发动机原理
第三章 发动机的换气过程
发动机的排气过程和进气过程统称为换气过程。换气过程的任务是将气缸内废气排除干净，并充入尽可能多的新鲜气量--在柴油机中是空气；在汽油机中是燃油与空气的混合气（可燃混合气），这是保证发动机动力性的重要条件。 燃料在气缸内完全燃烧需要一定量的空气，完全燃烧时汽油与空气的体积比约为1：10000，而柴油与空气的体积比还要更大一些。由此可见，可燃混合气中燃料所占容积比例很小，所以充入气缸的混合气燃烧放热量的大小，主要取决于充入缸内的空气量多少。每循环进入气缸的空气量多，既可多供给一些燃料，又可以提高燃料的完全燃烧程度。提高发动机的扭矩和功率。此外，换气过程有功率损失使热效率降低。换气过程的好坏对发动机零件的热复合、排气冒烟、大气污染等也有一定影响。
为了不断提高发动机性能，必须深入研究换气过程的进行情况，分析影响充气量的各种因素，找出提高充气量和减少换气损失的方向与措施。
3.1 四行程发动机的换气过程
一、换气过程
四行程发动机配气机构均采用气门换气方案，其换气过程是排气门开启到进气门关闭的整个时期，约占曲轴转角380°～490°。根据气体流动特点和进排气门运动规律，换气过程可分为自由排气、强制排气、惯性排气、准备进气、正常进气和惯性进气六个阶段，如图3-1所示。
图3-1 换气过程气缸压力、排气管压力、
进排气门流通截面积的变化
(a)气缸压力、排气管压力随曲轴转角θ的变化曲线
(b)进排气门相对流通截面积随曲轴转角θ的变化曲线
(c)四行程发动机进、排气门开闭时间
1. 自由排气阶段
从排气门在下止点前开启到活塞行至下止点这个时期称自由排气阶段。该阶段曲轴转过的角度称为排气提前角，一般为40°～80°轴转角。
由于配气机构惯性力的限制，气门开启与关闭不能太快，需要一定时间，如果活塞到下止点时排气门才开始开启，在开启初期开度极小，废气不能通畅流出，气缸内压力下降缓慢，不能实现充分排气，而且在活塞向上止点回行时会形成较大的反压力，增加排气行程所消耗的功。为此，排气门必须在下止点前开启（图3-1中b`点），这时气缸废气压力较高，可利用废气自身的压力自行排出。从图3-1中可见，此阶段气缸内压力大于排气管压力两倍以上，排气的流动处于超临界状态，读者参考工程热学气体的流动和压缩章节）此时通过排气门口的废气流速，等于该状态下的音速，废气流量只与气缸内的气体状态及气门最小开启截面积有关，而与排气管内压力 p 无关。并且因排气流甚高，在排气过程中伴有刺耳的噪声，所以排气系统必须装有消声器。
随着废气大量排出及活塞向下止点移动，气缸内压力迅速下降，当缸内压力与排气管内压力之比下降到2以下时，排气流动转入亚临界状态，废气流速降低，产生的噪声较小。此时排出的废气量由缸内及排气管内的压力差来决定。压力差越大排出废气越多。当到某一时刻缸内与排气管内压力相等，自由排气阶段结束（一般下止点后10°～30°曲轴转角）。此阶段虽然历程很短，但因排气流速甚高，排出废气量达60%以上。
由此可见，在自由排气阶段中，排出的废气量与发动机转速无关。发动机转速高时，在同样的排气时间（以秒计）所相当的曲轴转角增大，因此，在高速发动机中，排气提前角要大一些。但不宜过大，否则会使排气损失加大。
由于排气系统阻力的影响，当活塞到下至点b时，气缸内压仍高于大气压力。
2.强制排气阶段
自由排气以后，由于排气门节流的影响，气缸内平均压力与排气管内平均压力之差较小，因此不能再自行流出，而是靠活塞从下止点向上止点移动时的推力强制排出废气，由上行活塞强制推出的这个时期称为强制排气阶段。此阶段虽然持续时间较长，但因缸内废气压力逐渐接近大气压力，故该阶段排除废气只占总气量的一小部分。
3.惯性排气阶段
从活塞由上止点下行至排气门关闭这个时期称为惯性排气段，该阶段的曲轴角称为排气迟闭角，一般为10°～30°。
强制排气以后，气缸内压力仍稍高于大气压力，如果此时排气门继续保持开启状态，则利用气缸内外的压力差和废气流动惯性可继续排气，所以排气门都在上止点后才关闭，用以延长排气时间以便进一步排除废气。
4.准备进气阶段
为了增加进气量 ，进气门必须在上止点前，排气尚未结束时就开始开启，以保证活塞下行进气开始时，就有较大的进气通道截面，为进气作好准备，从进气 门开始开启到活塞行至上止点这个时期称为准备进气阶段。该阶段曲轴转过的角度称为进气提前角，一般为10°～30°曲轴转角。由于进气提前角较小，进气门通道截面也小，再加气缸内残余废气压力高于大气压力，所以在此阶段中新鲜气体一般不能进入气缸。
5.正常进气阶段
准备进气阶段后，活塞由上止点开始下行，初期由于气缸内残余废气压力 pr 仍高于大气压力 p0 ，新鲜气体不能冲入气缸，只有将残余废气由r点膨胀到r'点，使压力由 pr 下降到 pr'后，新鲜气体才能冲入气缸。由于进气门早开，此时进气门通道截面已开启较大，所以保证了大量新气进入气缸内，但因进气系统有阻力，所以在活塞移到下止点时，气缸内压力 pα 仍低于大气压力。
6.惯性进气阶段
从活塞由下止点向上行至进气门关闭这个时期称为惯性进气阶段。该阶段中曲轴转过的角度称为进气迟闭角，一般为40°～80°曲轴转角。
在进气过程活塞到下止点的瞬间，进气门口仍有一定的流速，进气门迟闭就可以利用新鲜气体流动惯性和气缸内外压力差，继续进气，所以进气门都在下止点之后才关闭，使冲气量增加。
由于排气门迟闭和进气门早开，因此在上止点附近将出现进、排气门同时开启的状态，称为气门重叠或气门叠开，气门叠开时曲轴转过的角度称为气门叠开角或重叠角，一般为20°～80°曲轴转角。由于气门重叠角小，进气门升起高度不大，且废气又具有一定惯性，所以废气不会倒流入气管中，为此在气门叠开期间因进气管、气缸、排气管连通在一起，可以利用气流的压差和惯性清除残余废气，增加进气量。
在换气过程中，由于活塞移动速度不均匀，气门通道截面也时时变化，使气流速度的变化很复杂。同时气缸内压力变化是波动的，进而引起进、排气管内压力变化也是波动的。因此，利用进气管的动态效应可以提高进气量。
二、换气损失
换气损失由排气损失和进气损失两部分组成，如图3-2所示；
1． 排气损失
排气损失是从排气门提前打开，直到进气行程开始，气缸内压力到达大气压
力之前，循环功的损失。它可分为：
1） 自由排气损失（图3-2中面积w），是由排气门提前打开而引起的膨胀功的减少。
2） 强制排气损失（图中面积y），是活塞上行强制推出废气所消耗的功。
随着排气提前角增大，自由排气损失面积w增加，强制排气损失面积y减小，如排气提前角减少则强制排气损失面积增加。所以最有利的排气提前应使面积（w+y）之和最小。
减少排气损失的主要措施是：减小排气系统阻力和排气门处的流动损失。
2． 进气损失
进气损失主要是进气过程中，因进气系统的阻力而引起的功的损失。如图中面积x所示。它与排气损失相比相对较小。排气损失与进气损失之和称换气损失，即图中面积(w+y+x)。在实际循环示功图中把面积(x+y-d)相当的负功，称为泵气损失。这部分损失放在机械损失中加以考虑。
3.2 充量与充量系数
换气过程常用的评价指标是：循环充量、充量系数和单位时间充量。
一、充量
充量即充气量，它表示充入发动机气缸内新鲜气体的质量，常用每循环充量和单位时间充量来表示。
1． 每循环充量
每循环充量是指发动机在每一个循环的进气过程中，实际进入气缸的新鲜气体（空气或可燃混合气）的质量，即循环实际充量，用ΔG 表示。
前已分析，由于排起系统存在阻力，当排气门关闭时，气缸内尚有一部分残余废气存在，所占气缸容积为 vr ，压力为 pr ，温度为 Tr ，则其质量为：
(kg)
式中: δr —残余废气密度。
