Chapter2 发动机的换气过程课件

Chapter2发动机的换气过程§2-1四冲程发动机的换气过程§2-2四冲程发动机的充量系数§2-3提高发动机充量系数的措施发动机的换气过程：指从排气门或排气口开启（对二冲程发动机而言）至进气门或排气口关闭的整个阶段，亦即为四冲程发动机的进排气过程或二冲程发动机的扫气过程。目的：是将已燃气体排出并为下一循环吸入新鲜充量。判断充量更换过程是否完善的指标:已燃气体是否排尽以及进入气缸的新鲜充量是否充分.

采用增压可以提高进气密度，改善换气质量，提高发动机的升功率。§2-1四冲程发动机的换气过程自由排气阶段中排出的废气量与发动机的转速无关。随发动机转速的增加应相应增大排气提前角。自由排气阶段虽然占整个排气时间的比例不大，但由于废气流速很高，排出的废气量可达60%以上，一般持续到下止点后10°～30°（CA）结束。2.强制排气阶段自由排气阶段结束后，气缸内的废气将被上行活塞强制推出，直到排气门关闭，这一过程就是强制排气阶段。排气门不允许刚好在活塞到达上止点时关闭，而应当在上止点后一定角度时关闭，这就是排气迟闭。排气迟闭期间，可以利用缸内气体流动惯性从气缸内抽吸部分废气，实现过后排气，过大的排气迟闭会导致废气倒流。排气门迟闭角为10°～35°（CA）。4.

气门叠开和燃烧室扫气过程气门叠开角是排气迟闭角与进气提前角之和。一般非增压发动机的气门叠开角在20°～60°（CA）范围内。增压柴油机都采用比非增压柴油机大的气门叠开角，一般为80°～160°（CA）。较大的气门叠开角对于高速发动机也显示出较大的优点。换气损失是实际循环所不可避免的损失，换气损失定义为理论循环换气功与实际循环换气功之差。对于不同类型的发动机而言，换气损失是不同的。图4-2是四冲程发动机在非增压与增压条件下的换气损失示意图。在非增压发动机中，理论循环的换气过程(图4-2a)是排气行程线与进气行程线重合，换气功为零；而在实际循环中，从排气门开启直到进气门关闭，发动机消耗在换气上的功(其值为负)如阴影面积所示(图4-2b)，它代表了有效功在换气过程中的损失。二、换气损失对于增压发动机而言，理论的换气过程(图4-2c)是经过压缩的新鲜充量以增压压力pb等压地流人气缸，而排气则以pT等压地排出，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)为图中的矩形面积所示；而实际的换气过程中(图4-2d)，换气过程所获得的功却是图中的封闭曲线面积，小于理论循环值，两者之差就是换气损失，其大小可由图4-2d中的阴影面积来表示。由于换气过程主要是由进气过程和排气过程所组成，因而其损失也是由进气损失和排气损失两部分组成。1．排气损失定义:从排气门提前开启，直到吸气行程开始、气缸内压力达到或接近进气管压力之前,在此阶段所损失的功称为排气损失。构成:它又可以分为两部分，即膨胀损失和推出损失，在图4-2b和图4-2d上分别以面积w和x来表示，前者是有效膨胀功的减少，后者是把排气推出所消耗的功。影响因素:(1)随着排气提前角的增大，膨胀损失增加，而推出损失功减小，这可以从图4-3所示的一台增压发动机的示例中可以清楚地看出。因此，最有利的排气提前角，应当是使两者损失之和为最小。2．进气损失与排气过程不同的是，进气损失不仅体观在进气过程所消耗的功上，更重要的是体现在进气过程中所吸人新鲜充量的多少上，因为前者对于发动机的热效率乃至功率影响不大，而后者对发动机性能有显著的影响。如图4-2b和图4-2d所示，由于进气道、进气门等处存在流动阻力损失，进气压力线位于大气压力线p0(非增压机)或增压压力线pb(增压机)之下，两者之差围成的阴影部分面积可分别用y表示。将它与排气过程中的损失相比，其值明显相对较小(图4-4)。合理调整配气定时，加大进气门的流通截面、正确设计进气管及进气道的流动路径以及降低活塞平均速度等，都会使进气损失减少。3．泵气损失换气损失由进气损失与排气损失所组成，对应图4-2中面积W、y与x之和。从实际循环示功图的分析中可以发现，面积W以及掺杂在面积x和y中的一小部分u(图中以交叉线表示)所表示的功损失，已经在求取平均有效压力时包括进去，故将换气损失中剩余的由面积x+y-u所表示的功损失，定义为泵气损失。在非增压发动机中，泵气损失是由p-V图中换气过程封闭曲线面积所代表的负功来表示的，如以WP表示泵气损失，则有：式中，Lp为示功图的比例系数。在增压发动机中，由于进气压力高于大气压力，所以p-V图下换气过程的封闭面积并非泵气损失，而是有用功，它将对发动机的效率产生正面的影响。增压发动机的泵气损失越小，则这块面积就越大。因此，泵气损失就应当是由增压压力和涡轮排气压力所围成的矩形面积与实际换气过程所围成的封闭曲线面积之差，共计算式如下一般用平均泵气压力pb来表示泵气损失的大小，其定义为

