燃氣預(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動機設(shè)計

姜寅令 齊 績

（1.東北石油大學電氣信息工程學院；2.哈爾濱工程大學自動化學院）

傳統(tǒng)汽油發(fā)動機的熱效率比較低，其原因之一就是壓縮和膨脹做功沒有分離［1，2］。絕大多數(shù)汽車發(fā)動機都是奧托循環(huán)發(fā)動機［3～5］，壓縮比等于膨脹比，其弊端是活塞做工結(jié)束后，氣缸內(nèi)仍留有較高壓強，這就使得大量有效能量被浪費，不僅如此， 活塞排氣時還要克服較高的壓強做負功，這使得傳統(tǒng)發(fā)動機熱效率非常低。 因此，膨脹比大于壓縮比的發(fā)動機應(yīng)運而生， 例如Atkinson循環(huán)發(fā)動機［6～8］、米勒循環(huán)發(fā)動機［9～11］，其熱效率可有較明顯的提升。 但是，活塞發(fā)動機是無法大幅度提升熱效率的，這是因為膨脹比過大，將大幅增加活塞在各個沖程中的行程，導(dǎo)致發(fā)動機轉(zhuǎn)速降低，增加曲軸連桿的設(shè)計難度，這對活塞發(fā)動機是較難實現(xiàn)的。

為此，筆者設(shè)計了一款燃氣預(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動機，由于其進氣沖程和壓縮沖程是在燃氣預(yù)混缸中進行的， 燃氣燃燒推動活塞做圓周運動，活塞做功后，經(jīng)過一個短暫的位置交換繼續(xù)做功，不需要排氣沖程、不需要曲軸連桿，避免了膨脹比大幅提高而產(chǎn)生的不利影響。

1 燃氣預(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動機

1.1 設(shè)計結(jié)構(gòu)

筆者設(shè)計的燃氣預(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動機主要由兩個外置的燃氣預(yù)混缸、兩個旋轉(zhuǎn)活塞及環(huán)形氣缸等組成，其橫向剖視圖如圖1所示。 發(fā)動機的進氣過程和壓縮過程是在燃氣預(yù)混缸中完成的，燃氣預(yù)混缸的吸氣容積和燃燒室的體積決定了壓縮比； 燃氣燃燒做功是在氣缸中進行的，如果氣缸工作容積是燃燒室體積的20倍，則膨脹比為20，實現(xiàn)了吸氣壓縮與膨脹做功的分離。

圖1 燃氣預(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動機橫向剖視圖

環(huán)形發(fā)動機縱向剖面圖如圖2所示， 截面為長方形的活塞在外缸體的活塞通道中圓周旋轉(zhuǎn)。燃氣預(yù)混缸結(jié)構(gòu)如圖3所示， 當主活塞在氣缸中做功時， 燃氣預(yù)混缸完成吸氣過程和壓縮過程，當主活塞在氣缸中做功結(jié)束，通過外缸擋板完成空間交換，燃氣預(yù)混缸中壓縮好的燃氣進入燃燒室。

圖2 環(huán)形發(fā)動機縱向剖面圖

圖3 燃氣預(yù)混缸結(jié)構(gòu)示意圖

圖1中是平板形外缸擋板， 實際工藝上通常采用圓柱形外缸擋板（圖4）。 圓柱形外缸擋板運行平穩(wěn)，減少了振動，并與轉(zhuǎn)動內(nèi)軸同步轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)活塞位置的轉(zhuǎn)換和對燃燒室的封閉。

圖4 圓柱形外缸擋板的結(jié)構(gòu)簡圖

圖5所示是一個主傳動軸上并列幾組單環(huán)發(fā)動機的同軸多環(huán)發(fā)動機。 可以根據(jù)汽車行駛的實際需要， 控制使用一個或多個環(huán)的發(fā)動機工作，來確保燃油的經(jīng)濟性和汽車的動力。

圖5 多環(huán)發(fā)動機縱向剖視圖

圖6為兩種不同的單向舌片橫向剖視圖。 例如，發(fā)動機工作時，A環(huán)（圖5中）帶動主傳動軸正向旋轉(zhuǎn)，單向舌片嚙合；B、C環(huán)（圖5中）不工作，相對于主傳動軸反向旋轉(zhuǎn)，單向舌片不嚙合。

圖6 兩種單向舌片橫向剖視圖

1.2 工作原理

發(fā)動機工作循環(huán)可概括為兩個過程：

a. 做功。 當旋轉(zhuǎn)的活塞通過外缸擋板后，外缸擋板復(fù)位，封閉燃燒室；此時，燃氣預(yù)混缸壓縮好的高壓混合燃氣進入燃燒室； 火花塞點火，燃氣燃燒膨脹推動活塞做功。

b. 換位進氣。 做功結(jié)束后，活塞觸動彈性緩沖器，推開外缸擋板通過；經(jīng)過位置交換，燃燒廢氣位于活塞的外部，廢氣自然排放。 排氣口開放，無排氣門。

a、b過程，如此循環(huán)往復(fù)。

2 發(fā)動機熱效率計算

探討發(fā)動機熱效率問題時，很多學者認為它受限于卡諾循環(huán)，卡諾循環(huán)中氣體的質(zhì)量始終不變，而發(fā)動機工作循環(huán)中，氣缸氣體質(zhì)量是變化的。 筆者將從發(fā)動機的基本循環(huán)——吸氣沖程、壓縮沖程、做功沖程和排氣沖程入手，推導(dǎo)汽車發(fā)動機的熱效率。 探討燃氣充分做功時，汽車發(fā)動機熱效率的極限。 假設(shè)活塞往復(fù)運動時，外界大氣壓正負功抵消， 只考慮氣缸內(nèi)氣體吸熱、做功的情況。

