内燃机与燃烧分析上

内燃机与燃烧分析北京理工大学机械与车辆工程学院发动机试验室李向荣 博士 副教授35目 录一、内燃机原理11.1车用内燃机分类与工作原理11.1.1 内燃机分类11.1.2 内燃机的优缺点21.1.3 内燃机常用术语31.1.4 内燃机结构组成71.1.5 内燃机型号的编制81.1.6 内燃机工作原理101.1.6.1 四冲程发动机工作原理101.1.6.2 二冲程发动机工作原理141.2内燃机的性能指标（详细）161.2.1 示功图161.2.2 内燃机指示指标181.2.3 内燃机有效指标201.2.4 内燃机理想循环231.2.5 内燃机实际循环261.2.6 内燃机机械损失的测量301.2.7 内燃机热平衡321.3 内燃机的燃烧过程361.3.1 燃料及其性质361.3.2 汽油机燃烧381.3.3 柴油机燃烧481.3.4 内燃机工作循环计算561.4柴油机的燃油喷射过程(电控柴油机的供油和调节)571.5汽车与内燃机的匹配要求631.5.1 车用内燃机的要求631.5.2 车用内燃机指标631.5.3 内燃机特性64二、内燃机试验技术682.1内燃机试验台架的组成682.2内燃机专项试验692.3台架燃烧分析的主要试验参数（详细）692.4燃烧分析试验结果的应用692.5车载燃烧分析70一、内燃机原理1.1车用内燃机分类与工作原理1.1.1 内燃机分类发动机：将其它形式的能量转变为机械能 包括：热力发动机；电力发动机（电动机）；水力发动机；风力发动机等。热力发动机：将燃料燃烧所释放的热能转变为机械功热力发动机按其能量转换型式的不同可以分成：内燃机与外燃机内燃机：燃料燃烧后的产物直接推动机械装置作功的发动机，如活塞式发动机、燃气轮机；外燃机：利用燃料对某一中间物质进行加热，再利用中间物质所产生的气体推动机械装置作功，如蒸汽机、汽轮机、热气机（斯特林发动机，Stirling）等。通常所说的内燃机指往复活塞式内燃机。其它类型的内燃机还有：燃气轮机；自由活塞式发动机（气垫式、液压式）；转子式发动机（三角转子发动机：Wankel，汪克尔，德国）；其它特种发动机。内燃机的应用范围极其广泛，交通运输、工程机械、农业机械、矿山、石油、发电、船舶等国民经济重要部门与军用领域所需动力，绝大多数来自内燃机。1.1.2 内燃机的优缺点内燃机的主要优点是：1经济性好。它是热效率最高的热机，蒸汽机 48中型汽轮机 1420大型汽轮机 1838燃气轮机 1832内燃机 20462外形尺寸小、质量轻，便于移动。3功率范围广。单机功率可从零点几干瓦到上万干瓦，适用范围广。其他热机都达不到这种适应性。4启动迅速。正常启动只需几秒钟，并能很快地达到全负荷。而蒸汽机从启动并转变到全负荷往往需要相当长的时间。5水的消耗量少，待别是风冷机根本不需要水，6维护简单，操作方便。内燃机目前仍存在着如下一些缺点；1燃料限制。在内燃机中只能直接使用液体燃料或气体燃料。2废气中的有害成分是大气污染的主要来源。3运转时噪声大。内燃机噪声是城市噪声的重要来源。4低速时难以获得大扭短。而且当内燃机转速低于标定转速1314时，就不能保证正常工作。因此以内燃机为动力的车辆，必须设置变速机构才能满足要求。1.1.3 内燃机常用术语内燃机常用的基本术语：1上止（死）点（TDC）活塞在气缸中运动所达到的距离曲轴旋转中心最远的位置称上止点。2下止（死）点（BDC）活塞在气缸中运动所达到的距离曲轴旋转中心最近的位置称下止点。曲轴转角：CA；上止点后x曲轴转角：CA ATDC凸轮轴转角：对于四冲程发动机，它为曲轴转角的一半3活塞行程（冲程，Stroke）活塞上、下止点之间的距离称活塞行程，以S表示。对应一个活塞行程，曲轴旋转1804曲柄半径R曲轴旋转中心到曲柄销中心之间的距离称为曲柄半径，活塞行程与曲柄半径之间有如下的关系：S2R即活塞行程为曲柄半径的两倍。5燃烧室容积活塞在上止点时，其顶部以上与缸盖底平面之间的空间容积称燃烧室容积。燃烧室容积是活塞在气缸中运动所能达到的最小容积。6气缸总容积活塞在下止点时，其顶部以上与缸盖底平面之间的空间容积称气缸总容积。气缸总容积是活塞在气缸中运动所能达到的最大容积。7气缸工作容积活塞在上止点运动到下止点(或由下止点运动到上止点)所扫过的容积称为气缸工作容积。燃烧室容积Vc、气缸总容积Va和气缸工作容积Vh之间存在着如下的关系： VcVaVh8内燃机排量气缸工作容积与气缸数的乘积就是内燃机排量。以Vh表示：式中 D气缸直径，mm； S活塞行程，mm， i气缸数。9压缩比气缸总容积与燃烧室容积的比值称为压缩比，压缩比表示在进气冲程中进入气缸中的气体到压缩冲程终了时被压缩的程度。压缩比是一个重要的参数，它对内燃机的性能指标有着举足轻重的影响。一般车用内燃机的压缩比为：汽油机69，最高可达10；柴油机1320，最高可达22。