内燃机气门式配气机构改进方法《资讯》

2019-04-24 18:42:26来源：汽车科技

摘要：现有四冲程往复活塞式内燃机上采用的气门式配气机构，制约了该内燃机节能减排水平的进一步提高：1.汽油机中，气门式配气机构向内往复开闭，使气门头向内伸出占用了缸内空间，导致缸内废气无法完全排出。在怠速、低速时，为了克服残余废气的稀释作用，需加浓混合气，造成CO的大量生成;2.柴油机中，气门式配气机构的气门头对进气气流有阻碍作用，使充量系数和进气流速成反比，为保证充量系数而降低进气流速，导致缸内气体运动强度不够、油气混合不均匀，实际运转时造成CO、PM、NOx的大量生成。为解决上述问题，本人设计了旋转式配气机构。

在所有的热力机械里，四冲程往复活塞式内燃机（汽油机、柴油机）是应用最广泛的，对它的节能减排研究，意义十分重大。在对该内燃机中污染物的生成机理及现有减排措施进行分析后，本人认为：四冲程往复活塞式内燃机污染物排放的进一步降低，受到气门式配气机构的制约，改变配气机构设计，是当下减少四冲程往复活塞式内燃机污染物排放的最佳选择，具体阐述如下。

1、气门式配气机构改进的必要性

讨论四冲程往复活塞式内燃机（以下简称内燃机）的减排，首先要明确内燃机污染物生成的条件。内燃机常用的HC燃料（汽油、柴油、天然气等），在气缸内完全燃烧时（即氧气、温度、燃烧时间均满足条件时），不考虑燃料中混杂的微量杂质，将只产生CO2和H2O。而内燃机中污染物的生成主要的原因，概括的来说是：HC燃料在缺氧条件下，不完全燃烧生成的CO和PM;高温（2000K左右）、富氧（过量空气系数Φa≈1.1）的条件下，参与燃烧的空气中的氧和氮发生反应生成NOx;未来得及燃烧的HC作为污染物直接排出[1]。

根据以上污染物生成的条件，首先对现有缸内减排技术作一个概略分析。

1.1对现有内燃机上缸内减排技术的分析

内燃机诞生到现在已经有一百多年的历史，随着内燃机中污染物排放对环境的影响越来越大，人们对内燃机的研究方向也从最初的如何提高功率，发展到现在的如何减少污染物的排放。目前内燃机上采用的减排技术主要有：涡轮增压、高压共轨喷油、排气再循环系统等，这些技术应用在内燃机上目前都取得了很好的减排效果。但要想进一步提高减排效果，这些技术都受到各种条件的制约，难以再提高。这里以高压共轨喷油系统和排气再循环系统为例来说明。

1.1.1高压共轨系统CRS

在柴油机上，喷油系统方面现在普遍采用高压共轨系统CRS，其主要优点是可以产生较高的喷油压力（150～200MPa）。较高的喷油压力配上合适的喷油嘴可以使燃料在缸内喷出的油束更细、分布的更均匀，从而使油气混合更加均匀，减少了HC燃料燃烧时由于缺氧和富氧而产生的CO、PM和NOx[1]。

近年来，由于内燃机的使用量和保有量越来越大，人们对于节能减排效果的要求越来越高。但是目前高压共轨系统的喷油压力已经非常的高了，如果为了进一步提高减排效果而继续提高喷油压力，不仅会造成内燃机功率的过度损耗，还会使故障率和制造成本大幅提高。

1.1.2排气再循环系统EGR

排气再循环系统EGR主要应用在汽油机上，该技术是将一部分尾气重新输入缸内，使缸内混合气总热容量大大增加，促使最高燃烧温度下降，降低NOx的排放。EGR对中等负荷下NOx的排放有明显影响，在中等负荷下一般10%的EGR率，可以使NOx的排放量下降50%～70%。但在大负荷或全负荷时，为保证内燃机有足够的动力性，即使NOx的排放很多也不进行EGR。怠速和小负荷时NOx的排放不大，也不进行EGR[1]。

