汽车发动机的换气过程理论培训课件.ppt

1、一、换气过程 图2-1为一实测四冲程发动机在换气过程中，汽缸压力和排气管内压力随曲轴转角变化的关系和相应的进、排气门流通截面的变化情况，根据气体流动的特点，可将换气过程分为自由排气、强制排气、进气和气门叠开四个阶段来讨论。,.自由排气阶段 从排气门打开到汽缸压力接近了排气管压力的这个时期，称为自由排气阶段，其特点为。利用缸内和排气管内的压差进行自由排气，而无须借助外力。 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，排气流通截面很小，废气排出的流量小。,排气门打开后，气体的流动状态经历了超临界流动和亚

2、临界流动两个阶段的变化。 根据气体流动的性质，排气门打开后，缸内压力P和排气管的压力Pr决定了气体的流动性质，设缸内气体的绝热指数=1.4，则当:,时,排气处于超临界状态,气体的流速等于在该处气体状态下的声速。,当T=873 1173K时，声速可达500 600m/s，在超临界排气时期，废气流量与排气门前后压差无关，只取决于排气门流通截面和缸内气体的状态。 当P /Pr1.9时，处于亚临界流动状态，此时排气流量不仅与排气门流通截面有关,还与排气门前后的压差有关。,.强制排气阶段 从自由排气阶段结束,活塞上行推出废气至排气门关闭止，为强制排气阶段。 由于排气通道特别是排气门开启处的阻力，使强制排

3、气阶段内的汽缸平均压力比排气管内平均压力(排气背压)略高一些(约10kPa)，且流速越高，阻力与压差越大，即排气耗功越多。,.进气过程 进气门在进气行程上止点前520(CA)就开始开启，以保证活塞开始向下行时，进气门已有足够大的开启面积，使新鲜空气在最小阻力下吸入汽缸，为了利用新鲜充量的流动惯性来达到增加汽缸充气量的目的，进气门也不能在下止点时就关闭，而应在下止点后2050(CA)时关闭， 发动机转速越高，进气流速越快，使进气管中流动的气柱动能也越大，因此，高速发动机可采用较大的进气迟闭角，以充分利用其惯性来增加充气量。,.气门叠开 由于排气门的迟后关闭和进气门的提前开启，存在进、排气门同时开

4、着的现象，称为气门叠开(图2-2)，在气门叠开期，进气管、汽缸、排气管三者互相连通，可以利用气流的压差、惯性或进、排气管压力波的帮助，来清除残余废气，增加进气量，降低高温零件的温度，但应注意不要产生废气倒流现象。,自然吸气式汽油机对进气提前开启角比较敏感，因为若废气倒入进气管，会出现“回火”，负荷越低，节气门开度越小，进气管内真空度加大，更易出现“回火”,因此，汽油机重叠角一般均小于40(CA)。,增压柴油机,由于进气门外的压力高于排气管背压,不仅可扫除更多废气,降低残余废气系数,增加充气量,又能冷却排气门、喷油嘴等高温零件,降低燃烧室壁温和热负荷,所以,增压柴油机均采用较大重叠角,一般在80

5、150(CA)。,二、换气损失和泵气损失 理论循环与实际循环的换气功之差称为换气损失,换气损失由排气损失和进气损失两部分组成。 非增压发动机的理想换气过程如图2-3)所示，排气沿ar线进行，进气沿ar线进行，进、排气压力相等，泵气功为零，增压发动机的理想换气过程如图2-4)所示，由于进气压力Ps大于排气压力Pr ，所以排气沿ar线进行，进气沿ra线进行，面积aarra表示泵气功，为正功。,.换气损失 如图2-3)和图2-4)所示，排气门提前开启时，排气压力线从点开始偏离膨胀线，面积过小与理想循环相比，损失的功相当于所表示的面积，称为自由排气损失，在活塞将燃气推出汽缸时，由于沿途有流动阻力，所以