2.1 吸氣沖程

吸氣沖程如圖7所示。

從A到B的過程，進氣門打開，氣缸吸入燃氣，該過程缸內(nèi)氣體對外做功WAB的表達式為：

其中，p0是一個大氣壓強，p1是吸氣終了時氣缸內(nèi)的壓強，V0是燃燒室的容積，V1是吸氣終了時氣缸的容積。

圖7 吸氣沖程

2.2 壓縮沖程

壓縮沖程如圖8所示。

圖8 壓縮沖程

假設(shè)壓縮過程BC為絕熱過程，則壓縮時氣體對外做負功WBC，其表達式為：

其中，m為氣缸內(nèi)氣體總質(zhì)量，M為氣體摩爾質(zhì)量，i為自由度，R為摩爾氣體常數(shù)，p2為壓縮沖程結(jié)束時氣缸內(nèi)的壓強，T1為壓縮前氣缸內(nèi)氣體的溫度，T2為壓縮后氣缸內(nèi)氣體的溫度。

體積與壓強之間滿足絕熱方程：

2.3 做功沖程

圖9 做功沖程

做功沖程如圖9所示，其中CD為燃燒過程，壓強隨著體積的變化近似線性增加，DE為絕熱膨脹過程。

燃燒過程CD氣體吸收的熱量Q等于燃料釋放的化學能， 等于CD過程對外做功WCD與該過程內(nèi)能增量ΔECD之和，即：

其中，p3為燃氣燃燒時氣缸內(nèi)最高壓強，V3為氣缸內(nèi)壓強最高時對應(yīng)的體積，m′為燃燒生成氣體的總質(zhì)量，M′為燃燒生成氣體的摩爾質(zhì)量，T3為氣缸內(nèi)壓強最高時對應(yīng)的溫度，T4為做功結(jié)束時氣缸內(nèi)的溫度。

DE為絕熱膨脹過程， 其對外做功WDE等于內(nèi)能減少量ED-EE，即：

其中p4為做功結(jié)束時氣缸內(nèi)的壓強。 由于傳統(tǒng)發(fā)動機的膨脹比等于壓縮比，所以燃氣只膨脹做功到E′點（V4=V1），氣缸內(nèi)還有較高的壓強。 而燃氣預(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動機的燃氣可膨脹做功到E點， 這時氣缸內(nèi)末態(tài)壓強可接近一個大氣壓，即p4≈p0。

體積壓強之間滿足絕熱方程：

2.4 排氣沖程

排氣沖程如圖10所示。

圖10 排氣沖程

EF為壓縮排氣過程，壓強隨體積線性減?。?/p>

其中，p5為排氣結(jié)束時氣缸內(nèi)的壓強。傳統(tǒng)活塞式發(fā)動機排氣時氣缸內(nèi)壓強較高，其p4?p0，V4=V1。 燃氣預(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動機排氣時，氣缸內(nèi)壓強接近一個大氣壓，其p4≈p0，V4?V1。

2.5 發(fā)動機熱效率

進氣、壓縮、做功和排氣4個沖程完成一個工作循環(huán)，整個循環(huán)過程中做的總功W為：

吸收的總熱量Q為：

發(fā)動機熱效率η為：

3 兩種發(fā)動機熱效率對比

表1～3給出了不同工況下，傳統(tǒng)活塞發(fā)動機的熱效率η和筆者設(shè)計的燃氣預(yù)混缸型環(huán)形發(fā)動機的熱效率ηh。 可以看出，各種條件下燃氣預(yù)混缸型環(huán)形發(fā)動機的熱效率都高于傳統(tǒng)活塞發(fā)動機， 這是因為外置的燃氣預(yù)混缸使發(fā)動機的壓縮比和膨脹比分離開來， 發(fā)動機能夠獲得更大的膨脹比。

表1 p1=75.0kPa、V3=2.0V0時兩種發(fā)動機熱效率對比

表2 p1=82.5kPa、V3=2.0V0時兩種發(fā)動機熱效率對比

表3 p1=90.0kPa、V3=2.0V0時兩種發(fā)動機熱效率對比

4 結(jié)束語

筆者設(shè)計的燃氣預(yù)混缸型環(huán)形發(fā)動機，變傳統(tǒng)四沖程發(fā)動機的往復(fù)運動為旋轉(zhuǎn)運動，無排氣門，無連桿、曲軸等結(jié)構(gòu)。 采用壓縮和膨脹分離的全新設(shè)計理念，使發(fā)動機擁有不同的壓縮比和膨脹比，推導(dǎo)出熱效率的計算公式，通過與傳統(tǒng)發(fā)動機的熱效率對比，發(fā)現(xiàn)理論上燃氣預(yù)混缸型環(huán)形發(fā)動機可使熱效率得到較大幅度提高，對后續(xù)樣機的開發(fā)具有一定的參考價值。