氣口參數(shù)對環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機缸內(nèi)壓力的影響

徐海軍 楊聰楠 蔡 彤 高 雪

國防科技大學智能科學學院,長沙,410073

0 引言

發(fā)動機動力系統(tǒng)對無人裝備的性能發(fā)揮有著重要影響。環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機作為一款新構(gòu)型發(fā)動機,具有高功率密度、低慣性力和純扭矩輸出等優(yōu)良性能[1]。然而,環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機獨特的工作原理和結(jié)構(gòu)設(shè)計使得其配氣特性及需求與眾不同。當前,傳統(tǒng)發(fā)動機配氣的實現(xiàn)多采用基于凸輪氣門的配氣系統(tǒng)[2],包括常規(guī)和可變的凸輪氣門配氣機構(gòu),以及利用電磁[3]、電液、電氣等直接驅(qū)動氣門的配氣系統(tǒng)[4]。由于環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機工作時兩個轉(zhuǎn)子氣缸總是差速旋轉(zhuǎn)的,傳統(tǒng)靜態(tài)的凸輪氣門配氣結(jié)構(gòu)就不再適用,因此,本文介紹了一種基于氣道復用的動態(tài)位置配氣系統(tǒng),并詳細分析了該系統(tǒng)不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對發(fā)動機缸內(nèi)工作壓力的影響,為環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機配氣系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計提供了理論依據(jù)和技術(shù)指導,可推動新構(gòu)型發(fā)動機工程樣機的加工試驗。

1 動態(tài)位置配氣系統(tǒng)

如圖1所示,串聯(lián)直缸發(fā)動機總體結(jié)構(gòu)主要由能量轉(zhuǎn)換組件、功率傳輸組件和動態(tài)位置配氣組件三大部分組成,其中能量轉(zhuǎn)換組件由兩組轉(zhuǎn)子氣缸串聯(lián)形成做功容腔,功率傳輸組件包括差速傳動機構(gòu)和輸出軸,動態(tài)位置配氣組件包括中央配氣軸和旋轉(zhuǎn)配氣閥。

圖1 環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機總體結(jié)構(gòu)

環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機采用機構(gòu)適應燃燒的思想,巧妙地將傳統(tǒng)往復活塞式發(fā)動機的基本結(jié)構(gòu)和燃氣渦輪發(fā)動機分布式燃燒的熱力學工作特點結(jié)合起來[5],通過設(shè)計差速運動機構(gòu)約束氣缸和活塞的運動特性[6],發(fā)動機做功容積的變化能夠更好地滿足熱力學循環(huán)過程,并提升發(fā)動機做功潛能。

如圖2所示,環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機的工作原理是:利用連桿和活塞將轉(zhuǎn)子Ⅰ和轉(zhuǎn)子Ⅱ首尾環(huán)形串聯(lián)交錯相接,使得活塞與轉(zhuǎn)子直缸之間形成可周期性變化氣缸容積,然后采用差速傳動機構(gòu)約束轉(zhuǎn)子間的運動,將活塞與轉(zhuǎn)子之間的變化氣缸容積進行周期性延拓[7],使得發(fā)動機形成周向交錯相連的8個工作直缸,其中每個轉(zhuǎn)子各均勻分布4個直缸,由此實現(xiàn)發(fā)動機做功容腔的動態(tài)擴容,做功次數(shù)的成倍增加。

圖2 轉(zhuǎn)子氣缸環(huán)形串聯(lián)結(jié)構(gòu)示意圖

圖3為轉(zhuǎn)子Ⅰ和轉(zhuǎn)子Ⅱ旋轉(zhuǎn)配氣閥的結(jié)構(gòu)圖,每個旋轉(zhuǎn)配氣閥周向均勻分布4個配氣氣口,采用氣管快插接頭分別與相應固連轉(zhuǎn)子氣缸的進排氣口相連。由于每個旋轉(zhuǎn)配氣閥的氣口間隔90°,因此只需分別設(shè)計轉(zhuǎn)子Ⅰ、Ⅱ上其中一個氣口的相位偏差即可確定所有的氣口位置[8]。

