連續燃燒分缸工作型發動機理論熱力循環分析

吳晗，張澤宇，孫柏剛，李向榮

(北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081)

0 引言

目前，發動機正迅速向高功率密度與高熱效率的趨勢發展。雖然已經過了漫長的研究和改進，但是以傳統熱力循環工作的曲柄連桿式發動機仍無法突破熱功轉換形式和轉化能力對發動機功率密度與熱效率的限制，因此當前迫切地需要新型熱功轉化機構和熱力循環實現突破。

傳統發動機中的曲柄連桿機構對整機的空間利用率很低，而新型的凸輪活塞發動機則改用凸輪轉盤控制活塞運動并輸出動力［1-2］，更易于實現發動機的輕量化和小型化。此外，通過增加凸輪轉盤型線上峰谷的數量還可以實現更高的做功頻率，以此提升功率［3-4］。由此使凸輪活塞發動機具有高功率密度的優勢。同時回轉機構的使用還使整機的振動及噪聲大幅降低。這些優點使其在小型無人機和魚雷上具有很好的應用前景。美國的Mk46 魚雷［5］就率先配備了凸輪活塞發動機，噪聲低且動力強勁。

凸輪活塞發動機雖然改進了傳統的熱功轉化機構，但其熱效率仍受到傳統熱力循環的限制。在傳統的內燃機熱力循環中，例如奧托循環、迪塞爾循環等均有約40%左右的廢熱被損失［6］，因而對燃燒加熱量的利用率較低，導致熱效率均較低［7］。充分利用燃燒加熱量可以提升熱效率，例如阿特金森循環［8］和米勒循環［9］均是通過使膨脹比大于壓縮比的方法提升了燃燒加熱量的利用率。然而，實現阿特金森循環的連桿機構過于復雜［10］，而利用進氣正時實現的米勒循環則會導致升功率降低［11］。此外，斯特林循環理論上可以實現100%的回熱率［12］，但是，由于目前材料的熱導率仍不足夠高，因此尚不能實現斯特林循環中理論的定溫過程。

此前的發動機均未能完全且同時地突破傳統熱功轉換形式和轉化能力對功率密度和熱效率的限制。但是，目前有一種仍處于概念設計階段的連續燃燒分缸工作型發動機［13-15］不僅利用凸輪轉盤直接驅動活塞并輸出動力，實現了發動機的輕量化和小型化，還將壓縮、燃燒和膨脹過程分缸進行，實現了一種新型的工作循環。通過向進氣中摻混水霧，利用水的高汽化潛熱實現近似定溫壓縮。利用固定容積的外燃室和快速開閉的燃氣進氣閥實現近似定容燃燒。通過調整膨脹缸缸徑，改變膨脹工作容積，實現非對稱壓縮膨脹過程。利用回熱器回收排氣能量并用于對壓縮空氣的預熱。通過分析其工作過程，認為其應具有一種新型的高效熱力循環。

由于此新型發動機目前仍處于概念設計階段，尚未能對其熱力循環及影響其熱效率的因素有詳細地認識，導致對該發動機壓縮比、膨脹比及配氣正時等參數的設計缺乏理論指導。本文為探究此型發動機的最高熱功轉換潛力，不考慮傳熱、燃燒及機械損失，構建出了一種新型的理論熱力循環并推導出了指示熱效率的公式，研究了壓縮比與膨脹比對指示熱效率的影響規律及原理，分析了定溫壓縮和回熱過程對指示熱效率、最高燃燒壓力與溫度的聯合作用效果。本文的研究結果可以對研究、設計和優化此類發動機提供理論支持。

