《发动机原理》双语教案(chapter 6)

第一篇：《发动机原理》双语教案(chapter 6)

Chapter 6

Engine Operating Characteristics

Key: Engine load characteristics, speed characteristics, universal characteristics Difficult points: Analyze the tendency of speed characteristics and its application.Section 1 Engine performance parameters

6.1 Engine performance parameters

The practical engine performance parameters of interest are power, torque and specific fuel consumption.The relative importance of these parameters varies over an engine’s operating speed and load range.The maximum or normal rated brake power and the quantities such as bmep derived from it define an engine’s full potential.The interrelationship between engine performance parameters is the basis of engine characteristics analysis and the explanation of the curves.The relations between main parameters and procedure variables are given below:

(1)Brake power: peK1vmin(2)Brake torque: TtqK2vmi1(3)Brake specific fuel consumption: beK3vmi(4)Fuel consumption rate: BbePeK4nWhere k1,k2,k3,k4 is constant;ηv is volumetric efficiency;λ is relative air/fuel ratio;ηi is indicated efficiency;ηm is mechanical efficiency;n is engine rotary speed.Section 2 Engine load characteristics Relation between the instantaneous value of main engine economic parameters and engine load, when engine speed is maintained constant, is known as engine load characteristics.The curve representation is known as load characteristics curve.6.2.1 Load characteristics of SI engine 1.Definition

Opening the throttle valve by matching increased dynamometers brake load gradually to keep the engine speed in constant ,the variation relations between engine

brake specific fuel consumption be and fuel consumption rate B with brake power Pe(brake mean effective pressure Pme ,brake torque Ttq)is termed as load characteristics of SI engine.When the opening of throttle valve, bothηi and ηm

rise, thus the bsfc be drops drastically.As in heavy duty when rich mixture needed, incomplete combustion causes the decreases of indicated efficiency, this makes the bsfc be rise up.6.2.2 Load characteristics of CI engine Moving the injector pump rack to change the oil supply Δb by applying matched dynamometers brake load to keep the engine speed in constant ,the variation relations between engine brake specific fuel consumption be and fuel consumption rate B with brake power Pe(brake mean effective pressure Pme ,brake torque Ttq)is referred as load characteristics of CI engine.When the control rack or rod moving to positive direction for fuel injection, both ηi and ηm

rise at the beginning, thus the bsfc be drops drastically.Then richer mixture results in the decrease of indicated efficiency, but the ηm, counter action of the two variables form a relative horizontal line of bsfc be in heavy load operation.6.2.3 Comparison of SI engine load characteristics with CI engine 1.Bsfc of SI engine is higher than that of CI engine

The compression ratio of CI engine is more higher than that of SI engine, and the volumetric efficiency is higher too.SI engine burn with leaner mixture, that is to say, with excessive air, thus the indicated efficiency of CI engine is higher than that of SI engine, which results in the lower bsfc in CI engine.2.The curve of SI engine bsfc is more curvature than that of CI engine 3.The exhaust temperature of SI engine is higher than that of CI engine

The higher compression ratio of CI engine gives a fully expansion of burnt charge, which results in the lower exhaust temperature more in SI engine.Section 3 Engine speed characteristics

With the fuel control mechanism（rack，rod or throttle valve)fixed, the variation relations between engine main performance parameters(brake torque, brake power and bsfc)with engine speed is referred to engine speed characteristics.The characteristic derived with the fuel control mechanism fixed in maximum fuel supply position is termed as full-load characteristics.6.3.1 Speed characteristics of SI engine 1.Definition

With the throttle valve fixed, the variation relations between engine main performance parameters such as brake torque, brake power and bsfc with engine speed is referred to speed characteristics of SI engine.1)Curve of brake torque TtqK2vmiThe main factors that influence brake torque are ηi , ηm , ηv and λ.(1)Indicated efficiency ηi peaks at a middle speed(Fig.7.6(a)).While in too high engine speeds, the combustion duration counted with crank angle is extended, this reduces the combustible efficiency, thus the ηi.(2)Mechanical efficiency ηm decreases with increasing of engine speed(Fig.7.6(b)).When engine speeds up, increases in mechanical loss, accessories consumption and pumping loss decrease the mechanical efficiency.(3)Volumetric efficiency ηv peaks at certain engine speed(Fig.7.6(c)).With fixed throttle position and fixed valve timing, the volumetric efficiency curve rises slightly in low engine speed and drops drastically in high engine speed due to the fast growing frictional loss in inlet pipes and passages.(4)Relative A/F equivalence ratio λ increases modestly with increasing of engine speed(Fig.7.6(d)).It has modest effect on brake torque.2)Curve of brake power With increasing engine speed, the brake torque increases, so the brake power rises rapidly.As MBT is reached, the brake torque drops, which slow down brake power, and eventually turn it down when peak power is obtained.3)Curve of bsfc In low engine speed range, ηi increase while ηm decrease with increasing engine speed, be decrease moderately.While in high engine speed range, bothηi and ηm decrease with increasing engine speed, thus be increases rapidly.6.3.2 Speed characteristics of CI engines 1.Definition

With the fuel control mechanism(rack or rod)fixed, the variation relations between engine main performance parameters such as brake torque, brake power and bsfc with engine speed is referred to speed characteristics of CI engine.1)Curve of brake torque In diesel engine, the torque produced under certain engine speed is mainly

vVs0hQdetermined by circle fuel

injection Δb.Heat addition per-cycle Δb is:

L0So the cycle fuel injection Δb is: bvVs0L0and the Ttq can

be turned into: TK'btq2imFrom the above equation, we can get that the main factors that influence brake torque are ηi , ηm and Δb.(1)Indicated efficiency ηi peaks at a middle speed(Fig.7.8).In the low engine speed range,the loss due to heat transfer is large,so ηi is low.While in high engine speeds range,reduced volumetric efficiency and increased Δb form richer mixture,resulting in the drop of indicated efficiency.(2)Mechanical efficiency ηm decreases with increasing engine speed(Fig.7.8).When engine speeds up,increases in mechanical loss,accessoriesconsumption and pumping loss decrease the mechanical efficiency.(3)Fuel injection per-cycle Δb increases with increasing engine speed due to the throttle effect in injector pumps.2)Curve of brake power With increasing engine speed, the brake torque increases, so the brake power rises rapidly.As MBT is reached, the brake torque drops, which slow down the increase of brake power.3)Curve of bsfc In low engine speed range, ηi increase while ηm decrease with increasing engine speed, be decrease moderately.While in high engine speed range, bothηi and ηm decrease with increasing engine speed, thus be increases rapidly.6.3.3 Comparison of SI engine speed characteristics with CI engine Differences between the two are the followings:(1)The torque curves of SI engine under all load range is relatively flat, while that of a SI engine drops drastically in high engine speed range.(2)The peak power can be reached in SI engine full-load power curve, ordinarily it is the rated power, while the peak point can hardly be reached in CI engine power curve.(3)The bsfc curves of CI engine under all load range is relatively flat, while that of a SI engine is more warping, especially in low-load range.Section 4 Diesel engine governing characteristics

A device for automatically controlling the speed of an engine by regulating the intake or injection of fuel, so that the engine speed is maintained at the desired level under all conditions of loading, is termed the governor.With injector speed-regulating handle fixed and governor functioning, the variation relations of main performance parameters Pe, Ttq and be of diesel engine with engine speed is referred to as governing characteristics.Two styles are used to illustrate governing characteristic：

(1)load characteristic style

(2)speed characteristic style Engine speed governors can be classed as speed-limiting, constant-speed or all-speed type by function;or classified as mechanical, electronics, pneumatic and hydraulic type by structure.(1)Construction machinery and tractors are normlly equipped with constant-speed governor.(2)Automobile used engines are usually fitted with speed-limiting governors.Chapter 5 Engine universal characteristics One common way to present the operating characteristics of an engine over its full load and speed range is to plot brake specific fuel consumption contours on a graph of brake mean effective pressure versus engine speed.Maxmum bmep occurs in the mid-speed range;the minimum bsfc island is located at a slightly lower speed and at part load.These map characteristics can be understood in terms of variations in ηi , ηm , ηv and the importance of heat losses and friction change.Engine performance map can be plotted by two methods: by speed characteristics or load characteristics.Comparison of universal characteristics

Firstly, bsfc be of SI engine is higher than that of CI engine；

Secondly, the most economic region of SI engine located at the location of the upper, that is to say, high load areas.With the decrease of load, bsfc increases rapidly.As for CI engine, the most economic regions are more modest.When change load, the economic characteristic changes small.Because vehicle gasoline engine usually run at lower load, bsfc is high, economic characteristic is not good.For vehicle diesel engine, because more condition are used in truck, engineering machinery, mining vehicles, loads are high, the economic characteristic are better from universal characteristics curves.On the universal characteristic figure, specific fuel consumption curve at the innermost is equal to the most economic area that engine is running, the outward the contour curve, the worse economic characteristics.Shape and location of equivalence bsfc curve have important influence on actual

economic characteristic.If the shape of curve is longer at horizontal direction, it shows that bsfc changes little when engine runs at loan changes little and speed changes great.If the shape of curve is longer at vertical direction, it shows that bsfc changes little when engine runs at loan changes great and speed changes little.For cars with internal combustion engine, the most economic region should be roughly in the intermediate position of the universal characteristics, so common speed and load can fall in the economic area, and specific fuel consumption curves in the transverse is longer than the other.For tractor and engineering machinery with internal combustion engine, the speed range is smaller and the load range is larger, the most economic region should be near the calibration speed, and a longer along the longitudinal.