圖3 轉(zhuǎn)子Ⅰ、Ⅱ旋轉(zhuǎn)配氣閥結(jié)構(gòu)圖

為實現(xiàn)氣道復用,同時減小進排氣瞬間氣波沖擊,設(shè)計了中央配氣軸的模型及實物,如圖4所示。

圖4 中央配氣軸結(jié)構(gòu)圖

中央配氣軸巧妙地集成轉(zhuǎn)子Ⅰ和轉(zhuǎn)子Ⅱ進排氣所需的所有氣道和氣口,其進排氣流走向如圖5所示。在軸向上轉(zhuǎn)子Ⅰ和轉(zhuǎn)子Ⅱ進排氣口布置在同一母線上,在周向上進氣道和排氣道交錯布置。

圖5 中央配氣軸進排氣流向圖

2 熱力學建模及配氣結(jié)構(gòu)關(guān)鍵參數(shù)

2.1 缸內(nèi)熱力過程模型

發(fā)動機缸內(nèi)熱力過程常用示功圖表示[9],即采用缸內(nèi)壓力p隨氣缸容積V變化關(guān)系圖來表示,做功容腔內(nèi)工質(zhì)在一個循環(huán)中經(jīng)歷了進氣、膨脹、預排氣、排氣、壓縮和預進氣這6個熱力學過程,如圖6所示。

圖6 缸內(nèi)熱力過程p-V圖

為簡化計算,將進氣過程(0′-1′)視為等壓過程(0-1),膨脹過程(1′-2′)視為等熵膨脹過程,預排氣過程(2′-3′)視為定容過程(2-3),排氣過程(3′-4′)視為等壓過程(3-4),壓縮過程(4′-5′)視為絕熱等熵過程(4-5),預進氣過程(5′-0′)視為等容過程(5-0)。如圖7所示,環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機共有周向環(huán)形串聯(lián)的8個氣缸容腔,其中氣缸容腔Ⅰ、Ⅲ、Ⅴ、Ⅶ在轉(zhuǎn)子Ⅰ上,氣缸容腔Ⅱ、Ⅳ、Ⅵ、Ⅷ在轉(zhuǎn)子Ⅱ上,同一個轉(zhuǎn)子上的氣缸容腔在同一時刻下的熱力學過程相同。

圖7 轉(zhuǎn)子氣缸容腔周向串聯(lián)分布圖

為描述缸內(nèi)工質(zhì)狀態(tài)的變化,選取氣缸Ⅰ作為一個熱力系統(tǒng)并進行簡化,如圖8所示,熱力系統(tǒng)邊界由活塞頂部、轉(zhuǎn)子氣缸底部和轉(zhuǎn)子缸壁組成,其中dQw表示缸內(nèi)工質(zhì)通過熱交換向外界散熱的損失量,pdV表示缸內(nèi)工質(zhì)做功增量,Idmp表示從缸內(nèi)流出至外界的工質(zhì)的焓,Ijdmj表示從外界流入缸內(nèi)工質(zhì)的焓,活塞位移量變化統(tǒng)一轉(zhuǎn)化為輸出軸轉(zhuǎn)角變化量dθ來表示。

圖8 串聯(lián)直缸發(fā)動機熱力系統(tǒng)示意圖

為簡化計算,建立基本模型之前一般作如下假設(shè):①忽略氣缸內(nèi)工質(zhì)瞬時混合不均勻性;②將缸內(nèi)工質(zhì)視為理想氣體;③將工質(zhì)進出缸內(nèi)時視為準穩(wěn)定流動;④將缸內(nèi)密封效果視為理想,即忽略缸內(nèi)工質(zhì)泄漏引起的誤差;⑤不考慮進排氣系統(tǒng)在進排氣過程中產(chǎn)生的壓力波動及溫度變化。

基于上述假設(shè),可將缸內(nèi)的整個熱力過程用壓強p、溫度T、工質(zhì)質(zhì)量m這三個基本熱力學參數(shù)的變化進行表示,并用能量守恒方程、質(zhì)量守恒方程及氣體狀態(tài)方程將各參數(shù)之間的關(guān)系在整個熱力過程中聯(lián)系起來[10]。

根據(jù)熱力學第一定律,氣缸Ⅰ中熱力學過程的能量守恒方程可以表示為

(1)