综上所述，虽然现有内燃机减排技术已经十分优秀，但受到各种条件的制约很难再提高。要取得进一步提高，必须要从内燃机污染物生成的原因入手，寻找新的途径和技术措施。

1.2气门式配气机构制约了内燃机减排水平的进一步提高

由前文内燃机污染物生成的条件分析可知，油气混合的均匀性对于内燃机的减排效果来说至关重要。油气混合的越均匀，混合气体中的富氧区域和缺氧区域越少，污染物的生成就越少。而在燃油与空气混合的过程中，燃油分布的越细密，缸内气体运动的强度越强，油气混合的就越均匀。所以缸内气体的运动情况和喷油情况对油气混合的均匀性有决定性影响。目前，喷油系统及喷油压力再提高十分困难，使得适度增强缸内气体的运动、提高换气质量成为最合适的研究方向。

缸内气体运动和换气质量是依靠配氣机构来控制的。现今内燃机上普遍采用的配气机构是气门式配气机构。在对其原理和结构进行分析后，笔者认为，气门式配气机构在四冲程往复活塞式内燃机上的应用存在着二大弊病：气门式配气机构对进气气流存在着阻碍作用;气门式配气机构对缸内废气完全排出的制约。这两个弊病限制了缸内气体运动的增强和换气质量的提高，具体分析如下：

1.2.1气门式配气机构对进气气流的阻碍作用及其影响

气门式配气机构中，通过“菌形”气门头和气门座之间的往复开闭动作来实现进排气。在进气流速较高时，进气气流在“菌形”气门头处会产生气阻，对进气气流形成阻碍，造成进气流速与充量系数相互制约成反比的现象。当进气流速增大时，充量系数减小，在进气平均流速超过0.5Ma时，充量系数急剧下降。采用气门式配气机构的内燃机，面对此种情况，只能通过增加气门数量来增大进气面积，降低进气流速，保证充量系数。而降低进气流速，会降低进气气流的动能[1]。

在燃料缸内直喷的内燃机（柴油机和部分缸内直喷式汽油机）中降低进气气流的动能会影响缸内气体运动的强度，降低油气混合的均匀性，从而使混合气体中含氧量分布不均，造成局部富氧和局部缺氧，制约了CO、PM、NOx排放的减少。

以柴油机为例具体分析：随着近百年来柴油机技术的飞速发展，现今的柴油机正常运转时的平均过量空气系数Φa，即使在全负荷时一般也都在1.3以上，在通常负荷下一般也都在2.0以上。在这样的Φa下，如果达到理想的混合，干碳烟DS（PM的主要组成物质）是不可能生成的，氮氧化合物NOx的生成也不会很多。但在实际柴油机中，由于油气混合的不均匀导致多处出现Φa<0.6的局部严重缺氧区，使DS大量生成，从而导致PM的大量生成，同时存在很多Φa=1.0～1.2的高NOx生成区[1]。在喷油压力不宜再提高时，解决的办法只有增大进气流速来提高缸内气体运动强度，以解决油气混合不均匀问题。

不仅如此，降低进气气流的动能还会使进气涡流强度降低。在直喷式柴油机运转过程中，喷油持续角一般为20°～25°，燃料开始燃烧后，喷油嘴还会沿固定的轨迹持续喷射一段时间[1]。在此过程中如果降低了进气涡流的强度，会使缸内涡流不能有效的将先期喷入的燃料卷入其中并随涡流一起转动。由于燃料是边喷入边燃烧的，导致后续喷入的燃料容易进入已燃烧过的区域，造成缺氧燃烧，导致CO的大量生成，严重缺氧时燃料还会直接裂解生成PM。

1.2.2气门式配气机构对缸内废气完全排出的限制及其后续影响

气门式配气机构的气门占据了汽缸盖上很大一部分面积，仅进气门流通截面积就占汽缸截面积的18～27%[1]。排气时，气门头向下伸出占用了燃烧室的一定空间，使活塞为了避开气门头而无法上行至汽缸盖下端面，以至于废气无法完全排出。

在汽油机中，怠速时，缸内油气混合气的进气量较少，而此时缸内残余废气所占比例相对较多，油气混合气被缸内残余废气严重稀释，导致燃烧速度减慢甚至熄火。为了保证被稀释的混合气能够稳定燃烧，必须加浓混合气，使混合气满足Φa=0.6～0.8。加浓混合气中含氧量下降，导致部分燃料缺氧燃烧从而生成大量CO[1]。

