活塞發動機的製作方法
2023-10-07 21:40:39
專利名稱：活塞發動機的製作方法
技術領域：
本發明涉及一種發動機，具體地講，涉及一種活塞發動機。
技術背景如下表所示，傳統活塞發動機的熱效率非常低，例如，汽油機熱效率只有25% ，大量的熱量都白白浪費了。熱效率表蒸汽機車汽油機柴油機燃氣輪機液體燃料火箭77 = 8%/7 = 25%"=37% 7 = 46%7 = 48%一臺傳統的汽油發動機在節氣門接近全開時擁有約30%的最高效率，而在 我們日常的駕駛條件下，這個效率還要打上一個大大的折扣。我們以汽油機為例來計算一下傳統的活塞發動機的熱效率。傳統的活塞發動機在活塞的往復運動過程中，每做一次功，包括吸氣、壓縮、膨脹、排氣四個過程，活塞往復運動兩次。(1)吸入油氣後的壓縮過程 如圖1所示，假設壓縮過程AB為絕熱過程，壓縮時做功等於內能增量的負值『f A^fl =^4燈0-i會M =|(《-TO (1 )其中，m是燃燒氣體的質量，M是燃燒氣體的摩爾質量，/是燃燒氣體的自由度，i 是摩爾氣體常數，r。是壓縮前的初始溫度，？;是壓縮後的溫度，屍。是壓縮前的初始壓強(約為一個大氣壓)，F。是壓縮前的初始體積(活塞運行 到下止點位置時活塞缸的工作容積)，《壓縮結束時的壓強，K壓縮結束時的 體積(燃燒室容積)。體積壓強之間的換算關係可由絕熱方程求出formula see original document page 5 (2)假設燃燒物及生成物都為剛性多原子分子，則自由度 6，摩爾熱容比 ^， = 1.33，假如發動機的壓縮比e-6，則^=6^ ，由絕熱方程可知formula see original document page 5(3)說明活塞往復運動時，外界大氣壓時而做正功、時而做負功，正負功 剛好對應抵消了，所以整個過程中只考慮氣缸內氣體吸熱、做功等情況。(2) 燃燒膨脹對外做功如圖2，假設BC燃燒過程壓強隨體積線性增加，(實際燃燒過程向上有一 定弧度，做功值較線性計算略大)，CD為絕熱過程。BC燃燒過程氣體吸收的熱量等於燃料釋放的化學能，就等於BC過程對 外做功加上該過程內能的增量formula see original document page 5 (5)其中，M'是燃氣燃燒後的摩爾質量，72是燃氣完全燃燒對應的溫度，屍2 是燃氣完全燃燒所達到的最高壓強，^燃氣完全燃燒達到最高壓強時的體積。 CD為絕熱膨脹過程，對外做功就等於內能減少量formula see original document page 5 (6) 其中，s是做功結束時對應的壓強，K是做功結束時對應的體積(K-r。)。(3) 排氣過程消耗能量 傳統活塞式發動機都是在殘餘高壓下壓迫排氣的，要消耗一定的能量。 如圖3， DE為壓縮排氣過程，壓強隨體積線性減少。formula see original document page 6其中，s是排氣結束時對應的壓強，K是排氣結束時對應的體積(K^r，)。(4)進氣過程不消耗能量。 我們假設進氣過程不消耗能量。進氣、壓縮、做功、排氣四個衝程完成一個工作循環，整個循環過程中 做的總功formula see original document page 6。發動機熱效率為formula see original document page 6假如發動機的壓縮比&6，則(8)(9)假設屍。、屍4都等於一個大氣壓(屍。《屍4 屍大)，屍2=50屍大，^=2)^ ，屍大為 l個大氣壓。由絕熱方程可知屍,屍2(》 11.7屍大 把上面所有相關數據代入(9)式，則發動機的熱效率為formula see original document page 6^會(闊+50屍o)(2^—^ +魯(50屍C—10.8屍Z+屍oX6K—U.7屍ox6W一垂(12.7屍ox5P;)formula see original document page 6我們在理論上計算的汽油發動機的熱效率和實際的汽油發動機的熱效率 非常符合。各種實際數據表明，傳統的汽油發動機實際平均熱效率約25% 。 下面我們分析一下現有傳統活塞發動機熱效率低的原因。 傳統活塞發動機在壓縮和膨脹時，活塞的行程基本上是相等的，氣體的 壓縮比等於膨脹比，這樣在做功結束時會殘有很高的壓強，沒有充分利用燃 燒膨脹做功。從前面的計算中可以看出，活塞到下止點時，汽缸內壓強
屍3-g(》、11.7屍大，這就使得能有效做功的大量能量被浪費掉了，不僅如此，
在排氣過程還要克服高壓做負功，這就大大損失了有效能量。
假設氣缸運行到下止點時，氣缸內壓強為一個大氣壓，這時氣缸容積計
算如下-
由絕熱方程可知
