概述
三个环 从燃料化学能到输出功的能量转换 • 节：
、c‫、ף‬燃烧效率1 t‫、ף‬循环热效率2 m‫ף‬机械效率、3 t‫ף‬循环热效率 重点分析： • 机械损失
利用”废热“
3.1 发动机的热力过程与热机循环
• 建立了层次不同的三种模型 ： 1）理想循环与理想工质相结合的理论（空
气）循环模型； 2）理想循环与真实工质相结合的理想循环
• 原机型泵气损失功由实线 所示的封闭面积area表示
• 加大节气门开度或取消节 气门，而又维持原工况进 气量不变 ，进气门只需开 到a’点即可
• 节气门开大和进气时间缩 短使进气损失大为下降
• 泵气功将减少 ，效率提高
• 实现米勒循环的关键是可 变进气门行程的技术
柴油机米勒循环的应用
• 原机增压比1.4，中冷后进气 温度为38℃
等熵指数k也随之变化 2)真实工质的比热容还随多原子分子数的
多少而变化 2．工质的高温热分解作用
这一效应使燃烧放热的总时间拉长 ，降低 了热效率。 3．工质分子变化系数的影响 （总的影响不大 ） 4. 可燃混合气过量空气系数的影响
理想循环条件下汽、柴油机热效率的对比
• 考虑真实工质特性后，汽、柴油机热效率的 差距将进一加大 。分析如下：
理想循环热效率和平均指示压力的影
响因素的理论指导意义
1）实际内燃机开发的目标之一就是如何改
善内燃机的工作过程，使得提高。
2）关于内燃机燃烧过程的分配和控制的问 题。从理论上来说，增大燃烧速度，也 即增大，可以提高热效率和增加平均压 力，这正是所需要的，而实际上，往往 要受到实际情况的限制。但理论上的分 析为实际工作指出了方向。
• 1．工质向外传热的损失
1)压缩过程的传热
2)燃烧及膨胀过程传热
以上传热所引起的作功损失，约占总加热量 的6％左右，远小于冷却系统所带出的热量。 这是因为，冷却系散热量中，还包括了排出的 废气及附件摩擦损失的部分传热量，也包括了 工质向冷源正常排出的部分热量(大部分由废气 排出，如果系统绝热，则这些能量应全由废气 带出)。传热之所以引起作功损失，主要是与理 想循环绝热时相比，工质燃烧的平均温度下降， 致使系统热能的质量变差的缘故。
随温度、分子结构而变化 • 当混合气的过量空气系数小于1时，过浓部分的
燃料不燃烧放热
模型意义
1）凸显工质本身的影响 2）这一模型代表了经过人类努力所能达到
的理想水平（真实工质的特性不变，循 环本身，经过人们努力是可以逐步理想 化）
工质特性及其对热效率的影响
1．工质比热容变化的影响 1)真实工质的比热容随温度而改变，因而
无法实现，
米勒循环
• 具有混合放热模式的超膨胀发动机循环 • 米勒循环的实质是膨胀比大于压缩比
米勒循环的实现
米勒循环的实现
• 米勒循环实用时并不要求增大活塞冲程， 这样做在现生产中是难于实现。
• 根据实际情况，灵活控制进气终点，达 到该工况实现米勒循环的功效
汽油机米勒循环的应用
• 用于改善中、低负荷的经 济性能
1) 混合气形成和负荷调节方式的差别，汽 油机负荷愈低，过量空气系数愈浓，柴 油机则相反
2) 汽油机量调节，负荷愈低，进气量愈少， 残余废气系数愈高，柴油机则大致维
持不变，使汽油机燃烧速度降低
3) 汽油机高低负荷时工质燃烧后的温差要 比柴油机小，即低负荷仍保持较高温度。
3．4 真实工质的真实循环
真实工质的真实循环
也减少。
• 对于定压加热循环，当增大时，由于等压加热
的平均温度的升高小于等容放热的平均温度的
升高，因此热效率tp下降了，而增大后，吸热
量增加了，所以ptp有所增加。
预胀比的影响
5）初态压力pa 的影响
• pa即为工质进行热力循环的初始态压力， pa的变化对热效率没有影响，但可以改变 pt。 Pa增大， pt增大
3．6 发动机的能量分配与合理利用
发动机的热平衡
1-燃料的能量； 2-指示输出功率； 3燃气能量； 4 -排气损失；
5-传到气缸壁上的热量；
6-冷却水损失； 7-发动机本身的摩擦； 8-辅助机构驱动摩擦；
9-摩擦和辐射损失；10-效输出功率； 11-辐射热；
a-从残余废气回收的热量；
b-由气缸壁传给进气的热量；
• 六个方面的差距集中起来，仍使热效率 的降低接近或超过10个百分点。
• 实际生产、使用中，未必都能达到理想 的设计和匹配状况，差距更会加大。
3．5 机械损失与机械效率
• 机械损失功由机械摩擦功、附件消耗功、和泵 气损失功三部分组成。引入机械效率概念 ：
机械损失的组成
机械损失的测定方法
1．示功图法 直接在示功图上测算出净指示功再减去台架上测算得
3)压缩、膨胀反复进行的倒拖循环，由于不可逆损 耗和工质向周边的传热，压缩、膨胀线不重合的 封闭负功面积。在正常的燃烧动力功中已计人了 这种消耗，此处显然是重复计算(当然数值上有差 别)，增大了被测机械摩擦值。
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• 3．灭缸法