1 發動機工作過程及熱力循環分析

連續燃燒分缸工作型發動機的工作過程如示意圖1 所示，圖中①～○12編號對應部件分別為:①空氣進氣閥，②進水閥，③壓縮空氣排氣閥，④壓縮缸，⑤回熱器，⑥燃燒室，⑦燃氣進氣閥，⑧燃氣進氣閥凸輪盤，⑨膨脹缸，⑩廢氣排氣閥，○11活塞凸輪盤，○12動力輸出軸，該型發動機的理論熱力循環如圖2所示，圖中1～5 及2'編號代表各熱力過程節點，各節點編號與圖1 子標題中1～5 及2'各編號對應。該型發動機將壓縮缸活塞與膨脹缸活塞連接在一起，使壓縮與膨脹過程、空氣進氣與廢氣排氣過程在各自缸內同時進行，而燃燒過程則在獨立的外燃室內連續進行。如圖1(c) 所示，當壓縮缸活塞上行時，關閉壓縮空氣排氣閥③，打開空氣進氣閥①與進水閥②，將新鮮空氣與水霧同時吸入壓縮缸④內。如圖1(a) 所示，當壓縮缸活塞下行時，關閉壓縮缸的所有閥門，利用水霧蒸發時的高汽化潛熱盡可能實現定溫壓縮。臨近下止點時，打開壓縮空氣排氣閥③，使壓縮空氣流入傳輸管道，如圖1(c) 所示，在回熱器⑤中吸收排氣廢熱，隨后進入燃燒室⑥內與噴射的燃油混合并燃燒。接著，如圖1(b) 所示，開啟燃氣進氣閥⑦并關閉廢氣排氣閥⑩使已燃氣進入膨脹缸⑨內，受燃氣進氣閥凸輪盤⑧型線的控制燃氣進氣閥⑦僅開啟較短的時間便迅速關閉，以此盡可能實現定容加熱。已燃氣的膨脹促使膨脹缸活塞下行并壓動活塞凸輪盤○1旋轉，膨脹功一部分通過與活塞凸輪盤○11連接的動力輸出軸○12輸出，另一部分直接帶動壓縮缸活塞壓縮空氣。如圖1(c) 所示，當膨脹缸活塞上行時，打開廢氣排氣閥⑩，將廢氣排出膨脹缸⑨，隨后廢氣進入回熱器⑤與壓縮空氣進行回熱過程，完成一個工作循環。上述除燃氣進氣閥的開閉受相應凸輪盤型線控制外，其余所有配氣閥的開閉均由電磁或壓差裝置控制。活塞凸輪盤型線上可設計為多個峰谷，每經過一個峰谷，發動機均可完成一個工作循環，這是該型發動機實現高功率密度的主要方式之一。

圖1 連續燃燒分缸工作型發動機工作過程示意圖Fig.1 Working processes of continuous combustion multi-cylinder engine

圖2 連續燃燒分缸工作型發動機理論熱力循環p-v 圖和T-s 圖Fig.2 p-v and T-s theoretical thermodynamic cycle of continuous combustion multi-cylinder engine

該新型發動機按照新型熱力循環工作，以下將結合圖1 所示的發動機各工作過程，詳細分析圖2中所對應的各熱力過程，并根據各熱力過程類型計算出各節點處的熱力狀態參數表達式。

如圖1(a) 所示，壓縮過程在位于底部的壓縮缸④內進行。當壓縮缸活塞上行時，空氣進氣閥①與進水閥②同時打開，從空氣進氣口吸入新鮮空氣，同時利用噴射器向進水口處噴射適量接近進氣溫度的水霧，使水霧與新鮮空氣同時進入壓縮缸內。當壓縮缸活塞下行時，缸內接近進氣溫度的水霧逐漸蒸發，由于水蒸發時具有較高的汽化潛熱，因此每一微小時段內幾乎均可以將實現定溫壓縮所需放熱量全部吸收用于水霧的蒸發，從而使缸內空氣的溫度近似維持進氣溫度不變［16-17］，即圖2 中1、2 兩點(以下均用數字下標表示各熱力過程節點) 的溫度滿足T2=T1，因此1-2 壓縮過程可以近似為定溫壓縮。定溫壓縮過程滿足如下關系:

式中:p 為各點壓力(Pa) ;v 為各點比容(m3/kg) ;εc為壓縮比。

如圖1(b) 所示，燃燒過程在頂部的燃燒室⑥內連續進行，由于燃燒室是獨立的，壓縮空氣與燃油在此可以得到充分混合并持續燃燒，降低了油氣室匹配難度，提升燃燒效率，為膨脹缸持續提供高溫高壓的燃燒產物。因為燃燒室的容積是一定的，如果將燃燒加熱過程視為外部熱源加熱過程，則在燃燒室內經加熱前后的空氣密度將不會改變，即圖2 中2、3 兩點的比容近似滿足v3=v2，因此2-3 加熱過程可以近似為定容加熱。同時，通過合理地設計燃氣進氣閥凸輪盤⑧的型線，可以保證燃氣進氣閥⑦在膨脹缸活塞的上止點附近快速地關閉和開啟，從而使外部燃燒室內的燃燒產物均集中在膨脹缸活塞上止點附近充滿余隙內，由此可以消除大部分的定壓加熱過程，從而實現近似完全的定容加熱過程。定容加熱過程滿足如下關系:

式中:T 為各點溫度(K) ;λp為壓力升高比。

如圖1(a) 所示，膨脹過程在位于燃燒室下方的膨脹缸⑨內進行，由于膨脹缸活塞與壓縮缸活塞是連接在一起的，膨脹與壓縮過程是同時進行的。該發動機可通過適當選擇膨脹缸直徑改變膨脹工作容積，使膨脹終點與進氣始點的比容不等，以此實現不等的膨脹比εe與壓縮比εc，實現了非對稱壓縮與膨脹過程。由于膨脹缸是近似絕熱的，3-4 膨脹過程可以近似為定熵膨脹。定熵膨脹過程滿足如下關系:

式中:κ 為比熱比;εe為膨脹比。

如圖1(c) 所示，由于膨脹終點時工質的壓力仍較高，在極短的時間內，膨脹缸容積的變化量很小，但大量廢氣就已可以排入廢氣排氣道內，導致膨脹缸內的壓力迅速降低至進氣壓力，4-5 放熱過程可以近似為定容放熱過程。之后，已接近進氣壓力的廢氣被活塞定壓地推出缸內，也一同進入廢氣排氣道內，因此5-1 放熱過程可以近似為定壓放熱過程。定壓放熱過程具有如下關系:

進入廢氣排氣道內的高溫廢氣利用其與壓縮空氣的溫差向回熱器⑤內放熱，直至溫度降低至進氣溫度，此熱量用于對壓縮空氣進行預熱，即2-2'為定容回熱過程。

2 進氣摻水實現定溫壓縮可行性分析

為證明在進氣中摻混入適量接近進氣溫度的水霧實現定溫壓縮的可行性，通過式(9) 和式(10) 計算出了不同壓縮比時滿足定溫壓縮所需的進氣摻水質量比例(等于摻水質量與摻水和進氣總質量之比) :

式中:dWci為定溫壓縮耗功的微分;dqci為滿足定溫壓縮所需的放熱量微分(J)，其等于每一微小時段內被水霧蒸發所吸收的熱量;ma為進氣質量(kg)，可由壓縮缸排量與進氣密度的乘積計算得出;設定壓縮缸直徑為70 mm，沖程為85 mm，設定進氣壓力為1 ×105Pa，則進氣密度為1.18 kg/m3;Rg為質量氣體狀態常數，其等于287 J/(kg·K) ;pi為每時刻缸內壓力，dpi為由于定溫壓縮所導致的壓力升高值微分(Pa) ;mw為滿足定溫壓縮所需的摻水總質量(kg) ;hvi為與每時刻缸內狀態參數所對應的水汽化焓(J/(kg·K))，由于在整個定溫壓縮過程中水霧溫度與缸內空氣溫度均始終保持在298 K，每時刻水霧的汽化焓僅由缸內壓力決定，根據NIST 數據庫獲得的水汽化焓數據可建立線性插值計算函數;i=1與i=2 分別為積分的始點和終點，對應圖2 中的定溫壓縮始點與終點。

