排氣早開角對低散熱Atkinson循環(huán)汽油機(jī)能量分配的影響

劉陽，何義團(tuán)，韓翠杰，袁晨恒

(重慶交通大學(xué)交通運(yùn)輸學(xué)院，重慶 400074)

傳統(tǒng)汽油機(jī)的缸內(nèi)工作過程接近奧托(Otto)循環(huán)，現(xiàn)在的汽油機(jī)雖然大都配有先進(jìn)的技術(shù)，但其熱效率仍較低，能量分配不理想——有效功、散熱損失、排氣能量各約占1/3[1]。阿特金森(Atkinson)循環(huán)通過可變配氣正時技術(shù)，使發(fā)動機(jī)實際壓縮比小于膨脹比，即一方面可使發(fā)動機(jī)做功行程相對變長，另一方面可以增大幾何壓縮比來提高發(fā)動機(jī)的熱效率，同時還能減小爆燃傾向[2]。Atkinson 循環(huán)在混合動力和傳統(tǒng)發(fā)動機(jī)汽車上已得到較為廣泛的研究[3-6]。低散熱發(fā)動機(jī)通過在活塞頂面、氣缸蓋、缸套等處噴涂隔熱材料以降低發(fā)動機(jī)工作時的散熱能量，從而提高發(fā)動機(jī)熱效率[7]。因此，一直有學(xué)者通過試驗或仿真對低散熱發(fā)動機(jī)缸內(nèi)的油氣混合、燃燒、傳熱等性能進(jìn)行研究與討論[8-10]。

低散熱汽油機(jī)的散熱損失較少，若與做功行程相對較長的Atkinson循環(huán)結(jié)合，具有提高汽油機(jī)熱效率、優(yōu)化汽油機(jī)能量分配特性的潛力。排氣早開角(θEVO)對發(fā)動機(jī)的膨脹損失和泵氣損失影響較大，本研究基于某增壓汽油機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，建立一維仿真模型，增大進(jìn)氣晚關(guān)角實現(xiàn)Atkinson循環(huán)，設(shè)計多組凸輪型線以獲得多組排氣早開角，改變傳熱條件以實現(xiàn)缸內(nèi)的低散熱，探究不同θEVO對低散熱Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)能量分配的影響。

1 模型的建立與驗證

某4缸增壓汽油機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

利用GT-Power建立的整機(jī)仿真模型見圖1，主要包括進(jìn)排氣系統(tǒng)、噴油器、氣缸、進(jìn)排氣門、曲軸箱、增壓器等部分。模型中采用SI Wiebe 燃燒模型和WoschniGT傳熱模型。用外特性試驗對模型進(jìn)行驗證(見圖2)，仿真計算得到的扭矩和功率與試驗值的誤差均在4%以內(nèi)，說明模型具有較高可靠性。

圖1 原機(jī)仿真模型

圖2 全負(fù)荷工況下試驗值與仿真值的對比

為研究低散熱Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)的能量分配規(guī)律，對建立的原機(jī)模型進(jìn)行一些修改： 1)在保證配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動平穩(wěn)的前提下，重新設(shè)計包角更大的進(jìn)氣凸輪，以實現(xiàn)Atkinson循環(huán)； 2)保證排氣晚關(guān)角不變，設(shè)計多組排氣凸輪，得到不同θEVO的排氣門升程曲線；3)改變傳熱模型中的對流傳熱系數(shù)，實現(xiàn)缸內(nèi)低散熱的條件(原機(jī)模型的對流傳熱系數(shù)為1.2，低散熱條件下該系數(shù)設(shè)置為0.4)。

2 氣門升程曲線的優(yōu)化設(shè)計

與傳統(tǒng)Otto循環(huán)汽油機(jī)工作方式不同，Atkinson循環(huán)汽油機(jī)不需要利用節(jié)氣門控制進(jìn)氣量，而是通過進(jìn)氣晚關(guān)角(θIVC)來控制負(fù)荷，因此，Atkinson循環(huán)汽油機(jī)在部分負(fù)荷工況時可以減少節(jié)流損失。由于小轎車在實際的運(yùn)行過程中大多時候處于中低轉(zhuǎn)速、中低負(fù)荷工況，所以本研究選擇在1 500 r/min，40%負(fù)荷工況下設(shè)計進(jìn)排氣門升程曲線。

