配氣機構改進的必要性和方法

俞彬

摘? 要：現(xiàn)有四沖程往復活塞式內燃機上采用的氣門式配氣機構，制約了該內燃機節(jié)能減排水平的進一步提高：1.汽油機中，氣門式配氣機構向內往復開閉，使氣門頭向內伸出占用了缸內空間，導致缸內廢氣無法完全排出。在怠速、低速時，為了克服殘余廢氣的稀釋作用，需加濃混合氣，造成CO的大量生成;2.柴油機中，氣門式配氣機構的氣門頭對進氣氣流有阻礙作用，使充量系數和進氣流速成反比，為保證充量系數而降低進氣流速，導致缸內氣體運動強度不夠、油氣混合不均勻，實際運轉時造成CO、PM、NOx的大量生成。為解決上述問題，本人設計了旋轉式配氣機構。

關鍵詞：減少排放;氣門式配氣機構;旋轉式配氣機構

中圖分類號：U464.134? ? ?文獻標識碼：A? ? ? 文章編號：1005-2550（2019）02-0074-06

在所有的熱力機械里，四沖程往復活塞式內燃機（汽油機、柴油機）是應用最廣泛的，對它的節(jié)能減排研究，意義十分重大。在對該內燃機中污染物的生成機理及現(xiàn)有減排措施進行分析后，本人認為：四沖程往復活塞式內燃機污染物排放的進一步降低，受到氣門式配氣機構的制約，改變配氣機構設計，是當下減少四沖程往復活塞式內燃機污染物排放的最佳選擇，具體闡述如下。

1? ? 氣門式配氣機構改進的必要性

討論四沖程往復活塞式內燃機（以下簡稱內燃機）的減排，首先要明確內燃機污染物生成的條件。內燃機常用的HC燃料（汽油、柴油、天然氣等），在氣缸內完全燃燒時（即氧氣、溫度、燃燒時間均滿足條件時），不考慮燃料中混雜的微量雜質，將只產生CO2和H2O。而內燃機中污染物的生成主要的原因，概括的來說是：HC燃料在缺氧條件下，不完全燃燒生成的CO和PM;高溫（2000K左右）、富氧（過量空氣系數Φa≈1.1）的條件下，參與燃燒的空氣中的氧和氮發(fā)生反應生成NOx;未來得及燃燒的HC作為污染物直接排出[1]。

根據以上污染物生成的條件，首先對現(xiàn)有缸內減排技術作一個概略分析。

1.1? ?對現(xiàn)有內燃機上缸內減排技術的分析

內燃機誕生到現(xiàn)在已經有一百多年的歷史，隨著內燃機中污染物排放對環(huán)境的影響越來越大，人們對內燃機的研究方向也從最初的如何提高功率，發(fā)展到現(xiàn)在的如何減少污染物的排放。目前內燃機上采用的減排技術主要有：渦輪增壓、高壓共軌噴油、排氣再循環(huán)系統(tǒng)等，這些技術應用在內燃機上目前都取得了很好的減排效果。但要想進一步提高減排效果，這些技術都受到各種條件的制約，難以再提高。這里以高壓共軌噴油系統(tǒng)和排氣再循環(huán)系統(tǒng)為例來說明。

1.1.1 高壓共軌系統(tǒng)CRS

在柴油機上，噴油系統(tǒng)方面現(xiàn)在普遍采用高壓共軌系統(tǒng)CRS，其主要優(yōu)點是可以產生較高的噴油壓力（150～200MPa）。較高的噴油壓力配上合適的噴油嘴可以使燃料在缸內噴出的油束更細、分布的更均勻，從而使油氣混合更加均勻，減少了HC燃料燃燒時由于缺氧和富氧而產生的CO、PM和NOx[1]。

近年來，由于內燃機的使用量和保有量越來越大，人們對于節(jié)能減排效果的要求越來越高。但是目前高壓共軌系統(tǒng)的噴油壓力已經非常的高了，如果為了進一步提高減排效果而繼續(xù)提高噴油壓力，不僅會造成內燃機功率的過度損耗，還會使故障率和制造成本大幅提高。

