建模技術(shù)在渦輪增壓汽油機(jī)中的應(yīng)用

【美】 L.Zhong M.Musial W.Resh K.Singh

建模技術(shù)在渦輪增壓汽油機(jī)中的應(yīng)用

【美】 L.Zhong M.Musial W.Resh K.Singh

一維發(fā)動(dòng)機(jī)建模精度和計(jì)算速度的提高使發(fā)動(dòng)機(jī)在開(kāi)發(fā)過(guò)程中可以更大程度地依賴這種仿真技術(shù)。建模的效益體現(xiàn)在諸多方面：增加模擬迭代次數(shù)，以實(shí)現(xiàn)更好的優(yōu)化；減少硬件原型迭代數(shù)，以縮短項(xiàng)目開(kāi)發(fā)的時(shí)間和降低總成本。在最初設(shè)計(jì)階段和整個(gè)項(xiàng)目中，都采用渦輪增壓發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)的一維GT-Power模型進(jìn)行輔助設(shè)計(jì)。該模型是采用Chrysler集團(tuán)預(yù)測(cè)燃燒和爆燃的專利建模軟件開(kāi)發(fā)的。在這個(gè)項(xiàng)目的所有階段，通過(guò)對(duì)預(yù)測(cè)結(jié)果與測(cè)功器數(shù)據(jù)進(jìn)行系統(tǒng)地研究，提高了模型的精度。研究重點(diǎn)是通過(guò)一維GT-Power模型優(yōu)化與測(cè)功器試驗(yàn)相結(jié)合，選擇發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮比和渦輪增壓器，并減小各循環(huán)間變動(dòng)和缸內(nèi)變動(dòng)。在出現(xiàn)上述變動(dòng)時(shí)，發(fā)現(xiàn)從進(jìn)氣門(mén)和排氣門(mén)倒流的殘余廢氣、冷卻的再循環(huán)廢氣、空氣與燃油的混合氣（僅針對(duì)進(jìn)氣道燃油噴射發(fā)動(dòng)機(jī)）在本循環(huán)及下一個(gè)循環(huán)被重新分配到每個(gè)氣缸。因此，進(jìn)氣門(mén)和排氣門(mén)的倒流是導(dǎo)致在每個(gè)氣缸中產(chǎn)生變動(dòng)的主要因素之一。據(jù)此，通過(guò)一維GT-Power模型優(yōu)化，并結(jié)合氣門(mén)設(shè)計(jì)工程師的輸入?yún)?shù)，設(shè)計(jì)了1組新的氣門(mén)升程曲線。結(jié)果表明，使用該方法后，在燃油耗、廢氣再循環(huán)耐受性和發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定性及發(fā)動(dòng)機(jī)性能改善方面均產(chǎn)生了效益。

冷卻廢氣再循環(huán) V8汽油機(jī) 壓縮比選擇 混合氣倒流 容積效率

0 前言

當(dāng)前的渦輪增壓汽油機(jī)正在采用各種先進(jìn)技術(shù)，如冷卻廢氣再循環(huán)（EGR）、順序渦輪增壓器、可變幾何截面渦輪增壓器、可變氣門(mén)正時(shí)、可變氣門(mén)升程和汽油直噴等，以滿足降低燃油耗和尾氣排放的要求，這對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)、測(cè)功器試驗(yàn)、發(fā)動(dòng)機(jī)控制，以及標(biāo)定工程師都提出了重大挑戰(zhàn)。自20世紀(jì)90年代后期以來(lái)，基于仿真模型的發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)（如發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定）已逐漸應(yīng)用于柴油機(jī)和汽油機(jī)，以減少測(cè)功器試驗(yàn)點(diǎn)或試驗(yàn)要求，進(jìn)而節(jié)省發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)成本，并縮短硬件開(kāi)發(fā)周期[1-3，6]。隨著計(jì)算速度的提高，發(fā)動(dòng)機(jī)仿真建模精度有了顯著改善，在未來(lái)的發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)項(xiàng)目中，使用這些模型將變得更加普遍。

