摩托车多气门发动机的输出和燃油消耗

摩托车多气门发动机的功率和燃油消耗都竹广幸土田直树富井英二研究中开发心基盘技术研究室摩托车多气门发动机的功率内容提要：为了了解多气门发动机的功率特性因气门数量不同到底有什么样的变化，我们实际制作了进气门数为2、3、4气门，总的气门数为4、5、6气门的发动机进行了实验。

实验时以气门数为基础，使喉管面积、气门升程、排气量等等发生变化，对发生了变化的15个种类的规格进行了实验，将其结果按进气门平均有效开口面积进行了整理。

由此可知：其结果是不管气门数如何最大功率都在进气门马赫数（Mim）0.32~0.33的时候发生，若是相同的单缸容积，大小基本上是与进气门有效开口面积成正比。

另外，最大功率所获得到的Mim的值不拘发动机的规格如何，所显示的值基本相同，利用该值对4气门和5气门发动机的进气能力在理论上进行了评价。

从理论研究结果可知：和相同缸径的4气门发动机进行比较，5气门发动机进气门有效开口面积可以增大4~13%，在为了确保具有相同的进气门有效开口面积的时候，5气门的发动机比4气门的缸径设定可以减少5%以上。

1．前言近年来对4冲程发动机因为要求高功率化，而每个汽缸要求4气门甚至超过4个气门的即所谓的多气门发动机成为主流。

在多气门发动机中为了取得进气门的开口面积大，直至在高转速下吸入空气量都不至于降低，而获得最大功率；另一方面，确保了过度的开口面积而招致在低转速下的燃烧稳定性变坏，以至影响到燃油消耗和排放，而产生恶劣影响。

因此，在高功率、低燃油消耗下且为了获得运转性能优良的发动机特性，重要的是对于最初所要求的最大功率，要设定最佳的开口面积。

但是，设定进气门开口面积之时，受到气门数量、气门直径、气门升程，凸轮形线等等众多重要因素的复杂地纠缠和影响，对于这些如何设定才好，过去也有数量较多的报告（1）（2）（3），但是至今为止解答并不明确。

在此，我们变更了气门数、气门升程、喉管面积等等的诸多参数，调查了15个种类的多气门发动机的功率特性，对于要求功率所需要的充分的进气开口面积以及气门数量的关系进行了研讨。

2．实验用发动机及其规格实验用的发动机是缸筒直径为φ68的水冷4冲程单缸发动机。

行程为40mm（145cc规格）和48mm（175cc规格）两种规格的发动机。

全开功率性能实验用这两种规格的发动机，改变了它的气门数量、喉管面积、气门升程等等各种进气参数进行了实验。

各规格的主要参数汇集于表1，气门的布置图示于图1。

另外，6气门的配置是进气门4个、排气门2个，进气门配置靠近缸筒中央呈菱形配置（称为A型）；另一种是进排气门都靠近缸筒外周呈环状配置（称为G型）。

图1气门配置在4、5、6气门环状配置中靠近缸筒中央有一个火花塞；6气门菱形配置中，在进、排气门之间配置了两个火花塞。

气门直径在各个配置中为了获得在缸筒内有最大的气门头部面积，故对进、排气门头部面积比、气门座之间的间歇等等在内进行了讨论。

讨论的结果：缸筒直径为φ68的场合，因气门数和配置的不同面积差大概有2%。

为此，在本实验里为了进行比较，全部气门头部面积都调整为一样。

喉管面积相对于各种气门配置分为2个种类，最大气门升程都为7.5mm和气门直径比（L/D）都为一样的两个种类进行了实验。

按照这些规格进行组合，合计实验的规格共有15种。

全开功率性能实验只将排气系统按化油器喉管的规格进行了实验。

虽然各缸头的压缩比不同，但实验结果是将其结果修正成13.0进行比较。

燃烧室形状预先进行了前实验，采用功率最大的来做（实验）。

燃料供给是采用由喷射时间影响少的进气管上流部（与化油器连接部分的进气管）进行喷射，点火是采用MBT 点火形式。

3． 实验结果和考察3．1 全开功率特性全开功率特性实验是在进气系统安装了层流通风表的状态下，为了获得在该规格下的最大功率，采用边测量体积效率边调整进、排气管长度和气门正时等等进行的。