1.1.2 排氣再循環(huán)系統(tǒng)EGR

排氣再循環(huán)系統(tǒng)EGR主要應用在汽油機上，該技術是將一部分尾氣重新輸入缸內，使缸內混合氣總熱容量大大增加，促使最高燃燒溫度下降，降低NOx的排放。EGR對中等負荷下NOx的排放有明顯影響，在中等負荷下一般10%的EGR率，可以使NOx的排放量下降50%～70%。但在大負荷或全負荷時，為保證內燃機有足夠的動力性，即使NOx的排放很多也不進行EGR。怠速和小負荷時NOx的排放不大，也不進行EGR[1]。

綜上所述，雖然現(xiàn)有內燃機減排技術已經十分優(yōu)秀，但受到各種條件的制約很難再提高。要取得進一步提高，必須要從內燃機污染物生成的原因入手，尋找新的途徑和技術措施。

1.2? ?氣門式配氣機構制約了內燃機減排水平的進一步提高

由前文內燃機污染物生成的條件分析可知，油氣混合的均勻性對于內燃機的減排效果來說至關重要。油氣混合的越均勻，混合氣體中的富氧區(qū)域和缺氧區(qū)域越少，污染物的生成就越少。而在燃油與空氣混合的過程中，燃油分布的越細密，缸內氣體運動的強度越強，油氣混合的就越均勻。所以缸內氣體的運動情況和噴油情況對油氣混合的均勻性有決定性影響。目前，噴油系統(tǒng)及噴油壓力再提高十分困難，使得適度增強缸內氣體的運動、提高換氣質量成為最合適的研究方向。

缸內氣體運動和換氣質量是依靠配氣機構來控制的?，F(xiàn)今內燃機上普遍采用的配氣機構是氣門式配氣機構。在對其原理和結構進行分析后，筆者認為，氣門式配氣機構在四沖程往復活塞式內燃機上的應用存在著二大弊病：氣門式配氣機構對進氣氣流存在著阻礙作用;氣門式配氣機構對缸內廢氣完全排出的制約。這兩個弊病限制了缸內氣體運動的增強和換氣質量的提高，具體分析如下：

1.2.1 氣門式配氣機構對進氣氣流的阻礙作用及其影響

氣門式配氣機構中，通過“菌形”氣門頭和氣門座之間的往復開閉動作來實現(xiàn)進排氣。在進氣流速較高時，進氣氣流在“菌形”氣門頭處會產生氣阻，對進氣氣流形成阻礙，造成進氣流速與充量系數相互制約成反比的現(xiàn)象。當進氣流速增大時，充量系數減小，在進氣平均流速超過0.5Ma時，充量系數急劇下降。采用氣門式配氣機構的內燃機，面對此種情況，只能通過增加氣門數量來增大進氣面積，降低進氣流速，保證充量系數。而降低進氣流速，會降低進氣氣流的動能[1]。

在燃料缸內直噴的內燃機（柴油機和部分缸內直噴式汽油機）中降低進氣氣流的動能會影響缸內氣體運動的強度，降低油氣混合的均勻性，從而使混合氣體中含氧量分布不均，造成局部富氧和局部缺氧，制約了CO、PM、NOx排放的減少。

以柴油機為例具體分析：隨著近百年來柴油機技術的飛速發(fā)展，現(xiàn)今的柴油機正常運轉時的平均過量空氣系數Φa，即使在全負荷時一般也都在1.3以上，在通常負荷下一般也都在2.0以上。在這樣的Φa下，如果達到理想的混合，干碳煙DS（PM的主要組成物質）是不可能生成的，氮氧化合物NOx的生成也不會很多。但在實際柴油機中，由于油氣混合的不均勻導致多處出現(xiàn)Φa<0.6的局部嚴重缺氧區(qū)，使DS大量生成，從而導致PM的大量生成，同時存在很多Φa=1.0～1.2的高NOx生成區(qū)[1]。在噴油壓力不宜再提高時，解決的辦法只有增大進氣流速來提高缸內氣體運動強度，以解決油氣混合不均勻問題。

