04第四章内燃机的无量更换.docx
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04第四章内燃机的无量更换
第四章内燃机的充量更换
内燃机的充量更换过程是指从排气门或排气口开启(对二冲程内燃机而言)至进气门或排气口关闭的整个阶段,亦即为四冲程发动机的进排气过程或二冲程发动机的扫气过程。
由于内燃机充量更换过程的目的是将已燃气体排出并为下一循环吸人新鲜充量,因此,判断充量更换过程是否完善的指标,是已燃气体是否排尽以及进入气缸的新鲜充量是否充分,这不仅取决于与充量更换过程有关的各种附属系统的设计是否合理、有效,而且也与发动机的运行状态有关。
另外,采用增压可以提高进气密度,改善换气质量,提高发动机的升功率、因此.增压也是本章研究的另一个重点。
第一节四冲程内燃机的换气过程
图4-1是四冲程内燃机在换气过程中,气缸压力、排气管中的压力随曲轴转角的变化情况以及相应的低速示功图(p-V图)、从图中可以看出,排气门开启后.燃气从气缸急速流人排气管,气缸压力很快下降,直到排气下止点后的某一位置排气门关闭为止。
进气门在上止点前开启,新鲜充量流人气缸,直到进气下止点后的某一位置关闭为止。
在排气L止点附近,近、排气门同时开启c四冲程内燃机的换气过程可分为自由排气、强制排气、气门叠开、进气等阶段,本节分别介绍各阶段的特点,并在分析换气损失的基础上提出提高充星系数的措施。
一、自由排气阶段
由于受配气机构的结构限制,气门在开启过程中只能逐渐加大其流通截面:
如果排气门刚好在膨胀行程下止点时开启,则排气门流通截面增加过缓,气缸压力下降迟缓,活塞在向上止点回行时将造成较大的反压力,增加排气行程所消耗的功。
所以,内燃机的排气门往往都在膨胀行程到达末期前,即活塞到达下止点前的某一位置提前开启,称为排气提前:
排气提前角为30º~80º(CA)。
排气门刚打开时,缸内压力远高于排气管内压力,随着排气过程进行以及排气门流通截面的逐渐增大,排气管内的压力将逐渐升高,直至在某一时刻达到或接近缸内压力:
这一阶段由于有正向压力差的存在,排气可以白发地进行,故把从排气门开启到气缸压力达到排气背压(排气管内压力)的时期,称为自由排气阶段。
在气门开启时间内,流经气门的气体质量与气门前后的状态关系式为
(4-1)
式中,下标I表示上游流动参数(相应地,
表示下游的流动参数);μ与A分别为气门处的流量系数与流通截面积,可分别根据试验结果和气门的几何参数确定;Ψ为流函数,与上、下游的流动状态有关,其计算式为
(4-2)
在自由排气阶段的初期,由于排气门刚刚开启,缸内压力较高,排气管压力与气缸压力之比往往小于临界值
,流动呈现超临界状态,缸内气体以当地声速流过排气门。
此时.排气质量流量只取决于缸内气体状态和排气门有效开启截面的大小,与排气管内的气体状态无关。
随着排气的进行,排气门流通截面不断增大,排气管压力与气缸压力之比超过临界值
之后,气体流动逐渐进入亚临界状态;直到某一时刻气缸压力与排气管内的气体压力接近相等,自由排气阶段结束。
在该阶段中流出的气体质量,不仅与排气门的有效流通截面有关,还与缸内和排气管内的压力差有关。
由此可见,自由排气阶段小排出的废气量与内燃机的转速无关,但在高速时.同样的排气时间对应的曲轴转角将大为增加。
为使气缸压力及时下降,必须加大排气提前角,否则将使自由排气阶段(以曲轴转角计)延长、排气消耗功增加。
所以,随发动机转速的增加应相应增大排气提前角。
自由排气阶段虽然占整个排气时间的比例不大,但由于皮气流速很高,排出的废气量可达60%以上,一般持续到下止点后10º~30º(CA)结束。
二、强制排气阶段
自由排气阶段结束后,气缸内的废气将披上行活塞强制推出,直到排气门关闭.这一过程就是强制排气阶段。
由于气体在流动过程中要克服排气门、排气道以及消声器等处的流动阻力,缸内的气体压力要略高于排气管内的平均压力,而且气体流速越高,压力差也就越大。
