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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。图4-1 四冲程内燃机换气过程的示意图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3080 (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2。 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1030(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1070 (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1040 (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2060 (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80140 (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()，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。这样，换气过程所获得的功(其值为正)如图中、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，泵气功与泵气损失，在数值上相等，故有 （4-1）式中，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 （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、，若为自然吸气发动机，、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 （4-4）在进气门关闭时，缸内气体的状态为、此时缸内气体总质量为 (4-5)式中，ma=m1+mr，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 (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是一定量，提高充量系数的措施主要应使式（4-6）中的的积最大和最小。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。2）降低排气系统的阻力损失，减小缸内的残余废气系数。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。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，减小。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 （4-7）式中，、分别为进气流量系数和流速；A为流通面积；为阻力系数；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（）和改善气门座处的流动情况（、）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 （4-8）式中，为进气门座处的气流总平均速度；为进气门流通截面的气体声速；D为气缸直径；为进气门喉口直径；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 （4-9）可见，进气平均马赫数综合了进气门大小、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直径/mm倾斜角（）流通截面积/mm2占气缸截面积的百分数(%)1280612.7512.213220804.2516.0136351017.820.22240904.818.0228201225.524.43200942.4818.8324201357.227.0多气门方案一般采用顶置凸轮驱动方式，表4-2列出了采用双顶置凸轮轴（DOHC, Double Overhead Camshaft）的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，它可以使发动机的转速达到6000r/min或更高，平均有效压力高达1.0MPa以上4。