不僅如此，降低進氣氣流的動能還會使進氣渦流強度降低。在直噴式柴油機運轉過程中，噴油持續(xù)角一般為20°～25°，燃料開始燃燒后，噴油嘴還會沿固定的軌跡持續(xù)噴射一段時間[1]。在此過程中如果降低了進氣渦流的強度，會使缸內渦流不能有效的將先期噴入的燃料卷入其中并隨渦流一起轉動。由于燃料是邊噴入邊燃燒的，導致后續(xù)噴入的燃料容易進入已燃燒過的區(qū)域，造成缺氧燃燒，導致CO的大量生成，嚴重缺氧時燃料還會直接裂解生成PM。

1.2.2 氣門式配氣機構對缸內廢氣完全排出的限制及其后續(xù)影響

氣門式配氣機構的氣門占據了汽缸蓋上很大一部分面積，僅進氣門流通截面積就占汽缸截面積的18～27%[1]。排氣時，氣門頭向下伸出占用了燃燒室的一定空間，使活塞為了避開氣門頭而無法上行至汽缸蓋下端面，以至于廢氣無法完全排出。

在汽油機中，怠速時，缸內油氣混合氣的進氣量較少，而此時缸內殘余廢氣所占比例相對較多，油氣混合氣被缸內殘余廢氣嚴重稀釋，導致燃燒速度減慢甚至熄火。為了保證被稀釋的混合氣能夠穩(wěn)定燃燒，必須加濃混合氣，使混合氣滿足Φa=0.6～0.8。加濃混合氣中含氧量下降，導致部分燃料缺氧燃燒從而生成大量CO[1]。

小負荷時，油氣混合氣進氣量雖然有所增加，但缸內殘余廢氣所占比例仍然相對較多，廢氣的稀釋作用依然存在。為了保證穩(wěn)定燃燒，需要使用Φa=0.7～0.9的濃油氣混合氣。此時油氣混合氣中含氧量還是很低，仍然會導致燃燒過程中CO的大量生成[1]。

怠速和小負荷時，缸內殘余廢氣對油氣混合氣的稀釋作用一直是常規(guī)汽油機的CO排放量很大的一個主要原因。尤其是車用發(fā)動機，隨著汽車保有量越來越大，交通擁堵越來越嚴重，怠速運轉所占時間比例很大，CO的排放很嚴重。

缸內廢氣的稀釋作用還對三效催化轉化器的效率有嚴重影響。汽油機上通常采用三效催化轉化器作為后處理技術來降低污染物的排放。三效催化劑轉化效率與發(fā)動機過量空氣系數Φa 有關，其中三效催化劑同時凈化CO、HC、NOx三種污染物達80%以上時的Φa=1.00，而且窗口很小，寬度只有0.01～0.02左右，且相對Φa=1.00不對稱，而是稍微偏向濃的一側。怠速時，汽油機加濃混合氣會導致過量空氣系數Φa<1.00，錯過最佳窗口，造成三效催化轉化器轉化效率低下，導致排污大增[1]。

綜上所述，缸內廢氣的稀釋作用對CO的減排存在制約關系，且對三效催化轉化器具有負面影響。而廢氣能否完全排出是受到配氣機構中氣門頭向下伸出動作的制約。如果能將缸內殘余廢氣完全排出，汽油機能夠全程燃燒Φa=1.00的均勻油氣混合氣，必將使CO的排放進一步降低。

2? ? 氣門式配氣機構改進的方法

針對氣門式配氣機構在四沖程往復活塞式內燃機上應用，存在的限制進氣流速和廢氣無法完全排出的問題，筆者設計出了旋轉式配氣機構。旋轉式配氣機構已申請國家發(fā)明專利，為避免文章過長，對于該設計的結構和原理，本文只做簡單介紹。該設計的具體詳情，請查詢國家專利局網站，專利申請?zhí)?01710104362.9。

