CN113294260A - 一种内燃机做功效率提升的方法 - Google Patents

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Abstract

本发明公开了一种内燃机做功效率提升的方法，调整内燃机的缸体、活塞、曲柄和连杆，以优化工作过程，提高内燃机输出扭矩矩。缸体的中心线为N,曲柄的转心与活塞的上止点连线为M，其特征在于：N与M呈夹角δ，且δ为锐角；内燃机的行程缸径比不小于1.2；曲柄和连杆的曲柄连杆比不小于1:3.2；曲柄的最高转速小于3000转每分、怠速转速小于600转每分；缸体的排气门打开推迟5‑12°的曲轴转角；内燃机的点火角在活塞上止点之后0‑7°曲轴转角；缸体的进气门打开推迟5‑12°的曲轴转角。本发明主要通过斜置内燃机的缸体，并适配调整曲柄连杆比、行程缸径比、曲柄的转速、气缸的排气门打开时序、内燃机点火时序和气缸的进气门打开时序来组合式提升内燃机的作用效率，效果良好。

Description

一种内燃机做功效率提升的方法
技术领域
本发明涉及往复式活塞式机械技术领域，特别涉及一种内燃机做功效率提升的方法。
背景技术
内燃机是一种动力机械，它是通过使燃料在机器内部燃烧，并将其放出的热能直接转换为动力的热力发动机，广义上的内燃机不仅包括往复活塞式内燃机、旋转活塞式发动机和自由活塞式发动机，也包括旋转叶轮式的喷气式发动机，但通常所说的内燃机是指往复活塞式内燃机。
活塞式内燃机以往复活塞式作为普遍，广泛见于汽车和船舶等的柴油机和汽油机。往复活塞式内燃机将燃料和空气混合，在其气缸内燃烧，释放出的热能使气缸内产生高温高压的燃气。燃气膨胀推动活塞做功，在通过曲柄连杆机构或其他机构将机械功输出，驱动机械工作。
对于往复式活塞内燃机在原理上的几何特性，及技术指标，请参见图1和图2，其中曲柄的长度为r，连杆的长度为l，连杆与活塞的连接点位A，活塞运动的上止点为A’，下止点为A”,曲柄半径与连杆的夹角为θ，连杆摆角为β，曲轴转角为α。如图1和图2所示，该图形为现有技术中常规模式下，曲柄连杆和气缸的布置关系，其重要特点是，所述N与M呈夹角δ，且δ为锐角。
关于往复式活塞内燃机的属性，曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对连杆夹角θ的影响如图3所示，从图3(虚线—r/l＝1/2,实线—r/l＝1/4)可知，曲轴转角0-65°CA范围，曲柄连杆比越大，曲柄半径与连杆夹角θ越接近90°，θ越接近90°，切向力Ft越大，输出扭矩(力矩)越大。
在曲柄半径r不变时，不同曲柄连杆比对连杆摆角β的影响如图4(虚线—r/l＝1/2,实线—r/l＝1/4)所示，如图4可知，曲柄连杆比越大，连杆摆角β越大，β越大，摩擦力越大摩擦损失越大，会制约0-90°CA范围缸内工质压力的增大。
在曲柄半径r不变时，不同曲柄连杆比对活塞行程的影响，从图5(虚线—r/l＝1/2,实线—r/l＝1/4)所示，曲轴转角15-165°CA、215-330°CA范围，曲柄连杆比越大，活塞行程S越大，当排量相同，缸径相同时，等容度越小，即相同曲轴转角时，燃烧室的体积越大。
当曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对活塞速度v的影响，如图6(虚线—r/l＝1/2,实线—r/l＝1/4)所示，从图6可知，曲轴转角0-85°CA范围，曲柄连杆比越大，活塞速度v越大，v越大，气流速度越大，气流速度越大有助于快速燃烧，曲柄连杆比越大其对应的发动机的最高曲轴转速会越低。或者说，同样的活塞速度，曲柄转速更低。
当曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对活塞加速度a的影响，如图7(虚线—r/l＝1/2,实线—r/l＝1/4)所示，从图7可知，曲柄连杆比越大，最大加速度越大。
当曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对往复惯性力的影响，从图8(虚线—r/l＝1/2,实线—r/l＝1/4)可知，曲柄连杆比越大，往复惯性力的最大值越大。
由图3-图8可知，为了提高效率，应当让最大工质压力对应的曲柄与连杆夹角θ更接近90°，但其对应的连杆摆角较大。因此，降低连杆摆角成为了问题的关键。众所周知，转速越高，发动机内阻越大，机械损失越大，为了提高效率，应当降低活塞速度和曲柄连杆速度，进而会降低活塞的加速度，进而会降低往复质量的惯性力，找出这几项指标实现平衡的方案，在提高内燃机效率的同时，还要保证必要的动力。在作为汽油机用于汽车时，还要保证车辆主观驾乘感受。
发动机在轻量化、强化、涡轮增压、低速大扭后，一个突出问题是曲轴主轴承的最大受力明显增大。
在内燃机的性能设置中，除了以上参数作为考虑，还有行程缸径比、曲柄连杆比、曲柄转速、排气门打开时序、点火时序和进气时序进行综合考量和调校，以达到最优的或者目标性能。其中，排气门打开时间、点火时间和进气时间本领域是以曲柄转角作为度衡的。
涉及到的相关公式有：活塞销的受力F＝Fg+Fj(矢量求和)(Fg-活塞受的缸内工质压力、Fj-往复质量的往复惯性力)；活塞的侧压力Fc＝F*tanβ；曲柄半径处的切向力Ft＝F*sinθ/cosβ；摩擦力产生的阻力矩Tm＝Fc*0.2*sinθ/cosβ；输出力矩T＝Ft*r-Tm。
发明内容
有鉴于上述情况，本发明的目的是提供一种内燃机做功效率提升的方法，方案如下：
一种内燃机做功效率提升的方法，调整内燃机的缸体、活塞、曲柄和连杆，所述缸体的中心线为N,所述曲柄的转心与所述活塞的上止点连线为M，且：
所述N与M呈夹角δ，且δ为锐角；
所述内燃机的行程缸径比不小于1.2；
所述曲柄和连杆的曲柄连杆比不小于1:3.2；
所述曲柄的最高转动速度小于3000转每分、怠速转速小于600转每分；
所述缸体的排气门打开推迟5-12°的曲轴转角；
内燃机的点火角在所述活塞上止点之后0-7°的曲轴转角；
所述缸体的进气门打开推迟5-12°的曲轴转角。
进一步地，所述δ为6±3°，所述曲柄连杆比为1:3.2。
进一步地，所述δ为8±3°，所述曲柄连杆比为1:3。
进一步地，所述δ为12±3°，所述曲柄连杆比为1:2.5。
进一步地，所述行程缸径比为1.2-1.5。
进一步地，所述δ为4°、5°、6°、7°、8°、9°、10°、11°或12°。
有益效果：本发明构思新颖、设计合理，且便于使用，本发明主要通过斜置内燃机的缸体，并适配调整曲柄连杆比、行程缸径比、曲柄的转速、气缸的排气门打开时序、内燃机点火时序、增大曲柄及转子等转动惯量和气缸的进气门打开时序来组合式提升内燃机的作用效率，效果良好，并明显降低曲轴主轴承的最大受力。
附图说明
图1是现有缸体平置式内燃机一状态下的结构示意图。
图2是现有缸体平置式内燃机另一状态下的结构示意图。
图3是曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对曲柄半径与连杆夹角θ的影响关系图。
图4是曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对连杆摆角β的影响关系图。
图5是曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对活塞行程S的影响关系图。
图6当曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对活塞速度v的影响关系图。
