柴油发动机及其曲柄连杆机构动力分析.doc

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1、柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 1 目录目录 目录 1 第 1 章 绪 论 3 1.1 研究意义 3 1.2 发展现状 3 1.3 研究方法与内容 4 第 2 章 柴油机的热力学分析 5 2.1 柴油机的理论热循环 5 2.2 柴油机的实际热循环 8 2.3 热力学计算即求平均指示压力 9 2.4小结 11 第 3 章 柴油机的动力性和经济性分析 .12 3.1 柴油机的指示参数 .12 3.1.1 平均指示压力.12 3.1.2 指示功率.13 3.1.3 指示热效率与指示燃油油耗.14 3.2 柴油机的有效指标 .15 3.2.1 有效功率和机械效率.15 3.2.2 平均有效压力和

2、升功率.16 3.2.3 有效热效率和有效燃油消耗率.18 3.2.4 根据吸入空气量计算平均有效压力.19 3.3 标志柴油机整机性能的其他参数 .21 3.3.1 活塞的平均速度.21 3.3.2 强化系数.21 3.3.3 比质量.22 3.4 提高柴油机动力性能和经济性能的主要措施 .22 3.5 小结23 第 4 章 曲柄连杆机构的运动与受力分析 .24 4.1 曲柄连杆机构的运动分析 .24 4.1.1 活塞的位移.24 4.1.2 活塞速度.25 4.1.3 活塞加速度.26 4.2 曲柄连杆机构的受力分析 .26 4.2.1 气体压力的作用.27 4.2.2 惯性力的作用.27

3、 4.2.3 作用在活塞上的合力及其分解.29 4.3 小结32 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 2 第 5 章 结论 .33 谢 辞 34 参考文献 .35 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 3 第第 1 章章 绪绪 论论 1.1 研究意义 柴油机具备高扭矩、高寿命、低油耗、低排放、热效率高、功率范围广、起动迅速、 运行安全、维修方便、使用寿命较长等特点，成为解决工程机械能源问题最现实和最可 靠的手段。因此柴油机的使用范围越来越广，数量越来越多，同时对柴油机的动力性能、 经济性能、控制废气排放和噪声污染的要求也越来越高。 柴油机发动机的工作过程研究是应用的基础。WD175 型柴油机

4、是单缸、卧式、四冲 程水冷柴油机，该机重量轻、体积小、马力大、耗油省，工作可靠、性能稳定、操作维 护方便，适应多种用途，可作为小型发电、排灌、喷灌、收割、脱粒、手扶拖拉机、小 型船舶、机动三轮车等方面的配套动力，具有广阔的应用领域。所以进行柴油发动机的 工作过程建模与动力分析，改进其参数和结构，以使其更好的服务于应用，具有明显的 实际意义。 1.2 发展现状 柴油机虽然已经有了百余年的发展历史，其技术也日趋完善，但是他仍然在不断地发 展和改进之中。当前大功率柴油机（包括低速、中速和高速机）研究和发展的主要趋势 是：降低柴油机燃油和润滑油的消耗；研究在柴油机上使用非石油产品的代用燃料，以 保证石

5、油供应枯竭时，柴油机仍能依靠代用燃料工作；提高柴油机的可靠性和耐久性； 提高柴油机单机功率或单缸功率，降低单位功率的重量；采用普通材料，降低生产成本； 减少机型，加强通用化、系列化和标准化工作；简化维护和维修工作；加强自动监护和 遥控操纵研究；降低噪音、振动、冒烟及排气中有毒物质的排放；加强某些理论的研究 工作，例如对燃油雾化、着火过程及反应动力学的研究，对气缸内燃油分布与气流运动 的研究，气缸内传热问题的研究，气缸内燃烧问题数学模拟的研究等。 在电子计算机用于内燃机研究以前，为了定性估计内燃机性能，并进行有限的定量估 算，不得不对内燃机的实际热力循环给出一些简化的假定，其中认为内燃机的正常运

6、行 工况一般是稳态的，将工质的状态参数看成是一个循环的算术平均值等。而在设计中则 根据经验和类比，在大量选取参数的基础上，对热力循环中的几个特征点进行计算，以 便给出数量上的估计。这种简单的热力计算虽然能够得出比较直观的、可作定性或初步 定量分析的数据，但却十分粗略，不能全面地反映内燃机燃烧放热过程、缸内工质的流 动及传热过程、进排气系统中热力学和气体动力学过程以及与涡轮增压器的配合性能等， 更不能对变化的工况性能进行预算。随着内燃机性能的不断提高，产品更新的周期不断 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 4 缩短，采用常规热力计算进行这种经验设计，已远远满足不了现代高性能内燃机研制工 作的需

