CN101560897A - 无增压高效节能内燃机新循环优化方法 - Google Patents

Abstract

本发明无增压高效节能内燃机新循环优化方法，是使内燃机工质的多变过程膨胀比大于其压缩比。本发明克服了现有内燃机高温高压燃气的膨胀比与低温低压空气的压缩比相等的缺点，它能使高温高压燃气在气缸内得到最充分的膨胀，从而可以减少排气损失，与此同时还采用数学解析方法确定循环功为极大值时所对应的最佳压缩比，从而可以较大地提高工质的比功(即单位质量工质所做的功)和降低耗油率。

Description

无增压高效节能内燃机新循环优化方法

技术领域

本发明涉及内燃机高效节能循环优化设计领域，具体为一种无增压高效节能内燃机新循环优化方法。

背景技术

内燃机循环一般具有四个冲程：吸气冲程、压缩冲程、燃烧和膨胀做功冲程以及排气冲程。它们的共同缺点是排热过程是在接近等容状态下进行的，由于气体在缸内未得到充分膨胀，排出的燃气仍具有一定的压力和很高的温度，造成很大的能量损失，这是无增压内燃机能源利用率不高的重要原因之一。采用废气涡轮增压等技术，虽能明显增大发动机的功率，经济性有所提高，但可用能的利用率仍不高；此外，它使整个发动机动力装置机构复杂，耗金属量大，加工量大，从而增加了生产成本；涡轮增压发动机的另一缺点是涡轮发动机的工作是连续式的，而活塞式发动机的工作是间歇式的，两者之间较难相匹配，特别是在不同大气条件和负荷情况下，两种发动机很难始终在最佳匹配下工作。

发明内容

本发明的目的是针对现有内燃机循环不够合理的缺点，提出一种能提高发动机比功率(即每公斤空气的做功能力)、降低耗油率的新型高效率内燃机循环的优化方法。

本发明是这样实现的：无增压高效节能内燃机新循环优化方法，是使内燃机工质的多变过程膨胀比大于内燃机的压缩比。

加热前后工质性质不变的理想循环，其循环功为极大值，其最佳压缩比为：

${\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{opt}}={\left\{\frac{k}{(k-1)\mathrm{\λ}+1}\right[{\left(\frac{1}{\mathrm{\λ}}\right)}^{\frac{k-1}{k}}\left(\frac{T_4}{T_{1v}}\right)\left]\right\}}^{\frac{1}{2(k-1)}}---\left(1\right)$

所述的压缩比的实际最佳值计算公式为：

${\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{opt}}={\left\{\frac{n_1}{(n_1-1)\mathrm{\λ}+1}\right[{\left(\frac{1}{\mathrm{\λ}}\right)}^{\frac{n_2-1}{n_2}}\left(\frac{T_4}{T_{1v}}\right)\left]\right\}}^{\frac{n_2}{2n_1{n}_2-n_1-n_2}}---\left(2\right)$

其中n₁为多变压缩指数，n₂为多变膨胀指数，λ为压力升高比，等于P₃/P₂，T_1V为压缩起点工质的温度，T₄为加热后工质的最高温度。

对已有内燃机实现工质的多变过程膨胀比大于内燃机的压缩比的方式可以为：减小排气门提前开启角γ，排气门提前开启角γ值的最小值必须保证燃气在膨胀终点的压力P₅与外界大气压P_a的比值应稍大于或等于临界压力比：

$\frac{p_5}{p_a}\≥{\left(\frac{2}{k_g+1}\right)}^{\frac{k_g}{k_g-1}}---\left(3\right)$

以保证缸内的燃气尽快排出缸外。

对已有内燃机实现方式为：改变进气门滞后关闭角β；对于柴油机，β的值应使压缩终点的温度T₂大于燃油的自燃温度。

所述的β角和γ角的大小可以通过改变推动进排气门的凸轮的曲线形状来实现，必须保证活塞的膨胀行程大于其压缩行程。

本发明克服了现有内燃机高温高压燃气的膨胀比与低温低压空气的压缩比相等的缺点，它能使高温高压燃气在气缸内得到最充分的膨胀，因而可以大大地减少排气损失，与此同时还采用数学解析方法确定循环功为极大值时所对应的最佳压缩比，从而可以较大地提高工质的比功(即单位质量工质所做的功)和降低耗油率。