6、汽缸内的气体压力高于排气管内压力(非增压发动机排气管内压力假定为大气压力)，损失的功相当于所表示的面积(所表示的面积包含了所表示的面积)，称为强制排气损失，自由排气损失与强制排气损失之和即为排气损失。,排气提前角的选择会影响自由排气损失和强制排气损失的分配，如图2-5所示，排气提前角越大(曲线)，排气门开启越早，自由排气损失就越大，但此时缸内压力在下止点前已降得足够低，所以强制排气损失减少，反之，排气提前角减小(曲线)，强制排气损失会增加，而自由排气损失则会减少。因此，从减少排气损失角度看，最佳排气提前角应使两者之和为最小(曲线)。,排气损失除受排气提前角大小的影响外,还与转速密切相关,如图2

7、-6所示,转速越高,排气损失越大,图中的虚线到3200r/min线之间的距离表示该情况下的自由排气损失PP1,虚线到横坐标轴的距离表示该情况下的强制排气损失PP2, PP1随3增大而增大,PP2则减小,点画线ab是各种转速下排气损失最小值的连线,说明转速越高,最佳排气提前角也应当越大。,.进气损失 在非增压发动机中，由于进气系统的阻力，进气过程汽缸内的压力低于大气压力，而活塞背面曲轴箱内的压力稍大于大气压力，因此，进气过程活塞要消耗功，如图2-3中面积所示，在增压发动机中，进气压力高于大气压力，故活塞顶面压力高于活塞背面压力，活塞在进气过程得到正功。,.换气损失和泵气损失 换气损失等于进气损失

8、与排气损失之和，如图2-3、图2-4中面积(W+Y+X)，而在实际示功图计算中，已经用丰满系数i修圆理论示功图的棱角，所以i中已包括部分换气损失(面积W+U)，故泵气损失为换气损失的一部分，即图2-3、图2-4中面积(Y+X-U)。,第一节结束,一、充量系数 充量系数c是实际进入汽缸的新鲜工质量与进气状态下充满汽缸工作容积的新鲜工质量的比值，即:,式中:m1、V1实际进入汽缸的新鲜工质的质量、体积(进气状态)。 msh、VS进气状态下充满汽缸工作容积的新鲜工质的质量、汽缸工作容积。,c值高，代表每循环进入一定汽缸容积的新鲜工质量多，则发动机功率和转矩可增加，动力性能好。 实际发动机充量系数可直

9、接测定，用流量计测出发动机每小时实际充气量(m3/h)，理论充气量VSh (m3/h)由下面的公式算出:,式中: VS汽缸工作容积，。 汽缸数。 发动机转速，r/ min。 由此可得实验测定的充量系数值为c =V/ VSh 。 充量系数c的大致范围见表2-1。,二、充量系数解析式 假定进气门关闭时汽缸容积为VS+VC ，如图2-7所示，此时缸内压力、温度、密度为Pa、Ta、a，则缸内气体的总质量为: ma=(VS+VC) a 假定排气门关闭时缸内体积为Vr，残余废气的压力、温度、密度为Pr、Tr、r，残余废气的质量为:,mr=Vr r (2-3a) 充入汽缸新鲜充量的质量为: cVss =(V

10、S+VC) a -Vr r (2-3b),为了说明缸内残余废气的比例，引入残余废气系数的概念，残余废气系数r是进气过程结束时汽缸内残余废气量与汽缸中新鲜充量的比值，由式(2-3)、式(2-3)知:,三、影响充量系数的主要因素 . 进气终了压力Pa Pa对c有重要影响， Pa越高，c值越大。 PaPS- Pa 式中， Pa为气体流动时，克服进气系统阻力而引起的压降，一般可写成:,式中:管道阻力系数。 进气状态下气体的密度，kg/m3。 管道内气体的流速，m/s。,由上式看出,进气终了压降Pa的大小主要取决于管道阻力系数和管道内气体流速,Pa是气体流过进气道的各段管道时所产生压降的总和,而进气阀处