表4-2 DOHC4气门发动机的优缺点比较优点缺点a) 进排气流通面积大，流动阻力小，充量系数高，泵气损失小，有利于提高动力性能b）利于将火花塞或喷油器布置在中央，有利于提高压缩比（对点燃式内燃机）和改善混合气形成质量（对压燃式内燃机），提高燃油经济性和降低排放c) 可减轻气门系统的运动零部件质量，适应高速运转要求a) 气门机构的零部件数目增加，使制造及维修成本增加b) 顶置凸轮轴需安装在气缸盖上，增加了发动机的高度，需更大的安装空间 图4-7所示是一个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，可以使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D80mm的点燃方式内燃机，若采用2进2排的4气门结构，在气缸盖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。而当若采用3进2排的气门结构，既能充分利用气缸外围尺寸，又能在气缸中心布置火花塞。图4-8所示是采用5气门（3个进气门，2个排气门）的发动机与4气门发动机的比较，其高速性能得到进一步改善。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，既可以发挥多气门的优越性，同时结构又相对简单。 减少进气系统的阻力，除增加进气流动面积外，合理设计进气道及气门的结构也有重要的影响。一般的在高速内燃机中，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，如进气涡流、滚流等，以利于混合与燃烧的快速进行（见第五章），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，应尽可能地保证气道形状较缩，内壁面过渡圆滑、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，对降低局部阻力、提高气门流通截面的流量系数也有十分显著的效果。进气管和进气道的截面形状和通道型线对各缸分配均匀性等也有较大影响，设计中除考虑降低流动阻力外，还应兼顾各缸新鲜充量和EGR的废气分配均匀等。 图4-7 4气门发动机与2气门发动机的性能比较 图4-8 5气门发动机与4气门发动机的性能比较空气滤清器是进气系统阻力的主要来源之一，应当在保证滤清效果的前提下尽可能减少它对空气流动的阻力。对空气滤清器定时进行清理也是减小进气流动阻力的一个重要措施。（二）采用可变配气系统技术如图4-9所示，配气相位和发动机转速对充量系数有较大的影响。为获得最大的充量系数，减少泵气损失，比较理想的进气系统，应满足以下要求：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，以便增加低速转矩，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，以最大程度减小流动阻力，并充分利用过后充气，提高充量系数，满足发动机高速时动力性的要求。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的调整，以实现最佳进气正时，将泵气损失降到最低。图4-9 发动机转速和进气迟闭角对充量系数的影响总之，理想的气门正时和升程规律应当根据发动机的运转工况及时作出调整，气门驱动结构应具有足够的灵活性。传统的凸轮驱动挺杆气门机构，由于在工作中无法作出相应的调整，难于达到上述要求，从而限制了发动机性能的进一步提高，因此全电控可变配气系统应运而生。可变配气系统有多种多样的形式，按驱动方式可分为机械式和电子控制无凸轮机构两类。后一类可完全满足上述各项要求，但目前还仅仅处在研究阶段，如GM和FEV公司推出的无凸轮的电磁气门驱动机构以及Ford公司的液压气门驱动机结构等，这种全电控的无凸轮机构由于结构较复杂以及制造成本和可靠性等原因，要达到实际应用的程度还需要相当长的时间。