第二篇：《发动机原理》双语教案(chapter 2)

Chapter 2

Engine Gas Exchange Processes

Key points: Gas exchange process of four-stroke internal combustion engine and ventilation losses, the concept of combustion engine filling coefficient.Difficult points: The measures to improve internal combustion engine filling quantity coefficient.2.1 Inlet and exhaust process of the four-stroke engine

The purpose of the exhaust and inlet processes or of the scavenging process is to remove the burned gases at the end of the power stroke and admit the fresh charge for the next cycle.Inducting the maximum air mass at wide-open throttle or full load and retaining that mass within the cylinder is the primary goal of the gas exchange processes.Engine gas exchange processes are characterized by overall parameters such as volumetric efficiency for four-stroke cycles.2.1.1 Gas exchange process of four-stroke engine The gas exchange process of an engine consists of the duration from opening the exhaust valve to closing the inlet valve, it extends approximately 410~480º CA and can be divided into four phases—blowdown, displacement, induction and scavenging.1.Blowdown

The duration from exhaust valve opening to cylinder pressure closes to pipe pressure is referred to as blowdown phase.The burned cylinder gases are discharged due to the pressure difference between the cylinder and the exhaust system.If the exhaust valve begins to open when the piston reached BDC, back pressure against the upward piston must be extremely high.Thus the exhaust process usually begins 40~60º CA before BDC(exhaust lead crank angle).Blowdown phases ends when pressure difference between the cylinder and the exhaust system disappears, about 10~30ºCA after BDC.Though the free exhaust phase covers only about 1/10 of exhaust stroke, it discharges 60% of burned gas.2.Displacement The exhaust gas is scavenged by piston’s upward motion that is the burnt gas is forced out of the cylinder.It is a positive displace process.The exhaust valve closes 15~30º CA after TDC(exhaust lag crank angle)to improve emptying the cylinders and make the best use of the inertia of the gases in the exhaust systems.3.Induction process From the inlet valves open to close, the whole process that internal combustion engine inhales fresh charge is called intake process.The usual practice is to extend the valve open phases beyond the intake strokes to improve charging of the cylinders and make the best use of the inertia of the gases in the intake systems.The intake valve opens 10~20º CA before TDC(the inlet lead crank angle)and closes 40~70ºCA after BDC(the inlet lag crank angle).4.Valve overlap and scavenging

The exhaust valve closes 15 to 30º CA after TDC and the inlet valve opens 10 to 20º CA before TDC.The duration that both valves are open are called an overlap period.With both valves opening, the inertia of fresh charge can be used to sweep the exhaust gases out of cylinder without any loss if the overlap is proper, that is so called scavenging.The advantage of valve overlap occurs at high engine speeds when the longer valve-open periods improve volumetric efficiency.If the valve overlap is too large, backflow of exhausted gas into the cylinder gases into the intake will usually occur.2.1.2 Valve timing The valve timing are modified to set better charging and exhausting performance as there is always a difference between theory and practical.2.2 Volumetric efficiency

One of the most important processes that govern how much power and performance can be obtained from an engine is getting the maximum amount of air into the cylinder during each cycle.1.Definition of volumetric efficiency Volumetric efficiency is a measure of the effectiveness of the induction and exhaust processes.In terms of quantities applying to an actual engine, volumetric efficiency is defined as the mass of fresh mixture which passes into the cylinder in one suction stroke, divided by the mass of this mixture which would fill the piston displacement at inlet density.maV1(2.1)msVsvWhere ma= mass of air inhaled per cylinder per cycle;ms= mass of air to occupy swept volume per cylinder at “ambient” pressure and temperature;V1= volume of “ambient” air inhaled per cylinder per cycle;Vs= cylinder swept volume.2.The influence factors of volumetric efficiency When inlet valve closed, the overall volume of cylinder is Vs’+Vc, the mass of trapped working fluid is ma: ma(VcVs')a

(2.2)Mass of residuals when exhaust valve closed: mrVrr

(2.3)

From(2.1),(2.2)and(2.3),fresh charges inhaled per cylinder per cycle is:

vVssVcVs'aVrr

(2.4)

Considering influence of intake and exhaust valve lag angle, make VcVs'，VcVs

Vr1,then: v(ar)

(2.5)(1)sVcpp1Ts(ar)

(2.6)1psTaTr

By applying Ideal Gas Equation p/(RT)to Eq.(2.5):

v

The level of exhaust residuals trapped in the cylinder has a significant effect on the cycle-by-cycle variations in combustion, and the emissions of NOX.The residual coefficient γ is defined as mass of residual trapped in cylinder at the end of intake stroke, divided by mass of fresh charge inhaled in the intake stroke.It is used to evaluate the residual percentage of mixture in cylinder.From(2.3)and(2.4):

VcrmrVrrr(2.7)vVss(VcVs')aVrrVaaVcrraBy applying(2.6)to(2.7):

vTspa1

1psTa1In a qualitative analysis, volumetric efficiency ηv increases with:(1)Increasing mixture pressure at the end of intake stroke pa;(2)Decreasing mixture temperature at the end of intake stroke Ta;(3)Reducing residual coefficient γ;(4)Increasing compression ratio ɛ;(5)Suitable valve parameters ξ and φ.2.3 Effect of operating conditions and design on volumetric efficiency 1.Inlet Mach index: For convenience the ratio of the typical velocity to the inlet sonic velocity, u/α, is called the inlet Mach index.The gas velocity is chosen by the following equation: uApVpCiAi

Where u= gas velocity through the inlet valve at smallest area;Ap= piston area;Vp= mean piston speed;

Ai= nominal intake valve opening area;Ci= inlet valve flow coefficient.And: ZuApVpAiCi(b2Vp)DiCiWhere Z= inlet valve Mach index;α= inlet sonic velocity;b= cylinder diameter;Di= inlet valve diameter.From a great number of experiments, it could be seen that the maximum volumetric efficiency is obtainable for an inlet Mach number of 0.55.Therefore, engine designers must take care of this factor to get the maximum volumetric efficiency for their engines.2.Effect on intake system friction During the intake stroke, due to friction in each part of the intake system, the pressure in the cylinder pc is less than the atmospheric pressure patm by an amount dependent on the square of the speed.ppatmpcpjkv2j

Where k= the resistance coefficient for that component which depends on its geometric details;ρ= density of fresh air;vj= the local velocity.3.Effect of inhaled charge heating

Designs which minimize the temperatures of inlet manifolds, inlet ports, inlet valves and valve seats are desirable.Improvement of heat conductivity between these parts and the coolant is effective in reducing temperature of fresh charge.4.Effect of speed and valve timing

Flow effects on volumetric efficiency depend on the velocity of the fresh mixture in the intake manifold, port, and valve.Frictional flow losses increase as the square of engine speed, at higher engine speeds, the flow into the engine becomes choked.Earlier-than-normal inlet valve closing reduces back-flow losses at low speed and increases ηv.Later-than-normal inlet valve closing, results in a decreasing inηv at low engine speeds due to backflow.5.Effect of intake runner length The high volumetric efficiencies can be obtained at certain speeds by means of long inlet pipes.The effects noted are caused by the inertia and elasticity of the gases in the inlet pipe and cylinder.As pipes become shorter, the maximum gains in volumetric efficiency grow smaller, but the range of speeds over which some gain is made grows wider.

第三篇：发动机原理—教案

【发动机原理】教案

教材: 《汽车发动机原理》

张志沛 主编

大连海运学院出版社

长安大学

汽车学院机电与动力研究所

目 录

绪 论----------------------------

第一章 发动机工作循环及性能指标--------------------------

§1-1 发动机理想循环概述---------------------------

5§1-2 发动机实际循环热量

这部分热量虽然在膨胀过程中还可能会释放出来，但由于活塞已接近下止

点，做功效果变差，热效率下降。二 传热、流动损失

（一）传热损失

理论上: 压缩、膨胀过程为绝热过程。

实际上: 大量热量通过汽缸壁传给冷却水或空气。

传热损失是发动机中的最大损失，占总损失量的30%以上。因此，许多研

究者致力于开发绝热发动机。

（二）流动损失

理论上: 闭口系统，没有气体流动损失。

实际上: 进、排气节流沿程损失，缸内进气、挤压、燃烧涡流损失。三 换气损失

理论上: 忽略进、排气过程。

实际上: 进、排气门提前开启，迟后关闭。而且有流动阻力。

换气损失中逆向循环所包围的面积为泵气损失。泵气损失包含在换气损失

之中。四 时间损失

理论上: 定容加热瞬间完成，定压加热速度与活塞运行速度密切配合。

实际上: 燃烧需要时间。五 补燃损失

理论上: 加热瞬间停止，膨胀过程无加热。

实际上: 虽然大部分（80%以上）燃料在燃烧过程中燃烧掉，但仍有小部分燃

料会拖到膨胀线上才燃烧，做功效果变差，热效率下降。六 泄漏损失

理论上: 闭口系统，无泄漏。

实际上: 活塞气环不会100%严密密封，总会有些气体窜到曲轴箱中，造

成损失。

§1-3 热平衡

总热量: QT = GT hu 分别转化为 一 有效功的热量 QE

Qe36.103Ne [ kJ/h ]（1 kw/h = 36.103 kJ）

只有这部分热量做了功，是有用的，所以希望越大越好。一般

柴油机: 30～40% ； 汽油机: 20～30%。

Qe令 qeQT二 传递给冷却介质的热量 QS

QSGScS(t2t1)其中Gs－发动机冷却介质的每小时流量 [ kg/h ] cs－冷却介质比热 [ kJ/kg·℃ ] t1，t2 －冷却介质的进、出口温度 [℃]

三 废气带走的热量QR

QSqsQT

QR(GrGk)(cprt2cpt1)其中Gr－燃料量 [ kg/h ] Gk－空气量 [ kg/h ] cpr－废气比热 [ kJ/kg·℃ ] cp－空气比热 [ kJ/kg·℃ ] t1，t2 －进、排气温度 [℃]

四 燃料不完全燃烧的热损失QB QRqrQE

QBQT(1r)其中r－燃料效率

五 其它热量损失QL

QB qbQTQLQT(QEQSQRQB)

发动机热平衡方程式: qe

§1-4 指示指标

qlqt(qeqsqrqb)

qsqrqbql1

p-V图 p-φ图

发动机性能指标: 指示指标，有效指标

指示指标: 以工质在汽缸内对活塞做功为基础，评价工作循环的质量。有效指标: 以曲轴上得到的净功率为基础，评价整机性能。

示功图: 发动机缸内压力p随汽缸容积V（p-V图）或曲轴转角（p-图）变化的图示。

一 指示功和平均指示压力

（一）指示功Wi

一个循环工质对活塞所做的有用功。

应该：非增压：FiF1F2 增压：FiF1F2 因为: F2不容易测量, 实际将F2归到机械损失中考虑。所以: FiF1

WiFiab 其中 a,b － 横、纵座标比例尺

指示功大，说明 ○汽缸工作容积大 ○热功转换有效程度大。为突出后

者，比较不同大小发动机的热功转换有效程度，引入平均有效压力的概念。

（二）平均指示压力pi

单位汽缸工作容积所做的指示功。

Wi pi（假想参数）

Vh 其中Vh－每缸工作容积。

pi,柴 pi,汽686～981 [ kpa ] 784～1180 [ kpa ]

二 指示功率Ni

单位时间所做的指示功。

若: 缸数i，每缸工作容积Vh [ m ]，冲程数 ，平均指示压力 pi[ pa ]，转速 n [ r/min ]。则

3n2piVhin NiWii [ w ] 6030piVhin 103 [ kw ]

30 若: 每缸工作容积Vh [ L ]，平均指示压力 pi[ bar ]。则

piVhin Ni [ kw ]

300

三 指示比油耗和指示热效率

（一）指示比油耗gi

单位指示功率的耗油量。

GT gi103 [ g/kw·h ]

Ni GT－每小时耗油量 [ kg/h ]

（二）指示热效率i

Wi i

Qi Qi－做Wi指示功所消耗的热量。

36.106 i

gihu hu－燃料的低热值。

i,柴0.43～0.50 gi,柴=170～200 [ g/kw·h ] i,汽0.25～0.40 gi,汽=230～340 [ g/kw·h ]

§1-5 有效指标

一 有效功率和机械损失功率

（一）有效功率Ne

单位时间所做的有效功。

peVhin Ne103 [ kw ]

30 其中 pe－平均有效压力。

（二）机械损失功率Nm

发动机内部损耗的功率。

机械损失包括: 发动机内部摩擦损失；驱动附件损耗，如: 机油泵、燃油泵、扫气泵、冷却水泵、风扇、配气机构；和泵气损失等。

pmVhin Nm103 [ kw ]