在發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)中，建模和仿真方法的應(yīng)用可以追溯到20世紀(jì)70年代后期。當(dāng)時(shí)，由于計(jì)算機(jī)資源的限制，模型非常簡(jiǎn)單，通常采用零維模型，即“填充和排空”模型。鑒于發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)對(duì)建模支持的需求，許多新型發(fā)動(dòng)機(jī)性能仿真程序商業(yè)版本相繼面世。這些程序大量節(jié)省了程序代碼的開(kāi)發(fā)時(shí)間。今天，內(nèi)燃機(jī)行業(yè)更傾向于大量利用仿真結(jié)果，以減少發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)對(duì)測(cè)功器試驗(yàn)的依賴。這種預(yù)測(cè)數(shù)據(jù)將被用于指導(dǎo)測(cè)功器試驗(yàn)，以便快速找到目標(biāo)點(diǎn)，并減少試驗(yàn)點(diǎn)、成本和開(kāi)發(fā)時(shí)間。

在本文中，這種方法被應(yīng)用于1臺(tái)冷卻EGR渦輪增壓汽油機(jī)。眾所周知，增加壓縮比和增壓壓力會(huì)使發(fā)動(dòng)機(jī)的抗爆要求更高，這表現(xiàn)在推遲點(diǎn)火定時(shí)和50％已燃質(zhì)量的曲軸轉(zhuǎn)角（CA50）[8，9]。配備冷卻EGR技術(shù)的汽油機(jī)爆燃限制點(diǎn)火提前角大幅增加，但燃燒持續(xù)期變得更長(zhǎng)，燃燒延遲更多，因?yàn)槔鋮sEGR技術(shù)能減慢火焰?zhèn)鞑ニ俣?，減少燃燒室的熱損失，增加比熱比[8-10]。

建模技術(shù)將有助于優(yōu)化這些變量。在本研究中，廣泛應(yīng)用一維建模方法，以輔助選擇或優(yōu)化壓縮比、選擇渦輪增壓器，以及減小各循環(huán)間變動(dòng)和缸內(nèi)變動(dòng)。新的建模技術(shù)已成為提高一維GT-Power模型預(yù)測(cè)精度的核心。

1 發(fā)動(dòng)機(jī)配置

本研究使用的發(fā)動(dòng)機(jī)是1臺(tái)6.1 L渦輪增壓進(jìn)氣道燃油噴射的V8汽油機(jī)，具有高壓回路和低壓回路的EGR系統(tǒng)。圖1為發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)示意圖。表1列出了該汽油機(jī)的主要技術(shù)規(guī)格。

2 發(fā)動(dòng)機(jī)建模和模型的相關(guān)性

本研究采用一種具有預(yù)測(cè)爆燃功能的燃燒模型。為了提高模型的預(yù)測(cè)精度，在Chrysler集團(tuán)的一維GT-Power模型中開(kāi)發(fā)了以下項(xiàng)目：（1）改進(jìn)的火花點(diǎn)燃湍流模型；（2）改進(jìn)的氣缸、氣缸蓋和活塞傳熱模型；（3）考慮冷卻EGR和燃油特性影響的新爆燃預(yù)測(cè)模型，它與發(fā)動(dòng)機(jī)類型、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和運(yùn)行條件無(wú)關(guān)，并根據(jù)參考文獻(xiàn)[4，7，8]中所做的工作和3種不同Chrysler發(fā)動(dòng)機(jī)的測(cè)功器數(shù)據(jù)實(shí)施改進(jìn)；（4）改進(jìn)的摩擦平均有效壓力模型，根據(jù)5個(gè)Chrysler發(fā)動(dòng)機(jī)系列測(cè)功器數(shù)據(jù)分析結(jié)果，確立了隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、負(fù)荷、行程和缸徑變化的函數(shù)。

圖1 6.1 L V8汽油機(jī)系統(tǒng)示意圖

表1 Chrysler 6.1 L V8汽油機(jī)的主要技術(shù)規(guī)格

模型的建立基于Chrysler 6.1 L自然吸氣V8汽油機(jī)，并使用Chrysler的模型相關(guān)性程序，在整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)工作轉(zhuǎn)速和負(fù)荷范圍內(nèi)對(duì)其進(jìn)行了驗(yàn)證，證實(shí)與測(cè)功器數(shù)據(jù)具有很好的一致性。然后，將這一模型轉(zhuǎn)換成裝有高壓及低壓冷卻EGR系統(tǒng)的渦輪增壓汽油機(jī)。

圖2示出了該模型相關(guān)性的某一實(shí)例，使用在節(jié)氣門(mén)全開(kāi)、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速分別為1 600 r/min、3 600 r/min、4 400 r/min和6 400 r/min的測(cè)功器數(shù)據(jù)。在獲得測(cè)功器數(shù)據(jù)之后，立即對(duì)模型進(jìn)行驗(yàn)證。圖3給出了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、平均有效壓力為1.2 MPa時(shí)的增壓壓力驗(yàn)證結(jié)果。試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，只有2個(gè)點(diǎn)出現(xiàn)異常，其中，渦輪增壓器轉(zhuǎn)速偏離5％，而對(duì)于其他點(diǎn)，參數(shù)模型預(yù)測(cè)誤差均小于2.5％。