其中,I為缸內(nèi)工質(zhì)的比焓,I=cpmT;cpm為缸內(nèi)工質(zhì)的平均定壓比熱容;T為當前瞬時缸內(nèi)工質(zhì)的溫度;dmp/dθ表示當前瞬時工質(zhì)從缸內(nèi)流出至外界的流率;Ij為流入缸內(nèi)新鮮工質(zhì)的比焓;dmj/dθ表示當前瞬時工質(zhì)從外界流入至缸內(nèi)的流率;p為當前瞬時缸內(nèi)工質(zhì)的壓力;dV/dθ表示當前瞬時缸內(nèi)工質(zhì)的體積增長率;dQw/dθ表示當前瞬時缸內(nèi)工質(zhì)通過熱交換向外界散熱的損失率;dU/dθ表示當前瞬時缸內(nèi)工質(zhì)內(nèi)能隨輸出軸轉(zhuǎn)角的變化情況,也可以表示為工質(zhì)質(zhì)量m與工質(zhì)比內(nèi)能u的函數(shù),其中比內(nèi)能u可以表示為溫度T和工質(zhì)氣體成分系數(shù)αθ的函數(shù),即

(2)

定義?u/?T為比定容熱容,用cv表示,則溫度T對輸出軸轉(zhuǎn)角θ的微分方程可以表示為

(3)

若忽略αθ對u的影響,即令αθ/u=0,則

(4)

由此可知,發(fā)動機缸內(nèi)溫度T的變化是進排氣熱焓變化、活塞對外做功量、工質(zhì)與轉(zhuǎn)子缸壁熱交換散熱量以及工質(zhì)質(zhì)量變化共同作用的結(jié)果。

缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量的增長率dm/dθ等于從外界向缸內(nèi)流入的工質(zhì)質(zhì)量與由缸內(nèi)流出至外界的工質(zhì)質(zhì)量的流率之差,即

(5)

在發(fā)動機正常工作溫度范圍內(nèi),可將缸內(nèi)工質(zhì)視為理想氣體,根據(jù)理想氣體狀態(tài)方程可求得缸內(nèi)工質(zhì)壓力與缸內(nèi)工質(zhì)質(zhì)量、溫度、體積之間的關(guān)系為

(6)

其中,R為熱力學常數(shù)。缸內(nèi)工質(zhì)體積V取決于轉(zhuǎn)子氣缸的橫截面積與活塞位移的乘積,可以表示為

(7)

式中,S為活塞沖程;V0為余隙容積;Vc為氣缸排量;s為當前活塞位移;v為活塞的運動速度,v=2iSno;no為輸出軸轉(zhuǎn)速;i為輸出軸每轉(zhuǎn)缸內(nèi)做功次數(shù),本文取i=4。

2.2 配氣結(jié)構(gòu)關(guān)鍵參數(shù)

環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機配氣結(jié)構(gòu)關(guān)鍵參數(shù)主要有旋轉(zhuǎn)配氣閥氣口尺寸大小、中央配氣軸進排氣口尺寸大小以及它們的相對位置關(guān)系等,這些參數(shù)都將直接影響發(fā)動機的配氣過程,進而影響發(fā)動機缸內(nèi)工作過程。

2.2.1旋轉(zhuǎn)配氣閥氣口參數(shù)

旋轉(zhuǎn)配氣閥氣口是與轉(zhuǎn)子氣缸直接相通的,同時作為轉(zhuǎn)子氣缸的進氣口和排氣口。由于發(fā)動機工作時配氣閥始終跟著轉(zhuǎn)子做差速旋轉(zhuǎn)運動,考慮配氣閥的可加工性和強度特性,通常將旋轉(zhuǎn)配氣閥氣口設(shè)計為圓孔[11]。

旋轉(zhuǎn)配氣閥氣口的直徑大小直接影響工質(zhì)通過氣口時的流動速度和節(jié)流損失效應。旋轉(zhuǎn)配氣閥氣口直徑的設(shè)計可根據(jù)缸徑和活塞最大運動速度來綜合考慮。由穩(wěn)定流動的連續(xù)性方程可得配氣閥氣口直徑的初步選用公式為

(8)

式中,d2為配氣閥氣口直徑;Dg為氣缸直徑;vd為氣道口的工質(zhì)流速,可參照母型流動速度,一般取vd=150～170 m/s;vmax為活塞最大運動速度。

2.2.2中央配氣軸進排氣口參數(shù)