在准备进气阶段，由于气门开度很小，气缸内残余废气压力又高于大气压力，新鲜气体不能立即进入气缸。只有到正常进气阶段新鲜气体才能进入气缸，直到活塞达下止点后进气门关闭为止，此阶段进入气缸的新鲜气量即为循环充量。 在进气门关闭进气终了时，气缸内既有新鲜气体，又有残余气体，所占容量为 vα 、压力为 pcα 、温度为 Tcα ，气缸内气体的总质量为：
(kg)
则充入气缸的新鲜气体质量为：
(3-1)
为了衡量残余废气量的多少，引如残余废气系数的概念。残余废气系数是指每循环残留在气缸内的废气质量 与新鲜气体质量 之比，用 表示，即：
于是气缸内气体总质量可表示为：
(kg)
则气缸内新鲜气体的质量又可表示为：
(kg) (3-2)
2.单位时间充量
单位时间充量指每小时进入气缸的新鲜气体的质量，用Δ Gh 表示，即
（kg/h） (3-3)
式中: n — 发动机转速，r/min；
i — 气缸数。
循环充量增大，则每循环燃烧的燃料便可增多，因此直接影响发动机的平均有效压力和扭矩。而单位时间充量，它决定发电机单位时间燃烧的燃烧量，因而直接影响发动机的功率。
循环充量ΔG 与单位时间充量Δ Gh 随发动机转速变化的趋势是不同的，如图3-4所示。
由图可见，如果循环充量ΔG 保持不变，则转速增高时，单位时间充量将成直线的增加（图中虚线），发动机功率也不会增加。但是，实际上由于进气系统阻力的影响，当转速增高时，循环充量显著减少，而单位时间充量的增加也逐渐变缓。当转速增到某一数值后，循环充量达到最大值，而且在此转速后单位时间充量基本保持一定。这是因为通过气门口的气体流速达到音速时，单位时间充量达到极限的缘故。
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二、 充量系数
发动机在换气过程中，每循环进入气缸的实际充量ΔG 与进气状态下充满气缸工作容积为 vs ，与在进气状态下充满气缸工作容积的理论充量ΔG0 的比值，称为充量系数，用 Φc 表示，即 ：
所谓进气状态，是指空气滤清器后进气管内的气体状态。为了测量方便，在非增压发动机上一般都采用当时的大气状态。在增压发动机上采用增压器出口的状态。
若大气压力及温度分别为 p0 及 T0 ，气缸工作容积的理论充量 ΔG0 为：
(3-5)
将式（3-1）、（3-5）代入式（3-4）得：
式中: T0 、 p0 — 大气温度及压力；
Tcα 、 pcα —进气终了时的气体温度及压力；
Tr 、 pr — 残余废气的温度及压力；
εc — 压缩比；
Φr — 残余废气系数。
由式(3-6）及（3-7）看出，充量系数与发动机气缸容积无关，因而可用来评价不同排量发动机换气过程的良好程度。 Φc 值越大，说明每循环实际充量
越多，每循环可燃烧的燃料随之增加，因而单位气缸工作容积的有效功和发动机功率，扭矩也越大，则发动机动力性越好，所以希望 Φc 值高些。一般非增压发动机在全负荷工况工作时， Φc 值大致范围是：
汽油机 顶置气门 0.75～0.85
侧置气门 0.70～0.80
柴油机 0.75～0.90
实际内燃机充量系数可用试验方法直接测定。一般试验中，用流量计测出内
3燃机每小时实际充气量(m/h)。而理论充气量由下式算出：
(m3/h)
式中: vs — 气缸工作容积，L；
i — 气缸数；
n — 内燃机转速，r/min 。
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三、充量系数与发动机功率、扭矩的关系
充量系数与发动机功率、扭矩的关系，可通过下列计算进一步看出，随 Φc 值的提高，发动机的功率及扭矩都得到提高。
如果将发动机的进气过程采用当时的大气状态，其理论充量为：
(kg)
则每循环的实际充量：
(kg)
1kg燃油实际供给的空气量为 Φat L0 ，实际充量为 ΔG 时应供给的循环供油量为：
(kg)
式中: Φat —过量空气系数 ；
L0 —1kg燃料完全燃烧所需的理论空气量。
则每循环燃油燃烧放出的热量为:
(kJ)
式中: Hu —燃料的低热值,kJ/kg 。
每循环的指示功为:
(kJ)
平均指示压力:
(kPa)
平均有效压力:
(kPa)
若在一般大气状态下, 视为常数, Hu 、 L0 仅与燃烧有关，通常石
油中 Hu 及 L0 近乎不变，因此平均有效压力可表示为下式
(3-8)
式中: k — 比例常数，对每种发动机均有一定数值。
发动机的有效功率为：
(kW)
(3-9)
式中：令，对每种发动机为一常数。
发动机扭矩可表示为下式：
(3-10)
式中：令 k2 =9550 k1 ， k2 对每种发动机也是常数。
公式（3-9）、（3-10）及（3-8）表明，发动机的重要性能指标功率、扭矩及平均有效压力与其工作过程有直接关系。当混合气加浓、发动机转速提高、充量系数加大、指示热效率提高、机械损失减小，则发动机的有效功率和扭矩都将得到提高，但转速提高时，由于气体流动阻力和配气相位的影响，功率会下降。因此，提高充量系数是增大功率的有效手段。 3.3 影响充量系数的因素
充量系数对发动机的功率，扭矩的影响甚大， φc 值大，能提高发动机的功率及扭矩。因此，分析影响充量系数的因素具有重要得意义。
由公式（3-6）（3-7）可知，影响 φc 的因素有进气终了压力及温度、大气的压力及温度、残余废气及压缩比等。影响最大的是进气终了压力 pca 。 一 、进气终了压力 pca
由公式可知，进气终了压力 pca 提高，充气系数 φc 增大。而进气终了压力又受进气系统阻力的影响。
进气系统阻力是各段通道所产生的流动阻力的总和。包括空气滤清器、化油
器、进气管、进气道及进气门等部分生产的阻力。
1.空气滤清器的阻力
空气滤清器是用来减少进气过程进入气缸的灰尘，以减少气缸的磨损。由于空气滤清器的结构不同及使用中油物堵塞，会使其阻力增大，造成发动机充气性能大大下降，因此要求空气滤清器的滤清效果要好，而又不增加空气阻力。使用中应经常保养，清除油污、更换滤芯，以达到减少阻力和进气通畅。
2. 化油器的阻力
化油器的吼管处是进气阻力较大的地方。吼管的收缩使气体流速增大，产生一定的真空度，以便混合气形成和有利雾化，满足化油器式发动机的工作需求。但由于吼管断面缩小，进气阻力增大。使空气流量减小，进气终了压力降低，特别是在高速、大负荷时，进气终了压力下降更为严重，限制了充量的增加。
为了节约燃油，可适当减小吼管尺寸。在中、低转速下，循环充量减小不多，使气流速度加大，对混合气形成雾化有利。但在高速时，循环充量及单位时间充量会明现下降，影响发动机的最大功率。
在高速发动机上比较广泛的采用双腔或多腔化油器，以提高充量系数和改善混合气在各缸的分配均匀性。
3.进气管道的阻力
进气管道包括进气歧管和缸盖上的气体通道，其阻力的大小主要取决于进气管道的结构式和尺寸。进气歧管的断面大则阻力小，可提高进气压力。但断面大，气体流速低，且易使燃料液态颗粒沉积在管壁上，使燃料的蒸发与雾化变差，各缸分配不均匀。因此进气管的断面大小受到一定限制，使进气形成一定阻力。此外，进气管的长度，表面粗糙度、拐弯多及流通截面突变都会增加进气阻力。因此要求进气管要有合适的长度与端面尺寸，拐弯处应有较大的圆角，管内表面光滑，安装时进排气接口及其衬垫口应对准，以减少进气阻力，提高充气效率。 4. 进气门处的阻力
在整个进气系统中，进气门处气流通过断面最小，而且截面更大，是整个进气系统中产生阻力最大的地方，因此对进气压力的影响也最大。新鲜气体通过进气门，使进气终了压力减低。进气门通道断面的变化又取决于气门直径、锥角、升程和配气相位等多方面因素，下一节将详细讨论。