不同壓縮比下滿足定溫壓縮所需的進氣摻水質量比例計算結果如圖3 所示，摻水質量比例隨壓縮比增大而增大，這是因為壓縮耗功增多，導致滿足定溫壓縮所需的水霧蒸發吸熱量增多造成的。摻水質量比例在選定壓縮比范圍內均低于10%，質量占比較小，當霧化水平較高時，水霧便可以在壓縮過程中蒸發完全，實現定溫壓縮。

圖3 不同壓縮比下的進氣摻水質量比例Fig.3 Mass proportion of water mixed with intake air under different compression ratios

進氣摻水實現定溫壓縮的技術已被用于定溫壓縮空氣儲能設備［18-20］中，以現有技術水平，已可將壓縮終點的溫升幅度控制在60 K 左右，相比溫升幅度很高的定熵壓縮，可被近似視為定溫壓縮了。

3 發動機指示熱效率公式推導

由于需要探究此新型發動機的熱功轉換潛力，不考慮傳熱、燃燒及機械損失，計算理論熱力循環的指示熱效率，可直接根據指示熱效率的定義式ηt=1 -qout/qin推導出其表達式，詳細過程如下:

凈加熱量qin=qc，其僅為燃燒加熱量，其中qc為1 kg 空氣與理論空燃比的燃料燃燒所釋放的熱量，本文所有與熱量相關參數的單位均取J，其可以用qc=qm/αt計算得到，qm為燃料的質量熱值(J/kg)，αt為燃料的理論空燃比。

總放熱量qout為定溫壓縮放熱量與凈排氣能量之和，計算公式如式(11) 所示:

式中:等號右側第1 項為定溫壓縮放熱量;第2 項為凈排氣能量，其等于總定容和定壓排氣能量與回熱能量之差，r 為回熱率，其等于回熱能量與總定容和定壓排氣能量之比。

將凈加熱量qin和總放熱量qout的公式代入指示熱效率的定義式中，可以得到式(12) :

式中:cp=κRg/(κ -1)，cv=Rg/(κ -1)，單位均為J/(kg·K) 。再將第1 節中各節點溫度的公式代入式(12) 后便可以得到指示熱效率的計算公式，如式(13) 所示:

由于式(13) 中的壓力升高比是由總加熱量決定的，總加熱量等于燃燒加熱量和回熱能量之和，據此推導出壓力升高比的公式，可將式(13) 中的壓力升高比參數替換，從而消除了在實際發動機運行過程中難以主動控制的未知量。推導過程如下:

總加熱量等于燃燒加熱量和回熱能量之和，計算公式如式(14) 所示:

將各節點溫度公式代入式(14) 后，再進行整理可以得到如式(15) 所示的壓力升高比計算公式:

將式(15) 代入式(13) 中替換壓力升高比參數，最終發現指示熱效率主要由壓縮比、膨脹比、回熱率和工質熱物性決定。

4 發動機指示熱效率影響規律分析

根據已推導出的指示熱效率公式，指示熱效率的影響因素包括壓縮比、膨脹比、回熱率與工質熱物性。由于在實際發動機中，工質熱物性主要和熱力狀態有關，其較難被主動控制，因此本文不將其作為研究對象。又由于當壓縮比與膨脹比不變時，回熱率越高，回熱能量越高，指示熱效率提升，因此，本節為探明此新型熱力循環指示熱效率的最高潛力，以下均在各壓縮比與膨脹比條件下所能達到的理論最高回熱率時，分析各自對指示熱效率的影響規律及原因。