目前商品化的系统还是机械式的，分为可变凸轮机构（Variable Camshaft System,缩写VCS）和可变气门正时，（Variable Valve Timing，缩写VVT）及其组合，基本可以实现可变气门正时、可变气门升程和可变气门持续角等功能。1可变凸轮机构可变凸轮机构一般都是通过两套凸轮或摇臂来实现气门升程与持续角的变化，即在高速时采用高速凸轮，气门升程与持续角都较大，而在低速时切换到低速凸轮，升程与持续角均较小。图4-40a给出了这种高低速凸轮的升程规律，图4-10b是采用这种可变凸轮机构后，与传统的配气机构的性能相比，发动机的低速转矩和高速性能都得到了显著的改善。图4-10 VCS对发动机性能的影响2可变气门正时相对而言，采用可变气门正时技术的发动机较多一些，对于DOHC系统发动机，由于进排气门是通过两根凸轮轴单独驱动的，可以通过一套特殊的机构根据发动机的工况将进气凸轮轴转过一定的角度，从而达到改变进气相位的目的。根据实现机构的不同，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60（CA）。由于技术上相对成熟，很多高性能的汽油机均采用了这一技术。从图4-11上可以看出，采用VVT技术可以使得发动机的低速转矩得到大幅度的提高。图4-11 VVT对发动机性能的影响通常把VVT和VCS合称为VVA（Variable Valve Actuation），意思是可变的配气热行机构。（三）合理利用进气谐振进气管中还存在进气谐振现象。图4-12a、b分别是某发动机进气管的长度L与管径D的变化对充量系数的影响。图中可见，进气管长度的增加或管径的减小，可使充量系数的峰值向发动机低速一侧移动，反之则向高速移动，这一现象就是进气谐振的结果。在发动机进气过程中，活塞的下行运动导致在进气管内产生膨胀波，该膨胀波在进气管的开口端反射，形成压缩波返回，向气缸方向传播。在一定的条件下（如一定的转速、进气管长度等），这种压缩波可以使得发动机进气过程将要结束时，进气门处的压力高于正常的进气压力，从而增加发动机的进气量，提高充量系数。图4-12 进气管对充量系数的影响a) 进气管的长度对进气谐振的影响 b) 进气管的管径对进气谐振的影响为了追求最佳的充量系数值，可以采用可变进气系统（VIS），以充分利用进气谐振作用，使发动机的高速与低速性能都达到最优。比较常见的可变进气系统是通过改变进气管长度的方式来实现。如图4-13所示为一种可变进气系统。在低速时控制阀关闭，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积减小，相应提高了低速充量系数（图4-13b），并可增加进气涡流（可变进气涡流系统），改善燃烧过程。图4-13 可变进气系统及其对发动机性能的影响（四）降低排气系统的流动阻力降低排气系统阻力，可以使气缸内的残余废气压力下降，这样不仅减小了残余废气系数，提高充量系数，而且可以减小泵气损失，提高发动机的热效率。排气系统的设计原则是降低排气背压，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，故在设计时应保证排气门处的良好流体动力性能。排气道应当是渐扩型，以保证排出气体的充分膨胀。与进气管一样，排气管也存在谐振现象，只不过所希望的谐振效果是使排气门处的压力降低，以利于排气。良好的歧管流型与结构也有助于降低排气流动阻力，特别是对于高速多缸发动机，为避免排气压力波的互相于涉，用多枝型排气管或多排气管结构来替代单排气管，可以获得良好的低速转矩与充量系数。在排气管系中往往还有消声器和排气后处理器(催化转化器)，设计时应根据尺寸要求，既要保证足够的消声与降污效果，又尽可能降低流动阻力。(五)减少对进气充量的加热在进气过程中，进入气缸的新鲜充量不可避免地被各种高温表面加热，从而导致温度升高，使缸内进气密度下降，充量系数减小。进气温升主要受发动机的结构与运行参数的影响，如进气管结构、发动机转速、负荷、冷却水温度及冷却水道设计等。为提高充量系数，应尽量减少对进气的加热。应当指出，提高内燃机的充量系数，主要是针对发动机的全负荷工况而言。对于节气门变量调节控制功率的汽油机而言，由于它经常在部分负荷工况下运转，缸内残余废气系数较高，如何组织快速的燃烧过程极为重要，因此，小负荷时希望采用较小的气门升程，以提高进气压差，从而产生较高的气流速度，增加湍流，提高火焰传播速度和燃烧速度，并且在所有工况下都要求有一定的湍流强度，所以，越来越多的现代汽油机采用能产生滚流及滚流加涡流的进气道形式，以产生燃烧所需的合适的湍流运动。