發動機效率

摘要：在内燃機中将燃料能量轉化為有用功會涉及許多損失。這些包括排放中的化學能損失、發動機和通過廢氣的熱損失，以及發動機中的氣體泵送和摩擦損失。因此，發動機的整體制動熱效率是燃燒、熱力學、氣體交換和機械效率的乘積。

• 發動機能量損失損失總結燃料能源燃燒效率熱力學效率熱損失氣體交換效率機械效率
• 從燃料的角度看效率

1.發動機能量損失

1.1損失總結

在内燃機中将燃料能量轉化為有用功會涉及許多損失。圖 1 說明了主要的發動機能量損失和相應的效率因素。其他關于影響發動機效率的因素的研究，重點是低溫燃燒。

從碳氫化合物燃料的燃燒和能量釋放開始，少量燃料不能完全轉化為理想的燃燒産物 CO 2和 H 2 O。未燃燒燃料和燃燒中間體中剩餘的能量導緻了燃燒效率的存在。

在燃燒過程釋放的能量中，熱力學第二定律決定了隻有一小部分可以轉化為有用功。這部分與熱力學效率有關，熱力學效率 取決于用于将熱量轉化為功的循環的細節。對于内燃機，熱力效率的上限通常由奧托循環計算确定。未轉化為機械功的燃燒能量通過将熱廢氣排放到環境中或通過燃燒室表面的熱傳遞作為熱量損失。總指示效率等于燃燒效率和熱力學效率的乘積，反映了燃料燃燒所産生的總功。

在已轉化為功的能量中，一部分功用于将進氣引入發動機并排出廢氣。這種泵送損失與氣體交換效率有關。淨指示效率調整總指示效率以考慮将氣體吸入和排出發動機所需的功。

還必須使用一些工具來克服滑動表面（例如活塞環和軸承）之間的摩擦，并驅動必要的輔助設備（例如油泵和冷卻液泵）。後者是用機械效率占的。令人困惑的是，氣體交換損失和摩擦損失有時會合并為一個用于确定機械效率的損失。這将在下面讨論。

剩餘的功，即制動功，因此可從發動機獲得，以做有用的功。制動效率（或制動熱效率）可表示為：

η制動= η燃燒· η熱力學· η氣體交換· η機械 (1)

另一種表達制動效率的方法是：

η制動= η閉環· η開環· η機械 (2)

其中：η閉合循環是閉合循環效率，閉合循環是進氣門和排氣門關閉時 4 沖程循環的一部分。η封閉循環= η燃燒· η熱力學η開放循環是開放循環效率，開放循環是進氣門或排氣門打開時四沖程循環的一部分。η開放循環= η氣體交換

需要注意的是，本文對發動機效率的讨論是從用于将熱量轉化為功的過程的角度出發的，即僅限于某種類型的機器，并反映了用于将熱量轉化為機器或熱力循環的局限性。效率也可以從燃料和可以轉化為功的燃料能量的角度來看。後面讨論的後一種方法更通用，并且不限于任何特定的熱力學循環。

1.2 燃料能量

在内燃機中，空氣和燃料混合形成可燃混合物，該混合物被點燃并以熱的形式釋放能量。釋放的熱量取決于許多因素。雖然截留在氣缸中的燃料量是空氣/燃料混合物的能量含量以及可以釋放的熱量總量的主要決定因素，但其他次要因素也很重要。這些次要因素包括有關燃料成分的詳細信息，例如燃料中所含元素的類型以及化合鍵的性質。

對于發動機，燃燒釋放的淨能量通常由燃料的較低熱值 (LHV) 表示，因為燃燒産生的水被假定為保持蒸汽狀态。圖 2 顯示了可用于内燃機的一系列燃料的 LHV 與它們的化學計量空間比。請注意，對于碳氫燃料，LHV 非常相似，并且比含氧燃料要高得多。含氧分子團在燃燒過程中貢獻的能量較少，但對燃料的質量和體積有很大貢獻。

圖 2。與化學計量空燃比相比，各種燃料的低熱值 (LHV)

一旦确定了燃料，發動機功率就由燃燒前氣缸中的空氣/燃料混合物的能量決定。對于在将進氣引入氣缸之前進行空氣/燃料混合的發動機，該能量與可以被引入并捕獲到氣缸中的空氣/燃料混合物的量有關。對于在 IVC 後氣缸内發生空氣/燃料混合的發動機，這取決于可以吸入到氣缸中的空氣量。可以證明：

Hport = ρ mix LHV f / [λ AFR stoich 1] (3)

其中：H port = 在進入氣缸之前形成的每單位氣缸體積的混合物的能量含量，MJ/m 3ρ mix = 混合物的密度，kg/m 3LHV f = 燃料的低熱值，MJ/kgλ = 混合物的相對空燃比