4.1 最高回熱率計算

排氣能量的回收效果主要取決于回熱率與回熱效率。回熱率的定義為理論最高回熱能量與總排氣能量之比，主要由熱力循環類型決定。回熱效率的定義則為實際回熱能量與理論最高回熱能量之比，其主要由回熱器自身的回熱能力決定［21］，并不受熱力循環類型的影響，因此在理論熱力循環的研究中可假定回熱效率等于100%。

回熱能量為qr=cv(T2'-T2)，當回熱后壓縮空氣的溫度升高至排氣溫度時，即T2'=T4時，可以達到理論最高回熱能量，對應于最高回熱率。又因為定溫壓縮使空氣的壓縮終點溫度與進氣溫度相等，即T2=T1是恒成立的。總排氣能量為qe=cv(T4-T5) +cp(T5-T1) 。因此最高回熱率的計算公式如式(16) 所示:

將第1 節中各節點溫度的公式代入式(16)，可以得到如式(17) 所示的最高回熱率計算公式:

式中:λp，max為最高壓力升高比。

由于當達到最高回熱率時，總定容加熱量qh(qh=cv(T3-T2)) 就等于最大回熱量qr，max(qr，max=cv(T4-T2)) 加上燃燒加熱量qc，利用此關系便可以求出最高回熱率時的最高壓力升高比計算公式，如式(18) 所示:

將式(18) 代入最高回熱率的式(17) 后就可以消除其中的壓力升高比參數項，再將此最高回熱率的公式代入指示熱效率式(13) 中就得到理論的最高指示熱效率計算公式了。

4.2 運行參數設定

為計算各部分能量數值，設定指示熱效率公式中所包含的各常數值。仍然設定壓縮缸直徑為70 mm，沖程為85 mm，膨脹缸沖程也為85 mm，膨脹缸直徑則根據所選取的膨脹比而變化。設定進氣壓力p1=1×105Pa，進氣溫度T1=298 K;選用燃料為柴油，質量熱值qm=4.26 ×107J/kg;理論空燃比αt=14.3，設定過量空氣系數為1.5。為排除不同壓縮比與膨脹比條件下，缸內溫度不同所導致的熱物性變化對影響規律分析的干擾，取熱力循環的平均溫度為1 500 K，查詢空氣熱物性表可知，在此熱力狀態下空氣的定容比熱容cv=1 080 J/(kg·K)，比熱比κ=1.35。

4.3 壓縮比對指示熱效率影響規律

改變壓縮比，固定膨脹比為18，研究壓縮比對指示熱效率的影響規律及原因(見圖4) 。由圖4(a) 可以看出，隨著壓縮比的提升，定溫壓縮放熱量提升，凈排氣能量降低。因為總放熱量等于定溫壓縮放熱量與凈排氣能量之和，而凈排氣能量變化幅度更大，導致總放熱量仍是降低的。又由于燃燒加熱量是保持一定的，總放熱量的降低使缸內熱功轉換能量提升，指示熱效率就會提升。以下具體分析定溫壓縮放熱量和凈排氣能量的變化原因。

圖4 壓縮比對能量分配及指示熱效率的影響規律Fig.4 Effect of compression ratio on energy distribution and indicated thermal efficiency

根據單位質量工質的定溫壓縮放熱量計算公式RgT1lnεc中可以分析出，隨著壓縮比的增大，定溫壓縮放熱量是不斷增大的。

凈排氣能量等于總排氣能量與回熱能量之差。由圖4(b) 可以看出，隨壓縮比增大，總排氣能量不斷降低，而回熱能量不變，由此使凈排氣能量不斷降低。總排氣能量的降低是由于隨著壓縮比的增大，缸內直接轉化做功的能量提升，而排出至缸外的未利用能量降低所導致的。回熱能量則取決于定容排氣溫度T4與壓縮終點溫度T2之差，在定溫壓縮過程中，壓縮終點溫度T2不隨壓縮比而改變，因此定容排氣溫度T4也不會隨之改變，由此使可供回熱的溫差維持恒定，最高回熱能量也就維持恒定［22］。

