配气机构改进的必要性和方法

工作原理是：汽缸盖上分别开有排气孔、进气孔（通孔的大小、具体形状根据实际需要的气体流速大小和加工工艺而定，此处以扇形孔为例），配气盘上开有上述同形的、用于配气的配气孔。

该设计通过旋转的方式来实现配气，代替了气门式配气机构中气门头往复开闭的方式。旋转式配气机构取消了气门头，对进气气流没有阻碍作用，使进气气流在不影响充量系数的前提下，流速的大小可控可调。同时因为缸内没有了气门头的阻碍，为缸内废气彻底排除提供了必要条件，从而使废气可以彻底排尽。其具体特点归纳如下：

1. 旋转式配气机构可满足正时配气的各项要求。

由往复活塞式四冲程内燃机的配气原理可知，四冲程配气必须要在360°内完成，即每冲程所占角度为90°[2]。 旋转式配气机构开始工作时，配气盘紧贴汽缸盖作同心转动（旋转方向假定为逆时针），其转速为曲轴转速的二分之一，如图1所示。當曲轴位于下止点，缸内准备排气时，配气孔与排气孔的初始边相重合（即配气盘安装时相对于汽缸盖的初始位置）。继续转动，排气孔逐渐打开，直至配气盘旋转45°时，配气孔与排气孔重合，排气孔开度为最大，此后逐渐减小，至90°时完全关闭。此时配气孔的初始边正好与进气孔的初始边重合（最先接触的边为初始边，最后接触的边为终边），配气盘继续转动，进气孔逐渐打开，转至135°时进气孔开度最大，此后进气孔逐渐减小，转至180°时，进气孔完全关闭。在配气过程中，缸内与进排气道直通，中间无任何阻碍。配气盘转动的180°—360°用于缸内气体的压缩与作功冲程。配气盘完成上述工作周期后，再继续转动进入下一循环。

当进气孔或排气孔需要早开时，只需要将进、排气孔的始边向前移适当的角度。同理，当进气孔或排气孔需要迟闭时，只需要将进排气孔的终边向后移适当的角度。

进气孔的时面值[4]也与采用气门式配气机构的柴油机、汽油机相当（多气门除外）。

2.旋转式配气机构在进、排气过程中，当配气孔与进、排气孔导通时，缸内与进、排气道直接连通，无任何障碍。在同等条件下，缸内的充量系数在任何工况下都可以保证为最大，且不受进气流速的影响。

为证明上述特点，现将两种配气机构在同等条件的前提下，对进气流速及充量系数进行对比分析如下：

气门式配气机构进气的平均流速超过0.5Ma时，充量系数急剧下降。当平均流速超过1Ma时，充量系数己小于0.6。

为方便比较，分别取平均流速为160m/s（>0.5Ma）和320m/s（>1Ma），计算旋转式配气机构的充量系数：

由充量系数的定义和计算公式可知[3]，在同等条件下，即缸内残余废气系数、气体温度相同的条件下，充量系数的大小，取决于缸内进气终了压力与进气道内气体压力的比值。在自然吸气的配气机构中，进气道内的气压以标准大气压为基准。因为平均流速涵盖了进气终了时的流速，所以此处暂用平均流速来代替进气终了时的流速，计算旋转式配气机构的缸内进气终了时的压力，用以完成充量系数的比较。

计算如下：

要完成旋转式配气机构的缸内进气终了压力计算，首先要计算出气体流动时，缸内进气压力与进气道内气体压力之间的压力差。

1.用平均流速来代替进气终了时的流速，计算平均流速为160m/s、320m/s时，缸内气体与进气道内气体之间的压力差。

分析：内燃机的进气流速是由活塞的运行速度和进气孔的面积来决定的。当进气门打开、活塞下行时，此时燃烧室体积增大、气体压力减小。当缸内气体压力小于进气道内气体压力时，在压力差的作用下，进气道内气体向缸内流动。旋转式配气机构在配气时，缸内与进气道之间直接连通，无任何障碍。进气道内的气体，通过缸盖上的进气孔和配气盘上的配气孔，二者共同构成的进气通道，源源不断的流入缸内。因此，要求出压力差，需先求出处于进气通道中的气体，在初速度为零的条件下，需要多大的压力，才能使进气气流产生160m/s的速度（本文仅讨论配气机构的改动，气体与进气通道的摩擦力忽略不计）。

计算：取进气通道内1平方厘米面积的气体为研究对象，设进气通道长度为L=2cm。

己知：标准状态下的空气质量

M=1.29kg/m3=1.29×10-6kg/cm3，V=160m/s，V0=0，由物理学公式V=V0+αt可知，在初速度为零的条件下，速度等于加速度和时间的乘积。

由牛顿第二定律：F=M×α

及上述条件可得：F= M×α=1.29×10-6kg/cm3×2cm3×160m/s2=412.8×10-6kg×m=4.128x10-4N

同理，可求得平均流速为320m/s时

F=8.256×10-4N

上式计算出的力F是作用在1平方厘米面积上的，由此可知，缸内气体与进气道中的气体的压力差达到4.128×10-4N/ cm2时，进气道中的气体将通过进气通道，以160m/s的速度进入缸内。当压力差达到8.256×10-4N/ cm2时，气体的流速相应提高到320m/s。