另一方面,由于气体在排气管内的压力波动,有可能形成压力逆差,即气缸压力低于排气管内的用力,这种情况往往出现在排气管较长时强制排气开始的初期。
因此,缸内气体的状态由活塞的运动速度与位置、气门有效流通截面的变化规律以及排气管内的气体状态等共同决定。
随着活塞的上行,排气门流通截面开始逐渐减小,气体流经气门的节流作用加强,因而在上止点附近,气缸压力再次升高,其直接后果是,排气所消耗的功与缸内的残余废气量都增加了,这对于换气与燃烧过程都不利。
因此,排气门不允许刚好在活塞到达上止点时关闭,而应当在上止点后一定角度时关闭,这就是排气迟闭。
排气迟闭期间,可以利用缸内气体流动惯性从气缸内抽吸部分废气,实现过后排气,但由于到达上止点后活塞已开始下行,气缸容积不断增加,过大的排气迟闭会导致废气倒流。
当废气从气缸流出的流动过程刚刚停止时,就是理想的排气门关闭时刻,排气门迟闭角为10º~70º(CA)。
三,进气过程
从进气门开启到关闭的全过程都是进气过程。
为了使得在进气过程开始时,进气门有一定的流通截面,以减少进气过程的阻力,增加进入气缸的新鲜无量,进气门一放也在上止点前提前开启,称为进气提前,进气提前角为10º~40º(CA)。
尽管如此,新鲜充量的真正吸入,要等到气缸内残余废气膨胀至低于进气管内压力才开始。
刚开始时,由于活塞的下行运动造成缸内体积的膨胀,加,亡气门开启还不充分,缸内的压力有·段短时间迅速降低,这为新鲜无量的顺利流人创造了条件c随着进气门流通截面积的加大,进入气缸的新鲜充量不断增加,加上已进入气缸的新鲜无量被温度较高的燃烧室表面和残余废气所加热,气缸压力逐渐升高。
到进气终了,一部分充量的动能转变为压力能。
另—部分动能由于涡流和湍流而转变为热能,从而加热进气,于是新鲜充量的温度与压力都有所提高。
为了利用在吸气过程中形成的进气管内气流的流动惯性,实现气缸的过后充气,进气门不在下止点关闭,而是在下止点过后的一定角度时延迟关闭,即进气迟闭。
这样.有可能使得进气过程终了时,缸内压力等于或暗高于进气管压力。
进气迟闭角一般为20º~60º(CA)。
高速时气流流动的惯性大,进气迟闭角应相应大一些。
尽管利用过后充气可以有效地增加进入气缸的空气量,但过大的进气迟闭角,会使得低速时发生缸内气流倒流进入进气管的现象,也会影响有效压缩比,从而影响压缩终了温度,使发动机的冷起动困难。
因此,合理的进气定时是十分重要的。
四、气门叠开和燃烧室扫气过程
通过对进气过程和排气过程的分析可以发现,进气门的提前开启与排气门的延迟关闭.从时刻k看都位于排气上止点前后,这样就会在排气行程上止点附近出现进、排气门同时开启的特殊现象,通常将这一现象称为气门叠开,相应的角度是气门叠开角,它是排气迟闭角与进气提前角之和。
在气门叠开期间,进气管、气缸、排气管三者直接相通,此时如果进气管压力大于排气管压力,新鲜充量在正向压力差的作用下流入气缸,与缸内残余废气进行混合后,部分可以直接排入排气管中。
这样,—方面有利于扫除缸内的残余废气,增加气缸充量,达到扫气目的;另一方面,又可以降低燃烧室内气缸盖、排气门、活塞顶、缸套的温度.尽管带走的热量不多,但对于这些受热严重且冷却困难的关键零件,其效果却是显著的。
内燃机的型式不同,气门叠开角的大小也有所差异。
对于点燃式内燃机而言.由于它是采用节气门来调节内燃机的功率,进气管内压力总是低于大气压,特别是在小开度时更是如此。
叠开角过大时高温废气有可能倒流进入进气管乃至燃料供应系统中,引起进气管回火同时,由于新鲜充量中含有燃料,利用新鲜充量进行扫气将导致燃料的损失以及未燃碳氢排放物的增加,歇这类内燃机的气门叠开角一般都是比较小的。
在非增压柴油机中.其进气管内压力始终接近大气压力,因此可以允许采用较大的气门叠开角,增强扫气效果,以达到提高内燃机在常用转速范围内充量质量的目的。
统计显示,一般非增压柴油机的气门叠开角在20º~50º(CA)范围内。
对于增压柴油机而言,情况却有所不同。