7、要。事实上，内燃机实际运行工况每瞬时并不是稳态的。 随着大容量电子计算机和数据处理系统在内燃机研究中的应用，加上试验技术和测量 仪器以及测试装备的改进，使内燃机在试验和理论研究上有了一个较大的发展，使内燃 机热力循环模拟成为可能，使内燃机设计由过去比较粗糙的经验、半经验设计向着模拟 计算、优化设计和内燃机 CAD 方面过渡，并取得了令人耳目一新的进展。那些由内燃机 运行状态所决定的内部过程，如燃烧过程、气体流动过程、热交换过程以及进排气系统 与涡轮增压器匹配的气动过程等，有可能在计算中予以考虑，能够建立起比较符合实际 的物理模型，通过数学模拟予以表达，求得各热力参数随时间变化的规律，用以分析内

8、 燃机的性能及其影响因素；也能系统地模拟结构参数、燃烧规律、配气相位、进排气系 统中的流动阻力、中冷器特性以及涡轮增压器特性等与内燃机性能间的相互关系，并进 行参数优化，寻求最佳的方案组合，为内燃机的设计、试验和性能改进提供理论依据， 因而使现代内燃机的理论研究建立在一个全新的基础上1。 内燃机热力循环模拟，不仅可以计算设计工况点，而且也可以计算非设计工况和变工 况点，估计环境参数变化对内燃机性能的影响，不仅可以计算内燃机的稳态过程，而且 也可以计算瞬态过程；研究各结构参数及性能参数与瞬态响应特性的关系，探求改善瞬 态特性的技术措施；不仅在内燃机设计阶段通过计算模拟可以进行方案的比较，而且在

9、内燃机调试阶段与测试相结合，可以指明调整的参数及其值的大小；同时，在热力循环 模拟的基础上还可以进行热力循环模拟优化，使内燃机热力循环模拟研究向优化设计推 进一步2。 用于内燃机研究的软件有很多，例如：VB、VC、FORTRAN、MATLAB 等等，但目 前应用最广泛的是 MATLAB 语言。因为 MATLAB 的语法规则与结构化高基编程语言如 C 语言等大同小异，而且使用更为简便，具有一般语言基础的用户很快就可以掌握。使用 MATLAB 编程运算与人进行科学计算的思路和表达方式完全一致，犹如在演算纸上排列 出公式与求解问题。本文的所有程序均是由 MATLAB 语言编写的，最后的结果也是在 M

10、ATLAB 中运行得出的。 1.3 研究方法与内容 先采用实测法获取现有柴油发动机的数据，然后通过简单的常规热力学模拟各工况下 燃烧室内燃料燃烧的热力学过程，再分析柴油发动机的运动和受力，最后编制软件对发 动机的性能进行仿真。 主要研究内容有： (1) 柴油发动机的热力学分析； (2) 柴油发动机运动学与动力学分析，建立发动机工作过程的具有气、固耦合的动力 学模型； 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 5 (3) 用 MATLAB 语言编制仿真软件，对柴油发动机工作过程建模与动力分析，提出 改进建议。 第第 2 章章 柴油机的热力学分析柴油机的热力学分析 2.1 柴油机的理论热循环 柴油机是

11、热力发动机，燃料的化学能先通过燃烧变为热能，然后再通过工质的状态 变化使热能变为机械能。 柴油机的实际循环是由一系列非常复杂的物理化学变化过程所组成的。为了掌握内 燃机热功转换的主要规律，需要对实际循环作某些简化和假定，抽象成为理论循环，这 样才有利于分析和研究。这些假定条件是： (1) 以空气作为循环的工质，其比热容为常数，不随温度变化； (2) 研究的体系是封闭的。以热源的传热代替燃料燃烧的放热，以向冷源传热代替排 气过程向大气放热，工质的质量和成份自始至终都保持不变； (3) 构成循环的各个过程均是可逆的3。 理论循环和实际循环虽然存在一定的差别，但这种从实际到理论的抽象、概括和简 化是