formula see original document page 7 其中7為摩爾熱容比，^ = 1.33，且屍3=屍大，則
formula see original document page 7(12)
K3是氣缸最大工作容積，它與燃燒室容積^的比值就是膨脹比。
例如，氣體燃燒時，當體積膨脹到「2=2^時，燃氣燃燒達到的最高壓強 屍2=50屍大，貝ij
formula see original document page 7
這就是說對於傳統活塞發動機從狀態(屍=11.7屍大、F = 6^)絕熱膨脹到 狀態(屍=屍大、r = 37.6R)大量的有效做功全被浪費掉了。不僅如此，排氣過 程還要克服高壓做負功。
顯然，要想提高熱效率必須充分利用膨脹做功。傳統活塞發動機要想提 高熱效率最有效的方法就是提高壓縮比，其實這也就是為了充分利用絕熱膨 脹做功，但是提高壓縮比受到很大的限制，發動機壓縮比太高，容易引起爆 燃。所謂爆燃就是由於氣體壓力和溫度過高，可燃混合氣在沒有點燃的情況下自行燃燒，且火焰以高於正常燃燒數倍的速度向外傳播，造成尖銳的敲缸 聲。爆燃會使發動機過熱，功率下降，汽油消耗量增加以及機件損壞。
發明內容
本發明所要解決的技術問題在於，提供一種活塞發動機，其能夠在基本 保持壓縮比的情況下，充分利用膨脹做功，提高發動機的熱效率。
本發明所要解決的技術問題還在於，提供一種活塞發動機，在發動機的 每一次做功過程中，減少活塞的往複次數，從而提高發動機的工作效率。
本發明的上述技術問題可採用如下技術方案來解決， 一種活塞發動機， 包括活塞缸和設置於活塞缸內的活塞，該活塞在活塞缸的上止點和下止點位 置之間往復運動，在該活塞缸的上部設置有排氣門、進氣門和火花塞，所述 的活塞發動機設置為，在膨脹做功過程中，活塞運行到下止點位置時活塞缸 的工作容積與活塞運行到上止點時的活塞缸工作容積之比大於壓縮比。
在本發明中，所述活塞的下止點位置設置為，在膨脹做功過程中，活塞 運行到下止點時活塞缸內的氣壓約為1個大氣壓。
實際設計時，考慮到摩擦阻力等因素該壓強可以根據實際情況在l一3個
大氣壓範圍內選取理想的值。
在本發明中，在活塞運行到下止點位置時的活塞缸工作容積V3符合下述
條件屍7丄
^-「2(fK 其中，P2為燃氣燃燒所達到的最高壓強，W為燃氣燃
廠3
燒達到最高壓強時的體積，r為摩爾熱容比，屍3為做功結束時的壓強，約為l
個大氣壓。實際設計時，考慮到摩擦阻力等因素該壓強可以根據實際情況在1 一3個大氣壓範圍內選取理想的值。
本發明中，作為一個可選的例子，所述的活塞缸的進氣門外側設置有燃 氣預混缸，在該預混缸內設置有預混活塞，所述的進氣門位於燃氣預混缸和 活塞缸之間，並且在該預混缸上設有吸氣門。
在上述例子中，所述的進氣門可被設置成彈簧頂壓系統，當燃氣預混活 塞下壓到燃氣預混缸內的氣壓等於或大於預定進氣壓力時，進氣門被頂開，燃氣被壓入活塞缸的燃燒室。
在上述例子中，所述的吸氣門也可被設置成彈簧頂壓系統，當燃氣預混 活塞向上運動到燃氣預混缸內的氣壓等於或小於預定吸氣壓力時，吸氣門外 側的燃氣通過吸氣門被吸入到燃氣預混缸內。
在本發明的上述例子中，所述燃氣預混缸活塞的運動設置為，該燃氣預 混缸的活塞運動周期與活塞缸的活塞運動周期相同，並且當活塞缸活塞位於 下止點時，燃氣預混缸活塞運動到預混缸最大工作容積位置，當活塞缸活塞 到上止點時，燃氣預混缸活塞運動到預混缸最小工作容積位置。
在該例子中，所述活塞缸活塞帶動曲柄驅動主傳動軸轉動，所述主動軸 上連接有傳動比為1的傳動機構，所述的預混缸活塞由該傳動機構的輸出端 帶動曲柄驅動。所述的傳動機構為一對相嚙合的齒數相等的齒輪。
作為本發明另一個可選的例子，所述的活塞缸上部設有高壓噴氣嘴和高 壓噴油嘴，當活塞達到活塞缸的上止點位置時，該高壓噴氣嘴和高壓噴油嘴 分別向活塞缸內噴射燃燒所需氣體和燃料。
作為本發明再一個可選的例子，在吸氣過程中，活塞從上止點到下止點
運動，吸氣終止點位於上止點和下止點之間。
釆用本發明的上述活塞發動機結構，由於本發明在膨脹做功過程中，活 塞運行到下止點位置時活塞缸的工作容積與活塞運行到上止點時的活塞缸工 作容積之比(即膨脹比)大於壓縮比，使得在膨脹做功完成時活塞缸內的壓 強降低(特別是使壓強降為一個大氣壓)，從而充分利用膨脹做功，並且避免 了排氣過程克服高壓做負功，大大提高了活塞發動機的工作效率。