30 NeNiNm

其中 pm－平均机械损失压力。

二 有效扭矩Me

功率输出轴输出的扭矩。

2n NeMe [ w ]

602n Me [ kw ]

36010Men  [ kw ] 9550

三平均有效压力pe

单位汽缸工作容积所做的有效功。

peVhin 由于 Ne103 [ kw ]

30piVhin Ni103 [ kw ]

30peNe 所以

pepipm piNi

Me pe314 [ kpa ].Vhi peMe

pe,柴588～883 [ kpa ] pe,汽588～981 [ kpa ]

四 升功率和比重量

（一）升功率Nl

单位汽缸工作容积所发出的功率。

Ne Nl

iVhpen 103 [ kw/l ] 30

（二）比重量Ge

发动机净重量G与所发出有效功率Ne的比值。

G Ge [ kg/kw ]

Ne Nl，Ge  发动机强化程度高。

Nl,车柴11～26 [ kw/l ] Ge,车柴4～9 [ kg/kw ] Nl,拖柴9～15 [ kw/l ] Ge,拖柴5.5～16 [ kg/kw ] Nl,汽22～55 [kw/l ] Ge,汽1.35～4 [ kg/kw ] 可见，汽油机的强化程度要比柴油机的高。

五 有效比油耗和有效热效率

（一）有效比油耗ge

单位有效功率的耗油量。

GT ge103 [ g/kw·h ]

Ne GT－每小时耗油量 [ kg/h ]

（二）有效热效率e

We e

Qe Qe－做We有效功所消耗的热量。

3.6106 e

gehu e,柴 e,汽0.30～0.40 ge,柴=218～285 [ g/kw·h ] 0.20～0.30 ge,汽=285～380 [ g/kw·h ] 由此可见，柴油机的热效率比汽油机的高，经济性比汽油机好。

§1-6 机械损失 一 机械效率m

对于不同类型的发动机，绝对损失大的，其相对损失却不一定也大。必须有

一个衡量标准，故引进机械效率的概念。

有效功率与指示功率的比值。

NepeNmpm m 11NipiNipi NeNim 性能好，所以应尽量提高m。

m,柴0.7～0.85 m,汽0.7～0.9

二 机械损失的测定

（一）倒拖法－只能在电力测功机上试验

在压缩比不很高的汽油机上得到广泛应用。

发动机与电力测功机相连。起动发动机，冷却水温度、机油温度达正常值。然后使发动机在给定工况下稳定运转。切断发动机的供油（Ni0,pi0）。

将电力测功机转换为电动机使用，在给定转速下倒拖发动机，并维持冷却水温度和机油温度不变。由于此时NmNe，因此从电力测功机上所测得的倒拖功率Ne即为发动机在该工况下的机械损失功率Nm。

（二）灭缸法－仅适用于多缸机

当发动机调整到以给定工况稳定运转后，先测出整个发动机的有效功率Ne。之后，在柴油机油门拉杆或齿条位置、或汽油机节气门开度固定不动的情况下，停止向某一汽缸供油或点火。调整测功机，使发动机恢复到原来的转速，重新测定有效功率Ne,1（其余五个汽缸的有效功率），Ne,1必然小于Ne（一缸熄火），两者之差即为灭掉缸的指示功率Ni,1NeNe,1。因为Ni,1NiNi,x1(NeNm)(Ne,1Nm,1)NeNe,1。逐次灭缸，则整台发动机的指示功率为Nii1 如果各缸负荷均匀，则仅测一个缸，即灭火一次即可，Ni 其它还有示功图法，油耗线法等。

三 影响机械效率的因素

(NeNe,i)x，其中x为总缸数。

xx(NeNe,1)。这样，整个发动机的机械损失功率为NmNiNe，机械效率为mNe/Ni。(一)转速

其中cm－活塞平均运行速度。

pm与cm几乎呈直线关系。m与n似呈二次方关系。n  □ 惯性力  活塞对缸壁的侧压力  轴承负荷

□ 各摩擦副相对速度  摩擦损失

□ 泵气损失，驱动附件损耗

 pm  m

若要提高转速来强化发动机，则m将成为主要障碍之一。

（二）负荷

发动机的负荷 □ 柴油机: 油门拉杆或齿条位置

□ 汽油机: 节气门开度

转速n一定，负荷 时，发动机燃烧剧烈程度，平均指示压力pi；而由于转速不变，pm平均机械损失压力pm基本保持不变。则m1，机械效率下降。

pi 当发动机怠速运转时，有效功率Ne0，指示功率Ni全部用来克服机械损失功率Nm。即NiNm，因此，m0。

由于车用柴油机普遍在高转速、较低负荷下工作，机械效率下降严重。因此，机械效率对于车用柴油机尤为重要。

（三）润滑油品质和冷却水温度

润滑油粘度影响润滑效果

润滑油温度影响润滑油粘度

冷却水温度影响润滑油温度

即冷却水、润滑油温度通过润滑油粘度间接影响润滑效果。润滑油粘度（牌号）；冷却水温度  润滑油温度  润滑油粘度

 润滑效果  摩擦  Nm,pm  m 润滑油粘度（牌号）；冷却水温度  润滑油温度  润滑油粘度

油膜破裂趋势  摩擦  Nm,pm  m 润滑油中杂质  摩擦  Nm,pm  m

要求: 定期保养、清洗机油滤清器，5000～10000公里换机油。

§1-7 燃烧热化学 一 燃料的完全燃烧

（一）理论空气量L0 目的: 1 kg燃料完全燃烧所需要的空气量L0

汽油: gC2 已知条件: 1 kg燃料中所含gC kg 碳，gH kg 氢气，gO kg氧气

0855.[ kg/kg ]，gH0145.[ kg/kg ]，gO0 [ kg/kg ] 柴油: gC087 [ kg/kg ].[ kg/kg ]，gH0126.[ kgkg ]，gO0004.3 化学反应方程式

CO2CO2 H2O2H2O 需要总的O2量

CO2CO2 H21O22H2O 1 kmol 1 kmol 1 kmol 1 kmol kmol 1 kmol

21111 1 kg kmol kmol 1 kg kmol kmol 121242

gHgHgCgC gC kg kmol kmol gH kg kmol

4212125 燃料中所含的O2量

gO gO [ kg ] = [ kmol ]

326 所需空气中的O2量 = 总的O2量－燃料中所含的O2量 所需空气量（目的）（1）kmol 空气中氧气成分约占21%，所以

kmol 1gCgHgO()[ kmol/kg ] L00.2112432（2）kg 空气的折合分子量为28.95，即 1 kmol 空气 = 28.95 kg 空气，所以

28.95gCgHgO()[ kg/kg ] L00.21124323（3）m 1 kmol 空气 = 22.4 m 空气，所以

22.4gCgHgO()[m3/kg ] L00.2112432

（二）过量空气系数和空燃比 1 过量空气系数 

L 

L0燃烧1kg燃料实际供给的空气量 

完全燃烧1kg燃料理论上所需要的空气量 表示混合气的浓稀程度。 大  混合气稀； 小  混合气浓

一般，柴油机:  > 1；汽油机:   1。2 空燃比 A/F A/FL0

空气量 

燃料量 表示混合气的浓稀程度。A/F 大  混合气稀；A/F 小  混合气浓

（三）分子变更系数 1 理论分子变更系数 0

M2 0

M1燃烧后工质的摩尔数 

燃烧前工质的摩尔数 0  容积变化大  膨胀做功好  t（1）完全燃烧: gHgO432 01L0（2）不完全燃烧:

gHgO0.21(1)L0432 01L02 实际分子变更系数 

M2Mr0r  M1Mr1r 其中Mr－1 kg 燃料燃烧后残余废气的摩尔数。rMr/L0－残余废气系数。

二 燃料的不完全燃烧第五章 发动机噪声及排放污染

噪声: 汽车的主要噪声源 — 发动机。

汽油机的主要噪声源 — 风扇噪声和配气机构噪声。

柴油机的主要噪声源 — 燃烧噪声。

柴油机的噪声比汽油机的大。

排放: 汽油机的CO、NOx和HC排放比柴油机的多，柴油机的炭粒排放比汽油机的多。

§5-1 发动机噪声污染及防治

GB规定: 城市噪声声压级白天 — Lp  42 [ dB ]，夜间 — Lp  37 [ dB ]。一 噪声的评价指标

（一）噪声的物理参数 1 声压 p 声波通过介质时，波峰处的压力升高量 [ pa ]。2 声压级 Lp — 无因次参数

p Lp20lg [ dB ]

p0其中p0 — 1000 [ Hz ]时的基准声压，即听阀声压，p052105 [ pa ]。

人耳能听到的听阀声压210 [ pa ]，产生疼痛的痛阀声压 = 20 [ pa ]。相差100万倍左右。3 声强 I 单位时间、单位面积上通过的声能 [ W/m ]。4 声强级 LI — 无因次参数

2I LI10lg [ dB ]

I0其中I0 — 1000 [ Hz ]时的基准声强，L01012 [ W/m2 ]。声功率 W 声源在单位时间内所辐射的总能量 [ W ]。WsInds

其中S — 包围声源的封闭面面积；In — 声强在微元面积ds法线方向的分量。

（1）在自由场中，声波球面辐射，则 I球W4r2W [ W/m ]

2（2）在开阔地面上，声波半球面辐射，则 I半球2r2 [ W/m ] 声功率级 Lw — 无因次参数

W Lw10lg [ dB ]

W01012 [ W ]。

声压级 Lp，声强级 LI和声功率级 Lw的范围均为 0～120 [ dB ]。其中W0 — 基准声功率，W07 频率与频带

人耳能听到的声音频率范围为20～20,000 [ Hz ]。

将其分为若干个频率段 — 频带或频程。

常用倍频程和1/3频程。

倍频程的中心频率 — 31.5，63，125，250，500，1000，2000，4000，8000，16000„

中心频率f中，上限频率f上和下限频率f下的关系为

1f中； f上2f下。

f上2f中； f下2 频谱图 — 横坐标: 频率（频带），纵坐标: 声压级 Lp，声强级 LI或声功率级 Lw。

（二）主观评价 — 响度级

即使声压级相同，而频率不同，人耳所感受到的声音响度就会不同，主观评价参数 — 响度级 [ 方 ]（[ phon ]）。

以1000 [ Hz ] 的纯音为基准声音，当某噪声的响度与某声压级的纯音响度相同时，则该纯音的声压级 [ dB ] 即为该噪声的响度级 [ phon ]。

如图的ISO等响曲线由大量试验得出 100 Hz以下的噪声，虽然声压级 [ dB ] 较高，但响度级 [ phon ]却低，人耳不敏感。

低频、低声压级 [ dB ] 的噪声，人耳听不到。同一声压级 [ dB ]下，人耳对频率为3000～4000 Hz的噪声（波谷）最为敏感，其响度级 [ phon ] 最高。声压级高于100 [ dB ] 时，等响曲线平缓，响度级 [ phon ] 仅与声压级 [ dB ] 有关，而与频率 [ Hz ] 几乎无关。说明对于高 [ dB ] 的噪声，人耳已分辨不

