CN103590868B - 四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装为六冲程用凸轮轴的方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装为六冲程用凸轮轴的方法，通过改装正时齿轮，增加水泵凸轮，确定进气凸轮和排气凸轮的位置，改装进气凸轮的进气凸缘，改装排气凸轮的第一排气凸缘，改装排气凸轮的第二排气凸缘，确定第一排气凸缘与第二排气凸缘的相对相位角，最终得到改装后的六冲程单缸柴油机凸轮轴。本发明促进了六冲程工作原理向生产实践的转化，在没有增加轴的前提下，设计了关键的两凸点排气凸轮，实现了六冲程第一次部分排气与第二次完全排气两次排气过程，基于丰满度优化了凸轮型线，根据剩余废气质量与凸轮型线设计第一排气凸轮的最大升程，为凸轮轴从四冲程向六冲程的改装提供了一整套改装方法。

Description

四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装为六冲程用凸轮轴的方法

技术领域

本发明属于内燃机领域，涉及六冲程单缸柴油机，具体涉及一种四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装为六冲程用凸轮轴的方法。

背景技术

随着能源危机和环境污染问题的日益严重，世界各国都致力于研发提高能源利用率和减少排放的技术。随着全球汽车保有量的持续增加，汽车已成为能源消耗和环境污染的主要承担者之一。内燃机的热效率最高也只在40％左右，近2/3的热量被冷却系统和废气带走。因此，充分利用冷却系统和废气热量是提高发动机热效率的发展方向。

四冲程发动机的特点是：(1)曲轴与凸轮轴转速比为2:1；(2)一个工作循环喷油、进气、排气各一次。与四冲程相比，六冲程柴油机在三个方面对提高有效热效率有积极的作用：①回收了部分冷却水的热量；②吸收了大量的废气内能；③第六冲程排气后缸内温度低，有利于充气效率的提高，进而有利于提高燃烧效率。但是，其在四个方面存在着降低有效热效率的可能：①水泵系统需要驱动，能量必需由发柴油动机提供；②一个工作循环多了两个冲程，柴油机内部摩擦损失必然增加；③第四个冲程部分排气与二次压缩中的二次压缩负功需要消耗能量；④增加了一次部分排气过程，泵气损失增加。

目前一些文献公开了六冲程单缸柴油机的工作原理。由于一个工作循环有六个冲程，喷油和喷水各一次，进气一次，因此在一根凸轮轴的前提下，曲轴和凸轮轴的转速为3:1。但是六冲程发动机包含了两次排气过程(第一次为部分排气)，因此，实现六冲程工作原理的关键技术在于凸轮轴的结构，尤其是排气凸轮的结构。而目前这些文献全集中于六冲程发动机的工作原理，没有针对凸轮轴的结构、部分排气的排气门关闭角(直接影响剩余废气质量，进而影响废气所含的内能)作具体说明。

发明内容

针对现有技术存在的不足，本发明的目的在于，提供一种四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装为六冲程用凸轮轴的方法，为六冲程单缸柴油机提供一种凸轮轴，解决六冲程单缸柴油机进排气凸轮及正时齿轮的关键技术问题，在曲轴与凸轮轴转速比为3:1的前提下实现六冲程单缸柴油机工作过程，充分回收废气的热量，提高柴油机的热效率。

为了实现上述任务，本发明采用如下技术方案予以实现：

一种四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装为六冲程用凸轮轴的方法，由四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装的六冲程用凸轮轴包括凸轮轴主轴，在凸轮轴主轴上固定装配有正时齿轮，正时齿轮将凸轮轴主轴分为动力段和配气段，动力段设置有油泵凸轮，配气段设置有进气凸轮和排气凸轮；

所述的动力段还设置有水泵凸轮；

所述的进气凸轮上设置有一个进气凸缘，所述的排气凸轮上设置有第一排气凸缘和第二排气凸缘，所述的进气凸缘、第一排气凸缘和第二排气凸缘均为轴对称结构；

所述的改装方法包括以下步骤：

步骤S1：改装正时齿轮

以四冲程单缸柴油机凸轮轴为基础，将正时齿轮与单缸柴油机的曲轴的转速比确定为1:3；

步骤S2：增加水泵凸轮

在凸轮轴主轴的动力段设置一个结构与油泵凸轮结构相同的水泵凸轮；

步骤S3：确定进气凸轮和排气凸轮的位置

在凸轮轴主轴的配气段与四冲程单缸柴油机凸轮轴上相同的位置处安装有进气凸轮和排气凸轮；

步骤S4：改装进气凸轮的进气凸缘

六冲程单缸柴油机的进气门的进气提前角和进气迟闭角与四冲程单缸柴油机的进气门的进气提前角和进气迟闭角相同，得到进气持续角＝进气提前角+进气迟闭角+180°，确定六冲程单缸柴油机凸轮轴的进气凸缘的全包角，进气凸缘的全包角＝1/3进气持续角；

六冲程单缸柴油机的进气凸缘的最大升程与四冲程单缸柴油机的进气凸缘的最大升程相同；

步骤S5：改装排气凸轮的第一排气凸缘

根据六冲程单缸柴油机的部分排气及二次压缩冲程，该冲程部分排气无排气提前角，也无排气迟闭角，得到六冲程单缸柴油机凸轮轴的第一排气凸缘的开启角为540°，确定六冲程单缸柴油机凸轮轴的第一排气凸缘的全包角，第一排气凸缘的全包角＝1/3部分排气持续角，部分排气持续角的具体设计过程如下所述：