10工作循环内燃机气缸中的气体由进气开始，历经压缩、燃烧、膨胀及排气等一系列的连续过程，这一系列连续过程统称为一个工作循环。11过量空气系数：燃料完全燃烧时的理论空燃比(A/F)，汽油为14.8(kg/kg)，柴油为14.3(kg/kg)。在发动机中实际燃料燃烧所供给的空气量往往大于理论空气量。燃烧1公斤燃料的实际空气量与理论上所需空气量之比，称为过量空气系数(Excess air coefficient)12充气效率：发动机进入气缸的空气质量m与进气状态下气缸工作容积充满的空气量之比，称为充气效率： 由上式可见，充气效率越大，表示实际进入气缸中的气体量越多，也就是进气过程进行得越完善，气缸工作容积利用得越充分。影响充气效率的因素主要有：（1）进气系统流动阻力；（2）缸内残余废气量；（3）进气系统和气缸壁对充量的加热；（4）配气相位；（5）进、排气系统中的气体波动效应。大致可以归纳为两个方面，即：构造方面的因素和使用方面的因素。构造方面的因素：影响最大的是进气系统的结构型式与尺才，它包括进气管道截面的大小、管道内表面光洁程度、管道弯曲的状况、气门尺寸与个数以及气门升程的大小等。此外还有进气预热机构。进气预热会降低充气效率。使用方面的因素主要是内燃机的转速与负荷。内燃机的转速对充气系数的影响主要是通过对进气终点压力的影响而起作用。当内燃机转速升高时，进气气流速度上升，使气体压力下降。内燃机负荷对充气系数的影响，在柴油机和汽油机上是不一样的。柴油机的负荷是依靠喷油泵上供油齿杆的位置来进行调节的，其进气系统的阻力是不随负荷而变化的，虽然气缸中气体温度有所变化，但这种变化对充气系数的影响是微乎其微的。但在汽油机上情况就不同了，汽油机的负荷是根据化油器上节气门的开度来进行调节的。而节气门开度的大小直接影响进气系统阻力的大小，随着汽油机负荷的加大，节气门开度也加大，进气系统阻力减小，使充气系数值上升。反之则充气系数值下降。至于如何提高充气系数，可以从以下两个方面采取措施：一是减少道气系统阻力；二是延长进气时间。减少进气系统阻力，根据上面的分桥，不外乎是：加大进气通道面积，减少通道弯曲及提高进气道内表面的粗糙度等措施。延长进气时间就是将进气门开启和关闭的时间不是选在上、下止点时、而是选在上止点之前和下止点之后。使进气门开启的延续时间不是占有180曲轴转角，而是大子180曲轴转角。车用内燃机的充气系数值：柴油机0.80.9，汽油机0.750.85。1.1.4 内燃机结构组成车用内燃机必须具备以下一些机构和系统才能保证正常的工作：两大机构、六大系统曲柄连杆机构是内燃机实现两个“转换”的主要部分。它的作用是将燃料的热能转换成机械功；将活塞的直线运动转换成曲轴的旋转运动，以达到向车辆传动装置输出功率的目的。曲柄连杆机构包括固定件(机体)与运动件(活塞连杆、曲轴)两大部分，它占据内燃机零件数的大多数。配气机构其作用是按时开启或关闭气门或气口，以保证新鲜混合气或空气进入气缸或将废气排出气缸外。燃料供给系汽油机燃料供给系是将汽油和空气加以混合，井将组成的可燃混合气供入气缸；柴油机燃料供给系是将柴油按时喷入气缸，与进入气缸的空气组成可燃混合气。另外，将燃烧以后的废气排出气缸。润滑系其作用是保证不间断地将机油输送到内燃机所有需要润滑的部位，以减少机件的磨损，降低摩擦功率的损耗，并对零件表面进行清洗和冷却。冷却系具作用是将受热机件的热量散发到大气中去，以保证内燃机在最佳温度状况下工作。起动系其作用是将内燃机由静止状态启动到自行运转的状态。点火系其作用是按时将汽油机气缸中的可燃混合气点燃。1.1.5 内燃机型号的编制内燃机的名称与型号：为了在生产、使用与维修中便于识别各种机型，国家标喉(GB72582)内燃机产品名称和型号编制规则中对内燃机的名称和型号作了统一规定。它适用于各种类型的活塞式内燃机。特殊用途的内燃机需经主管部门批准后方可另行编号。该规定的主要内容如下：1内燃机名称按其所使用的主要燃料命名，例如汽油机、柴油机、煤气机等。2内燃机型号由阿拉伯数码与汉语拼音字母组成。3内燃机型号应能反映它的主要结构，由以下四项内容组成；(1)首部：产品系列符号和换代标志符号，由制造厂根据需要自选相应字母表示经主管部门核准。 (2)中部：由缸数符号、冲程符号、气缸排列形式符号及缸径符号组成。 (3)后部：结构特征和用途特征符号，以字母表示。(4)尾部：区分符号。同一系列产品因改进需要区分时，由制造厂选用适当符号表示内燃机型号的排列顺序及符号所代表的意义规定如下：型号编制举例如下：195柴油机表示单缸、四冲程、缸径95mm、水冷、通用型。lE56F汽油机单缸、二冲程、缸径56mm、风冷。6135Z柴油机6缸、四冲程、缸径135mm、水冷、增压。12V135Q柴油机12缸、V型、四冲程、缸径135mm、水冷、车用。4l00Q4汽油机四缸、四冲程、缸径100 mm、水冷、汽车用、第四种变型产品。