二、进气终了温度 Tca
新鲜气体进入气缸后同高温机件接触，与残余废气混合，进气终了温度升高，气体密度减小，充量系数降低。此外，汽油机的进、排气管常铸成一体，利用排
气管加热进气管，使燃油预热蒸发，也使进气温度升高，减少了循环充量。为了降低进气温度，在柴油机上将排气管分配在发动机两侧。
三、转速与配气相位的影响
进气流动阻力，除了与进气系统的结构有关以外，还取决于新鲜气体的流速。气体流动引起的阻力与流速的平方成正比，而气体流速又与发动机转速有关，发动机转速提高，气体流速也成正比例地提高，所以气体流动阻力也与发动机转速的平方成正比，如图3-5所示。随着转速的升高，气体阻力增大，使进气终了压力下降。
配气相位包括进、排气门早开、迟闭中，进气迟闭角是不变的，因此当转速高时气流惯性未被利用；转速低时又会造成气体倒流，从而影响进气压力与发动机正常工作。通过选择适当的配气定时，可获得较高的循环充量和充量系数。图3-6给出了在最佳配气定时充气过程各参数与发动机转速的关系。
四、负荷的影响
发动机的负荷变化对进气终了压力的影响，随汽油机与柴油机负荷调节方法不同而影响也不同。
在柴油机上，进入气缸的空气量不变，负荷的调节是改变油量调节拉杆的位置，控制喷油量来实现的。由于转速不变，进气系统又无节流装置，因此流动阻力基本不变，所以当负荷变化时进气终了压力 pca 也基本不变。
在汽油机上，进入气缸的是空气和燃油的混合气，负荷的调节是通过 改变节气门的开度，控制进入气缸的混合气量来实现的。当节气门开度减小时，负荷减小，由于节流损失增加引起进气终了压力 pa 下降，如图3-7所示。从图中可见负荷愈小， pca 随转速增加下降的愈快。
图3-7 负荷对进气压力的影响
五、压缩比的影响
压缩比增加，余隙容积相对减小，使残余废气量相对下降，所以充量系数提高，如图3-8所示。
图3-8 新鲜气体流速一定时， 不同的压缩比对 Φc 的影响
六、排气终了压力 pr
由于排气系统有阻力，排气终了时气缸内残余废气压力 pr 总是要高于大气压力 p0 ， pr 高，残余废气密度大，残余废气量多，新气充量相对减小，充量系数下降。与进气过程相同， pr 主要取决于排气系统的阻力，特别是排气门处的阻力，当转速上升时流动阻力增大而 pr 增加，使 Φc 减小。
3.4 提高充气效率的措施
通过分析影响充量系数的因素，可以找出提高充量系数的措施。
一、减少进气系统的阻力
影响进气压力 pca 的主要因素是进气系统的阻力。进气系统阻力的大小为各段通道阻力的总和。通过减小各段阻力可达到减小进气系统阻力的目的。
1． 减小进气门处的阻力
在整个进气系统中，进气门处的通过断面最小，而且变化大，气体流动阻力最大，是产生进气阻力的重要部位。可通过下列措施减小进气门处的阻力：
1） 增大进气门开启的时面值F
气门开启断面与对应开启时间的乘积称为气门开启的时面值。它表示气体流
过气门的通过能力。气门开启时间长，开启断面大，则气门开启时面值大，气流通过能力越强，阻力越小。如图3-9为气门通道断面和开启时面值。
图3-9 气门通道断面和和开启时面值
由图可知，气门开启的最小断面f是：以气门头部最小直径 d2 为小底，气门头部最大直径 d1 为大底， L 为斜高的截锥体侧面积。而
因为 L = hvcosα
所以
(3-11)
式中: hv —气门升程；
α —气门锥角。
由此可见，当气门尺寸一定时，通道断面积f与气门升程成直线关系。由于 hv 随凸轮运动而不断变化，所以 f 也随时间 t 或曲轴转角而变化。
根据气门开启时面值定义得：
dF = fdt
从公式（3-12）可知，气门开启时面值F主要取决于气门头部直径 d1 和 d2 、头部锥角 α 、气压升程 hv 、气门开启时间 t 等。
增大进气门头部直径，减小气门头部锥角，增大气门升程，延长气门开启时间，均可扩大气门开启时面值。从而扩大气流通过能力，减小阻力，提高充量系数。但增大气门直径受到燃烧室结构的限制，因此常用减小排气门头部直径的方法，相应增大进气门头部直径。
现代发动机单进气门结构中，进气门直径可达活塞直径的45%～50%，气门和活塞面积比为0.2～0.25.
减小气门锥角也受到强度的限制不宜太小。
增大气门升程和延长开启时间，又受惯性力和配气相位改变的限制，涉及问题较多，影响也较复杂。
2） 合理控制进气马赫数 M
进气马赫数 M 是进气门气流平均速度 vm 与该处音速 a 之比，即 M=vm/a 。它是决定气流流动性质的重要参数。能反映气体流动和气门结构尺寸的关系，对
充量系数有重要的影响。
进气门处气流平均速度 vm 可定义为：实际进入气缸的新鲜充量与进气门有效时面值F之比，即
而
式中: um —进气门开启时期的平均流量系数；
Fm(t) —进气门平均开启面积；
t1 、 t2 —进气门开、关时间；
θ1 、 θ2 —进气门开、关角度。
将 um 及 F(t) 代入 M 定义式得：
(3-13)
(3-14)
式中: F —活塞面积；
Cm —活塞平均速度；
d 、d1 —活塞直径和气门头部直径。
从公式（3-13）和（3-14）可知：进气马赫数 M 与气门大小、形状、升程规律、气门开关时间等有关。增大气门直径可扩大气流通过断面积，提高充量系
数。
根据一系列试验可知，在正常的配气定时条件下，当 M 超过一定数值时，大约在0.5左右，充量系数急剧下降，如图3-10所示。因此在可能条件下应控制 在最高转速时不超过一定数值。以达到提高充量系数的目的。
(a) 发动机D x S =83mm x 86mm、pmax / n =70kw/6400rpm
(b) 发动机 D x S =42mm x 35mm、pmax /n =4.4kw / 10500rpm
L1 、 L2 ......及 S1 、 S2 ......为不同进气门角度—面积值
图3-10 充量系数与平均进气马赫数的关系
3） 增加进气门的数目。一般在缸径较大（ d ≥120mm）的发动机上，可采用双进气门和双排气门。进气门和活塞的面积比可达0.29。这样可改善换气过程，提高充量系数。但会使配气机构复杂。一般仅用于功率较大的发动机上。
4） 改善气门座及气门头部到杆部的过渡形状，均有利改善气体的流动特性。气门升起后，气门头和缸壁及燃烧室壁的距离称为壁距，也不宜过小，以免增加气体流动阻力。
2． 减小进气道的阻力
缸体或缸盖内的进气道形状复杂，因有气门导管凸台，截面变化较大，对进气阻力有很大影响，需要精心设计、反复试验。柴油机的进气道，不仅要考虑减小阻力，更主要地是考虑其对进气涡流影响，以改善混合气的形成和燃烧。为减小进气道阻力，应增大气道断面、避免急弯、减小断面突变、管内表面光滑等。
3． 减小进气管阻力
进气管尺寸必须保证足够的流通面积和结构上的要求。在汽油机中还必须考虑燃料的雾化、蒸发、分配等。但不应使进气管的结构太复杂。
进气管截面的形状一般有三种：圆形、矩形、D字形。在相等截面的情况下，圆形断面流动阻力最小，矩形最大，D字形居中。但底部蒸发面积圆形最小，矩形和D字形较大，所以汽油机宜用D字形断面进气管。柴油机没有燃料蒸发问题，多采用圆形断面进气管。
4． 减小空气滤清器的阻力
在使用中对空气滤清器必须要定期清洗保养，避免积垢过多使阻力增加。目前在发动机上装用的空气滤清器有惯性式、过滤式和油浴式三种，油浴式具有低阻高效的性能，使用中阻力增加缓慢。而纸质干式滤清器，使用中阻力增加较快，但它重量轻、高度小、成本底、使用方便。
5． 减小化油器的阻力
