内燃机学1第四章

内燃机学1第四章第1页/共128页引言

内燃机的充量更换过程是指从排气门或排气口开启(对二冲程内燃机而言)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。

内燃机充量更换过程的目的是将已燃气体排出并为下一循环吸人新鲜充量。

判断充量更换过程是否完善的指标，是已燃气体是否排尽以及进入气缸的新鲜充量是否充分，这不仅取决于与充量更换过程有关的各种附属系统的设计是否合理、有效，而且也与发动机的运行状态有关。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。

第2页/共128页第一节四冲程内燃机的换气过程

图4-1是四冲程内燃机在换气过程中，气缸压力、排气管中的压力随曲轴转角的变化情况以及相应的低速示功图(p-V图)、从图中可以看出，排气门开启后，燃气从气缸急速流人排气管，气缸压力很快下降，直到排气下止点后的某一位置排气门关闭为止。进气门在上止点前开启，新鲜充量流人气缸，直到进气下止点后的某一位置关闭为止。在排气上止点附近，近、排气门同时开启。四冲程内燃机的换气过程可分为自由排气、强制排气、气门叠开、进气等阶段，本节分别介绍各阶段的特点，并在分析换气损失的基础上提出提高充量系数的措施。第3页/共128页第4页/共128页第5页/共128页排气提前：提前开启的必要性分析由于受配气机构的结构限制，气门在开启过程中只能逐渐加大其流通截面：如果排气门刚好在膨胀行程下止点时开启，则排气门流通截面增加过缓，气缸压力下降迟缓，活塞在向上止点回行时将造成较大的反压力，增加排气行程所消耗的功。所以，内燃机的排气门往往都在膨胀行程到达末期前，即活塞到达下止点前的某一位置提前开启，称为排气提前：排气提前角为30º~80º(CA)。排气门刚打开时，缸内压力远高于排气管内压力，随着排气过程进行以及排气门流通截面的逐渐增大，排气管内的压力将逐渐升高，直至在某一时刻达到或接近缸内压力。这一阶段由于有正向压力差的存在，排气可以自发地进行，故把从排气门开启到气缸压力达到排气背压（排气管内压力）的时期，称为自由排气阶段。一、自由排气阶段排气门开启需要时间利用缸内压力排气减小活塞上行时的排气阻力排气提前角过大会减小活塞功第6页/共128页

在气门开启时间内，流经气门的气体质量与气门前后的状态关系式为

式中，下标I表示上游流动参数(相应地，II表示下游的流动参数)；μ与A分别为气门处的流量系数与流通截面积，可分别根据试验结果和气门的几何参数确定；Ψ为流函数，与上、下游的流动状态有关，其计算式为

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在自由排气阶段的初期，由于排气门刚刚开启，缸内压力较高，排气管压力与气缸压力之比往往小于临界值，流动呈现超临界状态，缸内气体以当地声速流过排气门。此时,排气质量流量只取决于缸内气体状态和排气门有效开启截面的大小，与排气管内的气体状态无关。随着排气的进行，排气门流通截面不断增大，排气管压力与气缸压力之比超过临界值之后，气体流动逐渐进入亚临界状态；直到某一时刻气缸压力与排气管内的气体压力接近相等，自由排气阶段结束。在该阶段中流出的气体质量，不仅与排气门的有效流通截面有关，还与缸内和排气管内的压力差有关。由此可见，自由排气阶段中排出的废气量与内燃机的转速无关，但在高速时，同样的排气时间对应的曲轴转角将大为增加。为使气缸压力及时下降，必须加大排气提前角，否则将使自由排气阶段(以曲轴转角计)延长、排气消耗功增加。所以，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，但由于排气流速很高，排出的废气量可达60%以上，一般持续到下止点后10º~30º(CA)结束。第8页/共128页

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。由于气体在流动过程中要克服排气门、排气道以及消声器等处的流动阻力，缸内的气体压力要略高于排气管内的平均压力，而且气体流速越高，压力差也就越大。另一方面，由于气体在排气管内的压力波动，有可能形成压力逆差，即气缸压力低于排气管内的用力，这种情况往往出现在排气管较长时强制排气开始的初期。因此，缸内气体的状态由活塞的运动速度与位置、气门有效流通截面的变化规律以及排气管内的气体状态等共同决定。

二、强制排气阶段

随着活塞的上行，排气门流通截面开始逐渐减小，气体流经气门的节流作用加强，因而在上止点附近，气缸压力再次升高，其直接后果是，排气所消耗的功与缸内的残余废气量都增加了，这对于换气与燃烧过程都不利。因此，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，但由于到达上止点后活塞已开始下行，气缸容积不断增加，过大的排气迟闭会导致废气倒流。当废气从气缸流出的流动过程刚刚停止时，就是理想的排气门关闭时刻，排气门迟闭角为10º~70º(CA)。排气迟闭的必要性分析利用排气的流动惯性实现过后排气避免在上止点附近增加排气阻力迟闭角过大会导致排气倒流第9页/共128页三进气过程