由于历史或地域上的原因，有些内燃机型号的编制与上述规定不符。例如：CA10B汽油机一CA为长春第一汽车厂的企业代号，10代表货车用(车型的种类代号)，B表示第二种变型车。NJ70汽油机NJ为南京汽车厂的企业代号，70表示作车用时其标定功率为70马力。CA72汽油机CA表示第一汽车厂，7代表轿车用(车型种类代号)，2表示排量范围的汽车参数代号。S195柴油机S表示双轴平衡系统，单缸、缸径为95mm。X2105柴油机X表示“新”(区别于老l05系列)，2缸、四冲程、缸径105mm。25Y6l00Q汽油机25表示载重量为2500kg，Y表示越野车用，6缸、四冲程、缸径100mm、汽车用。1.1.6 内燃机工作原理1.1.6.1 四冲程发动机工作原理四冲程内燃机的工作原理：四冲程内燃机工作循环的顺序：进气、压缩、燃烧、膨胀作功及排气1进气过程（第一冲程）：进气过程是向气缸内充填新鲜气体的过程。在此过程中，活塞从上止点向下止点移动。此时进气门打开，排气门关闭。新鲜气体通过进气通道进入气缸。当活塞到达下止点时，进气门关闭，进气过程终了。在自然进气的内燃机中，进气过程终了时气缸中的气体压力总是低于外界大气压力。这是由于以下两个因素所造成的：(1) 进气过程有阻力。空气滤清器、进气管等对进气气流产生阻力。(2) 气体进入气缸的时间极短，速度极快。以492Q发动机为例：最大转速4000 rmin，冲程92mm，则进气所占时间仅为0.0075s，其活塞平均速度为12.3ms，气流在这样短的时间内，以这样高的速度进入气缸，是来不及将气缸“充满”的。进气过程终了时，气缸中气体的温度高于外界大气温度，这是因为：(1) 在进气过程中，进入气缸的气体要与进气管、气缸壁、气缸盖和气门等高温零件接触，在接触中吸收这些高温零件的部分热量。(2) 在排气过程中，由于有燃烧室容积的存在，不可能将全部废气排除干净(这部分剽余下的废气称为余气)。因此新鲜气体不可避免地要与余气相混合，使新鲜气体温度升高。进气终了时气缸中的压力相温度值如下；一般汽油机 75kPa90kPa，360K400 K。一般柴油机 78kPa93kPa，320K350 K进、排气门开启和关闭的时刻，及其开启的延续时间以曲轴转角来表示的称为配气相位。首先，由于气门的开度对进气来说是逐步加大的，气门提前开启可以使气门在活塞到达上止点时已经有了一定的开度，当活塞由上止点向下止点运动时，气流进入气缸的通道面积加大，进气阻力减小；气门延迟关闭是当活塞到达下止点后再往上运动时利用高速气流的惯性，补充向气缸内充填一部分气体，以此来达到增大进气量的目的。从排气来看，在膨胀冲程接近下止点时，气体的膨胀功已经微乎其微了，而此时气缸中气体的压力仍大于外界大气压力，提前开启排气门有利于利用气缸内、外压力差，排出一部分废气。当活塞达到上止点时，排气门仍不关闭，这是利用废气高速流动的惯性，增大排出的废气量。这样不仅可以增加废气的排出，减小余气量，而且可以减少排气所消耗的功。必须注意，在进气上止点，前一循环的排气门和后一循环的进气门是在同一时刻同时开启的，这样可以改善换气质量。此进、排气门同时打开所对应的曲轴转角称为气门重叠角。气门重叠角必须根据内燃机具体情况通过试验来确定。重叠角过小，达不到预期的改善换气质量的目的，过大则可能产生废气倒流现象，降低了内燃机的性能指标。配气相位要根据内燃机的使用工况和常用转速来确定。车用内燃机的配气相位通常是按中等转速来确定的，即保证在此转速下充气系数达到最大值，称为低速调整。前面所述充气系数与转速的关系中，充气系数在某一中等转速达到最大值就是这个道理。内燃机的配气相位常用配气相位图来表示。2压缩过程（第二冲程）。活塞由下止点向上运动，此时进、排气门都关闭。随着活塞上行，气缸中气体被压缩，气体的压力和温度不断上升。当活塞到达上止点，气缸中气体的压力和温度达到了压缩过程中的最大值。3燃烧与膨胀作功过程（第三冲程）。在压缩过程终了时，气体在燃烧室中被点燃，快速的燃烧使燃烧室中的气体压力与温度急剧上升，从而推动活塞由上止点向下运动，通过连杆而推动曲轴旋转作功，直到活塞到达下止点，膨胀作功过程结束。4排气过程（第四冲程）。由于曲轴连续旋转而推动活塞继续上移，此时排气门打开，开始了排气过程。活塞到达上止点，排气门关闭排气过程终了。随着曲轴旋转，继续下一次工作循环。汽油机与柴油机工作原理上的差别：汽油机与柴油机的工作循环都是由进气、压缩、燃烧、膨胀与排气等过程组成。但由于它们所使用的燃料(汽油与柴油)的物理、化学性质(如粘度、蒸发性、燃点等)的差别，在促使燃料蒸发、组织燃料蒸气与空气的混合方法上，在使混合气着火的方式上，都有着重大的区别。首先，在使燃料雾化并与空气形成混合气的方式上，汽油机为预混燃烧（汽油直喷除外），因此送入气缸里的混合气是非常均匀的。