出高、低频了。

二 发动机噪声分析

（一）车辆噪声源 与发动机转速n有关的噪声源

进、排气噪声；旋转件噪声 — 风扇，空气压缩机，发电机和空调等。2 与车速有关的噪声源

传动噪声 — 变速器，传动轴等；空气动力噪声 — 轮胎噪声，车体噪声等。

（二）发动机噪声源 — 主要噪声源 1 直接传向大气的噪声源

进、排气噪声和风扇噪声等 — 属于空气动力噪声。2 发动机表面辐射噪声源

由发动机零部件的机械振动引起。p（1）燃烧噪声 — ，pmax，还与发动机零部件的强度、刚度有关。

（2）机械噪声 — 发动机零部件之间的间隙撞击和零部件弹性变形，导致零部

件振动引起。

三 发动机噪声的防治

（一）降低燃烧噪声

p1 采用油膜蒸发型混合气形成方式 — M过程  ，pmax。

p2 尽量使喷油先缓后急 — 推迟喷油开始时刻  ，pmax。

3 使用十六烷值高的燃料  i。

（二）加强结构强度

加固主轴承，多加和加固加强筋。

（三）采用隔声罩壳

材料: 钢板、玻璃纤维和其它消声材料。

部位: 曲轴箱侧壁和排气总管。

（四）采用排气消声器

排气消声器 — 声滤波器，随频率变化。阻性消声器 — 主要用于小轿车

声学性能主要取决于声吸收构造和材料的流动阻力。降低噪声的频带较广。2 抗性消声器 — 主要用于载货汽车

声学性能主要取决于消声器的几何形状，造成排气声能阻抗失配。阻抗失配使部分声能在消声器内来回反射震阻碍向外辐射。3 阻抗复合式消声器 — 用于各种汽车

以抗性消声器为基础，同时采用吸声材料，可使排气噪声大幅度降低。

（五）低噪声发动机设计

在满足基本性能的前提下，按降声原理设计结构参数。

§5-2 发动机排放污染及防治 一 发动机的污染源

（一）排气污染 — 占发动机总污染量的65～85% 1 一氧化碳 CO 2 氮氧化合物 NOx 碳氢化合物 HC 4 燃料液滴和炭粒 5 各类铅、硫化合物

（二）曲轴箱通风污染 — 占发动机总污染量的20%左右

主要是碳氢化合物 HC。

（三）汽油箱通风污染 — 占发动机总污染量的5%左右

主要是碳氢化合物 HC。

（四）化油器浮子室及油泵接头处的泄漏污染 — 占发动机总污染量的 5～10% 主要是碳氢化合物 HC。

（五）含铅、磷汽油所形成的铅、磷污染

本课程只讨论第一项 — 发动机的排气污染。

二 发动机排放污染物的形成、危害和防治

（一）一氧化碳 CO 1 形成

C + O  CO [ + O ]  CO2 [ 中间产物 ] 产生的原因是缺氧。

汽油机上 —  < 1 的浓混合气；

柴油机上 —  > 1，但局部过浓的混合气。2 危害

煤气中毒 — 人体血液中的血红素对CO的亲和力比对O2的高，引起含CO的血红素所占比例增高，造成人体缺氧窒息。3 防治

（1）稀薄燃烧与高能点火

使混合气的 ，而又能够正常燃烧。（2）缩小燃烧室的激冷区

激冷区 — 燃烧室中由两个以上冷表面构成的狭窄空间，如挤气间隙。

激冷效应 — 靠近激冷区的可燃混合气，热损失过多而不能着火。

缩小燃烧室的激冷区  燃烧易于完全  CO。

（二）氮氧化合物 NOx 1 形成

（1）燃烧温度高（2）高温持续时间长

（3）火焰前锋面中氧气的浓度高

产生的原因是高温。2 危害

（1）与肺中的水蒸汽粘合而形成稀硝酸，引起肺水肿和肺气流阻力明显上升。（2）与HC反应生成光化学过氧化物，是光化学烟雾的主要成分。3 防治

（1）降低压缩比   缸内温度  NOx。（2）减小点火提前角   缸内温度  NOx。（3）废气再循环，缸内喷水，采用乳化油， 或   缸内温度  NOx。（4）分层燃烧  降低混合气的均匀性  缸内温度  NOx。

（5）加强燃烧室内气流运动混合气混合、燃烧迅速高温持续时间NOx。

（三）碳氢化合物 HC 1 形成

（1）局部混合气过浓或过稀使氧化反应减慢，热损失相对增加，不能着火。（2）某微小单元的混合气面容比大，热损失大，不能着火。（3）激冷效应。2 危害

（1）3.4苯并芘 — 致癌物质。

（2）苯甲醛和丙烯醛 — 强烈刺激眼睛和呼吸器官。（3）光化学烟雾的主要成分。3 防治

（1）降低压缩比   膨胀冲程中燃烧室壁面温度和排气温度  HC。（2）改善燃烧室形状，降低面容比  散热损失  HC。（3）稀薄燃烧与高能点火  燃烧完全程度  HC。

（4）减小点火提前角   HC在膨胀和排气冲程中燃烧掉。（5）缩小燃烧室的激冷区  燃烧易于完全  HC。

（6）加强燃烧室内气流运动  混合气混合、燃烧完全  HC。

（7）曲轴箱强制通风

HC — 空气滤清器  进气管  缸内再燃烧。

（四）燃料液滴和炭粒 1 燃料液滴

柴油机冷起动或低负荷运行时冒蓝、白烟。蓝、白烟之间没有严格的成分差异，均为燃料液滴或水蒸汽，只是微粒的直径不同而对光线的反射不同而已。2 炭粒

柴油机高负荷运行时冒黑烟。

（1）形成

缺氧，致使燃烧中间产物C-C，H-C裂化，再聚合成炭粒。

柴油机缓燃期中形成最多。（2）危害

A 燃烧不完全  经济性，动力性。B 污染大气。

C 炭粒沉积在活塞、燃烧室和排气门等零件表面，使运动件摩擦损失增大，甚

至卡死。（3）防治

A 稀薄燃烧与高能点火  燃烧完全程度  炭粒。B 改善雾化质量  混合气混合、燃烧完全  炭粒。C 加强燃烧室内气流运动  混合气混合、燃烧完全  炭粒。D 改进发动机的结构和使用，加速混合气形成，提高燃烧速率。

E 采用乳化油  缸内温度  中间产物的热裂反应明显减少。F 加入消烟添加剂 — 钡盐，但有毒。G 后期处理

小颗粒的炭粒经过静电、过饱和水蒸汽、超声波而聚合成较大颗粒的炭粒，再通过除尘过滤器予以净化。

（一）  1－汽油机 假设燃料中的C 燃烧全部生成了CO和CO2。其中CO是中间产物，即不完

全燃烧产物。CO2是最终产物，即完全燃烧产物。

gC2 化学反应方程式

gCOgCO2 CO2CO

CO2 H23 需要总的O2量

CO2

1O2H2O 21O2CO CO2CO

2C2gCO2gCO2gCOgCO kmol kmol gCO kg kmol gCO kg

224121212gCgCO2gCO kmol kmol gCO kg

1224 H2 kmol 1O22H2O

kmol gH kmol 24 燃料中所含的O2量 gHgH kg 4gO gO [ kg ] = [ kmol ]

325 空气中的O2量 = 总的O2量－燃料中所含的O2量

gCO2gHgO1 0.21L0(gCgCO2)2412432gCgHgOgCgCO2 0.21L0()124322424gCgCO21gCgHgO 0.21L0[L0()]

24240.2112432所以 gCO24021.L0(1)

gCOgC240.21L0(1)gCgCOgCO 分析

（1）当LL0时， = 1，A/FL0

gCO2gC

gCO0,gCO2gC（2）  gCO0,（3）  使gCgCO时

gCO0，C全部生成CO。此时的过量空气系数称为临界值。记为cr。

gC 所以 cr1

240.21L0（4）  cr

此时理论上gCgCO，析出炭粒。

一般柴油机的cr0.6～0.72。

（二） > 1－柴油机

混合气混合不均匀，局部过浓或过稀，造成燃烧不完全。缸内情况十分复杂。

三 燃料和可燃混合气的热值

（一）燃料的热值

kg 燃料完全燃烧所产生的热量 [ kJ ]。

加入水的汽化潜热的热值－高热值

不加入水的汽化潜热的热值－低热值 hu

发动机缸内高温，水只能以气态存在，故应取不加入水的汽化潜热的热值，即低热值。

汽油: hu44100 [ kJ/kg ]；柴油: hu42500 [ kJ/kg ]

（二）可燃混合气的热值

hu Hu [ kJ/kmol ]

M1

§1-8 发动机混合气的着火和燃烧方式 P 一 混合气的着火

（一）柴油机－低温多级自燃 1 t1阶段－混合阶段

在压缩过程终了时，燃料喷入汽缸内形成 可燃混合气。燃料遇到温度较高的空气，开始 氧化，但速度缓慢，示功图上的压缩线没有明 显的变化。混合阶段，为着火做准备。2 t2阶段－第一级反应

燃烧的实质是燃料的氧化反应，当反应速 度很快时，火焰就会出现。经过t1时间后，反

应加剧，出现冷火焰，缸内压力超过压缩压力。在这一阶段，反应生成醛类、过氧化物和一氧化碳等中间产物。要求混合气较浓， = 0.4～0.5。3 t3阶段－第二级反应

温度、压力升高较大，产生许多化学反应的活性中心，出现蓝火焰。混合气稀得多，略小于1。t1t2t3时间后－第三级反应

活性中心剧增，化学反应加速，热积累剧烈，发生爆炸，出现热火焰。混合气更稀，  1。

t1t2t3－着火延迟期

（二）汽油机－高温单级点燃 压缩的是燃料与空气的混合气体, 在此过程中, 已经进行了一些化学反应。火花点火, 局部温度高达20000℃以上, 该处燃料分子直接分裂成大量的自由原子与自由基, 迅速反应出现热火焰, 瞬间扩大到整个燃烧室内。所以, 汽油机着火过程：

压缩混合气  点火（经短暂着火延迟期） 热火焰

三 燃烧方式

（一）同时爆炸燃烧

取某一部分为系统, 着火前后整个系统各个部分的相完全均匀一致。即相只随 t（时间）座标变化, 而不随 x（位移）座标变化, 为单相系, 均匀系。

柴油机上, 由于混合气分配不是十分均匀, 总有某一部分混合气最先着火（一般在喷油嘴附近）, 取这一部分为系统, 则系统内实现的就是同时爆炸燃烧。

汽油机上, 由于火焰有传播速度（虽然很快, 但相对同时爆炸燃烧却很小）, 传播逐次进行, 故显然不是同时爆炸燃烧。但火花塞间隙处的少量混合气在电火花作用下, 可实现同时爆炸燃烧，从而形成火焰中心。