12、合理的，并接近实际，这样对理论循环的分析和计算结果不仅具有一般的理论指导 意义，而且也具有一定的精确性。通过对内燃机理论循环的研究，可以确定出最大可能 的热量利用率（循环热效率）和气缸容积利用程度（循环平均压力） ，由此可以分析出来 影响内燃机工作循环的经济性和动力性的主要因素，从而找到提高内燃机性能指标的基 本途径。在内燃机的理论循环中，工质的放热过程一般在等容积方式下进行，而吸热过 程则有三种不同的方式：一是先在等容后在等压方式下进行；二是在等容积方式下进行； 三是在等压方式下进行4。 因此，在内燃机理论循环中有三种不同循环可供考虑，即混合循环、等容循环和等 压循环。 图 2-1理论循环示

13、功图 图 2-1(a)表示混合循环的燃料在气缸中的变化情况，这是将燃料压力容积的变化画在 P-V 坐标纸上，称为 P-V 示功图。在压缩过程中燃料的容积变化以压缩比表示，即 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 6 c cs c a V VV V V 式中，为全压缩行程中活塞排量容积，为燃烧室容积。 s V c V 在压缩行程后，燃料先以等容积方式沿 cy 线自热源吸入热量，之燃料气体压力达 1 Q 到值；然后燃料以等压方式自热源吸入另一部分热量，这一吸热过程是沿 zy 线进行 z p 1 Q 的。即循环从热源吸入的总热量。沿 cy 等容线的压力升高以压力升高比表示， 1 1 1 QQQ 即；

14、而沿 yz 线的容积变化以初膨胀比表示，即。 cz pp / cz VV / 当活塞自 z 点继续向外运动时，燃料沿 zb 线膨胀至 b 点。这一膨胀过程可用方程式 表示，膨胀的容积比叫做后膨胀比，以表示，即。与及的关系CpV k zb VV / 如下式所示： z c c b z b V V V V V V 在膨胀行程的终了，燃料中的热量排出至冷源，燃料的压力沿等容积线 ba 变化。 2 Q 比值、及是与循环性能有关的主要参数。 循环所做的功以表示，若示功图按照一定的比例绘制时，则面积 acyzba 表示。 t W t W 循环所做功的热当量等于吸入热量与排出热量之差，即 21 QQAWt 式

15、中，A单位功的热当量，A=1/427 千卡/公斤.米。 循环的热效率以表示，即 t (2-1) 1 21 1 Q QQ Q AWt t 循环热效率表示在一个理想发动机中热量转换为功的完善程度。在工程热力学课程中已 知混合循环的热效率用下式表示： (2-2) ) 1(1 11 1 1 k k k t 式中，K 为绝热指数,；为气体在等压下的比热；为气体在等容下的比热。 vp CCk/ p C v C 公式（2-2）为理想的燃料（比热不随温度变化的气体）在一个理想发动机混合循环 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 7 所达到的热效率。 等容循环的示功图如图 2-1（b） 所示。图中所示的热力过程

16、说明如下： ac 线气体等温压缩，；CpV k cz 线气体在等容下由热源吸入热量； 1 Q zb 线气体等温膨胀，；CpV k ba 线气体在等容下排出热量至冷源。 2 Q 等容循环与混合循环的差别仅在于吸入热量的规律不同。在等容循环中，因为 1 Q 所以初膨胀比为 cz VV 1 c z V V 其后膨胀比为 c b z b V V V V 即循环压缩比等于膨胀比。将代入式（2-2）中，可得等容循环的热效率为1 （2-3） 1 1 1 k t 等压循环的示功图如图 2-1(c)所示，图中所示的热力过程说明如下： ac 线气体等温压缩，；CpV k cz 线气体在等压下由热源吸入热量； 1

17、Q zb 线气体等温膨胀，；CpV k ba 线气体在等容下排出热量至冷源。 2 Q 等压循环与混合循环的差别仅在于吸入热量的规律不同。在等压循环中，由于热 1 Q 量加入时压力不变，即，因此其压力升高比为： 1 Q cz pp 1 c z p p 将代入式（2-2） ，可得等压循环的热效率为1 （2-4） ) 1( 11 1 1 k k k t 对上述三种理论循环的热效率进行比较得知，在当压缩比相同时，等容循环的热效 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 8 率大于等压循环的，而混合循环的热效率界于两者之间，即 等压混合等容ttt 如果三种理论循环在最大压力相同、加入热量相同而不同进行比较，