柴油机在压缩过程终了时，气缸中空气的压力和温度达到了较大值(压力3.5MPa4.5MPa、温度750 K1000 K)，此时由燃科供给系通过喷油器将燃料喷入气缸，由于喷射压力很高(10 MPa以上)，喷孔直径很小，喷入的油珠极细，在空气的高温下很快蒸发成燃料蒸气，并迅速与空气混合成混合气。由于柴油与空气形成混合气的时间很短(在压缩上止点附近很小的曲袖转角范围内)混合空间很小(在燃烧室容积内)，因此柴油机混合气的混合质量比汽油机的要差，是很不均匀的。称为扩散燃烧其次，在点火方法上，汽油机有专门的点火系。由火花塞点燃可燃混合气。而柴油机没有专门的点火装置。在压缩终了时，边喷油、边混合。由于柴油机压缩比大，压缩终点气缸里气体温度比汽油机高出许多，它已超出了柴油的自燃温度，在气缸中某些区域(在此区域内燃料与空气的混合比最适合着火)就自行着火燃烧。由于柴油机是压缩后自行着火的，因此柴油机又称压燃式内燃机。1.1.6.2 二冲程发动机工作原理二冲程内燃机的工作循环与四冲程内燃机相同，也是由进气、压缩、燃烧、膨胀作功与排气等过程组成。但是二冲程内燃机的工作循环是在曲轴旋转360度，活塞进行两个行程的期间内完成的。如图12所示，气缸上有三个气孔，左侧为换气孔，右侧下面的孔为进气孔，右侧上面的孔为排气孔。此三个孔的开、闭由活塞控制。在第一行程，活塞由下止点开始向上运动。当活塞在下止点时，进气孔被关闭，排气孔与换气孔被打开，上一循环的废气通过排气排出，气缸压力降至最低，此时曲轴箱容积最小，曲轴箱内压力上升，在压差作用下，新鲜混合气经换气孔由曲轴箱流入气缸，开始了换气过程(图12d所示)。随着活塞上行，换气孔与排气孔相继关闭，混合气在气缸中被压缩(图12a所示)。压缩过程一直延续到活塞到达上止点为止，此时火花塞跳火点燃混合气，开始了燃烧过程(图12c所示)。在第一行程中，当活塞向上运动到一定位置时，活塞下端让开了进气孔(图12b所示)。由于曲油箱容积增大，压力下降，新鲜混合气便由进气孔进入曲轴箱。在第二行程，活塞由上止点向下运动。在混合气被点燃后，开始了燃烧过程，气缸中压力迅速上升，推动活塞向下运动进入了膨胀作功过程。在活塞下行到一定位置时，活塞上端让开了排气孔(图l2d)，燃烧后的废气由此孔排出气缸外，紧接着换气孔打开，新鲜混合气由曲轴箱经换气孔进入气缸。此时，向气缸填充新鲜混合气和向气缸外排除废气同时进行，这就是换气过程。换气过程可以利用新鲜混合气充入气缸来进一步驱除废气。由上述分析可见，在排气孔与换气孔同时开启的换气过程中，既有利于驱除废气，同时也不可避免地造成一部分新鲜混合气在换气过程中随同废气一同被徘出气缸外。二冲程内燃机与四冲程内燃机相比较，具有如下的优、缺点：1升功率高。当气缸数i、气缸直径D、活塞行程S与转速n相同时，二冲程内燃机所发出的功率理论上是四冲程内燃机的两倍(实际上由于行程损失，约为四冲程内燃机的1.51.7倍)。2由于作功频率是四冲程内燃机的两倍；工作平稳性较好，可以采用较小的飞轮。3全部或部分采用气口换气，使配气机构简化，因而结构简单、使用维修方便。4热损失较小，冷启动比较容易。但是，二冲程内燃机也存在着一些严重的缺点：1由于换气质量差，燃烧条件变坏，使燃油消耗率偏高。特别是二冲程汽油机有一部分新鲜混合气在换气过程就随废气排出气缸外。排气污染严重。2由于作功频率高，热负荷较高，机体与活塞工作温度高(活塞顶的平均温度要比四冲程内燃机的高出5060)。3由于作用于曲柄连杆机构上的力总是朝向一个方向，这对于清除积碳及润滑都是极其不利的。由于2、3两点原因，二冲程内燃机的工作寿命和工作可靠性都不如四冲程内燃机。由于存在着上述的缺点，二冲程内燃机在车辆上的使用远不如四冲程内燃机那样普遍。但由于它结构简单、质量轻、维修方便而较广泛用于摩托车上。1.2内燃机的性能指标（详细）1.2.1 示功图气缸内压力随工作容积或曲轴转角变化曲坐标因称为示功图(Indicator diagram)。发动机示功图有两种基本形式以气缸工作容积为独立变量的称为PV示功图。以曲轴转角为独立变量的称为P示功图。示功图是借助于专门的仪器从气缸内部测得的。示功图是了解气缸内部工作过程，探索各种因素对工作过程影响的重要资料。示功图的形状和发动机的工作状况、工作过程的特点及燃烧室结构型式有关并直接影响发动机的性能指标。四冲程废气涡轮增压发动机的PV示功图(图13)和非增压的基本相似。不同方面有两点：(1)工质参数高。增压时，进入气缸的新鲜气体是由压气机供给的压缩气体，其压力和温度都高于外界大气的压力和温度。另一方面，由于每循环进气量增加，可使参加燃烧的燃料量相应增加，而这又相当于给每循环的热量增加，使气体的温度、压力都随之上升。(2)进气压力线高于排气压力线。二冲程发动机的PV示功图(图14)与四冲程发动机相比，只有换气过程(进气和排气)有所不同。二冲程发动机没有单独的进、排气冲程。