步骤S5-1：确定凸轮型线

根据凸轮的可靠性，从动件正弦加速度运动规律的加速度曲线没有突变，在连续运动中不会产生冲击，能够应用于高速场合，因此采用正弦加速度运动曲线作为凸轮型线，凸轮型线对应的运动方程为：

式中：

Φ为第一排气凸缘的半包角；

h为第一排气凸缘的最大升程；

s表示从动件推杆的位移；

ν表示从动件推杆的速度；

ω表示从动件推杆的角速度；

步骤S5-2：确定凸轮的最大升程

凸轮的最大升程小于等于四冲程单缸柴油机的排气凸轮的最大升程，选择一个凸轮的最大升程；

步骤S5-3：根据凸轮型线对应的运动方程和凸轮的最大升程确定排气量

$m_A=-{\mathrm{\μ}}_A{A}_A\sqrt{2P\mathrm{\ρ}}\sqrt{\frac{\mathrm{\κ}}{\mathrm{\κ}-1}\[{\left(\frac{P_3}{P}\right)}^{\frac{2}{\mathrm{\κ}}}-{\left(\frac{P_3}{P}\right)}^{\frac{\mathrm{\κ}+1}{\mathrm{\κ}}}\]}$

式中：

μ_A-排气阀流量系数；

A_A-排气阀几何流动截面；

μ_AA_A-排气阀有效流通截面；

P-气缸压力；

ρ-气缸内废气密度；

$\mathrm{\κ}=\frac{\mathrm{\λ}-1}{0.0698+\mathrm{\λ}};$

λ-气缸内气体过量空气系数；

P₃-排气阀后的压力；

步骤S5-4：根据排气量确定剩余废气量

m_s＝m_L+m_B0-m_A

式中：

m_L-每一循环流入气缸的空气质量；

m_B0-循环喷油量；

m_A-流出气缸的废气质量；

m_S-气缸内剩余废气质量；

步骤S5-5：根据剩余废气量确定第一排气凸轮的关闭角

在六冲程单缸柴油机的部分排气及二次压缩冲程内，选择一系列第一排气凸轮的关闭角对应的曲轴转角，对于选取的每一个曲轴转角，根据剩余废气量、以及喷水膨胀做功冲程结束时缸内的温度为100℃，压力为1Bar，确定吸收的废气内能-二次压缩的负功的绝对值差值，当吸收的废气内能-二次压缩的负功的绝对值差值最大且压缩负功同时不能超过燃烧做功的一半时，利用的有效功最高，选择该条件下的关闭角；

具体确定吸收的废气内能ΔU₁减去二次压缩的负功的绝对值ΔU₂的差值ΔU的计算过程如下：

ΔU＝ΔU₁-ΔU₂

步骤S5-5-1：第五行程喷水膨胀阶段具体吸收的废气内能ΔU₁＝U₁-U₂U₁＝u₁*m_SU₂＝u₂*m_S

U₁-二次压缩终了气缸内废气的内能，U₂-喷水膨胀行程终了时气缸内废气的内能比内能：

$u_1=0.14455\left[\begin{array}{c}-(0.0975+\frac{0.0485}{{\mathrm{\λ}}^{0.75}}){(T_1-273)}^3\×{10}^{-6}+(7.768+\frac{3.36}{{\mathrm{\λ}}^{0.8}}){(T_1-273)}^2\×{10}^{-4}+\\ (489.6+\frac{46.4}{{\mathrm{\λ}}^{0.93}})\×(T_1-273)\×{10}^{-2}+1356.8+\frac{46.8}{\mathrm{\λ}}\end{array}\right]$

$u_2=0.14455\left[\begin{array}{c}-(0.0975+\frac{0.0485}{{\mathrm{\λ}}^{0.75}}){(T_2-273)}^3\×{10}^{-6}+(7.768+\frac{3.36}{{\mathrm{\λ}}^{0.8}}){(T_2-273)}^2\×{10}^{-4}+\\ (489.6+\frac{46.4}{{\mathrm{\λ}}^{0.93}})\×(T_2-273)\×{10}^{-2}+1356.8+\frac{46.8}{\mathrm{\λ}}\end{array}\right]$

式中：

m_S—二次压缩终了时刻气缸内剩余质量；

气缸内废气的过量空气系数；

m_B0—循环喷油量m_L－吸入气缸空气质量L₀－理论空气量14.3；

T₁—二次压缩终了时刻的温度，即喷水行程开始时刻气缸内废气的温度；

T₂—喷水行程终了混合气的温度，为100℃；

T₁根据如下过程获得：

第二次压缩阶段总微分方程

能量方程：

质量方程：

式中：

Q_B—燃烧放出的热量；

作用在活塞上的机械功；

m_E—流入气缸的质量，H₂dm_E表示在期间流入质量微元dm_E所带入气缸的能量；

m_A—流出气缸的质量，Hdm_A表示流出质量微元dm_A所带出气缸的能量；

H₂—进气门前的比焓；

H—缸内的比焓；

λ—过量空气系数；

第二次压缩阶段：故能量方程可简化为

其中：

P＝nRT/V

$V_h=\frac{{\mathrm{\πD}}^2}{4}L$

式中：

m表示部分排气终了时气缸内剩余废气量，即m＝m_S；

C_v表示定容比热；

V_h－气缸工作容积；

ε－压缩比；

λs－曲柄半径连杆比；

D－气缸直径；

L－活塞行程；

R－理想气体状态方程中的气态常数；

步骤S5-5-2：第四行程二次压缩阶段消耗的功ΔU₂＝U₁-U₃U₁＝u₁*m_SU₃＝u₃*m_S

式中：

U₁表示二次压缩终了气缸内废气的内能；

U₃表示二次压缩开始时气缸内废气的内能；

比内能：

$u_3=0.14455\left[\begin{array}{c}-(0.0975+\frac{0.0485}{{\mathrm{\λ}}^{0.75}}){(T_3-273)}^3\×{10}^{-6}+(7.768+\frac{3.36}{{\mathrm{\λ}}^{0.8}}){(T_3-273)}^2\×{10}^{-4}+\\ (489.6+\frac{46.4}{{\mathrm{\λ}}^{0.93}})\×(T_3-273)\×{10}^{-2}+1356.8+\frac{46.8}{\mathrm{\λ}}\end{array}\right]$

