【正文】 燃料的化學能先通過燃燒變?yōu)闊崮?，然后再通過工質的狀態(tài)變化使熱能變?yōu)闄C械能。柴油機的實際循環(huán)是由一系列非常復雜的物理化學變化過程所組成的。為了掌握內燃機熱功轉換的主要規(guī)律，需要對實際循環(huán)作某些簡化和假定，抽象成為理論循環(huán)，這樣才有利于分析和研究。這些假定條件是：(1) 以空氣作為循環(huán)的工質，其比熱容為常數(shù)，不隨溫度變化；(2) 研究的體系是封閉的。以熱源的傳熱代替燃料燃燒的放熱，以向冷源傳熱代替排氣過程向大氣放熱，工質的質量和成份自始至終都保持不變；(3) 構成循環(huán)的各個過程均是可逆的 [3]。理論循環(huán)和實際循環(huán)雖然存在一定的差別，但這種從實際到理論的抽象、概括和簡化是合理的，并接近實際，這樣對理論循環(huán)的分析和計算結果不僅具有一般的理論指導意義，而且也具有一定的精確性。通過對內燃機理論循環(huán)的研究，可以確定出最大可能的熱量利用率（循環(huán)熱效率）和氣缸容積利用程度（循環(huán)平均壓力） ，由此可以分析出來影響內燃機工作循環(huán)的經(jīng)濟性和動力性的主要因素，從而找到提高內燃機性能指標的基本途徑。在內燃機的理論循環(huán)中，工質的放熱過程一般在等容積方式下進行，而吸熱過程則有三種不同的方式：一是先在等容后在等壓方式下進行；二是在等容積方式下進行；三是在等壓方式下進行 [4]。因此，在內燃機理論循環(huán)中有三種不同循環(huán)可供考慮，即混合循環(huán)、等容循環(huán)和等壓循環(huán)。圖 21 理論循環(huán)示功圖圖 21(a)表示混合循環(huán)的燃料在氣缸中的變化情況，這是將燃料壓力容積的變化畫在PV 坐標紙上，稱為 PV 示功圖。在壓縮過程中燃料的容積變化以壓縮比表示，即柴油發(fā)動機及其曲柄連桿機構動力分析6cscaV???式中， 為全壓縮行程中活塞排量容積， 為燃燒室容積。sV在壓縮行程后，燃料先以等容積方式沿 cy 線自熱源吸入熱量 ，之燃料氣體壓力達39。1Q到 值；然后燃料以等壓方式自熱源吸入另一部分熱量 ，這一吸熱過程是沿 zy 線進行zp 39。1的。 即循環(huán)從熱源吸入的總熱量。沿 cy 等容線的壓力升高以壓力升高比表示，139。39。1Q??即 ；而沿 yz 線的容積變化以初膨脹比 表示，即 。cz/? ?czV/?當活塞自 z 點繼續(xù)向外運動時，燃料沿 zb 線膨脹至 b 點。這一膨脹過程可用方程式表示，膨脹的容積比叫做后膨脹比，以 表示，即 。 與 及 的關系CpVk? ?zb/???如下式所示： ??????zcbzV在膨脹行程的終了，燃料中的熱量 排出至冷源，燃料的壓力沿等容積線 ba 變化。2Q比值 、 、 及 是與循環(huán)性能有關的主要參數(shù)。????循環(huán)所做的功以 表示，若示功圖按照一定的比例繪制時，則面積 acyzba 表示 。tW tW循環(huán)所做功的熱當量等于吸入熱量與排出熱量之差，即 21At??式中，A——單位功的熱當量，A=1/427 千卡/。循環(huán)的熱效率以 表示，即t? (21)121QAWtt ???循環(huán)熱效率表示在一個理想發(fā)動機中熱量轉換為功的完善程度。在工程熱力學課程中已知混合循環(huán)的熱效率用下式表示： (22))1(1?????????kkt式中，K 為絕熱指數(shù), ； 為氣體在等壓下的比熱； 為氣體在等容下的比熱。vpCk/p vC公式（22 ）為理想的燃料（比熱不隨溫度變化的氣體）在一個理想發(fā)動機混合循環(huán)柴油發(fā)動機及其曲柄連桿機構動力分析7所達到的熱效率。等容循環(huán)的示功圖如圖 21（b） 所示。圖中所示的熱力過程說明如下：ac 線——氣體等溫壓縮， ；CpVk?cz 線— —氣體在等容下由熱源吸入熱量 ；1Qzb 線——氣體等溫膨脹， ；kba 線——氣體在等容下排出熱量 至冷源。2等容循環(huán)與混合循環(huán)的差別僅在于吸入熱量 的規(guī)律不同。