从进气门开启到关闭的全过程都是进气过程。为了使在进气过程开始时，进气门有一定的流通截面，以减少进气过程的阻力，增加进入的新鲜充量，进气门一般也在上止点前提前开启，称为进气提前，进气提前角为10°～40°（CA）。在进气过程中，新鲜充量真正吸入，要等到气缸内残余废气膨胀到低于进气管内压力才开始。在进气初期，活塞下行造成缸内体积的膨胀，加上气门开启还不充分，缸内的压力有一段短时间迅速降低，这为新鲜充量的顺利流入创造了条件。随着进气门流通截面积加大，进入气缸的新鲜充量不断增加，另外，已进入气缸的新鲜充量被温度较高的燃烧室表面和残余废气所加热，气缸压力逐渐升高。到进气终了，一部分充量的动能转变为压力能，由于涡流和湍流的作用，另一部分动能转变为热能，从而加热进气，于是新鲜充量的温度与压力都有所提高。为了利用进气管内气流的流动惯性，进气门在下止点过后的一定角度时延迟关闭，即进气迟闭，以实现气缸的过后充气。这样，有可能在进气过程终了时，使缸内压力等于或略高于进气管压力。进气迟闭角一般为20°～60°（CA），高速时应大一些。但过大的进气迟闭角，会使得低速时发生缸内气流倒流进入进气管的现象，会减少有效压缩比，使发动机的冷起动困难。第10页/共128页第11页/共128页

在排气行程上止点附近出现进、排气门同时开启的特殊现象，通常将这一现象称为气门叠开，相应的角度是气门叠开角，它是排气迟闭角与进气提前角之和。

气门叠开将导致：如果进气管压力大于排气管压力，新鲜充量在正向压力差的作用下流入气缸，与缸内残余废气进行混合后，部分可以直接排入排气管中。

一方面，有利于扫除缸内的残余废气，增加气缸充量，达到扫气目的；

另一方面，又可以降低燃烧室内气缸盖、排气门、活塞顶、缸套的温度。尽管带走的热量不多，但对于这些受热严重且冷却困难的关键零件，其效果却是显著的。四、气门叠开和燃烧室扫气过程第12页/共128页配气相位图第13页/共128页第14页/共128页

对于点燃式内燃机而言，由于它是采用节气门来调节内燃机的功率，进气管内压力总是低于大气压，特别是在小开度时更是如此。叠开角过大时高温废气有可能倒流进入进气管乃至燃料供应系统中，引起进气管回火同时，由于新鲜充量中含有燃料，利用新鲜充量进行扫气将导致燃料的损失以及未燃碳氢排放物的增加，因此，这类内燃机的气门叠开角一般都是比较小的。在非增压柴油机中，其进气管内压力始终接近大气压力，因此可以允许采用较大的气门叠开角，增强扫气效果，以达到提高内燃机在常用转速范围内充量质量的目的。统计显示，一般非增压柴油机的气门叠开角在20º-50º(CA)范围内。内燃机的型式不同，气门叠开角的大小也有所差异对于增压柴油机而言：1、增压柴油机进气管内的压力在气门叠开期内总是高于排气管内的压力，因此总有一定数量的新鲜无量在正向压力差的作用下由进气管通过燃烧室后流入排气管中，以达到扫除燃烧室内残余气体的目的。2、增压柴油机的热负荷较非增压柴油机严重，适当的扫气冷却既有助于降低受热零件（如排气门）表面的温度．提高其可靠性，还可以降低增压器涡轮的进口温度。正因为燃烧室扫气有如此有利的作用，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80º-140º(CA)；第15页/共128页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是四冲程内燃机在非增压与增压条件下的换气损失示意图。在非增压内燃机中，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。第二节四冲程内燃机换气损失对于增压内燃机而言，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。第16页/共128页第17页/共128页定义: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:

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所示的一台增压内燃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。下图b表示,发动机转速对排气损失影响也较大。一般转速增高时，发动机膨胀损失功减少的幅度远远小于推出损失功增加的幅度，两者之和随转速增加，呈现增加的趋势。一．排气损失降低排气损失的主要方法：合理确定排气提前角；采用双排气门，可以有效地减少排气过程中的损失。第18页/共128页第19页/共128页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，因为前者对于内燃机的热效率乃至功率影响不大，而后者对内燃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。二．进气损失第20页/共128页第21页/共128页

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ω、y与x之和。从实际循环示功图的分析中可以发现，面积ω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。在非增压内燃机中，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。

3．泵气功与泵气损失第22页/共128页

在增压内燃机中，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，它将对内燃机的效率产生正面的影响。增压内燃机的泵气损失越小，则这块面积就越大。因此，所获泵气功：

一般用平均泵气压力pb来表示泵气损失的大小，其定义为

所有减少换气损失的措施以及以后要讨论到的提高充量系数的途径，对降低泵气损失都是有利的。二冲程内燃机没有单独的进排气活塞行程，所以泵气功为零。第23页/共128页一、四冲程内燃机的充量系数第三节提高内燃机充量系数的措施

衡量内燃机充气性能的一个重要指标是充量系数，其定义为：内燃机每循环实际进入气缸的新鲜充量m1与以进气管内状态充满气缸的工作容积的理论充量msh之比。这里所指的进气管状态，是指进人气缸前气体的热力学状态，如温度与压力等。由于充量系数对于评价进气系统如此重要．首先应导出充量系数的理论分析式，以便用来分析提高充量系数的各种措施。第24页/共128页1.充量系数表达式二、充量系数分析式废气残余系数(φr)