AFR stoich = 化學計量空燃比

H DI = ρairLHV f / [λ AFR stoich ] (4)

其中：H DI = IVC 後在氣缸中形成的混合物的每單位氣缸體積的能量含量，MJ/m 3ρ air = 空氣密度，kg/m 3

需要注意的是，對于大多數液體燃料，H port和 H DI之間的差異很小。然而，對于天然氣的主要成分甲烷等氣體燃料，差異可能更顯着，圖 3。此外，在某些情況下，在 IVC 之前空氣和燃料在缸内混合的情況下，Hport更能反映可以氣缸内的能量。等式 (3) 和等式 (4) 中的渦輪增壓器或增壓器的進氣壓力增壓效果通過密度項來說明。

圖 4 顯示了标準條件下幾種燃料的化學計量混合物的 H port和 H DI值與它們的化學計量空燃比的關系，并且基于将它們與進氣混合的最常見方法。雖然存在重要差異，但值得注意的是，僅基于混合能量密度，以任何這些燃料為燃料的發動機的功率輸出将非常相似。應注意僅混合能量密度不足以确定發動機的最大輸出。

1.3 燃燒效率

燃燒效率表示燃料轉化為燃燒産物碳氫燃料的 CO 2和 H 2 O的完全程度。當燃燒質量平衡方程式中的燃燒産物的系數為零時則為燃燒效率為 100% 的完全燃燒，燃燒過程将反映在整體反應中：

C x H y aO 2 3.76aN 2 → bCO 2 dH 2 O kN 2 pO 2 (5)

當燃燒不完全時，不完全燃燒的産物含有能量，燃燒效率低于100%。在數學上，燃燒效率可以表示為：

η燃燒= {燃料能量 - Σ（部分燃燒産物的能量）}/（燃料能量） (6)

燃燒效率可以使用燃料消耗和發動機排放數據來估算。通過使用排放數據和對最小燃料消耗的合理估計，平均燃燒效率的下限可以從以下等式估計：

η燃燒= {m f · LHV f - Σ (m i · LHV i )}/(m f · LHV f ) (7)

其中：m f —— 燃料的質量流量 = BSFC，g/kWhLHV f —— 燃料的低熱值，MJ/kgm i —— 組分i的質量流量，其中i = CO、HC 和 PM，g/kWhLHV i - 組分i的低熱值，MJ/kg

針對柴油燃料可以使用 LHV 進行計算， HC 能量釋放為 43 MJ/kg，CO 為 10.1 MJ/kg，PM 為 33.8 MJ/g，BSFC 為 200 g/kWh，排放率（m i ) 來自美國 EPA 發動機認證數據的 CO、HC 和 PM。200 g/kWh 的 BSFC 是現代公路柴油發動機最低 BSFC 的合理估計。使用更高的 BSFC 将導緻對燃燒效率的更高估計。圖 5 顯示了 1998 年不帶後處理裝置的 MY 公路用柴油發動機的估算值。很明顯，大多數發動機的平均燃燒效率大于 99.5%。

圖 5。1998 年公路柴油發動機在 FTP 循環中的燃燒效率直方圖

使用美國 EPA 排放認證數據估算，假設 BSFC 為 200 g/kWh

圖 5 表明，通過提高燃燒效率來提高傳統柴油發動機的效率幾乎沒有餘地。然而，對于一些其他類型的發動機，大量未燃燒的燃料可能會從燃燒過程中逸出，或者燃燒中間體（如 CO）的産生可能足夠高，以至于發動機效率會受到顯着影響。天然氣發動機，例如火花點火發動機和一些雙燃料發動機，空氣和燃料在進入氣缸之前被預混合就是一個這樣的例子。在這些天然氣發動機中，燃料可以通過多種機制逃離燃燒過程包括在燃燒過程中進入環形組件或在氣門重疊期間直接吹出排氣口。

其中一些發動機的甲烷排放量可能超過 10 g/kWh，這占發動機燃料消耗的相當大一部分。使用一些低溫燃燒策略的發動機也可以産生相對大量的能量 CO 未燃燒的燃料，其能量含量可以代表提供給發動機的總燃料能量的很大一部分。通常需要高于 1500 K（約1226℃） 的峰值燃燒溫度來确保 CO 到 CO 2的高轉化率。低于此溫度，燃燒效率會迅速下降，并對燃燒效率産生重大影響。應該注意的是，對于使用可以氧化未燃燒燃料和一氧化碳的後處理催化劑的發動機，僅從尾氣排放值來看，燃燒效率損失可能并不明顯。發動機排放數據對于估計燃燒效率是必要的。

1.4 熱力學效率

1.4.1定義

發動機運行可以用各種近似于實際工作循環的方式來建模。最簡單的方法之一是使用基于理想循環的分析。這些方法的細節可以在許多關于内燃機的教科書中找到。雖然這些理想循環過度簡化了發動機運行的許多細節，但它們對于識别影響發動機性能的許多重要參數很有用。