圖l傳統活塞發動機壓縮過程的PV圖2傳統活塞發動機膨脹作功過程的PV圖3傳統活塞發動機排氣過程的PV圖4本發明實施例1的發動機結構示意圖5本發明實施例l的燃氣預混缸結構示意圖6_圖9本發明實施例1的發動機的工作原理示意圖10 —圖13本發明實施例1的燃氣預混缸的工作原理示意圖；圖14一圖15本發明實施例2的發動機工作原理示意圖16 —圖21本發明實施例3的活塞發動機工作原理示意圖； 圖22傳統活塞發動機配氣相位圖； 圖23本發明實施例3的活塞發動機配氣相位圖； 圖24本發明實施例1、實施例2和實施例3的發動機膨脹過程PV圖； 圖25當進氣終了時的氣壓為0. 075Mpa時的不同壓縮比、不同活塞缸 達到的最高氣壓情況下的傳統活塞發動機與本發明的實施例1、實施例2和實 施例3的發動機的效率比較圖表；
圖26當進氣終了時的氣壓為0. 0825Mpa時的不同壓縮比、不同活塞缸 達到的最高氣壓情況下的傳統活塞發動機與本發明的實施例1、實施例2和實 施例3的發動機的效率比較圖表；
圖27當進氣終了時的氣壓為0. 090Mpa時的不同壓縮比、不同活塞缸達 到的最高氣壓情況下的傳統活塞發動機與本發明的實施例1、實施例2和實施 例3的發動機的效率比較圖表；
圖28—圖30分析燃燒快慢分別對傳統活塞發動機和本發明實施例1、 實施例2和實施例3的發動機的熱效率影響分析圖表；
圖31最高壓強對本發明實施例1、實施例2和實施例3的發動機的熱 效率影響分析圖表。
具體實施例方式
如圖4一圖15以及圖24—圖29所示，本發明的活塞發動機100包括活 塞缸10和設置於活塞缸內的活塞11，該活塞11在活塞缸10的上止點101和 下止點102位置之間往復運動，在該活塞缸10的上部設置有排氣門12、進氣 門13和火花塞14，本發明的發動機與傳統活塞發動機的主要區別在於，本發 明中的活塞發動機設置為，在膨脹做功過程中，活塞11運行到下止點102位 置時活塞缸10的工作容積^與活塞11運行到上止點101時的活塞缸10的工 作容積K之比(即本發明發動機的膨脹比)大於壓縮比。這樣，在膨脹做功 完成時本發明的活塞缸10內的壓強將低於傳統活塞發動機膨脹作功完成時 (活塞位於下止點時)的壓強，不但比現有傳統活塞發動機更充分地利用膨 脹做功，並且減少了排氣過程克服高壓所做負功，從而大大提高了活塞發動機的工作效率。
作為一個較佳實施方式，本發明的活塞11的下止點102的位置可設置為， 在膨脹做功過程中，活塞11運行到下止點102時，活塞缸10內的氣壓約為1 個大氣壓，從而充分地利用了膨脹作功，進一步提高了活塞發動機的熱效率。 在本發明中，在活塞11運行到下止點102位置時的活塞缸工作容積V:,可採用 下述公式來獲得
r3=r2(f); 其中，P2為燃氣燃燒所達到的最高壓強，V2為燃氣燃燒
達到最高壓強時的體積，y為摩爾熱容比，S為做功結束時的壓強，約為1 個大氣壓。實際設計時，考慮到摩擦阻力等因素做功結束時的壓強可以根據 實際情況在l一3個大氣壓範圍內選取理想的值。
下面通過幾個具體的實施例並配合相應的附圖更為詳細地說明本發明 實施例1
如圖4—圖13所示，在本實施例中，所述的活塞缸10的進氣門13外側 設置有燃氣預混缸20，在該預混缸20內設置有預混活塞21,所述的進氣門 13位於燃氣預混缸20和活塞缸10之間，並且在該預混缸20上設有吸氣門 22。
為了避免與傳統發動機的概念混淆，在本實施例中，我們把活塞缸10的 最大工作容積與燃燒室容積的比值稱為膨脹比；我們把燃氣預混缸20的工作 容積加活塞缸10的燃燒室容積與燃燒室容積的比值稱為壓縮比。
如圖4，在本實施例中，由於發動機的壓縮和膨脹分離，在大大提高膨脹 比同時，能夠確保發動機有適當的壓縮比。這樣我們既能使燃氣有良好的燃 燒狀態，又能充分利用燃氣膨脹做功。
在本實施例中，燃氣預混缸20就像一個輔助發動機做功的打氣筒，由於 燃氣預混缸20的工作容積小、壓強小、溫度低，其結構要求較活塞缸10要 簡單得多。
如圖5所示為燃氣預混缸的結構示意圖，預混活塞21的往復運動完成吸氣以及為活塞缸10的燃燒室輸送壓縮好的燃氣。在本實施例中，進氣門13可設計成如圖所示的彈簧頂壓系統，彈簧向上的彈力可承受幾個到十幾個大氣壓的壓力，當燃氣預混缸20的活塞21下壓 到一定程度時，燃氣預混缸20內的氣壓等於或大於預定進氣壓力，進氣門13 被頂開，燃氣被從燃氣預混缸20壓入到活塞缸10的燃燒室。在本實施例中，所述吸氣門22也可設計成具有與進氣門13相同的彈簧 彈力開關，只是吸氣門22的彈簧彈力較小，當燃氣預混活塞21向上運動到 一定程度，燃氣預混缸20內的氣壓低於大氣壓力一定程度，即燃氣預混缸20 內的氣壓等於或小於預定吸氣壓力時，吸氣門22打幵，空氣經空氣濾清器並 與化油器供給的汽油混合成可燃混合氣，通過吸氣門22被吸入燃氣預混缸20 內。