中央配氣軸上的進氣口可設(shè)計為方孔、圓孔或弧形槽,其進氣寬度應大于配氣閥氣口直徑(1.5～2.0 mm),以利于補償加工、裝配誤差及旋轉(zhuǎn)磨損對重疊流通面積的影響。進氣口尺寸的設(shè)計要兼顧進氣角和預進氣角的相位關(guān)系。中央配氣軸與配氣閥的接觸面為圓柱面,將此接觸面展開平面,如圖9所示。

(a)中央配氣軸與配氣閥 (d)方孔

圖10 映射后轉(zhuǎn)子1和轉(zhuǎn)子2進排氣口重疊相位圖

以中央配氣軸進氣口位置角φz0為相對位置起算點,將當配氣閥氣道孔展平圓轉(zhuǎn)動到與中央配氣軸進氣口展平輪廓靠攏一端剛好相切(即預進氣開始)時的相對位置角定義為αk;當配氣閥氣道孔展平圓轉(zhuǎn)動到與中央配氣軸進氣口展平輪廓脫離一端剛好相切(即進氣過程結(jié)束)時的相對位置角定義為αj,由此可得整個進氣過程配氣閥轉(zhuǎn)過的角度,即全程進氣角為

(9)

式中,r1為中央配氣軸進氣口半徑展平寬度;r2為旋轉(zhuǎn)配氣閥氣口半徑;rd為中央配氣軸與配氣閥配氣接觸面旋轉(zhuǎn)半徑。

排氣口位置角定義與進氣口的情況類似,給定中央配氣軸和配氣閥各參數(shù)即可求得配氣結(jié)構(gòu)各關(guān)鍵參數(shù)。

2.2.3進排氣口重疊面積

當配氣閥相對中央配氣軸轉(zhuǎn)動時,進排氣口面積依次經(jīng)過增大、保持和減小三個階段。當配氣閥氣道口轉(zhuǎn)到與中央配氣軸進排氣口靠攏前緣相切時,進排氣面積開始逐漸增大;當轉(zhuǎn)到氣道口完全進入進排氣口即內(nèi)切時,進排氣面積達到最大,直至氣道口與進排氣口另一端內(nèi)切;當氣道口繼續(xù)轉(zhuǎn)動時,進排氣面積開始逐漸減小,直至氣道口與進排氣脫離后端相切時進排氣面積減小為零。進排氣面積的變化過程與氣口形狀、大小、位置有著密切的關(guān)系,下文以兩種常用的氣口形狀進行進排氣重疊面積計算。

圖11a為進排氣口為圓孔時的重疊面積示意圖。進排氣口重疊面積Aoj可計算為

(a)圓孔 (b)方孔

(10)

φ1=2arccos(l1/r1)φ2=2arccos(l2/r2)

l1=(yx+xc)/2l2=(yx-xc)/2

其中,l1、l2分別為兩氣口圓心到公共弦的距離,圓心矩yx=l1+l2,弦差xc=l1-l2。由于兩氣口圓心繞同一旋轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn),且圓心軌跡重合,故圓心矩yx的計算可轉(zhuǎn)換為求解兩氣口位置夾角φt的函數(shù)。兩氣口位置夾角φt可以由分段函數(shù)表示為

(11)

式中,αk為進排氣面積增大開始位置角;αke為進排氣面積增大結(jié)束位置角(亦即進排氣面積定值開始位置角);αjb為進排氣面積減小開始位置角(亦即進排氣面積定值結(jié)束位置角);αj為進排氣面積減小結(jié)束位置角;θT為完成一個缸內(nèi)進氣(排氣)過程配氣閥的轉(zhuǎn)角。

由此可得到一個工作循環(huán)內(nèi)進排氣重疊面積的表達式為

(12)

當進排氣口為方形時,配氣閥氣道口與進排氣口重疊面積可視為進排氣口前緣掃過氣道,如圖11b所示,以積分形式來計算一個工作循環(huán)內(nèi)的進排氣重疊面積Ao,其表達式為

(13)