（二）逐渐爆炸燃烧 汽油机－火焰传播。两相系－混合气相（未燃区），燃烧产物相（已燃区）。

加热从火花塞开始，紧靠火花塞的那一部分混合气首先被加热, 使氧化或活性中心增多, 发生燃烧。燃烧又加热下一层„„, 一层一层传播。燃烧主要在火焰前锋面内进行。火焰前锋面前方的未燃区中是混合气，火焰前锋面后方的已燃区中为燃烧产物和一小部分在火焰前锋面中没有燃烧掉的燃料继续燃烧。

（三）扩散燃烧

柴油机的燃烧方式, 三相－燃料相, 空气相, 燃烧产物相。

柴油燃点比汽油低, 但在日常生活中汽油却比柴油易燃, 原因就在于汽油的挥发性好, 油与空气形成混合气较快, 物理准备过程已经就绪, 一点即燃。柴油机中燃烧的快慢却主要取决于物理准备过程进行的快慢。油滴遇热蒸发形成燃料蒸汽, 然后才能燃烧, 并非油滴与空气接触就可燃烧。为防止燃烧产物将油滴与空气隔开, 将组织空气相对于油滴的气流运动, 将燃烧产物抛在后面。

发动机的换气过程

燃烧是做功之本。

燃烧需要空气与燃料。重量比 容积比

燃料 1 1 液态

空气 15 1000 气态

燃料受机械控制，容易加入。而汽缸容积就那么大，要想多加空气就要困难得多。因此，对发动机换气过程的研究就显得尤为重要了。

§2-1 四冲程发动机的换气过程 一 配气定时

与工程热力学中介绍的不同, 进排 气门的开启、关闭也需要时间, 故

在下止点前排气－排气提前角40～80 在上止点后关闭－排气迟闭角10～35 在上止点前吸气－进气提前角 0～40 在下止点后关闭－进气迟闭角40～80 进气提前角+排气迟闭角－气门叠开角

二 换气过程

（一）排气过程 1 自由排气阶段 A 排开 p >>p’  p = p’ 靠缸内压力将气体挤出气缸，其中 p－缸内压力, p’－排气管内压力。2 强制排气阶段 B p = p’  p  p’

靠活塞上行将废气挤出气缸。3 超临界排气 C 排开  p = 1.9 p’

在气阀最小截面处, 气体流速等于该地音速

akRT m/s。其流量与压差（pp’）。

（二）进气过程和气门叠开角

由于节流作用, 缸内产生负压；（p0p）使新鲜介质进入缸内。

气阀叠开角：非增压：20～60 CA。

太大（引起） 废气回流进气道。

太小  扫气作用不明显。

增压：110～140 CA。

进气管p, 扫气明显, 气阀叠开角可以增大很多。如6135 型高柴：非增压：40, 增压：124。扫气的作用： 清除废气, 增加气缸内的新鲜充量。2 降低排气温度。3 降低热负荷最严重处（如气阀、活塞等）的温度。

三 换气损失

理论循环换气功与实际循环换气功之差。

如图：换气损失功－X+（Y+W）, 其中（W+Y）

为排气损失功，X为进气损失功。

（一）排气损失功Y

W是因排气门提前开启而损失的膨胀功, 称为自由排气损失。Y是活塞作用在废气上的推出功, 称为强制排气损失功。

排气提前角  W，Y。

综合效果, 要求（Y+W）, 故（W+Y）有一个最佳值（W+Y）min。对应排气提前角亦有一个最佳值, n （W+Y）min。

（二）进气损失功X

进气损失功小于排气损失功，即X < Y

（三）泵气损失功（X+Y-D）

在实际示功图中, 把（W+d）归到指示功中考虑。而把泵气损失功（X+Y-d）归到机械损失中考虑。

§2-2 四冲程发动机的充气效率

一 充气效率

（一）定义

为比较不同大小、不同类型发动机的充气品质和换气过程的完善程度, 不受气缸工作容积Vh 的影响, 引入充气效率v的概念。

由于有进气阻力等因素的影响, 实际进入气缸中的新鲜充量必然小于理论上进气状态下充满工作容积的新鲜充量。二者之比称为充气效率v, 即

实际进入汽缸的新鲜充量 v

进气状态下充满汽缸工作容积的新鲜充量GmV1 v

G0m0Vh 其中：G,m,V1－实际充量的重量，质量和体积；

G0,m0,V1－理论充量的重量，质量和体积；

进气状态：非增压：空气滤清器后进气管内的气体状态, 通常取为当地的大气

状态。

增 压：增压器出口状态。

严格地说，充气效率应为

实际进入汽缸的新鲜充量 v

以标准大气状态充满汽缸工作容积的新鲜充量更合理。这样，在后面将要讲到的大气修正中，不同的压力和温度下进气量的比值就等于其充气效率之比。否则，按照前头的定义式，大气温度越高，充气效率反而会越高，讲起来似乎无法接受。而且也不具备可比性。

（二）实际测量 vV1'Vh'

'实际流量

理论流量3 其中：V1－实际测量 [ m/h ] ' VhVh[L]ni600.03Vhin[m3/h]

10002 充气效率是衡量换气过程进行得完善程度的重要指标。

柴油机 0.75～0.90 汽油机 0.70～0.85

二 充气效率的分析式

充入汽缸的新鲜充量 = 缸内气体的总质量－缸内残余废气质量

（一）进气门关闭时缸内气体的总质量

ma(VcVh')a

' 其中Vc－余隙容积；Vh－进气门关闭时缸内工作容积；

a－进气终了缸内气体密度。

（二）排气门关闭时缸内残余废气的质量

mrVrr

（三）充入汽缸的新鲜充量

vVh0

（四）充气效率的分析式 其中0－大气状态下气体密度。其中Vr－排气门关闭时缸内容积；r－排气门关闭时缸内残余废气密度。

(VcVh')aVrr

m(VcVh')aVrr vVh0m0

VcVh'VrarVcVc Vh0Vc

Vh'Vhe－有效压缩比；VrVc。

其中1－压缩比；1VcVc 一般e(08.)。若假设e，有.～09ar v

(1)0 带入理想气体状态方程式，得

1T0papr

v1p0TaTr 其中p0,T0－大气压力和温度；pa,Ta－进气终了时缸内的压力和温度；

pr,Tr－排气终了时残余废气的压力和温度。

pa,Ta v的分析式为定性分析v的影响因素提供了依据。

§2-3 影响充气效率的各种因素 一 进气终了压力pa

（一）进气阻力pa

pav；pr,Trv。

pa  pa  v

p0pa

pa对pa的影响最大。进气系统的沿程阻力和局部阻力均会使pa增大。

（二）转速

n   pa  pa  v

（三）负荷

汽油机：负荷   节气们开度 （质调节） pa  pa  v

柴油机：负荷   循环供油量 （量调节）（与pa无关） 热负荷  Ta  v（不大）

二 进气终了温度Ta

Ta

（一）转速

负荷一定：n Tavav



综合pa、Ta的影响，n   v。

（二）负荷

转速一定：负荷   热负荷  Ta  v

柴油机：进、排气管分置。

避免排气管对进气管加热，使Ta  v

汽油机：进、排气管同置。

虽然Ta  v，但燃油受热增发快，可以改善混合气形成。

三 排气终了压力pr

pr  残余废气量 v

pr  排气门处的阻力  n，所以 n  pr  v（影响较小）四 排气终了温度Tr

Tr  v 五 压缩比

  v

v公式仅为定性分析用的，是粗略的。还有许多因素未予考虑。如：压力升高比，绝热指数k，进气马赫数Ma，热传输和过量空气系数等。

§2-4 提高充气效率的措施

减小进气系统阻力。

沿程阻力，局部阻力（节流阻力）。

汽油机：空气滤清器  化油器  进气管  进气道  进气门

柴油机：空气滤清器  进气管  进气道  进气门

一 减小流动阻力

（一）进气门 1 进气门直径d进

进气门流通面积0.20～0.25 活塞顶面积 d进  pa  v（影响大）

d排  pr  v（影响小）

一般：d进 > d排 一般: 2 四气门

流通面积f1 40%左右。但结构复杂，造价较高。

f1  v  Ne（可达30%），ge 3 气门升程h h，时面值  v 4 阀顶过渡圆角R R  f1  v

R  流动阻力  v

R应适中。

（二）进气管 表面光洁度和流通面积

表面光洁度，流通面积  沿程阻力  v 2 转弯和节流阻力

转弯半径R，截面突变  v 3 截面形状

考虑汽油机的雾化，蒸发，则

管壁面积  沉积  蒸发  混合气分配不均匀

截面形状 圆形 矩形 D形

流动阻力 小 大 中

底部蒸发 小 中 大

柴油机不存在底部蒸发问题，故多采用流动阻力小的圆形进气管。

（三）进气道

转弯半径R，表面光洁度，各管口与垫片孔口对中  流动阻力  v

设计时还要考虑组织进气涡流。

（四）空气滤清器

通道面积，除尘效果  流动阻力  v

经常清洗，更换纸芯。

（五）化油器

喉口截面积  流动阻力  v，但雾化效果。

解决这对矛盾，采用双喉口。小喉口：雾化；大喉口：进气。

二 合理选择配气定时

（一）配气定时的综合评定 良好的充气效率以保证发动机的动力性能。2 合适的充气效率以适应发动机的扭矩特性。3 较小的换气损失以适应发动机的经济性能。必要的燃烧室扫气以保证高温零件的热负荷得以适当降低，达到可靠运行。5 合适的排气温度。

调整：1，2－进气迟闭角；3－排气提前角；4，5－气门叠开角

（二）进气迟闭角i n  气流惯性   缸内气体易倒流进气管  v n  一部分气体来不及进入汽缸  v 3 i  对应v,max的n 1 转速n一定时，总有一个进气迟闭角i使得充气效率v为最大。

所以，高速发动机转速大，要获得好的充气效率和动力性，进气迟闭角应大

一些。n  i,最佳

（三）排气提前角o

V1 o    v， 其中－后期膨胀比。

V4 考虑经济性，在排气损失最小的前提下，尽量减小排气提前角。

（四）气门叠开角i,o

i,o  缸内气体易倒流进气管；i,o  pr，Ta v

增压发动机气门叠开角应大一些。

§2-5 进气管内的动态效应 一 现 象

195柴油机：进气管长度L = 300 mm L = 1140 mm 气体在进排气管中有压力波动现象，有效组织、利用压力波动，可以提高充

气效率。

进气门开闭时：pi  pa  v

排气门开闭时：po   pr  v

动态效应与进排气管的长度和直径有关。

二 波的动态机理 ''

闭口端：进：压缩波  反射: 压缩波 －同型波

进：膨胀波  反射: 膨胀波 －同型波

开口端：进：压缩波  反射: 膨胀波 －异型波

进：膨胀波  反射: 压缩波 －异型波

三 进气动态效应

（一）惯性效应

阶段：进气门开  进气门闭

 膨胀波

 压缩波（进气门闭）

（二）波动效应

阶段：进气门闭  下一循环进气门开

 压缩波

 膨胀波

 膨胀波

 压缩波（进气门开）

压力波动是周期性的。

a 压力波固有频率：f1 [ 1/s ] 其中a－进气管内声速。

4Lnn 发动机吸气频率：f2 [ 1/s ]