18、则等压循环的 热效率将大于等容循环的，而混合循环的热效率居两者之间，即 等容混合等压ttt 这是由于在温度不变的情况下等压循环的最大而等容循环的最小的缘故5。 2.2 柴油机的实际热循环 内燃机理论循环的分析是以各种假定条件为前提的，但在实际的内燃机循环中不可 避免的有许多方面的损失，使其不能达到理论循环的指标。为了改善内燃机的实际循环， 必须分析比较实际循环和理论循环之间的差距，以及引起各种差距的原因6。 (1) 工质变化的影响 在理论循环中，假定工质为空气，而在实际循环中，燃烧前的工质是新鲜空气与上 一循环残留废气的混合物，燃烧后的工质变为燃烧产物废气。 在理论循环中，假定工质的比热容为定

19、值，而在实际上空气和燃气具有其比热容随 温度的上升而增大的性质，其结果是使循环热效率和平均压力有所降低。 (2) 换气损失 理论循环假定研究的体系是封闭的，以向冷源定容放热代替排气过程，即不考虑进 气和排气过程，无需进行工质的替换。但事实上，燃烧废气的排出和新鲜空气的吸入是 维持实际循环得以周而复始地进行所必不可少的。在换气过程中，排气门必须提前打开， 让废气在下止点前便利用本身的压力排出，这将使有用功面积有所减少；接下去进行排 气和进气过程时，由于进排气系统的流动阻力，又需要消耗一部分功，这俩者之和就是 实际循环的换气损失。 (3) 传热损失 在理论循环中，假定构成循环的各过程是可逆的，即假

20、定燃料与气缸盖、活塞顶、 气缸壁、进排气阀等受热件完全没有热交换。但在实际循环中，汽缸壁（包括汽缸套、 汽缸盖、活塞、活塞环、气门、喷油嘴等）和工质之间始终存在着热量的交换，特别是 在燃烧和膨胀期间具有强烈的传热损失，减少了有用功的面积；另一方面，在压缩过程 初期，由于汽缸壁温度较高而使工质加热，而在压缩过程后期，随着工质温度超过汽缸 壁温度便发生了从工质向汽缸壁相反的热量传递。此外，由于工质比热容的变化以及工 质与汽缸壁之间的热量交换，是实际的压缩过程和膨胀过程不是绝热的，而是按照平均 多变指数进行。 (4) 燃烧损失 燃烧损失包括时间损失和后燃及不完全燃烧损失两项： (a)时间损失 在时间

21、概念上，理论循环假定活塞以无限缓慢的速度运动，以保持汽缸内的工质始 终处于平衡状态，并且假定由热源向工质进行等容加热的速度极快，是瞬时完成的。在 等压加热时，加热的速度又能与活塞的速度密切配合，以实现等压加热。但是，实际柴 油机的活塞都具有相当高的运动速度，而且燃料着火至完全燃烧需要一定的时间。为了 使整个燃烧过程能在上止点后不久即结束，以保证燃料输入的热量能充分的膨胀而有效 利用，实际上总是将燃料提前喷入汽缸，以使着火能在上止点以前开始，其结果增加了 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 9 压缩消耗功；此外，由于燃烧期间存在着传热损失，活塞的高速运动以及不完全燃烧现 象，使循环最高压力和初

22、期膨胀比有所降低，减少了膨胀有用功。 (b) 后燃及不完全燃烧损失 在理论循环中，全部热量是在 Z 点以前输入完毕，然后转入绝热膨胀过程。但是在 实际循环中，当接近 Z 点时，由于氧气浓度的降低而引起燃烧速度下降，因而直到膨胀 线以前还在继续燃烧着，这就是所谓的后燃现象。后燃期间热功转换的效率，由于膨胀 比小和传热损失大而大大下降，造成了燃烧中的后燃损失，使燃烧膨胀线位置下移。此 外，由于空气不足，或者混合气形成不良多引起的不完全燃烧，使燃料的热值未得到充 分利用，这也促使燃烧膨胀线下移，产生不完全燃烧损失。 (5) 气流运动及泄露损失 活塞的高速运动使工质在汽缸内产生涡流而造成压力损失。当采