圖2 節(jié)氣門(mén)全開(kāi)時(shí)預(yù)測(cè)的模型相關(guān)性

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 000 r/min時(shí)采用外部冷卻EGR的模型驗(yàn)證結(jié)果

3 模型應(yīng)用

如上節(jié)所述，已把具有很好相關(guān)性的6.1 L V8汽油機(jī)模型轉(zhuǎn)換成裝有高壓及低壓冷卻EGR系統(tǒng)的渦輪增壓汽油機(jī)模型。在本節(jié)中，利用該模型，并基于設(shè)計(jì)目標(biāo)選擇發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮比，篩選渦輪增壓器，減小各循環(huán)間變動(dòng)。

3.1 選擇壓縮比

壓縮比是在發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)初期確定的關(guān)鍵參數(shù)之一。它不僅影響發(fā)動(dòng)機(jī)的燃燒和燃油耗，而且還影響EGR系統(tǒng)尺寸和渦輪增壓器的選擇。通常，主要根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和測(cè)功器試驗(yàn)來(lái)確定壓縮比。本研究中，在渦輪廢氣放氣閥完全關(guān)閉時(shí)運(yùn)行模型，從10.0～14.0改變壓縮比（在圖4中分別為A1～A5），與此同時(shí)，全負(fù)荷時(shí)每個(gè)壓縮比的外部EGR率分別為10％～36％。

圖4 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min時(shí)壓縮比的分析結(jié)果

由圖4可以看出，最低燃油消耗率的扭矩隨壓縮比發(fā)生變化。當(dāng)壓縮比增大時(shí)，最低燃油消耗率的扭矩下降。圖4中，最低燃油消耗率的扭矩隨壓縮比從A1到A4降低，然后從A5到A4稍有升高。隨著壓縮比的增加，每條燃油消耗率曲線的斜率增大，最大扭矩下降。基于這些數(shù)據(jù)，選中了與A4相關(guān)的新壓縮比。

3.2 渦輪增壓器尺寸的選擇

渦輪增壓器的選擇不僅會(huì)影響發(fā)動(dòng)機(jī)的目標(biāo)扭矩是否可以實(shí)現(xiàn)，還會(huì)顯著影響整機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性。在本研究中，將發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)為1 500 r/min。渦輪廢氣放氣閥模擬為全關(guān)，并考慮規(guī)定的泄漏率影響，以更好地模擬實(shí)際的硬件泄漏。圖5表示不同渦輪機(jī)從T1（最大）～T5（最?。┑念A(yù)測(cè)扭矩曲線。在上述預(yù)測(cè)中，改變外部冷卻EGR率，而壓氣機(jī)保持不變。

圖5 外部冷卻EGR率對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的影響（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 500 r/min）

如圖5所示，通過(guò)少量增加冷卻EGR率，使用最大的渦輪機(jī)（T1和T2）使預(yù)測(cè)的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩滿足目標(biāo)。在目標(biāo)扭矩點(diǎn)上采用相同的冷卻EGR率，通過(guò)采用較大的渦輪機(jī)，使渦輪機(jī)上游的發(fā)動(dòng)機(jī)背壓減小，從而降低發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油消耗率（在圖6中為10 g/（k W·h））。采用最小的渦輪，發(fā)動(dòng)機(jī)仍可以實(shí)現(xiàn)目標(biāo)扭矩，但燃油消耗率會(huì)受到影響，無(wú)論采用多大的冷卻EGR率都是如此?；谶@些仿真結(jié)果，選用渦輪機(jī)T2和T3進(jìn)行測(cè)功器試驗(yàn)。

圖6 外部EGR對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)燃油消耗率的影響（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 500 r/min）

在相同的目標(biāo)扭矩點(diǎn)上，渦輪機(jī)T2和T3均有相似的燃油消耗率。但是，渦輪T3的冷卻EGR率比渦輪T2的高10％，這有利于減輕發(fā)動(dòng)機(jī)的爆燃傾向。

3.3 減小各循環(huán)間變動(dòng)