化油器内设有断面较小的喉管，以使空气流经喉管处提高流速降低压力，保证将燃油吸出和雾化。油浴喉管断面小，而流动阻力增加。要减小化油器喉管阻力而又不影响燃料雾化，单腔单喉管化油器是很难满足的。因此在化油器式发动机中常采用多腔、多喉管化油器。采用多重喉管后 ，小喉管可使燃料喷口处具有较高的气体流速，保证燃料吸出和雾化，大喉管使通道截面扩大，保证充量系数提高。多腔化油还可以分向不同缸供气，因此既能提高 Φc 又能改善混合气在各缸分配的均匀性。
近年来汽油机采用电控汽油喷射系统，可同时满足混合气浓度、雾化、分配均匀、减小阻力等多方面的要求。
二、合理选择配气定时
为了充分的利用气流惯性，增加循环充量，提高充量系数，合理选择配气定时是很重要的。
在配气定时各参数中，影响进气最大的是进门迟闭角。如图3-11所示。
进气流动阻力，除了与进气系统的结构有关以外，还取决于新鲜气体的流速。气体流动引起的阻力与流速的平方成正比，而气体流速又与发动机转速有关，发动机转速提高，气体流速也成正比例地提高，所以气体流动阻力也与发动机转速的平方成正比，如图3-5所示。随着转速的升高气体阻力增大，使进气终了压力下降。
发动机的转速不同，气流的惯性不同，合适的进气门迟闭角也不同。所以最有利的进气门迟闭角只能根据发动机常用转速来确定。
实际发动机的配气定时在使用中是不变的，它仅对某一转速是最有利的，使充量系数达最高值。图3-12为BJ-212汽油机在不同进气迟闭角时，充量系数和有效功率随发动机转速的变化关系。由图可见，当进气迟闭角不变时，随转速提高气流惯性增加，但因进气迟闭角不能相应的增加，这就使一部分气体由于气流惯性利用不充分而不能进入气缸，加之转速上升气流阻力增大，所以充量系数下降。在某一转速是气流惯性利用最好而使充量系数 Φc 达最大值。当改变进气迟闭角时，不同的进气迟闭角，充量系数最大值对应的转速也不同，进气迟闭角增大， Φc 最大值对应的转速增高。因此，进气迟闭角加大，高转速时 Φc 增加有利于最大功率的提高，但是中、低转速时性能不好。进气迟闭角减小，低速时 Φc 增加，有利于最大功率的提高，但最大功率下降。在同一台发动机上，进气迟闭角大时， Φc 在高速时的最大值（图中虚线最高点），仍小于进气迟闭角时， Φc 在低速时的最大值（图中实线最高点）。这是因为高速时气流阻力增加的缘故。
图3-12 进气迟闭角对 Φc 及 Pe的影响
从上述分析可见，合理的选择进气迟闭角，可以充分利用气流惯性，获得较大的充量系数。一般对于小客车上用的高速发动机，进气迟闭角应适当加大，以便在高速时获得较大的充量系数。有利于最大功率的提高。载重车上的发动机常用中等转速，进气迟闭角应适当减小，以便在中速时获得较大的 Φc 有利于扭矩的增加。
排气提前角的选择，应当在保证排气损失最小的前提下，尽量晚开排气门，以加大膨胀比，提高热效率。
适当的气门叠开角，可以增加循环充量，提高充量系数，降低高温零件的热负荷，是影响进气较重参数。
配气定时的选择，一般是根据经验在实际发动机上经过反复试验比较，最后确定最合适的方案。
三、减小排气系统的阻力
排气系统包括排气门、排气管道和消声器等。排气系统阻力降低，排出的废气量增加，排气终了压力 pr 下降，这不仅可以减小残余废气系数，提高充量系数，而且还可以减少排气损失。
为此排气管道也应与进气管道一样注意其结构要求。并在使用中注意消除残留积炭，安装时接口对正，以保排气畅通。
四.减少对进气的加热
新鲜气体在吸入过程中，受到进气管、进气道、气门、缸壁与活塞等一系列受热零件的加热，造成进气温度升高，气体密度下降，使循环充量减少。特别是汽油机，为了使汽油在进气管中蒸发以便更好地与空气均匀混合，而经常把进排气管铸成一体，利用排气管对进气管加热，结果使新气经过进气管时温度升高，新气充量减少，所以在使用中应使预热适当。图3-13给出了进气预热温度ΔT 对充量系数 Φc 的影响。为了减少对进气的预热，有些发动机采用调节的预热装置，在排气管内装有阀门，根据季节不同可调节阀门位置，以改变排气管中废气热量对混合气的预热程度。在柴油机上采用进排气管分置于气缸两侧。
图3-13 进气预热温度ΔT 对充量系数 Φc 的影响
使用中，经常用稀混合气和保持发动机的正常冷却水温，也可减少对进气的加热，提高 Φc 值。 3.5 进气管的动态效应
发动机在换气过程中，由于间断进气而引起进气管内发生压力波动，这种现象称为进气管的动态效应。分析其原因，可归纳为惯性效应和波动效应两类。影响进气管动态效应的结构因素是进气管长度、直径和形状。
利用进气管的动态效应，可以有效地提高高转速时充量系数和改善扭矩特性。
一、进气惯性效应
进气管惯性效应说明如图3-14所示。
进气门打开初期，由于活塞向下运动和气流惯性，气缸内产生很大负压（即真空度），进气管内也产生很大负压。新鲜气体从进气管外端 A 流入，同时从气缸中传出膨胀波，通过气门、进气道沿进气管向外端 A 传播，传播速度为（a-u），a 为音速，u 为气流速度。当膨胀波传到 A 端后，因 A 端为开口端，膨胀波变成压缩波从 A 端又向气缸方向传播，其速度为（a+u）。此压缩波反射到气缸后，使气缸压力上升。如果进气管的长度适当，使膨胀波从气缸发出到压缩波返回气缸处所经过的时间，与进气门从开启到关闭所需的时间恰好配合，即压缩波到达气缸时，进气门正好处于关闭前夕，缸内气体密度最大。此时关闭进气门就可以利用进气惯性效应，获得增压效果，使循环充量增加，提高充量系数。 从图3-14中（b）可以看出，如果波动一周期正好与进气门开启持续时间相等，则进气门关闭时正是 B 点压力处于波峰位置，也正是惯性效应最大的时候。如果进气门关闭比此相位早或晚， B 点压力都不会处于波峰位置，因此都得不到最高充气效果。
为了有效的利用惯性进气，最重要的是决定进气门关闭的时间，一般进气门
关闭时间的最佳值，可随下述情况适当延迟：
（1）发动机转速提高时；
（2）进气管长度增加、断面减小时；
（3）发动机排气量增大时；
（4）进气温度越低时。
二 、波动效应
当进气门关闭之后，进气管内的气柱还在继续波动，对下一个进气循环的进气量产生影响，这一影响称为波动效应。可用图3-15说明。
图3-15 波动效应
当进气门关闭时，进气管内流动的空气因急速停止面受到压缩，在进气门处产生压缩波，向进气管开口端A传播，传播速度为(a-u)，当压缩波传到管端A时，将要产生反射波，因进气管为开口管，反射波与入射波性质相反，即为膨胀波，并以(a+u)的速度向进气门处传播（图中a）。如果进气门尚未打开仍处于封闭时，则因边界条件为封闭型（速度为零），所以从进气门处返回的仍是膨胀波，此膨胀波又向管端A传播，在开口端再次反射时又变成压缩波向进气门处传播。这样，气波在进气管中周而复始的来回传播，使进气门处的压力也时高时低形成压力波（图中b）。如果下一循环的进气过程与正压力波重合，进气门关闭
时压力高，使充量系数提高，如果与负压力波重合，则进气门关闭时压力低，使充量系数下降。
压力波动的固有频率 f1 为：
式中： α —进气管内音速，m/s；
L—进气管长度，m。
当内燃机转速为n (r/min)时，进气频率 f2 为：
f1 与 f2之比为：
q1 表示波动次数，它说明进气管内压力波动的固有频率和内燃机进气频率之间的配合关系。其主要是进气管长度和内燃机转速的配合。由图3-15(b)可见，当 q1 =1.5 、2.5……时，下一次气门开启期间正好与正的压力波相重合，使进气充量增加。当 q =1、2、……时，进气频率与压力波频率合拍，下一次气门开启期间与负的压力波重合，使进气充量减少。这样，就可利用进气管的动态效应增大充气量，提高发动机的动力性。实践证明，利用进气管动态效应可提高功率10%～20%，最低耗油率下降3%～5%。并且还能降低排气温度和减少碳烟的排出量。