式中：

T₃—二次压缩开始时刻气缸内废气的温度；

T₃根据如下过程获得：

第一次排气阶段总微分方程

能量方程：

质量方程：

式中：

Q_B—燃烧放出的热量；

作用在活塞上的机械功；

m_E—流入气缸的质量，H₂dm_E表示在期间流入质量微元dm_E所带入气缸的能量；

m_A—流出气缸的质量，Hdm_A表示流出质量微元dm_A所带出气缸的能量；

H₂—进气门前的比焓；

H—缸内的比焓；

λ—过量空气系数；

第一次排气阶段：故能量方程可简化为：

h-u＝RT

整理得总微分方程为：

其中：

P＝nRT/V

$V_h=\frac{{\mathrm{\πD}}^2}{4}L$

步骤S5-6：根据第一排气凸轮的关闭角确定第一排气凸缘的全包角

部分排气持续角＝第一排气凸缘的关闭角-第一排气凸缘的开启角，第一排气凸缘的全包角＝1/3部分排气持续角；

步骤S6：改装排气凸轮的第二排气凸缘

六冲程单缸柴油机的排气冲程的排气提前角和排气迟闭角与四冲程单缸柴油机的排气冲程的排气提前角和排气迟闭角相同，得到六冲程单缸柴油机凸轮轴的第二排气凸缘的排气持续角＝排气提前角+排气迟闭角+180°，确定六冲程单缸柴油机凸轮轴的第二排气凸缘的全包角，第二排气凸缘的全包角＝1/3排气持续角；第二排气凸缘的最大升程与四冲程单缸柴油机的排气凸缘的最大升程一致；

步骤S7：确定第一排气凸缘与第二排气凸缘的相对相位角

根据六冲程单缸柴油机的排气冲程的排气提前角和排气迟闭角，确定第一排气凸缘与第二排气凸缘的相对相位角，第一排气凸缘与第二排气凸缘的相对相位角＝1/3(1/2部分排气持续角+90°+180°-排气提前角+1/2排气持续角)。

本发明与现有技术相比，有益的技术效果在于：

本发明实现了单缸柴油机凸轮轴从四冲程用向六冲程用的改装，为六冲程单缸柴油机提供一种凸轮轴及其设计方法，促进了六冲程工作原理向生产实践的转化，在没有增加轴的前提下，设计了关键的两凸点排气凸轮，实现了六冲程第一次部分排气与第二次完全排气两次排气过程，基于丰满度优化了凸轮型线，根据剩余废气质量与凸轮型线设计第一排气凸轮的最大升程，为凸轮轴从四冲程向六冲程的改装提供了一整套改装方法。

附图说明

图1是六冲程单缸柴油机凸轮轴整体结构示意图。

图2是进气凸轮结构示意图。

图3是部分排气凸缘最大升程6mm的排气凸轮正视结构示意图。

图4是六冲程单缸柴油机工作过程示意图。

图中各个标号的含义为：1-凸轮轴主轴，2-正时齿轮，3-动力段，4-配气段，5-油泵凸轮，6-水泵凸轮，7-进气凸轮，8-排气凸轮，9-进气凸缘，10-第一排气凸缘，11-第二排气凸缘。

以下结合附图和实施例对本发明的具体内容做进一步详细地说明。

具体实施方式

六冲程单缸柴油机的工作原理如图4所示，六行程单缸柴油机的前三个行程与四行程单缸柴油机完全一致，分别为进气、压缩与做功行程。进气提前角与迟闭角与四行程单缸柴油机保持一致。对应曲轴转角：0～540℃A。

部分排气及二次压缩冲程：在四行程发动机排气行程的基础上改进。第一，取消部分排气的提前角；第二，排气门提前关闭，在630℃A关闭排气门；第三，活塞继续上行，对剩余废气进行二次压缩。对应曲轴转角：540～720℃A。

蒸汽膨胀冲程：从720℃A开始，将一定量的水(来自冷却系统)喷入气缸内，水蒸发汽化吸收废气的热量，将废气的内能转化为推动活塞的有用功。对应曲轴转角：720～900℃A。

排气冲程：将废气与水蒸汽排出气缸。排气提前角与迟闭角与四行程发动机保持一致，对应曲轴转角：900～1080℃A。

需要说明的是本发明中的部分排气持续角是指在部分排气及二次压缩冲程，排气门从打开到关闭对应曲轴转过的角度。

需要说明的是本发明中的CA(英文全称Crankangle)，意思为曲轴转角。

六冲程单缸柴油机高压喷水系统利用高压水泵将适量的冷却水在适当的时间内经喷水器喷入汽缸，所用水是发动机冷却系统的冷却水。这是由于正常情况下发动机冷却系统的水温为70℃左右，与常温状态下的水相比，这种状态下的水进入汽缸后可以快速汽化，缩短汽化时间，同时回收冷却系的热量。高压喷水泵和喷水器的回水管与补水箱相连接。这样就保证了进入喷水系统的水一直处于70℃左右。