：进气终了时缸内残余废气占实际进入气缸内的新鲜空气量的百分比。进气门关闭时缸内气体的总质量为：第25页/共128页式中：pa、Ta—指进气终了时，缸内充量的压力和温度。ps、Ts—发动机进气管状态下气体的压力和温度。（1）非增压发动机，为内燃机所处环境条件下的大气压力和温度；（2）增压发动机，为增压器中冷器后的新鲜充量的压力和温度。

根据充量系数的定义：第26页/共128页提高充量系数的措施：

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。（最为重要的影响因素）

2.降低排气系统的阻力损失，以减小气缸内的残余废气系数。

3.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。第27页/共128页Φc影响因素Φr：Φr↑=>Φc↓，残余废气占据体积，实际进气量相对减小；Ta：Ta↑=>Φc↓，缸内密度减小，实际进气量减小；Pa：Pa↑=>Φc↑，缸内密度增加，实际进气量增加；εc

：εc↑=>Φc↓，在气缸总容积不变的情况下，工作容积相对增加，理想进气量增加；Ts：Ts↑=>Φc↑，进气管密度降低，相对温差减小，相对密度差减小，理想进气量减小；Ps：Ps↑=>Φc↓，进气管密度增加，理想进气量增加；实际上，εc

、Ts、Ps不能根据Φc的要求而改变。但是，增压后Ts会提高；而Φr

、

Pa、

Ta是重要的影响因素。第28页/共128页

从分析式不难看出，在发动机的结构参数(如压缩比εc)确定的前提下充量系数的措施可以归结为以下几点：

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，以减小缸内的残余废气系数φr

3)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

4）合理选择配气定时和气门升程规律，在减小mr的同时，增加m1，减小φr

二、提高充量系数的措施

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，故重点讨论。第29页/共128页提高充量系数的措施(一)降低进气系统的流动阻力(二)采用可变配气系统技术(三)合理利用进气谐振(四)降低排气系统的阻力(五)减小对进气充量的加热第30页/共128页

进气系统的流动阻力，按其性质可分为两类：一类是沿程阻力，实际上是管道牵擦阻力，与管长和管内流动面上的表面质量有关；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在内燃机进气流动中，由于管道较短，壁面比较光滑、其沿程阻力并不大；局部阻力则是流道中的主要损失，它由一系列的局部阻力叠加而成，尤其在进气门座处、空气滤清器和流道转弯处，流动损失更为明显，降低局部阻力损失,对降低进气系统的流动阻力,提高充量系数有显著的意义。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第31页/共128页

进气门座处的流通截面，是进气流道中截面最小、流速最高的地方，因而该处的局部阻力最大．该阻力除了与阻力系数ξ有关外，还与该处的流动速度vs的平方成正比。即

这样，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。

1、降低进气门处的流动损失第32页/共128页过高的气体流速，还会发生气体阻塞现象。空气动力学理论指出，在高速可压缩流动系统中，马赫数是决定气流流动性质的最重要参数。因进气门座处的真实流速是一个随时间变化的参数，为方便起见，用平均速度代替。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，求出其平均值第33页/共128页

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(图4—5)。这一结论，对于设计和评价气门机构是很有用的。

第34页/共128页减小进气门流通截面处流动损失的具体措施(1)加大进气门直径(2)增加进气门数目(3)合理设计进气道及气门的结构第35页/共128页

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(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。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改极为有利。

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)。第36页/共128页

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。第37页/共128页

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。

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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。右图是采用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—进、二排的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。第39页/共128页

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改善进气门座、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第41页/共128页

从获得最大充量系数的角度出发，比较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。

3）配合以上变化，进气门从开启到关闭的进气持续角也进行相应调整，以实现最佳正时，将泵气损失降到最低。（二）采用可变配气系统技术

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。第42页/共128页

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。第43页/共128页无凸轮的电磁气门驱动机构无凸轮轴气门驱动（camshaftlessvalveactuation）就是取消发动机传统气门机构中的凸轮轴及其从动件，而以电磁、电液、电气或其他方式驱动气门。电磁气门驱动（electromagneticvalveactuation）是利用电磁铁产生的电磁力驱动气门。第44页/共128页无凸轮的电磁气门驱动机构基本原理

电磁气门驱动机构主要由两个相同的电磁铁（

共用一个衔铁）、两个相同的弹簧和气门组成。

发动机不工作时，激磁线圈1和线圈2均不通电，气门半开半闭；发动机启动时，气门驱动装置初始化，控制系统根据曲轴转角判定气门在这一时刻应有的开、关状态，使线圈1或线圈2通电，电磁力克服弹簧力，将气门关闭或开启。气门处于开启状态时，线圈1不通电，线圈2则必须通电，使电磁力等于或大于弹簧力以保持气门开启。要关闭气门时，线圈2断电，衔铁和气门在弹簧力的作用下向上运动；在气门接近关闭位置时，线圈1通电，电磁力帮助气门（衔铁）快速运动至关闭位置；此后线圈1继续通电，使气门保持在关闭状态。需要开启时，线圈1断电，衔铁和气门在弹簧力作用下向下运动。如此循环往复。第45页/共128页

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。1、可变凸轮机构VCS第46页/共128页第47页/共128页

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%。2、可变气门定时VVT第48页/共128页第49页/共128页（三）合理利用进气谐振

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射，然后产生正向压力波向气缸传播：在合适的条件下(如转速、出气管长度等)，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运气压力．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。第50页/共128页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小，相应提高了低速充量系数(图4—11b)。