利用GT-ISE中的VT-Design設(shè)計合適的進(jìn)氣凸輪型線以匹配所選工況，設(shè)計多組排氣凸輪型線以得到不同θEVO的排氣門升程曲線，通過運(yùn)動學(xué)、準(zhǔn)動力學(xué)分析得出相應(yīng)的氣門升程曲線并檢驗氣門工作的可靠性。

2.1 凸輪型線的設(shè)計方法

選擇組合高次多項式的方法進(jìn)行凸輪型線的設(shè)計，組合方式是將凸輪工作段分為多個區(qū)域，包括緩沖段、加速段、勻速段、減速段等；而選擇高次多項式的方法設(shè)計凸輪型線的原因是，高階連續(xù)的曲線能更好地限制凸輪型線的加速度和躍度，保證配氣機(jī)構(gòu)工作的可靠性。但如果冪指數(shù)的次數(shù)過大，則會使凸輪的豐滿系數(shù)、最小曲率半徑減小，氣門的最大速度、最大加速度增大，這都不利于配氣機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定工作[11]。綜合考慮凸輪的豐滿系數(shù)、良好的運(yùn)動規(guī)律以及配氣機(jī)構(gòu)的工作可靠性，本研究選擇五次多項式。

2.2 進(jìn)氣凸輪型線的設(shè)計

為了避免氣門與活塞發(fā)生運(yùn)動干涉，在設(shè)計進(jìn)氣凸輪型線時要保證氣門的最大升程與原機(jī)一致。在此基礎(chǔ)上，保持進(jìn)氣早開角不變，進(jìn)一步根據(jù)負(fù)荷工況確定θIVC。在原機(jī)模型上，計算得到1 500 r/min，40%負(fù)荷工況的進(jìn)氣量，以此為目標(biāo)，標(biāo)定Atkinson循環(huán)汽油機(jī)模型的θIVC為進(jìn)氣下止點后100°。經(jīng)計算分析，進(jìn)氣凸輪、氣門的升程、速度、加速度曲線都比較平滑，無明顯波動，表明進(jìn)氣凸輪和氣門運(yùn)動平穩(wěn)。凸輪躍度的最大值為285.1 mm/rad3，滿足最大躍度不能超過1 000 mm/rad3的設(shè)計要求[12]。原機(jī)氣門余隙為0.1 mm，對應(yīng)此處的氣門豐滿系數(shù)為0.524，能保證良好的進(jìn)氣特性。此外，經(jīng)準(zhǔn)動力學(xué)分析，氣門落座速度為0.11 m/s，落座力為447.9 N，且落座速度波動小，表明氣門落座時沖擊小，不易發(fā)生飛脫和反跳現(xiàn)象。綜上可知，該設(shè)計的凸輪合理可靠。

2.3 排氣凸輪型線的設(shè)計

排氣凸輪型線的設(shè)計與進(jìn)氣凸輪一樣，其最大升程為8.5 mm，排氣晚關(guān)角為上止點后40°。要研究θEVO對能量分配的影響，故在設(shè)計多組凸輪型線時只需改變θEVO。設(shè)計、檢驗排氣凸輪的步驟同設(shè)計進(jìn)氣凸輪時相同，最終得到9組凸輪型線，經(jīng)計算得出各排氣凸輪及氣門的重要性能參數(shù)(見表2)，由此可證明所設(shè)計的排氣凸輪合理。

表2 排氣凸輪及氣門的性能參數(shù)