对于柴油机而言，进气涡流有助于油束的扩散和混合气形成，有利于减小热束缚和提高燃烧速度，并减少颗粒物的生成与排放。上述气道形式可以通过优化，在改善缸内燃烧过程、提高热效率和降低排放的同时，控制进气流动损失的增加，以保证发动机在高速高负荷工况下，有高的充量系数。第四节 内燃机的增压内燃机所能发出的最大功率主要是由气缸内燃料有效燃烧所放出的热量决定的，而这受到每循环吸入气缸内实际空气量的限制。如果空气在进入气缸前得到压缩，空气的密度增大，则在同样气缸工作容积的条件下，可以有更多的新鲜空气进入气缸，因而可以增加循环供油量，获得更大的发动机输出功率。内燃机的增压涉及增压器本身、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，本节将对上述内容作一简要介绍。一、内燃机增压技术概述内燃机增压技术萌生于19世纪末，在20世纪初期得到初步应用和发展。随着材料科学及制造技术的进步，柴油机的涡轮增压技术在20世纪中叶开始大规模应用，并逐步推广到汽油机。目前绝大部分的大功率柴油机、半数以上的车用柴油机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4060甚至更多，发动机的平均有效压力最高可达到3MPa，发动机的燃油经济性也有所提高，增压已经成为发动机强化最有效的手段之一。(一)内燃机的增压方式内燃机的增压方式按空气被压缩的方式不同，可以分为四种类型，如图414所示。(1)机械增压 发动机输出轴直接驱动机械增压装置(如螺杆式、离心式、滑片式、涡旋式、转子活塞式等压缩机)，实现对进气的压缩。(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。内燃机排气涡轮增压系统包含压气机、涡轮机、中冷器等部件，按排气能量利用方式又可分为定压和脉冲涡轮增压两种。(3)气波增压 利用排气系统中的压力波动效应来压缩进气，如气波增压器(Com-prex)。可变长度进气管是直接利用进气压力波和气流惯性，增加缸内进气量，某种意义上也是一种气波增压。(4)复合增压 将上述多种增压方式加以组合，以获得更好的增压效果。图4-14 内燃机增压的几种基本形式a)机械增压 b)涡轮增压 c)气波增压 d)复合增压E一发动机 C一压气机 T一涡轮机严格地说，复合增压不是一种独立的增压方式，它只是前面三种增压方式的组合，如机械增压与涡轮增压的组合，一般用于大型船用发动机；二级涡轮增压方式可以获得更高的增压压力等。此外还有将涡轮转化的机械能直接驱动曲轴的复合式发动机方案。从实际应用的情况来看，排气涡轮增压占内燃机增压的绝大部分。(二)增压对内燃机动力性和经济性的影响为了研究增压前后发动机动力性和经济性能的变化，现将第二章中代表内燃机动力性能强化指标的升功率表达式(2-32)及反映经济性能指标的燃油消耗率：的表达式(2-33)重新整理，略去常数量，得 （4-10） （4-11）假定增压前后内燃机的转速n及过量空气系数。保持不变。发动机采用涡轮增压后，因为有一部分排气能量被利用，使进气得到压缩，换气过程形成正的泵气功，所以增压后发动机的指示热效率略有增加。机械效率也随增压度的提高而有所提高。增压后发动机的进气密度增加，若采用增压中冷，发动机的进气温度降低，更高。因为有扫气作用，发动机缸内残余废气系数降低，同时减少了对进气加热作用，使充量系数提高。根据式(4-10)，在n及不变的条件下，增压后发动机的升功率户：将与、的乘积成正比的增加。根据式(4-11)，发动机增压后的燃油消耗率有所降低，经济性能有所改善。不过，发动机增压的目的主要不在于提高经济性，而在于提高它的动力性，并降低排放。对于中低度增压的发动机，其功率与原机之比基本上与增压比相当。如某6缸柴油机采用废气涡轮增压，设计压比(增压空气与大气绝对压力之比)为157，压气机的等熵效率为0.74，若发动机的进气温度是15，在无中冷的情况下，增压后空气温度接近70，进气密度是自然吸气的132倍，实际上增压柴油机的有效功率比原机提高了58，燃油消耗率下降了4.3，可见增压能够有效提高发动机的动力性，相比较而言，燃油消耗率降低的幅度较小。