 的空燃比有密切的关系。 汽油机中汽油燃烧的物质的量变化系数 μ 0 。一般在 1.04~1.12 之间，化学计量比混合 气燃烧的变化系数约为 1.055，当混合气变浓时，燃烧不完全，变化系数 μ 0 迅速增加。柴油 的含氢量少，柴油机燃烧的过量空气系数大，因而柴油机燃烧前后的物质的量变化系数较 小，在 1.03~1.06 之间。 燃烧后物质的量的增加对内燃机循环做功是有利的， 但总的说来， 物质的量变化系数 μ 0 的增加对汽油机或柴油机的性能影响不大。 (四)残余废气系数与排气再循环(EGR)率 在内燃机排气过程结束后，由于燃烧室和余隙容积的存在，以及不完全排(扫)气，缸内 必然残留一定量的废气，有时为了降低最高燃烧温度，以控制 NO。的生成与排放，需把一 部分排气引入进气进行再循环，这样就使缸内气体的成分和性质发生一些改变。下面仅就 残余废气系数和排气再循环率的定义作一简单介绍。 1．残余废气系数 发动机每循环缸内气体的总质量为m0，由本循环吸人的新鲜充量m1和上一循环残留在 缸内的废气mr组成，则残余废气系数定义为φr =mr m0(3-5)内燃机缸内的残余废气系数与其压缩比、进气压力、配气定时等有关。汽油机的压缩 比低，进气有节流，气门叠开角较小，所以残余废气系数较高，通常在 7％~20％之间。柴 油机由于压缩比高，气门叠开角大，没有进气节流，所以残余废气系数较小，增压柴油机 的更低。 2．排气再循环率 在一个循环吸人的新鲜充量m1中，若其中一部分是来自发动机的排气，用来稀释可燃 混合气，以降低燃烧温度，控制NOx的生成与排放，称为排气再循环(EGR)。排气再循环率 的定义为参与再循环的排气的质量mEc。占新鲜充量m，的百分比，即φ EGR =(3-6) 借助发动机的残余废气系数和 EGR 率，还可以计算出发动机缸内已燃废气占总混合气 量的比例，即m EGR m1φb =m EGR + mr = φ EGR (1 ? φ r ) + φ r m0(3-7)发动机的 EGR 率最高可达 50％，具体设置要考虑发动机的性能和排放的要求。第三节内燃机的实际循环与本章第一节讨论的内燃机的理论循环相比，内燃机的实际循环存在着许多不可逆损 失，因而不可能达到理论循环的热效率和循环平均压力。分析这些损失，有助于掌握两者 之间的差异及成因，为提高内燃机工作过程的热效率指明方向。 图 3-2 所示为以混合加热循 环自然吸气压燃式发动机为例的理论循环与实际循环示功图，以下将两者之间的差别分别 阐述如下。 一、工质的影响 理论循环的工质是理想的双原子气体，其物理化学性质在整个循环过程中是不变的。 在内燃机的实际循环过程中，燃烧前的工质是由新鲜空气、燃料蒸气和上一循环残留废气 等组成的混合气体。在燃烧过程中，工质的成分及质量不断地变化。二氧化碳、水蒸气等 三原子气体成分增加，使工质的比热容增大，且随着温度的升高而增大，导致实际气体温 度下降。 同时，燃烧产物还存在着高温分解及在膨胀过程中的复合放热现象。 上述因素中，以工质比热容的影。向为最大，其他各项的影。向相对较小。这就意味 着，由于工质比热容随温度增加而增大，对于相同的加热量(燃料燃烧的放热量)，实际循环 所能够达到的最高燃烧温度和气缸压力均小于理论循环的，其结果是使循环的有用功减少， 热效率下降。例如，对于一个压缩比为 18、过量空气系数为 1．5、最高压力为 8MPa 的自 然吸气混合加热循环， 其理论热效率为 0． 63， 当考虑到工质的影响时， 其热效率降为 0． 51。 图 3-2 所示的内燃机 P-V 示功图显示了工质热物性对理论循环的影响。由于比热容随 温度的升高而增大，使燃烧膨胀过程线(虚线)低于理论循环的燃烧膨胀线(点实线)。工质对 压缩过程的影响较小。上述虚线所围成的示功图面积小于理论循环点实线所围成的示功图 面积。 二、传热损失 理论循环假设，与工质相接触的燃烧室壁面是绝热的，两者间不存在热量的交换，因 而没有传热损失。实际上，缸套内壁面、活塞顶面以及气缸盖底面等(统称壁面)与缸内工质 直接接触的表面，始终与工质发生着热量交换。在压缩行程初期，由于壁面温度高于工质 温度，工质受到加热，随着压缩过程的进行，工质温度在压缩后期将超过壁面温度，热量 由工质流向壁面。特别是在燃烧和膨胀期，工质大量向壁面传热。传热损失造成循环的热 效率和循环的指示功有所下降，同时增加了内燃机受热零部件的热负荷。图 3-2 自然吸气压燃式内燃机 理论和实际循环 p-V 图的比较 三、换气损失 内燃机的理论循环不考虑换气过程中气体流动的阻力损失，而实际循环中，在吸人新 鲜充量、排出废气的过程中，不可避免地造成多种损失，主要有膨胀损失、活塞推出功损 失和吸气功损失。为了保证内燃机有一个较好的性能，排气门需要在膨胀行程接近下止点 前提前开启，以排出更多废气，降低缸内压力，减少活塞强制排气的推出功损失。