如圖1所示，旋轉式配氣機構的基本工作原理是：汽缸蓋上分別開有排氣孔、進氣孔（通孔的大小、具體形狀根據實際需要的氣體流速大小和加工工藝而定，此處以扇形孔為例），配氣盤上開有上述同形的、用于配氣的配氣孔。

該設計通過旋轉的方式來實現(xiàn)配氣，代替了氣門式配氣機構中氣門頭往復開閉的方式。旋轉式配氣機構取消了氣門頭，對進氣氣流沒有阻礙作用，使進氣氣流在不影響充量系數的前提下，流速的大小可控可調。同時因為缸內沒有了氣門頭的阻礙，為缸內廢氣徹底排除提供了必要條件，從而使廢氣可以徹底排盡。其具體特點歸納如下：

1. 旋轉式配氣機構可滿足正時配氣的各項要求。

由往復活塞式四沖程內燃機的配氣原理可知，四沖程配氣必須要在360°內完成，即每沖程所占角度為90°[2]。 旋轉式配氣機構開始工作時，配氣盤緊貼汽缸蓋作同心轉動（旋轉方向假定為逆時針），其轉速為曲軸轉速的二分之一，如圖1所示。當曲軸位于下止點，缸內準備排氣時，配氣孔與排氣孔的初始邊相重合（即配氣盤安裝時相對于汽缸蓋的初始位置）。繼續(xù)轉動，排氣孔逐漸打開，直至配氣盤旋轉45°時，配氣孔與排氣孔重合，排氣孔開度為最大，此后逐漸減小，至90°時完全關閉。此時配氣孔的初始邊正好與進氣孔的初始邊重合（最先接觸的邊為初始邊，最后接觸的邊為終邊），配氣盤繼續(xù)轉動，進氣孔逐漸打開，轉至135°時進氣孔開度最大，此后進氣孔逐漸減小，轉至180°時，進氣孔完全關閉。在配氣過程中，缸內與進排氣道直通，中間無任何阻礙。配氣盤轉動的180°—360°用于缸內氣體的壓縮與作功沖程。配氣盤完成上述工作周期后，再繼續(xù)轉動進入下一循環(huán)。

當進氣孔或排氣孔需要早開時，只需要將進、排氣孔的始邊向前移適當的角度。同理，當進氣孔或排氣孔需要遲閉時，只需要將進排氣孔的終邊向后移適當的角度。

進氣孔的時面值[4]也與采用氣門式配氣機構的柴油機、汽油機相當（多氣門除外）。

2.旋轉式配氣機構在進、排氣過程中，當配氣孔與進、排氣孔導通時，缸內與進、排氣道直接連通，無任何障礙。在同等條件下，缸內的充量系數在任何工況下都可以保證為最大，且不受進氣流速的影響。

為證明上述特點，現(xiàn)將兩種配氣機構在同等條件的前提下，對進氣流速及充量系數進行對比分析如下：

氣門式配氣機構進氣的平均流速超過0.5Ma時，充量系數急劇下降。當平均流速超過1Ma時，充量系數己小于0.6。

為方便比較，分別取平均流速為160m/s（>0.5Ma）和320m/s（>1Ma），計算旋轉式配氣機構的充量系數：

由充量系數的定義和計算公式可知[3]，在同等條件下，即缸內殘余廢氣系數、氣體溫度相同的條件下，充量系數的大小，取決于缸內進氣終了壓力與進氣道內氣體壓力的比值。在自然吸氣的配氣機構中，進氣道內的氣壓以標準大氣壓為基準。因為平均流速涵蓋了進氣終了時的流速，所以此處暫用平均流速來代替進氣終了時的流速，計算旋轉式配氣機構的缸內進氣終了時的壓力，用以完成充量系數的比較。