第51页/共128页a进气系统结构b外特性第52页/共128页第53页/共128页第54页/共128页降低排气系统阻力，可以使气缸内的残余废气压力下降，这样不仅可以减少残余废气系数，有利于提高充量系数，而且可以减少泵气损失，提高指示效率。排气系统的设计目标是：降低排气背压，减小排气噪声。

与进气系统一样，排气流通截面最小处是排气门座处，此处的流速最高、压降最大，故在设计时应保证气门及其座面的良好结构。排气道应当是渐扩型，以保证排出气体的充分膨胀，从而降低气缸与排气管内的压力差，使得气缸内的废气压力得以迅速下降，达到提高充量系数和降低泵气损失的目的。与进气管一样，排气管也存在调谐现象，只不过所希望的调谐效果是使得排气门处压力降低，以利于排气。为此，需要通过大量的理论计算以及试验，确定合理的排气管长度，对于高速二冲程内燃机，这一点尤其重要。良好的歧管流型与结构也有助于降低整个流动阻力，特别是对于高速多缸发动机，为避免排气压力波的互相干涉，用多枝型排气管或多排气管结构来替代单排气管，可以获得的低速转矩与充量系数值。在排气管中往往还有消声器和排气后处理器（催化转化器），设计时应该保证足够的消声与降污效果的前提下，尽可能降低流动阻力。(四)降低排气系统的流动阻力第55页/共128页

在进气的过程中，进入气缸的新鲜充量将会被各种高温表面所加热而温度升高。从而导致进气密度下降，充量系数减小，还可能促使发功机整体热负荷提高和不正常燃烧的发生。进气温升受到各种结构与运行参数的影响，如进气管结构、发动机转速、负荷、冷却水温度。(五)减少对进气充量的加热对于化油器式汽油机来说，由于需要进气加热来保证部分液态燃料在进气管中的蒸发。所以进气管与排气管布置在同一侧。对于进气道喷射的汽油机以及柴油机，均采用进、排气管两侧布置的方案，以提高充量系数。对于高速内燃机，有时也采用进气冷却技术，以降低进气温度。增压内燃机则将进气中冷技术作为进一步提高增压压力、降低热负荷的重要途径之一。补充第56页/共128页第四节

内燃机的增压内燃机所能发出的最大功率受到气缸内所能燃烧的燃料的限制，而燃料量又受到每个循环内气缸所能吸人空气量的限制。如果空气能在进入气缸前得到压缩而使其密度增大、则同样的气缸工作容积可以容纳更多的新鲜充量，从而就可以多供给燃料，得到更大的输出功率。这就是增压的基本目的。增压是强化内燃机最有效的手段，是现代柴油机以及高性能汽油机的基本特征内燃机的增压问题，涉及到增压器本身、增压器与内燃机的匹配以及内燃机为适应增压需要而进行的必要调整等内容，第57页/共128页增压技术萌生于19世纪，在20世纪初期得到初步应用。随着材料科学及制造技术的进步，柴油机的涡轮增压技木在20世纪中叶开始走向大规模商业应用、并逐步推广到汽油机中。目前，大功率柴油机的绝大部分、车用柴油机的半数以上以及相当比例的高性能汽油机，均采用了增压技术。一般而言，增压后的功率可比原机提高40%~60%甚至更多。发动机的平均有效压力可达到3MPa。事实上，增压已经成为发动机强化的一个十分重要而有效的技术手段。一、增压技术概述第58页/共128页增压时动力性能及经济性的影响增压前后发动机动力性和经济性的变化

发动机增压的正面作用

（1）提高了动力性，改善了经济性

（2）比质量减小，升功率增加

（3）提高材料的利用率，经济效益增加

（4）排气噪声有所降低（5）高原恢复功率

（6）排放性能改善

（7）燃烧柔和，燃烧噪声降低

（8）技术适应性广第59页/共128页发动机增压的负面作用

（1）机械负荷和热负荷增加

（2）低速时扭矩小，不利于工程机械和车用发动机

（3）加速响应性能较差

（4）发动机与增压器及中冷器的匹配复杂第60页/共128页（三）增压的方式

（1）机械增压

（2）废气涡轮增压

（3）气波增压

（4）复合增压第61页/共128页（1）机械增压

（2）废气涡轮增压第62页/共128页第63页/共128页内燃机的增压方式

根据方式的不同，内燃机增压可以分成四种类型：

(1)机械增压发动机输出轴直接驱动机械增压器，实现对进气的压缩。这种方式提出最早，但其优点与缺点同样突出。(2)排气涡轮增压压气机与涡轮同轴相连，构成涡轮增压器。涡轮在排气能量的推动下旋转，带动压气机工作，实现进气增压。(3)气波增压利用进气及排气系统中的波动效应来压缩进气，著名的气波增压器(Comprex)就是其中之一。(4)复合增压由上述各种方式组合而成，如机械增压与涡轮增压的结合等。从实际应用的情况来看，较为常见的是涡轮增压和机械增压，其中涡轮增压占了绝大部分，而机械增压则在近年来重新得到重视，发展较快。第64页/共128页

复合增压第65页/共128页

气波增压第66页/共128页气波增压第67页/共128页第68页/共128页从第二章中可知，内燃机的动力性指标(以有效功率Pe为代表)与经济性指标（以有效燃油消耗率be为代表）可以表示为