燃气在 膨胀下止点前开始从气缸内排出，循环沿^，d，线进行，造成了示功图上有用功面积的减 少(图中阴影区面积 6，d：^)，称为膨胀损失。在强制排气和自然吸气行程中，气体在流经 进排气管、进排气道以及进排气门时，由于各种流动阻力损失，形成活塞推出功和吸气功 损失(自然吸气)。上述排气门提前开启造成的膨胀损失、强制排气的推出功和吸气损失功， 统称为换气损失。换气过程的详细内容将在第四章中作进一步介绍。 由于进气节流造成压力损失，压缩始点压力 。低于进气管压力，使整个压缩线 oc 处于理论压缩线 IZtC，的下方，从而影响到整个循环的平均压力。 四、燃烧损失 根据理论循环对燃烧过程的处理，燃烧是外界热源向工质在等容和等压条件下的加热 过程。燃烧(加热)速度根据加热方式的不同而有差异：在等容条件下加热，热源向工质的加 热速度极快，可以在活塞上止点瞬时完成；在等压条件下加热，加热的速度是与活塞的运 动速度相配合的，以保证缸内压力不变。实际的燃烧过程{柴油机)要经历着火准备、预混燃 烧、扩散燃烧、后燃等阶段，燃烧速度受到多种因素的影响，与理论循环有较大的差异， 这种差异所造成的燃烧损失体现在以下两个方面。 (一)燃烧速度的有限性 实际的燃料燃烧速度是有限的，燃烧需要足够的时间来完成，这就造成了内燃机实际 循环中一个由燃烧速度的有限性所造成的损失，也称为时间损失。归纳起来，它给整个循 环带来了以下几方面的不利影响： (1)压缩负功增加 为了使燃烧能够在上止点附近完成，燃料的燃烧在上止点前就已经 开始了，由此造成了压缩负功的增加(图中面积 c1c ′c )。 (2)最高压力下降 由于燃烧速度的有限性， 等容加热部分达不到瞬时完成加热的要求， 再加上活塞在上止点后的下行运动使工质体积膨胀，使得实际循环的最高压力有所下降， 循环的平均压力和做功能力下降。 (3)膨胀功减少 由于理论循环假设等容加热是瞬时完成的，其余热量是在等压的条件 下于某一点(z 点)前完全加入， 而后进入绝热膨胀过程， 而实际循环的燃烧持续期长(至 e 点)，部分热量是在膨胀行程的 z 点后加入，这部分热量的做功能力低，循环获得的膨胀功减少。 (二)不完全燃烧损失 理论上在空气充分的条件下，燃料能够完全燃烧，释放出所有化学能，但实际上仍会 有很少一部分燃油由于附着到燃烧室壁面、熄火等原因，没有燃烧或没有完全燃烧，以未 燃 HC、CO 和碳烟颗粒等形式排出机外，此外还存在一定的高温分解等，所有这一切造成 了燃料的不完全燃烧损失。图 3-3燃烧效率随混合气当量燃空比的变化为了计及不完全燃烧损失的大小，有必要引入燃烧效率的概念。燃烧效率是指燃料燃 烧实际释放出的总热量与燃料所能释放的总热量燃烧效率随混合气当量燃空比的变化之 比。燃烧效率和循环热效率是两个完全不同的概念，它主要和混合气的空燃比有关。图 3-3 所示是不同形式的内燃机燃烧效率随混合气当量燃空比的变化情况。汽油机燃用较稀混合 气时，其燃烧效率通常在 95％―98％的范围内，当混合气加浓至当量燃空比大于 1 后，由 于缺氧使燃料燃烧不完全，从而使燃烧效率下降，且下降幅度随混合气的变浓而增大。相 对而言，柴油机由于一直运行在混合气较稀的状态，其燃烧效率很高，约为 98％。无论是 汽油机还是柴油机，当混合气过稀，燃烧组织不良时，燃烧效率都会下降。第四节内燃机-I-作过程的热力学模型在内燃机的研究与开发过程中，内燃机工作过程的数值模拟已成为十分重要且非常实 用的辅助手段。通过对内燃机进排气过程，特别是缸内的热力学过程进行模拟计算，不仅 可以预测出发动机的基本性能，而且还能够进行多参数方案的研究与比较，实现内燃机结 构参数与运行参数的优化，从而大大减少试验工作量，缩短研究或开发时间，节省人力资 源和开发费用。 内燃机工作过程的模拟计算，最早采用的是热力学模型，它是建立在简单热力学关系 式基础之上的一种近似的、半经验的计算方法，如用等熵过程或多变过程来代替实际的压 缩和膨胀过程，用一个近似的放热规律来代替实际的燃烧过程等。这种方法诞生于 20 世纪 初期，由于受当时数值计算手段的限制，物理模型的研究不够全面和深入，计算精度低， 误差大，只能对内燃机的工作过程进行预估性的计算，其应用范围受到很大的限制。20 世 纪 60 年代以来，随着数值计算方法和计算机技术的进步，热力学模型的计算精度也逐步提 高。计算流体力学、计算传热传质学和计算燃烧学的发展更促进了内燃机数值计算方法和 模型的研究与进步。20 世纪 80 年代以后涌现出大量内燃机的商业化软件，可以进行从零维 模型到多维模型、从整机到分部件分系统的计算，功能强，适应面广，可用于发动机性能 预测、强度分析等。 作为内燃机工作过程数值计算的入门，本节将介绍一种较为简单的计算模型――热力 学模型，该方法是从热力学的基本概念出发，模拟内燃机的主要热力学参数的变化，但不 涉及各参数空间场的不均匀性问题以及工作过程的细节，如湍流的影响等，故又称为零维模型。