米勒循環(huán)對(duì)增壓汽油機(jī)部分負(fù)荷影響的試驗(yàn)研究

劉然， 郭凡， 吳海甫， 晏雙鶴， 楊金鵬

(1.長城汽車股份有限公司技術(shù)中心， 河北 保定 071000； 2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心， 河北 保定 071000)

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米勒循環(huán)對(duì)增壓汽油機(jī)部分負(fù)荷影響的試驗(yàn)研究

劉然1，2， 郭凡1，2， 吳海甫1，2， 晏雙鶴1，2， 楊金鵬1，2

(1.長城汽車股份有限公司技術(shù)中心， 河北 保定 071000； 2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心， 河北 保定 071000)

基于一臺(tái)3.0 L排量的增壓汽油機(jī)，通過更改凸輪型線和提高壓縮比，研究了米勒循環(huán)對(duì)部分負(fù)荷泵氣損失和燃油經(jīng)濟(jì)性的影響。試驗(yàn)結(jié)果表明：進(jìn)氣門晚關(guān)策略對(duì)米勒循環(huán)泵氣損失的改善范圍為平均有效壓力低于0.6 MPa，而平均有效壓力高于0.6 MPa時(shí)，需要將進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻接近進(jìn)氣下止點(diǎn)，提高充氣效率來保證缸內(nèi)足夠的進(jìn)氣量；進(jìn)氣門晚關(guān)結(jié)合有效膨脹比的提高，兩者共同改善了平均有效壓力低于0.6 MPa時(shí)的燃油經(jīng)濟(jì)性，而平均有效壓力為0.6～0.8 MPa時(shí)，燃油經(jīng)濟(jì)性的改善主要?dú)w功于有效膨脹比的提高，平均有效壓力高于0.8 MPa時(shí)，米勒循環(huán)的燃油經(jīng)濟(jì)性出現(xiàn)了惡化。

汽油機(jī)； 米勒循環(huán)； 泵氣損失； 燃油經(jīng)濟(jì)性； 負(fù)荷特性

隨著國家第四階段油耗法規(guī)的出臺(tái)，各大主機(jī)廠已經(jīng)開始部署改善整車燃油消耗相關(guān)的工作。當(dāng)前已經(jīng)有不少廠家逐步推出一些新能源方案，例如靈活燃料、混合動(dòng)力以及電動(dòng)車等新技術(shù)，但是EIA的數(shù)據(jù)預(yù)測(cè)顯示，到2040年點(diǎn)燃式內(nèi)燃機(jī)仍然占有90%的輕型車市場(chǎng)[1]。這就意味著提高汽油機(jī)的熱效率仍然是目前滿足未來油耗法規(guī)非常關(guān)鍵和有效的手段。

對(duì)于汽油機(jī)來說，借助可變配氣相位技術(shù)可以實(shí)現(xiàn)米勒循環(huán)在汽油機(jī)上的應(yīng)用。米勒循環(huán)是通過推遲進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻將部分氣體推回進(jìn)氣歧管，增大進(jìn)氣壓力，降低泵氣損失，同時(shí)利用有效膨脹比高于有效壓縮比的特點(diǎn)，提高發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率[2]。目前國外已有成功在量產(chǎn)增壓汽油機(jī)上應(yīng)用米勒循環(huán)的案例，如豐田公司在1.2 L和2.0 L兩款增壓直噴發(fā)動(dòng)機(jī)上采用了進(jìn)氣VVT-W技術(shù)，通過進(jìn)氣門晚關(guān)，在部分負(fù)荷應(yīng)用了米勒循環(huán)技術(shù)[3-4]。

米勒循環(huán)在部分負(fù)荷時(shí)采用進(jìn)氣門晚關(guān)雖然可以降低泵氣損失，但同時(shí)會(huì)引起有效壓縮比的降低，惡化本來就相對(duì)不高的部分負(fù)荷熱效率，需要提高幾何壓縮比以彌補(bǔ)這一損失[5]。因此本研究基于一臺(tái)3.0 L增壓汽油機(jī)，通過優(yōu)化進(jìn)、排氣凸輪型線和燃燒室形狀，研究了米勒循環(huán)對(duì)部分負(fù)荷泵氣損失和燃油消耗率的影響。