在本實施例中，該燃氣預混缸20的活塞21的運動周期可與活塞缸10的 活塞11的運動周期相同，即所述燃氣預混缸20的轉軸的轉動周期與主傳動 軸的轉動周期相同，當活塞缸10的活塞11位於下止點102時，燃氣預混缸 20的活塞21運動到預混缸20的最大工作容積位置，當活塞缸10的活塞11 到上止點101時，燃氣預混缸20的活塞21運動到預混缸20的最小工作容積 位置。這樣，發動機做功過程剛好是燃氣預混缸20的吸氣過程，發動機排氣 過程剛好是燃氣預混缸20的壓縮過程；這樣就減少了發動機氣缸吸氣、壓縮 的過程，這使得發動機不僅僅是熱效率大幅增加，發動機的功率更會大幅增 加。如圖6—圖9所示，為配置燃氣預混缸20的活塞發動機的工作原理示意 圖。如圖6所示，當活塞缸10的活塞11到達上止點101時，活塞缸10的排 氣門12關閉，進氣門13打開，燃氣預混缸20內燃氣被迅速壓入到活塞缸10 的燃燒室，火花塞14點火；如圖7所示，燃氣燃燒膨脹，推動活塞ll做功， 活塞11向下止點102運動，此時燃氣預混缸20的活塞22向上運動，燃起預 混缸20吸氣；如8所示，活塞11達到活塞缸10的下止點102，做功完畢， 排氣門102打開開始排氣，燃起預混缸20開始準備壓縮其內吸入的燃氣；如 圖9所示，活塞ll向上止點101移動，活塞缸10內的廢氣通過排氣門12進 行排氣，燃氣預混缸20的活塞21下移壓縮燃氣；當活塞11到達上止點101 時，排氣門12關閉，進氣門13打開，燃氣被壓入到活塞缸10的燃燒室，開始下一個從圖6到圖9所示的作功過程。在本實施例中，作為實現預混活塞21與活塞11相同周期運動的一個可 選例子，所述活塞缸10的活塞11由曲柄帶動主傳動軸111轉動，所述主傳 動軸111上連接有傳動比為1的傳動機構112，所述的預混缸20的活塞21由 該傳動機構112的輸出端211帶動曲柄212驅動。該傳動機構112可採用現 有的任何傳動比為1的傳動機構，只要能夠實現預混活塞21與活塞缸10的 活塞11同周期運動即可，在此不作具體限制。作為一個示例，如圖IO —圖 13所示，所述的傳動機構112為一對相嚙合的齒數相等的齒輪。燃氣預混缸20的工作原理如圖IO —圖13所示，與主傳動軸111相連的 轉軸齒輪對(傳動機構U2)可以帶動燃氣預混缸20的曲柄212轉動，使燃 氣預混缸20的活塞21運動完成吸氣和送氣的過程。構成傳動機構112的主 傳動軸齒輪與燃氣預混缸20的曲軸齒輪數目比可為1: 1 (周長比為l: 1)， 當主傳動軸111旋轉一圈，燃氣預混缸20的曲柄212往復運動一周。如圖IO—圖11的過程中，傳動機構112帶動曲柄212運動，使燃氣預混 缸20的活塞21上移，此時燃氣預混缸20內氣壓小於大氣壓，空氣經空氣濾 清器並與化油器供給的汽油混合成可燃混合氣，通過吸氣門22被吸入燃氣預 混缸20內。這時活塞缸10內的燃燒氣體一直在膨脹做功，活塞11向下止點 102移動。如圖12所示，活塞ll從下止點102向上移動時，傳動機構112帶動曲 柄212使燃氣預混缸20的活塞21開始下移，但此時進氣門13依然關閉。進 氣門13彈簧向上的彈力可承受幾個到十幾個大氣壓的壓力。如圖13所示，只有當燃氣預混缸20的活塞21下壓到一定程度時(活塞 缸10的活塞11接近上止點101，排氣門12關閉時)，進氣門13才被頂開， 可燃氣體才被從預混缸20中迅速壓入到活塞缸10的燃燒室內。可燃氣體被迅速壓入活塞缸10的燃燒室後，彈簧迅速關閉進氣門13,火 花塞14點火，可燃氣體在活塞缸10的燃燒室燃燒膨脹做功，重複上述過程。 如此循環往復，燃氣預混缸20不斷把壓縮好的燃氣輸送給活塞缸10的燃燒 室，燃氣在活塞缸10的燃燒室不斷燃燒做功。實施例2如圖14一圖15所示，在本實施例中，所述的活塞缸10上部設有高壓噴氣嘴15和高壓噴油嘴16，當活塞11達到活塞缸10的上止點101位置時，該 高壓噴氣嘴15和高壓噴油嘴16分別向活塞缸10內噴射燃燒所需氣體和燃料。現在汽油發動機燃油缸內直噴系統己經發展非常成熟了，在本實施例中， 讓空氣也利用缸內直噴的形式以高壓噴射的方式直接噴射進氣。空氣的高壓 噴射要較燃油的高壓噴射簡單得多，而且可以輔助燃油使其有更好的霧化效 果。使其有更佳的混合表現。如圖14一圖15所示，本實施例的完全缸內直噴系統使燃油以高壓噴射的 方式噴射進燃燒室，空氣也以高壓噴射的方式噴射進燃燒室。這樣，發動機的活塞缸10隻進行做功和排氣兩個過程，不僅僅是省去了 吸氣和壓縮過程，使發動機的功率成倍增加，而且使壓縮與膨脹做功完全分 開，可以在保證適當壓縮比的同時，使發動機有較大的非常理想的膨脹比， 從而發動機熱效率也將大幅增加。在本實施例中，可以根據發動機的運行狀態通過電腦程式來控制空氣噴 射量、燃油噴射量，使發動機能夠隨時獲得所需要的空燃比例，使發動機能 夠隨時獲得良好的燃燒初始壓力，使得燃油最有效地燃燒，最有效地做功。