在一般情况下,增压柴油机进气管内的压力在气门叠开朗内总是高于排气管内的压力,因此总有一定数量的新鲜无量在正向压力差的作用下由进气管通过燃烧室后流入排气管中,以达到扫除燃烧室内残余气体的目的。
同时,增压柴油机的热负荷较非增压柴油机严重,适当的扫气冷却不仅有助于降低受热零件(如排气门)表面的温度.提高其可靠性,还可以降低增压器涡轮的进口温度:
正因为燃烧室扫气有如此有利的作用,增压柴油机都采用比非增压柴油机大的气门叠开角,一般为80º~140º(CA);对于机械增压柴油机,由于进、排气压差大,且过多的扫气会加重压气机的负担而使机械效率降低,故其叠开角一般取较小值;对于涡轮增压柴油机,由于进、排气压差小。
叠开角可取较大的值。
但是。
过大的叠开角可能会排气门与活塞发生相撞,活塞上的气旧让坑相应地要加深,从而直接影响燃烧空气体运动的合理组织以及压缩比的大小。
而且,过多的扫气空气也会加重涡轮增压器的负担。
除了增压内燃机外,较大的气门叠开角对于高速内燃机也显示出较大的优点高缸内充量的效果是十分显著的。
五、换气损失
换气损失是实际循环所不可避免的损失,根据第三章的讨论,换气损失定义为理论循环换气功与实际循环换气功之差。
本节将对此作进一步的探讨。
对于不同类型的发动机而言,换气损失是不同的。
图4—2是四冲程内燃机在非增压与增压条件下的换气损失示意图。
在非增压内燃机中,理论循环的换气过程(图4—2a)是排气行程线与进气行程线重合,换气功为零;而在实际循环中,从排气门开启直到进气门关闭,发动机消耗在换气上的功(其值为负)如阴影面积所示(图4—2b),它代表了有效功在换气过程中的损失。
对于增压内燃机而言,理论的换气过程(图4—2c)是经过压缩的新鲜充量以增压压力pb等压地流人气缸,而排气则以pT等压地排出,进气与排气压力值均高于大气压力。
且pb>pT。
这样,换气过程所获得的功(其值为正)为图中的矩形面积所示;而实际的换气过程中(图4—2d),换气过程所获得的功却是图中的封闭曲线面积,小于理论循环值,两者之差就是换气损失,其大小可由图4—2d中的阴影面积来表示。
由于换气过程主要是由进气过程和排气过程所组成,因而其损失也是由进气损失和排气损失两部分组成。
1.排气损失
从排气门提前什启,直到吸气行程开始、气缸内压力达到或接近进气管乐力之前.在此阶段所损失的功称为排气损失。
它又可以分为两部分,即膨胀损失和推出损失,在图4—2b和图4—2d上分别以面积w和x来表示,前者是有效膨胀功的减少,后者是把排气推出所消耗的功。
随着排气提前角的增大,膨胀损失增加,而推出损失功减小,这可以从图4—入所示的一台增压内燃机的示例中可以清楚地看出。
因此,最有利的排气提前角,应当是使两者损大之和为最小。
除了排气提前角以外,发动机的转速对排气损失影响也较大(图4—3b)。
一般而吉.转速增高时,发动机膨胀损失的增加幅度远远小于推出损失的增加幅度,而两者之和在总体上呈现增加的趋势。
降低排气损失的丰要方法是合理确定排气提前角,以有效地减少排气过程中的损失,有关内容稍后介绍。
2.进气损失
与排气过程不同的是,进气损失不仅体观在进气过程所消耗的功上,更重要的是体现在进气过程中所吸人新鲜充量的多少上,因为前者对于内燃机的热效率乃至功率影响不大,而后者对内燃机性能有显著的影响。
如图4—2b和图4—2d所示,由厂进气道、进气门等处存在流动阻力损失,进气压力线位于大气压力线pT(非增压机)或增压压力线pb(增压机)之下,两者之差围成的阴影部分面积可分别用y表示。
将它与排气过程小的损失相比,其值明显相对较小(图4—4)。
合理调整配气定时,加大进气门的流通截面、正确设计进气管及进气道的流动路径以及降低活塞平均速度等,都会使进气损失减少。
3.泵气损失
换气损失由进气损失与排气损失所组成,对应固4—2中面积ω、y与x之和。