单缸机生产厂商只需要对相应的喷油系统进行重新标定；加装一套标定过的喷水系统，对结构进行调整后，即可生产六冲程单缸柴油机。六冲程单缸柴油机相当于内燃机与蒸汽机的结合，可以提高有效热效率。应用领域为拖拉机发动机。

以下给出本发明的具体实施例，需要说明的是本发明并不局限于以下具体实施例，凡在本申请技术方案基础上做的等同变换均落入本发明的保护范围。

实施例：

本发明以ZH1105W型单缸柴油机的参数为基础，设计新型六冲程单缸柴油机机凸轮轴。ZH1105W型单缸柴油机进气门的提前角为12°，迟闭角为38°，排气提前角为55°，排气迟闭角为12°；进气凸轮最大升程为8mm，排气凸轮最大升程为6mm；凸轮轴基圆半径为20mm。进气持续角为230℃A，进气凸轮全包角为78°。

如图1至图3所示，本实施例给出一种四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装为六冲程用凸轮轴，由四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装的六冲程用凸轮轴包括凸轮轴主轴1，在凸轮轴主轴1上固定装配有正时齿轮2，正时齿轮2将凸轮轴主轴1分为动力段3和配气段4，动力段3设置有油泵凸轮5，配气段4设置有进气凸轮7和排气凸轮8；

所述的正时齿轮2与单缸柴油机的曲轴之间的的转速比为1:3；

所述的动力段3还设置有水泵凸轮6；

所述的进气凸轮7上设置有一个进气凸缘9，所述的排气凸轮8上设置有第一排气凸缘10和第二排气凸缘11，所述的进气凸缘9、第一排气凸缘10和第二排气凸缘11均为轴对称结构；

所述的改装方法包括以下步骤：

步骤S1：改装正时齿轮2

以四冲程单缸柴油机凸轮轴为基础，将正时齿轮2与单缸柴油机的曲轴的转速比确定为1:3；

ZH1105W型单缸柴油机曲轴正时齿轮齿数z₂＝18，因为六冲程发动机曲轴与凸轮轴传动比i为3:1，则由公式得六冲程发动机凸轮轴正时齿轮齿数z₁＝54。

ZH1105W型单缸柴油机凸轮轴正时齿轮分度圆直径d＝108mm，齿数为36，则由公式d＝mz计算得模数m＝3。满足正常啮合传动的条件是凸轮轴正时齿轮与曲轴正时齿轮模数相等，则六冲程发动机凸轮轴正时齿轮模数m＝3。

通过六冲程发动机凸轮轴正时齿轮齿数z₁＝54，模数m＝3，压力角α＝20°，齿顶高系数h_a ^*＝1，顶隙系数c^*＝0.25，可以分别计算出分度圆直径、齿顶高、齿根高、齿顶圆直径、齿根圆直径、基圆直径、齿轮厚度等。其中压力角、齿顶高系数、顶隙系数都选取的是标准值。

分度圆直径d＝mz＝162mm，

齿顶高h_a＝h_a ^*m＝3，

齿根高h_f＝(h_a ^*+c^*)m＝3.75，

齿顶圆直径d_a＝(z₁+2h_a ^*)m＝168，

齿根圆直径d_f＝(z₁-2h_a ^*-2c^*)m＝154.5，

基圆直径d_b＝dcosα＝152.23mm，

齿距p＝πm

齿厚 $s=\frac{\mathrm{\π}m}{2}$

齿根圆角半径p_f≈0.38m

渐开线在直角坐标系下的的参数方程： $\begin{array}{c}x=r_b\sin \left(\mathrm{\π}t\right)-{\mathrm{\πr}}_{b}t\cos \left(\mathrm{\π}t\right)\\ y=r_b\cos \left(\mathrm{\π}t\right)+{\mathrm{\πr}}_{b}t\sin \left(\mathrm{\π}t\right)\end{array}$

其中r_b为基圆的半径，展角t∈(0,0.4)

步骤S2：增加水泵凸轮6

在凸轮轴主轴1的动力段3设置一个结构与油泵凸轮5结构相同的水泵凸轮6；

步骤S3：确定进气凸轮7和排气凸轮8的位置

在凸轮轴主轴1的配气段4与四冲程单缸柴油机凸轮轴上相同的位置处安装有进气凸轮7和排气凸轮8；

步骤S4：改装进气凸轮7的进气凸缘9

六冲程单缸柴油机的进气门的进气提前角和进气迟闭角与四冲程单缸柴油机的进气门的进气提前角12°和进气迟闭角38°相同，得到进气持续角＝进气提前角+进气迟闭角+180°＝230°，确定六冲程单缸柴油机凸轮轴的进气凸缘9的全包角，进气凸缘9的全包角＝1/3进气持续角＝76.7°，取整得78°因为发动机凸轮凸缘形状是对称分布的，只有近似值取偶数，才能保证凸轮凸缘形状的对称，故取值为78°。

六冲程单缸柴油机的进气凸缘9的最大升程与四冲程单缸柴油机的进气凸缘9的最大升程8mm相同；

步骤S5：改装排气凸轮8的第一排气凸缘10

根据六冲程单缸柴油机的部分排气及二次压缩冲程，该冲程部分排气无排气提前角，也无排气迟闭角，得到六冲程单缸柴油机凸轮轴的第一排气凸缘10的开启角为540°，确定六冲程单缸柴油机凸轮轴的第一排气凸缘10的全包角，第一排气凸缘10的全包角＝1/3部分排气持续角，部分排气持续角的具体设计过程如下所述：