對于火花點火發動機，通常使用定容或奧托循環。在這個循環中，熱量增加（即燃燒）以恒定的體積發生，并在活塞達到壓縮沖程的上止點時開始，并且在活塞開始其膨脹沖程之前結束。可以看出，理想奧托循環的指示效率為：

η i-Otto = 1 - 1/(C r γ-1 ) (8)

其中 γ = 工作流體的比熱比 (C p /C v )。C r =壓縮比

圖 6 顯示了一些典型值。

很明顯，除了工作流體（即缸内氣體）的成分和溫度通過其對 γ 的影響之外，效率主要受壓縮比的影響。實際上，膨脹比實際上是關鍵參數，因為它決定了在膨脹沖程期間從燃燒産物中提取了多少功。在理想的奧托循環中，壓縮比和膨脹比是等效的，并且這兩個術語可以互換使用。在許多（但不是全部）實用的奧托循環發動機中，幾何壓縮比~有效膨脹比。

比熱比 γ 對混合氣成分和溫度敏感。它随着更高的循環溫度和更高比例的三原子分子（即使用更多的 EGR 和/或當混合物更富燃料時）而降低。因此，更稀薄的混合物和更低的溫度以及更少的 EGR 往往會通過提高 γ 來提高熱力學效率。在化學計量 SI 發動機中，冷卻 EGR 的引入對成分的影響很小，但會降低溫度，從而導緻更高的 γ 。

有時用于描述柴油發動機運行的一種理想循環是恒壓或迪賽循環。在這個循環中，熱量在恒定壓力下發生，并在膨脹沖程開始時開始，在活塞向下移動後結束。體積膨脹過程中的熱量增加對于保持壓力恒定是必要的。可以看出，理想迪賽循環的指示效率為：

η i-Diesel = 1- [1/(C r γ-1 )][(β γ -1)/γ(β-1)] (9)

式中 β = 恒壓加熱結束時的氣缸容積/恒壓加熱開始時的氣缸容積。圖 7 顯示了恒壓循環效率随 β 的變化。

仔細檢查方程 (9) 和圖 7 可以明顯看出，對于給定的壓縮比，理想的迪賽循環效率将始終低于理想的奧托循環，并且随着更多熱量的增加（即發動機産生更多工作）理想迪賽循環的效率會降低。這是因為在活塞從 TDC 位置移動之後，熱量增加的後期階段發生，所産生的燃燒産物通過較小的體積變化而膨脹，從而導緻做功減少。真正的迪賽發動機當然被認為比奧托循環發動機更有效；一個原因是迪賽發動機通常以較高的壓縮比運行，即使是在放熱後期階段的膨脹比仍然比大多數真正的奧托循環發動機高得多。

除了一些低速二沖程變型外，很少有現代柴油發動機接近恒壓理想循環。現代柴油發動機中相當一部分的熱量增加發生在接近恒定容積的條件下，而其餘部分則發生在膨脹沖程期間。通常用于近似現代柴油發動機的理想循環是有限壓力循環（也稱為雙循環、混合循環、特林克勒循環、塞利格循環或薩巴特循環）。它實際上是恒定體積和恒定壓力循環的組合。可以看出，理想限壓循環的指示效率為：

η i-LiPr = 1- [1/(C r γ-1 )][(αβ γ -1)/αγ(β-1) α-1] (10)

式中 α = 定容加熱階段結束時的氣缸壓力/定容加熱階段開始時的氣缸壓力。β 的定義與等式 (9) 相同。

等式（10）簡化為 β=1 時的定容循環效率和 α=1 時的定壓循環效率。對于給定的壓縮比，根據等式 (10) 的效率介于等容情況下等式 (8) 和等壓情況下等式 (9) 之間。這是合理的，因為在恒定體積加熱過程中産生的燃燒産物具有可用的全膨脹比。

從上面的讨論中，很明顯，在沒有限制壓縮比的情況下——更具體地說是膨脹比——當活塞處于膨脹沖程的 TDC 時，在恒定體積下最大化熱量增加從發動機效率的角度來看是最理想的。

1.4.2 理想循環效率的局限性

但是，如果将實際發動機面臨的一些限制（熱損失、機械損失和材料限制）應用于理想分析，則變得更加複雜。奧托循環 壓縮比C r被限制在 10-12 左右以避免爆震和由此導緻的發動機損壞，從而将最大奧托循環效率限制在低于柴油機的值或可以在高得多的 C r下運行的有限壓力循環。雖然米勒氣門正時、延長膨脹沖程（圖 16）和可變壓縮比等方法可以使奧托循環實現更高的壓縮比和/或膨脹比并提高奧托循環效率，但它們面臨挑戰并增加了顯着的複雜性。