本實施例的完全缸內直噴發動機將在現有缸內直噴發動機基礎上使其熱 效率大幅增加。完全缸內直噴發動機將為發動機高效理想工作提供無限的空 間。由於進氣量與燃油量的雙重控制，發動機可以根據不同燃油的燃燒特點， 選擇不同的程序，這會使得發動機能適合更廣泛的燃油。並且由於進氣量是 同步控制的，發動機中樞系統只需知道燃油型號、轉速情況等就可依照實際 需求調整供氣量、供油量與點火時間，因此完全缸內直噴發動機較缸內直噴 發動機更容易控制。實施例3如圖16 —圖21所示，在本實施例中，在吸氣過程中，活塞ll從上止點 101到下止點102運動，吸氣終止點103位於上止點101和下止點102之間。 這樣，在本實施例中，不需要增添任何設備，通過對進氣門13進行控制，使 吸氣終止點103位於下止點102上方，從而在確保有適當的壓縮比的同時，大大提高了活塞發動機的膨脹比，更充分利用了膨脹作功，提高了活塞發動 機的熱效率。如圖16—圖21為本實施例的簡單改造發動機的工作原理圖。其工作過程如下如圖16所示，活塞11到達上止點101，排氣門12關閉，進氣門13打 開，開始吸入燃氣，如圖17所示，當活塞11下移到吸氣終止點103，進氣門 13關閉；如圖18所示，活塞ll繼續向下運動，到達下止點102後返回向上 運動；如圖19所示，活塞ll向上運動到達上止點IOI，完成對氣體的壓縮， 火花塞14點火，接下來就是燃氣膨脹做功；如圖20所示，燃氣膨脹推動活 塞11下移，充分對外做功；如圖21所示，做功結束時活塞ll運動到下止點 102，活塞缸10內的壓強略高於大氣壓，排氣門14打開，活塞ll上移排氣。 然後再次重複上述圖16 —圖21所示的工作過程，開始下一次做功，如此循環 往復，發動機不斷做功。其中圖16 —圖17是吸氣過程，傳統活塞發動機總是期望在進氣過程吸入 更多的可燃混合氣，而本實施例的活塞發動機卻恰恰相反，由於吸氣終止點 103位於上止點101和下止點102之間，從而讓可燃混合氣吸入一定量時進氣 門13關閉，這樣確保壓縮後與傳統發動機的燃氣狀態相同，不會爆燃；而在 膨脹做功過程中，又能充分利用絕熱膨脹過程實現更多地對外做功。假如壓縮比為6，膨脹比為37.6，進氣時，當缸體容積增加到燃燒室6 倍時(V-6V,)，進氣門13關閉，接著缸體容積由6V,增加至37.6V,。在缸體容積由6V,增加至37.6V,過程(如圖18所示)，由於內部壓強小於 一個大氣壓，系統克服大氣壓做負功；在缸體容積由37.6V,壓縮至6V,過程， 大氣壓對系統作正功(如圖19所示)，這樣可以近似認為這兩個過程正負功 抵消了。如圖20所示的過程是膨脹做功過程。傳統活塞發動機的下止點剛好 位於本實施例的吸氣終止點103的位置，大量的膨脹做功的能量被消耗了； 不僅如此發動機還要在高壓下排氣，本來應該利用的能量還要克服它做負功。 而本實施例的發動機不僅充分利用燃燒膨脹做功，而且是在接近一個大氣壓 下自然排氣(如圖21所示)。這樣，本實施例的活塞式發動機的熱效率與半循環高效發動機的熱效率 相同，發動機的熱效率將大幅提高，可達到傳統發動機的2倍以上。本實施例的方案極容易實現，只需在增大膨脹比的同時，調整控制進氣門13、排氣門12的凸輪軸的開啟角度。圖22所示是傳統活塞發動機配氣相位圖。對於傳統活塞發動機，理論上 講進、壓、功、排各佔180° ，也就是說進、排氣門都是在上、下止點開閉， 延續時間都是曲軸轉角180° ，但是傳統活塞發動機為了更好地進氣、更好地 排氣，進氣門、排氣門都早開啟、晚關閉。實際進氣時刻和延續時間在排 氣行程接近終了時，活塞到達上止點前，進氣門便開始開啟，進氣提前角a 一般為IO。 30° ;進氣行程直到活塞越過下止點後P時，進氣門才關閉， 進氣延遲角P —般為40° 80° ;整個進氣過程延續時間相當於曲軸轉角 180° +a+P。所以進氣過程曲軸轉角為230° 290° 。實際排氣時刻和延續時間同樣，做功行程接近終了時，活塞在下止點前， 排氣門便開始開啟，排氣提前角y—般為40° 80° ;排氣行程直到活塞越 過上止點後S角排氣門才關閉，排氣延遲角S—般為10° 30° ，整個排氣 過程相當曲軸轉角180° +y + S。所以排氣過程曲軸轉角為230。 290° 。如圖23所示，是本實施例的活塞發動機配氣相位圖。在本實施例中，雖 然發動機最大容積與燃燒室容積比值大大增加，但是我們調整控制進氣門13 的開啟角度，提早關閉進氣門13，仍能保證原來的壓縮比，使壓縮後的燃氣 有良好的燃燒狀態。為確保壓縮後的燃氣有良好的燃燒狀態，進氣門13很早 關閉；為了充分做功，而且做功終了時氣缸內氣壓略高於大氣壓，排氣門14 在下止點102處打開。