步骤S5-1：确定凸轮型线

根据凸轮的可靠性，从动件正弦加速度运动规律的加速度曲线没有突变，在连续运动中不会产生冲击，能够应用于高速场合，因此采用正弦加速度运动曲线作为凸轮型线，凸轮型线对应的运动方程为：

式中：

Φ为第一排气凸缘的半包角；

h为第一排气凸缘的最大升程；

s表示从动件推杆的位移；

ν表示从动件推杆的速度；

ω表示从动件推杆的角速度；

步骤S5-2：确定凸轮的最大升程

凸轮的最大升程小于等于四冲程单缸柴油机的排气凸轮的最大升程6mm，选择一个凸轮的最大升程6mm；

步骤S5-3：根据凸轮型线对应的运动方程和凸轮的最大升程确定排气量：

$m_A=-{\mathrm{\μ}}_A{A}_A\sqrt{2P\mathrm{\ρ}}\sqrt{\frac{\mathrm{\κ}}{\mathrm{\κ}-1}\[{\left(\frac{P_3}{P}\right)}^{\frac{2}{\mathrm{\κ}}}-{\left(\frac{P_3}{P}\right)}^{\frac{\mathrm{\κ}+1}{\mathrm{\κ}}}\]}$

式中：

μ_A-排气阀流量系数；

A_A-排气阀几何流动截面；

μ_AA_A-排气阀有效流通截面；

P-气缸压力；

ρ-气缸内废气密度；

$\mathrm{\κ}=\frac{\mathrm{\λ}-1}{0.0698+\mathrm{\λ}};$

λ-气缸内气体过量空气系数；

P₃-排气阀后的压力；

步骤S5-4：根据排气量确定剩余废气量

m_s＝m_L+m_B0-m_A

式中：

m_L-每一循环流入气缸的空气质量；

m_B0-循环喷油量；

m_A-流出气缸的废气质量；

m_S-气缸内剩余废气质量；

在不同负荷下的剩余废气量结果见表1。

表1不同负荷下的剩余废气量结果

转速	循环喷油量/克	第一次排气终了剩余废气质量/克
			1503	0.011928	0.639591

1496	0.016422	0.655525
			1498	0.021055	0.646634
1506	0.025352	0.644573
			1510	0.031221	0.659117
1518	0.036087	0.647628
			1809	0.011969	0.590055
1802	0.016554	0.640185
			1798	0.020739	0.6445669
1808	0.025694	0.629615
			1818	0.030833	0.629841
1804	0.035421	0.63785

步骤S5-5：根据剩余废气量确定第一排气凸轮的关闭角

在六冲程单缸柴油机的部分排气及二次压缩冲程内，即在540°～720℃A范围内，选择610°、620°、630°、640°、650°、660°、670°与680℃A八个第一排气凸轮的关闭角对应的曲轴转角，对于选取的每一个曲轴转角，根据剩余废气量、以及喷水膨胀做功冲程结束时缸内的温度为100℃，压力为1Bar，按照下述方法确定吸收的废气内能-二次压缩的负功的绝对值差值，当吸收的废气内能-二次压缩的负功的绝对值差值最大且压缩负功同时不能超过燃烧做功的一半时，利用的有效功最高，选择该条件下的关闭角；

具体确定吸收的废气内能ΔU₁减去二次压缩的负功的绝对值ΔU₂的差值ΔU的计算过程如下：

ΔU＝ΔU₁-ΔU₂

步骤S5-5-1：第五行程喷水膨胀阶段具体吸收的废气内能ΔU₁＝U₁-U₂U₁＝u₁*m_SU₂＝u₂*m_S

U₁-二次压缩终了气缸内废气的内能，U₂-喷水膨胀行程终了时气缸内废气的内能比内能：

$u_1=0.14455\left[\begin{array}{c}-(0.0975+\frac{0.0485}{{\mathrm{\λ}}^{0.75}}){(T_1-273)}^3\×{10}^{-6}+(7.768+\frac{3.36}{{\mathrm{\λ}}^{0.8}}){(T_1-273)}^2\×{10}^{-4}+\\ (489.6+\frac{46.4}{{\mathrm{\λ}}^{0.93}})\×(T_1-273)\×{10}^{-2}+1356.8+\frac{46.8}{\mathrm{\λ}}\end{array}\right]$

$u_2=0.14455\left[\begin{array}{c}-(0.0975+\frac{0.0485}{{\mathrm{\λ}}^{0.75}}){(T_2-273)}^3\×{10}^{-6}+(7.768+\frac{3.36}{{\mathrm{\λ}}^{0.8}}){(T_2-273)}^2\×{10}^{-4}+\\ (489.6+\frac{46.4}{{\mathrm{\λ}}^{0.93}})\×(T_2-273)\×{10}^{-2}+1356.8+\frac{46.8}{\mathrm{\λ}}\end{array}\right]$