增压对经济性及动力性能的影响第69页/共128页发动机增压技术的优势与代价优势1)增压器的质量与尺寸都较小，内燃机的总体质量增加不大，而输出功率可以以得到大幅度的提高，整机的比质量减小、升功率相应增大。采用增压技术可降低内燃机单位功率的造价，提高材料的利用率。对于大型柴油机而言，经济效益更加突出。2)由于与非增压内燃机相比，排气可以在涡轮中获得进一步的膨胀，的排气噪声有所降低。3)增压后，有利于内燃机在高原稀薄空气条件下恢复功率，以达到或接近平原性能。4)增压后，由于压缩终点温度与压力提高，滞燃期缩短，压力升高比有所降低。燃烧柔和，燃烧噪声有所降低。5)过量空气系数较大，HC、CO和烟度排放降低6)技术适用性广，从低速到高速、二冲程到四冲程、大缸径到小缸径．都有应用第70页/共128页代价1)增压后缸内工作压力以及温度提高，机械负荷及热负荷加大，内燃机的可靠性受到严峻的考验。2)低速时由于排气能量不足，可能会使发动机的低速转矩受到影响以及车用发动机十分不利。3)由于在涡轮增压器中，从排气能量的传递到进气压力的建立需要内燃机的加速响应性能较非增压机型差。4)增压发动机性能的进一步优化．受到增压器及中冷器的限制，其中增压器的问题集中在材料、耐热性能、润滑、效率等方面，而中冷器则要求体积小、效率高、质量轻。第71页/共128页涡轮增压器由压气机和涡轮两大部分组成。根据排气在涡轮中流动方向的不同，排气涡轮增压器可以分为两大类，即径流式涡轮增压器和轴流式涡轮增压器。一般大型柴油机多采用轴流式，以满足大流量、高效率的要求；而车用发动机多采用径流式，以适应高转速及较高响应性能的要求。增压器的压气机部分，一般都采用单级离心式结构。右图是一个径流式祸轮增压器的示意图。

二、涡轮增压器的工作特性第72页/共128页排气涡轮增压器——压气机和涡轮机

10ZJ型涡轮增压器（径流式）第73页/共128页

第74页/共128页

离心式压气机的功用是提高气体的压力，它主要由进气道、工作轮(含手风轮)、扩压器和出气蜗壳等部件组成(图4—14)。首先，新鲜充量沿截面收缩的轴向进气道进人工作轮．气流略有加速(图4—14b中的位置1)。然后，气流进人工作轮上叶片组成的气流通道。由于工作轮的转速很高(一般为每分钟几万转．有时高达每分钟几十万转)，离心力的作用使得新鲜充量得到了很大的压缩，其压力、温度以及气流速度均有较大程度的增加(图中位置2)，这部分能量是由驱动工作轮的机械功转化而来，而机械功又是来源于与之间轴铀相连的涡轮。第75页/共128页然后，压力提高了的气体沿工作轮径向流出，进人扩压器和出气蜗壳。由于两者均是截面逐渐增大的通道，气体所拥有动能的大部分会在其中转变为压力能、这样，压力得以进一步升高．而气流速度则相应下降(图中位置3、4)：同时，出气蜗壳还兼有收集流出的气体以便向内燃机进气管输送的目的。由此可见，新鲜充量在压气机中完成了一系列的功能转换，并将涡轮机传给压气工作轮的机械能，尽可能多地转变为充量的压力能。第76页/共128页增压比2．压气机特性曲线

（1）压气机的流量特性

压气机的(流量)特性：压气机在相同转速条件下，压气机增压比和等墒效率随压气机流量的变化关系。

增压比、等墒效率和压气机转速的关系。（图）第77页/共128页增压比、流量和压气机转速的关系

第78页/共128页流量特性的产生原因第79页/共128页（2）压气机的喘振及堵塞

喘振线的含义：当压气机工作在喘振线右侧时，其工作是稳定的；而当处于喘振线左侧时，压气机的工作就变得不稳定甚至危险了。出现喘振的工作点成为喘振点。

出现喘振后：气流出现强烈的振荡，引起工作轮叶片强烈的振动，并产生很大的噪声，压气机的出口压力显著下降，并伴随有很大的压力波动。第80页/共128页出现喘振的原因：由于流量过小时，在叶片扩压器内和工作轮进口处气流与壁面分离而引起的。分离产生气流漩涡，撞击损失开始增大。当流量小于某一数值时，气流的分离现象会扩展到整个叶片扩压器和工作轮通道内，使气流产生强烈的震荡与倒流。

压气机的堵塞：某一转速下,当流量超过某值后，流量不再增加，增压比的降低。第81页/共128页1—喷嘴环2—导向叶片3—工作叶片4—工作轮径流式涡轮机的组成第82页/共128页

在排气涡轮的工作过程中，具有一定动能及压力能的排气在喷嘴环通道中仅部分的得到加速而转变为排气的动能，而从喷嘴环中流出的具有一定动能及压力能的排气，则在工作轮中大部分转变为机械功，最终用来驱动压气机。第83页/共128页