需要說明的是，進氣門13關閉後，活塞11仍向下止點102大幅運動， 此時活塞缸10內的氣壓低於大氣壓，進氣門13、排氣門14的彈簧一定要有 足夠的彈力，以確保活塞缸的密閉。本發明實施例l一3的活塞發動機熱效率分析實施例1中的配置燃氣預混缸的活塞發動機和實施例2的完全缸內直噴 發動機工作循環較傳統活塞發動機節省了一半，所以我們把這兩種發動機統 稱為半循環高效發動機。在燃燒狀態完全相同的情況下，以汽油機為例來分析一下實施例1和實 施例2的半循環高效發動機以及實施例3的發動機的熱效率。實施例2的完全缸內直噴發動機的熱效率以及實施例3的發動機的熱效 率與實施例1的配置燃氣預混缸的發動機熱效率相同，這裡，以實施例1的 配置燃氣預混缸的發動機為例加以說明。(1) 吸入油氣後的壓縮過程配置燃氣預混缸20的發動機吸氣和壓縮過程是在燃氣預混缸20中進行 的，由於燃氣預混缸20中的溫度較活塞缸10中的溫度低很多，相同的燃氣 容量其壓縮過程所做負功要小，為了簡化計算我們認為其壓縮過程與傳統活 塞發動機相同，如圖l所示。Kfl K尺t; ->。 D (13)(2) 燃燒膨脹對外做功如圖24所示，配置燃氣預混缸20的發動機與傳統活塞發動機的燃燒做 功過程曲線相同，只是傳統活塞發動機只膨脹做功到P點，而配置燃氣預混 缸的發動機膨脹做功到D點。BC燃燒過程氣體吸收的熱量等於燃料釋放的化學能，就等於BC過程對 外做功加上該過程內能的增量其中，4=>+，廣^)=1丄^7; —^丄^7;=丄(屍72 —《K)^ m'22 m 21 2 2 2 11貝'J， 2 = ^ 。+ 士(屍AD (14)CD為絕熱膨脹過程，對外做功就等於內能減少.^-五C-會(屍^一^) (15) (3)排氣過程配置燃氣預混缸的發動機殘餘氣壓接近大氣壓，可以認為發動機排氣過 程不需要消耗能量。但是，為了計算更嚴格，我們需要注意到外界大氣壓所做總功在各部分 計算中抵消了，所以為了對應計算我們認為排氣過程中也做負功了。 『排=-屍大"-W (4)進氣過程不消耗能量。 我們假設進氣過程不消耗能量。整個工作循環包括進氣、壓縮、做功、排氣四個部分，整個循環過程中 做的總功1 / (16)，(S+罷-W+，2U+,o-TO-W-。半循環高效發動機熱效率為^ ^ +屍2)(F廣^)4d/^《oD-屍大(r廣r,)-^——2-^- (17)2 5(s+屍u')+會附-to;7半假如發動機的壓縮比f = 6，貝IJ K=6)^，屍3 巧*& (我們可以讓做功儘量充分，讓膨脹做功結束時氣壓g略高於 大氣壓)。假設戶2=50/^,^=2^ ，由絕熱方程可知屍,丄(既膨脹比為37.6) 把上面所有相關數據代入(17)式，則『會(10.8屍o +50，^ — W +魯(50屍o x2F; —10卿+屍0 ,-屍0 x37.6。
^7半=— i <^ 5(闊+，。)(2") + f(實ox2^-—(10.8 + 50) + 6(50x2—10.8 + 6 —37.6) —2x36.6 —fC O0/ , ， Q、 7華二---—— = 55.9/& 、丄8J半 (10.8 + 50) + 6(50x2—10.8)這是我們在完全相同的甚至更苛刻的條件下，利用完全相同的分析方法計算出配置燃氣預混缸的發動機熱效率，可見配置燃氣預混缸的發動機熱效率大幅度提高了。半循環高效發動機和傳統活塞發動機熱效率的比值U2.26 77 24.7很顯然，實施例l一3的活塞發動機的熱效率比傳統發動機的熱效率高達 兩倍以上。根據實際數據對實施例l一3發動機與傳統活塞發動機進一步對比計算分析如下(一)、壓縮比、進氣量、燃燒最高壓強對發動機熱效率的影響 關於汽油發動機的實際數據(1) 、汽油發動機進氣終了時，活塞缸IO內的氣體壓力略低於大氣壓， 約為0. 075 0. 09MPa .(2) 、汽油發動機的壓縮比一般為e =6 10 。(3) 、可燃混合氣燃燒後放出大量的熱使氣缸內氣體溫度和壓力急劇升 高，最高壓力可達3 5MPa .(4) 、受排氣阻力的影響，排氣終止時，氣體壓力仍高於大氣壓力，約 為0. 105 0. 115MPa .下面我們就以汽油發動機為例，根據上面的數據把傳統發動機和半循環 高效發動機在不同情況下熱效率的理論值列成表格。如圖25-圖27所示為當 進氣終了時的氣壓為O. 075Mpa、 0. 0825 Mpa、 0. 090Mpa時的不同壓縮比、不 同活塞缸達到的最高氣壓情況下的傳統活塞發動機與本發明的實施例l一3的 發動機的效率比較圖表。1、各因素對於傳統活塞發動機熱效率的影響(1) 汽油燃燒後的最高壓強對其有影響，傳統活塞發動機熱效率隨壓強 的增加會有微小增加。