11、是进气系统中流通截面最小、流速最大之处,也是阻力最大之处,发动机转速升高,气体流速增加,Pa显著增大(呈平方关系),使Pa迅速下降。 汽车发动机的使用特点是转速和负荷都不断地在宽广的范围内变化。,在汽油机上，进入汽缸的是空气和燃料的可燃混合气，调节负荷是改变节气门的开度来调节进入汽缸混合气量的多少，即所谓“量”调节，当汽车沿阻力减小的道路以一定速度行驶时，采用关小节气门开度的办法来保持转速一定，虽然转速不变，但节气门关小而节流损失增加，引起Pa下降，如图2-9所示。,在柴油机上，进入汽缸的空气量基本不变，调节负荷的方法是改变进入汽缸的燃料量，即所谓“质”调节，当汽车沿阻力减小的道路以一定的速度

12、行驶时，可减少供油量以减小发动机转矩，保持车速一定，由于转速不变，进气系统又无节流装置，故流动阻力基本不变，进气终了压力Pa值也基本不变或随负荷下降而略有上升，其原因是缸壁和热零件的温度有所下降，图2-10为一台柴油机Pa随负荷Pme变化的关系。,图2-11表示汽油机在不同节气门开度下，进气终了压力Pa随转速变化的关系，可以看出:当节气门开度一定时(图中某一条曲线)，转速增加， Pa下降，当节气门开度逐渐减小时(图中不同曲线)， Pa不仅下降，而且节气门保持的开度越小， Pa随转速增加而下降得越快。,.进气终了温度Ta 在进气过程中,新鲜充量经过进气管而进入汽缸, 进气管温度高于大气温度，而汽

13、缸壁、活塞顶、排气门的温度更高，因此，新鲜充量流经这些零件的表面时，受到不同程度的等压加热，加之受到汽缸内高温残余废气的影响，温度上升，密度下降，导致充量系数的下降。,影响进气终了温度Ta的主要因素有:转速、负荷、缸壁的冷却强度及进气温度等，当负荷不变而转速增加时，由于新鲜充量与缸壁接触时间短，充量被加热少，Ta稍有上升，当转速不变而负荷增加时，缸壁温度升高，使进气终了温度Ta随之上升(图2-10中Ta曲线所示)，缸壁冷却强度越小，则温度越高，新鲜充量Ta值越大，若进气温度越高，则缸壁与新鲜充量的温差越小，Ta值增加幅度减小。,. 残余废气系数r 汽缸中残余废气增多,不仅使c下降，而且使燃烧恶

14、化,特别是在汽油机低负荷运转时,因节气门关小,新鲜充量减少, r会大大增加,稀释可燃混合气,使燃烧过程缓慢,从而造成汽油机低负荷工作不稳定,经济性和排放性能变差。 排气终了时，排气管内废气的压力高,说明残余废气密度大， r上升，与进气过程同理，Pr主要决定于排气系统各段管路的阻力和气体流速，转速增高则Pr增加。,r值的一般范围见表2-2。,.配气定时 式(2-4)中，系数 及 反映了进、排气迟闭角的影响，进气迟闭角加大， 下降，但Pa可能因气流惯性而进气有所增加，排气迟闭角加大， 上升，而Pr却下降， 这表明，对c而言，存在最有利的进、排气迟闭角。,.压缩比c 提高c,可以提高充量系数,这是由

15、于c提高后,余隙容积相对减小,缸内残余废气量减少,进气初期膨胀后所占的空间减小,此外进入汽缸内的新鲜充量温差也会下降。 .进气(或大气)状态 进气温度TS下降,新鲜充量和汽缸壁的温差随之增大,加热相对增加,由式(2-5)知, c会下降,但实际进气量却增多。,第二节结束,一、减小进气门处的流动损失 气门口是进气流道中截面最小，流速最高之处，而且截面随气门升程急剧变化，所以流动损失严重，对c的影响也最大。 降低气门口流速，可以使流动阻力以平方关系下降，而且气门口流速的下降，还可以避免高速气流壅塞的不利影响，有利于提高发动机标定工况的转速。,.时面值与角面值 为保证发动机汽缸排气彻底，进气充分，要求