1 試驗(yàn)背景

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)

本研究以一款3.0 L增壓汽油機(jī)作為試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)，其技術(shù)參數(shù)見表1。重新對(duì)進(jìn)排氣凸輪型線進(jìn)行優(yōu)化，推遲初始安裝相位(見圖1)。通過優(yōu)化燃燒室形狀使米勒循環(huán)的壓縮比由原來奧托循環(huán)的9.76提高到12。

1.2 試驗(yàn)設(shè)備

試驗(yàn)裝置見圖2，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和負(fù)荷由AVL交流電力測(cè)功機(jī)進(jìn)行控制。借助發(fā)動(dòng)機(jī)配備的高精度碼盤和壓電式缸內(nèi)壓力傳感器，通過AVL Indicom軟件獲取燃燒數(shù)據(jù)，并進(jìn)行相關(guān)的數(shù)據(jù)處理與分析，主要燃燒參數(shù)包括指示平均指示壓力( pmi)、泵氣平均有效壓力(pmep)、燃燒穩(wěn)定性參數(shù)( δp)以及燃燒質(zhì)量分?jǐn)?shù)50%所對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角(θCA50)等。采用寬域氧傳感器(LA4)測(cè)量過量空氣系數(shù)。

1.3 試驗(yàn)方法及控制條件

結(jié)合NEDC以及WLTP測(cè)試循環(huán)在發(fā)動(dòng)機(jī)上的常用轉(zhuǎn)速，選取1 500 r/min和2 000 r/min負(fù)荷特性進(jìn)行了米勒循環(huán)試驗(yàn)研究。試驗(yàn)過程中針對(duì)各個(gè)工況點(diǎn)采用傳統(tǒng)的正交組合方式進(jìn)行VVT掃點(diǎn)試驗(yàn)；通過調(diào)整點(diǎn)火提前角使θCA50在非爆震負(fù)荷區(qū)域處于壓縮上止點(diǎn)后8°曲軸轉(zhuǎn)角，在爆震區(qū)域則調(diào)整至爆震邊界；調(diào)節(jié)空燃比在排溫不超限的負(fù)荷下為14.7，其他區(qū)域則通過加濃混合氣來控制排溫不超限。試驗(yàn)過程中發(fā)動(dòng)機(jī)相關(guān)的控制參數(shù)及邊界條件見表2。

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)控制參數(shù)及邊界條件

2 試驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 泵氣損失隨負(fù)荷的變化

選擇最具代表特性的轉(zhuǎn)速2 000 r/min來分析泵氣損失隨負(fù)荷的變化，泵氣損失的計(jì)算[6]見式(1)：

(1)

式中：pmep為泵氣損失；p為缸內(nèi)的壓力；Vh為發(fā)動(dòng)機(jī)單缸排量。

從圖3中可以看出：當(dāng)平均有效壓力低于0.6 MPa時(shí)，米勒循環(huán)相對(duì)于奧托循環(huán)的泵氣損失得到了改善；當(dāng)平均有效壓力為0.6～1 MPa時(shí)，米勒循環(huán)的泵氣損失與奧托循環(huán)基本一致；當(dāng)平均有效壓力為1.2 MPa時(shí)，米勒循環(huán)的泵氣損失相比奧托循環(huán)略高0.004 MPa；當(dāng)平均有效壓力為1.6 MPa的時(shí)，米勒循環(huán)的泵氣損失相比奧托循環(huán)略低0.002 MPa。

