1.儲氣罐2.減壓閥3.熱交換器4.流量閥5.電磁開關閥6.壓縮空氣噴嘴7.進氣門8.噴油嘴9.電控噴油裝置10.排氣門11.氣缸12.活塞13.曲柄連桿機構單缸混合動力發(fā)動機結構示意圖本文在壓縮空氣/燃油混合動力發(fā)動機工作過程的熱力學定律數(shù)值模擬的基礎上，應用熱力學第二定律，對其兩種工作模式的工作過程基金項目：國家自然基金一福特基金資助項目（50122115）（中虛線包圍部分）為簡化計算假定：①氣缸內的氣體狀態(tài)是均勻的，氣缸內各點的壓力、溫度完全相同；②工質為理想氣體比熱、內能、焓等參數(shù)僅與氣體溫度和氣體成分有關；③氣體流入或流出氣缸為準穩(wěn)定流動；④進出口氣體的動能忽略不計。

1.1壓縮空氣動力模式可用能平衡方程壓縮空氣動力模式下，發(fā)動機的工作過程是氣體熱力學狀態(tài)變化的過程。由熱力學定律可得到系統(tǒng)的能量守恒方程：界換熱量；hi、hE、he分別為進氣、排氣和壓縮空氣進氣比焓；mi、mE、m（：分別為進氣、排氣和壓縮空氣進氣質量；9為曲軸轉角。，T為缸內工質溫度。

進入和排出氣缸的氣體瞬時質量按一維等熵絕熱流動，則隨曲軸轉角的變化率為開口面積；pi為進排氣口前氣體壓力；P為進排氣口前氣體瞬時密度；小為流動函數(shù)。

由熱力學第二定律可得到壓縮空氣動力模式下系統(tǒng)的可用能平衡方程：流動：Aw，為活塞功可用能；Aq為缸壁傳熱可用能；A為系統(tǒng)內可用能；Ad為不可逆引起的可用能損失。

當<時，進排氣為超臨界流動：（1）壓縮空氣的可用能變化量。壓縮空氣進氣口處單位質量的壓縮空氣具有的可用能為工質的內能按usti公式計算18，工質比熵的一變化由理想氣體熵方程求得，即壓力；列為環(huán)境壓力。

儲氣罐內單位質量的壓縮空氣具有的可用能由下式計算：系統(tǒng)與缸壁的換熱量可寫成：壓力。

（2）進氣帶入系統(tǒng)的可用能變化量為傳熱表面平均溫度。

1.2內燃機模式可用能平衡方程與壓縮空氣動力模式相仿，由熱力學定律可得內燃機模式下系統(tǒng)的能量守恒方程：（4）活塞功可用能變化量為（7）燃油燃燒產生的可用能變化量由下式確定：（5）系統(tǒng)向缸壁傳熱的可用能變化量為比熵。

（3）排氣從系統(tǒng)帶走的可用能變化量為由熱力學第二定律可得到內燃機模式下系統(tǒng)的可用能平衡方程：氣缸直徑（mm）62活塞行程（mm）66壓縮比8.7吸氣壓力（MPa）0.10排氣壓力（MPa）0.11壓縮空氣進氣壓力（MPa）3.00環(huán)境壓力（MPa）0.10環(huán)境溫度（IO293料燃燒百分數(shù)。

燃料放熱率dX/d可采用韋柏代用放熱曲線進行模擬計算，計算精度足夠，其經驗公式如下：始角。

內燃機模式可用能平衡方程中其他可用能變化項的計算可參見壓縮空氣動力模式。

2工作過程可用能分析基于上述數(shù)學模型，在應用熱力學定律數(shù)值模擬得到缸內瞬時溫度、壓力和氣體質量的基礎上，應用熱力學第二定律對混合動力發(fā)動機兩種工作模式的工作過程進行能量可用性分析計算。在城市交通中，平均車速通常在40km/h左右，此時發(fā)動機轉速一般在1500~1800r/min之間。仿真計算時兩種工作模式的切換轉速設為1500r/min，其他仿真計算初始參數(shù)見表1.表1混合動力發(fā)動機仿真初始參數(shù)2.1壓縮空氣動力模式可用能分析180°）作為計算始點，在355°（即壓縮空氣進氣提前角為5°時，開啟電磁開關閥向缸內噴入壓縮空氣，在，=445°時關閉電磁開關閥（即壓縮空氣進氣持續(xù)角為90°）。仿真可得到轉速為1500r/min時系統(tǒng)可用能隨曲軸轉角變化的曲線（、）。

所示為氣門關閉期缸內可用能隨曲軸轉角的變化曲線。由于壓縮空氣進氣壓力與缸內壓力壓差較大，隨著電磁開關閥打開，進入氣缸的壓縮空氣可用能迅速增加。壓縮行程時活塞向系統(tǒng)做功，系統(tǒng)內可用能增加，隨著壓縮空氣噴入氣缸而逐漸增加到峰值，繼而隨著膨脹行程進行逐漸減少。壓縮行程時活塞功為負值，膨脹行程時活塞功增加到正值，并隨著缸內氣體膨脹逐漸增大。在氣門閉合期，傳熱可用能由負值逐漸增加到正值，這說明缸內氣體從環(huán)境吸收了熱量，但傳熱可用能很小。不可逆性在壓縮行程時近似為零，在壓縮空氣進氣和膨脹行程時逐漸增大。