602120f130a 令：q f2nL 当q = 1，2，3„ 时，进气门开，则pa  v。

当q = 1,2,3„ 时，进气门开，则pa  v。

222

四 结 论 惯性效应（本循环），振幅大，衰减小。

波动效应（两循环），振幅小，衰减大。高速发动机，进气管短；低速发动机，进气管长。3 进气管直径  流动阻力  压力波强度

进气管直径  压力波振幅  压力波强度 4 多缸机上，进气管应分支，且等长。避免急转弯，则压力波振幅不会衰减太大。排气管需要膨胀波，则pr  扫气作用  v

§2-6 单位时间充气量与循环充气量

单位时间充气量 G [ kg/h ]，循环充气量 G [ kg ]，则

n GGi60 [ kg/h ] 2 n  G，但n  pa  G

G  单位时间供油量g  与功率Ne有关。

G  循环供油量g  与扭矩Me有关。

图中虚线为不考虑进气损失的G和G曲线；

实际的G和G曲线如图中实线所示。

第三章 柴油机混合气形成和燃烧

§3-1 柴油机混合气形成 一 两种基本形式

（一）空间雾化

将燃料喷在燃烧室空间使之成为雾状，再利用空气运动达到充分混合。

特点: 1 对燃料喷雾要求高（采用多孔喷嘴） 燃烧易于完全，经济性好。2 对空气运动要求不高  后期燃料易被早期燃烧产物包围，高温裂解

 排气冒烟。

p3 但初期空间分布燃料多，燃烧迅速  ，pmax  工作粗暴。



（二）油膜蒸发（M过程）

空间雾化型混合气蒸发方式要求将燃料尽量喷在燃烧室空间，而油膜蒸发型混合气蒸发方式则有意将燃料喷在燃烧室壁面上，使之成为薄薄的一层油膜附着在燃烧室壁面上，只有一小部分燃料分布在燃烧室空间。经燃烧室壁面和燃烧加热，边蒸发，边混合，边燃烧。初期蒸发、燃烧慢，后期蒸发、燃烧迅速（先缓后急）。

特点: 1 对燃料喷雾要求不高（采用单、双孔喷嘴），对空气运动要求高。

p2 放热先缓后急  ，pmax  工作柔和，噪声小，经济性较好。

3 但低速性能不好，冷起动困难。对进气道、燃料供给系统和燃烧室结构参数

之间的配合要求很高，制造工艺要求严格。

二 燃料的喷雾

（一）喷雾的作用

只有当燃料与空气充分接触，形成可燃混合气时，才有可能燃烧。接触面积越大，可燃混合气越多，燃烧越完善。

ml 油滴: 1 个，d = 9.7 mm，S = 245 mm

雾化: 2.9910个，d = 40 m，S = 15.10 mm

面积增大 5090 倍，燃烧反应机会大大增加。

（二）喷雾的形成 1 油束

燃油喷射 － 高压、高速。

一级雾化－汽缸中空气的动力作用将油束撕

裂成片、带、泡或大颗粒的油滴。

二级雾化－空气动力作用将片、带、泡或大

颗粒的油滴再粉碎成细小的油滴。

油束中央速度高，但浓度也高，油滴集中，颗粒大。边上油滴松散，颗粒小。但也有说法正 好相反，中央油滴速度高，颗粒小，边上颗粒大。2 着火条件

浓度、温度为着火的必要条件

中间油粒大, 浓度偏高。

外侧混合气形成快，物理准备快，但初期温度不 高，化学准备没有跟上。等温度适合于着火了，油粒 又过分发散，也不会着火。要控制好浓度与温度的进

2762程，使之正好配合，方可着火。

（三）喷雾特性 油束射程L

并不一定越大越好，这要根据混合气形成的机理与燃烧室形状具体分析。

L   燃料喷到壁面上多  空间混合气太稀。

L   燃料集中  混合气分布不均匀，空气利用。2 喷雾锥角

反映油束的紧密程度。

孔式喷嘴 —   油束松散，粒细。

轴针式喷嘴 —   油束紧密，粒粗。3 雾化质量（雾化特性）

细微度 — 油滴平均直径

细：雾化好

均匀度 — 油滴最大直径-油滴平均直径 匀：雾化好

粒细均匀度好，粒粗均匀度差。

（四）喷油规律

单位时间（或曲轴转角）的喷油量随时间（或曲轴转角）的变化规律。

喷油规律影响放热规律，放热规律影响动力性、经济性和排放。1 喷油延迟角

喷油提前角 — 开始喷油  上止点的曲轴转角。

’ — 上止点  停止喷油的曲轴转角。

喷油延迟角’ — 开始喷油  停止喷油的曲轴转角。2 喷油延迟角对性能的影响

’  喷油持续时间长, 工作柔和，但油耗增大, 排放变差。

’  喷油持续时间短, 油耗下降, 排放好，但工作粗暴。喷油延迟角的比较

a.’  油耗, 排放好，但工作粗暴。b.先急后缓

  工作粗暴。

’  油耗 , 排放差。

c.先缓后急

  工作柔和。

’  油耗 , 排放好, 尽量采用，但很难做到。

（五）喷油嘴 1 孔式喷嘴

主要用于直喷式燃烧室中。

孔数: 1～5个， = 0.25～0.8 mm。

雾化好，但易阻塞。孔数越少，雾化越好，但也易阻塞。2 轴针式喷嘴

主要用于分隔式燃烧室中。

 = 1～3 mm，通道间隙  = 0.025～0.05 mm。

雾化差，但有自洁作用，不易阻塞。三 气流运动对混合气形成的影响

（一）气流运动的作用

（二）气流运动

组织气流运动，加速混合气形成。1 进气涡流

使进气气流相对于汽缸中心产生一个力，形成涡流。（1）切向气道

特点: 气道母线与汽缸相切。

优点: 结构简单，气流阻力小  v

缺点: 涡流强度对进气口位置敏感。（2）螺旋气道

特点: 进气道呈螺旋型。

优点: 能产生强烈的进气涡流。

缺点: 工艺要求高，制造、调试难度较高 2 挤气涡流

活塞上行: 将活塞顶隙的气体挤出流向燃烧室中，形成挤气涡流。

活塞下行: 燃烧室中的气体流向活塞顶隙处，形成反涡流。

挤气间隙  挤气涡流强度

挤气面积  挤气涡流强度

挤气涡流虽然不如进气涡流强，但它的形成正好处于压缩冲程终了，此时进气涡流已经衰减得很弱，所以挤气涡流就显得相当重要了。3 燃烧涡流

燃烧在燃烧室中产生压力差，形成燃烧涡流。

尤其是分隔式的涡流室型燃烧室，汽缸盖内的 副燃烧室中的燃料燃烧后，高压混合气流和火焰高 速喷向活塞顶部的主燃烧室中，由于主燃烧室的导 向作用，形成燃烧涡流，或称二次涡流。

（三）热混合作用 1 刚性涡流

涡流中心质点速度为零，越向边缘速度越大。2 势涡流

涡流中心质点速度最大，压力最小。越向边缘速度越小，压力越大，壁面处速度为零。

一般认为涡流为势涡流。热混合作用（主要在涡流室型燃烧室的涡流室中产生）

涡流中的质点受两个力作用，离心力使质点向外运动，压差力使质点向中心运动。

若 ’ — 质点密度， — 空气密度。

当 ’ =  时，— 质点作圆周运动。

当 ’ >  时，— 离心力为主，质点呈螺旋形向外运动。

当 ’ <  时，— 压差力为主，质点呈螺旋形向中心运动。

液体油、燃油蒸汽: ’ > 400 ，向外运动。

燃烧产物: ’ < 0.3 ，向中心运动。

燃烧产物将新鲜空气挤向外围与燃油混合，并使混合气与燃烧产物分开，火焰呈螺旋形向中心运动，这就是热混合作用。

§3-2 柴油机的燃烧过程

一 燃烧过程的特点和柴油机燃烧的主要研究方向

（一）燃烧过程的特点 高压喷油在汽缸内部形成可燃混合气。2 压缩自燃。

（二）柴油机燃烧的主要研究方向 1 喷油雾化 2 喷油规律 3 气流运动 4 燃烧室结构

配合要好。

二 燃烧过程

p－ 示功图曲线下的面积表示有用功的大小。

（一）着火延迟期i 或称滞燃期 1－2（着火延迟角i）— 喷油嘴针阀打开向缸高压喷油。

此时，缸内温度虽已远远超过柴油的自燃温度（可达 400～800 ℃），但 并不马上着火。

燃烧需要: 物理准备 — 雾化、吸热、蒸发、扩散、混合 化学准备 — 分解、氧化（焰前反应）2 — 缸内压力脱离压缩线开始急骤增高。

一般: i = 0.0007～0.003 [s]；对应的曲轴转角称为着火延迟角i。分重要。

（二）速燃期 2－3 2 点开始着火，压力急骤增高，接近等容燃烧。持续喷油，即随喷随燃。3 — 最高压力点。p3pmax。

为表示2－3阶段压力升高的急骤程度，引入概念 尽管着火延迟期i很短，但却对燃烧过程、尤其是柴油机的燃烧过程影响很大，因此十pp3p2 压力升高率: [ kpa/degCA ] 32p ，pmax  冲击载荷，工作粗暴，柴油机寿命

 44 p ，pmax  做功不利，柴油机性能



（三）缓燃期 3－4 4 — 最高温度点。T4Tmax 1700～2000 ℃。放热量达70～80%。

喷油在这一阶段停止。

V，p，接近等压燃烧。废气量，氧气、燃油量  燃烧。

（四）补燃期 4－5 5 — 放热量达95～97%。

补燃期在膨胀过程中。

补燃期  t，ge，动力性，冷却水温度，排气温度，排放差。

所以，应尽量减少补燃。柴油机由于随喷随燃，混合时间短，补燃要比汽油机严重。

三 影响着火延迟期i的因素

（一）压缩温度Tc和压力pc — 直接影响因素

pc，Tc  i

lni  i

（二）压缩比

  pc，Tc  i

（三）喷油提前角 — 影响最大的因素

  虽然喷油时的压力较高，但着火时刻推迟，使燃烧

 pc，Tc  i

  pc，Tc  i

高速时: mini 低速时: mini 所以，有一个使i为最小的。

10～15 [ degCA ] 5～10 [ degCA ] 一 般:  = 5～10 [ degCA ]