从实际循环示功图的分析中可以发现,面积队以及掺杂在面积x和y中的—小部分u(图中以交叉线表示)所表示的功损失,已经在求取平均有效压力时包括进去,故将换气损失中剩余的由面积x+y-u所表示的功损失,定义为泵气损失。
在非增压内燃机中,泵气损失是由p—V图中换气过程封闭曲线面积所代表的负功来表尔的,如以WP表小泵气损失,则行
式小,Lp为示功图的比例系数。
在增压内燃机中,由于进气压力高于人气压力,所以p—V图下换气过程的封闭面积并非泵气损失,而且食用功,它将对内燃机的效率产生正面的影响。
增压内燃机的泵气损大越小,则这块面积就越大。
因此,泵气损失就应当是出增压压力和涡轮排气压力所围成的矩形面积与实际换气过程所围成的封闭曲线面积之差,共计算式如下
—般用平均泵气压力pb来表示粟气损失的大小,其定义为
(4—3)
一般而言,所有减少换气损失的措施以及以后将要讨论到的提高无量系数的途径。
对降低泵气损失都是有利的。
另外,由于二冲程内燃机没有单独的进排气活塞行程,所以泵气功为零。
六、充量系数分析式
衡量内燃机充气性能的一个重要指标是充量系数,其定义为:
内燃机每循环实际进入气缸的新鲜充量m1与以进气管内状态充满气缸的工作容积的理论充量msb之比。
这里所指的进气管状态,是指进人气缸前气体的热力学状态,如温度与压力等。
由于充量系数对于评价进气系统如此重要.首先应导出充量系数的理论分析式,以便用来分析提高充星系数的各种措施。
记残余废气系数为φr进气终了时的缸内残余废气质量为φrm1,进气门关闭时(以下标a表示)缸内气体的总质量为
根据充量系数的定义,并引入气体状态方程以及压缩比的定义式.可得
(4—4)
式中,下标s表示进气管内的状态。
七、提高充量系数的措施
从分析式(4—4)不难看出,在发动机的结构参数(如压缩比εc)确定的前提下充量系数的措施可以归结为以下几点:
1)降低进气系统的阻力损失,提高气缸内进气终了时的压力pa
2)降低排气系统的阻力损失,以减小缸内的残余废气系数φr
3)减少高温零件在进气系统中对新鲜充量的加热,以降低进气终了时的无量温度Ta;
研究表明,在上述影响因素中,以第一个因素最为重要。
换言之,降低进气过程的流动阻力损失、提高进气终了压力,是提高充量系数最有效的措施,故本节将对此重点加以讨论。
(一)降低进气系统的流动阻力
进气系统的流动阻力,按其性质可分为两类,一类是沿程阻力,实际上是管道牵擦阻力,与管长和管内流动面上的表面质量有关;另一类是局部阻力,它是由十流通截面人小、形状以及流动方向变化,在局部产生涡流损失所引起的。
在内燃机进气流动中,由于管道较短,壁面比较光滑、其沿程阻力并不大;而局部阻力则是流道中的主要损失,它由一系列的局部阻力叠加而成,尤其在进气门座处、空气滤清器和流道转弯处,流动损失更为明显,因此,降低这些地方的局部阻力损失,对降低进气系统的流动阻力,提高大量系数有显著的意义。
1.降低进气门处的流动损失
进气门座处的流通截面,是进气流道中截面最小、流速最高的地方,因而该处的局部阻力最大.该阻力除了与阻力系数ξ有关外,还与该处的流动速度vs的平方成正比。
即
这样,降低进气门处的流动损失,可以从降低气门座处的流速和改善气门座处的流动情况以提高流量系数入手解决。
过高的气体流速,还会发生气体阻塞现象。
考察气门座处的流动情况,并定义平均进气马赫数Ma,并结合流量方程,可得
(4—5)
式中,vs^为进气门座处气流的平均速度;cs为进气门流通截面处的气体声速;μs为进气门在开启期间的平均流量系数,其求法是:
以气门盘面积为参考面积,通过稳流吸风试验.测得在不同曲轴转角(即个同升程)下的流量系数,求出其平均值
(4—6)
即可见,进气平均马赫数Ma综合了进气门大小、形状、升程规律以及活塞速度等因素,并且其大小与发动机的转速成正比。
研究发现,对广小型四冲程发动机,当Ma超过0.5后,充量系数急剧下降(图4—5)。
这一结论.对于设计和评价气门机构是很有用的。
以下将对减小进气门流通截面处流动损失的具体措施进行介绍。