計算如下：

要完成旋轉式配氣機構的缸內進氣終了壓力計算，首先要計算出氣體流動時，缸內進氣壓力與進氣道內氣體壓力之間的壓力差。

1.用平均流速來代替進氣終了時的流速，計算平均流速為160m/s、320m/s時，缸內氣體與進氣道內氣體之間的壓力差。

分析：內燃機的進氣流速是由活塞的運行速度和進氣孔的面積來決定的。當進氣門打開、活塞下行時，此時燃燒室體積增大、氣體壓力減小。當缸內氣體壓力小于進氣道內氣體壓力時，在壓力差的作用下，進氣道內氣體向缸內流動。旋轉式配氣機構在配氣時，缸內與進氣道之間直接連通，無任何障礙。進氣道內的氣體，通過缸蓋上的進氣孔和配氣盤上的配氣孔，二者共同構成的進氣通道，源源不斷的流入缸內。因此，要求出壓力差，需先求出處于進氣通道中的氣體，在初速度為零的條件下，需要多大的壓力，才能使進氣氣流產生160m/s的速度（本文僅討論配氣機構的改動，氣體與進氣通道的摩擦力忽略不計）。

計算：取進氣通道內1平方厘米面積的氣體為研究對象，設進氣通道長度為L=2cm。

己知：標準狀態(tài)下的空氣質量

M=1.29kg/m3=1.29×10-6kg/cm3，V=160m/s，V0=0，由物理學公式V=V0+αt可知，在初速度為零的條件下，速度等于加速度和時間的乘積。

由牛頓第二定律：F=M×α

及上述條件可得：F= M×α=1.29×10-6kg/cm3×2cm3×160m/s2=412.8×10-6kg×m=4.128x10-4N

同理，可求得平均流速為320m/s時

F=8.256×10-4N

上式計算出的力F是作用在1平方厘米面積上的，由此可知，缸內氣體與進氣道中的氣體的壓力差達到4.128×10-4N/ cm2時，進氣道中的氣體將通過進氣通道，以160m/s的速度進入缸內。當壓力差達到8.256×10-4N/ cm2時，氣體的流速相應提高到320m/s。

2.進氣終了壓力及充量系數

上述計算說明：當進氣流速為160m/s、320m/s時，缸內氣體的壓力與進氣道中的氣體的壓力相差極小，（在自然吸氣的內燃機中，進氣道內空氣氣壓以標準大氣壓為基準：10.1325N / cm2）分別為十萬分之4.128和8.256。也說明了在進氣通道無任何障礙物的條件下，進氣流速的變化對缸內氣體壓力影響極小，可忽略不計;因為該壓力差數值極小，可以認為以平均流速計算得出的缸內氣體壓力，是進氣終了壓力。且它與進氣道內氣體壓力的比值接近于1。

由此可以證明：采用旋轉式配氣機構的內燃機，在同等條件下，缸內的充量系數在任何工況下都可以保證為最大，且不受進氣流速的影響。

在實際運用中，上述這一特點還可以克服原氣門式配氣機構采用切向進氣道向缸內進氣時的缺點。旋轉式配氣機構配合上切向進氣道向缸內進氣，通過調節(jié)進氣道的進氣角度，可以在缸內形成不同形式的氣體運動（渦流、紊流……）;通過調節(jié)進氣孔的大小，可改變進氣流速，從而使缸內氣體運動的強度做到可控可調。

氣體運動形式和強度的可控可調，有利于確定提高缸內混合氣體均勻度的最佳運動形式和強度。實踐證明，既具有高的流通能力，又具有中等強度渦流的進氣系統(tǒng)，再配上合適的供油系統(tǒng)（油束射程增大），可對柴油機的性能有較大的改進[1]。

3.取消了氣門式配氣機構的氣門頭，為將缸內廢氣徹底排盡提供了條件。例如，后續(xù)可設計、修改活塞的結構，使其能夠根據壓縮終了與排氣終了時缸內氣體的壓力差，產生一定的彈性伸縮。通過活塞的彈性伸縮，既可實現(xiàn)將缸內廢氣徹底排盡，又可在壓縮終了時讓出燃燒室空間。對汽油機，實現(xiàn)全程燃燒Φa=1.00的均勻混合氣，使碳氫屬性的燃料完全燃燒，讓理論上的“零排放”成為可實現(xiàn)的目標。殘余廢氣徹底排盡，對柴油機可增大充量系數。