图2所示是一部分实验结果。

体积效率和平均有效压力都因排气脉动的影响山谷呈周期性的发生，而且总体形成一个山。

175cc 规格在高回转侧看得出体积效率有回落趋势。

表1 实验用发动机的各种参数图2 实验结果案例若按渡边先生等（2）的公式，发动机进气各参数和体积效率根据平均进气马赫数Mim 形成如下关系（式），AveWA Vs v Ne Mim **34000***6η=……………………..(1) 式中 Ne ：发动机转数 (rpm)ηv ：体积效率Vs ：单缸排气量 (cc)W A ：进气门角度 (º)Ave ：进气门有效开口面积(cm ²)但是按 Ave=Av*Cim (2)Av ：气门面积 (cm ²)Cim ：进气门平均流量系数Mim 一旦超过0.5时,那么体积效率就开始急剧下降。

图3是这次对实验中的Mim 整理出来的体积效率。

图中的▼记号是获得最大功率的点，数值是用在该点的Mim 的值来表示。

图3 平均进气马赫数Mim 和体积效率ηv 的关系从图中可知，发生最大功率的Mim 的值，不会受气门数、喉管面积、气门升程影响，几乎集中在0.32到0.33之间。

这个值比使体积效率急剧下降的0.5要小，但是，根据八木先生等的在最大功率点的进气速度系数Mi 大约为0.45，进气速度系数Mi 在平均进气马赫数Mim 时的把进气开口角度（W A ）作为180º，在我们这次的实验中所考虑用的凸轮作用角，我们的结果基本上是和八木先生等的结果相符。

Mim 表示体积效率急剧下降的点，用比0.5少的值来表示最大功率，其原因是考虑到在高转速高流速下摩擦损失和泵的损失较大的现象所产生的影响。

与145cc 规格发动机相比，175cc 规格发动机的最大功率点的Mim 值显示出稍稍高些。

这是在相同马赫数下175cc 发动机转数要低些，而且因摩擦损失的平均有效压力的回落也要少的缘故。

图4 最大功率和Ave 的关系图4所示是实验过的全部15种规格的Ave 和最大功率之间的关系。

式子（1）的分子Ne*ηv* Vs 是表示吸入空气流量即是与最大功率成比例的量；分母的W A*Ave 是表示进气门开口面积。

因为此次所用实验凸轮作用角按定值计算，若最大功率点的Mim 表示定值的话，则进气门有效开口面积Ave 和最大功率应该成正比。

由图可知，最大功率和进气门有效开口面积Ave 之间成直线的正比例关系，该比例常数与气门数无关。

由此说明，不管气门数如何，其最大功率点的Mim 所示为定值。

进一步由图4可知，在同样的开口面积下排气量不同的发动机，排气量小的所获得的功率就小。

如前所述，排气量小的则最大功率转数就变高，这就是因此摩擦损失增加的原因。

以这些实验结果为基础，表示出了对于被要求的功率，了解需要什么样程度的进气门开口面积的流量。

首先，需要（了解）吸入空气流量和比功率的关系。

此处简单地用Pmi 表示图示平均有效压力、ε为压缩比、ηv 为体积效率，用下式表示：Pmi=K （ε）ηv ……………………………..（3-a ）在此，K （ε）用适当的比例常数K 来表示，则用下式表示：⎭⎬⎫⎩⎨⎧--=-1111K K K εεεε）（……………（3-b ）用Pt 表示摩擦平均有效压力，例如用文献（4）等发动机的转数，可以推测的量为 Pf=Pf （Ne ） (4)的话，吸入空气量和比功率（Ps/Vs ）的关系 ，可以用下式求出：Pme=Pmi-Pf=K （ε）*ηv-Pf （Ne ） (5)900*Ne Pme Vs Ps =……………………………（6） 另外，把Mim 和ηv 的关系由图3等用适当的函数回归，ηv=ηv （Mim ） (7)用经验值根据所赋予的求得的必须的常数，由进气门开口面积W A*Ave 和此时的发动机转数Ne 可以求出比功率（Ps/Vs ）。