图7当曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对活塞加速度a的影响关系图。
图8当曲柄半径r不变，不同曲柄连杆比对往复惯性力的影响关系图。
图9曲柄连杆比为1/2时，缸体斜置角δ为0、4、8°对曲柄与连杆夹角的影响关系图。
图10曲柄连杆比为1/3时，缸体斜置角δ为0°、4°、8°对曲柄与连杆夹角的影响关系图。
图11曲柄连杆比为1/4时，缸体斜置角δ为0°、4°、8°对曲柄与连杆夹角的影响关系图。
图12曲柄连杆比为1/2时，缸体斜置角δ为0°、4°、8°对连杆摆角的影响关系图。
图13曲柄连杆比为1/3时，缸体斜置角δ为0°、4°、8°对连杆摆角的影响关系图。
图14曲柄连杆比为1/4时，缸体斜置角δ为0°、4°、8°对连杆摆角的影响关系图。
图15为内燃机缸体斜置角为4°，不同曲柄连杆比对连杆摆角的影响示意图。
图16内燃机行程调整前后燃烧室容积示意图。
图17内燃机行程调整前后燃烧室容积的变化示意图。
图18内燃机行程调整前后做功与压缩过程的气缸工质压力曲线示意图。
图19内燃机行程调整前后做功与压缩过程的输出扭矩曲线示意图。
图20内燃机行程调整前后的输出扭矩对比。
图21为本发明缸体斜置式内燃机一状态下的结构示意图。
图22为本发明缸体斜置式内燃机另一状态下的结构示意图。
具体实施方式
下面结合附图和实施例对本发明作在具体实施过程中，作为进一步优选说明：
请参考图21和22，一种内燃机做功效率提升的方法，调整内燃机的缸体、活塞、曲柄和连杆，所述缸体的中心线为N,所述曲柄的转心与所述活塞的上止点连线为M，其要在于：所述N与M呈夹角δ，且δ为锐角；所述内燃机的行程缸径比不小于1.2；所述曲柄和连杆的曲柄连杆比不小于1:3.2；所述曲柄的最高转速小于3000转每分、怠速转速小于600转每分；所述缸体的排气门打开推迟5-12°的曲轴转角；内燃机的点火角在所述活塞上止点之后0-7°的曲轴转角；所述缸体的进气门打开推迟5-12°的曲轴转角。请参考图9，各角度需符合公式，β＝90-acos{[r*sinα-(r+l)*tanδ+r*cosα*tanδ]/[l*(1+tanδ*tanδ)(1/2)]}，其中δ即为缸体的偏角。连杆摆角β作为内燃机的核心制约参数，其超过一定范围会造成内燃机活塞运动的阻力过大，甚至损坏机械。因此基于上述公式对缸体的偏角δ进行限定。同样，对于曲柄半径r和连杆长度l会产生曲柄连杆比对内燃机的制约，为了获取更优的具体方案，进一步地，所述δ为6±3°，所述曲柄连杆比为1:3.2；或进一步地，所述δ为8±3°，所述曲柄连杆比为1:3；或进一步地，所述δ为12±3°，所述曲柄连杆比为1:2.5。
为了提高内燃机的高等容性，提高压缩比，作为进一步的优选，限定所述行程缸径比为1.2-1.5。需要说明的是，具体的行程缸径比会依据曲柄所限定的转速来确定，但通过转速的控制将行程缸径比限定在上述1.2-1.5的范围。
以上为了提高进气速度，便于点燃，通过推迟进气门打开的对应曲轴转角。为了让活塞充分做功，在缸体斜置的情况下活塞下止点对应的曲轴转角推后，以及提高内燃机的压缩比，进而推迟排气门的打开。
以上为了减小做负功，减小早燃和爆燃的负面影响，推迟了点火角。
在具体提实施时，所述δ为4°、5°、6°、7°、8°、9°、10°、11°或12°。
为了支持以上方案设计的科学性，如图9-11所示，在曲柄连杆比为1/2/、1/3和1/4时，缸体在各个斜置角度情况下的连杆夹角影响，其中虚线—δ为0°，点线—δ为4°，实线—δ为8°。本方案偏重提高效率，追求工作过程的高扭矩和扭矩输出的平稳性(均匀性)，提出采用大曲柄连杆比，降低曲轴转速，进而采用缸体斜置技术以应对采用大曲柄连杆比技术后较大工质压力对应连杆摆角β较大，造成磨损和阻力较大的问题。由图9-11所知，缸体斜置角对曲柄与连杆夹角有影响，对曲轴转角0°-60°CA、300-360°CA的θ影响较小。曲柄连杆比越大，缸体斜置角对θ的影响越大。