考慮到柴油機适用的兩個循環，限壓循環和定壓循環，由于部分燃燒發生在定容，限壓循環的潛在效率會更高。因此，人們感興趣的是最大化柴油發動機中的定容燃燒量，同時保持在最大壓力限制以下。通過許多先進的燃燒策略（例如 RCCI（反應性控制壓燃）和 PPCI（部分預混壓燃））可以在燃燒前利用大量燃料預混或嘗試模仿柴油燃燒策略來實現增加定容燃燒有限的壓力循環。

上述讨論在圖 8 的示例中進行了說明。該示例使用基于理想循環分析的模拟模型，同時還考慮了機械和熱損失，以估計放熱曲線的潛在效率，包括定容燃燒、不同壓力下的限壓燃燒。 α 值和恒壓燃燒，同時保持峰值壓力低于合理的上限。使用了三種不同的峰值壓力限值，20、25 和 30 MPa，這反映了從傳統低成本發動機到高級版本的不同水平的發動機設計

圖 8 不同截止比 (α) 值的奧托循環、柴油循環和限壓循環的壓縮比對制動熱效率 (BTE) 和最大氣缸壓力 (P max ) 的影響

水平線代表不同的最大氣缸壓力限制。1000 rpm，240 mm 3 /stroke 燃油噴射（約 1.9 MPa BMEP），增壓壓力 391.3 kPa（絕對值），進氣溫度 323 K，EGR 率 50%。

顯而易見的是，對于所示的壓縮比（C r = 14.0、18.0 和 22.0），奧托循環的峰值壓力會太高，任何接近恒定體積熱添加的東西都需要顯着降低的壓縮比。對于 20 MPa 的峰值氣缸壓力限制，α=1.6 和 C r = 14 的有限壓力循環将使 BTE (45%) 最大化。如果峰值氣缸壓力限制增加到 25 MPa，則具有相同 α = 1.6 但更高 C r = 18 的有限壓力循環将使 BTE (46%) 最大化。對于 30 MPa 的峰值氣缸壓力限制，在 α = 1.2 時可以容忍更高比例的定容燃燒，但需要将C r降低到 14 以最大化 BTE (46.5%)。

應該注意的是，上述分析僅集中于确定對 BTE 優化最有利的壓力分布。最大化發動機的 BTE 涉及優化除壓力分布之外的許多其他參數，包括熱損失，并且可能需要許多折衷方案。例如，許多低速二沖程船用發動機在任何現代内燃機中實現了最高的 BTE（高達 55%），這主要是由于它們相對較低的熱損失，即使它們在燃燒期間的缸内壓力特性非常相似具有恒定壓力加熱的理想柴油循環。

1.4.3 定容燃燒程度

燃燒效率本身僅量化燃燒的完整性，而不量化燃燒速率或燃燒相位如何優化。如上所述，最大化燃燒恒定體積的燃料量使在活塞的整個膨脹沖程中膨脹壓力最大化，并且可以提供提高發動機效率的機會。定容燃燒程度 (η CVC ) 是一個參數，可以從發動機的放熱特性中計算出來，以量化定容燃燒量：

(11)

其中：η i-Otto是 Otto 循環效率，Q 是總累積熱量釋放，V(θ) 是曲軸轉角 θ 時的氣缸容積。

該方程是兩項的比值：(1) θ 處的增量熱釋放的積分乘以從 V(θ) 擴展的奧托循環效率和 (2) 理想定容燃燒過程的效率 [η i -奧托Q]。換言之，η CVC反映了由于在 TDC 之後而不是在 TDC 發生的燃燒而導緻的潛在功損失。應該注意的是，由于燃燒産生的 BTDC 增加的壓縮功沒有被考慮在内，方程 (11) 應該隻适用于 TDC 和以後的熱釋放。統一的 η CVC值表示 TDC 時的恒定體積熱釋放。

利用 η CVC，任何熱釋放曲線的淨指示效率可以表示為：

(12)

其中：Q c是累積冷卻損失。

與 η CVC 類似的參數是Stanton 提出的有效膨脹比(EER) ，可以将其視為給定熱釋放曲線的“平均”膨脹比：

(13)

1.5 熱損失

1.5.1 從燃燒室傳熱

三種傳熱方式（傳導、對流和輻射）都在内燃機燃燒室的傳熱中發揮作用。熱量通過氣缸壁通過傳導傳熱方式傳導出氣缸。熱量主要通過對流或輻射從熱氣體傳遞到氣缸壁。缸内速度和湍流是影響對流傳熱的重要因素。熱氣輻射取決于氣體成分，其中 CO 2和 H 2 O 尤為重要，對于 SI 汽油等預混增壓發動機很重要。火焰輻射在擴散燃燒（例如柴油發動機中發生的燃燒）過程中，主要考慮來自帶熱量的煙灰顆粒。在膨脹沖程結束時，燃燒氣體從氣缸中排出，并攜帶與通過氣缸壁因傳熱而損失的熱量相似的熱量。後者有時被稱為排氣損失。