4.4 膨脹比對指示熱效率影響規律

改變膨脹比，固定壓縮比為9，研究膨脹比對指示熱效率的影響規律及原因(見圖5) 。由圖5(a)可以看出，隨著膨脹比的提升，定溫壓縮放熱量不變，凈排氣能量提升，由此導致總放熱量提升，缸內熱功轉換能量降低，指示熱效率就會降低。以下具體分析定溫壓縮放熱量和凈排氣能量的變化原因。

根據前述的定溫壓縮放熱量計算公式，膨脹比不影響定溫壓縮放熱量。

凈排氣能量變化原因可由圖5(b) 分析出，隨膨脹比的增大，總排氣能量與回熱能量均不斷降低，但回熱能量的降低幅度更高，由此使凈排氣能量不斷降低。總排氣能量降低的原因是由于隨著膨脹比的增大，缸內直接轉化做功的能量提升，而排出至缸外的未利用能量降低所導致的。回熱能量的降低則是由于定容排氣溫度T4降低，而壓縮終點溫度T2不變，使可供回熱的溫差降低所導致的。

圖5 膨脹比對能量分配及指示熱效率的影響規律Fig.5 Effect of expansion ratio on energy distributionand indicated thermal efficiency

上述研究結果為提升該型發動機熱功轉換效率提供了理論指導。通過提升壓縮比，降低膨脹比，可分別提升缸內直接轉化為做功的能量以及廢氣回熱再利用的能量。預計理論熱力循環的指示熱效率可超過65%，遠高于傳統汽、柴油機的奧托和迪塞爾熱力循環。

5 定溫壓縮與回熱過程對熱力循環的聯合作用效果分析

此新型熱力循環最顯著的特點是將定溫壓縮與回熱過程聯合使用，定溫壓縮會影響整個熱力循環內壓力與溫度的變化路徑，與回熱過程的配合使用還會影響缸內外能量的分配情況，從而影響發動機的熱力狀態參數與指示熱效率。為了更清楚地顯示其作用效果，將計算結果與定熵壓縮時進行對比。此外，回熱式發動機未能被廣泛應用的主要原因是回熱后最高燃燒壓力與溫度均會顯著增高，導致活塞頂部燒蝕與機構嚴重磨損等故障，使發動機運行可靠性大幅降低，因此本小節也研究了定溫壓縮與回熱過程聯合使用對最高燃燒壓力與溫度的影響。

5.1 定溫壓縮對指示熱效率作用效果

如圖6(a) 和圖6(b) 所示，在不同壓縮比與膨脹比條件下，定溫壓縮與定熵壓縮時的總放熱量及指示熱效率的變化趨勢均是一致的。但是，定溫壓縮時的總放熱量相比定熵壓縮時的大幅降低，缸內用于熱功轉換的能量便會大幅提升，由此使定溫壓縮時的指示熱效率大幅提升。

圖6 定溫壓縮與定熵壓縮缸內能量分配及指示熱效率對比Fig.6 Comparison of energy distribution in the cylinder and indicated thermal efficiency between isothermal and isentropic compression conditions

雖然，定溫壓縮相比定熵壓縮在壓縮過程中多出了一部分放熱量，但是其總放熱量仍大幅降低了，說明這是由于凈排氣能量大幅降低所導致的。凈排氣能量是由總排氣能量與回熱能量的變化共同決定的。

總排氣能量變化原因分析如下，由圖7(a) 和圖7(b) 中可以看出，在不同壓縮比與膨脹比條件下，定熵壓縮與定溫壓縮的總排氣能量均始終是相等的。這是由于定溫壓縮與定熵壓縮兩種情況下的定容排氣溫度T4和定壓排氣溫度T5均始終相等，如式(19) 和式(20) 所示，以下均以下標S 表示定熵壓縮的物理量，下標T 表示定溫壓縮的物理量，由此使總排氣能量始終相等。