當(dāng)平均有效壓力為0.2 MPa時(shí)，米勒循環(huán)的泵氣損失相對(duì)奧托循環(huán)改善了11%，兩者的示功圖見圖4。米勒循環(huán)在排氣相位滯后的配合下，在吸氣沖程進(jìn)氣門未開啟之前，廢氣會(huì)從排氣側(cè)回流缸內(nèi)，這部分高溫氣體有利于推動(dòng)活塞下行。隨著進(jìn)氣門的打開，新鮮氣體從進(jìn)氣歧管進(jìn)入到缸內(nèi)，并與高溫廢氣混合，然后在進(jìn)氣門關(guān)閉之前，部分混合氣從氣缸被推到了進(jìn)氣歧管[7]，提高了進(jìn)氣壓力(見圖5)。進(jìn)氣壓力的提高增加節(jié)氣門的開度，在一定程度上降低了節(jié)氣門處的節(jié)流損失(見圖6)，同時(shí)米勒循環(huán)膨脹比的增加也會(huì)使排氣壓力降低(見圖4)，因此米勒循環(huán)的泵氣損失也就會(huì)得到明顯的改善。

奧托循環(huán)則是借助排氣滯后和進(jìn)氣早開，在換氣上止點(diǎn)增大氣門重疊角，使部分廢氣回流到進(jìn)氣歧管，提高進(jìn)氣壓力，達(dá)到降低泵氣損失的效果。在這個(gè)過程中，由于部分高溫廢氣直接回流到進(jìn)氣歧管，沒有經(jīng)過像米勒循環(huán)缸內(nèi)再混合的過程，則會(huì)直接影響進(jìn)氣歧管處的溫度，因此米勒循環(huán)的進(jìn)氣歧管溫度要低于奧托循環(huán)(見圖7)。另外在小負(fù)荷不能一味地增加氣門重疊角，否則會(huì)導(dǎo)致缸內(nèi)廢氣過多，燃燒不穩(wěn)定，出現(xiàn)失火等現(xiàn)象。進(jìn)排氣VVT參數(shù)見圖8和圖9。

當(dāng)平均有效壓力為0.6～1 MPa時(shí)，米勒循環(huán)的進(jìn)氣相位相對(duì)小負(fù)荷工況點(diǎn)在逐漸提前(見圖8)。這是因?yàn)槌艘骖橵VT參數(shù)控制MAP的平順性外，還要保證該工況點(diǎn)的缸內(nèi)充量，需要將進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻接近進(jìn)氣下止點(diǎn)，充分利用進(jìn)氣慣性[3]提高充氣效率。

泵氣損失隨著進(jìn)氣門的晚關(guān)出現(xiàn)了先降低后增加的趨勢(shì)。這是因?yàn)樵谠鰤浩魑唇槿氲那疤嵯?，進(jìn)氣門晚關(guān)可以提高進(jìn)氣壓力，降低泵氣損失；如果進(jìn)氣門過于推遲則會(huì)導(dǎo)致充氣效率降低，無法滿足該負(fù)荷需求的進(jìn)氣量，反而需要提高進(jìn)氣壓力來彌補(bǔ)缸內(nèi)充量，而增壓器的介入則會(huì)導(dǎo)致排氣壓力的增加，排氣壓力增加又會(huì)導(dǎo)致泵氣損失的增大，換句話說，進(jìn)氣壓力的增加和泵氣損失的變化呈現(xiàn)了trade-off的現(xiàn)象[3](見圖10和圖11)。

雖然進(jìn)氣門晚關(guān)可以降低缸內(nèi)壓縮終了溫度，進(jìn)而降低爆震強(qiáng)度，但借助排氣VVT滯后引入廢氣回流改善泵氣損失的同時(shí)，同樣會(huì)增加缸內(nèi)溫度，增加爆震強(qiáng)度。在兩者共同的作用下，就呈現(xiàn)了θCA50隨進(jìn)排氣VVT變化的趨勢(shì)(見圖12)。為了保證扭矩的輸出，對(duì)于爆震的出現(xiàn)，需要提高進(jìn)氣量來彌補(bǔ)點(diǎn)火提前角效率的損失，而進(jìn)氣量的增加則又導(dǎo)致泵氣損失的增加，這也和圖10中泵氣損失的變化趨勢(shì)一致。