(4-3)§2-2四冲程发动机的充量系数

一、充量系数φc每循环实际吸入气缸的新鲜空气质量与进气状态下理论计算充满气缸工作容积的空气量比值。是衡量不同发动机动力性能和进气过程完善程度的重要指标。进气门关闭时缸内气体的总质量ma’

假定进气门关闭时气缸容积为（Vs’+Vc），此时缸内气体压力、温度、密度为Pa、Ta、ρa，则缸内气体的总质量为：二、影响充量系数φc的因素每循环充入气缸新鲜混合气的质量m1为：考虑进排气门迟闭，令假定残余废气与新鲜充量的气体常数近似相等，应用气体状态方程：残余废气系数γ：进气过程结束时气缸内残余废气量与进入气缸中新鲜空气量的比值。影响充量系数φc的因素有进气（或大气）的状态、进气终了时缸内压力和温度、残余废气系数、压缩比及进排气相位角等。1．进气终了时的压力Pa’△pa主要取决于各段管道的阻力系数和气体流速。若λ大、ν高时，△pa增加，使pa’下降。Pa’对φc有重要影响，Pa’愈高，φc值愈大。1）转速当节气门位置一定时，n增加，Pa’降低。2）负荷汽油机：当节气门关小时，节流损失增加，引起Pa’下降。

且Pa’

随转速的增加而下降的愈快，即曲线变化愈陡。柴油机：负荷调节为“质调节”，负荷减小时Pa’变化很小。转速和负荷对进气压力的影响进气终了的温度Ta’高于进气状态温度。引起Ta’升高的原因是:1）新鲜工质进入发动机与高温零件接触而被加热。2）新鲜工质与高温残余废气混合而被加热。3）在化油器式汽油机上，为了使液体燃料在进气管中蒸发，以便均匀地与空气混合而进入气缸，一般都采用废气或冷却水热量对进气管加热，故空气经过进气管时受热而温度升高。措施：将高温排气管与进气管分置于气缸两侧，控制进气预热，适当加大气门叠开角等，均有利于降低Ta’。Ta’值愈高，充入气缸工质密度愈小，充量系数φc降低。2．进气终了的温度Ta’

1）转速：当负荷不变而转速增加时，由于新鲜工质与缸壁等接触时间短，传热量少，所以Ta’稍有下降。2）负荷：当转速不变而增加发动机负荷时，缸壁等零件温度升高，Ta’有所上升。转速和负荷对Ta’的影响1）γ

增加，φc降低，燃烧恶化，油耗、排放增加。2）气门叠开角大，压缩比高，残余废气系数减小。3）排气终了时废气压力高，废气多，充气效率降低。4）排气系统阻力大，排气压力高，废气多。3.残余废气系数4．配气定时由φc的计算公式可见，由于进气门迟闭而ξ＜1,新鲜充量的容积减小，但Pa’值却可能因有气流惯性而使进气有所增加，合适的配气定时应考虑ξPa’具有最大值。5．压缩比压缩比增加，压缩容积减小，残余废气量随之减小，因而φc有所增加。6.进气状态进气温度升高，进气压力下降均会使进入气缸充量的密度减少，绝对进气量减少。但，充时系数是同一进气状态下的相对值，进气温度、进气压力变化一般对充量系数影响不大。§2-3提高发动机充量系数的措施提高充量系数措施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降低排气系统的阻力损失，以减小缸内的残余废气系数γ减少高温零件在进气系统中对新鲜充量的加热，以降低进气终了时的充量温度Ta重要结构一定,即εc一定进气阻力沿程阻力局部阻力管道摩擦阻力管长和管内流动面上的表面质量有关它是由于流通截面大小、形状以及流动方向变化，在局部产生涡流损失所引起的一、降低进气系统的流动阻力进气系统的构成:沿程阻力局部阻力进气阻力沿程阻力并不大管道较短，壁面比较光滑流道中的主要损失它由一系列的局部阻力叠加而成进气门座处空气滤清器流道转弯处降低进气系统的流动阻力的措施1、降低进气门处的流动损失2、采用可变进气系统技术进气门座处局部阻力最大阻力系数ξ有关与该处的流动速度vs的平方成正比降低进气门处的流动损失，可以从降低气门座处的流速和改善气门座处的流动情况以提高流量系数入手解决forward1．降低进气门处的流动损失return补充时面值：气门开启断面与对应开启时间的乘积称为气门开启的时面值。它表示气体流过气门的通过能力。气门开启时间长，开启断面大，则气门开启时面值大，气流通过能力越强，阻力越小。增大进气门头部直径，减小气门头部锥角，增大气门升程，延长气门开启时间，均可扩大气门开启时面值。过高的气体流速，还会发生气体阻塞现象。考察气门座处的流动情况，并定义平均进气马赫数Ma，并结合流量方程，可得式中，vs为进气门座处气流的平均速度；cs为进气门流通截面处的气体声速；μsm为进气门在开启期间的平均流量系数，其求法是：以气门盘面积为参考面积，通过稳流吸风试验,测得在不同曲轴转角(即不同升程)下的流量系数，求出其平均值进气平均马赫数Ma综合了进气门大小、形状、升程规律以及活塞速度等因素，并且其大小与发动机的转速成正比。研究发现，对于小型四冲程发动机，当Ma超过0.5后，充量系数急剧下降(参见图)。减小进气门流通截面处