23、用分开式燃烧室时， 工质在主、副燃烧室之间的流入和喷出将引起强烈的节流损失。但这些损失由于气流运 动对混合气形成和燃烧的改善可以部分地弥补过来7。 活塞环在往复运动中不可避免地会造成少量工质的泄露，而产生泄露损失。以上各 项损失中，除了工质影响这一项人们很难加以改变外，使实际循环遭受较大损失的是传 热损失和燃烧损失。因此，对四冲程的柴油机来说，理论循环的热效率一般可达 60%左 右，但是，由于各项损失的存在，使实际循环的的热效率一般仅为 40%左右，即实际循 环的热效率约为理论循环的 70%左右。 2.3 热力学计算即求平均指示压力 在进行柴油机的热计算时，常用分析法求出平均指示压力2。因为，

24、进行设计柴 油机的热力计算时，柴油机还没有制造出来，当然无法量取示功图。有时连计算的示功 图也没有画出来，这时分析方法就显得方便些。平均指示压力的计算分为两步：第一 mi p 步先求出理论示功图的平均指示压力的值；第二步再将理论平均指示压力的值乘 mi p mi p 以示功图的丰满系数，得出近似实际值 8。 mi p 图 2-2 理论示功图 (1) 值的计算 mi p 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 10 在图 2-2 的理论示功图上，一个循环的理论指示功为 i W （2-5） aczbyzi WWWW 由热力学知 ) 1() 1( cc c z czczzzyz Vp V V VpVp

25、VpW 式中，为前膨胀比 c z zc V V pp; ) 1 1 ( 1 )(1 1 1 2 1 2 2 2 n cc n b zzz zb n Vp V V n Vp W 式中，为后膨胀比。 z b V V ) 1 1 ( 1 )(1 1 1 1 1 2 1 1 n ccn a ccc ac n Vp V V n Vp W 式中为压缩比。 c a V V 将上列、及的式子代入式（2-5）中得 yz W zb W ac W （2-6）nmKg nn VpW nn cci /) 1 1 ( 1 1 ) 1 1 ( 1 ) 1( 1 1 1 2 12 上式等号两层各以相除并以代，得 s V 1

26、1 s c V V kg/m2 （2-7）) 1 1 ( 1 1 ) 1 1 ( 1 ) 1( 1 1 1 1 2 12 nn e s i mi nn p V W p 式（2-7）为四冲程等容-等压混合循环的理论平均指示压力的计算式。这一式子 mi p 对增压柴油机和非增压柴油机都是适用的。 上述的计算式是以气缸的单位工作容积为准，而与气缸的几何尺寸无关，所以 mi p 是便于作为各种气缸尺寸的柴油机相互间进行比较的依据9。 mi p (2) 示功图的丰满系数及值 mi p 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 11 由图 2-2 可以看出，理论示功图（带方棱的实线部分）大于实际示功图（图中虚

27、线部 分） ，主要是由于： (a) cyz 部分圆整所损失的面积。这是由于喷油不是在上止点，而是有一定的喷油提前 角；燃烧也不是瞬时完成，而是需要延续一定时间所引起的。 (b) ba 部分圆整损失的面积。这是由于排气阀开启不是在下止点，而是在下止点前提 前开启所引起的。 实际示功图面积与理论示功图面积之比叫做示功图丰满系数，即 p F T F T p F F 在四冲程非增压柴油机中，=0.920.96，这一丰满系数不包括进气排气行程的泵气 损失，一般，将泵气损失计算在机械损失之内，所以非增压四冲程柴油机的 pi值为 （2-8） mimi pp 式中，为从理论示功图求得平均指示压力。 / mi

28、p 在四冲程增压柴油机中，理论示功图 cyz 部分圆整和四冲程非增压柴油机一样。但是 由于增压柴油机有较大的气阀重叠角，计算示功图时不是以全行程为准，而是以有效行 程容积为准，即以有效压缩比代替几何压缩比，所以示功图的尾部还要单独加以考虑10。 2.4小结 本章对 WD175 的热力学过程进行了理论分析，对其实际循环与理论循环作了全面的 阐述，为以后动力学过程分析中缸内压力随曲轴转角(或时间)变化的计算提供依据。 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 12 第第3 章章 柴油机的动力性和经济性分析柴油机的动力性和经济性分析 3.1 柴油机的指示参数 柴油机的指示参数是表示燃料在气缸内经历的循环