由凸輪型線計算可得各對應(yīng)的排氣門升程曲線(見圖3)。

圖3 排氣門升程曲線

3 仿真結(jié)果分析

3.1 θEVO對指示熱效率(ITE)的影響

從圖4可看出，在1 500 r/min，40%負(fù)荷工況下，在θEVO為20°～80°的范圍內(nèi)，低散熱Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)的ITE比常規(guī)Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)的ITE高2%以上，原因是散熱損失的能量下降，用于做功的能量增多。對于常規(guī)Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)而言，當(dāng)θEVO在60°～70°范圍內(nèi)時，ITE均保持在36.35%以上，其中θEVO為60°時ITE達(dá)到最大值；而當(dāng)θEVO小于60°或大于70°時，ITE都有所下降。對于低散熱Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)而言，θEVO在50°～60°范圍內(nèi)時ITE均保持較高的值，當(dāng)θEVO為55°時ITE達(dá)到最大值，為39.1%。

由于低散熱后有更多的能量可用于做功，適當(dāng)減小θEVO能夠更加充分地利用低散熱所增加的能量，所以其熱效率最佳時所對應(yīng)的θEVO要小于常規(guī)的Atkinson循環(huán)汽油機(jī)。此外，對于低散熱或者常規(guī)的Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)，過早或過晚開啟排氣門都不利于提高熱效率，因為θEVO過大時壓縮負(fù)功較大，膨脹損失大；θEVO過小時，排氣阻力較大，泵氣損失較大，進(jìn)而影響進(jìn)氣充量。

圖4 不同θEVO下的指示熱效率

3.2 θEVO對有效燃油消耗率(be)的影響

由圖5可知，be隨θEVO的變化趨勢與ITE隨θEVO的變化趨勢相反，Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)低散熱前后的be都隨θEVO的增大呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢。在ITE的最佳取值范圍內(nèi)，由于膨脹損失和泵氣損失的總和較少，即排氣損失較少，所以油耗也得到改善。另一方面，低散熱后，燃油經(jīng)濟(jì)性在θEVO為20°～80°的范圍內(nèi)都到了極大的改善，當(dāng)θEVO為50°時，與常規(guī)Atkinson循環(huán)汽油機(jī)相比，be降低了10.2%，低至228.4 g/(kW·h)。

圖5 不同θEVO下的有效燃油消耗率

3.3 θEVO對能量分配的影響

對比表3和表4，進(jìn)一步分析θEVO對能量分配的影響規(guī)律。對常規(guī)的Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)而言，在θEVO為20°～70°的范圍內(nèi)，隨θEVO的減小，散熱損失的能量略有減少，但排氣帶走的能量卻有所增大。因為θEVO較小時，自由排氣階段排出的廢氣減少，排氣行程活塞上行時的排氣阻力增大，推動廢氣所耗的能量有所增多。而在Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)上實現(xiàn)低散熱之后，排氣能量比例隨θEVO的增大先減小后增大，相反，散熱損失的能量和指示熱效率隨θEVO的增大呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢。對比表3和表4可以看出，與常規(guī)Atkinson增壓汽油機(jī)相比，在低散熱條件下，各θEVO對應(yīng)的散熱損失能量均大幅下降，下降比例為16%左右，而多出的這一部分能量雖然大多被排氣帶走，但仍有10%以上轉(zhuǎn)化成了指示功(見圖6)。在θEVO為50°和60°時，減少的散熱損失能量分別有17.7%和16.7%轉(zhuǎn)化為指示功，所以指示熱效率在θEVO為50°～60°的范圍內(nèi)較高。