如图12-14所示，曲柄连杆比为1/2、1/3和1/4时，缸体斜置角δ为0、4、8°对连杆摆角的影响。如图15所示，缸体斜置角为4°，不同曲柄连杆比对连杆摆角的影响，其中虚线—曲柄连杆比为1/2，点线—曲柄连杆比为1/3，实线—曲柄连杆比为1/4。
从图12-14可知，缸体斜置角能改变连杆摆角，缸体斜置角δ越大，连杆摆角改变的幅度越大。曲柄连杆比越大，缸体斜置角对连杆摆角的影响越大。
缸体斜置技术的优点是能大幅度降低了曲轴转角5°-170°CA较大(做功、吸气阶段)工质压力对应的连杆摆角，能有效降低较大工质压力的摩擦损失和摩擦阻力，缸体斜置技术的缺点是大幅增大了曲轴转角180°-360°CA(排气、压缩阶段)的连杆摆角。
基于应对这种问题，需要明了连杆摆角的最大极限角是多少，连杆摆角应小于连杆摆角极限值；推迟点火，让曲轴转角0°-5°CA的工质压力较小；做功阶段，让较大的工质压力发生在曲轴转角5°-70°CA范围内；排气阶段，让更多的废气在曲轴转角180°-210°CA排出，降低排气过程的阻力，即让活塞的(沿着缸体中心线)速度方向变化，与活塞与缸体配合面的防线变化分开。
如图15所示，采用缸体斜置技术后，曲柄连杆比越小，连杆摆角为0°的曲轴转角越推后，例如曲柄连杆比为1/2的连杆摆角0.935°对应的曲轴转角为10°CA，曲柄连杆比为1/3的连杆摆角0.889°对应的曲轴转角为15°CA，曲柄连杆比为1/4的连杆摆角0.830°对应的曲轴转角为20°CA。要想办法让较大的工质压力发生在连杆摆角为0°后的曲轴转角后。
取曲柄连杆比1/3，曲柄半径r＝50，缸体斜置角为0°，则，行程S为100，活塞下止点对应的曲轴转角为180°CA，连杆摆角为0°对应的曲轴转角为0°CA，曲轴轴转角为0°CA对应的活塞行程为0。
取曲柄连杆比1/3，曲柄半径r＝50，缸体斜置角为8°，则，行程S为102，活塞下止点对应的曲轴转角为188°CA，连杆摆角为0.048°对应的曲轴转角为26°CA，轴转角为26°CA对应的活塞行程为6.60。
假设，取曲柄连杆比1/3，曲柄半径r＝50，缸体斜置角为4°，则，行程S为100.5，活塞下止点对应的曲轴转角为184°CA，连杆摆角为0.25°对应的曲轴转角为13°CA，曲轴转角为13°CA对应的活塞行程为1.70。
缸体斜置技术的优点是：行程增大，活塞下止点对应的曲轴转角增大。
缸体斜置技术的缺点是：连杆摆角接近0°时，曲轴转角对应的活塞行程较大，曲轴转角对应的燃烧室的容积较大。为了应对缺点，采用大行程缸径比、超大几何压缩比。
如果排量不变，采用大行程缸径比，采用超大几何压缩比，相应内燃机的参数对比如下表。
Figure BDA0003139803280000091
从图16-17可知，图16中虚线为调整前，点线为调整后，调整后，0-50°CA对应的燃烧室容积有明显减小。
为了给“便于点燃、推迟点火”创造条件，要尽量快速燃烧，或者降低曲柄转速，降低活塞速度。
缸体斜置后，几何压缩比增大后，转速降低后，压缩阶段会有更大的阻力，这需要更大的转动惯量。
曲柄转速降低后，也需要增大曲柄、转子等零部件的转动惯量，以提高输出力矩(扭矩)的均匀性，提高抗负载能力、提高车辆挡位适应性、有助于同样车速发动机的转速更低，有助于节能减排。
如图18所示，为内燃机行程调整前后做功与压缩过程的气缸工质压力曲线(将做功冲程与压缩冲程合并一起考虑)，图19为内燃机行程调整前后做功与压缩过程的输出扭矩曲线(将做功冲程与压缩冲程合并一起考虑)，其中点线—调整前，实线—调整后。调整前后的变化如下表。