流动损失的具体措施加大进气门直径增加进气门数目合理设计进气道及气门的结构由于进气过程的重要性，一般应尽可能布置较大尺寸的进气门，以降低流经进气门截面时的气体流速，从而降低局部流动阻力。在现代高速内燃机2气门结构中，进气门直径d与缸径D的比值可达45%~50%。面积比为0.2~0.25，这样排气门不得不缩小，但过小的排气门又会导致排气阻力的增大。因此，通过加大进气门直径的方式来提高充量系数，是受到限制的。(1)加大进气门直径R除了换气损失小、充量系数高以外，喷油器的垂直中置对混合气形成极为有利。4气门柴油机对具有进气中冷的高增压系统也非常合适对于汽油机来说．其效果也是相当好的(表4-1)。

(2)增加进气门数目

增加进气门数，可以取得与加大进气门直径同样的效果，即增大了进气门的有效流通截面积。高速柴油机以往仅在缸径大于120mm时才考虑采用两进（进气门)、两排(排气门)即4气门的可能性；现在对于D=80~90mm的柴油机，也认为采用4气门利大于弊。采用两进、两排的气门结构后，进气门面积之和可以达到气缸面积的30%，几乎比2气门提高30%~50%。表4-l列出了采用双顶置凸轮轴(DOHC，DoubleOverheadCamshaft)4气门发动机的优、缺点，总的结论是优点大于缺点。近年来，几乎所有强化程度高的车用发动机均采用了这一技术，发动机转速可达6000r／min或更高，平均有效压力达1.0MPa以上。最小的4气门发动机，其缸径仅为80mm。FB图4-6是一个2L排量的4气门发动机与同排量2气门发动机的性能比较，显然，采用顶置凸轮轴4气门技术,可以便发动机的功率提高约15%~30%，转矩增大约5%~10%。经济性能也得到改善。对于D＜80mm的点燃式内燃机，若采用两进、两排的4气门结构在气缸盖缸中间部位往往难以布置即便是最小尺寸的火花塞，这时只好适当缩小进气门直径。若采用三进二排的气门结构，既能充分利用气缸外围尺寸，又能利用气缸中心布置火花塞。

图4-7是采用5气门(三个进气门，两个排气门)的发动机与4气门发动机的比较情况，可见其高速性能进一步改善。对于排量较小(1.5L以下)的4缸小型轿车用汽油机来说，也有采用2进、1排的3气门结构，这样既能发挥多气门的优越性，结构又相对简单。R单顶置凸轮轴四气门结构ExhaustvalveInletvalve

InletrockarmExhaustrockarmCamshaft双顶置凸轮轴四气门ExhaustcamshaftExhaustValveInletcamshaftInletValve五气门布置单顶置凸轮轴三气门气门数与进气门的开启关系（补充）