其基本的思路是：从内燃机各系统内所发生的物理过程出发，用常微分方程对各系 统的实际工作过程进行数学描述，通过编制计算机程序，以求得到气缸内务参数随时间(或 、 、 、 曲轴转角)的变化规律，然后再通过相应的计算公式，计算出发动机的宏观性能参数[1 2 511~13]一、模型假定 在推导缸内工作过程计算的基本微分方程式时，采用如下的简化假定： 1)不考虑气缸内各点的压力、温度与浓度的差异，认为缸内的状态是均匀的。 2)工质的比热容、比内能和比焓等热力学参数仅与气体的温度和气体的成分有关。 3)不考虑进排气系统压力和温度波动对进排气过程的影响，气体流动视为准稳定流动， 且不计气体流人或流出时的动能。 4)不考虑通过活塞环组、气门等处的气体泄漏损失。 二、基本微分方程组 在上述假定条件下，对图 3―4 所示的热力系统，取缸套壁面、缸盖底面和活塞上顶面 所围成的容积为控制容积，应用热力学第一定律、质量守恒定律以及气体状态方程，并经 适当的变换，可以得到计算内燃机工作过程的通用方程组如下：dQ w dm s dm e ? dQ B dV dm ?u dλ ?? 1 hs + he ? u + ? p + ?m ? ?? ? d? d? d? d? d? ?λ d? ? ? ?u ? ? d? ?? m? ? ? ? ?T ? ? dm s dm e dm B dm ? = + ? d? d? d? d? ? ? pV = mRT ? ? ? ? （3-8） dT = d?式中， ? 表示曲轴转角，p、V、T分别表示缸内气体的压力、容积和温度，Q是与外界的热量交换，m是气体质量，u是比内能，h是比焓，R是气体常数， λ 表示瞬时过量空气系数。 下标s表示通过进气门流人气缸的气体，下标e表示通过排气门流出气缸的气体，下标B表示 燃料燃烧放热项，下标w表示通过壁面与系统间发生的热量交换。为了使得计算统一，假定 加入系统的能量或质量为正，离开系统的能量或质量为负。 求解上述方程组，可以得到温度、压力和质量三个未知量随曲轴转角的变化关系式， 但．由于方程组中还有多个待求解的微分变量，如dV，dQB，dQw，dms，dme等，必须建立 其相应的计算方程，才能使方程组封闭。需要补充的有关方程如下：B图 3-4 气缸内工作过程计算简图 (1)气缸工作容积 根据活塞连杆机构运、动学的几何关系式导出气缸工作容积随曲轴 转角的变化关系，其方程为V=Vs 2? 2 ? 1 2 1 ? 1 ? λ2 + 1 ? cos ? + s sin ? ? ? λs ?ε c ? 1 ?()工中， Vs 、 ε c 和 λ x = S / 2l （曲柄连杆比）可根据发动机的结构参数确定。 上式对 ? 求导即为 dV / d? 。 （2）气体流动 工质流进、流出气的质量流率，可根据流体力学中气体流经节流元件 的计算关系导出，其一般的形式为dme,e d?=1 μ s ,e As ,eψ s ,e p I ρ I 6n? ? ? ?k +1 kψ s ,eP ? 2 ? k 当 II ≤ ? ? 时 PI ? k + 1 ? 式中，下标I、II分别表示节流元件即气门上、下游参数； μ 与A分别是气门处的流量系数与流通截面积。通常是以气门座喉口横截面积为参考，根据实验结果计算出不同升程下的气 体流量系数，然后由凸轮和配气机构的几何关系插值确定不同曲轴转角（升程）下的流量 系数； s ,e 为流函数，与上下游的压力差即流动状态腾，当压差较大时，即 PII/PI ≤ [2/ （k+1）]k/(k-1)时，出现超临界流动状态，此时的流量与气门前后压差无关。 （3）热量变换 工质与活塞顶面、气缸壁面及缸盖底面的传热量计算式如下2 ? ? ? 2k ?? PII ? k ? PII ? ? ? ? ?? ?P ?? k ? P 1 I ? ? ? I ? ? ? =? k +1 ? 2k ?? 2 ? k ?? k + 1 ? k +1 ? ??? ? ? ? ?P ? 2 ? 当 II & ? ? PI ? k + 1 ?k +1 k时k +1ψdQw 1 3 = ∑ KFi (Twi ? T ) 6n i =1 d?（3-11）式中， 各传热表面积Fi可根据活塞位移情况以及发动机的几何参数确定， 壁面温度 Twi 根 据统计值选定，传热系数K有多种经验或半经验的回归公式，实际应用时根据所研究对象的 、 、 具体情况选定一种[2 11 12]。 （4）放热规律 燃料的燃烧放热较为复杂，在本类模型中一般用于一个简化的燃烧放 热规律来代替实际燃烧放热过程，即认为燃料是按照一定的函数形式进行燃烧放热的，并 且所放出的总热量以及所产生的结果（性能指标）与实际过程是一致的。常用的函数有余 弦函数和韦伯（Weibe）函数等，其中韦伯函数是应用较广泛的一种，其形式为dQ B dx m + 1 ? ? ? ?0 ? = H u g bη u = H u g bη u 6.908 d? d? ?z ? ? ?z? 6.908 ? ? ? ? ? ? e ? ?m? ? ?? 