(1)加大进气门直径由于进气过程的重要件,一般应尽可能布置较大尺寸的进气门,以降低流经进气门截面时的气体流速,从而降低局部流动阻力c在现代高速内燃机2气门结构中,进气门直径d与缸径D的比值可达45%~50%。
面积比为0.2~0.25,这样排气门不得不缩小,但过小的排气门又会导致排气阻力的增大。
因此,通过加大进气门直径的方式来提高充量系数,是受到限制的。
(2)增加进气门数目增加进气门数,可以取得与加大进气门直径同样的效果.即增大了进气门的有效流通截面积。
高速柴油机以往仅在缸径大于120M时才考虑采用两进l进电门)、两排(排气门)即4气门的可能性;现在对于D=80~90mm的柴油机.也认为采用4气门利大于弊。
除了换气损失小、充量系数高以外,喷油器的垂直中冒对混合气形改极为有利。
另外,4气门柴油机对具有进气中冷的高增压系统也非常合适:
对于汽油机来说.其效果也是相当好的(表4—1)。
表4-1DOHC四气门发动机的优缺点
优点
缺点
a)进,排气面积大,充量系数提高,同时泵气损失小,有利于提高动力性
b)利于将火花塞或喷油器布置在中央,有利于提高压缩比(对点燃式内燃机)和改善燃油雾化质量(对压燃式内燃机),降低油耗,提高经济性
c)可减轻气门运动零部件的质量,适应高速运转的要求
a)气门机构的零部件数目增加,使制造和维修成本增加
b)顶置凸轮轴使缸盖高度增加,发动机的高度尺寸加大
采用两进、两排的气门结构后,进气门面积之和可以达到气缸面积的30%,几乎比2气门提高30%~50%。
表4—l列出了采用双顶置凸轮轴(DOHC,DoubleOverheadCamshaft)4气门发动机的优、缺点,总的结论是优点大于缺点。
近年来,几乎所有强化程度高的车用发动机均采用了这一技术,发动机转速可达6000r/min或更高,平均有效压力达1.0MPa以亡。
最小的4气门发动机,其缸径仅为80mm。
图4—6是一个2L排量的4气门发动机与同排量2气门发动机的性能比较,显然,采用顶置凸轮轴4气门技术.可以便发动机的功率提高约15%~30%,转矩增大约5%~10%。
经济性能也得到改善:
对于D<80mm的点燃式内燃机,若采用两进、两排的4气门结构在气缸盖缸中间部位往往难以布置即便是最小尺寸的火花塞,这时只好适当缩小进气门直径。
若采用二进二排的气门结构,既能充分利用气缸外围尺寸,又能利用气缸中心布置火花塞。
图4—7是采用5气门(三个进气门,两个排气门)的发动机与4气门发动机的比较情况,可见其高速性能进一步改善。
对于排量较小(1.5L以下)的4缸小型轿车用汽油机来说,也有采用—进、二排的3气门结构,这样既能发挥多气门的优越性,结构又相对简单。
(3)合理设计进气道及气门的结构改善进气门座、进气道以及气门头部的结构,也有助于降低局部阻力,提高气门流通截面的流量系数。
一般在高速内燃机中,均利用气道便道气在其中发生弯曲和旋转.以便在气缸中形成定向的空气运动,以利于燃烧的进行(见第五章)。
但这势必影响气门的流量系数,增大流动损失:
因此,在设计及制造中,匝尽可能保证气道内壁面的过渡圆滑、平稳,避免气流急转弯现象。
在进气门头部以及气门座面处设计合理的形状。
对改善气流的流动阻力也有十分显著的效果。
2.采用可变进气系统技术
从获得最大充量系数的角度出发,比较理想的配气系统应当要满足以下要求:
1)低速时,采用较小的气门叠开角以及较小的气门升程,防止出现缸内新鲜无量向道气系统的倒流,以便增加转矩,提高燃油经济性。
2)高速时应具有最大的气门升程和进气门迟闭角,以最大眼度地减小流动阻力,充分利用过后充气,提高充量系数,以满足动力性要求。
3)配合以上变化,对进气门从开启到关闭的持续期(又称作用角)也应进行调整,以实现最佳的进气定时。
总之,理想的气门定时应当是根据发动机的工作情况及时作出调整,应具有定程度的灵活性。
显然,对于传统的凸轮挺杆气门机构,由于在工作中无法作出相应的调控.包就难J达到L述要求,因而限制了发动机性能的进一步提高c