小负荷时，油气混合气进气量虽然有所增加，但缸内残余废气所占比例仍然相对较多，废气的稀释作用依然存在。为了保证稳定燃烧，需要使用Φa=0.7～0.9的浓油气混合气。此时油气混合气中含氧量还是很低，仍然会导致燃烧过程中CO的大量生成[1]。

怠速和小负荷时，缸内残余废气对油气混合气的稀释作用一直是常规汽油机的CO排放量很大的一个主要原因。尤其是车用发动机，随着汽车保有量越来越大，交通拥堵越来越严重，怠速运转所占时间比例很大，CO的排放很严重。

缸内废气的稀释作用还对三效催化转化器的效率有严重影响。汽油机上通常采用三效催化转化器作为后处理技术来降低污染物的排放。三效催化剂转化效率与发动机过量空气系数Φa有关，其中三效催化剂同时净化CO、HC、NOx三种污染物达80%以上时的Φa=1.00，而且窗口很小，宽度只有0.01～0.02左右，且相对Φa=1.00不对称，而是稍微偏向浓的一侧。怠速时，汽油机加浓混合气会导致过量空气系数Φa<1.00，错过最佳窗口，造成三效催化转化器转化效率低下，导致排污大增[1]。

综上所述，缸内废气的稀释作用对CO的减排存在制约关系，且对三效催化转化器具有负面影响。而废气能否完全排出是受到配气机构中气门头向下伸出动作的制约。如果能将缸内残余废气完全排出，汽油机能够全程燃烧Φa=1.00的均匀油气混合气，必将使CO的排放进一步降低。

2、气门式配气机构改进的方法

针对气门式配气机构在四冲程往复活塞式内燃机上应用，存在的限制进气流速和废气无法完全排出的问题，笔者设计出了旋转式配气机构。旋转式配气机构已申请国家发明专利，为避免文章过长，对于该设计的结构和原理，本文只做简单介绍。该设计的具体详情，请查询国家专利局网站，专利申请号201710104362.9。

如图1所示，旋转式配气机构的基本工作原理是：汽缸盖上分别开有排气孔、进气孔（通孔的大小、具体形状根据实际需要的气体流速大小和加工工艺而定，此处以扇形孔为例），配气盘上开有上述同形的、用于配气的配气孔。

该设计通过旋转的方式来实现配气，代替了气门式配气机构中气门头往复开闭的方式。旋转式配气机构取消了气门头，对进气气流没有阻碍作用，使进气气流在不影响充量系数的前提下，流速的大小可控可调。同时因为缸内没有了气门头的阻碍，为缸内废气彻底排除提供了必要条件，从而使废气可以彻底排尽。其具体特点归纳如下：

1.旋转式配气机构可满足正时配气的各项要求。

由往复活塞式四冲程内燃机的配气原理可知，四冲程配气必须要在360°内完成，即每冲程所占角度为90°[2]。旋转式配气机构开始工作时，配气盘紧贴汽缸盖作同心转动（旋转方向假定为逆时针），其转速为曲轴转速的二分之一，如图1所示。當曲轴位于下止点，缸内准备排气时，配气孔与排气孔的初始边相重合（即配气盘安装时相对于汽缸盖的初始位置）。继续转动，排气孔逐渐打开，直至配气盘旋转45°时，配气孔与排气孔重合，排气孔开度为最大，此后逐渐减小，至90°时完全关闭。此时配气孔的初始边正好与进气孔的初始边重合（最先接触的边为初始边，最后接触的边为终边），配气盘继续转动，进气孔逐渐打开，转至135°时进气孔开度最大，此后进气孔逐渐减小，转至180°时，进气孔完全关闭。在配气过程中，缸内与进排气道直通，中间无任何阻碍。配气盘转动的180°—360°用于缸内气体的压缩与作功冲程。配气盘完成上述工作周期后，再继续转动进入下一循环。