涡轮中燃气状态参数的变化第84页/共128页三、涡轮增压系统简介

定压涡轮增压系统

和

脉冲涡轮增压系统

（一）定压涡轮增压系统

把内燃机所有气缸的排气通过一个体积较大的排气管收集在一起，然后再引向涡轮的整个喷嘴环，这样排气管实际起到了稳压箱的作用。

使进入涡轮前的压力基本不变。第85页/共128页第86页/共128页

主要优点：（1）效率较高，气流引起的激振较小；

（2）排气系统简单。

易于布置和维护；

主要缺点：（1）脉冲能的利用率较低。仅利用了排气能量的12％－15％。

（2）低速扭矩特性和加速性较差。

（一）定压涡轮增压系统

（二）脉冲涡轮增压系统

由于涡轮是在进口压力有较大波动的情况下工作，所以称为脉冲涡轮增压系统。

脉冲涡轮增压系统比定压系统可以更好的利用内燃机的排气能量。第87页/共128页第88页/共128页

（三）定压增压与脉冲增压的比较

1．排气能量利用的效果

2．内燃机气缸内的扫气作用

3．内燃机的加速性能

4．增压器效率与增压系统的结构

结论：低增压，采用脉冲涡轮增压有利

高增压，同时存在各有所长。第89页/共128页

四、涡轮增压器与发动机的匹配

（一）涡轮增压器的选型要求

１．设计工况下增压压力、空气质量流量、内燃

机有效功率和燃油消耗率达到设计要求２．发动机在部分负荷有较好的性能３．增压器的综合效率应达到最佳值

４．增压器和内燃机应能在各种工况下高效运行

5．足够的扭矩储备、转速储备和加速响应性能第90页/共128页

（二）内燃机与涡轮增压器的匹配1．压气机部分

（1）确定增压压力和空气质量流量

（2）求出增压充量的温度2．涡轮部分（1）涡轮的质量流量以及效率（2）确定涡轮的实际平均焓降和质量流量（3）求出涡轮前燃气的平均温度和压力第91页/共128页

（三）涡轮增压器与内燃机联合运行特性的调整

1．流量范围的选择

2．喘振线位置的移动:（1）调整增压器某些结构参数：增大涡轮喷嘴环出口截面积→运行线向右移动；改变增压器参数，使喘振线向左移动。

（2）改变压气机的扩压器参数，或者选用无叶扩压器

3．压气机堵塞的限制

4．超速和增压压力的调整

VGT（可变几何参数的涡轮）第92页/共128页可变增压技术（VGT，VariableGeometryturbocharger;VNT,VariableNozzleturbocharger）传统增压技术的不足：

涡轮流通截面固定的涡轮增压器与发动机难以在发动机整个工作范围内保持合理匹配，特别是在增压度较高时，增压匹配不能兼顾发动机的高速和低速性能：在发动机低速运转时，由于废气提供的能量很少，涡轮增压器的转速太低，难以提供适合的增压压力和充足的进气量，也就难于产生较大的转矩；发动机在高速运转时，由于排气温度和压力很高，可能会造成增压器超速。由于增压器与发动机属于纯气动连接而非机械连接，致使增压器响应滞后，使得在过渡过程中进气量供给的响应比油量供给的响应慢，并因此而导致发动机的瞬态响应性能差和加速冒烟。解决方案：采用可变几何涡轮增压器(VGT)（最有效）安装废气放气阀第93页/共128页可变增压技术（VGT）VGT的分类①可变喉口增压器工作原理：如图1所示，是将一个可变喉口装置置于发动机排气管出口与涡轮入口之间，改变喉口的开度，即可获得不同工况下所需的不同流通截面，达到改善发动机与增压器匹配性能的目的．优缺点：可变喉口增压器结构简单，成本低廉，但效率较低．

第94页/共128页②舌形变截面结构工作原理：在涡轮进气截面后加一舌形可调喷嘴叶片，通过舌形叶片的摆动，改变蜗壳的面径比A／R值，使得发动机低速时A／R减小，提高涡轮转速，增加增压压力；高速时，有较大的A／R值．

舌形挡板结构分单舌形和双舌形两种．优缺点：舌形挡板VGT结构简单，调节方便，易实现自动控制，但由于流动损失较大，调节范围有一定限制，增压器总效率低．

第95页/共128页

③可变喷嘴环增压器(VNT)工作原理：采用的是活动的喷嘴环叶片，喷嘴环叶片可以绕着各自的轴心共同旋转，随着喷嘴环叶片角度的改变，涡轮机最小流通截面积以及排气进人涡轮的角度和速度都将发生变化，从而改变了涡轮机的转速和压气机出口端的增压压力．结构如图2所示。发动机低速运转时，喷嘴环截面积减小，涡轮速度上升，增压压力增加，保证了低转速时的增压压力和进气量；发动机高速运转时，喷嘴环截面积增大，涡轮转速下降，防止增压器超速．发动机加速时，为了提高增压器的响应速度，可减小喷嘴环截面积，提高增压器转速，从而提高增压压力和进气量，满足瞬态工作时的进气要求．优缺点：VNT与可变喉口、舌形挡板增压器相比，调节范围广，在低速时增压器的总效率最高。

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第98页/共128页第99页/共128页1．压缩比与过量空气系数

为了降低爆发压力，增压内燃机应适当降低压缩比。增压比越高，压缩比降低幅度越大，但过高的降幅会恶化内燃机的经济性能，而且会引起冷起动困难。对于汽油机而言增压更容易诱发爆燃，故降低压缩比更是比较普通的选择；为了降低内燃机的热负荷和改善经济性。增压内燃机可适当加大过量空气系数，如车用柴油机的φa