3 仿真結(jié)果與分析

3.1 氣口位置影響分析

根據(jù)表1給出的仿真計算參數(shù),可得到環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機工作時缸內(nèi)壓力和溫度的變化特性,如圖12所示。由圖可知,在一個穩(wěn)定工作循環(huán)O-A-B-C-D-E-F-O中,發(fā)動機缸內(nèi)壓力變化經(jīng)歷了6個不同的過程,分別對應發(fā)動機工作循環(huán)的6個熱力過程。當輸出軸轉(zhuǎn)角位于O-A段時,缸內(nèi)壓力基本保持不變,且與外界壓力pout≈0.1 MPa基本相同,此時對應為發(fā)動機排氣過程;當輸出軸轉(zhuǎn)角位于A-B段時,缸內(nèi)壓力不斷增大,這是由于此時排氣口面積減小為零,活塞繼續(xù)向前運動,缸內(nèi)氣體被活塞壓縮,體積不斷減小,壓力增大,此過程對應為發(fā)動機壓縮過程;當輸出軸轉(zhuǎn)角位于B-C段時,缸內(nèi)壓力迅速增大,這是因為此時進氣口打開,進氣重疊面積增大,外界高壓工質(zhì)通過進氣口沖入缸內(nèi),而活塞繼續(xù)向前止點運動,缸內(nèi)氣體繼續(xù)壓縮,使得缸內(nèi)壓力急劇增大,此過程對應為發(fā)動機預進氣過程;當輸出軸轉(zhuǎn)角位于C-D段時,進氣口面積不斷增大,缸內(nèi)壓力增大至進氣工質(zhì)壓力pin≈0.5 MPa,并基本保持不變,此過程對應為發(fā)動機進氣過程;當輸出軸轉(zhuǎn)角位于D-E段時,進氣口面積減小為零,活塞繼續(xù)向后止點運動,缸內(nèi)體積增大,壓力減小,此過程對應為發(fā)動機膨脹過程;當輸出軸轉(zhuǎn)角位于E-F段時,活塞繼續(xù)向后止點運動,排氣口打開且重疊面積不斷增大,此時缸內(nèi)工質(zhì)在內(nèi)外壓差作用下迅速排出缸外,缸內(nèi)壓力迅速減小,此過程對應為發(fā)動機預排氣過程;當輸出軸轉(zhuǎn)角位于F-O段時,活塞由后止點向前運動,缸內(nèi)氣壓繼續(xù)下降直至排氣背壓,此過程為排氣初始階段,對應于發(fā)動機排氣過程。

表1 環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機仿真計算參數(shù)表

圖12 缸內(nèi)壓力和溫度變化圖

圖13 進氣口位置角對缸內(nèi)壓力變化的影響

圖14 進氣口位置角對缸內(nèi)壓強變化的影響

綜合上述分析可知,中央配氣軸進排氣口位置角過大或過小都將導致進排氣重疊氣口面積變化與氣缸容積大小變化不匹配,使得發(fā)動機缸內(nèi)熱力學循環(huán)過程不再充分,甚至出現(xiàn)錯亂無法工作的情況。

3.2 氣口大小影響分析

中央配氣軸的進氣口和排氣口大小也將影響配氣閥氣道口與中央配氣軸氣口重疊面積開始和結(jié)束的位置,而且配氣閥氣道口大小還將影響進排氣重疊面積的變化,進而影響通過氣口進排氣流量的大小,這些因素的變化都將最終影響發(fā)動機缸內(nèi)工作循環(huán)特性。

圖15 中央配氣軸進氣口大小對缸內(nèi)壓力變化的影響

圖16 中央配氣軸排氣口大小對缸內(nèi)壓力變化的影響

圖17 配氣閥氣道口大小對缸內(nèi)壓強變化的影響

3.3 氣口形狀影響分析

由于不同截面形狀的氣口重疊面積變化規(guī)律存在一定的差異,故研究氣口形狀是否會影響缸內(nèi)熱力學工作過程將有助于發(fā)動機配氣結(jié)構(gòu)的多樣化設(shè)計。下面以圓形和方形兩種截面形狀的氣口進行分析。計算不同截面形狀氣口的缸內(nèi)氣壓變化如圖18所示。由圖可知,采用方口和圓口截面形狀的氣口時,其缸內(nèi)工質(zhì)壓力變化除了位置A和B點處之外基本吻合。在位置A和B點處,由于方口截面的氣口在重疊面積增大過程中增長速率更大,更快地轉(zhuǎn)換進入到進氣過程,在預進氣過程中的氣壓增大值較小,在進氣過程中的氣壓迅速增大,使得進氣過程完成時間相對于圓口時更短。實際高速轉(zhuǎn)動過程中,預進氣過程非常短,因此氣口形狀截面引起的氣壓變化量影響很小,可不作為重點考慮因素。