4.旋轉式配氣機構對現(xiàn)有減排技術有良好的兼容性（渦輪增壓、高壓共軌噴油、排氣再循環(huán)系統(tǒng)等）。如果與現(xiàn)有減排技術有機的結合，可進一步降低內燃機污染物的排放。

5.如圖2所示： 旋轉式配氣機構的配氣，通過與配氣盤中心軸相聯(lián)的齒輪或齒形帶來完成旋轉配氣的。省掉了以往用于控制氣門開閉的凸輪系統(tǒng)及由該系統(tǒng)帶來的弊病。結構簡單，制造成本低，以單缸為例，旋轉式配氣機構的制造成本比氣門式配氣機構一個單氣門的制造成本還要低。另外，因為配氣盤緊貼汽缸蓋旋轉，沒有往復質量，所以運動更平穩(wěn)，更可靠，使用壽命更長，故障率更小。潤滑和冷卻都很方便。

圖2為旋轉式配氣在單缸往復活塞式內燃機汽缸蓋上的安裝示意圖。

圖2所示，旋轉式配氣機構的零件包括：螺帽1、彈墊2、平墊3、配氣齒輪4、配氣盤連接軸5、墊圈6、配氣預緊彈簧7、汽缸蓋8、螺栓9、承壓盤10、鍵11、銷12、配氣盤13。

具體工作說明：配氣齒輪4將轉動通過配氣盤連接軸5傳輸給配氣盤13。其中配氣齒輪并用銷12周向固定。

火花塞或噴油嘴從配氣盤連接軸5上通孔插入并固定在承壓盤10上。

為了保證配氣盤13與汽缸蓋8之間的密封，要求配氣盤13時刻緊貼汽缸蓋8上壁。為此配氣盤連接軸5軸肩與汽缸蓋8之間安裝有墊圈6和配氣預緊彈簧7。

為了防止配氣盤13受到缸內高溫高壓氣體的壓力而產生極大的摩擦力，本發(fā)明設有與汽缸蓋8開有一樣通孔的承壓盤10。承壓盤10與汽缸蓋8通過螺栓9連接，并將配氣盤13包夾在兩者中間。配氣盤13僅受承壓盤10通孔處的缸內氣體壓力。

3? ? 結論

面對日益嚴重的環(huán)境污染問題和越來越嚴格的排放標準，本人認為：減排問題的突破口依然在內燃機自身，對現(xiàn)有的氣門式配氣機構進行改進，是一個很好選擇。旋轉式配氣機構，它能夠滿足配氣機構在正時配氣方面各項要求的基礎上，幫助減少缸內各項污染物的產生，再配上合適的后處理技術，必將使內燃機總的污染物排放大幅減少，同時還可大幅降低配氣機構的制造成本，減小故障率。

由于本人個人力量有限，無法完成旋轉式配氣機構的樣機試制。所以本文僅在理論上，客觀分析了現(xiàn)有配氣機構改進的必要性及旋轉式配氣機構的可行性和先進性。希望能為廣大內燃機從業(yè)人員提供一個在現(xiàn)有內燃機節(jié)能減排水平基礎上進一步提高的新思路。

參考文獻：

[1]周龍保，劉巽俊，高宗英.內燃機學[M].3版.北京：機械工業(yè)出版社，2013.

[2]林波，李興虎.內燃機構造[M].1版.北京：北京大學出版社，2008.

[3]羅惕乾，程兆雪，謝永曜.流體力學[M].3版.北京：機械工業(yè)出版社，2007.

[4]吳兆漢，汪長民，林桐藩，方球.內燃機設計[M].1版.北京：北京理工大學出版社，1990.

[5]楊連生.內燃機設計[M].1版.北京：中國農業(yè)機械出版社，1981.