当进气孔或排气孔需要早开时，只需要将进、排气孔的始边向前移适当的角度。同理，当进气孔或排气孔需要迟闭时，只需要将进排气孔的终边向后移适当的角度。

进气孔的时面值[4]也与采用气门式配气机构的柴油机、汽油机相当（多气门除外）。

2.旋转式配气机构在进、排气过程中，当配气孔与进、排气孔导通时，缸内与进、排气道直接连通，无任何障碍。在同等条件下，缸内的充量系数在任何工况下都可以保证为最大，且不受进气流速的影响。

为证明上述特点，现将两种配气机构在同等条件的前提下，对进气流速及充量系数进行对比分析如下：

气门式配气机构进气的平均流速超过0.5Ma时，充量系数急剧下降。当平均流速超过1Ma时，充量系数己小于0.6。

为方便比较，分别取平均流速为160m/s（>0.5Ma）和320m/s（>1Ma），计算旋转式配气机构的充量系数：

由充量系数的定义和计算公式可知[3]，在同等条件下，即缸内残余废气系数、气体温度相同的条件下，充量系数的大小，取决于缸内进气终了压力与进气道内气体压力的比值。在自然吸气的配气机构中，进气道内的气压以标准大气压为基准。因为平均流速涵盖了进气终了时的流速，所以此处暂用平均流速来代替进气终了时的流速，计算旋转式配气机构的缸内进气终了时的压力，用以完成充量系数的比较。

计算如下：

要完成旋转式配气机构的缸内进气终了压力计算，首先要计算出气体流动时，缸内进气压力与进气道内气体压力之间的压力差。

1.用平均流速来代替进气终了时的流速，计算平均流速为160m/s、320m/s时，缸内气体与进气道内气体之间的压力差。

分析：内燃机的进气流速是由活塞的运行速度和进气孔的面积来决定的。当进气门打开、活塞下行时，此时燃烧室体积增大、气体压力减小。当缸内气体压力小于进气道内气体压力时，在压力差的作用下，进气道内气体向缸内流动。旋转式配气机构在配气时，缸内与进气道之间直接连通，无任何障碍。进气道内的气体，通过缸盖上的进气孔和配气盘上的配气孔，二者共同构成的进气通道，源源不断的流入缸内。因此，要求出压力差，需先求出处于进气通道中的气体，在初速度为零的条件下，需要多大的压力，才能使进气气流产生160m/s的速度（本文仅讨论配气机构的改动，气体与进气通道的摩擦力忽略不计）。

计算：取进气通道内1平方厘米面积的气体为研究对象，设进气通道长度为L=2cm。

己知：标准状态下的空气质量

M=1.29kg/m3=1.29×10-6kg/cm3，V=160m/s，V0=0，由物理学公式V=V0+αt可知，在初速度为零的条件下，速度等于加速度和时间的乘积。

由牛顿第二定律：F=M×α

及上述条件可得：F=M×α=1.29×10-6kg/cm3×2cm3×160m/s2=412.8×10-6kg×m=4.128x10-4N

同理，可求得平均流速为320m/s时

F=8.256×10-4N

上式计算出的力F是作用在1平方厘米面积上的，由此可知，缸内气体与进气道中的气体的压力差达到4.128×10-4N/cm2时，进气道中的气体将通过进气通道，以160m/s的速度进入缸内。当压力差达到8.256×10-4N/cm2时，气体的流速相应提高到320m/s。

2.进气终了压力及充量系数

上述计算说明：当进气流速为160m/s、320m/s时，缸内气体的压力与进气道中的气体的压力相差极小，（在自然吸气的内燃机中，进气道内空气气压以标准大气压为基准：10.1325N/cm2）分别为十万分之4.128和8.256。也说明了在进气通道无任何障碍物的条件下，进气流速的变化对缸内气体压力影响极小，可忽略不计;因为该压力差数值极小，可以认为以平均流速计算得出的缸内气体压力，是进气终了压力。且它与进气道内气体压力的比值接近于1。

由此可以证明：采用旋转式配气机构的内燃机，在同等条件下，缸内的充量系数在任何工况下都可以保证为最大，且不受进气流速的影响。

在实际运用中，上述这一特点还可以克服原气门式配气机构采用切向进气道向缸内进气时的缺点。旋转式配气机构配合上切向进气道向缸内进气，通过调节进气道的进气角度，可以在缸内形成不同形式的气体运动（涡流、紊流……）;通过调节进气孔的大小，可改变进气流速，从而使缸内气体运动的强度做到可控可调。