29、各过程完善程度的一组参数。它 只考虑燃料在气缸内有关参数的各种损失，而不考虑燃料膨胀对活塞做功传到曲轴输出 端所引起的各种摩擦损失。柴油机的指示参数主要包括柴油机的平均指示压力、指示 mi p 功率、指示效率及指示油耗 12。 i p it i b 3.1.1 平均指示压力平均指示压力 平均指示压力为内燃机单位气缸工作容积的指示功。 mi p = (kPa) （3-1） mi p s i V W 式中 Wi 指示功（J） 气缸工作容积（L） s V 由上式（3-1）可以看出，平均指示压力就是柴油机在一个工作循环中每单位气缸工 作容积（即活塞排量）活塞所获得的指示功 Wi/Vs。这样，平均指示压

30、力就与气缸的 mi p 工作容积大小无关了，使之成为从柴油机实际工作循环的角度来衡量气缸工作容积 Vs利 用率高低的一个参数。愈高，表示单位气缸工作容积的利用率也高。因此，平均指示 mi p 压力是衡量柴油机实际循环做功能力大小的一个很重要的性能参数。在柴油机额定功率 及额定转速下，平均指示压力的大小，基本上表征了柴油机的强载程度和工作循环各阶 段进行的完善程度6。额定工况下的值一般为： mi p 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 13 四冲程增压柴油机=8502600kPa； mi p 四冲程非增压柴油机 =686981kPa； mi p 二冲程柴油机 =3501300kPa； mi p

31、 影响柴油机平均指示压力的主要因素一般有如下五个方面： mi p (1)增压度 当柴油机的过量空气系数 不变时，提高增压度即提高进缸空气质量，并相应地提 高每循环的喷油量，平均指示压力将随着 pk的提高成正比的提高。 mi p (2)过量空气系数 当每循环喷油量不变而增压度提高时，随着 pk的提高， 也随着 pk的提高而增大。 增大意味着空气的燃油比逐渐变大。在 2 以前，随着 的增大，混合气中的氧气成分 增加，可促进燃烧的改善，并且值也随着 的提高而有所提高。当 2.62 时，随着 mi p 的提高，混合气逐渐变的比较稀薄，的增加就变得很缓慢。到 2.6 后，如供油量 mi p 仍保持不变的

32、话，空气燃油混合气变得过于稀薄，使燃烧前期的燃烧速度 dx/d（x 表示 缸内燃油已燃烧的百分数）大大下降，后燃增加，i下降，也随之下降。 mi p (3)换气质量 柴油机的换气质量愈好，残余废气就愈少，气缸中新鲜空气填充愈充分，燃油燃烧 速度愈高，在膨胀点 z 的利用系数 z愈高，值也就愈大。 mi p (4)油气混合的完善程度 柴油机燃油空气混合完善程度愈高，完全燃烧所需的 值愈小，而值也就愈大； mi p 反之，油气混合不好，所需的 值就大，则值小。 mi p (5)燃烧完全程度 柴油机燃烧完善程度主要可以从完全、及时、柔和、无烟、低排污等几个方面来加 以衡量，燃烧愈完善，膨胀始点的 热

33、利用系数就愈高，值也就愈大，这也就是研究 mi p 燃烧过程所努力追求的目标。但是，由于种种因素的影响，柴油机的燃烧过程往往难于 达到理想完善的程度，其中主要与换气质量、压缩终点的温度、最大喷油压力、燃油雾 化质量等因素的影响有关。所以，组织好一个较为良好的燃烧过程并非容易，往往要在 理论上和实验上下很大的工夫，即使这样，有时还难于取得预想的结果，这就是组织好 一个燃烧过程的困难所在13。 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 14 3.1.2 指示功率指示功率 柴油机单位时间内所作的指示功称为指示功率的指示功率。设一台内燃机的缸数为 i P ，缸径为，行程为，每个气缸的工作容积为，转速为，平

34、均指示压力为。iDS s Vn mi p 则每缸、每循环工质所作的指示功为： Wi = (J) mi p s V mi p 4 2 D S 内燃机指示功率（每秒所作的指示功）为： （kW） (3-2) 3 10 3060 2 inVpn iWP smi ii 式中 冲程数；四冲程=4；二冲程=2； 平均指示压力（kPa） ； mi p 气缸工作容积（L） ； s V 曲轴转速（r/min） 。n 对于四冲程内燃机 （kW） （3-3） 3 10 120 inVp P smi i 对于二冲程柴油机 (kW) （3-4） 3 10 60 inVp P smi i 3.1.3 指示热效率与指示燃油油