因此對(duì)于該機(jī)型來說，進(jìn)氣門晚關(guān)策略對(duì)泵氣損失的改善范圍為平均有效壓力低于0.6 MPa；另外1 500 r/min負(fù)荷特性泵氣損失的變化也具有同樣的規(guī)律(見圖13)，這也和豐田公司1.2 L增壓汽油機(jī)米勒循環(huán)應(yīng)用的范圍一致[3]。

當(dāng)平均有效壓力高于1 MPa時(shí)，進(jìn)氣相位基本一致(見圖8)，這同樣是為了提高此區(qū)域的充氣效率，保證足夠的充氣量。結(jié)合1 500 r/min和2 000 r/min的負(fù)荷特性可以得出，米勒循環(huán)的泵氣損失相比奧托循環(huán)要略差，但最大差值不超過0.004 MPa。由于泵氣損失隨著負(fù)荷的增加，所占總體燃料熱能損失的比例會(huì)逐步減小，泵氣損失改善對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響也會(huì)明顯降低[8]，米勒循環(huán)對(duì)泵氣損失的影響在該區(qū)域可以不考慮。

2.2 燃油消耗率隨負(fù)荷的變化

利用指示燃油消耗率[9-10]和總指示燃油消耗率[9]來分析米勒循環(huán)對(duì)油耗的影響。指示燃油消耗率可以消除摩擦損失對(duì)油耗的影響，總指示燃油消耗率則是在指示燃油消耗率的基礎(chǔ)上消除泵氣損失對(duì)油耗的影響，其中指示燃油消耗率的計(jì)算見式(2)。

big=be·pme/(pmi+pmep)。

(2)

式中：big為總指示燃油消耗率； be為有效燃油消耗率； pme為平均制動(dòng)有效壓力； pmi為有效指示壓力； pmep為泵氣有效壓力。

同樣選取2 000 r/min的負(fù)荷特性來進(jìn)行分析(見圖14和圖15)。當(dāng)平均有效壓力低于0.8 MPa時(shí)，米勒循環(huán)的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率相對(duì)于奧托循環(huán)都得到了改善；當(dāng)平均有效壓力為0.8 MPa時(shí)，兩者比較相近；當(dāng)平均有效壓力高于0.8 MPa時(shí)，指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率則出現(xiàn)了明顯的惡化。對(duì)整條負(fù)荷特性曲線分為低于0.6 MPa，0.6～0.8 MPa及高于0.8 MPa 3個(gè)區(qū)域來進(jìn)行分析。

當(dāng)平均有效壓力低于0.6 MPa時(shí)，由于進(jìn)氣門晚關(guān)，米勒循環(huán)的有效壓縮比降低了，而且米勒循環(huán)的排氣相位相對(duì)于奧托循環(huán)也要滯后，導(dǎo)致缸內(nèi)殘余廢氣量增加，燃燒速度變慢，燃燒持續(xù)期也會(huì)延長(見圖16)，這些都是不利于燃燒效率的因素；但在排氣提前角和幾何壓縮比的共同作用下，米勒循環(huán)的有效膨脹比相對(duì)于奧托循環(huán)增加了約25%(見圖17)，而有效膨脹比的增加彌補(bǔ)了其他不利因素帶來的影響，這也是在應(yīng)用進(jìn)氣門晚關(guān)策略需要提高幾何壓縮比的原因。同時(shí)該負(fù)荷區(qū)域泵氣損失得到改善，綜合作用下使部分負(fù)荷的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率均得到了改善。