气体运动形式和强度的可控可调，有利于确定提高缸内混合气体均匀度的最佳运动形式和强度。实践证明，既具有高的流通能力，又具有中等强度涡流的进气系统，再配上合适的供油系统（油束射程增大），可对柴油机的性能有较大的改进[1]。

3.取消了气门式配气机构的气门头，为将缸内废气彻底排尽提供了条件。例如，后续可设计、修改活塞的结构，使其能够根据压缩终了与排气终了时缸内气体的压力差，产生一定的弹性伸缩。通过活塞的弹性伸缩，既可实现将缸内废气彻底排尽，又可在压缩终了时让出燃烧室空间。对汽油机，实现全程燃烧Φa=1.00的均匀混合气，使碳氢属性的燃料完全燃烧，让理论上的“零排放”成为可实现的目标。残余废气彻底排尽，对柴油机可增大充量系数。

4.旋转式配气机构对现有减排技术有良好的兼容性（涡轮增压、高压共轨喷油、排气再循环系统等）。如果与现有减排技术有机的结合，可进一步降低内燃机污染物的排放。

5.如图2所示：旋转式配气机构的配气，通过与配气盘中心轴相联的齿轮或齿形带来完成旋转配气的。省掉了以往用于控制气门开闭的凸轮系统及由该系统带来的弊病。结构简单，制造成本低，以单缸为例，旋转式配气机构的制造成本比气门式配气机构一个单气门的制造成本还要低。另外，因为配气盘紧贴汽缸盖旋转，没有往复质量，所以运动更平稳，更可靠，使用寿命更长，故障率更小。润滑和冷却都很方便。

图2为旋转式配气在单缸往复活塞式内燃机汽缸盖上的安装示意图。

图2所示，旋转式配气机构的零件包括：螺帽1、弹垫2、平垫3、配气齿轮4、配气盘连接轴5、垫圈6、配气预紧弹簧7、汽缸盖8、螺栓9、承压盘10、键11、销12、配气盘13。

具体工作说明：配气齿轮4将转动通过配气盘连接轴5传输给配气盘13。其中配气齿轮并用销12周向固定。

火花塞或喷油嘴从配气盘连接轴5上通孔插入并固定在承压盘10上。

为了保证配气盘13与汽缸盖8之间的密封，要求配气盘13时刻紧贴汽缸盖8上壁。为此配气盘连接轴5轴肩与汽缸盖8之间安装有垫圈6和配气预紧弹簧7。

为了防止配气盘13受到缸内高温高压气体的压力而产生极大的摩擦力，本发明设有与汽缸盖8开有一样通孔的承压盘10。承压盘10与汽缸盖8通过螺栓9连接，并将配气盘13包夹在两者中间。配气盘13仅受承压盘10通孔处的缸内气体压力。

3结论

面对日益严重的环境污染问题和越来越严格的排放标准，本人认为：减排问题的突破口依然在内燃机自身，对现有的气门式配气机构进行改进，是一个很好选择。旋转式配气机构，它能够满足配气机构在正时配气方面各项要求的基础上，帮助减少缸内各项污染物的产生，再配上合适的后处理技术，必将使内燃机总的污染物排放大幅减少，同时还可大幅降低配气机构的制造成本，减小故障率。

由于本人个人力量有限，无法完成旋转式配气机构的样机试制。所以本文仅在理论上，客观分析了现有配气机构改进的必要性及旋转式配气机构的可行性和先进性。希望能为广大内燃机从业人员提供一个在现有内燃机节能减排水平基础上进一步提高的新思路。

参考文献：

[1]周龙保，刘巽俊，高宗英.内燃机学[M].3版.北京：机械工业出版社，2013.

[2]林波，李兴虎.内燃机构造[M].1版.北京：北京大学出版社，2008.

[3]罗惕乾，程兆雪，謝永曜.流体力学[M].3版.北京：机械工业出版社，2007.

[4]吴兆汉，汪长民，林桐藩，方球.内燃机设计[M].1版.北京：北京理工大学出版社，1990.

[5]杨连生.内燃机设计[M].1版.北京：中国农业机械出版社，1981.

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