附图说明

图1为现有柴油机和经本发明优化后柴油机的理想循环图；

图2为现有柴油机理想循环功和经本发明优化后柴油机理想循环功曲线的比较图(实线为经本发明优化后柴油机循环，虚线为现有高速内燃机循环)。

具体实施方式

以下结合附图和具体实施例对本发明无增压高效节能内燃机新循环优化方法进行详细的说明。

无增压高效节能内燃机新循环优化方法是使内燃机工质的多变过程膨胀比大于内燃机的压缩比。

如图1所示，图中1v-2-3-4-5v为传统(现有)高速柴油机工作的理想循环图，1v-2-3-4-5p为按新循环工作的高速柴油机理想循环图，由于新循环多变过程的膨胀比大于压缩比，故两种循环的循环功的差值为面积1v-5v-5p。考虑到排气系统的各种流阻损失，按新循环工作的柴油机，其理想循环图应为1-1v-2-3-4-5。

如图2可以得出下列重要结论：(1)在任何压缩比的情况下，按新循环工作的柴油机其理想循环比功W/C_vT_1v均大于按传统循环工作的柴油机的比功；(2)新循环的循环功为极大值时所对应的最佳压缩比为9.7，而按传统循环工作的最佳压缩比为14.4，这就是说前者的机械负荷远小于后者；(3)当压缩比小于最佳压缩比时，两种发动机的循环功差值较大，但是新型高速内燃机循环的比功尚未达到极大值；而当压缩比大于最佳压缩比时，两种循环的循环功的差值随压缩比的增大而减小，显然发动机的设计点应选择在最佳传统压缩比的状态。

从图2曲线还可以看出，新循环的最大比功较在同样压缩比时传统循环的循环比功大17.4％，与此同时，其热效率也将增大同样的百分数。

理论分析证明，新循环最大循环功的最佳压缩比为

${\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{opt}}={\left\{\frac{k}{(k-1)\mathrm{\λ}+1}\right[{\left(\frac{1}{\mathrm{\λ}}\right)}^{\frac{k-1}{k}}\left(\frac{T_4}{T_{1v}}\right)\left]\right\}}^{\frac{1}{2(k-1)}}---\left(1\right)$

最大循环功及其相对应的最佳热效率可由下列公式进行计算，最大循环功为：

$w_{\max }=c_v{T}_{1v}\{k\frac{T_4}{T_{1v}}-[(k-1)\mathrm{\λ}+1]{\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{opt}}^{k-1}-k[{\left(\frac{1}{\mathrm{\λ}}\right)}^{\frac{k-1}{k}}\frac{T_4/T_{1v}}{{\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{opt}}^{k-1}}\left]\right\}---\left(4\right)$

最佳热效率：

${\mathrm{\η}}_{\mathrm{topt}}=1-\frac{{\left(\frac{1}{\mathrm{\λ}}\right)}^{\frac{k-1}{k}}\frac{T_4/T_{1v}}{{\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{opt}}^{k-1}}-1}{\frac{T_4}{T_{1v}}-[(1-\frac{1}{k})\mathrm{\λ}+\frac{1}{k}]{\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{opt}}^{k-1}}---\left(5\right)$

式中λ为压力升高比，等于P₃/P₂，k＝C_p/C_v，为工质的绝热指数，T_1V为压缩起点工质的温度，T₄为加热后工质的最高温度。

考虑燃烧前后工质性质的变化以及工质被冷却等因素的影响后，实际柴油机循环的最佳压缩比为。

${\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{opt}}={\left\{\frac{n_1}{(n_1-1)\mathrm{\λ}+1}\right[{\left(\frac{1}{\mathrm{\λ}}\right)}^{\frac{n_2-1}{n_2}}\left(\frac{T_4}{T_{1v}}\right)\left]\right\}}^{\frac{n_2}{2n_1{n}_2-n_1-n_2}}---\left(2\right)$

式中n₁为多变压缩指数，n₂为多变膨胀指数。

计算结果表明：实际循环的最佳压缩比大于理想循环的最佳压缩比。这里应该指出的是，以上所指的最佳压缩比均为“有效压缩比”，而非“几何压缩比”，发动机的有效压缩比可根据其几何压缩比计算得出，两种压缩比之间的关系为：