通過對流從燃燒室壁流出的熱量通常是最重要的傳熱機制。局部熱通量的估計是一個非常複雜的問題。相反，通常使用空間平均傳熱系數來估計空間平均熱通量：

q(θ) = h(θ) [T g - T w ] (14)

其中：q(θ) = 在給定曲軸轉角下到氣缸壁的空間平均對流熱通量，W/m 2h(θ) = 在給定曲軸轉角下的空間平均對流傳熱系數，W/m 2 KT g = 給定曲柄角處的質量平均氣體溫度，KT w = 給定曲柄角處的平均壁溫，K

有許多經驗相關性可用于估計 h(θ)。Woschni 的一個是常用的，它說明了影響缸内傳熱的主要變量：

h(θ) = 0.013 B -0.2 p 0.8 T -0.53 (C 1 v) 0.8 (15)

其中：B = 氣缸孔直徑p，T = 氣缸内的質量平均壓力和溫度，Pa 和 KC 1 = 取決于進氣渦流數的參數v = 氣體有效速度，m/s。通常，v = S p K p，其中 S p是平均活塞速度，K p = 3.24×10 -3 /C 1 ·Δp 其中 Δp 是 θ 處點火和動态氣缸壓力之間的差，乘以反映壓縮開始時被吸入氣缸中的混合氣的變化因子。

對于氣體交換沖程，C 1 = 6.18 0.471 (v swirl /S p )，而對于壓縮和膨脹沖程，C 1 = 2.28 0.308 (v swirl /S p )。v swirl是用于測量渦流速度的切向速度。應該注意的是，Woschni 相關式是從形式為 Nu = C·Re 的強制穩态湍流對流傳熱的無量綱表達式導出的m其中 Nu 和 Re 分别是努塞爾數和雷諾數，C 和 m 是縮放常數。

圖 9顯示了 h(θ) 随 4 沖程發動機曲柄角的典型變化。請注意，這些值在膨脹沖程期間最為重要。

圖 9。發動機循環期間傳熱系數的變化

可以通過多種不同方式降低通過氣缸表面的熱傳遞。檢查公式 13 表明，降低傳熱系數是一種選擇。這可以通過以最小化 h(θ) 的方式選擇公式 14 中的變量組合來完成。此外，還可以使用諸如用空氣或 EGR 稀釋或通過米勒氣門正時降低壓縮沖程結束時的溫度等手段來降低燃燒氣體溫度。氣缸表面溫度可以通過使用較低導熱率的材料（例如鋼和鑄鐵而不是鋁）或使用絕緣陶瓷塗層來提高。

影響傳熱的其他參數包括燃燒相位、爆震的發生（在易受其影響的發動機中）和發動機轉速。延遲非爆震燃燒的燃燒相位可降低峰值溫度和傳熱系數，并導緻較低的傳熱損失。爆震開始時傳熱系數顯着增加，而峰值溫度幾乎不受影響。提高發動機轉速會提高傳熱系數，但會減少可用于傳熱的時間，這通常會降低傳熱損失。

應該注意的是，減少汽缸壁傳熱并不總是轉化為可直接提高發動機效率。在許多情況下，特别是當使用較低導熱率的材料試圖降低熱損失時，排氣溫度會升高并導緻更高的排氣能量損失，這會抵消較低冷卻劑熱傳遞的任何好處。在這種情況下，可能需要更重大的發動機設計變更或使用廢熱回收(WHR) 技術來實現任何潛在的效率優勢。将熱量保留在排氣中而不是将其轉移到發動機冷卻液中，從而增加使用廢熱回收可能提取的功，圖 10 。

圖 10。不同發動機 BTE 的冷卻液、排氣和制動功之間的燃料能量分配

通過材料選擇、設計更改以及在氣缸、排氣口、排氣歧管和渦輪機殼體中使用絕緣材料，更多的熱量保留在排氣中。雖然顯示了沒有外部 WHR 的基本發動機 BTE，但也包括了高效渦輪增壓的綜合節能增效的效果。

1.5.2 行程缸徑比

降低通過氣缸表面的熱損失的另一個選擇是降低熱通量（公式 13）所作用的表面積。通過在保持氣缸體積不變的同時降低氣缸表面積，可以降低相對于總熱量釋放（Q壁/Q燃燒）通過壁損失的熱傳遞。該比率最終會影響效率，并且與氣缸的表面積與體積比 (A/V) 成正比。一種可用于影響 A/V 的設計參數是沖程與缸徑比，即氣缸的 L/B。