一般较小，增压后一般将其增大10%~30%。六、内燃机的增压改造为了适应增压的要求，内燃机的结构与工作参数要进行适当的改动。2．供油系统

为厂适应增压后功率增大的要求，需要增加每循环的供油量。对于增压柴油机而言，为了使供油持续期近似不变，常采用以下方法：增大柱塞直径、增加供油速率、提高喷油比力、加大喷孔直径等，这些措施也可保证燃油喷注在空气密度提高的情况下有足够的贯穿距离。同时，适当地减小喷油提前角，可以限制最高爆发压力的增长。化油器式汽油机在增压后．也需要对量孔、供袖泵、点火角调整装置等处进行调整。第100页/共128页3．配气系统

利用增压压力比排气压力高的有利条件，应合理地加大配气系统的气门叠开角。以增加气缸扫气，从而降低内燃机的热负荷。增压柴油机的试验表明，气门叠开角每增加10º（CA）活塞平均温度降低4º（CA）。合理增大气门叠开角，除了降低发动机的热负荷以外，还由于气缸内废气扫除彻底和进气终点温度的降低，使充量系数增大。此外，由于降低了排气温度，涡轮的工作条件也在一定程度上得到了改善；但当增压压力较高(如pb＞300kPa)和采用进气中冷技术后，气门叠开角反而和非增压相差不多，主要是为了防止低负荷时的排气倒流以及过大的活塞顶上的避让坑。4、进排气系统

进排气系统的设计，要与增压系统的要求相一致。如脉冲系统，为了使排气期间各缸的排气不致于互相干扰，要求同一排气支管所连各缸内的排气不能重叠或尽可能地减小重叠。如发火次序为1-5-3-6-2-4的六缸机，可以采用1、2、3缸和4、5、6缸各连一根排气管，每一根管内相邻两缸间的工作夹角为240°（CA），与排气脉冲波的持续时间大致相同，排气间干扰不大。增压内燃机的进气管容积希望尽可能大一些，以减少进气压力的脉动，从而提高压气机效率和改善发动机的性能。第101页/共128页5、增压空气的冷却将增压器出口空气进行冷却，一方面可以进一步提高内燃机进气管内空气的密度，从而提高内燃机的功率输出；另一方面可以降低内燃机压缩始点的温度和整个循环的平均温度，从而降低内燃机的排气温度、热负荷以及NOx排放。为达到这一目的，一般利用中冷器，用循环冷却水或冷却风扇气流对增压后的充量进行间接冷却。利用冷却风扇或车辆运行过程中所产生的高速气体流动来冷却增压空气的“空—空”中冷方式，可以获得比较好的冷却效果，且布置较为灵活，近年来在车用发动机上应用较多。第102页/共128页第103页/共128页1进气控制伺服机构2进气控制阀3发动机控制装置第104页/共128页1、12-节气门2-喷油器3-进气管4-控制阀5-大容量空气室6-空气滤清器7-进气增压控制阀8-真空执行器9电磁真空通道阀10-ECU11-真空缸

第105页/共128页第106页/共128页

第107页/共128页

从排气能量利用的观点看，汽油机的涡轮增压与柴油机相比并没有本质的区别，但长期以来，涡轮增压技术除了在赛车发动机和高性能轿车发动机中得到应用外，在其他应用领域，其普及性远不如柴油机。究其原因，是由于两种发动机在工作过程中的不同特点所决定的。限制汽油机增压的主要技术障碍是爆燃、混合气的控制、热负荷和增压器的特殊要求等方面，现分述如下。七、汽油机的增压技术1、爆燃汽油机增压后，由于混合气压缩始点的压力，温度增高，以及燃烧室受热零件热负荷提高等原因，将使促爆燃的发生。为此，必须采用降低压缩比、推迟点火时刻、采用进气中冷等技术措施，但相应会带来热效率下降、排温过高、成本增加等不利影响。正因为如此，汽油机的增压比一般比柴油机低得多，一般不超过2，这样，功率最高增加幅度约为40%～50%，而燃油经济性则不一定有所改善。第108页/共128页

汽油机采用定质变量调节，化油器式发动机进行增压时，气体流经化油器喉口的压力是变化的，不仅难于精确供应一定浓度的混合气，还增加了一些如增压方案的选挥、化油器的密封、加速响应性能等新问题。电控汽油喷射技术的应用，为增压技术在汽油机中的应用扫除了大障碍。2．混合气的调节

汽油机的过量空气系数小，燃烧温度高，膨胀比小，排气温度也比柴油机高200～300℃。增压后，汽油机的整体温度水平提高，热负荷问题加重。同时，为避免可燃混合气的损失，一般气门叠开角不大，燃烧室的扫气作用不明显，因此，增压汽油机的排气门、活塞、涡轮等处的热负荷均比增压柴油机严重。为此，汽油机在进行涡轮增压时，一般都采用涡轮前放气的调节方案，以抑制发动机高速、高负荷时增压压力的过度增长，这不仅是限制最高燃烧压力的需要，也是抑制爆燃、降低热负荷的需要3、热负荷第109页/共128页