各循環(huán)間的變動(dòng)是汽油機(jī)中的一種典型現(xiàn)象，特別是在缸內(nèi)殘余氣體分?jǐn)?shù)較高（由于內(nèi)部EGR和外部EGR）的條件下運(yùn)行時(shí)。這些變動(dòng)受許多因素的影響，如空氣和燃油流量的變化，供油時(shí)噴油量的變動(dòng)[5，6]等。這些變化對(duì)于每種發(fā)動(dòng)機(jī)配置都各不相同，目前研究人員正利用仿真方法努力解決這些循環(huán)間變動(dòng)的難題。

圖7表示在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min、外部冷卻EGR率25％的工況下，150次連續(xù)循環(huán)的測(cè)功器數(shù)據(jù)中平均有效壓力的變動(dòng)。由此可見(jiàn)，平均有效壓力的最大差值可高達(dá)0.2 MPa，CA50位置的變動(dòng)可以超過(guò)22°CA。采用Chrysler公司開(kāi)發(fā)的燃燒分析軟件，對(duì)每次循環(huán)進(jìn)行詳細(xì)分析，發(fā)現(xiàn)最大平均有效壓力和小于CA50的循環(huán)中有強(qiáng)烈爆燃的跡象，而在小于平均有效壓力和大于CA50的循環(huán)中，燃燒會(huì)受限。

圖7 基于平均有效壓力和CA50的各循環(huán)間變動(dòng)

如果可以消除CA50非常遲的循環(huán)，CA50平均值就會(huì)靠近最大扭矩的最小點(diǎn)火提前角。因此，發(fā)動(dòng)機(jī)的燃燒效率會(huì)提高，平均有效壓力會(huì)增加。

為了深入研究這種變動(dòng)，在與測(cè)功器試驗(yàn)相同的工況下，運(yùn)行了具有燃燒及爆燃預(yù)測(cè)模塊的一維GT-Power模型。

建模數(shù)據(jù)綜合分析的重點(diǎn)是進(jìn)氣道和排氣道，以及每個(gè)氣缸中的回氣量。如圖8所示，在進(jìn)氣門(mén)和排氣門(mén)上都觀察到了顯著的倒流。

圖8 通過(guò)排氣門(mén)和進(jìn)氣門(mén)的質(zhì)量流量（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min）

排氣門(mén)的分析結(jié)果如下：（1）如果在進(jìn)氣門(mén)打開(kāi)前出現(xiàn)混合氣倒流，則會(huì)產(chǎn)生缸內(nèi)殘余氣體分?jǐn)?shù)的變動(dòng)；（2）如果在氣門(mén)重疊期出現(xiàn)混合氣倒流，則可能引起缸內(nèi)殘余氣體分?jǐn)?shù)、冷卻EGR率、容積效率和燃空比的變動(dòng)，因?yàn)椴糠謿堄鄽怏w、冷卻的再循環(huán)廢氣、空燃混合氣進(jìn)入排氣系統(tǒng)，與其他氣缸的混合氣混合，并重新進(jìn)入原氣缸。

進(jìn)氣門(mén)的分析結(jié)果如下：（1）如果在氣門(mén)重疊期出現(xiàn)混合氣倒流，則可能引起缸內(nèi)容積效率和燃空比變動(dòng)，這是由于部分殘余氣體、冷卻的再循環(huán)廢氣、空燃混合氣倒流到進(jìn)氣道，甚至進(jìn)入進(jìn)氣歧管，該混合氣可能不會(huì)倒流至原氣缸；（2）如果在進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉之前出現(xiàn)混合氣倒流，則缸內(nèi)容積效率、回氣量、冷卻EGR率和燃空比可能會(huì)產(chǎn)生變動(dòng)，結(jié)果是，冷卻的再循環(huán)廢氣、殘余氣體、空燃混合氣倒流到進(jìn)氣道和進(jìn)氣歧管，與歧管中空氣混合，最后被重新分配到每一氣缸。

可以斷定，氣門(mén)中的倒流是產(chǎn)生缸內(nèi)變動(dòng)和各循環(huán)間變動(dòng)的主要因素之一。為了驗(yàn)證分析結(jié)果，用燃空比和冷卻EGR率進(jìn)行模型運(yùn)行試驗(yàn)設(shè)計(jì)。燃空比的變動(dòng)范圍為0.050～0.095，冷卻EGR率的變動(dòng)范圍為士6％。圖9為本研究的仿真結(jié)果與測(cè)功器數(shù)據(jù)的比較，運(yùn)行工況為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min，平均有效壓力0.85 MPa和冷卻EGR率18.5％，由此可見(jiàn)，燃空比和冷卻EGR率是影響各循環(huán)間變動(dòng)的主要因素。