1.2.2 内燃机指示指标根据示功图求得的动力性指标和经济性指标称为指示指标。它们反映气缸内工质的(示功图的)作功能力和热量转变为功的效率。(1)指示功每循环的指示功(indicated work)由pV示功图的压力闭合曲线包围的面积来确定。图15表示四冲程和二冲程发动机的示功图的作功面积。由图可见，四冲程非增压发动机的示功图(图15(a)由两部分面积组成，其中F1代表有用功(十)，是由压缩和膨胀冲程获得的功，F2代表损失功()，是进气冲程和排气冲程消耗的功，它也称泵气损失功。为了试验测量的方便，常将泵气损失功归属于机械损失功中。因此，每循环的指示功相当于面积F1代表的功，即 四冲程增压发动机(图15(b)由于进气冲程的压力高于排气冲程的压力，则泵气功(相当于F2)为正功。二冲程发动机示功图的整个面积F，代表指示功。(2)平均指示压力气缸尺寸一定时，指示功和平均指示压力(indiated mean effective pressure简写I.M.E.P.)成正比，即 (N.m)式中 pi平均指示压力(Pa)； Vh气缸工作容积(m3)。(3)指示功率每循环占用的时间：每缸的指示功率为：(4)指示热效率和指示燃油消耗率指示热效率： Qi气缸内工质的加热量指示燃油消耗率： 1.2.3 内燃机有效指标(1) 有效功率发动机运转时，由于内部有机械损失，所以，曲轴输出的功率总是小于气缸内发出的指示功率，即有效功率：式中 Ne有效功率(brake output)，即从曲铀输出的功率 Nm机械损失功率(Mechanical losses)，内燃机的机械损失功率为： 其中，NT-发动机运动零件的摩擦功率，如活塞和活塞环对气缸壁的摩擦，等等； Na-带动辅件消耗的功率，如水泵、机油泵、喷油泵、风扇及电机等； Np-泵气损失功率； Nc-驱动机械增压器或换气泵消耗的功率； Nh-发动机运动件和空气的摩擦损失功率，如连杆、飞轮等。上表数据中，汽油机偏低限，柴油机偏高限。另外，影响机械损失的因素还有：压缩比；转速；负荷；机油粘度（发动机的热状态）。(2) 机械效率指示功率转换为有效功率的百分比以机械效率(mechanical efficiency)表示，即 (3) 平均有效压力平均有效压力(brake mean effective pressure， BMEP)与有效功率同样有如下关系： （每缸）(4) 有效扭矩发动机的输出有效扭矩与有效功率和转速的关系： (kW)(5) 有效热效率和有效燃油消耗率评价整个发动机工作经济性的指标是有效热效率(brake thermal efficiency)和有效燃油消耗率be(ge)(effective specific fuel consumption)。有效热效率表示加入发动机的热量中，转变为有效功的百分比。 (6) 性能参数之间的关系 因此，提高内燃机功率的主要途径为：提高指示热效率；提高机械效率；提高每循环进气量；提高转速；在有效燃烧条件下降低。1.2.4 内燃机理想循环内燃机的实际热力循环是燃料的热能转变为机械能的过程，在进气、压缩、燃烧、膨胀和排气等过程中，由燃料与空气组成的工质，无论在质或量上都时刻发生着变化，伴随着各种复杂的物理、化学过程，同时，机械摩擦、散热、燃烧、节流等引起的一系列不可逆损失也大量存在，要准确地从理论上描述内燃饥的实际过程，在目前条件下还是十分困难的。为了分析内燃机中燃料热能利用的完善程度及其主要影响因索进而为提高能量利用率指明方向，通常将实际循环进行若干简化，忽略些次要的影响因素。并对其中变化复杂、难于进行细致分析的物理、化学过程如可燃混合气的准备与燃烧过程等)进行简化处理，从而得到便于进行定量分析的假想循环或简化循环，通常称之为内燃机的理论循环。通过对理论循环进行研究可以达到以下目的：1)用简单的公式来阐明内燃机工作过程中各基本热力参数间的关系，以明确提高以理论循环热效率为代表的经济性和以平均压力为代表的动力性的基本途径。2)确定循环热效率的理论极限，以判断实际内燃机经济性和工作过程进行的完善程度以及改进潜力。3)有利于分析比较内燃机不同热力循环方式的经济性和动力性。在进行理论循环研究之前，首先必须对内燃机的实际过程进行必要的简化假设：1)以空气作为工作循环的工质，为理想气体，在整个循环中的物理及化学性质保持不变，工质比热容为常数。2)不考虑实际存在的工质更换以及泄漏损失，工质的总质量保持不变，循环是在定量工质下进行的，忽略进、排气流动损失及其影响。3)把气缸内的压缩和膨胀过程看成是完全理想的绝热等熵过程，工质与外界不进行热量交换。4)分别用假想的加热与放热过程来代替实际的燃烧过程与排气过程，并将排气过程即工质的放热视为等容放热过程。根据对燃烧过程即加热方式的不同假设，可以得到不同的理论循环。理论循环的假设越符合实际情况，则分析得到的结论也越接近于实际。