汽油机增压比低、流量范围广、热负荷高、最高转速高且转速变化范围大。这就要求增压器体积要小、耐高温性能要好、转动惯量要小，同时效率还要保证在一定的范围内，还要求有增压调节装置。因此，要求是很苛刻的，这就造成它的成本比柴油机用增压器要高。实际上，汽油机增压技术的应用与进步，很大程度上取决于高性能涡轮增压器的发展情况。在这方面，已经有较多的适合于汽油机增压的涡轮增压器产品可供选择，除此之外，有些新技术还在进一步的发展中，如陶瓷涡轮转子、可变截面涡轮增压器等。4．对增压器的特殊要求总体而言，汽油机的增压技术在过去的20年中获得了重大的突破，各种装备增压汽车油机的高性能轿车陆续推出。统计数据显示，1990年全世界的增压汽油机已经占到了汽油机总量的15%。随着电子控制技术以及发动机管理系统的大规模应用，以及高性能增压器的不断出现，汽油机增压技术的发展将有一个新的局面。第110页/共128页

与涡轮增压发动机相比，机械增压发动机历史较为悠久，且在低速时具有较好的转矩特性和加速响应性能，但由于高速时的增压器噪声和使用寿命问题，影响了它在发动机上的实际使用。近年来，机械增压重新得到了重视与发展，这是因为：

1）制造工艺水平和材料科学的进步，使现代机械增压器的体积与噪声大幅度降低，效率和使用寿命有很大的提高。

2）小排量发动机（如小于2L）采用涡轮增压难度很大，特别是难于找到合适的涡轮增压器，而采用机械增压，则可以获得比涡轮增压更好的动力、转矩甚至经济性能。

3）对于排气管中安装有催化转化器或微粒捕集器等后处理装置的发动机，机械增压系统对排气系统不作任何改动，故比涡轮增压系统优越，更有利于有害排放物的消除。机械增压器的类型有很多，主要有螺杆式、蜗旋式、旋转活塞式和刮片式等。其中，前两种具有体积小、机械损失小、噪声小等优点，应用较多。六、机械增压第111页/共128页第五节二冲程内燃机的换气

二冲程内燃机与四冲程内燃机同样具有进气、压缩、燃烧、膨胀和排气过程，不同的是这些过程只用两个活塞行程来完成，其中差别最大的是换气过程：该过程的工作顺字是：在膨胀行程的末期，活塞下行．首先打开排气口，开始排气，而后扫气口开启，具有一定压力的新鲜充量由扫气口流人气缸，并强迫废气由排气口流出，进行充量更换，然后，活塞到达下止点后又上行，依次将扫气口和排气口关闭，换气过程结束。新鲜充量由扫气泵提供，力气泵的作用是对新鲜无量进行压缩，使其压力提高后，再进入气缸。通常把二冲程内燃机的换气过程分为三个阶段，即自由排气阶段、排气与强制排气阶段以及过后排气或过后充气阶段。一、二冲程内燃机的换气过程第112页/共128页第113页/共128页第114页/共128页第115页/共128页从排气口开启直到新鲜充量进入气缸为止，称为自由排气阶段。排气口一般在下止点前60º－75º(CA)开启，排气口刚开启时，气缸内压力较高，约为300－600kPa，压力比pb/pr超过临界值，气缸内的燃气以声速流出。在该阶段，排气流量与排气管内的气体状态无关．只取决于缸内气体的状态和排气口流通截面的大小。在自由排气阶段,缸内燃气可以流出大约70%－80%，所以它是二冲程内燃机换气过程的一个重要阶段。1.自由排气阶段第116页/共128页

当气缸压力下降到稍低于扫气压力ps时，扫气口开启，新鲜无量进入气缸，直到活塞下行到下止点后再上行将扫气口关闭为止，即是所谓的扫气与强制排气阶段：在这—阶段，除利用扫气气体强制将废气排出气缸外，还要充入新鲜充量。在这一阶段初期，扫气口开度很小，而排气口已开大，主要的流动阻力在扫气口。随着活塞的下行及废气的迅速外流．缸内气体压力骤降，有可能形成相当高的真空度，此时出于扫气口开度也已经加大，可以使新鲜充量急速流人气缸中。随后，扫气口与排气口开度均较大，扫气气流经过扫气口进入气缸，将缸内废气从排气口压向排气管，实现气缸扫气。2.扫气与强制排气阶段

发动机的后燃以及废气与缸壁、废气与新鲜充量的热交换，加上排气管内的压力波动等等，都会给扫气和强制排气带来影响。因此，合理设计一台燃烧良好而又扫气完善的二冲程内燃机，需要进行细致的理论研究和大量的调整试验工作。第117页/共128页从扫气口关闭到排气口关闭期间，称为过后排气阶段。一般二冲程发动机扫气口关闭时刻早于排气口，这时由于活塞上行的排挤和排气气流的惯性作用，一部分废气或新鲜充量与废气的混合气可以继续被排出，直到排气口关闭为止。对于扫气口关闭时刻晚于排气口的发动机而言，由于可以获得新鲜充量的额外加入，故这一阶段被称为过后充气阶段。通常，该阶段所持续的时间较短。由于活塞已经开始上行，缸内气体受到压缩而压力提高，这对过后排气是有利的而不利于过后充气：要达到过后充气的目的．就必须提高扫气泵的扫气压力，相应地增加扫气泵消耗的机械功。3．过后排气或过后充气阶段第118页/共128页二、二冲程内燃机的换气特点(1)换气时间短

二冲程内燃机的换气过程持续的时间为120º－150º（CA），而四冲程内燃机的换气时间为400º－500º（CA），前者明显短于后者。由于换气