圖18 氣口截面形狀對缸內(nèi)壓力變化的影響

4 氣動試驗與分析

4.1 原理樣機與試驗臺架

為驗證環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機基于氣道復用的動態(tài)位置配氣方案的合理性和有效性,在整機設(shè)計的基礎(chǔ)上加工了原理樣機,并搭建了相應試驗平臺。圖19、圖20分別為串聯(lián)直缸發(fā)動機試驗平臺的原理圖和實物圖。

圖19 串聯(lián)直缸發(fā)動機試驗平臺原理圖

圖20 串聯(lián)直缸發(fā)動機試驗平臺實物圖

4.2 試驗結(jié)果分析

圖21和圖22所示分別為發(fā)動機空載條件下串聯(lián)直缸發(fā)動機進氣道氣壓數(shù)據(jù)和動力輸出數(shù)據(jù)。由圖可知,在進氣道氣壓驅(qū)動下,串聯(lián)直缸發(fā)動機在空載條件下可達到轉(zhuǎn)速最大值約為276 r/min;隨著進氣道氣壓的下降,輸出軸轉(zhuǎn)速也呈下降趨勢;當進氣道氣壓穩(wěn)定在0.25 MPa時,串聯(lián)直缸發(fā)動機能夠以約200 r/min的轉(zhuǎn)速穩(wěn)定運轉(zhuǎn)。

圖21 空載條件高壓氣源驅(qū)動下進氣道氣壓變化圖

圖22 空載條件高壓氣源驅(qū)動下動力輸出變化圖

圖23和圖24所示分別為發(fā)動機負載條件下串聯(lián)直缸發(fā)動機進氣道氣壓數(shù)據(jù)和動力輸出數(shù)據(jù)。由圖可知,負載條件下串聯(lián)直缸發(fā)動機的轉(zhuǎn)速最大值可達236 r/min,功率可達30 W,且同樣能保持穩(wěn)定運行。但負載條件下進氣道的氣壓下降速度比空載條件下要快,這是因為一方面高壓氣體要推動活塞做功消耗工質(zhì)能量,另一方面進氣阻力增大將使得漏氣量增加。

圖23 負載條件高壓氣源驅(qū)動下進氣道氣壓變化圖

圖24 負載條件高壓氣源驅(qū)動下動力輸出變化圖

5 結(jié)論

本文針對新構(gòu)型環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機介紹了一種基于氣道復用的動態(tài)位置配氣系統(tǒng),詳細分析了配氣系統(tǒng)不同結(jié)構(gòu)參數(shù)(氣口位置角、尺寸和形狀)對環(huán)形串聯(lián)直缸發(fā)動機缸內(nèi)壓力變化的影響,并進行了高壓氣動試驗。分析仿真和試驗結(jié)果,可得出以下結(jié)論:

(1)中央配氣軸進排氣口位置角對缸內(nèi)進排氣過程會產(chǎn)生較大影響,對中央配氣軸進排氣口尺寸的影響相對較小。這是由于中央進排氣口的位置角會發(fā)生微小偏移,使得配氣閥在旋轉(zhuǎn)配氣過程中的所有熱力學過程均發(fā)生偏移;而中央配氣軸大小變化只是影響進排氣的持續(xù)時間,不會使進排氣相位發(fā)生較大錯位或偏移。

(2)旋轉(zhuǎn)配氣閥氣口尺寸對缸內(nèi)工質(zhì)壓力會產(chǎn)生較大影響。這是由于配氣閥氣口將直接影響進排氣流動阻力,進而影響缸內(nèi)工質(zhì)壓力,同時氣口尺寸也會影響進排氣持續(xù)時間和相位變化,從而影響缸內(nèi)熱力學過程。

(3)中央配氣軸進排氣口截面形狀對缸內(nèi)壓力變化的影響較小。這是由于氣口截面形狀只影響預進氣和預排氣氣口增大和減小的速率,而該過程相對持續(xù)時間較短,對缸內(nèi)工質(zhì)壓力的整體影響較小。