16、气门具有尽可能大的气体通过能力，在一定的时间里，气门的开启面积越大，一般其通过能力就越大，因此长期以来一直用一些与气门通过断面等几何因素有关的参数来评价比较气门的通过能力，其中，气门开启的时面值与角面值就是其中的两个基本参数。,在时间微元dt内通过气门的气体流量为: dm=vmf (t) dt 式中:流经气门的气体密度。 vm进气门处气体的平均流速。 dt时间内气门的开启截面积。,整个开启时间的气体流量为: m=vmf(t)dt 式中的f(t)dt称为气门的时面值，它表示了气门的通过能力，必须给予保证， 若将时间按=6nt换算成曲轴转角，则:,式中的f()d 称为气门的角面值，如图2-12c)

17、中曲线所包围的面积。,任一曲轴转角气门开启时的截面积f()可认为就是气门处气体通道的最小截面积，其最小截面积f()实际等于气门锥面和气门座之间的截锥圆环侧表面积，即: f()=ds+Lv()sincos Lv()cos (2-6) 式中，ds、Lv、 见图2-12上的标注。,当气门升程Lv较大时，式(2-6)计算结果已大于进气道截面/4(d2s-d2o)时，则取: f()=/4(d2s-d2o) (2-7) 式中，do为气门阀杆直径，图2-12c)中，f()曲线中段为常数，即为此理。,. 进气马赫数a 进气马赫数a 是进气门处气体的平均速度vm与该处声速的比值(a=vm / c)， 它能反映流

18、动对充量系数的影响，成为分析充量系数的一个特征数。 平均流速vm定义为:实际进入汽缸的新鲜充量与进气门有效时面值F(t)之比，即:,式中:m进气门开启期间的平均流量系数。 Fm进气门平均开启面积。 to、tc进气门开、关时间。 o、c进气门开、关角度。,式中:活塞面积。 Cm活塞平均速度。 、ds活塞与进气阀盘的直径。,根据一系列试验可知，在正常的配气条件下，当a超过一定数值(0.5左右)时，c 便急剧下降，如图2-13所示。这是因为，按气体动力学孔口流动规律，当孔口上游滞止压力不变时，在孔口流速到达声速后，无论孔口下游的压力(对进气门口而言则为缸内压力)降到何等程度，孔口的流量都保持常数不变

19、，此即气流的“壅塞”现象。,平均马赫数a是不同气门升程(气门口通路截面)条件下马赫数的平均值， 当a达到0.5左右时，虽然总体上未达声速，但某些小升程段的气流已接近“壅塞”，充量系数将转而加速下降， 所以，a 的进一步加大，成了发动机提高转速，强化动力性能的障碍。 由式(2-9)知，增大气门的相对通过面积，改善气门处的气体流动，提高平均流量系数，合理的配气相位，是限制a 值、提高c的有效方法，这对于高速发动机尤为重要。,. 气门直径和气门数 增大进气门直径可以扩大气流通路截面积,提高c，在双气门(一进一排)结构中，进气阀盘直径可达活塞直径的45 50，气门与活塞面积之比为0.20.25，进气门

20、比排气门一般大15 20，但由于受到结构限制，进一步增大比例已很困难。,为了进一步增大进气门流通截面，采用了多气门结构,根据优化气门数和进气门开启面积的关系可知,缸径大于80mm 时,采用二进二排结构,缸径小于80mm时,采用三进二排结构(图2-14),可获得最大开启面积,进气体积流量可大幅度增加,图2-15给出发动机实例,由此可知,多气门机与二气门机相比,不仅使c上升,充量加大,发动机最大转矩提高,而且因a数远离0.5的限值,标定转速允许进一步提高,结果,功率加大的百分比远超过转矩的增加值(表2-3)。,. 气门升程 适当增加气门升程,改进凸轮型线,减小运动件质量,增加零件刚度,在惯性力允许

21、条件下使气门开闭得尽可能快,从而增大时面值,提高通过能力,最大气门升程与阀盘直径之比Lvmax/ ds取0.260.28,可获得良好的充气质量(图2-16)。 . 减少气门处的流动损失 气流通过进气门时有图2-17所示的三种基本形式,形成这三种流型是由于气流的惯性与气体的黏性所致, 由于气流的惯性作用,使得气体不可能沿着气门、气门座的锐边形状转弯,而是形成自由射流。,在气门升程较大时(图2-17)，在气门和气门座的上边缘(1、3处)产生气流脱离，形成锥形射流， 其次，由于气体的黏性，在气门升程较小时(图2-17)射流夹着周围的气体一起运动，引起局部压力下降，使射流移向壁面，从而充满整个气门隙，