（四）转速n n  漏气、散热损失  pc，Tc；

喷油压力  雾化；气流运动  蒸发

 混合气形成好转  i。

但n  着火延迟角i

（五）十六烷值

十六烷值  柴油的自然性 

缸内p，T大时，影响不大；

缸内p，T小时  i。

（六）增压

增压  pc，Tc  i

四 着火延迟期i对柴油机性能的影响

i  i期间喷入缸内的燃料量  着火前可燃混合气量

p  ，pmax。

p i  ，pmax  冲击载荷，工作粗暴，柴油机寿命。

 i  混合气形成欠佳  柴油机性能

五 放热规律

燃烧放热率Q/随曲轴转角  变化的关系。

由喷油规律和实测示功图，经计算机计算而得。

（一）放热规律

 阶段 — 在速燃期内，约占3 degCA。Q/。

 阶段 — 放热量约80%，约占40 degCA。Q/。

 阶段 — 在膨胀过程内，放热量约20%。

（二）燃烧过程三要素 1 放热开始时刻 2 放热规律 放热持续时间

（三）希望 — 先缓后急

工作柔和，经济性、动力性好，排放少，补燃少。上止点

§3-3 柴油机供油系统的工作特性及其对燃烧过程的影响 一 燃油喷射

（一）供油系统的组成

油箱  输油泵  滤油器  低压油管  喷油泵  高压油管  喷油器（喷油嘴）

（二）喷油过程

普遍采用柱塞式喷油泵。

柱塞上行，使喷油泵内压力升高，当压力升高 到一定值时，克服喷油泵上方出油阀弹簧预紧力和

高压油管内的残余油压，顶开出油阀，通过高压油 管向喷油器供油。

上行2点过了4点之后，打开回油口，使泵内 油压下降。当泵内油压小于出油阀弹簧预紧力和高 压油管内的残余油压力时，出油阀落座，喷油停止。

下行2点过了4点之后，回油停止，重新进油。

（三）喷油延迟时间

从喷油泵内燃油顶开出油阀进入高压油管至油压压开喷油嘴针阀的时间。

原因 — 高压油管中燃油压缩 + 节流作用

（四）几何供油规律

从几何关系求出的油泵凸轮每转一度（或每秒）喷油泵供入高压油管的燃油量 [ ml/degPA或ml/s ]随曲轴转角 （或时间 t）的变化关系。dgpdtdgpfpwp [ ml/s ] fpwp [ ml/degPA ]

d2其中fp — 柱塞面积 [ mm ]；

wp — 柱塞速度 [ ml/degPA ]。

几何供油规律与喷油规律不同。

二 喷油泵速度特性及其校正

（一）节流作用 理论上（不存在节流）

上行—当3点与5点重合时，才开始供油。

当2点与4点重合时，既开始回油，停止供油。实际上（存在节流）

上行—当3点不到5点时，由于通道小，节流，已经开始供油。

关闭进油口时 — 供油提前。

当2点过了4点以后，通道小，节流，才开始回油，停止供油。

开启回油口时 — 供油持续。

所以，实际供油比理论供油时间长，供油量大。

（二）喷油泵速度特性

每循环供油量随转速n的变化关系。n  节流作用  循环供油时间

 循环供油量 g

（三）车用的适应性

车用 — 希望n  g  Me

（例如: 低速大负荷工况）

喷油泵速度特性 — n  g  Me

因此，喷油泵速度特性不适合于车用，必须进行校正。

（四）校正 1 出油阀校正

可变减压容积和可变减压作用。n  节流作用  g  Me

可使循环供油量曲线变得较平坦，但若要适合于车用，还需进行调速器 校正。调速器校正

n  g  Me

在第六章发动机特性中介绍。

三 不正常喷射现象

（一）二次喷射

高压油管内压力波引起。

喷射时间  雾化不良，燃烧不完全，补燃严重，排污，炭烟，零件过热。

（二）断续喷射

进入喷油嘴燃油量不稳定，压力波动引起。

喷油时间正常，但针阀运动次数，喷油嘴易磨损。

（三）隔次喷射

低速、尤其是怠速时，油压不足，压不开针阀。下一循环时油压聚足，压开针阀喷射。

怠速运转不稳定。

§3-4 柴油机的燃烧室 一 燃烧室的分类

（一）直喷式 开式 — 中、大型，中、低速船舶、发电用柴油机

不组织进气涡流，空间雾化型混合气蒸发方式。

2 半开式 — 中、小型，中、高速车用柴油机（1） 型

（2）球型

（3）复合式（U型）

（二）分隔式 涡流室型 — 小型高速车用柴油机 预燃室型 — 小、中、大型，中、高速车用柴油机

二 直喷半开式燃烧室

（一） 型 应用: 黄河JN151，6135Q柴油机；日野ED100，6128柴油机等。2 混合气形成方式: 空间雾化。3 主要结构参数

dk0.4～0.6（1）D 其中dk — 燃烧室喉口直径；D — 汽缸直径。

dk ，油束射程  燃油喷在燃烧室局部空间，空气利用率。

Ddk ，油束射程，气流运动  燃油喷在燃烧室壁面上，雾化差。

DVk（2）0.75～0.85 Vc 其中Vk — 燃烧室容积；Vc — 活塞位于上止点时的压缩容积。

Vk   空气利用率，散热面积  燃烧好。

VcVk 所以，希望尽可能大。

Vc4 主要特点

（1）长型多孔（3～5 个）喷嘴，孔径 d = 0.25～0.4 [ mm ]。

针阀开启压力 19.6 [ Mpa ]，喷雾夹角 140～160。（2）i  工作粗暴。

（3） > 1.3， 大  空气利用率

 空气停留时间  NOx（4）结构简单，散热面积，冷起动性好，经济性好。

（二）的改进型 1 四角型

日本五十铃公司研制。

主要特点:

第四篇：发动机工作原理试讲教案

《汽车构造（上）》

——往复活塞式内燃机的工作原理

教学目的、要求（分掌握、熟悉、了解三个层次）：

掌握：发动机的基本术语 熟悉：四冲程汽油机的工作原理

了解：发动机的概念、功能、分类及基本结构

教学重点及难点：

重点：发动机的基本术语 难点：四冲程发动机的工作原理

教学方法及手段： 多媒体教学 视频分析 对比分析

教学过程与教学内容

复习：汽车总体构造、汽车行驶基本原理 导入：汽车发动机知识知多少？ 讲授新课：

反之则为外燃机。

1.按活塞运动方式的不同，活塞式内燃机可分为往复活塞式和旋转活塞式两种。

2.根据所用燃料种类，活塞式内燃机主要分为汽油机、柴油机和气体燃料发动机三类。

3.按冷却方式的不同，活塞式内燃机分为水冷式和风冷式两种。4.往复活塞式内燃机还按其在一个工作循环期间活塞往复运动的行程数进行分类，分为四冲程发动机和二冲程发动机。

5.按照气缸数目分类可以分为单缸发动机和多缸发动机。6.内燃机按照气缸排列方式不同可以分为单列式和双列式。7.按进气状态不同，活塞式内燃机还可分为增压和非增压两类。

1.进气行程：

活塞在曲轴的带动下由上止点移至下止点。此时排气门关闭，进气门开启。2.压缩行程：

进气行程结束后，曲轴继续带动活塞由下止点移至上止点。这时，进、排气门均关闭。3.作功行程：

压缩行程结束时，安装在气缸盖上的火花塞产生电火花，将气缸内的可燃混合气点燃，火焰迅速传遍整个燃烧室，同时放出大量的热能。这时，进、排气门仍旧关闭。4.排气行程：

排气行程开始，排气门开启，进气门仍然关闭，曲轴通过连杆带动活塞由下止点移至上止点，此时膨胀过后的燃烧气体(或称废气)在其自身剩余压力和在活塞的推动下，经排气门排出气缸之外。当活塞到达上止点时，排气行程结束，排气门关闭。

二、四冲程柴油机工作原理

四冲程柴油机和四冲程汽油机的工作过程相同，每一个工作循环同样包括气、压缩、作功和排气四个行程，但由于柴油机使用的燃料是柴油，柴油与汽油有较大的差别，柴油粘度大，不易蒸发，自燃温度低，故可燃混合气的形成，着火方式，燃烧过程以及气体温度压力的变化都和汽油机不同。

1.进气行程：

在柴油机进气行程中，被吸入气缸的只是纯净的空气。

2.压缩行程：

因为柴油机的压缩比大，所以压缩行程终了时气体压力高。3.作功行程：

在压缩行程结束时，喷油泵将柴油泵入喷油器，并通过喷油器喷入燃烧室。因为喷油压力很高，喷孔直径很小，所以喷出的柴油呈细雾状。细微的油滴在炽热的空气中迅速蒸发汽化，并借助于空气的运动，迅速与空气混合形成可燃混合气。由于气缸内的温度远高于柴油的自燃点，因此柴油随即自行着火燃烧。燃烧气体的压力、温度迅速升高，体积急剧膨胀。在气体压力的作用下，活塞推动连杆，连杆推动曲轴旋转作功。4.排气行程：

排气行程开始，排气门开启，进气门仍然关闭，燃烧后的废气排出气缸。三、四冲程汽油机和四冲程柴油机的特点和区别

巩固：思考题 小结：

1、基本术语解释

2、四冲程发动机工作原理 作业：

第五篇：发动机原理教案

第一章 内燃机性能指标及实际循环热计算

发动机性能指标包括：动力性能指标、经济性能指标、运转性能指标。内燃机的性能指标与它的工作过程密切相关，只有深入研究内燃机的工作过程才能找出影响其性能指标的各种因素，并从中归纳出提高整机性能的一般规律。

重点：对发动机理论循环与实际循环的分析，发动机有效指标的概念，汽车发动机机械效率的测定方法与影响因素。

难点：有效指标的分析与提高发动机动力性和经常性的技术措施。汽车发动机机械效率的测定方法。影响汽车发动机机械效率的因素。

第一节 发动机理论循环 一、三种基本循环

1、发动机理论循环：发动机的理论循环是将非常复杂的实际工作过程加以抽象简化，忽略一些因素，所得出的循环。

2、理论循环的简化条件：

l）假设工质是理想气体，其物理常数与标准状态下的空气物理常数相同。2）假设工质是在闭口系统中作封闭循环。3）假设工质的压缩及膨胀是绝热等熵过程。

4）假设燃烧是外界无数数个高温热源定容或定压向工质加热。工质放热为定容放热。

3、三种基本的空气标准循环：定容加热循环、定压加热循环及混合加热循环。

二、循环热效率

1、循环热效率：工质所做循环功与循环加热量之比。

2、影响热效率的因素：（l）压缩比ε

随着压缩比的增大，三种循环的t都提高。因为提高了ε，所以可以提高循环平均吸热温度，降低循环平均放热温，扩大循环温差，增大膨胀比。(2)绝热指数K 随K值增大，t将提高（3）压力升高比λ