行程-缸徑比可以從小于 1 用于高功率密度應用的值變化到大于 4 的值用于一些低速 2 沖程船用發動機。圖 11 顯示了适用于各種應用的一系列沖程缸徑比。限制沖程長度的一個因素是活塞擺動運動産生的慣性力。對于大多數應用，平均活塞速度限制在 9-10 m/s 左右。一旦确定了沖程長度，這就為發動機設定了轉速上限。然後，缸徑大小由所需的發動機排量和氣缸數決定。對于圖 11 中的一級方程式賽車發動機，高達 18,000 rpm 的發動機轉速需要較小的沖程與缸徑比來限制慣性力。對于船舶應用，2.5 m 沖程将發動機轉速限制為 102 rpm 。較小的沖程-缸徑比還具有允許大進氣門和高容積效率的好處，這對于高速運行的四沖程發動機很重要。

圖 11各種應用的功率密度與沖程孔比

為了提高發動機效率，需要更高的沖程與缸徑比，因為随着沖程缸徑比的增加，表面積/體積比會顯着降低，圖 12；注意對數 y 軸。較小的表面積與體積比導緻從氣缸到發動機冷卻液和活塞頂的熱傳遞較少，并且可以提高發動機效率，方程式 (12)。當遇到最高溫度和傳熱系數時，該熱效應在 TDC 附近最高。

圖 12。沖程與缸徑比對氣缸表面積與體積比的影響

更高的沖程缸徑比還有其他好處。較小的孔徑可以減少曲軸軸承上的摩擦，因為作用在活塞上的力較小。但是，活塞環摩擦會因沖程較長而增加。對于 SI 發動機，較高的沖程-缸徑比可以增加湍流并導緻更快的燃燒并增加等容燃燒的程度，方程式 (11)，這在較低的發動機轉速下最有利.

最大的沖程與缸徑比用于低速二沖程船用發動機。對于這些應用，雖然較大的沖程-缸徑比通過較小的表面積-體積比和較高的 η CVC提高了發動機效率，還有一個額外的好處是可以減少船舶的燃料消耗。這些發動機直接連接到船舶的螺旋槳上，無需任何傳動裝置，螺旋槳和發動機的轉速相同。較長的沖程需要較低的旋轉速度來管理慣性力（即，保持相同的平均活塞速度）。較低的轉速允許使用更大直徑的螺旋槳來保持相同的船速；更大直徑的螺旋槳效率更高。較大螺旋槳所節省的燃料可能是較長發動機沖程所節省的數倍。在一個示例中，800 毫米缸徑船用發動機的更長沖程版本（3720 毫米對 3450 毫米）将發動機油耗降低了 1.0%，但使用更大、更低速度的螺旋槳（68 轉/分鐘對. 78 rpm) 為 3.6%,綜合節油達4.6%

對于大型二沖程發動機，更大的沖程與缸徑比也有另一個好處。較長的沖程會增加進氣口和排氣門之間的距離。這種更長的距離提高了掃氣效率并降低了泵送損失。

在高速發動機中，與現代低速二沖程船用發動機中使用的沖程/缸徑比相當的話可能并不現實。對于四沖程循環，需要在氣缸蓋中同時安裝進氣門和排氣門将需要小的進氣門，因此會限制容積效率。對于較大的沖程/缸徑比，單流掃氣二沖程設計的優勢在于，氣缸底部的進氣口和位于氣缸蓋中的排氣門可以設計成比具有相似沖程孔比的四沖程更高的流量。2018 年，完成了用于乘用車應用的單流掃氣二沖程柴油發動機的開發計劃，該發動機的沖程與缸徑比為 1.45 ， 其他發動機架構，例如對置活塞設計，可為高速重型發動機提供超過 2 的沖程/缸徑比，同時 BTE 潛力高達 55% 。

應該注意的是，發動機設計變化、材料選擇和絕緣材料的使用可用于實現類似的熱傳遞效果，從而使沖程與缸徑比相對較小的高速發動機能夠達到與那些可能值相當的 BTE 值，低速發動機使用非常高的沖程-缸徑比，圖 10。這種方法被用于美國能源部的許多 超級卡車計劃，目标是 55% BTE，用于重型 8 類長途應用。

1.6 換氣效率

氣體交換功用于将來自環境壓力的進氣泵入氣缸以及将氣缸中的廢氣泵入環境所需的功。在自然吸氣發動機中，活塞提供完成這些任務所需的所有功，并且進氣和排氣沖程都會産生負泵送功。在沒有高壓 EGR（HP EGR ）的渦輪增壓發動機中不允許正泵做功），可以在進氣沖程期間實現高于排氣沖程期間的缸内壓力，并從發動機循環的氣體交換部分實現淨增益。在這種情況下，渦輪增壓器作為廢熱回收的一種形式，将廢氣能量傳遞回活塞，從而産生正的淨泵送功，而氣體交換過程實際上可以增加發動機輸出并為發動機效率做出積極貢獻。進氣沖程壓力相對于排氣沖程壓力越高，對發動機效率的好處就越大。