(2) 氣缸吸入的燃氣量對熱效率幾乎沒有影響。(3) 隨著壓縮比的增加，傳統活塞發動機熱效率顯著增加。 由於提高壓縮比能顯著提高發動機的熱效率，所以傳統活塞發動機都使用較大的壓縮比；而且傳統發動機都希望吸入更多的燃氣，由於燃氣的吸 入量幾乎不影響熱效率，吸入更多的燃氣發動機會有更大的功率，而且每循 環克服阻力所做的功是相同的，有更大的功率有效效率會增加。——這剛好是傳統活塞發動機的發展趨勢，儘量使用高壓縮比，儘量增 大進氣量。2、各因素對本發明的實施例l一3的活塞發動機熱效率的影響(1) 氣缸吸入的燃氣量對熱效率幾乎沒有影響。(2) 發動機的壓縮比對熱效率幾乎沒有影響。(3) 汽油燃燒後的最高壓強對其熱效率有影響，熱效率隨最高壓強的增 加會增加。——汽油燃燒後的最高壓強對其影響顯著。所以我們改變燃氣的燃燒狀 態會增加本發明實施例l一3的發動機熱效率。(二)、燃燒快慢對發動機熱效率的影響 圖28 —圖30為分析燃燒快慢分別對傳統活塞發動機和本發明實施例1-3 的發動機的熱效率影響分析圖表；其中，在圖28中，壓縮比^ = 6，屍。-0.0卯M戸；在圖29中，壓縮比￡ = 8，進氣終了時屍。-0.090M戸；在圖30中， 壓縮比￡ = 10 ，進氣終了時屍。=0.090M戸。1、 對於傳統活塞發動機熱效率的影響對傳統活塞發動機，燃氣能迅速達到最大壓強其熱效率會顯著增高，而 燃燒緩慢其熱效率會顯著下降。其實這很好理解，由於燃燒快有更大比例的 做功膨脹空間，相當於提高了壓縮比，所以熱效率會增加。顯然，要想使傳統活塞發動機熱效率較高就要求燃氣燃燒一定要穩定和 迅速。然而，提高壓縮比和提高燃燒速度是相互矛盾的。傳統高壓縮比發動 機必需使用高號燃油，燃油標號越高，燃燒爆震越低，燃燒速度越慢，最高 壓強越低。可見，對於傳統活塞發動機，既想提高壓縮比，又想提高燃燒速 度、提高最高壓強是不能同時實現的，從而限制了傳統活塞發動機的熱效率 的提高。2、 對於本發明實施例l一3的活塞發動機熱效率的影響本發明活塞發動機熱效率並不會隨燃燒快慢有顯著變化，甚至熱效率還 會隨燃燒的緩慢而有所增加。本發明活塞發動機熱效率更取決於膨脹最高壓強，當膨脹最高壓強較高 時，熱效率很高而且很穩定，其他因素影響都很小，這非常方便我們對發動 機的設計與控制，並能使發動機充分達到較高熱效率。(三)、壓強對本發明活塞發動機熱效率的影響如圖31所示，為最高壓強對本發明實施例l一3發動機的熱效率影響分 析圖表，其中進氣終了時屍。^.090M評，(r2=2.{Fi);在該圖31中示出了本 發明活塞發動機熱效率隨燃燒最高壓強變化，從中可以看出燃燒最高壓強的 增加能使本發明的活塞發動機熱效率顯著增加，而且最高壓強確定後，熱效 率非常穩定。通過上述分析，在了解了影響發動機熱效率的因素及規律後，我們可以根 據各種燃油壓縮、燃燒的性能設計最佳的壓縮比，使得燃油能最佳的燃燒、 做功。我們可以根據各種燃油壓縮後燃燒膨脹的性能設計最佳的膨脹比，以達到 使燃油能最佳的燃燒、做功，並且使得燃燒膨脹的能量充分轉變為機械能。我們可以根據氣體以什麼速度膨脹能最好推動活塞做功來設計活塞正常 工作的運行速度，使得能夠最充分地利用燃氣膨脹做功。這些設計都實現後本發明的活塞發動機會有非常穩定的較高的熱效率。通過上述分析可知，與傳統活塞發動機相比，本發明實施例1一3的活塞發動機的具有如下優點(1) 、效率比較從前面的分析中可以看出，本發明活塞發動機的熱效率較傳統活塞發動 機的熱效率大幅提高。特別是，傳統的活塞缸的活塞大量的"無用"的往復運動勢必要克服摩 擦阻力、空氣阻力等各種阻力做功消耗很多能量；而本發明實施例1和實施 例2的半循環高效發動機由於減少了吸氣、壓縮過程，使得活塞做功更為連 續，勢必還會提高有效效率。(2) 、功率比較傳統活塞式發動機一個循環由4個過程組成進氣、壓縮、做功、排氣。 進氣、壓縮、做功、排氣每個過程活塞都要單獨走完一個全程，也就是說走 了4個全程只做功一次。而本發明實施例1和實施例2的半循環高效發動機不單獨需要進氣過程、 壓縮過程，即使熱效率不增加的話，半循環高效發動機的功率也將成倍增加;加之熱效率也成倍增加，半循環高效發動機功率將比傳統活塞式發動機功率 大幅增加近四倍。(3)、製冷系統由於本發明的實施例1、實施例2的半循環高效發動機熱效率大幅提高，發動機不會浪費更多的熱量，發動機溫度不會過高，製冷系統會更加簡單。而且由於壓縮和膨脹完全分離了，例如，配置燃氣預混缸20的發動機吸 氣和壓縮都是在燃氣預混缸20中進行的，燃氣預混缸20中的溫度較氣缸中 的溫度低得多，不僅僅是壓縮時節省能量，而且發動機的高溫不會影響進氣 量，也不會引起早燃；燃氣壓入活塞缸10的燃燒室後，燃氣吸收熱量反而會 變為有利的膨脹做功的能量，反而會有利於迅速燃燒。