发动机原理
第三章 发动机的换气过程
发动机的排气过程和进气过程统称为换气过程。换气过程的任务是将气缸内废气排除干净，并充入尽可能多的新鲜气量--在柴油机中是空气；在汽油机中是燃油与空气的混合气（可燃混合气），这是保证发动机动力性的重要条件。 燃料在气缸内完全燃烧需要一定量的空气，完全燃烧时汽油与空气的体积比约为1：10000，而柴油与空气的体积比还要更大一些。由此可见，可燃混合气中燃料所占容积比例很小，所以充入气缸的混合气燃烧放热量的大小，主要取决于充入缸内的空气量多少。每循环进入气缸的空气量多，既可多供给一些燃料，又可以提高燃料的完全燃烧程度。提高发动机的扭矩和功率。此外，换气过程有功率损失使热效率降低。换气过程的好坏对发动机零件的热复合、排气冒烟、大气污染等也有一定影响。
为了不断提高发动机性能，必须深入研究换气过程的进行情况，分析影响充气量的各种因素，找出提高充气量和减少换气损失的方向与措施。
3.1 四行程发动机的换气过程
一、换气过程
四行程发动机配气机构均采用气门换气方案，其换气过程是排气门开启到进气门关闭的整个时期，约占曲轴转角380°～490°。根据气体流动特点和进排气门运动规律，换气过程可分为自由排气、强制排气、惯性排气、准备进气、正常进气和惯性进气六个阶段，如图3-1所示。
图3-1 换气过程气缸压力、排气管压力、
进排气门流通截面积的变化
(a)气缸压力、排气管压力随曲轴转角θ的变化曲线
(b)进排气门相对流通截面积随曲轴转角θ的变化曲线
(c)四行程发动机进、排气门开闭时间
1. 自由排气阶段
从排气门在下止点前开启到活塞行至下止点这个时期称自由排气阶段。该阶段曲轴转过的角度称为排气提前角，一般为40°～80°轴转角。
由于配气机构惯性力的限制，气门开启与关闭不能太快，需要一定时间，如果活塞到下止点时排气门才开始开启，在开启初期开度极小，废气不能通畅流出，气缸内压力下降缓慢，不能实现充分排气，而且在活塞向上止点回行时会形成较大的反压力，增加排气行程所消耗的功。为此，排气门必须在下止点前开启（图3-1中b`点），这时气缸废气压力较高，可利用废气自身的压力自行排出。从图3-1中可见，此阶段气缸内压力大于排气管压力两倍以上，排气的流动处于超临界状态，读者参考工程热学气体的流动和压缩章节）此时通过排气门口的废气流速，等于该状态下的音速，废气流量只与气缸内的气体状态及气门最小开启截面积有关，而与排气管内压力 p 无关。并且因排气流甚高，在排气过程中伴有刺耳的噪声，所以排气系统必须装有消声器。
随着废气大量排出及活塞向下止点移动，气缸内压力迅速下降，当缸内压力与排气管内压力之比下降到2以下时，排气流动转入亚临界状态，废气流速降低，产生的噪声较小。此时排出的废气量由缸内及排气管内的压力差来决定。压力差越大排出废气越多。当到某一时刻缸内与排气管内压力相等，自由排气阶段结束（一般下止点后10°～30°曲轴转角）。此阶段虽然历程很短，但因排气流速甚高，排出废气量达60%以上。
由此可见，在自由排气阶段中，排出的废气量与发动机转速无关。发动机转速高时，在同样的排气时间（以秒计）所相当的曲轴转角增大，因此，在高速发动机中，排气提前角要大一些。但不宜过大，否则会使排气损失加大。
由于排气系统阻力的影响，当活塞到下至点b时，气缸内压仍高于大气压力。
2.强制排气阶段
自由排气以后，由于排气门节流的影响，气缸内平均压力与排气管内平均压力之差较小，因此不能再自行流出，而是靠活塞从下止点向上止点移动时的推力强制排出废气，由上行活塞强制推出的这个时期称为强制排气阶段。此阶段虽然持续时间较长，但因缸内废气压力逐渐接近大气压力，故该阶段排除废气只占总气量的一小部分。
3.惯性排气阶段
从活塞由上止点下行至排气门关闭这个时期称为惯性排气段，该阶段的曲轴角称为排气迟闭角，一般为10°～30°。
强制排气以后，气缸内压力仍稍高于大气压力，如果此时排气门继续保持开启状态，则利用气缸内外的压力差和废气流动惯性可继续排气，所以排气门都在上止点后才关闭，用以延长排气时间以便进一步排除废气。
4.准备进气阶段
为了增加进气量 ，进气门必须在上止点前，排气尚未结束时就开始开启，以保证活塞下行进气开始时，就有较大的进气通道截面，为进气作好准备，从进气 门开始开启到活塞行至上止点这个时期称为准备进气阶段。该阶段曲轴转过的角度称为进气提前角，一般为10°～30°曲轴转角。由于进气提前角较小，进气门通道截面也小，再加气缸内残余废气压力高于大气压力，所以在此阶段中新鲜气体一般不能进入气缸。
5.正常进气阶段
准备进气阶段后，活塞由上止点开始下行，初期由于气缸内残余废气压力 pr 仍高于大气压力 p0 ，新鲜气体不能冲入气缸，只有将残余废气由r点膨胀到r'点，使压力由 pr 下降到 pr'后，新鲜气体才能冲入气缸。由于进气门早开，此时进气门通道截面已开启较大，所以保证了大量新气进入气缸内，但因进气系统有阻力，所以在活塞移到下止点时，气缸内压力 pα 仍低于大气压力。
6.惯性进气阶段
从活塞由下止点向上行至进气门关闭这个时期称为惯性进气阶段。该阶段中曲轴转过的角度称为进气迟闭角，一般为40°～80°曲轴转角。
在进气过程活塞到下止点的瞬间，进气门口仍有一定的流速，进气门迟闭就可以利用新鲜气体流动惯性和气缸内外压力差，继续进气，所以进气门都在下止点之后才关闭，使冲气量增加。
由于排气门迟闭和进气门早开，因此在上止点附近将出现进、排气门同时开启的状态，称为气门重叠或气门叠开，气门叠开时曲轴转过的角度称为气门叠开角或重叠角，一般为20°～80°曲轴转角。由于气门重叠角小，进气门升起高度不大，且废气又具有一定惯性，所以废气不会倒流入气管中，为此在气门叠开期间因进气管、气缸、排气管连通在一起，可以利用气流的压差和惯性清除残余废气，增加进气量。
在换气过程中，由于活塞移动速度不均匀，气门通道截面也时时变化，使气流速度的变化很复杂。同时气缸内压力变化是波动的，进而引起进、排气管内压力变化也是波动的。因此，利用进气管的动态效应可以提高进气量。
二、换气损失
换气损失由排气损失和进气损失两部分组成，如图3-2所示；
1． 排气损失
排气损失是从排气门提前打开，直到进气行程开始，气缸内压力到达大气压
力之前，循环功的损失。它可分为：
1） 自由排气损失（图3-2中面积w），是由排气门提前打开而引起的膨胀功的减少。
2） 强制排气损失（图中面积y），是活塞上行强制推出废气所消耗的功。
随着排气提前角增大，自由排气损失面积w增加，强制排气损失面积y减小，如排气提前角减少则强制排气损失面积增加。所以最有利的排气提前应使面积（w+y）之和最小。
减少排气损失的主要措施是：减小排气系统阻力和排气门处的流动损失。
2． 进气损失
进气损失主要是进气过程中，因进气系统的阻力而引起的功的损失。如图中面积x所示。它与排气损失相比相对较小。排气损失与进气损失之和称换气损失，即图中面积(w+y+x)。在实际循环示功图中把面积(x+y-d)相当的负功，称为泵气损失。这部分损失放在机械损失中加以考虑。
3.2 充量与充量系数
换气过程常用的评价指标是：循环充量、充量系数和单位时间充量。
一、充量
充量即充气量，它表示充入发动机气缸内新鲜气体的质量，常用每循环充量和单位时间充量来表示。
1． 每循环充量
每循环充量是指发动机在每一个循环的进气过程中，实际进入气缸的新鲜气体（空气或可燃混合气）的质量，即循环实际充量，用ΔG 表示。
前已分析，由于排起系统存在阻力，当排气门关闭时，气缸内尚有一部分残余废气存在，所占气缸容积为 vr ，压力为 pr ，温度为 Tr ，则其质量为：
(kg)