式中：

m_S—二次压缩终了时刻气缸内剩余质量；

气缸内废气的过量空气系数；

m_B0—循环喷油量m_L－吸入气缸空气质量L₀－理论空气量14.3；

T₁—二次压缩终了时刻的温度，即喷水行程开始时刻气缸内废气的温度；

T₂—喷水行程终了混合气的温度，为100℃；

T₁根据如下过程获得：

第二次压缩阶段总微分方程

能量方程：

质量方程：

第二次压缩阶段：故能量方程可简化为

式中：

Q_B—燃烧放出的热量；

作用在活塞上的机械功；

m_E—流入气缸的质量，H₂dm_E表示在期间流入质量微元dm_E所带入气缸的能量；

m_A—流出气缸的质量，Hdm_A表示流出质量微元dm_A所带出气缸的能量；

H₂—进气门前的比焓；

H—缸内的比焓；

λ—过量空气系数；

第二次压缩阶段：故能量方程可简化为

其中：

P＝nRT/V

$V_h=\frac{{\mathrm{\πD}}^2}{4}L$

式中：

m表示部分排气终了时气缸内剩余废气量，即m＝m_S；

C_v表示定容比热；

V_h－气缸工作容积；

ε－压缩比；

λs－曲柄半径连杆比；

D－气缸直径；

L－活塞行程；

R－理想气体状态方程中的气态常数；

最终得到的T₁如表2所示：

表2不同第一次排气排气门关闭角度对应的T₁

第一次排气排气门关闭角度	二次压缩终了时刻的温度T1/K
		610°	1916
620°	1802
		630°	1729
640°	1661
		650°	1511
660°	1354
		670°	1220
680°	1113

步骤S5-5-2：第四行程二次压缩阶段消耗的功ΔU₂＝U₁-U₃U₁＝u₁*m_SU₃＝u₃*m_S

比内能：

$u_3=0.14455\left[\begin{array}{c}-(0.0975+\frac{0.0485}{{\mathrm{\λ}}^{0.75}}){(T_3-273)}^3\×{10}^{-6}+(7.768+\frac{3.36}{{\mathrm{\λ}}^{0.8}}){(T_3-273)}^2\×{10}^{-4}+\\ (489.6+\frac{46.4}{{\mathrm{\λ}}^{0.93}})\×(T_3-273)\×{10}^{-2}+1356.8+\frac{46.8}{\mathrm{\λ}}\end{array}\right]$

式中：

T₃—二次压缩开始时刻气缸内废气的温度；

T₃根据如下过程获得：

第一次排气阶段总微分方程

能量方程：

质量方程：

式中：

Q_B—燃烧放出的热量；

作用在活塞上的机械功；

m_E—流入气缸的质量，H₂dm_E表示在期间流入质量微元dm_E所带入气缸的能量；m_A—流出气缸的质量，Hdm_A表示流出质量微元dm_A所带出气缸的能量；

H₂—进气门前的比焓；

H—缸内的比焓；

λ—过量空气系数；

第一次排气阶段：故能量方程可简化为：

h-u＝RT

整理得总微分方程为：

其中：

P＝nRT/V

$V_h=\frac{{\mathrm{\πD}}^2}{4}L$

最终得到的不同第一次排气排气门关闭角度下的T₃如表3所示。

表3不同第一次排气排气门关闭角度下的T₃

第一次排气排气门关闭角度	二次压缩开始时刻气缸内废气的温度T3/K
		610°	926
620°	894
		630°	863
640°	827
		650℃	795
660°	771
		670°	737
680°	704

最后得到610°、620°、630°、640°、650°、660°、670°与680℃A八个第一排气凸轮的关闭角对应的ΔU如表4所示。

表4不同第一排气凸轮的关闭角对应的ΔU

第一次排气排气门关闭角度	ΔU/KJ
		610°	0.191417
620°	0.264257
		630°	0.333169
640°	0.266976
		650℃	0.191417
660°	0.132728
		670°	0.081106
680°	0.025412

根据表4的结果和约束条件，当吸收的废气内能-二次压缩的负功的绝对值差值最大且压缩负功同时不能超过燃烧做功的一半时，利用的有效功最高，选择该条件下的关闭角，因此选择的第一排气凸轮的关闭角为630°。

步骤S5-6：根据第一排气凸轮的关闭角确定第一排气凸缘10的全包角

部分排气持续角＝第一排气凸缘的关闭角-第一排气凸缘的开启角＝630°-540°＝90°，第一排气凸缘10的全包角＝1/3部分排气持续角＝1/3×90°＝30°。

步骤S6：改装排气凸轮8的第二排气凸缘11

六冲程单缸柴油机的排气冲程的排气提前角和排气迟闭角与四冲程单缸柴油机的排气冲程的排气提前角55°和排气迟闭角12°相同，得到六冲程单缸柴油机凸轮轴的第二排气凸缘11的排气持续角＝排气提前角+排气迟闭角+180°＝247°，确定六冲程单缸柴油机凸轮轴的第二排气凸缘11的全包角，第二排气凸缘11的全包角＝1/3排气持续角＝82.3°，取整得83°；第二排气凸缘11的最大升程与四冲程单缸柴油机的排气凸缘的最大升程6mm一致；

步骤S7：确定第一排气凸缘10与第二排气凸缘11的相对相位角

根据六冲程单缸柴油机的排气冲程的排气提前角和排气迟闭角，确定第一排气凸缘10与第二排气凸缘11的相对相位角，第一排气凸缘10与第二排气凸缘11的相对相位角＝1/3(1/2部分排气持续角+90°+180°-排气提前角+1/2排气持续角)＝1/3(1/2×90°+90°+180°-55°+1/2×247°)＝127.8°，取整得128°。

Claims (1)