在等容循環(huán)中，因為1所以初膨脹比為czV? ?czV?其后膨脹比為 ??cbz即循環(huán)壓縮比 等于膨脹比 。將 代入式（22）中，可得等容循環(huán)的熱效率為?1?? （23）1?kt??等壓循環(huán)的示功圖如圖 21(c)所示，圖中所示的熱力過程說明如下：ac 線——氣體等溫壓縮， ；CpVk?cz 線— —氣體在等壓下由熱源吸入熱量 ；1Qzb 線——氣體等溫膨脹， ；kba 線——氣體在等容下排出熱量 至冷源。2等壓循環(huán)與混合循環(huán)的差別僅在于吸入熱量 的規(guī)律不同。在等壓循環(huán)中，由于熱1Q量 加入時壓力不變，即 ，因此其壓力升高比為：1Qczp?1?czp?將 代入式（22） ，可得等壓循環(huán)的熱效率為1?? （24）)1(1????kt對上述三種理論循環(huán)的熱效率進行比較得知，在當壓縮比相同時，等容循環(huán)的熱效柴油發(fā)動機及其曲柄連桿機構動力分析8率大于等壓循環(huán)的，而混合循環(huán)的熱效率界于兩者之間，即 等 壓混 合等 容 ttt ??如果三種理論循環(huán)在最大壓力相同、加入熱量相同而不同進行比較，則等壓循環(huán)的熱效率將大于等容循環(huán)的，而混合循環(huán)的熱效率居兩者之間，即 等 容混 合等 壓 ttt?這是由于在溫度不變的情況下等壓循環(huán)的最大而等容循環(huán)的最小的緣故 [5]。 柴油機的實際熱循環(huán) 內燃機理論循環(huán)的分析是以各種假定條件為前提的，但在實際的內燃機循環(huán)中不可避免的有許多方面的損失，使其不能達到理論循環(huán)的指標。為了改善內燃機的實際循環(huán)，必須分析比較實際循環(huán)和理論循環(huán)之間的差距，以及引起各種差距的原因 [6]。(1) 工質變化的影響在理論循環(huán)中，假定工質為空氣，而在實際循環(huán)中，燃燒前的工質是新鮮空氣與上一循環(huán)殘留廢氣的混合物，燃燒后的工質變?yōu)槿紵a(chǎn)物——廢氣。在理論循環(huán)中，假定工質的比熱容為定值，而在實際上空氣和燃氣具有其比熱容隨溫度的上升而增大的性質，其結果是使循環(huán)熱效率和平均壓力有所降低。(2) 換氣損失理論循環(huán)假定研究的體系是封閉的，以向冷源定容放熱代替排氣過程，即不考慮進氣和排氣過程，無需進行工質的替換。但事實上，燃燒廢氣的排出和新鮮空氣的吸入是維持實際循環(huán)得以周而復始地進行所必不可少的。在換氣過程中，排氣門必須提前打開，讓廢氣在下止點前便利用本身的壓力排出，這將使有用功面積有所減少；接下去進行排氣和進氣過程時，由于進排氣系統(tǒng)的流動阻力，又需要消耗一部分功，這倆者之和就是實際循環(huán)的換氣損失。(3) 傳熱損失在理論循環(huán)中，假定構成循環(huán)的各過程是可逆的，即假定燃料與氣缸蓋、活塞頂、氣缸壁、進排氣閥等受熱件完全沒有熱交換。但在實際循環(huán)中，汽缸壁（包括汽缸套、汽缸蓋、活塞、活塞環(huán)、氣門、噴油嘴等）和工質之間始終存在著熱量的交換，特別是在燃燒和膨脹期間具有強烈的傳熱損失，減少了有用功的面積；另一方面，在壓縮過程初期，由于汽缸壁溫度較高而使工質加熱，而在壓縮過程后期，隨著工質溫度超過汽缸壁溫度便發(fā)生了從工質向汽缸壁相反的熱量傳遞。此外，由于工質比熱容的變化以及工質與汽缸壁之間的熱量交換，是實際的壓縮過程和膨脹過程不是絕熱的，而是按照平均多變指數(shù)進行。(4) 燃燒損失燃燒損失包括時間損失和后燃及不完全燃燒損失兩項： (a)時間損失在時間概念上，理論循環(huán)假定活塞以無限緩慢的速度運動，以保持汽缸內的工質始終處于平衡狀態(tài)，并且假定由熱源向工質進行等容加熱的速度極快，是瞬時完成的。在等壓加熱時，加熱的速度又能與活塞的速度密切配合，以實現(xiàn)等壓加熱。但是，實際柴油機的活塞都具有相當高的運動速度，而且燃料著火至完全燃燒需要一定的時間。