圖9 最高缸內(nèi)壓力相對(duì)于CA50各循環(huán)間變動(dòng)的比較（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min，平均有效壓力0.85 MPa和冷卻EGR率18.5％）

圖10 采用新設(shè)計(jì)的氣門(mén)升程曲線時(shí)容積效率變動(dòng)的減小（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min）

根據(jù)以上分析，倒流使容積效率發(fā)生變化，并產(chǎn)生缸內(nèi)變動(dòng)。圖10顯示了容積效率的缸內(nèi)變動(dòng)，式（1）定義了容積效率變動(dòng)。式中，VEmax是8個(gè)氣缸中的最大容積效率，VEmin是8個(gè)氣缸中的最小容積效率。

因此，減小容積效率的缸內(nèi)變動(dòng)可以減少各循環(huán)間變動(dòng)。

為了盡量減少通過(guò)進(jìn)氣門(mén)和排氣門(mén)的倒流，應(yīng)通過(guò)一維GT-Power模型重新優(yōu)化氣門(mén)升程曲線。將進(jìn)氣門(mén)和排氣門(mén)的開(kāi)啟持續(xù)時(shí)間和升程系數(shù)作為變量，以容積效率變動(dòng)為優(yōu)化目標(biāo)，進(jìn)行正交優(yōu)化。利用凸輪軸設(shè)計(jì)工程師的輸入，選擇凸輪軸系數(shù)。在仿真和設(shè)計(jì)之間的交互過(guò)程中，創(chuàng)建1組新的凸輪型線，以及與其對(duì)應(yīng)的氣門(mén)升程曲線，并將其輸入到模型中。如圖8所示，新的型線在進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉之前幾乎完全消除了倒流，從圖10和圖11可知，容積效率增加20％以上，其缸內(nèi)變動(dòng)顯著減小。

圖11 采用新設(shè)計(jì)的氣門(mén)升程曲線時(shí)容積效率的改善（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 200 r/min）

根據(jù)模擬結(jié)果，設(shè)計(jì)并訂購(gòu)了1個(gè)新的凸輪軸，并將其安裝到測(cè)功器上的試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)中，其結(jié)果在圖12～圖17中示出。如圖所示，發(fā)動(dòng)機(jī)采用高壓回路EGR系統(tǒng)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 600 r/min和3 600 r/min。對(duì)不同的冷卻EGR率進(jìn)行全面試驗(yàn)，試圖在每種冷卻EGR率上達(dá)到最大功率。圖12～圖17中所列曲線均代表經(jīng)試驗(yàn)的2種凸輪軸設(shè)計(jì)。

圖12 新的氣門(mén)升程曲線對(duì)有效功率的影響（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 600 r/min，高壓回路EGR系統(tǒng)）

圖13 新的氣門(mén)升程曲線對(duì)燃油消耗率的影響（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 600 r/min，高壓回路EGR系統(tǒng)）

圖14 新的氣門(mén)升程曲線對(duì)平均指示壓力協(xié)方差的影響（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 600 r/min，高壓回路EGR系統(tǒng)）

圖15 新的氣門(mén)升程曲線對(duì)有效功率的影響（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 600 r/min，高壓回路EGR系統(tǒng)）

圖16 新的氣門(mén)升程曲線對(duì)燃油消耗率的影響（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 600 r/min，高壓回路EGR系統(tǒng)）

該模型預(yù)測(cè)，采用新設(shè)計(jì)的氣門(mén)升程曲線，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 600 r/min時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)有效功率增加超過(guò)5 k W（圖12），在3 600 r/min時(shí)增加約45 k W（圖15）。因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)功率不同，當(dāng)平均指示壓力協(xié)方差小于目標(biāo)值時(shí)，2種凸輪型線之間的燃油消耗率差異較?。▓D13和圖16）。采用新設(shè)計(jì)的氣門(mén)升程曲線時(shí)，平均指示壓力協(xié)方差減小，或發(fā)動(dòng)機(jī)的穩(wěn)定性對(duì)外部EGR更具耐受性。數(shù)據(jù)表明，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 600 r/min時(shí)采用新的升程曲線后，對(duì)外部EGR的容許極限提高3％以上（圖14）；而在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 600 r/min時(shí)，很難對(duì)外部EGR容許極限進(jìn)行比較（圖17），因?yàn)橛行Чβ首兓^大，盡管只有改善容許極限才有可能使負(fù)荷增加。有了這些改進(jìn)，該項(xiàng)目考慮提高發(fā)動(dòng)機(jī)的壓縮比，以便在保持目標(biāo)動(dòng)力性能的同時(shí)，進(jìn)一步達(dá)到更好的燃油經(jīng)濟(jì)性。