22、在气门升程处在中间值时(图2-17)则上部脱离后又接触，下部形成射流。,试验证明，减小气门座密封锥面的宽度可减小进气的流动阻力，增大流量系数，同样，在一定升程范围内，对转角处进行修圆，如修圆气门座密封面上的棱角1和气门密封锥面上端的棱角3(图2-17)，均可减少气流与气门和气门座的分离，增大有效流通截面，增大流量系数。,二、进气道和进气管 进气道和进气管必须保证足够的流通面积，避免转弯及截面凸变，改善管道表面粗糙度等，以减小阻力，提高c，为此，在高性能的汽油机上采用了直线型进气系统，如图2-18所示， 在直线化的同时，还应合理设计气道节流和进气管长度，布置适当的稳压腔容积等，以期达到高转速、高

23、功率的目的。,三、空气滤清器 空气滤清器阻力随结构而不同， 它必须在保证滤清效果的前提下，尽可能减小阻力，如加大通过断面，改进滤清器性能，研制低阻、高效的新型滤清器等，在使用中，应经常清洗滤清器，及时更换滤芯。,第三节结束,合理选择配气定时，保证最好的充气效果，改善发动机性能，是非常重要的问题，在进、排气门开闭的四个时期中，进气门迟闭角的改变，对充量系数影响最大，图2-19为105 系列柴油机在n=1500r/min时，c与进气门迟闭角的关系，进气门迟闭能够利用高速气流的惯性来增加每循环汽缸充气量，若转速一定，气流动能一定，进气门迟闭最佳角度也是确定的。,图2-20给出在不同的进气门迟闭角时，

24、 c随转速变化的一般关系， 由曲线可以看出: ()图中每条c曲线相当于在一定的配气定时下， c随转速变化的关系， c是在某一转速下达到最高值，说明在这个转速下工作，能最好地利用气流的惯性充气。 ()不同c曲线相当于在不同的配气定时下， c随转速变化的关系，如图2-20中虚线所示，因为转速增加，气流速度加大，大的迟闭角可充分利用高速的惯性充气。,()改变进气迟闭角，可以改变c随转速变化的趋向，可用以调整发动机转矩曲线，满足不同的使用要求，图中看出，加大进气门迟闭角， c最大值出现在高转速，有利于最大功率的提高，但对低速和中速性能则不利，减小进气迟闭角，能防止低速倒流，有利于提高最大转矩，但使高速

25、时的最大功率降低。,合理的排气提前角应当在保证排气损失最小的前提下，尽量晚开排气门，以加大膨胀比，提高热效率，当转速增加时，相应的自由排气时间减小，为降低排气损失，应增加排气提前角，在气门叠开期间，可以利用排气管的压力波增加c ，新鲜工质流过高温零件，降低热负荷，减少NOx ，故应安排适当的气门叠开角， 在高速发动机，特别是二气门机中，为保证足够的进、排气门时面值，也会有较大的叠开角。,目前，大多数发动机的配气定时是不能改变的，因此，最佳配气定时只能根据常用工况来确定， 在当今某些高速轿车中，已出现了电控可变配气相位机构，它能实现在各个转速下的最佳进气要求。,第四节结束,一、可变进、排气管长度

26、技术 由于间歇进、排气，进排气管中存在压力波，在特定的进、排气管条件下，可以利用压缩波来提高进气门关闭前的进气压力，利用膨胀波来使排气过程后期的残余废气减少，增大充量系数，这种效应称之为动态效应，而可变进、排气管长度技术，可使发动机在较宽转速范围利用其动态效应来增加充气量，从而提高发动机在较宽转速范围的转矩和功率。,(一)动态效应利用原理 为分析方便，将动态效应分为惯性效应与波动效应两类。 . 进气管惯性效应 如图2-21a)所示，当进气门开启时，由于活塞下行抽气，进气门端出现向缸内流动的气流，使静压力PsPo，表明压力相对Po下降而出现右行膨胀波，并以声速 向管口传播(因进气门管端气流速度v