0 ? ? ?z ? ?m +1（3-12）式中，η u 为燃烧效率，取决于燃烧方式。韦伯函数中三个主要参数（燃烧始点 ? 0 、燃 烧持续期 ? z 和燃烧品质指数m）与内燃机的类型有关，其中m的取值范围中 0.2~3.0，取决 、 、 于燃烧放热速率。各参数值需根据所研究的内燃机的具体情况酌情选定[4 5 8]。 （5）工质物性 由于内燃机的工质是由空气与燃油组成的混合气，其组成成分在燃烧 过程前后有明显不同，精确计算其比热容、比焓、比内能等物性参数，涉及到复杂的非线 性方程组的求解问题，较为复杂。为了方便起见，往往采用一个拟合多项式来计算工质内 能，较为常用的有 Justi 公式，即? ? 0.0458 ? 3.36 ? ? 2 u = 0.14455?? ? 0.0975 + 0.75 ?(T ? 273) 3 × 10 ? 6 + ? 7.768 + 0.8 ?(T ? 273) × 10 ? 4 + λ λ ? ? ? ? ?? 46.4 ? ? 2 ? 489.6 × 0.93 ?(T ? 273) × 10 + 1358.6? λ ? ? ?式中，u 为此内能（kJ/kg） ，适用于混合气较稀的柴油机。 汽油机由于存在不完全燃烧、高温分解等现象、其计算式更为复杂一些，具体可参 阅有关资料。利用上式，可以直接得到工质的内能或焓及 ?u / ?T 、?u / ?λ ，其他物性参数 如 cV 、 c P 、 k 等均可以通过与内能或焓的热力学关系求得。 这样，基本方程式（3-8）中的各参数均可以确定，从而可以求解缸内气体温度。值得 注意的是，在本方程式的建立过程中，引入了瞬时过量空气系数 λ 的概念，其目的在于能 够计算工质的特性随燃烧过程而发生成分变化的情况。与传统的过量空气系数的定义相仿，λ 的定义是缸内计算瞬时的空燃比与化学计量空燃比之比，而瞬时的空燃比则是指某一瞬时缸内空气总质量与累积到该时刻缸内已燃燃料燃烧所需理论空气质量之比，即λ=1 ∫? l0? IVCdms d? IVO d?∫??dm B d? 0 d?（3-14）式中， ? IVO ， ? IVC 分别为进气门开启和关闭的曲轴转角度数。 对于首次迭代计算或缸内无残余废气的情况，可将其瞬时过量空气系数定义为一个较 大值，如令 λ = 10 。 三、缸内实际工作过程的计算 应用上一小节建立的微分方程组式（3-8） ，结合补充的各种计算关系式[式（3-9）~式 （3-14）]，即可对内燃机的实际工作过程进行零维热力学模拟计算。计算一般从压缩始点 （进气门关闭时刻）开始，并预设一个缸内空气质量和残余废气系数，依次完成一个工作 循环。当计算回到压缩始点时，比较两次计算结果，如果达不到精度要求，则将计算得到 的终点参数作为初始参数，重新迭代计算，直至达到满意精度。 根据缸内实际过程在各个阶段的不同特点，上述微分方程分组中的有些项可以简化， 具体计算时应注意赋给该项“0”值。下面依工作过程顺序对压缩、燃烧、膨胀和换气阶段 （排气、叠开和进气）各个时期的计算要点分别作一些简要说明。 （一）压缩期 在压缩期内，既无气体流入缸内，又无燃烧化学反应，缸内气体质量不变，气体的性 质不变，因此4dm dλ = 0; =0 d? d?此时，瞬时过量空气系数 λ 为一常数（3-15）λ=m1 l 0 m Br（3-16）式中，m1 是一个循环内吸入气缸的新鲜空气；m Br 为上一循环入本循环废气折合的燃料量， 若无EGR，且完全扫气， m Br =0，则 λ = ∞ ，此时可令 λ =104。 （二）燃烧期 在燃烧期内同样没有气体流进流出，工质的质量变化是由于燃料的燃烧引起的，而燃dQ B ，故质量守恒方程简化 料的燃烧放热规律 d? 是预先给定的（如韦伯代用燃烧放热规律）为1 dQB dm dmB = = d? d? H u d?相应地，瞬时过量空气系数 λ 的变化关系为（3-17）λ=则m1 l0 mBm1 dQB dλ =? 2 d? l0 mB H u d?式中， m B 包含 m Br ， m B 和气体工质总量m应逐步累加已燃的燃料质量。 （三）膨胀期 膨胀期与压缩其的不同之处在于工质质量增加了一个循环供油量。（3-18）此时 λ 是一个常数，与燃烧终点时刻的 λdm dλ = 0; =0 d? d?第四章内燃机的换气过程内燃机的换气过程是内燃机排出本循环的已燃气体和为下一循环吸入新鲜充量(空气或 可燃混合气)的进排气过程，它是工作循环得以周而复始不断进行的保证。对四冲程内燃机 而言，换气过程是指从排气门开启到进气门关闭的整个过程。对大部分二冲程内燃机而言， 换气过程即为从排气口打开到关闭的整个过程。 在内燃机换气过程中， 有时为了控制内燃机 的NOx有害排放，还需要进行排气再循环(可分为外部ECR和内部EGR)。