(三)发动机增压技术的优势与代价增压技术除具有提高发动机的动力性与经济性的优势外，还表现在：1)增压器的质量与尺寸相对发动机而言都很小，增压可以使发动机在总质量和体积基本不变的条件下，输出功率得到大幅度的提高，升功率、比质量功率和比体积功率都有较大增加，因而可以降低单位功率的造价，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)与自然吸气内燃机相比，排气可以在涡轮中得到进一步膨胀，排气噪声有所降低。3)内燃机增压后有利于高原稀薄空气条件下恢复功率，使之达到或接近平原性能。4)柴油机增压后，缸内温度和压力水平提高，可以使滞燃期缩短，有利于降低压力升高率和燃烧噪声。5)增压柴油机一般采用较大的过量空气系数，HC、CO和碳烟排放降低。6)技术适用性广，高低速的二冲程和四冲程的各种缸径的发动机均可增压强化。当然，上述优势的取得是需要花费一定代价的，这就是：1)增压后缸内工作压力和温度明显提高，机械负荷及热负荷加大，内燃机的可靠性和耐久性受到考验。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一定影响，对工程机械和车用造成不利影响。3)在涡轮增压器中，从排气能量的变化到新的进气压力的建立需要一定的时间，所以内燃机的加速响应性能较自然吸气机型差。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的机械强度、耐热性能、润滑、效率等方面，而对中冷器的要求是体积小，质量轻、效率高。二、涡轮增压器的工作特性内燃机的排气涡轮增压器可以分为两大类：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。图4-15所示是径流式涡轮增压器结构图，它由同轴安装的涡轮和压气机组成，其中涡轮机转化发动机的排气能量，产生机械能，而压气机则消耗这部分能量，用以压缩进气，提高发动机的进气密度。图4-15 径流式排气涡轮增压器1一压气机蜗壳 2一压气机叶轮 3一推力轴承 4一压气机端密封座5一挡油板 6一中间壳体 7一浮动轴承 8一涡轮叶轮 9一涡轮蜗壳以下分别对径流式压气机和涡轮机的工作原理和特性作一简单介绍。(一)离心式压气机的工作特性1离心式压气机的工作过程离心式压气机主要由进气道、工作轮(含导风轮)、扩压器和出气蜗壳等部件组成(图4-16)。离心式压气机比较适合于大流量低压比的内燃机增压。为了获得高的效率，压气机必须高速旋转，因此非常适合与排气涡轮联合运行。首先在很短的呈收敛状的进口段，新鲜充量(空气)沿截面收缩的轴向进气道进人工作轮，压力下降，气流略有加速。气流进入高速旋转的工作轮上叶片组成的气流通道内，吸收叶轮的机械能，使气体的压力、流动速度和温度均有较大的增加。空气能量的增加是由驱动工作轮的机械功转化而来的，而机械功又是来源于与之同轴相连的涡轮。在扩压器和出气蜗壳的通道内，由于两者的截面积逐渐增大，气体所拥有动能的大部分转变为压力势能，压力和温度进一步升高，而速度下降。出气蜗壳同时还兼有收集流出的气体以便向内燃机进气管输送的功能。图4-16 离心式压气机工作过程简图a) 离心式压气机简图 b) 空气沿压气机通道的参数变化1进气道 2工作轮 3扩压器 4蜗壳2压气机中的能量转换如图4-16b所示，离心式压气机工作时，空气经过压气机的进气道，以一定的初速度进入压气机的叶轮，在叶轮通道内吸收机械能，使压力和速度有较大提高，进入到扩压器后，速度降低，压力进一步升高，在这一过程中，空气的温度也相应提高。压气机工作过程中空气的焓熵变化如图4-17a所示。图4-17 压气机和涡轮机前后气体状态焓熵图a) 压气机中焓熵变化 b) 涡轮中的焓熵变化根据热力学第二定律，压气机的等熵效率为 （4-12）为简化起见，不计压气机出口动能损失，可令压气机的增压比，进口滞止温度为大气温度，。根据热力学第一定律，忽略气体与通道壁面的传热，则压气机所消耗的机械功率为 （4-13）离心式压气机的等熵效率一般在0.700.85之间。根据压气机的效率表达式（4-12），还可以求出压气机流出气体的绝热压缩温度。3离心式压气机的特性(1)离心式压气机的特性曲线 在相同转速的条件下，压气机增压比和效率随压气机流量的变化关系，称为压气机的流量特性，简称为压气机的特性。压气机的特性曲线以质量流量为横坐标，增压比和效率为纵坐标，转速为变参数。为了使用方便，一般将等熵效率以等值线的形式绘制在压气机的流量压比特性曲线上，从而可方便地看出在各种工况下压气机主要工作参数之间的相互关系，如图4-18所示。