式中: δr —残余废气密度。
在准备进气阶段，由于气门开度很小，气缸内残余废气压力又高于大气压力，新鲜气体不能立即进入气缸。只有到正常进气阶段新鲜气体才能进入气缸，直到活塞达下止点后进气门关闭为止，此阶段进入气缸的新鲜气量即为循环充量。 在进气门关闭进气终了时，气缸内既有新鲜气体，又有残余气体，所占容量为 vα 、压力为 pcα 、温度为 Tcα ，气缸内气体的总质量为：
(kg)
则充入气缸的新鲜气体质量为：
(3-1)
为了衡量残余废气量的多少，引如残余废气系数的概念。残余废气系数是指每循环残留在气缸内的废气质量 与新鲜气体质量 之比，用 表示，即：
于是气缸内气体总质量可表示为：
(kg)
则气缸内新鲜气体的质量又可表示为：
(kg) (3-2)
2.单位时间充量
单位时间充量指每小时进入气缸的新鲜气体的质量，用Δ Gh 表示，即
（kg/h） (3-3)
式中: n — 发动机转速，r/min；
i — 气缸数。
循环充量增大，则每循环燃烧的燃料便可增多，因此直接影响发动机的平均有效压力和扭矩。而单位时间充量，它决定发电机单位时间燃烧的燃烧量，因而直接影响发动机的功率。
循环充量ΔG 与单位时间充量Δ Gh 随发动机转速变化的趋势是不同的，如图3-4所示。
由图可见，如果循环充量ΔG 保持不变，则转速增高时，单位时间充量将成直线的增加（图中虚线），发动机功率也不会增加。但是，实际上由于进气系统阻力的影响，当转速增高时，循环充量显著减少，而单位时间充量的增加也逐渐变缓。当转速增到某一数值后，循环充量达到最大值，而且在此转速后单位时间充量基本保持一定。这是因为通过气门口的气体流速达到音速时，单位时间充量达到极限的缘故。
3.2 充量与充量系数 (双击鼠标自动滚屏) 上一页 下一页
二、 充量系数
发动机在换气过程中，每循环进入气缸的实际充量ΔG 与进气状态下充满气缸工作容积为 vs ，与在进气状态下充满气缸工作容积的理论充量ΔG0 的比值，称为充量系数，用 Φc 表示，即 ：
所谓进气状态，是指空气滤清器后进气管内的气体状态。为了测量方便，在非增压发动机上一般都采用当时的大气状态。在增压发动机上采用增压器出口的状态。
若大气压力及温度分别为 p0 及 T0 ，气缸工作容积的理论充量 ΔG0 为：
(3-5)
将式（3-1）、（3-5）代入式（3-4）得：
式中: T0 、 p0 — 大气温度及压力；
Tcα 、 pcα —进气终了时的气体温度及压力；
Tr 、 pr — 残余废气的温度及压力；
εc — 压缩比；
Φr — 残余废气系数。
由式(3-6）及（3-7）看出，充量系数与发动机气缸容积无关，因而可用来评价不同排量发动机换气过程的良好程度。 Φc 值越大，说明每循环实际充量
越多，每循环可燃烧的燃料随之增加，因而单位气缸工作容积的有效功和发动机功率，扭矩也越大，则发动机动力性越好，所以希望 Φc 值高些。一般非增压发动机在全负荷工况工作时， Φc 值大致范围是：
汽油机 顶置气门 0.75～0.85
侧置气门 0.70～0.80
柴油机 0.75～0.90
实际内燃机充量系数可用试验方法直接测定。一般试验中，用流量计测出内
3燃机每小时实际充气量(m/h)。而理论充气量由下式算出：
(m3/h)
式中: vs — 气缸工作容积，L；
i — 气缸数；
n — 内燃机转速，r/min 。
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三、充量系数与发动机功率、扭矩的关系
充量系数与发动机功率、扭矩的关系，可通过下列计算进一步看出，随 Φc 值的提高，发动机的功率及扭矩都得到提高。
如果将发动机的进气过程采用当时的大气状态，其理论充量为：
(kg)
则每循环的实际充量：
(kg)
1kg燃油实际供给的空气量为 Φat L0 ，实际充量为 ΔG 时应供给的循环供油量为：
(kg)
式中: Φat —过量空气系数 ；
L0 —1kg燃料完全燃烧所需的理论空气量。
则每循环燃油燃烧放出的热量为:
(kJ)
式中: Hu —燃料的低热值,kJ/kg 。
每循环的指示功为:
(kJ)
平均指示压力:
(kPa)
平均有效压力:
(kPa)
若在一般大气状态下, 视为常数, Hu 、 L0 仅与燃烧有关，通常石
油中 Hu 及 L0 近乎不变，因此平均有效压力可表示为下式
(3-8)
式中: k — 比例常数，对每种发动机均有一定数值。
发动机的有效功率为：
(kW)
(3-9)
式中：令，对每种发动机为一常数。
发动机扭矩可表示为下式：
(3-10)
式中：令 k2 =9550 k1 ， k2 对每种发动机也是常数。
公式（3-9）、（3-10）及（3-8）表明，发动机的重要性能指标功率、扭矩及平均有效压力与其工作过程有直接关系。当混合气加浓、发动机转速提高、充量系数加大、指示热效率提高、机械损失减小，则发动机的有效功率和扭矩都将得到提高，但转速提高时，由于气体流动阻力和配气相位的影响，功率会下降。因此，提高充量系数是增大功率的有效手段。 3.3 影响充量系数的因素
充量系数对发动机的功率，扭矩的影响甚大， φc 值大，能提高发动机的功率及扭矩。因此，分析影响充量系数的因素具有重要得意义。
由公式（3-6）（3-7）可知，影响 φc 的因素有进气终了压力及温度、大气的压力及温度、残余废气及压缩比等。影响最大的是进气终了压力 pca 。 一 、进气终了压力 pca
由公式可知，进气终了压力 pca 提高，充气系数 φc 增大。而进气终了压力又受进气系统阻力的影响。
进气系统阻力是各段通道所产生的流动阻力的总和。包括空气滤清器、化油
器、进气管、进气道及进气门等部分生产的阻力。
1.空气滤清器的阻力
空气滤清器是用来减少进气过程进入气缸的灰尘，以减少气缸的磨损。由于空气滤清器的结构不同及使用中油物堵塞，会使其阻力增大，造成发动机充气性能大大下降，因此要求空气滤清器的滤清效果要好，而又不增加空气阻力。使用中应经常保养，清除油污、更换滤芯，以达到减少阻力和进气通畅。
2. 化油器的阻力
化油器的吼管处是进气阻力较大的地方。吼管的收缩使气体流速增大，产生一定的真空度，以便混合气形成和有利雾化，满足化油器式发动机的工作需求。但由于吼管断面缩小，进气阻力增大。使空气流量减小，进气终了压力降低，特别是在高速、大负荷时，进气终了压力下降更为严重，限制了充量的增加。
为了节约燃油，可适当减小吼管尺寸。在中、低转速下，循环充量减小不多，使气流速度加大，对混合气形成雾化有利。但在高速时，循环充量及单位时间充量会明现下降，影响发动机的最大功率。
在高速发动机上比较广泛的采用双腔或多腔化油器，以提高充量系数和改善混合气在各缸的分配均匀性。
3.进气管道的阻力
进气管道包括进气歧管和缸盖上的气体通道，其阻力的大小主要取决于进气管道的结构式和尺寸。进气歧管的断面大则阻力小，可提高进气压力。但断面大，气体流速低，且易使燃料液态颗粒沉积在管壁上，使燃料的蒸发与雾化变差，各缸分配不均匀。因此进气管的断面大小受到一定限制，使进气形成一定阻力。此外，进气管的长度，表面粗糙度、拐弯多及流通截面突变都会增加进气阻力。因此要求进气管要有合适的长度与端面尺寸，拐弯处应有较大的圆角，管内表面光滑，安装时进排气接口及其衬垫口应对准，以减少进气阻力，提高充气效率。 4. 进气门处的阻力
在整个进气系统中，进气门处气流通过断面最小，而且截面更大，是整个进气系统中产生阻力最大的地方，因此对进气压力的影响也最大。新鲜气体通过进气门，使进气终了压力减低。进气门通道断面的变化又取决于气门直径、锥角、升程和配气相位等多方面因素，下一节将详细讨论。