表3 常規(guī)Atkinson增壓汽油機(jī)的能量分配

表4 低散熱Atkinson增壓汽油機(jī)的能量分配

圖6 不同θEVO下的能量轉(zhuǎn)化比例

3.4 θEVO為55°時的能量分配對比

在1 500 r/min，40%負(fù)荷，θEVO為55°的工況下，原機(jī)、Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)、低散熱Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)的能量分配對比見圖7。與原機(jī)相比，在采用Atkinson循環(huán)后，指示熱效率提高了3.79%，這是因為原機(jī)在部分負(fù)荷時節(jié)氣門會造成部分節(jié)流損失，而在Atkinson循環(huán)下工作時是利用θIVC控制負(fù)荷，降低了節(jié)流損失；而在Atkinson循環(huán)的基礎(chǔ)上實現(xiàn)低散熱后，雖然排氣帶走的能量超過了50%，但由于散熱損失的能量大幅下降，使得指示熱效率比原機(jī)高6.58%。由此可見，低散熱技術(shù)結(jié)合Atkinson循環(huán)后，更能充分發(fā)揮Atkinson循環(huán)做功行程相對較長的優(yōu)點，增強(qiáng)了Atkinson循環(huán)節(jié)能的效果。

圖7 能量分配對比

4 結(jié)論

a) 低散熱條件下，Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性得到改善，且最佳指示熱效率和有效燃油消耗率對應(yīng)的θEVO有所減?。?/p>

b) 低散熱條件下，Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)指示熱效率為最大值為39.1%，最低有效燃油效率為228.4 g/(kW·h)；

c)θEVO越小，Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)的散熱能量越小，排氣能量越多；低散熱條件下，Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)的散熱損失的能量大幅下降，由此多出的能量轉(zhuǎn)化為指示功的比例隨θEVO的增大呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢；

d)θEVO為55°時，與原機(jī)相比，Atkinson循環(huán)增壓汽油機(jī)的指示熱效率提高了3.79%，低散熱后指示熱效率提高了6.58%。

[1] Shabir M F,Authars S,Ganesan S,et al.Low Heat Rejection Engines-Review[C]．SAE Paper 2010-01-1510.

[2] 楊嘉林.車用汽油機(jī)的節(jié)油潛力及高效汽油機(jī)的可行性[J]．內(nèi)燃機(jī)學(xué)報，2008,26(增刊)：77-82.

[3] 楊弢，杜愛民，萬玉，等.進(jìn)氣相位對高膨脹比汽油機(jī)部分負(fù)荷特性的影響[J]．車用發(fā)動機(jī)，2012(6)：56-60.

[4] 劉岳兵，王偉民，蔡志強(qiáng)，等.Atkinson循環(huán)汽油機(jī)熱力學(xué)性能模擬開發(fā)及試驗研究[J]．內(nèi)燃機(jī)工程，2016，37

(2)：48-54.

[5] 趙越，祖炳鋒，徐玉梁，等.增程式電動車用Atkinson循環(huán)發(fā)動機(jī)的仿真開發(fā)[J]．內(nèi)燃機(jī)工程，2016，37(5)：234-240.

[6] 秦靜，張?zhí)┾?，裴毅?qiáng)，等.Atkinson循環(huán)發(fā)動機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)匹配優(yōu)化模擬與試驗[J]．天津大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)與工程技術(shù)版)，2016，49(11)：1187-1194.

[7] Prasath B R,Porai P T,Shabir M F.Two-zone modeling of diesel/biodiesel blended fuel operated ceramic coated direct injection diesel engine[J]．International Journal of Energy & Environment,2010,1(6):1039-1056.

[8] Woschni G,Spindler W,Kolesa K.Heat insulation of combustion chamber walls:A measure to decrease the fuel consumption of I.C.engines[C]．SAE Paper 870339,1987.

[9] Taymaz I.An experimental study of energy balance in low heat rejection diesel engine[J]．Energy,2006,31(2/3):364-371.

[10] Stadel O,Schmidt J,Wahl G,et al.Three dimensional modeling of combustion process and emission formation in a low heat rejection indirect injection diesel engine[J]．Thermal Science,2014,18(1):53-65.

[11] 郭磊，褚超美，陳家琪.高次多項式凸輪型線特性參數(shù)對配氣機(jī)構(gòu)性能影響的研究[J]．內(nèi)燃機(jī)工程，2005，26(1)：20-23.

[12] 蘇志凱，何義團(tuán)，喬海江，等.高壓縮比HCNG發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)仿真研究[J]．機(jī)械設(shè)計與制造，2014(9)：136-139.