• 灭缸法本质上仍然是倒拖法。只不过是用 “N一1”缸的动力来反拖被灭的那一缸而已。 所以，理论上反拖法所具有的偏差，在灭缸 法中都会出现。但由于此法测定时的整机状 态更接近于真实情况，误差会相对小一些。
（燃料——空气循环）模型； 3）真实循环与真实工质的真实循环模型；
热力系统的近似简化
• 工质处于准平衡状态 ，过程为准静态过程 • 缸内无摩擦损失。
均认为是可逆过程
热机循环与热效率
t w q10 q1q1q2
1q2 q1
循环过程的简化及过程曲线的趋势
p-v图及T-S图
3.2 理想工质的理想循环
一定差别。
2、倒拖法(电机直接拖动法)
1)测试时发动机已处于非正常燃烧的工作状态，其 结果，一方面缸内压力低于正常值，活塞和缸套 的间隙又加大，致使机械摩擦值减小；但另一方 面，气缸温度低，润滑油粘度加大，又使摩擦增 加。——摩擦力与实际不符
2)由于工质温度低，密度加大，排气压力也增大， 使泵气损失增加。
q增 加1/大。q2时= c，on吸st、，放所热以量对之差tv 无增影加响，。故但ptv也由增于
压力升高比 的影响
4）预胀比的影响
• 预胀比只针对混合加热循环与定压加热循环 • 当增大时，对于混合加热循环，无论假定q1或
q2不变，在任一状态下，都使q2增大或q1减少，
因而都使得热效率tm减少，且平均指示压力ptm
• 将压比提高到2．0，则在相 同进气量条件下，进气门将
提前到a’点关闭
3)废气涡轮增压机型无法使用反拖法与灭缸法，因 为它们都破坏了增压系统的正常工作。油耗线法 也仅在低增压(增压压力<0．15MPa)机型中应用。 至于高增压机型，除示功图法外，尚别无良策。
影响机械效率的主要因素
1．转速(活塞平均速度)的影响
2．负荷的影响
3．润滑条件的影响 1）发动机结构的合理设计 2）润滑系和冷却系的正确运行 3）润滑油的合理选用
1）绝热指数k的影响
• 随着k值的增加，t增
加。随着工质温度的 升高，k值下降，因
而t也下降。
2）压缩比的影响
• 对于混合加热循环，可以先假定q1或q2相同，只是为便
于比较，而不是前提条件。当增大时，tm 增大，而从 ptm计算式中也可以判定,增大，ptm也增大。 • 对于定容加热循环，增大，tv增大，ptv也增大。 • 对于定压加热循环，，无论q1相同或q2相同，均使tp和
传热曲线图
• 2、燃烧提前的时间损失及后燃损失
汽油机通过调整点火提前角柴油机则通 过调整供油提前角来控制这一位置。任 何工况都存在最佳提前角
3、换气损失
• 一是排气门提削在b1点开启而造成的自由排气损失. • 二是排气过程中的泵气损失 （进、排气冲程曲线所包
围的面积）
4、不完全燃烧损失
已计入工质特性的影响之内
2)上述循环由特殊热力过程所组成：压缩及膨胀为绝 热等熵过程；加热及放热过程按等容、等压组合的不 同模式进行简化，常规放热过程一般都当做等容放热 来处理。
3)换气过程简化为气门在上、下止点瞬间开和关，无 节流损失，缸内压力不变的流入、流出过程。
理论循环的类型及参数表达式
• 混合加热循环，即萨巴特(Sabathe)循环 • 等容加热循环，即奥托(Otto)循环 • 等压加热循环，即狄塞尔(Diesel)循环
的有效功，即可求出机械损失功和机械效率。
1)由于上止点处缸内压力的变化非常平缓，因而示功图上上止 点的位置不易精确确定。而上止点位置的少许误差，会引起 净指示功值的很大误差，因为偏差角度对应的功值，恰巧正、 负变号。只有利用精密仪器，反复多次校正，才有满意结果。
2)多缸机各缸工作的不均匀性，使得同一循环各缸的参数值有
3）压提技高术pt的有效途径之一是提高pa，如增
3．3 真实工质的理想循环
• 模型构成、特点与意义 1）即中间模型 ：计人工质的真实特性，
而又将循环理想化的真实工质的理想循 环。 2）完全保持理论循环中有关循环的假定 3）工作过程的工质特性按真实情况考虑
工质特性的真实情况
• 工质是不同组分的混合物， • 高温条件下要进行各种化学反应而变更其成分 • 工质各组分的热力参数如比热容、等熵指数等，
自然吸气及增压机型发动机的 典型的理论循环示功图
循环参数及热效率、平均压力 的表达式
理想循环热效率和平均指示压力的影响因素
• 影响热效率和平均指示压力的因素有：
t=f（k，，，）
pt= f1（pa，k，，，）
• 借助于p–V、T–s图更能直观、形象地分析影 响关系
理想循环热效率和平均指示压力的影响因素
5、缸内流动损失
指压缩及燃烧、膨胀过程中，由于缸内气流(涡流与 湍流)所形成的损失缸内流动损失一般不会太大。除非 人为设计的强涡流、湍流工作的燃烧室，如柴油机涡 流室与预燃室，才会有较大影响。这一设计的目的是 牺牲部分动力经济性来换取其它性能，如高速性、噪 声、排放等性能的改善。