燃氣預混缸型環形高效發動機設計

姜寅令 齊 績

（1.東北石油大學電氣信息工程學院；2.哈爾濱工程大學自動化學院）

傳統汽油發動機的熱效率比較低，其原因之一就是壓縮和膨脹做功沒有分離［1，2］。絕大多數汽車發動機都是奧托循環發動機［3～5］，壓縮比等于膨脹比，其弊端是活塞做工結束后，氣缸內仍留有較高壓強，這就使得大量有效能量被浪費，不僅如此， 活塞排氣時還要克服較高的壓強做負功，這使得傳統發動機熱效率非常低。 因此，膨脹比大于壓縮比的發動機應運而生， 例如Atkinson循環發動機［6～8］、米勒循環發動機［9～11］，其熱效率可有較明顯的提升。 但是，活塞發動機是無法大幅度提升熱效率的，這是因為膨脹比過大，將大幅增加活塞在各個沖程中的行程，導致發動機轉速降低，增加曲軸連桿的設計難度，這對活塞發動機是較難實現的。

為此，筆者設計了一款燃氣預混缸型環形高效發動機，由于其進氣沖程和壓縮沖程是在燃氣預混缸中進行的， 燃氣燃燒推動活塞做圓周運動，活塞做功后，經過一個短暫的位置交換繼續做功，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生的不利影響。

1 燃氣預混缸型環形高效發動機

1.1 設計結構

筆者設計的燃氣預混缸型環形高效發動機主要由兩個外置的燃氣預混缸、兩個旋轉活塞及環形氣缸等組成，其橫向剖視圖如圖1所示。 發動機的進氣過程和壓縮過程是在燃氣預混缸中完成的，燃氣預混缸的吸氣容積和燃燒室的體積決定了壓縮比； 燃氣燃燒做功是在氣缸中進行的，如果氣缸工作容積是燃燒室體積的20倍，則膨脹比為20，實現了吸氣壓縮與膨脹做功的分離。

圖1 燃氣預混缸型環形高效發動機橫向剖視圖

環形發動機縱向剖面圖如圖2所示， 截面為長方形的活塞在外缸體的活塞通道中圓周旋轉。燃氣預混缸結構如圖3所示， 當主活塞在氣缸中做功時， 燃氣預混缸完成吸氣過程和壓縮過程，當主活塞在氣缸中做功結束，通過外缸擋板完成空間交換，燃氣預混缸中壓縮好的燃氣進入燃燒室。

圖2 環形發動機縱向剖面圖

圖3 燃氣預混缸結構示意圖

圖1中是平板形外缸擋板， 實際工藝上通常采用圓柱形外缸擋板（圖4）。 圓柱形外缸擋板運行平穩，減少了振動，并與轉動內軸同步轉動，實現活塞位置的轉換和對燃燒室的封閉。

圖4 圓柱形外缸擋板的結構簡圖

圖5所示是一個主傳動軸上并列幾組單環發動機的同軸多環發動機。 可以根據汽車行駛的實際需要， 控制使用一個或多個環的發動機工作，來確保燃油的經濟性和汽車的動力。

圖5 多環發動機縱向剖視圖

圖6為兩種不同的單向舌片橫向剖視圖。 例如，發動機工作時，A環（圖5中）帶動主傳動軸正向旋轉，單向舌片嚙合；B、C環（圖5中）不工作，相對于主傳動軸反向旋轉，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

發動機工作循環可概括為兩個過程：

a. 做功。 當旋轉的活塞通過外缸擋板后，外缸擋板復位，封閉燃燒室；此時，燃氣預混缸壓縮好的高壓混合燃氣進入燃燒室； 火花塞點火，燃氣燃燒膨脹推動活塞做功。

b. 換位進氣。 做功結束后，活塞觸動彈性緩沖器，推開外缸擋板通過；經過位置交換，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，如此循環往復。