二、进气终了温度 Tca
新鲜气体进入气缸后同高温机件接触，与残余废气混合，进气终了温度升高，气体密度减小，充量系数降低。此外，汽油机的进、排气管常铸成一体，利用排
气管加热进气管，使燃油预热蒸发，也使进气温度升高，减少了循环充量。为了降低进气温度，在柴油机上将排气管分配在发动机两侧。
三、转速与配气相位的影响
进气流动阻力，除了与进气系统的结构有关以外，还取决于新鲜气体的流速。气体流动引起的阻力与流速的平方成正比，而气体流速又与发动机转速有关，发动机转速提高，气体流速也成正比例地提高，所以气体流动阻力也与发动机转速的平方成正比，如图3-5所示。随着转速的升高，气体阻力增大，使进气终了压力下降。
配气相位包括进、排气门早开、迟闭中，进气迟闭角是不变的，因此当转速高时气流惯性未被利用；转速低时又会造成气体倒流，从而影响进气压力与发动机正常工作。通过选择适当的配气定时，可获得较高的循环充量和充量系数。图3-6给出了在最佳配气定时充气过程各参数与发动机转速的关系。
四、负荷的影响
发动机的负荷变化对进气终了压力的影响，随汽油机与柴油机负荷调节方法不同而影响也不同。
在柴油机上，进入气缸的空气量不变，负荷的调节是改变油量调节拉杆的位置，控制喷油量来实现的。由于转速不变，进气系统又无节流装置，因此流动阻力基本不变，所以当负荷变化时进气终了压力 pca 也基本不变。
在汽油机上，进入气缸的是空气和燃油的混合气，负荷的调节是通过 改变节气门的开度，控制进入气缸的混合气量来实现的。当节气门开度减小时，负荷减小，由于节流损失增加引起进气终了压力 pa 下降，如图3-7所示。从图中可见负荷愈小， pca 随转速增加下降的愈快。
图3-7 负荷对进气压力的影响
五、压缩比的影响
压缩比增加，余隙容积相对减小，使残余废气量相对下降，所以充量系数提高，如图3-8所示。
图3-8 新鲜气体流速一定时， 不同的压缩比对 Φc 的影响
六、排气终了压力 pr
由于排气系统有阻力，排气终了时气缸内残余废气压力 pr 总是要高于大气压力 p0 ， pr 高，残余废气密度大，残余废气量多，新气充量相对减小，充量系数下降。与进气过程相同， pr 主要取决于排气系统的阻力，特别是排气门处的阻力，当转速上升时流动阻力增大而 pr 增加，使 Φc 减小。
3.4 提高充气效率的措施
通过分析影响充量系数的因素，可以找出提高充量系数的措施。
一、减少进气系统的阻力
影响进气压力 pca 的主要因素是进气系统的阻力。进气系统阻力的大小为各段通道阻力的总和。通过减小各段阻力可达到减小进气系统阻力的目的。
1． 减小进气门处的阻力
在整个进气系统中，进气门处的通过断面最小，而且变化大，气体流动阻力最大，是产生进气阻力的重要部位。可通过下列措施减小进气门处的阻力：
1） 增大进气门开启的时面值F
气门开启断面与对应开启时间的乘积称为气门开启的时面值。它表示气体流
过气门的通过能力。气门开启时间长，开启断面大，则气门开启时面值大，气流通过能力越强，阻力越小。如图3-9为气门通道断面和开启时面值。
图3-9 气门通道断面和和开启时面值
由图可知，气门开启的最小断面f是：以气门头部最小直径 d2 为小底，气门头部最大直径 d1 为大底， L 为斜高的截锥体侧面积。而
因为 L = hvcosα
所以
(3-11)
式中: hv —气门升程；
α —气门锥角。
由此可见，当气门尺寸一定时，通道断面积f与气门升程成直线关系。由于 hv 随凸轮运动而不断变化，所以 f 也随时间 t 或曲轴转角而变化。
根据气门开启时面值定义得：
dF = fdt
从公式（3-12）可知，气门开启时面值F主要取决于气门头部直径 d1 和 d2 、头部锥角 α 、气压升程 hv 、气门开启时间 t 等。
增大进气门头部直径，减小气门头部锥角，增大气门升程，延长气门开启时间，均可扩大气门开启时面值。从而扩大气流通过能力，减小阻力，提高充量系数。但增大气门直径受到燃烧室结构的限制，因此常用减小排气门头部直径的方法，相应增大进气门头部直径。
现代发动机单进气门结构中，进气门直径可达活塞直径的45%～50%，气门和活塞面积比为0.2～0.25.
减小气门锥角也受到强度的限制不宜太小。
增大气门升程和延长开启时间，又受惯性力和配气相位改变的限制，涉及问题较多，影响也较复杂。
2） 合理控制进气马赫数 M
进气马赫数 M 是进气门气流平均速度 vm 与该处音速 a 之比，即 M=vm/a 。它是决定气流流动性质的重要参数。能反映气体流动和气门结构尺寸的关系，对
充量系数有重要的影响。
进气门处气流平均速度 vm 可定义为：实际进入气缸的新鲜充量与进气门有效时面值F之比，即
而
式中: um —进气门开启时期的平均流量系数；
Fm(t) —进气门平均开启面积；
t1 、 t2 —进气门开、关时间；
θ1 、 θ2 —进气门开、关角度。
将 um 及 F(t) 代入 M 定义式得：
(3-13)
(3-14)
式中: F —活塞面积；
Cm —活塞平均速度；
d 、d1 —活塞直径和气门头部直径。
从公式（3-13）和（3-14）可知：进气马赫数 M 与气门大小、形状、升程规律、气门开关时间等有关。增大气门直径可扩大气流通过断面积，提高充量系
数。
根据一系列试验可知，在正常的配气定时条件下，当 M 超过一定数值时，大约在0.5左右，充量系数急剧下降，如图3-10所示。因此在可能条件下应控制 在最高转速时不超过一定数值。以达到提高充量系数的目的。
(a) 发动机D x S =83mm x 86mm、pmax / n =70kw/6400rpm
(b) 发动机 D x S =42mm x 35mm、pmax /n =4.4kw / 10500rpm
L1 、 L2 ......及 S1 、 S2 ......为不同进气门角度—面积值
图3-10 充量系数与平均进气马赫数的关系
3） 增加进气门的数目。一般在缸径较大（ d ≥120mm）的发动机上，可采用双进气门和双排气门。进气门和活塞的面积比可达0.29。这样可改善换气过程，提高充量系数。但会使配气机构复杂。一般仅用于功率较大的发动机上。
4） 改善气门座及气门头部到杆部的过渡形状，均有利改善气体的流动特性。气门升起后，气门头和缸壁及燃烧室壁的距离称为壁距，也不宜过小，以免增加气体流动阻力。
2． 减小进气道的阻力
缸体或缸盖内的进气道形状复杂，因有气门导管凸台，截面变化较大，对进气阻力有很大影响，需要精心设计、反复试验。柴油机的进气道，不仅要考虑减小阻力，更主要地是考虑其对进气涡流影响，以改善混合气的形成和燃烧。为减小进气道阻力，应增大气道断面、避免急弯、减小断面突变、管内表面光滑等。
3． 减小进气管阻力
进气管尺寸必须保证足够的流通面积和结构上的要求。在汽油机中还必须考虑燃料的雾化、蒸发、分配等。但不应使进气管的结构太复杂。
进气管截面的形状一般有三种：圆形、矩形、D字形。在相等截面的情况下，圆形断面流动阻力最小，矩形最大，D字形居中。但底部蒸发面积圆形最小，矩形和D字形较大，所以汽油机宜用D字形断面进气管。柴油机没有燃料蒸发问题，多采用圆形断面进气管。
4． 减小空气滤清器的阻力
在使用中对空气滤清器必须要定期清洗保养，避免积垢过多使阻力增加。目前在发动机上装用的空气滤清器有惯性式、过滤式和油浴式三种，油浴式具有低阻高效的性能，使用中阻力增加缓慢。而纸质干式滤清器，使用中阻力增加较快，但它重量轻、高度小、成本底、使用方便。
5． 减小化油器的阻力