當(dāng)平均有效壓力為0.6～0.8 MPa時(shí)，米勒循環(huán)的泵氣損失并沒有改善，甚至相比于奧托循環(huán)反而惡化了。另外因?yàn)橛行嚎s比增加了約15%(見圖18)，米勒循環(huán)的爆震強(qiáng)度也隨之增加，θCA50要比奧托循環(huán)推遲(見圖19)，這些都不利于改善燃油經(jīng)濟(jì)性。但是米勒循環(huán)的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率相比于奧托循環(huán)都得到了改善，這是因?yàn)橛行蛎洷鹊脑黾犹岣吡四芰康挠行Ю贸潭?見圖17)，彌補(bǔ)了泵氣和點(diǎn)火提前角效率帶來的損失，進(jìn)而改善了發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性[11]。

當(dāng)平均有效壓力高于0.8 MPa時(shí)，米勒循環(huán)相對(duì)于奧托循環(huán)來說，指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率均出現(xiàn)了惡化。這是因?yàn)槊桌昭h(huán)的有效壓縮比相對(duì)于奧托循環(huán)提高了20%，有效壓縮比的提高則會(huì)增加爆震傾向，需要推遲點(diǎn)火提前角來降低爆震強(qiáng)度，進(jìn)而降低了點(diǎn)火提前角效率；雖然米勒循環(huán)的有效膨脹比增加了，但有效膨脹比增加帶來的優(yōu)勢(shì)無法彌補(bǔ)點(diǎn)火提前角效率的損失，所以出現(xiàn)了油耗惡化的現(xiàn)象。

3 結(jié)論

a) 米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)采用進(jìn)氣門晚關(guān)策略可以有效降低平均有效壓力低于0.6 MPa時(shí)的泵氣損失，在平均有效壓力為0.2 MPa時(shí)，改善幅值可達(dá)11%；當(dāng)平均有效壓力高于0.6 MPa時(shí)，米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)需要將進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻接近進(jìn)氣下止點(diǎn)，提高充氣效率來保證足夠的進(jìn)氣量，如果進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻過于滯后，則會(huì)降低充氣效率，需要增壓器的介入來保證缸內(nèi)充量，泵氣損失反而增加了；

b) 在油耗方面，當(dāng)平均有效壓力低于0.6 MPa時(shí)，米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率得到了改善，主要是因?yàn)楸脷鈸p失改善和有效膨脹比提高的共同作用；當(dāng)平均有效壓力為0.6～0.8 MPa時(shí)，米勒循環(huán)的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率改善則是因?yàn)橛行蛎洷鹊脑黾犹岣吡藷嵝?；而?duì)于平均有效壓力高于0.8 MPa的負(fù)荷區(qū)域，米勒循環(huán)的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率出現(xiàn)了惡化，主要是因?yàn)橛行嚎s比的提高惡化了點(diǎn)火提前角效率。

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[編輯: 李建新]

Influence of Miller Cycle on Partial Load of Turbocharged Gasoline Engine

LIU Ran1,2, GUO Fan1,2, WU Haifu1,2, YAN Shuanghe1,2, YANG Jinpeng1,2

(1.Technical Center, Great Wall Motor Co., Ltd., Baoding 071000, China;2.Hebei AutomobileEngineering Technology & Research Center, Baoding 071000, China)

The influences of Miller cycle on pumping loss and fuel economy of partial load were researched on a 3.0 L turbocharged gasoline engine by changing the cam profile and increasing the compression ratio. The results show that the late close strategy of intake valve can reduce the pumping loss of Miller cycle when the mean effective pressure (MEP) is lower than 0.6 MPa and its close timing needs to be close to BDC of suction stroke in order to improve the volumetric efficiency when MEP is higher than 0.6 MPa. The fuel economy of Miller cycle improves by both intake valve late close and effective expansion ratio increase when MEP is lower than 0.6 MPa, improves mainly by the effective expansion ratio increase when MEP is between 0.6 MPa and 0.8 MPa, and deteriorates when MEP is higher than 0.8 MPa.

gasoline engine; Miller cycle; pumping loss; fuel economy; load characteristic

2015-12-01;

2016-08-24

劉然(1987—)，男，工程師，主要研究方向?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)燃燒開發(fā)及臺(tái)架標(biāo)定;584457808@qq.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.04.007

TK427

B

1001-2222(2016)04-0038-06