35、耗指示热效率与指示燃油油耗 指示热效率是内燃机实际循环的指示功与所消耗的燃料热量之比值。 it （3-5） Q Wi it 式中 为得到指示功所消耗的热量（kJ） ；Q i W 指示功(kJ) i W 若一台内燃机，当测得其指示功率为(kW)时，每小时燃油消耗量为 B（kg/h） i P 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 15 时，根据的定义，可得： it （3-6） u i it BH P 3 106 . 3 式中 1kWh 的热当量KJ/(kWh)； 3 106 . 3 所用燃料的低热值（kJ/kg） u H 指示燃油消耗率（简称指示油耗率）是指单位指示功的耗油量。通常以每指示千 i

36、b 瓦小时功的耗油量表示。当测得内燃机的指示功率（kW）,每小时燃油消耗量为 i P （kg/h）时，则指示燃油消耗率为：B （g/kWh） (3-7) 3 10 i i P B b 根据的定义 i b （3-8） 6 10 6 . 3 ui it Hb 、是评定内燃机实际工作循环经济性能的重要指标。它们的大致范围是14： i b it 四冲程柴油机 =0.430.50 =175210 g/(kWh) it i b 二冲程柴油机 =0.430.50 =175210 g/(kWh) it i b 3.2 柴油机的有效指标 3.2.1 有效功率和机械效率有效功率和机械效率 (1) 有效功率 e P

37、 内燃机的指示功率并不能完全对外输出。在内燃机内部的传递过程中，不可避免地 i P 有许多损失，这些损失主要有：内燃机内部运动件的摩擦损失，驱动附属机构的损失等。 这些损失所消耗的功率总合即为机械损失功率。内燃机的指示功率减去机械损失 m P 功率所得到的是功率输出轴上所能输出的净功率，称之为有效功率。 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 16 (kW) （3-9） mie PPP 内燃机有效功率是利用测功器和转速计进行测量计算而得到的。运用下列公式即可 e P 求出内燃机的有效功率。 e P （kW） （3-10） 3 q 3 101047 . 0 10 60 2 nTT n P ttqe

38、 式中 有效转矩（Nm） ； tq T 转速（r/min） 。n (2) 机械效率 m 有效功率与指示功率之比称为机械效率 m （3-11） i m i e m P P P P 1 值越高，表示接近于，说明机械损失功率小。 m e P i P 机械效率值的一般范围是： m 汽油机=0.700.90 m 四冲程非增压柴油机 =0.780.85 m 四冲程增压柴油机=0.800.92 m 3.2.2 平均有效压力和升功率平均有效压力和升功率 (1) 平均有效压力 me p 内燃机单位气缸工作容积所作的有效功，称为平均有效压力。与平均指示压力一 me p 样，与有效功率之间的关系式为： me p e

39、 P （kW） (3-12) 3 10 30 inVp P sme e 式中 有效功率（kW） ； e P 平均有效压力(kPa)； me p 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 17 气缸工作容积（L） 。 s V 对于四冲程内燃机 （kW） (3-13) 3 10 120 inVp P se e 对于二冲程内燃机 (kW) (3-14) 3 10 60 inVp P sme e 由式（3-12）得 (kPa) 3 10 30 inV P p s e me 将式（3-10）代入上式得 (kPa) (3-15) iV T iV T p s tq s tq me 14 . 3 301047 .

40、 0 对于排量（ivs）一定的内燃机来说，正比于，所以业反映了内燃机单位气 me p tq T me p 缸工作容积输出转矩的大小。排量一定的内燃机，值越大，则对外输出功越多，转矩 me p 越大。值是内燃机重要的动力性指标。 me p 平均有效压力值一般范围是： me p 农用柴油机 =600800（kPa） me p 车用柴油机 =6501000（kPa） me p 强化高速柴油机 =10002900（kPa） me p 四冲程载货汽车用汽油机 =600700（kPa） me p 四冲程小客车用汽油机 =6501200（kPa） me p 二冲程小型风冷汽油机 =400750（kPa） m

41、e p (2) 升功率 L P 升功率是指在标定工况下，发动机每升气缸工作容积所发出的有效功率。 L P 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 18 (kW/L)（3-16） 33 10 30 10 1 30 np iV inVp iV P P me h sme s e L 式中发动机的标定功率（kW） ； e P 气缸数；i Vs每个气缸的工作容积（L） ； 在标定工况下的平均有效压力（MPa） ； me p n标定转速（r/min） 。 升功率的大小与平均有效压力和转速 n 的乘积成正比。 L P me p 升功率是内燃机的强化指标之一。升功率大，每升气缸工作容积发出的有效功率大， 同时内