通過提高渦輪增壓器效率和高增壓壓力，可以通過氣體交換過程顯着提高發動機效率。這種方法如圖 13 所示，使用理想化的氣體交換過程，該過程反映了大型四沖程燃氣發動機，這些發動機通常用于固定和船舶應用中。使用更傳統的渦輪增壓器系統産生約 5 bar 的進氣壓力，将渦輪增壓器效率從 65% 提高到 75% 可使正淨泵送功增加約 50%。在約 9 bar 的較高進氣壓力下，淨正泵送功反而增加了約 7 倍，同樣提高了渦輪增壓器效率。

圖 13兩種不同進氣壓力下渦輪增壓器效率提升的效果

提高渦輪增壓器效率還可以留下可以通過其他方式回收的額外廢氣能量。如果圖 13 左側采用傳統渦輪增壓選項的排氣背壓保持在 4 bar 左右，則效率為 75% 的渦輪增壓器可以與複合渦輪相結合，從而産生與高壓渦輪增壓選項相比的輸出增加效率為 75%。采用高壓渦輪增壓方法，在渦輪增壓器的效率為 75% 的情況下保持約 8.5 bar 的排氣壓力不會産生足夠的額外好處來證明渦輪複合的合理性。

米勒循環是另一種可用于利用多餘廢氣能量的方法 。由米勒氣門正時導緻的有效壓縮比的降低減少了活塞所做的壓縮功，而峰值壓力仍然可以通過渦輪增壓提高進氣壓力來維持。實際上，這允許渦輪增壓器壓縮機完成一些先前由活塞在非米勒循環方法中完成的工作。

1.7 機械效率

機械效率考慮了由于發動機摩擦和輔助設備（如潤滑油泵、冷卻液泵、燃油泵和冷卻風扇）造成的損失。隻要零件之間存在相對運動，就會産生發動機摩擦。曲軸、連杆和凸輪軸以及活塞環和活塞裙上的軸頸軸承是發動機摩擦的重要來源。來自動力缸部件的摩擦力通常占主導地位。

減少發動機摩擦的措施包括使用低張力活塞環、活塞裙接觸面積較小的活塞、低粘度潤滑油、更高的油溫、氣缸套調節和軸承優化。

降低輔助設備損失的措施通常側重于減少潤滑劑和冷卻劑的流量。在傳統的發動機設計方法中，冷卻劑和機油的流量通常針對額定功率進行優化，這會導緻在較低功率條件下的流量過大。這些流量可以通過使用可變流量泵、電氣化或通過使用離合器來優化。這允許在部分負載條件下減少或完全關閉流量，同時在需要的條件下仍保持充足的流量。

在某些情況下，将氣體泵入和泵出發動機所需的功率、克服摩擦所需的功率和輔助設備所需的功率結合起來是有用的。可以估算為制動功率與總指示功率的比值：

η氣體交換·η機械=（制動功率）/（總指示功率） (16)

或者

η氣體交換· η機械= P b /P ig = 1 - (P f /P ig ) (17)

其中 P ig是總指示功率，P b是制動功率，P f是摩擦和泵送功率。雖然這個參數有時被稱為機械效率，但顯然它與圖 1 和公式 (1) 中所示的機械效率的定義不同。

這種組合很有用，因為它的值可以根據發動機制動功率和恒定發動機轉速下的燃料消耗之間的關系來估計，圖 14。通過在 x 軸上繪制制動功率和在 y 軸上繪制燃料消耗量，可以表示數據幾乎是一條直線。由于這條線被外推到零油耗，它給出了總功率損失的估計值——在這種情況下約為 60 hp。描述發動機制動功率與燃料消耗的線、其向左的外推（以虛線顯示）和功率損失的估計歸因于一個名叫 Willans 的英國人，因此該特征線的名稱也由此而來。

圖 14 Willians線

Willans 線方法的一個問題是泵送、輔助和摩擦損失結合在一起，并且丢失了有關這些損失如何分配的信息。對于泵送損失相對較低的柴油發動機，由 Willans 線确定的功率損失更能反映由于發動機摩擦和輔助設備造成的損失——尤其是在發動機轉速較低的情況下。對于依靠節氣門控制負載的發動機，低負載時的泵送損失可能很大。有人建議将 Willans 線與其他建模方法相結合，作為一種更深入地了解發動機損失的方法. 在許多情況下，Willans 線具有非線性，如果假設為線性，可能會導緻錯誤。也有人建議對 Willans 線采用非線性方法。