如果讓發動機氣缸、活塞等使用更好的耐熱、絕熱材料，則可以讓發動 機氣缸、活塞等有更低、更適當的熱膨脹率，這樣將完全可以使發動機拋棄 複雜沉重的製冷系統，而且能更充分地把燃燒後產生的熱量轉化為有用功。綜上所述，本發明實施例l一3的活塞發動機使發動機的熱效率大幅提高 約兩倍，功率大幅提高約四倍(對於實施例1和實施例2的半循環高效發動 機)，而且發動機的熱效率會非常穩定。不僅如此由於熱效率大幅提高，發 動機不會浪費過多的熱量，發動機製冷系統會更為簡潔、容易。本發明的活 塞發動機高效率、高功率、更為簡潔輕便，本發明的活塞發動機會使發動機 有了質的飛躍。並且，本發明的實施例3非常容易實現，只需在增大膨脹比 的同時，調整凸輪軸的開啟角度；半循環高效發動機這兩種方案(實施例1 和實施例2)也都非常簡單容易實現。尤其是實施例2的完全缸內直噴發動 機，可以根據發動機的運行情況以及燃油的特點通過電腦程式來控制空氣 噴射量、燃油噴射量、點火時間，使發動機能夠隨時獲得所需要的空燃比例， 使發動機能夠隨時獲得良好的燃燒初始壓力，使得燃油最有效地燃燒，最有 效地做功。可以說這種控制使發動機接近完美。
權利要求
1、一種活塞發動機，包括活塞缸和設置於活塞缸內的活塞，該活塞在活塞缸的上止點和下止點位置之間往復運動，在該活塞缸的上部設置有排氣門、進氣門和火花塞，其特徵在於，所述的活塞發動機設置為，在膨脹做功過程中，活塞運行到下止點位置時活塞缸的工作容積與活塞運行到上止點時的活塞缸工作容積之比大於壓縮比。
2、 如權利要求1所述的活塞發動機，其特徵在於，所述活塞的下止點位 置設置為，在膨脹做功過程中，活塞運行到下止點時活塞缸內的氣壓為，1-3 個大氣壓。
3、 如權利要求1所述的活塞發動機，其特徵在於，在活塞運行到下止點 位置時的活塞缸工作容積V3符合下述條件s丄K =K2(，y 其中，P2為燃氣燃燒所達到的最高壓強，、為燃氣燃燒達到最高壓強時的體積，y為摩爾熱容比，g為做功結束時的壓強，1-3個大 氣壓。
4、 如權利要求l一3任一權利要求所述的活塞發動機，其特徵在於，所 述的活塞缸的進氣門外側設置有燃氣預混缸，在該預混缸內設置有預混活塞， 所述的進氣門位於燃氣預混缸和活塞缸之間，並且在該預混缸上設有吸氣門。
5、 如權利要求4所述的活塞發動機，其特徵在於，所述的進氣門被設置 成彈簧頂壓系統，當燃氣預混活塞下壓到燃氣預混缸內的氣壓等於或大於預 定進氣壓力時，進氣門被頂開，燃氣被壓入活塞缸的燃燒室。
6、 如權利要求4所述的活塞發動機，其特徵在於，所述的吸氣門被設置 成彈簧頂壓系統，當燃氣預混活塞向上運動到燃氣預混缸內的氣壓等於或小 於預定吸氣壓力時，吸氣門外側的的燃氣通過吸氣門被吸入到燃氣預混缸內。
7、 如權利要求4所述的活塞發動機，其特徵在於，所述燃氣預混缸活塞 的運動設置為，該燃氣預混缸的活塞運動周期與活塞缸的活塞運動周期相同，並且當活塞缸活塞位於下止點時，燃氣預混缸活塞運動到預混缸最大工作容 積位置，當活塞缸活塞到上止點時，燃氣預混缸活塞運動到預混缸最小工作 容積位置。
8、 如權利要求7所述的活塞發動機，其特徵在於，所述活塞缸活塞帶動曲柄驅動主傳動軸轉動，所述主動軸上連接有傳動比為1的傳動機構，所述 傳動機構為一對相嚙合的齒數相等的齒輪，所述的預混缸活塞由該傳動機構 的輸出端帶動曲柄驅動。
9、 如權利要求l一3任一權利要求所述的活塞發動機，其特徵在於，所 述的活塞缸上部設有高壓噴氣嘴和高壓噴油嘴，當活塞達到活塞缸的上止點 位置時，該高壓噴氣嘴和高壓噴油嘴分別向活塞缸內噴射燃燒所需氣體和燃 料。
10、 如權利要求1一3任一權利要求所述的活塞發動機，其特徵在於，在 吸氣過程中，活塞從上止點到下止點運動，吸氣終止點位於上止點和下止點 之間。
全文摘要
本發明提供了一種活塞發動機，該活塞發動機包括活塞缸和設置於活塞缸內的活塞，該活塞在活塞缸的上止點和下止點位置之間往復運動，在該活塞缸的上部設置有排氣門、進氣門和火花塞，所述的活塞發動機設置為，在膨脹做功過程中，活塞運行到下止點位置時活塞缸的工作容積與活塞運行到上止點時的活塞缸工作容積之比(本發明稱其為膨脹比)大於壓縮比。本發明的活塞發動機能夠在保持適當壓縮比的情況下，實現壓縮和膨脹分離，充分利用膨脹做功，提高發動機的熱效率，其熱效率可達到傳統活塞發動機熱效率的兩倍以上。
文檔編號F02B75/02GK101328833SQ200710117650
公開日2008年12月24日 申請日期2007年6月20日 優先權日2007年6月20日
發明者績 齊, 穎 齊 申請人:齊 績;齊 穎