Figure BDA0003139803280000101
大行程缸径比、大曲柄连杆比、缸体斜置技术的缺点是，最大功率受到最高转速的限值，最高转速受到连杆摆角极限角的限制。
超大几何压缩比受限于早燃和爆燃，磨损及活塞的转速受限于连杆摆角。
为此，需要对应调整，采用降低曲轴转速、大行程缸径比，增大几何压缩比，高能点火、推迟点火(上止点后点火)、曲柄连杆及转子的大转动惯量相结合。让气缸内的工质压力较大值的对应的曲轴转角更大，如让最大工质压力对应的曲轴转角从12-15°CA推迟到15-20°CA，甚至20-25°CA。让其在点火后快速的燃烧，让连杆摆角方向的变化对应曲轴转角发生在较大工质压力对应曲轴转角之前。如图20所示，为内燃机行程调整前后的输出力矩对比。点线为调整前，实线为调整后。
Figure BDA0003139803280000111
需要说明的是，本技术方案所在的领域所提供参数自身在产生效果时在一个范围内，或者通过几种参数配置将单独类型的参数限定在一个范围内时，范围内的单个数据均是具有相同目的的效果。即由数据组成的有效数据形成为一条平滑的曲线，意为只要落于以上所提供的范围的数据，都应该是本方案所主张保护的范围，基于数值的无法穷尽，以上并未对相关实施数据做一一列举，但并不代表所未具体列举的数值不被现实采用。
通过以上实施例，本发明的目的及结果是提高内燃机的能效，在节能减排上体现技术的价值。基于这种目的，本发明的方案具体是通过在内燃机设计和设置上，相对于现有的技术，采用了内燃机缸体斜置的方式(几何性的描述即为N和M的呈锐角设置，但非曲柄斜置)。在缸体斜置的基础上，相结合地，调整内燃机的行程缸径比、曲柄连杆比、曲柄转速、排气门打开的时序、点火时序、进气门打开的时序，六个要素的改变，形成一整套技术方案，以达到目的。具体的实施展示及论证过程如上。通过本发明中的方案，依据内燃机的特性，在燃烧做功的过程中，各变量如图所示，通过本方案的调配大大提升了内燃机的能效，在环保和经济上具有进步的意义。
以上详细描述了本发明的较佳具体实施例。应当理解，本领域的普通技术人员无需创造性劳动就可以根据本发明的构思作出诸多修改和变化。因此，凡本技术领域中技术人员依本发明的构思在现有技术的基础上通过逻辑分析、推理或者有限的实验可以得到的技术方案，皆应在由权利要求书所确定的保护范围内。

Claims (6)

1.一种内燃机做功效率提升的方法，调整内燃机的缸体、活塞、曲柄和连杆，所述缸体的中心线为N,所述曲柄的转心与所述活塞的上止点连线为M，其特征在于：
所述N与M呈夹角δ，且δ为锐角；
所述内燃机的行程缸径比不小于1.2；
所述曲柄和连杆的曲柄连杆比不小于1:3.2；
所述曲柄的最高转速小于3000转每分、怠速转速小于600转每分；
所述缸体的排气门打开推迟5-12°的曲轴转角；
内燃机的点火角在所述活塞上止点之后0-7°的曲轴转角；
所述缸体的进气门打开推迟5-12°的曲轴转角。
2.如权利要求1所述的内燃机做功效率提升的方法，其特征在于：所述δ为6±3°，所述曲柄连杆比为1:3.2。
3.如权利要求1所述的内燃机做功效率提升的方法，其特征在于：所述δ为8±3°，所述曲柄连杆比为1:3。
4.如权利要求1所述的内燃机做功效率提升的方法，其特征在于：所述δ为12±3°，所述曲柄连杆比为1:2.5。
5.如权利要求1-4任意一项所述的内燃机做功效率提升的方法，其特征在于：所述行程缸径比为1.2-1.5。
6.如权利要求1所述的内燃机做功效率提升的方法，其特征在于：所述δ为4°、5°、6°、7°、8°、9°、10°、11°或12°。
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