内燃机采用增压技 术可以提高进气密度，从而提高发动机的功率，并改善经济性和排放[1]。内燃机的性能很大 程度上依赖其换气过程， 为提高动力性和经济性指标， 需要研究减少进排气流动阻力损失和 提高充量系数的措施及方法， 以及如何为燃烧提供一个合适的缸内气体流场， 并保证多缸机 的各缸均匀性等。第一节四冲程内燃机的换气过程图 4-1 所示是四冲程内燃机换气过程的示意图，其中图 4-1a 为内燃机的配气相位与换 气过程 p-V 示功图。排气门在下止点前 1 点开启，由于缸内压力高，燃气快速流出，缸内 压力随即迅速下降。在进排气上止点前，进气门在 3 点打开，此时，排气门尚未关闭，出现 一段时间的气门叠开期，排气门在上止点后 2 点关闭。进气门打开初期，由于进气道与缸内 压差小，进气流量小，随着活塞运动的加快，造成了缸内较大的真空度，使得中后期的进气 速度提高， 最后进气门在下止点后 4 点关闭。 进排气门迟闭角的设计， 同它们提前开启一样， 是为了增加进排气过程的时面值或角面值， 利用气体流动的惯性， 增加进气充量或废气的排 出量。四冲程内燃机的换气过程可分为排气、气门叠开、进气三个阶段，图 4-1b 表示了进 排气门的升程和气缸压力随曲轴转角的变化情况。a)配气相位与低压p-V示功图 b)气门升程与p- ? 示功图 IVO 一进气门开启角 IVC 一进气门关闭角 EVO 一排气门开启角 EVC 一排气门关闭年 Vc一余隙容积 Vs一气缸工作容积 一、排气过程 由于受配气机构及其运动规律的限制， 排气门不可能瞬时完全打开， 气门开启有一个过 程，其流通截面只能逐渐增加到最大；在排气门开启的最初一段时间内，排气流通截面积很 小，废气排出的流量小。如果排气门刚好在膨胀行程的下止点才开始打开，气门升程小，排 气流通截面积小，排气不畅，气缸压力下降迟缓，活塞在向上止点运动强制排气时，将大大 增加排气冲程的活塞推出功。 所以内燃机的爿汽门都在膨胀行程到达下止点前的某一曲轴转图 4-1四冲程内燃机换气过程的示意图角位置提前开启，这一角度称为排气提前角。排气提前角的范围为 30?―80? (CA)，视发动 机的工作方式、转速、增压与否而定，一般汽油机的排气提前角小些，柴油机的大些，增压 柴油机的更大一些。 按燃气对活塞做功的性质， 排气过程可分为自由排气和强制排气两个阶段； 按排气流动 [2] 的性质，排气过程又可分为超临界排气和亚临界排气两个阶段 。 从排气门打开到排气下止点这段曲轴转角内，缸内气体压力高于排气管内的排气背压， 缸内气体一边对活塞做功，一边可以自动地排出缸外，称为自由排气阶段。活塞经过下止点 后向上止点运动，活塞推动缸内气体，强制排出机外。从下止点到上止点的排气过程又称为 强制排气过程。强制排气过程需要消耗发动机的有效功。 在排气过程的初期， 由于缸内压力较高， 排气管内气体压力与气缸压力之比往往小于临 界值[2／(k+1)]k/(k-1)，排气流过排气门时的流动呈超临界状态，这段排气时期称为超临界排 气阶段。 此时缸内气体以当地声速流过排气门， 排气的流量只取决于缸内气体状态和排气门 有效流通面积的大小，而与排气管内的气体状态无关。随着排气的进行，缸内气体压力不断 下降，排气管压力与气缸压力之比增加，当比值大于临界值[2／(k+1)]k/(k-1)后，气体流动呈 亚临界流动状态。 在亚临界流动阶段， 气体流出的质量， 不仅与排气门的有效流动截面有关， 还与缸内和排气管内气体的压差有关。 两种流动状态下缸内气体排出的质量或体积流量计算 参见第三章内燃机的热力学模型中有关内容。 在自由排气和强制排气初期，发动机缸内气体压力高，有可能处于超临界排气状态，而 在其余大部分曲轴转角上是处于亚临界排气状态。 在超临界排气阶段中排出的废气量与内燃 机的转速无关， 因而发动机在高速运转时， 同样的超临界排气时间对应的曲轴转角将大大增 加，为了使气缸压力及时下降，必须适当加大排气提前角，否则将使超临界排气阶段(以曲 轴转角计)延长，势必增加活塞强制排气功的消耗。超临界排气阶段虽然占整个排气时间的 比例不大，但由于废气流速高，排出的废气量可以达到 60％以上，一般可持续到下止点后 10?―30?(CA)。 内燃机的排气门也不是在活塞的排气上止点关闭的， 而是有一个滞后角。 一方面可以避 免因排气流动截面积过早减小而造成的排气阻力的增加， 使活塞强制排气所消耗的推出功与 缸内的残余废气量增加； 另一方面还可以利用排气管内气体流动的惯性从气缸内抽吸一部分 废气，实现过后排气。排气门在上止点后关闭的角度，叫排气门迟?闭角。理想的排气门迟 闭角是缸内废气流出刚刚停止的时刻或曲轴转角，排气门迟闭角一般为上止点后 10?―70? (CA)，视发动机的类型而定。 二、进气过程 从进气门开启到关闭， 内燃机吸人新鲜充量的整个过程称为进气过程。 为了增加进入气 缸的新鲜充量，进气门在吸气上止点前要提前开启，在吸气下止点后应推迟关闭。进气门提 前开启的角度称为进气提前角，一般在上止点前 10?