27、c，故压力波速c-vc)，此波于L / c时刻到达管口， 是进气管长。,若设气门开启有效持续时间为ts，则有两种情况: ()tts，如图2-21b)所示，该图为气门口管端压力Ps随时间的变化曲线，第一次的返回压缩波(点画线)到达气门端时，进气门已关闭，对进气不会产生任何影响。 ()tts，如图2-21c)所示，第一次的返回压缩波(点画线)在进气后期到达，相应的虚线所示的再次反射的压缩波也处于进气后期。,为了使第一次反射压缩波在进气后期到达气门口，管长和转速n要合理匹配，转速n不变时，太长，因tts，而对c无影响，过短，多次反射回的前后压缩波、膨胀波相互抵消，效果也不大， 故只有在一合适的进气管

28、长度下，才会得到最大值，上述分析可知，惯性效应最大的条件是在进气有效持续时间ts的后半部分，即ts /2 时间内能有一次压缩波到达，因而必须满足以下条件:,因进气门开启的有效持续角se=6nts，故有: 或 从式(2-10)知，当c、se为定值式，转速上升，为获得最大惯性效应，进气管长度应随之变短，反之，则变长。,.进气管波动效应 上循环气门处的压力波动如果到下循环进气时仍未消失的话，将会对下循环进气产生直接的影响，此即为波动效应，显然，下循环进气时，正巧上循环残余压缩波到达，则会产生有利效果，反之，则出现不利影响。,已知进气门口压力波动的频率为f1=c/(4L) ，四冲程发动机转速为 时，进

29、气门的开启频率为f2=n/120，定义f1与f2之频率之比为波动次数q，即: Q=f1/f2=30c/(nL) (2-11),图2-22上表示了不同波动次数q时，气门口相邻两循环间上一循环压力波的波形，当q=1、2 正整数时，正巧下循环进气之初，上循环的残余膨胀波到达， 这样的条件显然使进气量减少，相当于图2-23b)曲线的波谷，当q=1.5、2.5时，正巧是残余压缩波到达，进气量增加，相当于图2-23b)曲线中的波峰。 如果长度不变，则在不同的n处有类似的波峰、波谷出现，如图2-23a)所示， 此曲线正是经动态修正后的单缸发动机的真实进气速度特性线。,惯性效应的压力波动衰减小，振幅大，而波动

30、效应的压力波是经过多次反射的波，衰减大，振幅小，因此，前者是主要的，利用进气系统动态效应时，除了必须精心选择进气管长度外，还应对管径、管道的截面变化和弯曲方式、稳压室容积、节流位置等作周密考虑，压力波在管道中的变化非常复杂，常根据管道中气体一元非定常流动的数值进行计算和优选方案，再通过试验最后确定进气管的结构尺寸。,. 排气管动态效应 排气门打开初期，随着废气大量涌入，在排气门处产生大的压缩波并向排气管出口端传播，在出口端又返回膨胀波，由此可见，排气管内也存在压力波，且排气能量大，废气温度高，故与进气相比，排气压力波的振幅大、传播速度快。若能在排气过程后期，特别是气门叠开期，使排气管的气门端形

31、成稳定的负压，便可减少缸内残余废气和泵气损失，并有利于新气进入汽缸。,(二)动态效应的应用 图2-24所示的是一个进气管长度可变的进气控制系统。在发动机低速运转时，进气控制阀关闭，管道变长，当发动机高速运转时，进气控制阀打开，管道变短。,图2-25所示的为进气管长度无级变化的进气系统示意图， 这种系统可利用动态效应充气，在发动机的所有转速范围内都能达到最佳效果。 图2-26所示的是使用长度不可变、二级可变和无级可变进气管的最大平均有效压力Pemax比较， 显然后者在各转速下都获得了大的c，其动力性能比前两者的都好。,二、可变气门正时及升程技术 由前述已知，为获得最大的充量系数，减少泵气损失，比