内燃机的理论循环有三种形式，分别是等容加热循环、等压加热循环和混合加热循环。图3l是三种理论循环的示功图，其中，图31a为等容加热循环，图31b为等压加热循环，图3lc为混合加热循环。表31给出了上述各种理论循环的热效率分析表达式以及有关特点。根据上述三种理论循环的热效率表达式不难得出：当初始状态一致且加热量及压缩比相同时，等容加热循环的热效率最高，等压加热循环的热效率最低，混合加热循环的热效率介于两者之间；当最高循环压力Pz(或称为最高燃烧压力，爆发压力，爆压)相同、加热量相同而压缩比不同时，等压加热循环的热效率最高，等容加热循环的热效率最低，混合加热循环的热效率仍介于两者之间。同时，分析上述热效率表达式，还可以得到如下结论：1)提高压缩比可以提高工质的最高温度，扩大了循环的温度阶梯，增加了内燃机的膨胀比，从而提高了热效率，但提高率随着压缩比的不断增大而逐渐降低。2)增大压力升高比可以增加混合加热循环中等容部分的加热量，提高了热量利用率，因而可使热效率提高。3)压缩比以及压力升高比的增加，将导致最高循环压力的急剧上升。4)增大初始膨胀比，可以提高循环平均压力，但由于等压部分加热量的增加，导致循环热效率随之降低，因为这部分热量是在膨胀比不断降低的情况下加入的，做功能力下降。5)等熵指数增大，循环热效率提高。以上从理论循环中所得到的结论，在用于指导实践时，必须考虑到内燃机实际工作条件的约束和限制：1)结构条件的限制 尽管从理论循环的分析可知，提高压缩比和压力升高比时提高循环热效率起着有利的作用，但将导致最高循环压力的急剧升高，从而对承载零件的强度要求更高，这势必缩短发动机的使用寿命，降低发动机的使用可靠性，对于上述参数的选择必须根据具体情况权衡利弊而定。2)机械效率的限制 内燃机的机械效率是与气缸中的最高循环压力Pz密切相关的，因为该值决定了曲柄连杆机构的质量、惯性力以及主要承压面积的大小等。不加限制地提高压缩比以及压力升高比将引起的下降。从有效指标上看，将直接导致压缩比以及压力升高比提高而带来的收益得而复失。这一点，对于本来压缩比已经很高的柴油机来说更为明显。3)燃烧方面的限制 若压缩比定得过高，汽油机将会产生爆燃、表面点火等不正常燃烧现象。对于柴油机而言，过高的压缩比将使压缩终了的气缸容积变得很小，对制造工艺的要求极为苛刻，燃烧室设计的难度增加，也不利于燃烧的高效进行。目前，柴油机的压缩比一般在1222之间，最高循环压力在714MPa，压力升高比在1.32.2左右。汽油机的压缩比在612，最高循环压力38.5MPa，压力升高比在24。1.2.5 内燃机实际循环内燃机的实际循环与理论循环相比，存在着许多不可逆损失，往往达不到理论循环的热效率和循环平均压力值。分析实际循环与理论循环之间的不可逆损失，有助于攀捏两者之间的差异，从而为提高内燃机工作过程的完善程度指明努力的方向。这些损失有：一、工质不同的影响；二、换气损失；三、传热损失；四、燃烧损失；五、流动损失；六、工质泄露损失为了说明这些差异和各种损失情况，图32给出了以混合循环自然吸气式柴油机为例的理论循环与实际循环示功图，其差别分别阐述如下。一、工质不同带来的影响理论循环的工质是理想的双原子气体，并假定其物理化学性质在整个循环过程中是不变的在实际内燃机循环中，燃烧前的工质是由新鲜空气、燃料蒸气和上一循环残余废气等组成的混合气体，燃烧过程中及燃烧后，工质的成分及数量不断发生着变化，三原子气体占多数，其比热容比两原子气体大，且随着温度的上升而增大，在燃烧产物中还存在着一些成分的高温分解以及在膨胀过程中的复合放热现象。上述因素中，以工质对比热容的影响为最大，其他各项的影响较小一些。这就意味着由于比热容随温度上升而增大，对于相同的加热量(燃料燃烧放热量)，实际循环所能够达到的最高燃烧温度小于理论循环，其最终的结果是使循环热效率下降，循环所做的有用功减少：例如，对于压缩比为18、过量空气系数为1.5、最高压力为8MPa的混合循环，其理论热效率大致为060；当考虑到工质的实际物性时，其热效率将降低到0.51。从图32的内燃机pV图中可以看出工质对理论循环的影响。由于比热容随温度的增加而增大，燃烧膨胀线和压缩线(虚线所示)分别低于理论循环的燃烧膨胀线和压缩线(点实线)，其中燃烧膨胀线由于比热容增加的幅度较大而导致下降幅度也大一些。同时，上述曲线所围成的示功图面积也小于理论循环的示功图面积。二、换气损失理论循环是闭式循环，没有工质的更换也没有任何形式的流动阻力损失。在实际循环中，吸入新鲜空气与燃料，排气时排出燃烧废气，这是循环过程得以周而复始进行所必不可少的。为尽可能降低排气阻力，排气门需要提前开启，燃气在膨胀到下止点前从气缸内排出(沿b1d1线)，这将使示功图上的有用功面积减少(因中阴影区)；在扫气和吸气行程中，气体在流经进排气管、进排气道以及进排气门时，不可避免地存在着流动阻力损失，也需要消耗一部分有用功。