R进气道以及气门头部的结构，也有助于降低局部阻力，提高气门流通截面的流量系数。一般在高速内燃机中，均利用气道使进气在其中发生弯曲和旋转，以便在气缸中形成定向的空气运动，以利于燃烧的进行。但这势必影响气门的流量系数，增大流动损失，因此，在设计及制造中，应尽可能保证气道内壁面的过渡圆滑、平稳，避免气流急转弯现象。在进气门头部以及气门座面处设计合理的形状，对改善气流的流动阻力也有十分显著的效果。(3)合理设计进气道及气门的结构改善配气机构的新措施（补充）B理想的配气系统应当要满足以下要求：1)低速时，采用较小的气门叠开角以及较小的气门升程，防止出现缸内新鲜充量向进气系统的倒流，以便增加转矩，提高燃油经济性。2)高速时应具有最大的气门升程和进气门迟闭角，以最大限度地减小流动阻力，充分利用过后充气，提高充量系数，以满足动力性要求。2．采用可变进气系统技术3)配合以上变化，对进气门从开启到关闭的持续期(又称作用角)也应进行调整，以实现最佳的进气定时。理想的气门定时应当是根据发动机的工作情况及时作出调整，应具有一定程度的灵活性。显然，对于传统的凸轮挺杆气门机构，由于在工作中无法作出相应的调控，也就难于达到上述要求，因而限制了发动机性能的进一步提高。实际上，完全满足上述各项要求的机构是相当复杂的，目前还仅仅处于研究阶段．如(GM汽车公司推出的无凸轮的电磁气门驱动机构以及Ford汽车公司的液压气门驱动机构。由于制造成本和可靠性等原因，若将这种全电控的技术应用于实际发动机中气门要时间。目前较为常见的商品化系统可以分成两大类，即可变凸轮机构(VCS，VariableCamshaftSystem)和可变气门定时(VVT，VariableValveTiming)。除此之外，也有可变气门升程、可变气门作用角等其他形式，其原理基本相近，只是实现方式不同而已。可变凸轮机构（VCS）可变气门定时（VVT）智慧型可变气门正时系统

可变气门配气相位和气门升程电子控制系统

VariableValveTimingandValveLifeElectronicControlSystem”，缩写就是“VTEC”，是世界上第一个能同时控制气门开闭时间及升程等两种不同情况的气门控制系统。与普通发动机相比，VIEC发动机同样是每缸4气门（2进2排）、凸轮轴和摇臂等，不同的是凸轮与摇臂的数目及控制方法。i-VTEC系统是在现有系统的基础上，添加一个称为“可变正时控制”VTC（Variabletimingcontrol），即一组进气门凸轮轴正时可变控制机构，通过ECU控制程序，控制进气门的开启关闭。VVT是英文缩写，全称是“VariableValveTiming”，中文意思是“可变气门正时”，由于采用电子控制单元（ECU）控制，VVT－i(1)可变凸轮机构

可变凸轮机构技术一般都是通过两套凸轮或摇臂来实现的，即在高速时采用高速凸轮，其升程与作用角都较大；而在低速时切换到低速凸轮，升程与作用角均较小，如图4-8a所示。图4-8b是采用可变凸轮机构后，发动机的性能与传统配气机构的性能比较，显然低速转矩和高速动力性能都得到了改善。可凸轮机构（补充）(2)可变气门定时

相对于可变凸轮机构，可变气门定时技术的应用较多一些：对于DOHC系统而言，由于进、排气门是分别通过两根凸轮轴单独驱动的，可以通过一套特殊的机构将进气凸轮轴按要求转过一定的角度，从而达到改变进气相位的目的。根据实现机构的不向，这种改变又可以分成分级可变与连续可变两类，调节范围最高可达60º(CA)。由于技术上相对成熟，很多高性能的汽油发动机均采用了这一技术。从图4-9可以看出采用VVT技术可以使得发功机的低速转矩性能得到大幅度的改善。某3L排量的6缸车用发动机上运用这一技术，油耗最大降低了4.5%，HC及NO2排放下降幅度分别达到10%和4%。可变定时机构（补充）进气管的截面和通道流线，对进气过程影响也很大。其设计原则是：空气滤清器的阻力低；各气缸间的新鲜充量分配均匀；对于汽油机而言，还要求适当加热进气以提高燃油的雾化质量；对于采用EGR以及进气道燃油喷射式发动机而言，还要满足专门机构的持殊要求。合理利用进气调谐图4—10a和图4—10b分别是进气管的长度与管径的大小对充量系数的影响。由图可见，随着进气管长度的增大以及管径的减小，充量系数的峰值向低速一侧移动。这就是调谐现象的结果

。3．减少进气管的阻力在进气过程中，活塞的下行运动可导致进气管内产生膨胀波，该膨胀波将在进气管的开口端反相，然后产生正向压力波向气缸传播：在合适的条件下(如转速、进气管长度等)，这个正向压力波可以使得进气过程结束时，进气门处的压力高于正常的进气压力。这样发动机就可以多进气，从而使充量系数得到提高，即是图中充量系数峰值所在。进气调谐原因分析压力波传递特征（补充）为了追求最佳的充量系数值，可以采用可变进气系统，以充分利用进气谐振的效果，达到高速与低速性能的最优化。比较常见的可变进气系统是通过改变进气管长度或流通截面的方式来实现，如图4-11所示。在低速时控制阀保持关闭状态，气体从主气道流入发动机中；而高速时控制阀打开，气体从主、副两个气道同时流入气缸中。控制阀关闭时，相当于进气管流通截面减