1.一种四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装为六冲程用凸轮轴的方法，由四冲程单缸柴油机用凸轮轴改装的六冲程用凸轮轴包括凸轮轴主轴(1)，在凸轮轴主轴(1)上固定装配有正时齿轮(2)，正时齿轮(2)将凸轮轴主轴(1)分为动力段(3)和配气段(4)，动力段(3)设置有油泵凸轮(5)，配气段(4)设置有进气凸轮(7)和排气凸轮(8)，其特征在于：

所述的动力段(3)还设置有水泵凸轮(6)；

所述的进气凸轮(7)上设置有一个进气凸缘(9)，所述的排气凸轮(8)上设置有第一排气凸缘(10)和第二排气凸缘(11)，所述的进气凸缘(9)、第一排气凸缘(10)和第二排气凸缘(11)均为轴对称结构；

该方法包括以下步骤：

步骤S1：改装正时齿轮(2)

以四冲程单缸柴油机凸轮轴为基础，将正时齿轮(2)与单缸柴油机的曲轴的转速比确定为1:3；

步骤S2：增加水泵凸轮(6)

在凸轮轴主轴(1)的动力段(3)设置一个结构与油泵凸轮(5)结构相同的水泵凸轮(6)；

步骤S3：确定进气凸轮(7)和排气凸轮(8)的位置

在凸轮轴主轴(1)的配气段(4)与四冲程单缸柴油机凸轮轴上相同的位置处安装有进气凸轮(7)和排气凸轮(8)；

步骤S4：改装进气凸轮(7)的进气凸缘(9)

六冲程单缸柴油机的进气门的进气提前角和进气迟闭角与四冲程单缸柴油机的进气门的进气提前角和进气迟闭角相同，得到进气持续角＝进气提前角+进气迟闭角+180°，确定六冲程单缸柴油机凸轮轴的进气凸缘(9)的全包角，进气凸缘(9)的全包角＝1/3进气持续角；

六冲程单缸柴油机的进气凸缘(9)的最大升程与四冲程单缸柴油机的进气凸缘(9)的最大升程相同；

步骤S5：改装排气凸轮(8)的第一排气凸缘(10)

根据六冲程单缸柴油机的部分排气及二次压缩冲程，该冲程部分排气无排气提前角，也无排气迟闭角，得到六冲程单缸柴油机凸轮轴的第一排气凸缘(10)的开启角为540°，确定六冲程单缸柴油机凸轮轴的第一排气凸缘(10)的全包角，第一排气凸缘(10)的全包角＝1/3部分排气持续角，部分排气持续角的具体设计过程如下所述：

步骤S5-1：确定凸轮型线

根据凸轮的可靠性，从动件正弦加速度运动规律的加速度曲线没有突变，在连续运动中不会产生冲击，能够应用于高速场合，因此采用正弦加速度运动曲线作为凸轮型线，凸轮型线对应的运动方程为：

式中：

Φ为第一排气凸缘的半包角；

h为第一排气凸缘的最大升程；

s表示从动件推杆的位移；

ν表示从动件推杆的速度；

ω表示从动件推杆的角速度；

步骤S5-2：确定凸轮的最大升程

凸轮的最大升程小于等于四冲程单缸柴油机的排气凸轮的最大升程，选择一个凸轮的最大升程；

步骤S5-3：根据凸轮型线对应的运动方程和凸轮的最大升程确定排气量

$m_A=-{\mathrm{\μ}}_A{A}_A\sqrt{2P\mathrm{\ρ}}\sqrt{\frac{\mathrm{\κ}}{\mathrm{\κ}-1}\[{\left(\frac{P_3}{P}\right)}^{\frac{2}{\mathrm{\κ}}}-{\left(\frac{P_3}{P}\right)}^{\frac{\mathrm{\κ}+1}{\mathrm{\κ}}}\]}$

式中：

μ_A-排气阀流量系数；

A_A-排气阀几何流动截面；

μ_AA_A-排气阀有效流通截面；

P-气缸压力；

ρ-气缸内废气密度；

$\mathrm{\κ}=\frac{\mathrm{\λ}-1}{0.0698+\mathrm{\λ}};$

λ-气缸内气体过量空气系数；

P₃-排气阀后的压力；

步骤S5-4：根据排气量确定剩余废气量

m_s＝m_L+m_B0-m_A

式中：

m_L-每一循环流入气缸的空气质量；

m_B0-循环喷油量；

m_A-流出气缸的废气质量；

m_S-气缸内剩余废气质量；

步骤S5-5：根据剩余废气量确定第一排气凸轮的关闭角

在六冲程单缸柴油机的部分排气及二次压缩冲程内，选择一系列第一排气凸轮的关闭角对应的曲轴转角，对于选取的每一个曲轴转角，根据剩余废气量、以及喷水膨胀做功冲程结束时缸内的温度为100℃，压力为1Bar，确定吸收的废气内能-二次压缩的负功的绝对值差值，当吸收的废气内能-二次压缩的负功的绝对值差值最大且压缩负功同时不能超过燃烧做功的一半时，利用的有效功最高，选择吸收的废气内能-二次压缩的负功的绝对值差值最大且压缩负功同时不能超过燃烧做功的一半条件下的关闭角；