上述两项之和称为实际循环的换气损失。此外，由于进气压力(压缩始点压力)pa低于大气压力，使整个压缩线ac位于理论压缩线atct的下方。三、传热损失理论循环假设与工质相接触的气缸壁面是绝热的，两者间不存在热量的交换，因而没有传热损失。实际上，缸套内壁面、活塞顶面以及气缸盖底面等(统称壁面)与缸内工质直接相接触的表面，始终与工质发生着热量交换。在压缩初期，由于壁面温度高于工质温度，工质受到加热；随着压缩过程的进行，工质的温度在压缩后期将超过壁面温度，热量将由工质流向壁面；随后，进入燃烧以及膨胀期，工质连续不断地向壁面传出热量。这样，与理论循环相比，示功图上减少的有用功面积将大于压缩线下所增加的面积，其差值即为实际循环的传热损失。传热损失的存在，使循环的热效率和循环的指示功都有所下降，同时增加了内燃机受热零件的热负荷。在图32中，传热与流动损失的存在，使示功图形状如实线所示。四、燃烧损失根据理论循环对燃烧过程的处理，燃烧是外界热源向工质在一定条件下的加热过程。燃烧(加热)速度根据加热方式的不同而有差异，如在等容加热条件下，热源向工质的加热速度极快，可以在容积不变条件下瞬时完成；在等压加热条件下，加热的速度是与活塞的运动速度相配合的，以保持缸内压力不变。实际的燃烧过程需要经历着火准备、火焰传播与扩散、后燃等环节，燃烧速度受到多种因素的制约，与理论循环有很大的差异，这种差异所造成的与燃烧有关的损失，主要体现在以下两个方面。1燃烧速度的有限性由于实际上燃料的燃烧速度是有限的，燃烧的进行需要足够的时间，这就造成了内燃机实际循环中的一个重要的损失燃烧速度的有限性所形成的损失，它带来了以下几方面的不利影响：(1)压缩负功增加 为了提高热效率，必须使燃烧能够在上止点后不久即告结束，为此就需要在上止点前提前喷入燃油或进行点火。这样，实际的燃烧过程在上止点前就已经开始，从而造成了压缩负功的增加。(2)最高压力下降 由于传热损失的存在、燃烧速度的有限性以及活塞在上止点后由上行变为下行运动而使气缸体积增大，使得压力升高率明显低于理论循环值，于是实际循环的最高压力有所下降。(3)初始膨胀比减小 理论循环假定全部热量是在某一点(zt点，见图32)前完全加热(燃烧)完毕，压力达到最大，而后进入膨胀过程；而实际的燃烧过程则由于传热损失、不完全燃烧、后燃以及活塞运动等因素，使初始膨胀比减小(zz1ztzt)。以上种种影响因素，使得实际的燃烧过程偏离理论循环的等容和等压过程，增加了压缩耗功，减少了膨胀有用功，最终使指示热效率和平均指示压力与理论循环相比均有明显的降低。2后燃以及不完全燃烧损失理论循环中认为，加热过程结束之后即转入绝热膨胀过程。在实际过程中，经常由于供油系统供油不及时、混合气准备不充分、燃烧后期氧气不足等原因而导致燃烧速度减缓，仍有部分燃油在气缸压力达到最高点后继续进行燃烧，称之为后燃。根据发动机转速以及混合气的不同情况，后燃可能持续到上止点后40。一80。(CA)才结束，但也有可能一直拖延到排气门打开之时。除此之外，还有少量燃油由于未来得及燃烧而直接排出机外，从而引起不完全燃烧损失。后燃期间，热功转换效率由于膨胀比小而大大降低，不完全燃烧更直接导致了燃料化学能的损失。燃烧损失是一个不容忽略的损失。为了计及该损失的大小，有必要引入燃烧效率的概念。为此，将内燃机视为一个开口系统，该系统与周围环境(大气)交换热量和机械功；由燃料和空气组成的反应物流入系统，流出系统的是燃烧产物(废气)。燃烧效率的定义为：燃料在该系统内经燃烧反应所释放出的总热量与燃料所能释放的总能量之比。具体的计算式建立在化学热力学基础上。图33是不同型式内燃机的燃烧效率随当量燃空比的变化情况当量燃空比定义为混合气的实际燃空比与该燃料化学计量燃空比之比，它是过量空气系数的倒数。可见，汽油机采用稀混合气时，其燃烧效率通常在9598的范围内；而当混合气加浓后，由于空气中缺氧使燃料燃烧不完全，燃烧效率下降，且下降幅度随混合气的变浓而增大。相对而言，柴油机由于一直运行在混合气较稀的状态，其燃烧效率相对较高，大约为98。1.2.6 内燃机机械损失的测量机械损失的测定方法有好几种，但要借以获得较精确的数值还是困难的。1示功图法运用传感器测取示功图，从中算出指示功Pi值，然后用测功机测出有效功率，从而可以算出机械损失功Pm，值，这种直接测定方法是在真实的试验工况下进行的，从理论上讲也完全符合机械损失的定义，但试验结果的正确程度住往决定于示功图测录的正确程度，其中最大的误差来源于p图或pV图上活塞上止点位置不易正确地确定。2倒拖法这种方法在具有电力测功器的试验条件下方可进行。试验时，发动机与电力测功器相连，当发动机以给定工况稳定运行，冷却水、机油温度到达正常数值时，切断对发动机的供油，将电力测功器转换为电动机，以给定转速倒拖发功机，并且维持冷却水和机油温度不变，这样测得的倒拖功率即为发动机在该工况下的机械损失功率。