化油器内设有断面较小的喉管，以使空气流经喉管处提高流速降低压力，保证将燃油吸出和雾化。油浴喉管断面小，而流动阻力增加。要减小化油器喉管阻力而又不影响燃料雾化，单腔单喉管化油器是很难满足的。因此在化油器式发动机中常采用多腔、多喉管化油器。采用多重喉管后 ，小喉管可使燃料喷口处具有较高的气体流速，保证燃料吸出和雾化，大喉管使通道截面扩大，保证充量系数提高。多腔化油还可以分向不同缸供气，因此既能提高 Φc 又能改善混合气在各缸分配的均匀性。
近年来汽油机采用电控汽油喷射系统，可同时满足混合气浓度、雾化、分配均匀、减小阻力等多方面的要求。
二、合理选择配气定时
为了充分的利用气流惯性，增加循环充量，提高充量系数，合理选择配气定时是很重要的。
在配气定时各参数中，影响进气最大的是进门迟闭角。如图3-11所示。
进气流动阻力，除了与进气系统的结构有关以外，还取决于新鲜气体的流速。气体流动引起的阻力与流速的平方成正比，而气体流速又与发动机转速有关，发动机转速提高，气体流速也成正比例地提高，所以气体流动阻力也与发动机转速的平方成正比，如图3-5所示。随着转速的升高气体阻力增大，使进气终了压力下降。
发动机的转速不同，气流的惯性不同，合适的进气门迟闭角也不同。所以最有利的进气门迟闭角只能根据发动机常用转速来确定。
实际发动机的配气定时在使用中是不变的，它仅对某一转速是最有利的，使充量系数达最高值。图3-12为BJ-212汽油机在不同进气迟闭角时，充量系数和有效功率随发动机转速的变化关系。由图可见，当进气迟闭角不变时，随转速提高气流惯性增加，但因进气迟闭角不能相应的增加，这就使一部分气体由于气流惯性利用不充分而不能进入气缸，加之转速上升气流阻力增大，所以充量系数下降。在某一转速是气流惯性利用最好而使充量系数 Φc 达最大值。当改变进气迟闭角时，不同的进气迟闭角，充量系数最大值对应的转速也不同，进气迟闭角增大， Φc 最大值对应的转速增高。因此，进气迟闭角加大，高转速时 Φc 增加有利于最大功率的提高，但是中、低转速时性能不好。进气迟闭角减小，低速时 Φc 增加，有利于最大功率的提高，但最大功率下降。在同一台发动机上，进气迟闭角大时， Φc 在高速时的最大值（图中虚线最高点），仍小于进气迟闭角时， Φc 在低速时的最大值（图中实线最高点）。这是因为高速时气流阻力增加的缘故。
图3-12 进气迟闭角对 Φc 及 Pe的影响
从上述分析可见，合理的选择进气迟闭角，可以充分利用气流惯性，获得较大的充量系数。一般对于小客车上用的高速发动机，进气迟闭角应适当加大，以便在高速时获得较大的充量系数。有利于最大功率的提高。载重车上的发动机常用中等转速，进气迟闭角应适当减小，以便在中速时获得较大的 Φc 有利于扭矩的增加。
排气提前角的选择，应当在保证排气损失最小的前提下，尽量晚开排气门，以加大膨胀比，提高热效率。
适当的气门叠开角，可以增加循环充量，提高充量系数，降低高温零件的热负荷，是影响进气较重参数。
配气定时的选择，一般是根据经验在实际发动机上经过反复试验比较，最后确定最合适的方案。
三、减小排气系统的阻力
排气系统包括排气门、排气管道和消声器等。排气系统阻力降低，排出的废气量增加，排气终了压力 pr 下降，这不仅可以减小残余废气系数，提高充量系数，而且还可以减少排气损失。
为此排气管道也应与进气管道一样注意其结构要求。并在使用中注意消除残留积炭，安装时接口对正，以保排气畅通。
四.减少对进气的加热
新鲜气体在吸入过程中，受到进气管、进气道、气门、缸壁与活塞等一系列受热零件的加热，造成进气温度升高，气体密度下降，使循环充量减少。特别是汽油机，为了使汽油在进气管中蒸发以便更好地与空气均匀混合，而经常把进排气管铸成一体，利用排气管对进气管加热，结果使新气经过进气管时温度升高，新气充量减少，所以在使用中应使预热适当。图3-13给出了进气预热温度ΔT 对充量系数 Φc 的影响。为了减少对进气的预热，有些发动机采用调节的预热装置，在排气管内装有阀门，根据季节不同可调节阀门位置，以改变排气管中废气热量对混合气的预热程度。在柴油机上采用进排气管分置于气缸两侧。
图3-13 进气预热温度ΔT 对充量系数 Φc 的影响
使用中，经常用稀混合气和保持发动机的正常冷却水温，也可减少对进气的加热，提高 Φc 值。 3.5 进气管的动态效应
发动机在换气过程中，由于间断进气而引起进气管内发生压力波动，这种现象称为进气管的动态效应。分析其原因，可归纳为惯性效应和波动效应两类。影响进气管动态效应的结构因素是进气管长度、直径和形状。
利用进气管的动态效应，可以有效地提高高转速时充量系数和改善扭矩特性。
一、进气惯性效应
进气管惯性效应说明如图3-14所示。
进气门打开初期，由于活塞向下运动和气流惯性，气缸内产生很大负压（即真空度），进气管内也产生很大负压。新鲜气体从进气管外端 A 流入，同时从气缸中传出膨胀波，通过气门、进气道沿进气管向外端 A 传播，传播速度为（a-u），a 为音速，u 为气流速度。当膨胀波传到 A 端后，因 A 端为开口端，膨胀波变成压缩波从 A 端又向气缸方向传播，其速度为（a+u）。此压缩波反射到气缸后，使气缸压力上升。如果进气管的长度适当，使膨胀波从气缸发出到压缩波返回气缸处所经过的时间，与进气门从开启到关闭所需的时间恰好配合，即压缩波到达气缸时，进气门正好处于关闭前夕，缸内气体密度最大。此时关闭进气门就可以利用进气惯性效应，获得增压效果，使循环充量增加，提高充量系数。 从图3-14中（b）可以看出，如果波动一周期正好与进气门开启持续时间相等，则进气门关闭时正是 B 点压力处于波峰位置，也正是惯性效应最大的时候。如果进气门关闭比此相位早或晚， B 点压力都不会处于波峰位置，因此都得不到最高充气效果。
为了有效的利用惯性进气，最重要的是决定进气门关闭的时间，一般进气门
关闭时间的最佳值，可随下述情况适当延迟：
（1）发动机转速提高时；
（2）进气管长度增加、断面减小时；
（3）发动机排气量增大时；
（4）进气温度越低时。
二 、波动效应
当进气门关闭之后，进气管内的气柱还在继续波动，对下一个进气循环的进气量产生影响，这一影响称为波动效应。可用图3-15说明。
图3-15 波动效应
当进气门关闭时，进气管内流动的空气因急速停止面受到压缩，在进气门处产生压缩波，向进气管开口端A传播，传播速度为(a-u)，当压缩波传到管端A时，将要产生反射波，因进气管为开口管，反射波与入射波性质相反，即为膨胀波，并以(a+u)的速度向进气门处传播（图中a）。如果进气门尚未打开仍处于封闭时，则因边界条件为封闭型（速度为零），所以从进气门处返回的仍是膨胀波，此膨胀波又向管端A传播，在开口端再次反射时又变成压缩波向进气门处传播。这样，气波在进气管中周而复始的来回传播，使进气门处的压力也时高时低形成压力波（图中b）。如果下一循环的进气过程与正压力波重合，进气门关闭
时压力高，使充量系数提高，如果与负压力波重合，则进气门关闭时压力低，使充量系数下降。
压力波动的固有频率 f1 为：
式中： α —进气管内音速，m/s；
L—进气管长度，m。
当内燃机转速为n (r/min)时，进气频率 f2 为：
f1 与 f2之比为：
q1 表示波动次数，它说明进气管内压力波动的固有频率和内燃机进气频率之间的配合关系。其主要是进气管长度和内燃机转速的配合。由图3-15(b)可见，当 q1 =1.5 、2.5……时，下一次气门开启期间正好与正的压力波相重合，使进气充量增加。当 q =1、2、……时，进气频率与压力波频率合拍，下一次气门开启期间与负的压力波重合，使进气充量减少。这样，就可利用进气管的动态效应增大充气量，提高发动机的动力性。实践证明，利用进气管动态效应可提高功率10%～20%，最低耗油率下降3%～5%。并且还能降低排气温度和减少碳烟的排出量。