具体确定吸收的废气内能ΔU₁减去二次压缩的负功的绝对值ΔU₂的差值ΔU的计算过程如下：

ΔU＝ΔU₁-ΔU₂

步骤S5-5-1：第五行程喷水膨胀阶段具体吸收的废气内能ΔU₁＝U₁-U₂U₁＝u₁*m_SU₂＝u₂*m_S

U₁-二次压缩终了气缸内废气的内能，U₂-喷水膨胀行程终了时气缸内废气的内能比内能：

$u_1=0.14455\left[\begin{array}{c}-(0.0975+\frac{0.0485}{{\mathrm{\λ}}^{0.75}}){\left(T_1-273\right)}^3\×{10}^{-6}+(7.768+\frac{3.36}{{\mathrm{\λ}}^{0.8}}){\left(T_1-273\right)}^2\×{10}^{-4}+\\ (489.6+\frac{46.4}{{\mathrm{\λ}}^{0.93}})\×(T_1-273)\×{10}^{-2}+1356.8+\frac{46.8}{\mathrm{\λ}}\end{array}\right]$

$u_2=0.14455\left[\begin{array}{c}-(0.0975+\frac{0.0485}{{\mathrm{\λ}}^{0.75}}){\left(T_2-273\right)}^3\×{10}^{-6}+(7.768+\frac{3.36}{{\mathrm{\λ}}^{0.8}}){\left(T_2-273\right)}^2\×{10}^{-4}+\\ (489.6+\frac{46.4}{{\mathrm{\λ}}^{0.93}})\×(T_2-273)\×{10}^{-2}+1356.8+\frac{46.8}{\mathrm{\λ}}\end{array}\right]$

式中：

m_S—二次压缩终了时刻气缸内剩余质量；

气缸内废气的过量空气系数；

m_B0—循环喷油量m_L－吸入气缸空气质量L₀－理论空气量14.3；

T₁—二次压缩终了时刻的温度，即喷水行程开始时刻气缸内废气的温度；

T₂—喷水行程终了混合气的温度，为100℃；

T₁根据如下过程获得：

第二次压缩阶段总微分方程

能量方程：

质量方程：

式中：

Q_B—燃烧放出的热量；

作用在活塞上的机械功；

m_E—流入气缸的质量，H₂dm_E表示在期间流入质量微元dm_E所带入气缸的能量；

m_A—流出气缸的质量，Hdm_A表示流出质量微元dm_A所带出气缸的能量；

H₂—进气门前的比焓；

H—缸内的比焓；

λ—过量空气系数；

第二次压缩阶段：故能量方程可简化为

其中：

P＝nRT/V

$V_h=\frac{{\mathrm{\πD}}^2}{4}L$

式中：

m表示部分排气终了时气缸内剩余废气量，即m＝m_S；

C_v表示定容比热；

V_h－气缸工作容积；

ε－压缩比；

λs－曲柄半径连杆比；

D－气缸直径；

L－活塞行程；

R－理想气体状态方程中的气态常数；

步骤S5-5-2：第四行程二次压缩阶段消耗的功ΔU₂＝U₁-U₃U₁＝u₁*m_SU₃＝u₃*m_S

式中：

U₁表示二次压缩终了气缸内废气的内能；

U₃表示二次压缩开始时气缸内废气的内能；

比内能：

$u_3=0.14455\left[\begin{array}{c}-(0.0975+\frac{0.0485}{{\mathrm{\λ}}^{0.75}}){\left(T_3-273\right)}^3\×{10}^{-6}+(7.768+\frac{3.36}{{\mathrm{\λ}}^{0.8}}){\left(T_3-273\right)}^2\×{10}^{-4}+\\ (489.6+\frac{46.4}{{\mathrm{\λ}}^{0.93}})\×(T_3-273)\×{10}^{-2}+1356.8+\frac{46.8}{\mathrm{\λ}}\end{array}\right]$

式中：

T₃—二次压缩开始时刻气缸内废气的温度；

T₃根据如下过程获得：

第一次排气阶段总微分方程

能量方程：

质量方程：

式中：

Q_B—燃烧放出的热量；

作用在活塞上的机械功；

m_E—流入气缸的质量，H₂dm_E表示在期间流入质量微元dm_E所带入气缸的能量；

m_A—流出气缸的质量，Hdm_A表示流出质量微元dm_A所带出气缸的能量；

H₂—进气门前的比焓；

H—缸内的比焓；

λ—过量空气系数；

第一次排气阶段：故能量方程可简化为：

h-u＝RT

整理得总微分方程为：

其中：

P＝nRT/V

$V_h=\frac{{\mathrm{\πD}}^2}{4}L$

步骤S5-6：根据第一排气凸轮的关闭角确定第一排气凸缘(10)的全包角

部分排气持续角＝第一排气凸缘的关闭角-第一排气凸缘的开启角，第一排气凸缘(10)的全包角＝1/3部分排气持续角；

步骤S6：改装排气凸轮(8)的第二排气凸缘(11)

六冲程单缸柴油机的排气冲程的排气提前角和排气迟闭角与四冲程单缸柴油机的排气冲程的排气提前角和排气迟闭角相同，得到六冲程单缸柴油机凸轮轴的第二排气凸缘(11)的排气持续角＝排气提前角+排气迟闭角+180°，确定六冲程单缸柴油机凸轮轴的第二排气凸缘(11)的全包角，第二排气凸缘(11)的全包角＝1/3排气持续角；第二排气凸缘(11)的最大升程与四冲程单缸柴油机的排气凸缘的最大升程一致；

步骤S7：确定第一排气凸缘(10)与第二排气凸缘(11)的相对相位角

根据六冲程单缸柴油机的排气冲程的排气提前角和排气迟闭角，确定第一排气凸缘(10)与第二排气凸缘(11)的相对相位角，第一排气凸缘(10)与第二排气凸缘(11)的相对相位角＝1/3(1/2部分排气持续角+90°+180°-排气提前角+1/2排气持续角)。