实际上,完全满足上述各项要求的机构是相当复杂的,目前还仅仅处于研究阶段.如(GM汽车公司推出的无凸轮的电磁气门驱动机构以及Ford汽车公司的液压气门驱动机构、内于制造成本和可靠性等原因.若将这种全电控的技术应用于实际发动机中气门要等到21世纪初期;日前较为常见的商品化系统可以分成两大类,即可变凸轮机构(VCS,VariableCamshaftSystem)和可变气门定时(VVT,VariableValveTiming)。
除此之外,也有可变气门升程、可变气门作用角等其他形式,其原理基本相近,只是实现方式不同而已。
(1)可受凸轮机构可变凸轮机构技术一般都是通过两套凸轮或摇臂来实现的,即在高速时采用高速凸轮,其升程与作用角都较大;而在低速时切换到低速凸轮,升程与作用角均较小,如图4—8a所示。
图4—8b是采用可变凸轮机构后,发动机的性能与传统配气机构的性能比较,显然低速转矩和高速动力性能都得到了改善。
(2)可变气门定时相对于可变凸轮机构,可变气门定时技术的应用较多一些:
对于比)P1L系统而言,由十进、排气门足分别通过两根凸轮轴单独驱动的,可以通过一套特殊的机构将进气凸轮轴按要求转过一定的角度,从而达到改变进气相位的目的。
根据实现机构的不向,这种改变又可以分成分级可变与连续可变两类,调节范围最高可达60º(CA)。
由于技术上相对成熟,很多高性能的汽油发动机均采用了这一技术。
从图4—9L可以看出采用VVT技术可以使得发功机的低速转矩性能得到大幅度的改善。
某3L排量的6缸车用发动机上运用这一技术,油耗最大降低了4.5%,HC及N()2排放下降幅度分别达到10%和4%。
3.减少进气管和空气滤清器的阻力
进气管的截面和通道流线,对进气过程影响也很大。
其设计原则是:
空宁沈功阻力低;各气缸间的新鲜充量分配均匀;对于汽油机而言,还要求适当加热进气以提高燃油的雾化质量;对于采用EGR以及近气道燃油喷射式发动机测言,过姜满足专门机构的持殊要求。
除此以外,进气管中还存在看一个重要的现象,即谐振或称调谐(Tuning)图4—10a和图4—10b分别是进气管的长度与管径的大小对充量系数的影响。
出国可见,随着进气管长度的增大以及管径的减小,充量系数的峰值向低速一侧移动。
这就是调谐现象的结果。
其原因在于,在进气过程中,活塞的下行运动可导致进气管内产生膨胀波,该膨胀波将在进气管的开口端反射,然后产生正向压力波向气缸传播:
在合适的条件下(如转速、出气管长度等),这个正向压力波可以使得进气过程结束时,进气门处的压力高于正常的运气压力.这样发动机就可以多进气,从而使充量系数得到提高,即是图中充量系数峰值所在。
为了追求最佳的充量系数值,可以采用可变进气系统,以充分利用进气谐振的效果,达到高速与低速性能的最优化。
比较常见的可变进气系统是通过改变进气管长度或流通截面的方式来实现,如图4—11所示。
在低速时控制阀保持关闭状态,气体从主气道流入发动机中;而高速时控制阀打开,气体从主、副两个气道同时流入气缸中。
控制阀关闭时,相当于进气管流通截面减小,相应提高了低速充量系数(图4—11b)。
空气滤清器是进气系统阻力的主要来源之一,应当在保证滤洁效果的前提下尽两能减少空气滤清器的流动阻力,同时,定时对空滤器进行清理与保养也是减小进气流动阻力的一个重要措施。
(二)降低排气系统的流动阻力
降低排气系统阻力,可以使气缸内的残余废气压力下降,这样不仅可以减少残余废气系数,有利于提高充量系数,而且可以减少泵气损失,提高指示效率。
排气系统的设计目标是:
降低排气背压,减小排气噪声。
与进气系统一样,排气流通截面最小处是排气门座处.此处的流速最高、压降最大,故在设计时应保证气门及其座面的良好结构。
排气迟应当是渐扩型,以保证排出气体的充分膨胀,从而降低气缸与排气管内的压力关,使得气缸内的废气压力得以迅速下降,达到提高
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