图4-18 离心式压气机的流量特性研究某一转速下增压比随流量的变化关系可以发现，压气机在某一流量(设计工况)时，压比达到最大，无论流量增加还是减少，增压比都会降低，压比特性曲线呈抛物线状。压气机效率随流量的变化关系与增压比的相似，转速一正时，压气机的等熵效率在设计工况最大，偏离设计流量后，其效率下降。分析等熵效率式(4-12)可见，其值的大小主要与增压比有关，换句话说，增压比随流量的变化曲线，决定了等熵效率随流量的变化趋势，只是具体数值有所差异而已。空气进入压气机被压缩，若为没有任何损的等熵过程，则压比不变，等熵效率为1。但实际上必然要克服各种损失，主要为两种损失。其一是摩擦损失，是由气体内部及气流与工作轮叶片表面、扩压器叶片表面等发生摩擦而产生的损失。在转速一定的条件下，流量增加使气流速度增大, 摩擦加剧, 所以摩擦损失将随流量的增大而增加。其二是撞击损失，它是气流与叶片撞击造成的。当压气机工作在设计工况流量时，气流的入口角与工作轮叶片及有叶片扩压器叶片的设计几何角相等，气流冲角小，气流与叶片间的撞击现象和撞击损失均较少。但当压气机在实际工作过程中偏离设计流量时（无论是大于或小于设计值)，气流不再是顺叶片设计角流入，而是存在一定的冲角，于是气流和叶片发生了撞击，在叶片的内弧或外弧(压力面或吸力面)产生分离，从而造成损失。上述两种损失的变化，使得流量特性线呈抛物线形状，且在流量大、转速高时压比的变化较为陡峭，如图4-19所示。图4-19 压气机损失分析图(2)压气机的喘振与堵塞 在图4-18中，还有一条压气机的喘振线，是压气机稳定工作的边界。在一定的转速下，当压气机的气体流量减小到一定程度后，气体就会在叶轮或扩压器人口处出现边界层的分离，导致气体回流。分离涡流迅速扩展到压气机通道的其他部分，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，这一现象称为压气机的喘振。把出现喘振的工作点称为喘振点，对应的流量就是喘振流量。每一转速下都有一个喘振点，所有喘振点的连线称为喘振线。随着压气机转速的增加，喘振点对应的流量和增压比增大。当压气机工作在喘振线右侧时，其工作是稳定的，而在喘振线左侧运行时，压气机的工作因喘振而不稳，出口压力显著下降，并伴随着很大的波动，严重时还会造成压气机的元件如叶片的损坏，是危险工况，因而压气机不允许在喘振条件下工作。一般来说，叶片扩压器流道内气体分离的扩大是压气机喘振的主要原因，而工作轮进口处气流分离的扩大会使喘振进一步加剧。喘振是叶片式压气机所特有的一种异常工作现象，必须给予足够的重视。如小型增压器中普遍采用的无叶扩压器，不仅使工作流量范围扩大，又可以避免压气机的喘振现象的发生。在某一增压器转速下，当流量超过设计工况到一定数值后，压气机的增压比和效率均急速下降，而流量却不会再增加，这一现象称为压气机的堵塞。产生压气机堵塞的原因是通道中某个截面上的气流速度达到当地声速(临界状态)，从而限制了流量的增加。压气机堵塞时所对应的气体流量称为堵塞流量，它也是该转速下压气机所对应的最大流量。通常人为地规定当效率降低到55时，就认为出现了堵塞。当压气机流量超过设计值时，尽管也会发生气流与壁面的分离现象，但由于气流惯性的存在，使得发生分离的气体受到其他气体的压缩而局限在入口边缘，无法扩展到整个叶片通道，故不会产生喘振，但撞击损失却是增大了。研究表明，出现堵塞的临界截面位置一般出现在叶片扩压器的进口喉部附近或是工作轮叶片进口的喉部附近。压气机堵塞后，流量便不能再增加，因此只能通过提高压气机的转速，才能获得更高的流量。离心式压气机在大流量时可能发生堵塞，在小流量时又可能引起喘振，因此在设计或选配时应设法保证压气机具有宽广的工作范围，以满足增压发动机的运转要求。(3)压气机的通用特性 压气机特性曲线中的参数，都是在一定的大气状态下测得的。由于增压器使用地区、季节、气候条件的不同，大气环境条件的差异很大，压气机受进口空气状态的影响，实际使用时需要对特性参数进行相应的换算，给选用带来不便。根据气体流动相似原理，采用相似参数来绘制压气机特性曲线，称为压气机的通用特性曲线。通用特性曲线不受环境条件变化的影响，使用方便。根据相似理论，只要表征气体可压缩性的相似参数马赫数相同，气体的流动就是相似的。对于压气机而言，不管大气环境参数如何改变，只要按压气机进口处轴向气流绝对速度，算得的马赫数，以及按工作轮叶片进口外径处的圆周速度算得的马赫数相同，即满足相似准