2.從燃料的角度看效率

在讨論内燃機時，公式 (8) 到公式 (10) 的結果通常被引用為可實現的最大理論效率。這些循環分析側重于能量轉換過程，并假設該過程是一種特定類型的閉式循環熱機；在這種情況下，要麼是迪賽的奧拓循環過程。封閉循環假設意味着必須從工作流體中排出熱量以使其恢複到其原始狀态。化學反應主要被視為熱源，可以通過它們對比熱 (γ) 比的影響來進一步考慮。閉式循環熱機的最大理論效率是卡諾效率 (1 - T min /T max )。

然而，有些人會争辯說，應該對功率産生過程采取更普遍的看法。内燃發動機實際上是涉及化學反應和氣體交換的開式循環發動機，與其通過對過程的假設來限制最大理論效率（即，它是奧托循環還是迪賽循環），不如從理論上可以從燃料和進氣流通基于熱力學第二定律的分析，不考慮工作過程施加的任何限制，通過将焦點轉移到燃料和空氣流可實現的最大功上，即所謂的資源能量，可以考慮其他能量轉換方式，例如燃料電池和使用其他循環（例如布雷頓循環和蘭金循環）的方式。這種開放循環系統的效率上限則由燃料放射/能量比決定，而不是由任何一個特定的熱力學循環施加的限制。

放射能，有時也稱為可用能，是一個術語，用于量化當給定實體與環境達到平衡時可以從給定實體中提取的最大理論工作量。放射能概念的一個重要特征是實體的放射能含量強烈依賴于其環境。一個簡單的例子說明了這一點：如果一個人在大氣壓下将一個充滿空氣的氣缸放在地球上的任何地方，它的放射能将為零。然而，如果将同一個圓柱體帶到月球或海底深處，即使它的能量沒有改變，它的放射能也發生了巨大的變化。燃料的比放射能 (χ燃料) 可以計算為：

χ燃料= (h反應物- h産物) - T 0 (s反應物- s産物) (18)

其中：h反應物和 s反應物是反應物的比焓和熵，h産物和 s産物是化學反應産物的比焓和熵，T 0是環境溫度或所謂的臨界點溫度。

對于大多數碳氫燃料，Δh ≫ Δs 和 χ燃料≈ 燃料的熱值。

重要的事要重申，從燃料 的角度而不是用于産生功的過程來看待最大理論效率不涉及對提取放射能的方式的假設。表 2 列出了一些常見的燃料、它們的能量（低熱值，LHV）和比放射能。由于許多這些燃料的能量/放射能比接近 1，因此使用這些燃料的一般開式循環過程的理論效率上限接近 100%

開式循環發動機的實際效率限制由以下因素定義：不可逆損失（燃燒不可逆性、燃燒産物的放射能損失、熱損失傳遞的放射能等）、功提取效率、摩擦、材料限制和成本。這些取決于從燃料中提取放射能的方法。如果使用以無約束燃燒為特征的内燃機——從發動機中提取功的速率與燃料氧化速率無關的過程——用于提取一些放射（功），則理論效率會因無約束燃燒而降低。燃燒不可逆性見表 2；20-25% 的燃料放射能被碳氫化合物燃料的無限制燃燒所破壞。

美國能源部2010 年前後發布的内燃機研究結果表明，基于曲柄滑塊機構的内燃機的最大實際制動熱效率約為 60%，這在很大程度上是由于無約束燃燒過程固有的不可逆性，實現高于 60% 的制動熱效率将需要徹底改變，包括循環複合、新的發動機架構和更受限制的燃燒反應。燃料電池是使用受限化學反應的設備的一個例子——在高溫固體氧化物燃料電池中，該反應可以被認為是受 限燃燒。在受約束的化學反應中，功提取速率與燃料氧化速率直接相關。

實現高效率的一種可能途徑是通過聯合循環，例如将内燃機與朗肯底循環以及可能的固體氧化物燃料電池相結合。如果這種聯合循環方法結合了以甲醇為燃料并富油運行（大約 ɸ=2）的低排熱“迪賽”發動機，則應該有可能達到約 70% 的放射效率，圖 15。富油當量比降低了發動機中的燃燒不可逆性并且即使在這些富集條件下使用甲醇也幾乎不會産生煙灰。然而，這種方法的複雜程度非常高，更高的效率是不切實際的；有太多的小損失，每一個都必須減少才能獲得更大的收益。如果考慮與線性活塞/曲柄機構的顯着偏差以實現極端的壓縮/膨脹比，則認為可能達到 80% 的效率。球形膨脹是一種可能的方法；體積變化與長度的立方變化成正比（dV ~ dL3 ) 并有助于保持系統緊湊。然而，如何實現這樣的擴張過程尚不清楚。

圖 15 約 70% 放射效率的斯坦福方法

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