圖17 新的氣門(mén)升程曲線對(duì)平均指示壓力協(xié)方差的影響（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 600 r/min，高壓回路EGR系統(tǒng)）

4 結(jié)語(yǔ)

在預(yù)測(cè)性良好的一維GT-Power模型的指導(dǎo)下，對(duì)1臺(tái)裝有水冷EGR的Chrysler 6.1 L渦輪增壓汽油機(jī)進(jìn)行研究，得出以下結(jié)論。

（1）在發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)初期選擇壓縮比和渦輪增壓器尺寸的過(guò)程中，采用基于仿真（或建模）的數(shù)據(jù)，而不是測(cè)功器試驗(yàn)數(shù)據(jù)，并通過(guò)有限的測(cè)功器試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證功率、扭矩和燃油經(jīng)濟(jì)性目標(biāo)。

（2）通過(guò)進(jìn)氣門(mén)和排氣門(mén)的倒流是引起缸內(nèi)變動(dòng)和每個(gè)氣缸中各循環(huán)間變動(dòng)的主要因素。缸內(nèi)殘余氣體、冷卻的再循環(huán)廢氣、空燃混合氣（僅針對(duì)進(jìn)氣道噴射汽油機(jī)）的倒流極有可能被重新分配到本次循環(huán)和下一循環(huán)中的每個(gè)氣缸。

（3）通過(guò)一維GT-Power建模，推薦了1組新的氣門(mén)升程曲線，以提高容積效率和減小容積效率的缸內(nèi)變動(dòng)。

（4）采用冷卻的高壓回路EGR汽油機(jī)，并應(yīng)用基于模型設(shè)計(jì)的新氣門(mén)升程曲線后，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 600 r/min和3 600 r/min時(shí)進(jìn)行測(cè)功器試驗(yàn)，得出結(jié)果是功率大幅提高（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3 600 r/min時(shí)增加45 k W），有效燃油消耗率和平均指示壓力協(xié)方差顯著改善，這表明各循環(huán)間變動(dòng)顯著減小。

（5）這些相同的方法已成功應(yīng)用于其他幾個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)項(xiàng)目，測(cè)功器試驗(yàn)點(diǎn)、成本和開(kāi)發(fā)時(shí)間均顯著減少。

[1]Atkinson C，Mott G.Dynamic model-based calibration optimization：an introduction and application to diesel engines[C].SAE Paper 2005-01-0026.

[2]Rask E，Sellnau M.Simulation-based engine calibration：tools，techniques，and applications[C].SAE Paper 2004-01-1264.

[3]Zhong L R.A control strategy for cold starting of a diesel engine with common rail fuel injection system[C].Ph.D Dissertation，Mechanical Engineering Department，Wayne State University，2006.

[4]Zhong L R，Henein N A，Bryzik W.A new predictive ID model for advanced high speed direct injection diesel engines[C].ICEF 2004-892.

[5]Zhong L，Singh I，Han J，et al.Effect of cycle-to-cycle variation in the injection pressure in a common rail diesel injection system on engine performance[C].SAE Paper 2003-01-0699.

[6]Zhong L，Henein N，Bryzik W.Simulation-based cold-start control strategy for a diesel engine with common rail fuel system at different ambient temperatures[C].SAE Paper 2007-01-0933.

[7]Nitu B，Singh I，Zhong L，et al.Effect of EGR on autoignition，combustion，regulated emissions and aldehydes in DI diesel engines[C].SAE Paper 2002-01-1153.

[8]Hoepke B，Jannsen S，Kasseris E，et al.EGR effects on boosted SI engine operation and knock integral correlation[C].SAE Paper 2012-01-0707.

[9]Pirault J，Ryan T，Alger T，et al.Performance predictions for high efficiency stoichiometric spark ignited engines[C].SAE Paper 2005-01-0995.

[10]Ayala F，Gerty M，Heywood J.Effects of combustion phasing，relative air-fuel ratio，compression ratio，and load on SI engine efficiency[C].SAE Paper 2006-01-0229.

張然治 譯自 SAE Paper 2013-01-1621

劉巽俊 校

虞 展 編輯

2013-07-23）