~40? (CA)之间。 尽管进气门提前开启， 新鲜充量的真正吸入还是要等到气缸内残余废气膨胀， 压力降至 低于进气压力后才开始。 活塞在由上止点向下运动一定角度后速度增加， 而此时气门开启还 不够充分，缸内的压力迅速降低，这为新鲜充量的顺利流人创造了条件。随着进气门流通面 积的加大，以及较高的进气流速，进入气缸的新鲜充量不断增加，再加上燃烧室表面和残余 废气对新鲜充量的加热作用，气缸压力逐渐升高。 活塞到达下止点时，进气门并未马上关闭，而是推迟到下止点后某一曲轴转角才关闭， 这个滞后角度称为进气门迟闭角。在这段曲轴转角内，活塞虽然已经上行，但进气系统向缸 内充气的气流速度依然较高， 进气门迟闭正是利用了在进气过程中形成的气流惯性， 实现向 气缸的过后充气，增加缸内充量。这样，有可能使得进气过程终了时，缸内压力等于或略高 于进气管压力。发动机高速运转时进气流速高，惯性大，进气门迟闭角应相应增大一些。进 气门迟闭角――般在 20?~60? (CA)范围内。 尽管利用过后充气可以有效地增加进入气缸的空气量， 但过大的进气门迟闭角， 会使得 在低速时发生缸内气流倒流进入进气管的现象， 也会影响有效压缩比， 从而影响压缩终了温 度，使发动机的冷起动困难。因此，合理的配气正时是十分重要的。 三、气门叠开和燃烧室扫气过程 四冲程内燃机换气过程还存在一个特殊的阶段： 在进排气上止点前后， 由于进气门的提 前开启与排气门的延迟关闭， 使内燃机从进气门开启到排气门关闭这段曲轴转角内， 出现进排气门同时开启的状态，这一现象称为气门叠开。在气门叠开期间，进气管、气缸、排气管 三者直接相通， 此时的气体流动方向就取决于三者间的压力差。 气门叠开所对应的曲轴转角 叫气门叠开角，因此气门叠开角等于排气迟闭角与进气提前角之和。内燃机的形式不同，对 气门叠开角大小的要求也有所不同。 对于自然吸气发动机，若气门叠开角过大，会出现部分气体倒流的现象，即排气管内废 气倒流回缸内，缸内废气倒流至进气管。对于点燃式内燃机，它是采用节气门来调节发动机 的功率，进气管内压力总是低于大气压，在小负荷小节气门开度时更是如此，若进气提前角 过大，高温废气有可能倒流进入进气管，引起进气管回火，故这类发动机的气门叠开角一般 都比较小。在自然吸气柴油机中，进气管内压力始终接近大气压力，因此可以采用较大的气 门叠开角，以提高柴油机在常用转速范围内充量系数。此外，无论点燃式还是压燃式，转速 高的发动机宜采用较大的气门叠开角和气门开启持续期，以提高发动机的充量系数。 对于增压柴油机，由于进气压力高，新鲜充量在正向压差的作用下流入气缸进行扫气， 一部分还将流出气缸，进入排气管。增压发动机较大的气门叠开角，一方面有利于扫除缸内 的残余废气，增加进入气缸的新鲜充量，另一方面还可以用新鲜充量降低燃烧室内气缸盖、 排气门、活塞顶、缸套的温度以及排气的温度，从而减小了发动机及增压器那些受热严重且 冷却困难的关键零部件的热负荷， 对提高发动机可靠性有显著的效果。 但是过大的叠开角易 造成气门与活塞运动的干涉， 需在活塞上加工避气门坑， 从而影响到燃烧室内气体运动的组 织以及发动机的压缩比。此外，过多的扫气还会加重增压器的负担。增压柴油机气门叠开角 一般在 80?~140? (CA)之间。第二节四)中程内燃机的换气损失前述内燃机的理论循环没有考虑换气过程，或认为换气过程是在严格的稳态下完成的， 换气过程没有任何损失， 对缸内封闭循环过程没有影响。 发动机实际的换气过程却存在因为 排气门早开所造成的膨胀功损失、 活塞强制排气的推出功损失和缸内负压造成的吸气功损失 等。理论循环与实际循环的换气功之差称为换气损失。图 4-2 所示为四冲程内燃机在自然吸 气与增压条件下的换气损失示意图。 在自然吸气内燃机中，理论循环的换气过程(图 4-2a)可以认为是排气行程与进气行程缸 内压力线重合于大气压力，换气功为零。而在实际循环中，有排气门早开造成的膨胀功损失 (Ⅳ)，活塞要消耗一定的功来推出缸内废气(推出功损失 X)，内燃机还要消耗一定的功来克 服吸气时因缸内真空度所形成的阻力(吸气功损失 Y)。从排气门开启直到进气门关闭，发动 机消耗在换气过程的功(其值为负)如面积 W，X 和 Y 所示(图 4-2b)，它代表了在换气过程中 损失的功。图 4-2 四冲程内燃机的换气损失 a)自然吸气内燃机理论换气过程 b)自然吸气内燃机实际换气过程c)增压内燃机理论换气过程 d)增压内燃机实际换气过程 W―膨胀损失 X 一推出损失 Y―吸气损失 对于(定压)增压内燃机而言，理论换气过程(图 4-2c)是经过压缩的新鲜充量以增压压力 户 b 等压流人气缸，而废气则以户，等压排出，进气与排气压力值均高于大气压力，且Pb & PT 。这样，换气过程所获得的功(其值为正)如图中 Pb 、 PT 所围成的矩形面积所示。