姜寅令 齊 績(jī)

（1.東北石油大學(xué)電氣信息工程學(xué)院；2.哈爾濱工程大學(xué)自動(dòng)化學(xué)院）

傳統(tǒng)汽油發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)都是奧托循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)［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(qiáng)，這就使得大量有效能量被浪費(fèi)，不僅如此， 活塞排氣時(shí)還要克服較高的壓強(qiáng)做負(fù)功，這使得傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率非常低。 因此，膨脹比大于壓縮比的發(fā)動(dòng)機(jī)應(yīng)運(yùn)而生， 例如Atkinson循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)［6～8］、米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)［9～11］，其熱效率可有較明顯的提升。 但是，活塞發(fā)動(dòng)機(jī)是無法大幅度提升熱效率的，這是因?yàn)榕蛎洷冗^大，將大幅增加活塞在各個(gè)沖程中的行程，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降低，增加曲軸連桿的設(shè)計(jì)難度，這對(duì)活塞發(fā)動(dòng)機(jī)是較難實(shí)現(xiàn)的。

為此，筆者設(shè)計(jì)了一款燃?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動(dòng)機(jī)，由于其進(jìn)氣沖程和壓縮沖程是在燃?xì)忸A(yù)混缸中進(jìn)行的， 燃?xì)馊紵苿?dòng)活塞做圓周運(yùn)動(dòng)，活塞做功后，經(jīng)過一個(gè)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?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動(dòng)機(jī)

1.1 設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)

筆者設(shè)計(jì)的燃?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動(dòng)機(jī)主要由兩個(gè)外置的燃?xì)忸A(yù)混缸、兩個(gè)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(dòng)機(jī)的進(jìn)氣過程和壓縮過程是在燃?xì)忸A(yù)混缸中完成的，燃?xì)忸A(yù)混缸的吸氣容積和燃燒室的體積決定了壓縮比； 燃?xì)馊紵龉κ窃跉飧字羞M(jìn)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(shí)現(xiàn)了吸氣壓縮與膨脹做功的分離。

圖1 燃?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動(dòng)機(jī)橫向剖視圖

環(huán)形發(fā)動(dòng)機(jī)縱向剖面圖如圖2所示， 截面為長(zhǎng)方形的活塞在外缸體的活塞通道中圓周旋轉(zhuǎn)。燃?xì)忸A(yù)混缸結(jié)構(gòu)如圖3所示， 當(dāng)主活塞在氣缸中做功時(shí)， 燃?xì)忸A(yù)混缸完成吸氣過程和壓縮過程，當(dāng)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?xì)忸A(yù)混缸中壓縮好的燃?xì)膺M(jìn)入燃燒室。

圖2 環(huán)形發(fā)動(dòng)機(jī)縱向剖面圖

圖3 燃?xì)忸A(yù)混缸結(jié)構(gòu)示意圖

圖1中是平板形外缸擋板， 實(shí)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(yùn)行平穩(wěn)，減少了振動(dòng)，并與轉(zhuǎn)動(dòng)內(nèi)軸同步轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)活塞位置的轉(zhuǎn)換和對(duì)燃燒室的封閉。

圖4 圓柱形外缸擋板的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

圖5所示是一個(gè)主傳動(dòng)軸上并列幾組單環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)的同軸多環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)。 可以根據(jù)汽車行駛的實(shí)際需要， 控制使用一個(gè)或多個(gè)環(huán)的發(fā)動(dòng)機(jī)工作，來確保燃油的經(jīng)濟(jì)性和汽車的動(dòng)力。

圖5 多環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)工作時(shí)，A環(huán)（圖5中）帶動(dòng)主傳動(dòng)軸正向旋轉(zhuǎn)，單向舌片嚙合；B、C環(huán)（圖5中）不工作，相對(duì)于主傳動(dòng)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(dòng)機(jī)工作循環(huán)可概括為兩個(gè)過程：

a. 做功。 當(dāng)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(shí)，燃?xì)忸A(yù)混缸壓縮好的高壓混合燃?xì)膺M(jìn)入燃燒室； 火花塞點(diǎn)火，燃?xì)馊紵蛎浲苿?dòng)活塞做功。

b. 換位進(jìn)氣。 做功結(jié)束后，活塞觸動(dòng)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(dòng)機(jī)熱效率計(jì)算