在定容加热循环中，随着循环加热量Q1的增加，λ值成正比加大。苦ε保持不变，则工质的膨胀比也不会变化，这样，循环放热量Q2亦相应增加，而Q2/Q1不变，t亦不变。

在混合加热循环中，当循环总加热量Q1和ε不变时，λ增大，则ρ减小，即平均膨胀比Vb/[(Vz-Vz’)/2]增加，相应的Q2减少，t提高。（4）预膨胀比ρ

在等压加热循环中，随着加热量Q1的增加，ρ值加大。若ε保持不变，由式（1-3）可知，因平均膨胀比减小，放出的热量Q2增加，t下降。

在混合加热循环中，当循环总加热量Q1和ε保持不变，ρ值增大，意味着等压加热部分增大（图1-5），同样t下降。

3、循环平均压力pt

（1）循环平均压力的定义：pt（kPa）是单位气缸容积所做的循环功，用来评定循环的做功能力

W ptVs

（2）计算公式

根据工程热力学公式，混合加热循环的平均压力为

pa[(1)K(1)]t1K1（1-4）

式中pa——压缩始点的压力（kPa）。

定容加热循环的平均压力为 ptmpa(1)t1K1（1-5）

定压加热循环的平均压力为 ptVpaK(1)t1K1（3）三种理论循环热效率的比较

当加热量Q1相同时，三种理论循环的比较。当ε相同时，三种循环中 Q2pQ2mQ2V ptP则 tVtmtp

故欲提高混合加热循环热效率，应增加定容部分的加热量（即增大λ）。

最高压力p相同时： Q2VQ2mQ2p 3KKK则 tptmtV

故对高增压这类受机件强度限制，其循环最高压力不得过大的情况。提高ε，同时增大定压加热部分的热量有利。

第二节 四行程发动机的实际循环

发动机实际循环是由进气、压缩、燃烧、膨胀和排气五个过程所组成，较之理论循环复杂得多。

一、进气过程

进气过程中，进气门打开，排气门关闭，活塞由上止点向下止点移动。由于进气系统的阻力，进气终点压力pa一般小于大气压力p0或增压压力pK，压力差p0-pa或pK-pa用来克服进气系统阻力。进气终点的温度Ta也总是高于大气温度或增压器出口温度Tk。

一般进气终点的压力pa和温度Ta的范围是：

汽油机 Pa(0.8-0.9)p0 Ta=340-380K 柴油机 Pa(0.85-0.95)p0 Ta=300-340K 增压柴油机 Pa(0.9-1.0)pk Ta=320-380K 汽车发动机增压压力 pK(1.3-2.0)p0

二、压缩过程

压缩过程时，进排气门均关闭，活塞由下止点向上止点移动，缸内工质受到压缩，温度、压力不断上升。

实际上，发动机的压缩过程是个复杂的多变过程，但在实际的近似计算中，常用一个不变的、平均的多变指数n1来取而代之。压缩终了的压力和温度的大致范围是：

pc（MPa）Tc（K）

汽油机 0.8-2.0 600-750 柴油机 3.0-5.0 75O-1OOO 增压柴油机 5.0-8.0 9O0-1100 压缩比ε是发动机的一个重要的结构参数，ε的大致范围是：

汽油机 ε=7-10 柴油机 ε=14-22 增压柴油机 ε=12-15

三、燃烧过程

燃烧过程的作用是将燃料的化学能转变为热能，使工质的压力、温度升高。放出的热量越多，放热时越靠近上止点，热效率越高。此时进排气门均关闭，活塞处在上止点前后。

燃烧的最高爆发压力及最高温度的大致范围是；

pz（MPa）Tz（K）

汽油机 3.O-6.5 2200-2800 柴油机 4.5-9.O 1800-2200 增压柴油机 9.0-13.0

四、膨胀过程

当膨胀过程结束时，排气门打开，活塞由下止点返回上止点移动，将气缸内的废气排除。

排气终了的压力和温度的范围是：

汽油机和柴油机 pr=(1.05-1.2)p0 废气涡轮增压柴油机 pr=（0.75-1.0）pk 汽油机 Tr=900-ll00 柴油机 Tr=700-900

五、排气过程

当膨胀过程结束时，排气门打开，活塞由下止点返回上止点移动，将气缸内的废气排除。

排气终了的压力和温度的范围是：

汽油机和柴油机 pr=(1.05-1.2)p0 废气涡轮增压柴油机 pr=（0.75-1.0）pk 汽油机 Tr=900-ll00 柴油机 Tr=700-900

第三节实际循环的评定---指示指标

用平均指示压力及指示功率评定循环的动力性--即做功能力。用循环热效率及燃料消耗率评定循环的经济性。

一、平均指示压力Pmi 一个实际循环工质对活塞所做的有用功称为指示功，用Wi（kJ）表示。平均指示压力Pmi（MPa）是发动机单位气缸工作容积的指示功。

pWimiVs

Pmi是衡量实际循环动力性能的一个重要指标 ,它的一般范围是：

汽油机 0.8-1.5MPa 柴油机 0.7-1.1MPa 增压柴油机 1-2.5MPa

二、指示功率

定义：发动机单位时间所做的指示功，称为指示功率Pi。

pVinn2

piWiimis 6030

三、指示热效率和指示燃料消耗率

指示热效率ηi是实际循环指示功与所消耗的燃料热量之比值。

WiiQ1

指示燃料消耗率（简称指示比油耗）是指单位指示功的耗油量，通常以每千瓦小时的耗油量表示。

bi、ηi是评定发动机实际循环经济性的重要指标。它们的大致范围是：

ηi bi[g／（kW·h）] 汽油机 0.3-0.4 205-320 柴油机 0.4-0.5 170-205 第四节发动机经济性能和动力性能的评定

一、发动机动力性能的评定指标

1、发动机的有效功率

发动机的指示功率减去机械损失称为发动机的有效功率。Pe=Pi-Pm

2、有效扭矩Ttq 发动机工作时，由功率输出轴输出的扭矩称为有效扭矩Ttq。它与有效功率Pe（kW）之间的关系是：

2nTtqTtqnPe0.1047Ttqn1036010009550

3、发动机平均有效压力pme平均有效压力pme（MPa）是发动机单位气缸工作容积输出的有效功。它与有效功率Pe（kW）之间的关系是：

pVinPemes30

Pme值大，说明单位气缸工作容积对外输出的功多，做功能力强。它是评定发动机动力性的重要指标。Pme的一般范围是：

汽油机 0.7-1.3MPa 柴油机 0.6-1.0MPa 增压柴油机 0.9-2.2MPa

4、转速n和活塞平均速度Cm 提高发动机转速，即增加单位时间的做功次数，从而使发动机体积小、重量轻和功率大。转速n增加，活塞平均速度Cm也增加，n与Cm(m/s)的关系为: SnCm30

n、Cm、S/D值的大致范围是：

n（r/min）Cm（m/s）S/D 小客车汽油机 5000-8000 12-18 0.7-1.0 载货车汽油机 3600-4500 10-15 0.8-1.2 汽车柴油机 2000-5000 9-15 0.75-1.2 增压柴油机 1500-4000 8-12 0.9-1.3

二、发动机经济性能

1、有效热效率ηe ηe是发动机的有效功We（J）与所消耗燃料热量Q1之比值 ： WeQ1

2、有效燃料消耗率be be[g/（kW·h）]是单位有效功的耗油量（简称耗油率），通常以每千瓦小时的耗油量表示

Bbe1000Pe

ηe、be表征发动机经济性，它们之间的关系为

3.6e106beh

ηe和be的大致范围是：

ηe be ［g／（kW·h）］

汽油机 0.25-0.3 270-325 柴油机 0.30-0.45 190-285

三、发动机强化指标

1、升功率PL和比质量me 升功率PL（kW／L）是发动机每升工作容积所发出的有效功率。

PpVinpnPLemesmeVsi30Vsi30

比质量me（kg／kW）是发动机的干质量m与所给出的标定功率之比。它表征质量利用程度和结构紧凑性。PL和me的大致范围是：

L（kW／L）me（kg／kW）汽油机 30-70 1.1-4.0 汽车柴油机 18-30 2.5-9.0 拖拉机柴油机 9-15 5.5-16

2、强化系数pmeCm平均有效压力pme与活塞平均速度Cm的乘积称为强化系数。其值愈大，发动机的热负荷和机械负荷愈高。pmeCm的大致范围是：

汽油机 8～17MPa·m／s 小型高速柴油机 6～11MPa·m／s 重型汽车柴油机 9～15MPa·m／s e

第五节 机械损失

一、机械效率

发动机的机械损失可以用机械损失功率Pm（kW）和平均机械损失压力pmm（MPa）--单位气缸工作容积的机械损失功来表示。它们和有效指标的关系是： Pm=Pi-Pe Pmm=pmi-pme

机械损失的分配情况见下表：

机械损失名称 占Pm的百分比（%）占Pi的百分比（%）

摩擦损失 62-75 8-20 驱动各种附件损失 10-20 1-5 带动机械增压器损失 6-10 泵气损失 10-20 2-4 总功率损失 10-30 机械效率ηm的大致范围是：

汽油机 0.7-0.9 柴油机 0.7-O.85

二、机械损失的影响因素

1、气缸的直径及行程

机械损失功率与缸径、行程的大致关系为 :

SDmD

D——气缸直径 S——活塞行程； Dm——曲轴的平均直径； K——与气缸数和转速有关的常数。

2、摩擦损失

在机械损失中，摩擦损失所占比例最大，达到70％左右，主要包括：（1）活塞组件的摩擦（2）曲轴组件的摩擦（3）配气机构的摩擦

3、转速n（或活塞平均速度Cm）发动机转速上升（Cm随之加大），致使：

1）各摩擦副间相对速度增加，摩擦损失增加。

2）曲柄连杆机构的惯性力加大，活塞侧压力和轴承负荷均增高，摩擦损失增加。

3）泵气损失加大。

4）驱动附件消耗的功多

4、负荷

当发动机转速一定而负荷减小时，机械效率ηm下降。直到空转时，有效

PmK功率Pe=0，指示功率Pi全部用来克服机械损失功率，即Pi=Pm，故ηm=0。

5、润滑油品质和冷却水温度

润滑油（常称全损耗系统用油）的粘度对摩擦损失的大小有重要影。粘度大，摩擦力大，流动性差，使摩擦损失增加。水温高，润滑油的粘度降低，摩擦损失减少。

第六节 内燃机热平衡

一、实际循环的热平衡

下图为四行程非增压发动机示功图与理论循环的比较，通过研究实际循环与空气标准循环的差异，就可找出热量损失所在。

由上图比较可看出，实际循环和理论循环的差别在：（1）实际工质的影响（2）换气损失（3）燃烧损失（4）传热损失

由于上述各项损失的存在，使实际循环热效率低于理论循环。

二、发动机热平衡

发动机热平衡是热量表现为有效功及各项损失的分配情况。发动机热平衡通常按下列方法由试验确定。

1、发动机所耗燃油的热量QT（kJ/h）

QT=Bhμ

2、转化为有效功的热量QE（kJ／h）QE=3.6×103Pe

3、传递给冷却介质的热量QS（kJ/h）QS=GScS(t2-t1)

4、废气带走的热量QR（kJ／h）QR=（B+Gk）（cprt2-cpKt1）

5、燃料不完全燃烧热损失QB（kJ／h）QB=QT（1－ηr）

6、其它热量损失QL（kJ／h）QL=QT-(QE+QS+QR+QB)

下图为发动机的热平衡图：

热平衡大致数值范围(%)：

形式 qe qs qr qb ql 汽油机 25～30 12～27 30～50 0～45 3～10 柴油机 30～40 15～35 25～45 0～5 2～5 增压柴油机 35～45 10～25 25～40 0～5 2～5