而在实际的换气过程中(图 4-2d)，换气损失为图中的W、X和r的面积，泵气过程所获得的泵 气功大约为图中矩形面积内部非阴影面积，它小于理论循环值。 一、排气损失 从排气门提前开启到下止点这一时期， 由于提前排气造成了缸内压力下降， 使膨胀功减 少，称为膨胀损失。活塞由下止点向上止点的强制排气行程所消耗的功称为推出损失，在图 2b 和图 4-2d 中分别以面积Ⅳ和 X 来表示，两者之和称为排气损失。 如图 4-3a 所示，在发动机转速一定且排气提前角较小时，内燃机的膨胀损失 W 小，但 活塞的推出功损失 X 将会增加，随着排气提前角的增大，膨胀损失 W 增加，而推出功损失 X 则减小。在排气提前角由小变大的过程中，存在一个最佳的排气提前角，使发动机的排气 损失最小。图 4-3 排气提前角和转速对排气损失的影响 a)转速不变时排气提前角的影响 b)排气提前角不变时转速的影响 发动机的转速对排气损失影响如图 4-3b 所示。发动机的转速增加，相同的排气对应的 排气时间就变短，通过排气门排出的废气量减少，膨胀损失减少，但却使得缸内压力水平提 高，因而活塞推出功大大增加。一般而言，发动机转速增高时排气损失总体上呈现增加的趋 势，所以排气提前角应随转速的增加而适当加大。 减少排气损失的方法除合理确定排气提前角外，还可增加排气门数目，增加流通截面 积。 二、进气损失 与理论循环相比，内燃机在进气过程中所造成的功的减少称为进气损失，如图 4-2b、d 所示的阴影面积Y。由于进气道、进气门等处存在流动阻力损失，发动机缸内进气压力线位 于大气压力线P0 (图 4-2b)或增压压力线Pb(图 4-2d)之下，两线所围成的阴影部分面积就代表 了进气损失。图 4-4换气损失随内燃机转速的变化图 4-4 所示是某发动机在不同转速下测量的平均排气损失和进气损失，两者相比，在数 值上进气损失明显小于排气损失。 但与排气损失上进气损失明显小于排气损失。 但与排气损 失不同， 进气损失不仅体现在进气过程所消耗的功上， 更重要的是它影响发动机的充量系数， 对发动机的性能有显著的影响。合理调整配气正时，加大进气门的流通截面积，正确设计进 气管及进气的流动路径，以及适当降低活塞平均速度等，都会使进气损失减少，从而提高发 动机的充量系数，改善发动机的性能。 三、泵气功与泵气损失 泵气功是指缸内气体对活塞在强制排气行程和吸气行程所做的功， 泵气损失则是指与理 论循环相比，发动机的活塞在泵气过程所造成的功的损失[2]。从图 4-2 可以看出，对于自然 吸气发动机，它的泵气功的大小可用图中面积Y+X表示，对整个循环来说为负功，泵气损失 在数值上等于它的泵气功。对于增压发动机，由于进气压力高于排气背压，因此它的泵气功 大于零，其泵气损失依然可以用图中面积X+Y来表达。 对于自然吸气内燃机，泵气功 W PW 与泵气损失 WP ，在数值上相等，故有WP = WPW = ( X + Y ) LP（4-1）式中， LP 为示功图的比例系数。 对于增压内燃机，泵气损失的计算同式&4-1)，而泵气过程所获得的泵气功则由增压压 力Pb和排气压力PT，所围成的矩形面积与实际换气过程损失X和Y的面积之差。对定压增压 发动机，换气过程所获得的功可以表示为 （4-2） 注意，式中的 Pb、Pt，和 Vs 是示功图上的尺寸，而非它们物理量本身的数值大小。 参照平均指示压力的概念，用平均泵气损失压力 Pp 来表示泵气损失的大小，其定义为WPW = [( Pb ? PT )Vs ? ( X + Y )]LPPP =VP Vs（4-3）规定平均泵气损失压力 Pp 的符号为正，即 Wp 取绝对值。 第三节 提高内燃机充量系数的措施 内燃机充量系数是指内燃机每循环实际吸人气缸的新鲜充量 m1 与以进气管内状态充满 气缸工作容积的理论充量 Msh 之比。内燃机的充量系数反映了进气过程的完善程度，是衡 量发动机性能的重要指标。 一、四冲程内燃机的充量系数 发动机进气管状态下气体的压力与温度为 Ps 、Ts ，若为自然吸气发动机， Ps 、Ts 应为当地 大气状态。理论上每循环可吸人气缸的新鲜充量为msh =PsVs = ρ sV s Rs Ts（4-4）在进气门关闭时，缸内气体的状态为 Pa 、 Va 、 Ta 此时缸内气体总质量为ma =(4-5) 由每循环吸人气缸的新鲜充量m1， 和上一循环缸内残余废气质量mr两 式中， ma=m1+mr， 部分组成。 结合式(3-5)残余废气系数定义，发动机的充量系数可以表达为PaVa = ρ aV a Ra Taφc =(4-6) 分析式（4-4）~式（4-6）可知，在发动机的结构参数（如配气正时、气缸工作容积、 是否增压及中冷等）和运转参数一定的条件下，发动机的理论进气量 msh 是一定量，提高充 量系数的措施主要应使式（4-6）中的 ρ aVa 的积最大和 φ r 最小。由于内燃机的换气过程是 一动态过程，因此提高充量系数的措施可以归结为： 1）降低进气系统的阻力损失，提高气缸内进气终了时的压力 Pa 。 