32、较理想的配气机构，应满足以下要求: ()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。,()高速时应具有最大的气门升程和进气门迟闭角，以最大程度地减小流动阻力，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。 ()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地调整，以实现最佳的进气正时，将泵气损失降到最低。,. 可变气门正时(VVT)技术 采用可变气门正时技术的发动机较多，对于双顶置凸轮轴发动机，由于进、排气门是通过用不同凸轮轴分别驱动的，而且一根凸轮轴不是通过另一根驱动，则可以用图2-27所示

33、的相位可变凸轮轴来达到改变配气正时的目的，凸轮轴的相位借助一个螺旋花键套1的移动来改变， 花键套内孔的直齿花键与凸轮轴3 端头的花键啮合，它的外螺旋花键与驱动链轮4的螺旋花键孔啮合，当花键套1在油压作用下克服复位弹簧2的弹力轴向移动时，3与4相对角位移c。,从图2-28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，由于这种机构的凸轮型线及进气持续角均不变，虽然高速时可以加大进气迟闭角，但气门叠开角减小，这是它的缺点。,. 可变气门升程技术 图2-29为三菱公司开发出的可变系统，该发动机配气机构是在凸轮轴上装置两组凸轮，即中、低速，大转矩使用的低升程、短持续期进气凸轮和高功

34、率使用的高升程、长持续期进气凸轮。 此外，该机构还可实现发动机排量可变，图2-30所示是采用这种可变气门升程技术后，与传统的配气机构的性能比较。,. 全可变气门机构 图2-31所示的是德国FEV内燃机技术公司发明的电磁控制全可变气门机构，在该电磁控制全可变气门机构中，有上下两个电磁极，一个衔铁固定在气门上。当下面的电磁极通电时，气门开到最大升程，当上面的电磁极通电时，气门被关闭，下面的电磁极的位置可以移动，以此改变气门的最大升程。,由于气门控制方式的改变，气门驱动的机械损失降低，尽管增加了电力损失，但汽油机总的损失还是降低了30% 左右，由于配气相位可灵活控制，增加了内部排气再循环量，降低了N

35、Ox排放，采用该机构的汽油机，在欧洲轻型车标准测试循环中，油耗率降低15%，HC 排放降低9%， NOx排放降低42%。,第五节结束,一、二冲程发动机的换气过程及示功图 二冲程发动机是曲轴回转一圈，活塞上下两个行程，就完成一个工作循环，它与四冲程发动机的不同之处主要在于换气过程，现用曲轴箱扫气二冲程发动机为例说明之，如图2-32所示，在工作缸下部开有排气口1、扫气口2和进气口3。,活塞由下止点向上运动，当活塞上行关闭排气口后(图2-32a的位置)即开始压缩过程，如示功图中的a-c段,上行至上止点前约1030(CA)，喷油(或点火)继而高温、高压气体推动活塞下行，即做功的膨胀过程，如示功图中的z

36、-b段，活塞下行至b点，开启排气口(图2-32b的位置)，膨胀过程结束，排气过程开始。,排气口开始打开时，缸内压力一般为0.30.6MPa，排气处于超临界状态，废气以声速流出汽缸，缸内压力迅速下降，进入亚临界状态。从排气口开始打开到缸内压力接近扫气压力，新气开始流入汽缸这段排气，称为自由排气。此时是靠缸内与排气管之间的压差排除废气，其中从排气口打开到扫气口打开这一段，又称先期排气(示功图中的b-f段)，必须保证先期排气时面值，以避免废气倒流。,当扫气口打开，已被提高压力的新鲜工质得以进入汽缸，并驱赶废气继续排出，此过程一直进行到下止点后扫气口关闭为止，由于此阶段是利用新气扫除废气，故称为扫气过

37、程，如示功图中的f-d-h段，扫气口关闭后，排气口还开着，这时由于活塞上行的排挤及排气气流的惯性，会继续排出新鲜工质和废气的混合气，直至排气口完全关闭，如示功图中的a点。,从扫气口关闭到排气口关闭这段是额外排气阶段，其中有大量新鲜工质排出，是要尽量避免的阶段，活塞继续上行，重复压缩过程，进行新的循环，从排气口开始打开到排气口完全关闭，即示功图上的b-d-a曲线，为二冲程发动机的换气过程，占130150(CA)。,在排气口开启期间，废气及新鲜工质不断从排气口流出，这部分汽缸容积不能容纳新鲜工质，称为损失容积，二冲程发动机的有效压缩是从排气口关闭后开始，故其有效工作容积为:,式中:行程损失百分比，