实施例1

对于新设计发动机，可按公式(2)确定最佳压缩比，其中的多变指数n₁和n₂可按与其性能相接近的发动机的经验数据选定，工质压缩起点的温度T_1v和燃气的最高温度T₄可按“内燃机”相关资料所介绍的计算方法确定，压力升高比λ的值在1.25-2.2之间选定，空气和燃气在不同温度和余气系数条件下的热力学参数(c_p，c_v，k)，可参阅发明人所编著的《液体与气体的热物理性质表》一书(科学出版社，1982年出版)。

实施例2

对于现有的内燃机，也可以通过改变内燃机进排气门开启和关闭角度使工质的多变过程膨胀比大于压缩比的方式提高其性能参数。

具体方式可以为：减小排气门提前开启角γ，其γ值的最小值必须保证燃气在膨胀终点的压力P₅与外界大气压P_a的比值应稍大于或等于临界压力比：

$\frac{p_5}{p_a}\≥{\left(\frac{2}{k_g+1}\right)}^{\frac{k_g}{k_g-1}}---\left(7\right)$

以保证缸内的燃气尽快排出缸外(式中Kg为燃气的绝热指数)。

具体方式还可以为：改变进气门滞后关闭角β，以尽可能的改善发动机的性能；对于柴油机，β的值一定要使压缩终点的温度T₂大于燃油的自燃温度。

以上两种方式可以只改变排气门提前开启角γ或进气门滞后关闭角β来实现，也可以同时通过改变排气门提前开启角γ和进气门滞后关闭角β来实现。

总之，实施本项发明专利必须保证活塞的膨胀行程大于其压缩行程，β角和γ角的大小可以通过改变推动进排气门的凸轮的曲线形状来实现。

实施例3

某单缸发动机，缸径100mm，行程115mm，额定转速2200rpm，额定功率为11.3kW，燃油消耗率245g/kW·h，压缩比为17.5，排气温度为873K，进气门提前开启角α和排气门延迟关闭角δ均为15℃A，进气门延迟关闭角β和排气门提前开启角γ均为43℃A。根据本专利的理论，将γ角减小为20℃A后，可使发动机的耗油率下降3％。

本发明克服了现有内燃机高温高压燃气的膨胀比与低温低压空气的压缩比相等的缺点，它能使高温高压燃气在气缸内得到最充分的膨胀，从而可以减少排气损失，较大地提高工质的比功(即单位质量工质所做的功)和降低耗油率。

Claims (6)

1、无增压高效节能内燃机新循环优化方法，其特征在于：使内燃机工质的多变过程膨胀比大于其压缩比。

2、如权利要求1所述的无增压高效节能内燃机新循环优化方法，其特征在于：所述的压缩比的实际最佳值计算公式为：

${\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{opt}}={\left\{\frac{n_1}{(n_1-1)\mathrm{\λ}+1}\right[{\left(\frac{1}{\mathrm{\λ}}\right)}^{\frac{n_2-1}{n_2}}\left(\frac{T_4}{T_{1v}}\right)]\}}^{\frac{n_2}{2n_1{n}_2-n_1-n_2}}$

其中n₁为多变压缩指数，n₂为多变膨胀指数，λ为压力升高比，等于P₃/P₂，T_1V为压缩起点工质的温度，T₄为加热后工质的最高温度。

3、如权利要求1所述的无增压高效节能内燃机新循环优化方法，其特征在于：使内燃机工质的多变过程膨胀比大于其压缩比的实现方式是减小排气门提前开启角γ，排气门提前开启γ值的最小值保证燃气在膨胀终点的压力P₅与外界大气压P_a的比值大于或等于临界压力比。

4、如权利要求1所述的无增压高效节能内燃机新循环优化方法，其特征在于：使内燃机工质的多变过程膨胀比大于其压缩比的实现方式是改变进气门滞后关闭角β。

5、如权利要求4所述的无增压高效节能内燃机新循环优化方法，其特征在于：对于柴油机，使内燃机工质的多变过程膨胀比大于其压缩比的实现方式是进气门滞后关闭角β的值使压缩终点的温度T₂大于燃油的自燃温度。

6、如权利要求3或4所述的无增压高效节能内燃机新循环优化方法，其特征在于：所述的进气门滞后关闭角β和排气门提前开启角γ的大小通过改变推动进排气门的凸轮的曲线形状来实现，活塞的膨胀行程大于其压缩行程。

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