如此，对于某个W A*Ave ，求出把Ne 作为横轴的比功率（Ps/Vs ）的话，可以看出：随着Ne 变为高转数则比功率就上升；之后，因摩擦平均有效压力（Pf ）增加而比功率就下降。

此时的比功率的峰值就是此时进气门有效开口面积时所获得的最大功率。

此种情况示于 图5。

还有，此时由（1）式求出的Mim 的值也在图中标出。

显示出Mim 几乎是定值在0.32~0.33之间。

可以确认由实验所获得的值有很好的一致性。

因此，按照所用的方法，对于由（6式）所要求的最大功率可以推算出所必须的进气门有效开口面积的大小。

图5 发动机转数和所获得的最大功率的关系3．2 多气门发动机的吸气特性的评价利用最大功率所获得的Mim 的值不因气门数变化而是定值的关系，用评价各个气门数的进气门有效开口面积Ave 来评价多气门发动机的进气能力。

然后，在相同缸径的情况下，因气门数量不同所获取的进气门有效开口面积Ave 到底会有如何的变化，并对此进行考察。

进气门有效开口面积Ave ，如（2）式所示那样用气门头部面积和进气门平均流量系数的乘积（Av*Cim ）来表示。

在此，Cim 可以用下式表示： Cim io ic d L Cd ICIO θθθθθθ-=⎰））（（ (8)θio 、θic 是各个进气门的开闭时期，Cd （L （θ））是曲轴在θ角时的进气门流量系数。

因此，若赋予气门直径（Dv ）、各升程的流量系数、凸轮形线L （θ）的话，那么就可以求求出进气门有效开口面积Ave 。

缸筒和气门直径的关系可以通过进、排气门头部面积比、气门座之间的间歇等等情报收集，研讨在缸内可以获得的最大气门面积。

为了求得平均流量系数，需要实测的各个升程的流量系数和凸轮形线，但是，关于每个升程的流量系数，要把流路分为与气门升程成比例的帘部？面积（Acu ）和喉部面积（Ath ），并假设各自独立的流量系数Cdcu 和 Ath ，考虑到在各个领域内所产生的差压为总的差压的话，那么按如下的公式可以推算Cd （L ）。

Cd （L ）()()2122*1*11-⎭⎬⎫⎩⎨⎧+=Ath Cdth Acu Cdcu Av …..（9） 图6是按上述的假设求出来的流量系数和实测值的比较。

由图可知，一致性较好。

图6 流量系数的比较图7是按照上述的顺序，对45mm 到90mm 的缸筒按4、5、6气门各种配置所取得的气门头部面积Av 和进气门有效开口面积Ave 作成的曲线。

喉管面积为气门直径的85%，配气系统等价质量以及气门弹簧载荷是由气门直径得来的实际值所决定的。

气门头部面积，排除了火花塞直径有影响的小缸筒的场合，不管气门数多与少，其差也大约只有5%，比想象的要小得多。

另一方面，在进气门有效开口面积Ave 中，和气门头部面积的结果不一样，相对于4气门来说，5气门为4%~13%；6气门为4%~19%，显示出了其优势的一面。

另外，为了获得相同有效开口面积，4气门所需要的缸筒直径必须要大5%以上，从燃烧室设计不能勉强的（角度）来看，可以推测比功率事实上是受到了限制。