2）降低排气系统的阻力损失，减小缸内的残余废气系数 φ r 。 3）减少高温零件在进气过程中对新鲜充量的加热，以降低进气终了时的充量温度 Ta 。 4）合理的配气正时和气门升程规律，在减小mr的同时增加m1，即增加 Pa ，减小 φ r 。 二、提高充量系数的技术措施 研究表明，在上述影响因素中，以第一个因素最为重要，换言之，降低进气过程的流动 阻力损失，提高进气终了压力，是提高充量系数最有效的措施。 （一）降低进气系统的流动阻力 虽然充量系数的表达式中不反映进气流动过程， 而所有损失恰恰是由于流动造成的。 按 进气系统流动阻力的性质可分为两类， 一类是沿程阻力， 即管道摩擦阻力， 它与流速、 管长、 管壁表面质量等有关；另一类是局部阻力，它是由于流通截面大小、形状以及流动方向的变 化造成局部产生涡流所引起的损失。在内燃机进气流动中，由于进气的管道粗短，壁面比较 光滑，其沿程阻力并不大。因而局部阻力损失是流动过程中的主要损失，它由一系列的局部 阻力叠加而成，尤其是在空气滤清器、流道转弯处和进气门座圈处，因此，降低这些部位的 局部阻力损失，对降低进气系统的流动阻力，提高充量系数有显著的作用。 进气门座处是进气流道中截面积最小，流速最高的地方，因而该处的局部阻力最大。通 过气门座截面积的体积流量及所造成的阻力损失可以表示为m1 (1 ? φ r )ma (1 ? φ r ) ρ aVa = = msh msh ρ sV sQ = μ s Aυ s ? ? ΔPs = ξρ sυ s2 ?（4-7）式中， μ s 、υ s 分别为进气流量系数和流速；A为流通面积；ξ 为阻力系数； ρ s 为进气密度。 分析式（4-7）可见，减少进气门处流动损失，可以从增加流通面积，降低气门座处过 高的流速（ υ s ）和改善气门座处的流动情况（ ξ 、 μ s ）等方面着手解决。 由于现代发动机的转速越来越高，即使在进气过程中也可能发生气体流动的阻塞现象， 导致进气阻力增加，充量系数大大降低，影响发动机的高速性能。研究发现，可以用进气门 处于气体流动的平均马赫数来衡量考察气门座处的流动情况。 结合增均流量方程， 平均进气 马赫数为 Ma?D =? Ma = cs ? ? dsυs? Vm ? ? μ c ? sm s2（4-8）式中，υ s 为进气门座处的气流总平均速度；c s = (kRT ) s 为进气门流通截面的气体声速；D为气缸直径；d s 为进气门喉口直径； μ sm 为进气门在开启期间的平均流量系数，一般以气 门座圈内孔面积为参考面积，通过稳流吸风试验，测得在不同的曲轴转角（即不同升程）下 的流量系数，再求出其平均值，即μ sm =∫?? IVCIVOμ s d?（4-9）? IVC ? ? IVO可见，进气平均马赫数 Ma 综合了进气门大小、形状、升程规律以及活塞速度等影响因 素，并且其大小与发动机的转速成正比。大量的试验表明，当马赫数 Ma 超过 0.5 后，无论 是增压还是非增压发动机，充量系数开始急剧下降（图 4-5） 。这一结论结于进气系统的设 计和评价具有重要的应用价值。图 4-5 充量系数与平均进气马赫数的关系 相同的情况下，增加进气门的流通面积是降低进气阻力，减小进气马赫数，提高发动机 充量系数的最主要措施。 图 4-6 所示是某气缸直径为 80mm汽油机的几种进气门的设计方案， 表 4-1 给出了进气门喉口流通截面积与气缸截面积的比值情况[3]。在表 4-1 中，若采用进气 门倾斜来增加进气门直径 （1 进 2 排 3 气门方案） ， 可以使进气门与气缸的面积之比由 12.2% 提高到 20.2%，同时也相应地增加了排气门的流通面积，这样在进气阻力减小的同时，排气 阻力也有所减小。 若在气门倾斜的基础上， 再增加进排气门数， 如采用 3 进 2 排 5 气门方案， 气门直径 24mm时（表 4-1） ，进气门面积之和可以达到气缸面积的 27%。图 4-6 不同进气门数的方案比较 I―进气门 E―排气门 采用 4 气门或 5 气门方案的优点不只是增加了进排气流动面积，减小了流动阻力损失。 对于汽油机， 这种方案可以使火花塞中央布置， 以缩短火焰传播距离， 提高发动机的抗爆性， 因而可以采用更高的压缩比，提高汽油机的燃油经济性。对于柴油机，可以实现喷油器的垂 直中置，对混合气形成和空气利用也极为有利。正因为如此，现代小型高速发动机越来越多 地采用多气门方案。 表 4-1 进气门流通截面积与气缸截面积的比值进气门数目 1 1 1 2 2 3 3直径/mm 28 32 36 24 28 20 24倾斜角（?） 0 20 35 0 20 0 20流通截面积/mm2 612.75 804.25 .8 .48 1357.2占气缸截面积的百分数(%) 12.2 16.0 20.2 18.0 24.4 18.8 27.0多气门方案一般采用顶置凸轮驱动方式，表 4-2