2 發動機熱效率計算

探討發動機熱效率問題時，很多學者認為它受限于卡諾循環，卡諾循環中氣體的質量始終不變，而發動機工作循環中，氣缸氣體質量是變化的。 筆者將從發動機的基本循環——吸氣沖程、壓縮沖程、做功沖程和排氣沖程入手，推導汽車發動機的熱效率。 探討燃氣充分做功時，汽車發動機熱效率的極限。 假設活塞往復運動時，外界大氣壓正負功抵消， 只考慮氣缸內氣體吸熱、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，進氣門打開，氣缸吸入燃氣，該過程缸內氣體對外做功WAB的表達式為：

其中，p0是一個大氣壓強，p1是吸氣終了時氣缸內的壓強，V0是燃燒室的容積，V1是吸氣終了時氣缸的容積。

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

假設壓縮過程BC為絕熱過程，則壓縮時氣體對外做負功WBC，其表達式為：

其中，m為氣缸內氣體總質量，M為氣體摩爾質量，i為自由度，R為摩爾氣體常數，p2為壓縮沖程結束時氣缸內的壓強，T1為壓縮前氣缸內氣體的溫度，T2為壓縮后氣缸內氣體的溫度。

體積與壓強之間滿足絕熱方程：

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能， 等于CD過程對外做功WCD與該過程內能增量ΔECD之和，即：

其中，p3為燃氣燃燒時氣缸內最高壓強，V3為氣缸內壓強最高時對應的體積，m′為燃燒生成氣體的總質量，M′為燃燒生成氣體的摩爾質量，T3為氣缸內壓強最高時對應的溫度，T4為做功結束時氣缸內的溫度。

DE為絕熱膨脹過程， 其對外做功WDE等于內能減少量ED-EE，即：

其中p4為做功結束時氣缸內的壓強。 由于傳統發動機的膨脹比等于壓縮比，所以燃氣只膨脹做功到E′點（V4=V1），氣缸內還有較高的壓強。 而燃氣預混缸型環形高效發動機的燃氣可膨脹做功到E點， 這時氣缸內末態壓強可接近一個大氣壓，即p4≈p0。

體積壓強之間滿足絕熱方程：

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，壓強隨體積線性減小：

其中，p5為排氣結束時氣缸內的壓強。傳統活塞式發動機排氣時氣缸內壓強較高，其p4?p0，V4=V1。 燃氣預混缸型環形高效發動機排氣時，氣缸內壓強接近一個大氣壓，其p4≈p0，V4?V1。

2.5 發動機熱效率

進氣、壓縮、做功和排氣4個沖程完成一個工作循環，整個循環過程中做的總功W為：

吸收的總熱量Q為：

發動機熱效率η為：

3 兩種發動機熱效率對比

表1～3給出了不同工況下，傳統活塞發動機的熱效率η和筆者設計的燃氣預混缸型環形發動機的熱效率ηh。 可以看出，各種條件下燃氣預混缸型環形發動機的熱效率都高于傳統活塞發動機， 這是因為外置的燃氣預混缸使發動機的壓縮比和膨脹比分離開來， 發動機能夠獲得更大的膨脹比。

表1 p1=75.0kPa、V3=2.0V0時兩種發動機熱效率對比

表2 p1=82.5kPa、V3=2.0V0時兩種發動機熱效率對比

表3 p1=90.0kPa、V3=2.0V0時兩種發動機熱效率對比

4 結束語

筆者設計的燃氣預混缸型環形發動機，變傳統四沖程發動機的往復運動為旋轉運動，無排氣門，無連桿、曲軸等結構。 采用壓縮和膨脹分離的全新設計理念，使發動機擁有不同的壓縮比和膨脹比，推導出熱效率的計算公式，通過與傳統發動機的熱效率對比，發現理論上燃氣預混缸型環形發動機可使熱效率得到較大幅度提高，對后續樣機的開發具有一定的參考價值。