探討發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率問題時(shí)，很多學(xué)者認(rèn)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(dòng)機(jī)工作循環(huán)中，氣缸氣體質(zhì)量是變化的。 筆者將從發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)的熱效率。 探討燃?xì)獬浞肿龉r(shí)，汽車發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率的極限。 假設(shè)活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，外界大氣壓正負(fù)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(jìn)氣門打開，氣缸吸入燃?xì)猓撨^程缸內(nèi)氣體對(duì)外做功WAB的表達(dá)式為：

其中，p0是一個(gè)大氣壓強(qiáng)，p1是吸氣終了時(shí)氣缸內(nèi)的壓強(qiáng)，V0是燃燒室的容積，V1是吸氣終了時(shí)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(shí)氣體對(duì)外做負(fù)功WBC，其表達(dá)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(shí)氣缸內(nèi)的壓強(qiáng)，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(qiáng)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(qiáng)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(xué)能， 等于CD過程對(duì)外做功WCD與該過程內(nèi)能增量ΔECD之和，即：

其中，p3為燃?xì)馊紵龝r(shí)氣缸內(nèi)最高壓強(qiáng)，V3為氣缸內(nèi)壓強(qiáng)最高時(shí)對(duì)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(qiáng)最高時(shí)對(duì)應(yīng)的溫度，T4為做功結(jié)束時(shí)氣缸內(nèi)的溫度。

DE為絕熱膨脹過程， 其對(duì)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(shí)氣缸內(nèi)的壓強(qiáng)。 由于傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)的膨脹比等于壓縮比，所以燃?xì)庵慌蛎涀龉Φ紼′點(diǎn)（V4=V1），氣缸內(nèi)還有較高的壓強(qiáng)。 而燃?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動(dòng)機(jī)的燃?xì)饪膳蛎涀龉Φ紼點(diǎn)， 這時(shí)氣缸內(nèi)末態(tài)壓強(qiáng)可接近一個(gè)大氣壓，即p4≈p0。

體積壓強(qiáng)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(qiáng)隨體積線性減?。?/p>

其中，p5為排氣結(jié)束時(shí)氣缸內(nèi)的壓強(qiáng)。傳統(tǒng)活塞式發(fā)動(dòng)機(jī)排氣時(shí)氣缸內(nèi)壓強(qiáng)較高，其p4?p0，V4=V1。 燃?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形高效發(fā)動(dòng)機(jī)排氣時(shí)，氣缸內(nèi)壓強(qiáng)接近一個(gè)大氣壓，其p4≈p0，V4?V1。

2.5 發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率

進(jìn)氣、壓縮、做功和排氣4個(gè)沖程完成一個(gè)工作循環(huán)，整個(gè)循環(huán)過程中做的總功W為：

吸收的總熱量Q為：

發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率η為：

3 兩種發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率對(duì)比

表1～3給出了不同工況下，傳統(tǒng)活塞發(fā)動(dòng)機(jī)的熱效率η和筆者設(shè)計(jì)的燃?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形發(fā)動(dòng)機(jī)的熱效率ηh。 可以看出，各種條件下燃?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形發(fā)動(dòng)機(jī)的熱效率都高于傳統(tǒng)活塞發(fā)動(dòng)機(jī)， 這是因?yàn)橥庵玫娜細(xì)忸A(yù)混缸使發(fā)動(dòng)機(jī)的壓縮比和膨脹比分離開來， 發(fā)動(dòng)機(jī)能夠獲得更大的膨脹比。

表1 p1=75.0kPa、V3=2.0V0時(shí)兩種發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率對(duì)比

表2 p1=82.5kPa、V3=2.0V0時(shí)兩種發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率對(duì)比

表3 p1=90.0kPa、V3=2.0V0時(shí)兩種發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率對(duì)比

4 結(jié)束語

筆者設(shè)計(jì)的燃?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形發(fā)動(dòng)機(jī)，變傳統(tǒng)四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)為旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，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(jì)理念，使發(fā)動(dòng)機(jī)擁有不同的壓縮比和膨脹比，推導(dǎo)出熱效率的計(jì)算公式，通過與傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)的熱效率對(duì)比，發(fā)現(xiàn)理論上燃?xì)忸A(yù)混缸型環(huán)形發(fā)動(dòng)機(jī)可使熱效率得到較大幅度提高，對(duì)后續(xù)樣機(jī)的開發(fā)具有一定的參考價(jià)值。