与实际运行情况相比，首先，气缸内不进行燃烧过程，气缸内不进行燃烧过程，作用在活塞上的气体压力在膨张行程中大幅度下降，使活塞、连杆、曲轴的摩擦损失有所减少；其次，按这种方法求出的摩擦功率中含有不应该有的泵气功这一项，且由于排气过程中温度低、密度大，使泵气功比实际的还大；再次，倒拖在膨胀、压缩行程中，由于充量向气缸壁的传热损失，以致于pV图上膨胀线和压缩线不重合而处于它的下方，出现了图26上所示的负功面积。实际上，在测量该工况的有效功率时，这部分传热损失已被考虑在内。这三种因素的综合结果是：倒拖时所消耗的功率要超过柴袖机在给定工况工作时的实际机械损失，在低压缩比发动机中，误差大约为5，在高压缩比发动机中，误差有时可高达(1520)因而此方法在测定汽油机机械损失时得到较广泛的应用。3灭缸法此法仅适用于多缸发动机。当内燃机调整到给定工况稳定工作后，先测出其有效功率之后在喷油泵齿条位置或节气门不变的情况下，停止向某一气缸供油或点火。并用减少制动力矩的办法迅速将转速恢复到原来的数值，并重新测定其有效功率。这样，如果灭缸后其他各缸的工作情况和发动机机械损失没有变化，则灭缸前后的有效功率差即为被熄火的气缸原来所发出的指示功率。依次将各缸灭火，最后可以从各缸指示功率的总和中求得整台发功机的指示功率，然后可以求出Pm，值。采用这种方法时，只要停止一缸的燃烧不致引起进、排气系统的异常变化，如排气管结构不致因一个气缸灭火而引起足以破坏其他气缸换气规律和充量系数的排气压力波的情况下就会相当准确，其误差在5以下。对于汽油机，由于进气情况的改变，往往得不到正确的结果。4油耗线法经推导，平均有效压力pme和平均机械损失压力pm与油耗的关系为：图27为柴油机在转速不变的情况下进行负荷特性试验，每小时燃油消耗量与平均有效压力的关系曲线。如果把燃油消耗量曲线延长并求出其与横坐标轴的交点，就可以求得pm值。这个方法虽然只是近似的方法，但只要在低负荷附近，燃油消耗量曲线为直线就相当可靠，即使没有电力测功器和示功器也能进行测定。但是，这种方法不适用于用节气门调节功率的汽油机。当测得其A值后，其机械效率可近似地用下式估算： 在以上所介绍的几种测定机械效率的方法中，倒拖法只能用于配有电力测功器的情况，因而不适用于大功率发动机，而较适用于测定压缩比不高的汽油机的机械损失。对于排气涡轮增压柴油机(pb0.15MPa)，由于倒拖法和灭缸法破坏了增压系统的正常工作，因而只能用示功图法、油耗线法来测定机械损失。对于排气涡轮中增压、高增压的柴油机(pb0.15MPa)，除示功图外，尚无其他适用的方法可取代。一般内燃机的机械效率大致在以下范围：非增压柴油机 0.780.85增压柴油机 0.800.92汽油机 0.800.901.2.7 内燃机热平衡内燃机(Heat balance)是热机中热效率最高的发动机。进入气缸内的燃料燃烧后产生的热量只有一小部分转变为有效功，其余由于各种原因而损失掉了。图51表示一台增压发动机的热量分配情况。根据热平衡可以明确改善热量利用的方向，并给出冷却系统设计的原始参数。气缸工作空间的壁面由于从高温气体接受并传出大量的热，使壁面温度升高，所以，这些零件不仅承受机械负荷而且承受热负荷。热平衡表明燃料完全燃烧所产生的热量的分配情况。根据热力学第一定律，相当于燃料热值的能量必然以一定的形式存在。一般讲的热平衡是指外热平衡，又称主要热平衡。外热平衡由以下各项组成： Q发动机所燃烧燃料的热值。Qe发动机每小时做功的热当量。Qc冷却介质带走的热量。Qo润滑油带走的热量。QoQ在汽油机约为24，在柴油机约为67用机油冷却活塞顶的发动机中，可以超过10。能测量Q。时，它是独立的一项；不能测量时，Q。并入剩余项QRes中；Qg废气带走的热量。QRes热平衡的剩余项，包括所有未测量的各项损失。如摩擦损失的热当量，排气动能的热当量，发动机向周围介质辐射传热等。从以上热平衡各项的分配情况可见，燃料的热值仅2040左右转化为有效功，其余6080都损失掉了，其中主要由废气带走，其次是由冷却介质带走的。采用废气涡轮增压可利用废气的部分能量。减少冷却介质带走的热量，则废气带走的热量将增加。这种热平衡变化，可使废气涡轮的功率增加，从而提高整个动力装置的热效率。采用高温冷却(提高冷却系的介质压力和隔热发动机都会使热平衡发生这样的变化。发动机热负荷表示其主要零件的温度水平。发动机工作时，活塞、气缸盖、气缸套和气门承受的热负荷最大。零件的高温导致间隙减小，材料强度降低，零件内温度梯度增大，而后者使热应力提高。活塞过热会引起活塞环卡死、活塞拉缸、活塞顶烧损和产生裂纹。缸套过热引起变形，使机油油膜强度下降，加速润滑油老化。缸盖过热使气门鼻梁区产生裂纹、气缸垫穿孔、失去密封性。气门过热会产生变形，使金属腐蚀、在锥面上形成裂纹和剥落。