為了使整個燃燒過程能在上止點后不久即結束，以保證燃料輸入的熱量能充分的膨脹而有效利用，實際上總是將燃料提前噴入汽缸，以使著火能在上止點以前開始，其結果增加了柴油發(fā)動機及其曲柄連桿機構動力分析9壓縮消耗功；此外，由于燃燒期間存在著傳熱損失，活塞的高速運動以及不完全燃燒現(xiàn)象，使循環(huán)最高壓力和初期膨脹比有所降低，減少了膨脹有用功。(b) 后燃及不完全燃燒損失在理論循環(huán)中，全部熱量是在 Z 點以前輸入完畢，然后轉入絕熱膨脹過程。但是在實際循環(huán)中，當接近 Z 點時，由于氧氣濃度的降低而引起燃燒速度下降，因而直到膨脹線以前還在繼續(xù)燃燒著，這就是所謂的后燃現(xiàn)象。后燃期間熱功轉換的效率，由于膨脹比小和傳熱損失大而大大下降，造成了燃燒中的后燃損失，使燃燒膨脹線位置下移。此外，由于空氣不足，或者混合氣形成不良多引起的不完全燃燒，使燃料的熱值未得到充分利用，這也促使燃燒膨脹線下移，產(chǎn)生不完全燃燒損失。(5) 氣流運動及泄露損失活塞的高速運動使工質在汽缸內產(chǎn)生渦流而造成壓力損失。當采用分開式燃燒室時，工質在主、副燃燒室之間的流入和噴出將引起強烈的節(jié)流損失。但這些損失由于氣流運動對混合氣形成和燃燒的改善可以部分地彌補過來 [7]?；钊h(huán)在往復運動中不可避免地會造成少量工質的泄露，而產(chǎn)生泄露損失。以上各項損失中，除了工質影響這一項人們很難加以改變外，使實際循環(huán)遭受較大損失的是傳熱損失和燃燒損失。因此，對四沖程的柴油機來說，理論循環(huán)的熱效率一般可達 60%左右，但是，由于各項損失的存在，使實際循環(huán)的的熱效率一般僅為 40%左右，即實際循環(huán)的熱效率約為理論循環(huán)的 70%左右。 熱力學計算即求平均指示壓力在進行柴油機的熱計算時，常用分析法求出平均指示壓力 [2]。因為，進行設計柴油機的熱力計算時，柴油機還沒有制造出來，當然無法量取示功圖。有時連計算的示功圖也沒有畫出來，這時分析方法就顯得方便些。平均指示壓力 的計算分為兩步：第一mip步先求出理論示功圖的平均指示壓力的值 ；第二步再將理論平均指示壓力的值 乘39。mip 39。mip以示功圖的豐滿系數(shù) ，得出近似實際值 [8]。?i圖 22 理論示功圖(1) 值的計算39。mip柴油發(fā)動機及其曲柄連桿機構動力分析10在圖 22 的理論示功圖上，一個循環(huán)的理論指示功 為39。iW （25）aczbyi ???39。由熱力學知 )1()1(???????cczczzy VppVpW式中， 為前膨脹比czzcVp???。 )1(])(1[212 22 ???nbzzzb Vpnp???式中， 為后膨脹比。zbV?? )1(])(1[121 ????naccac VpnVpW?式中 為壓縮比。caV??將上列 、 及 的式子代入式（25）中得yzbac （26）nmKgnnVpWnci /)]1()1()1([ 1239。 2 ????? ????上式等號兩層各以 相除并以 代 ，得s??sckg/m2 （27）)]1()1()1([ 1239。39。 2 ???? nnesimipV ?????式（27 ）為四沖程等容 等壓混合循環(huán)的理論平均指示壓力 的計算式。這一式子39。mip對增壓柴油機和非增壓柴油機都是適用的。上述的 計算式是以氣缸的單位工作容積為準，而與氣缸的幾何尺寸無關，所以39。mip是便于作為各種氣缸尺寸的柴油機相互間進行比較的依據(jù) [9]。39。mi(2) 示功圖的豐滿系數(shù) 及 值?mip柴油發(fā)動機及其曲柄連桿機構動力分析11由圖 22 可以看出，理論示功圖（帶方棱的實線部分）大于實際示功圖（圖中虛線部分） ，主要是由于： (a) cyz 部分圓整所損失的面積。這是由于噴油不是在上止點，而是有一定的噴油提前角；燃燒也不是瞬時完成，而是需要延續(xù)一定時間所引起的。(b) ba 部分圓整損失的面積。這是由于排氣閥開啟不是在下止點，而是在下止點前提前開啟所引起的。實際示功圖面積 與理論示功圖面積 之比叫做示功圖豐滿