42、燃机的热负荷和机械负荷大，表示内燃机的强化程度高15。 升功率的一般范围是： L P 农用柴油机 =915（kPa） L P 汽车用柴油机 =1125.8（kPa） L P 强化高速柴油机 =1540（kPa） L P 载货汽车用汽油机 =2226（kPa） L P 小客车用汽油机 =4070（kPa） L P 二冲程小型风冷汽油机 =18.473.5（kPa） L P 3.2.3 有效热效率和有效燃油消耗率有效热效率和有效燃油消耗率 (1) 有效燃油消耗率 e b 有效热效率是指单位有效功的耗油量。通常以每千瓦小时的耗油量表示。 e b g/(kWh) （3-17）1000 e e P B

43、b 式中 有效燃油消耗率g/(kWh)； e b 每小时耗油量（kg/h） ；B (2) 有效热效率 et 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 19 有效热效率是内燃机有效功与所消耗的热量之比值。 e WQ (3-18) Q mi e W Q We t 将公式（3-5）代入得 mitet 与前述一样，可得 it 6 e t 10 b 3.6 u e H 可写为 e b g/(kWh) （3-20） 6 10 6 . 3 uet e H b 、是标志整个内燃机经济性能的指标。、可根据实测、计算出来，其 e b et e b et e PB 大致范围： 低速柴油机 =0.380.45 =1902

44、25 g/(kWh) et e b 中速柴油机 =0.360.43 =195240 g/(kWh) et e b 高速柴油机 =0.300.40 =215285 g/(kWh) et e b 四冲程汽油机 =0.20.3 =274410 g/(kWh) et e b 二冲程汽油机 =0.150.2 =410545 g/(kWh) et e b 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 20 图 3-1 燃油消耗率外特性曲线 WD175 柴油机的燃油消耗率随发动机转速变化的关系曲线示于图 3-1，当发动机的 转速为 2600 r/min 时，发动机的燃油消耗率基本最低，而 WD175 柴油机在额定工

45、况下的 转速也为 2600rpm，可见 WD175 在额定工况点经济性非常好。 3.2.4 根据吸入空气量计算平均有效压力根据吸入空气量计算平均有效压力 为了导出吸入空气量计算平均有效压力的公式，先给出两个重要定义16。 (1) 充量系数： c 充量系数是实际进入气缸的充量与进气状态下能充满气缸工作容积的充量之比值。 （3-21） s 11 c V V m m sh 式中 m1、 V1分别为实际进入气缸的新鲜充量的质量、在进气状况下所占有的体积。 msh、Vs分别为进气状态下所能充满气缸工作容积的充量质量、气缸工作容积。 进气状态是指进气管内的气体状态。在非增压内燃机上一般采用当时的大气状态；

46、 在增压柴油机上采用进气管状态。 充量系数是用来表征内燃机实际换气过程进行的完善程度的一个重要参数。 (2) 过量空气系数和空燃比 a 内燃机工作过程中，为使燃料完全燃烧，供给的空气数量应该等于理论空气量，但 实际上供给的空气量往往大于或者小于理论空气量。因此，为了评定内燃机工作过程中 混合气的浓稀程度，常引用过量空气系数这一概念。若以 表示内燃机工作过程中每 a l 千克燃料燃烧实际供给的空气量，而每千克燃料完全燃烧需要的理论空气量为，则 0 l （3-22） 0 l l a 混和气浓稀程度还可以用空燃比表示。混合气中空气质量与燃油质量之比称为空燃 比，即 燃油质量 空气质量 按照化学反应方程式的当量关系，可求出 1kg 汽油完全燃烧所需空气质量约为 14.8kg，按此比例的混合气的空燃比=14.8，称为理论混合气。 根据内燃机工作条件的要求，过量空气系数值可以大于 1（稀混合气，实际供给的 a 空气量大于理论空气量） ，小于 1（浓混合气，实际供给的空气量小于理论空气量） ，等于 柴油发动机及其曲柄连杆机构 动力分析 21 1（实际供给的空气量等于理论空气量） 。 在柴油机中，因燃料难以与空气均匀混合，所以需要多供给些空气，往往1。 a 柴油机全负荷时，值一般的范围如下： a 高速非增压柴油机为 =1.21.5 a 增压柴油机为 =1.7