38、=Ve/VS=hp/s 。 hp排气口高度。 s活塞行程。 Ve排气口高度所占汽缸容积。 VS活塞行程容积。,二冲程发动机换气过程与四冲程相比可以看出，四冲程的进、排气过程是分开的，总共经历410480(CA)，而二冲程的换气过程仅相当130150(CA)，为四冲程的1/3左右，而且它又是进、排气过程同时进行，利用新鲜工质来扫除废气，新鲜工质容易与废气相混而损失，废气也不易清除干净，因此组织好二冲程发动机的换气过程较为困难，成为其特有的问题。,二、扫气泵 由于二冲程发动机的进、排气过程是重叠进行的，它利用新气扫除废气，则必须提高进入汽缸新气的压力，而设置扫气泵，扫气泵大致有如下三种类型。 ()

39、曲轴箱扫气形式如图2-32所示，它是将曲轴箱封闭起来，当活塞向上止点运动时，曲轴箱压力迅速下降，上行至活塞下边缘打开进气口(图2-32)，新鲜工质被吸入曲轴箱，该过程称为曲轴箱进气过程，直到活塞下行，活塞下边缘关闭进气口止。,再下行，活塞开始压缩曲轴箱中的新鲜工质，使其压力升高，从而起扫气泵的作用，压缩的最高压力与曲轴箱压缩比k有关，即曲轴箱最大容积与最小容积之比，即:,式中: Vk曲轴箱的最小容积。,由于曲轴箱容积大，其压缩比较低，一般范围为1.3 1.55，充量系数低，大致为0.60.7，扫气压力仅为108kPa左右,因此，要求尽可能增大进入曲轴箱的新气量,因其结构简单、紧凑，所以仅用于小

40、型汽油机及单缸柴油机上。 ()采用单独的扫气泵如图2-33，扫气泵大多用转子泵或离心泵，直接由发动机曲轴增速驱动，一般扫气压力Pk= 109150kPa。,()废气涡轮增压(见第八章)其扫气压力Pk= 140200kPa甚至更高。 由于带动扫气泵要消耗发动机的有效功，因此应在尽量低的扫气压力Pk和尽量少的扫气泵供气量的前提下，将废气清除干净和充入更多的新鲜充量。,三、扫气系统的基本形式 根据新鲜充量在汽缸中流动的性质，扫气形式可分为横流扫气、回流扫气和直流扫气三种。 . 横流扫气 图2-34为这种扫气系统的简图和气口开启面积图， 它是将扫气口与排气口布置在汽缸圆周的两对面。,为使扫气进行得完善

41、，扫气口在圆周和沿汽缸中心线方向均有倾斜角，以控制气流方向。由于扫、排气定时对称，扫气口比排气口早关，产生额外排气，而且在区易于残留废气，又可能如所示产生扫气短路现象(即新鲜充量直接由排气口流出)，所以换气效果较差。,. 回流扫气 如图2-35所示，扫气口不是正对着排气口设置，两者常位于汽缸同侧，扫气口亦在圆周和沿汽缸中心线两个方向有倾斜角，使扫气气流沿活塞顶和汽缸壁引向汽缸上部形成回流，将废气由排气口挤出，它部分克服横流换气中新鲜充量短路的现象，扫气效果比横流好，同时亦有结构简单、制造方便的优点，因而在小型二冲程发动机上获得广泛应用。,. 直流换气方案 如图2-36所示，它的主要特点是扫气气流沿汽缸轴线运动，换气品质最好，图2-36a)为气门气孔直流换气方案，由于排气门受凸轮操纵，因此可以实现不对称换气，使排气门关闭较早，以实现过后充气，为使新鲜空气不与废气掺混，扫气口沿切线方向排列，使进入汽缸的扫气空气旋转形成气垫，避免与废气相混，并将废气推出汽缸。,图2-36b)为直流对向活塞换气系统，扫、排气