2.进气终了压力及充量系数

上述计算说明：当进气流速为160m/s、320m/s时，缸内气体的压力与进气道中的气体的压力相差极小，（在自然吸气的内燃机中，进气道内空气气压以标准大气压为基准：10.1325N / cm2）分别为十万分之4.128和8.256。也说明了在进气通道无任何障碍物的条件下，进气流速的变化对缸内气体压力影响极小，可忽略不计;因为该压力差数值极小，可以认为以平均流速计算得出的缸内气体压力，是进气终了压力。且它与进气道内气体压力的比值接近于1。

由此可以证明：采用旋转式配气机构的内燃机，在同等条件下，缸内的充量系数在任何工况下都可以保证为最大，且不受进气流速的影响。

在实际运用中，上述这一特点还可以克服原气门式配气机构采用切向进气道向缸内进气时的缺点。旋转式配气机构配合上切向进气道向缸内进气，通过调节进气道的进气角度，可以在缸内形成不同形式的气体运动（涡流、紊流……）;通过调节进气孔的大小，可改变进气流速，从而使缸内气体运动的强度做到可控可调。

气体运动形式和强度的可控可调，有利于确定提高缸内混合气体均匀度的最佳运动形式和强度。实践证明，既具有高的流通能力，又具有中等强度涡流的进气系统，再配上合适的供油系统（油束射程增大），可对柴油机的性能有较大的改进[1]。

3.取消了气门式配气机构的气门头，为将缸内废气彻底排尽提供了条件。例如，后续可设计、修改活塞的结构，使其能够根据压缩终了与排气终了时缸内气体的压力差，产生一定的弹性伸缩。通过活塞的弹性伸缩，既可实现将缸内废气彻底排尽，又可在压缩终了时让出燃烧室空间。对汽油机，实现全程燃烧Φa=1.00的均匀混合气，使碳氢属性的燃料完全燃烧，让理论上的“零排放”成为可实现的目标。残余废气彻底排尽，对柴油机可增大充量系数。

4.旋转式配气机构对现有减排技术有良好的兼容性（涡轮增压、高压共轨喷油、排气再循环系统等）。如果与现有减排技术有机的结合，可进一步降低内燃机污染物的排放。

5.如图2所示： 旋转式配气机构的配气，通过与配气盘中心轴相联的齿轮或齿形带来完成旋转配气的。省掉了以往用于控制气门开闭的凸轮系统及由该系统带来的弊病。结构简单，制造成本低，以单缸为例，旋转式配气机构的制造成本比气门式配气机构一个单气门的制造成本还要低。另外，因为配气盘紧贴汽缸盖旋转，没有往复质量，所以运动更平稳，更可靠，使用寿命更长，故障率更小。润滑和冷却都很方便。

图2为旋转式配气在单缸往复活塞式内燃机汽缸盖上的安装示意图。

图2所示，旋转式配气机构的零件包括：螺帽1、弹垫2、平垫3、配气齿轮4、配气盘连接轴5、垫圈6、配气预紧弹簧7、汽缸盖8、螺栓9、承压盘10、键11、销12、配气盘13。

具体工作说明：配气齿轮4将转动通过配气盘连接轴5传输给配气盘13。其中配气齿轮并用销12周向固定。

火花塞或喷油嘴从配气盘连接轴5上通孔插入并固定在承压盘10上。

为了保证配气盘13与汽缸盖8之间的密封，要求配气盘13时刻紧贴汽缸盖8上壁。为此配气盘连接轴5轴肩与汽缸盖8之间安装有垫圈6和配气预紧弹簧7。

为了防止配气盘13受到缸内高温高压气体的压力而产生极大的摩擦力，本发明设有与汽缸盖8开有一样通孔的承压盘10。承压盘10与汽缸盖8通过螺栓9连接，并将配气盘13包夹在两者中间。配气盘13仅受承压盘10通孔处的缸内气体压力。

3    结论

面对日益严重的环境污染问题和越来越严格的排放标准，本人认为：减排问题的突破口依然在内燃机自身，对现有的气门式配气机构进行改进，是一个很好选择。旋转式配气机构，它能够满足配气机构在正时配气方面各项要求的基础上，帮助减少缸内各项污染物的产生，再配上合适的后处理技术，必将使内燃机总的污染物排放大幅减少，同时还可大幅降低配气机构的制造成本，减小故障率。

由于本人个人力量有限，无法完成旋转式配气机构的样机试制。所以本文仅在理论上，客观分析了现有配气机构改进的必要性及旋转式配气机构的可行性和先进性。希望能为广大内燃机从业人员提供一个在现有内燃机节能减排水平基础上进一步提高的新思路。

参考文献：

[1]周龙保，刘巽俊，高宗英.内燃机学[M].3版.北京：机械工业出版社，2013.

[2]林波，李兴虎.内燃机构造[M].1版.北京：北京大学出版社，2008.

[3]罗惕乾，程兆雪，謝永曜.流体力学[M].3版.北京：机械工业出版社，2007.

[4]吴兆汉，汪长民，林桐藩，方球.内燃机设计[M].1版.北京：北京理工大学出版社，1990.

[5]杨连生.内燃机设计[M].1版.北京：中国农业机械出版社，1981.

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