圖7 定溫壓縮與定熵壓縮缸外能量分配對比Fig.7 Comparison of energy distribution outside the cylinder between isothermal and isentropic compression conditions

回熱能量變化原因分析如下，由圖7(a) 和圖7(b) 中也可以看出，在不同壓縮比與膨脹比條件下，定熵壓縮與定溫壓縮的回熱能量變化趨勢均是相同的，但是定溫壓縮時的回熱能量顯著高于定熵壓縮時的。回熱能量取決于壓縮終點溫度T2與定容排氣溫度T4的差值。由前所述，兩種情況下定容排氣溫度T4始終是相等的，而定溫壓縮和定熵壓縮時壓縮終點溫度T2分別如式(21) 和式(22) 所示。由式(21) 和式(22) 可看出，定溫壓縮時壓縮終點溫度T2始終與進氣溫度T1相等，而定熵壓縮時壓縮終點溫度T2隨壓縮比不斷提升。因此，定溫壓縮終點溫度更低，使可供回熱的溫差大幅增大，回熱能量大幅增大。

綜上所述，定溫壓縮通過大幅擴大回熱溫差，顯著提升回熱能量，使總放熱量降低，指示熱效率得到顯著提升。

5.2 定溫壓縮對最高燃燒壓力與溫度作用效果

由圖8(a) 和圖8(b) 所示，在不同壓縮比與膨脹比條件下，定溫壓縮與定熵壓縮時的最高燃燒壓力與最高燃燒溫度均始終是相等的。隨壓縮比降低和膨脹比增大，最高燃燒壓力均是降低的;隨膨脹比增大，最高燃燒溫度是不斷降低的，而壓縮比對其并無影響。由此可見，不可過于降低膨脹比來提升指示熱效率，否則將會導致最高燃燒溫度溫度與壓力顯著升高，發動機運行可靠性將大幅降低。

圖8 定溫壓縮與定熵壓縮最高燃燒壓力與溫度對比Fig.8 Comparison of maximum pressure and temperature of thermal cycle between isothermal and isentropic compression conditions

綜上所述，相比定熵壓縮，定溫壓縮與回熱過程的聯合使用在大幅增大回熱能量，使指示熱效率大幅提升的同時，最高燃燒溫度與壓力均不發生改變。上述研究結果也為提升該新型發動機的運行可靠性提供了理論指導，應適當降低壓縮比或提升膨脹比，通過損失部分回熱能量，犧牲部分熱效率，達到降低最高燃燒壓力與溫度的目的，保證發動機運行的高可靠性。

6 結論

本文從連續燃燒分缸工作型發動機的工作過程中分析出了一種新型高效熱力循環，分析了壓縮比與膨脹比對指示熱效率的影響規律，研究了定溫壓縮與回熱過程對發動機熱效率及可靠性的聯合作用效果，研究結果為設計此新型發動機提供了理論指導。得出主要結論如下:

1) 構建連續燃燒分缸工作型發動機理論熱力循環，將工作過程等效為定溫壓縮、定容加熱、回熱等5 個過程。初步計算顯示，此新型熱力循環可實現極佳的熱功轉換效率，理論的指示熱效率可達65%以上，遠高于傳統汽、柴油機的奧托和迪塞爾熱力循環。

2) 推導出了連續燃燒分缸工作型發動機指示熱效率公式，確定了指示熱效率主要由工質熱物性、壓縮比、膨脹比和回熱率決定。

3) 增大壓縮比，提升缸內直接轉化做功的能量，或降低膨脹比，提升回熱能量，均可實現指示熱效率的提升。

4) 連續燃燒分缸工作型發動機因采用定溫壓縮過程，可以在增大回熱能量提升指示熱效率的同時不增大最高燃燒溫度和壓力，提升了此型發動機的實際應用價值。