高壓縮比米勒循環(huán)汽油機(jī)氣門(mén)策略優(yōu)化

吳中浪，陳 韜，謝 輝，石皓天，楊志偉，趙 華,

(1.天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津 300072；2.布魯內(nèi)爾大學(xué)先進(jìn)動(dòng)力和燃油研究中心，倫敦UB8 3PH)

國(guó)家第 4階段油耗法規(guī)的出臺(tái)對(duì)車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性提出了更為嚴(yán)苛的要求.而根據(jù)美國(guó)能源部數(shù)據(jù)預(yù)測(cè)顯示，至 2040年點(diǎn)燃式內(nèi)燃機(jī)仍將占據(jù)90%的輕型車(chē)市場(chǎng)[1]，汽油機(jī)熱效率的進(jìn)一步提升不僅對(duì)社會(huì)的可持續(xù)發(fā)展具有重大意義，也是當(dāng)前汽車(chē)行業(yè)的迫切需求.在乘用車(chē)汽油機(jī)小型強(qiáng)化的發(fā)展趨勢(shì)下，現(xiàn)代汽油機(jī)壓縮比一般限制在 10左右，而提高幾何壓縮比是提升汽油機(jī)熱效率的強(qiáng)有力手段，趙華等[2]指出當(dāng)壓縮比從 10增加至 14時(shí)，比油耗減少可達(dá)10%.豐田公司量產(chǎn)的第4代Prius混合動(dòng)力轎車(chē)所搭載的 1.8L排量自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)ESTEC 2ZR-FXE，壓縮比提升至 13，在 Atkinson循環(huán)和外部 EGR以及高能點(diǎn)火等技術(shù)的輔助下，實(shí)現(xiàn)了最高40%的有效熱效率[3].本田公司為雅閣混合動(dòng)力轎車(chē)所研發(fā)的下一代 2.0L發(fā)動(dòng)機(jī)同樣采用了 13壓縮比，最高有效熱效率接近 39%，其最低有效燃油消耗率降至214g/(kW·h)，相較上一代10.6壓縮比發(fā)動(dòng)機(jī)平臺(tái)進(jìn)一步降低10%[4].馬自達(dá)公司在提升壓縮比的道路上更為激進(jìn)，其創(chuàng)馳藍(lán)天發(fā)動(dòng)機(jī)Skyactiv-G系列采用 14壓縮比設(shè)計(jì)(北美市場(chǎng)為 13壓縮比)，較上一代11.2壓縮比汽油機(jī)平臺(tái)在NEDC循環(huán)下油耗改善15%[5].然而提高汽油機(jī)壓縮比會(huì)導(dǎo)致大負(fù)荷時(shí)爆震傾向加劇.這將導(dǎo)致點(diǎn)火時(shí)刻的推遲以及大負(fù)荷燃油加濃現(xiàn)象的加劇，反而不利于經(jīng)濟(jì)性的改善.因此，在高壓縮比直噴增壓汽油機(jī)上采用米勒循環(huán)降低有效壓縮比，維持高膨脹比來(lái)抑制爆震有利于進(jìn)一步提升其經(jīng)濟(jì)性.米勒循環(huán)技術(shù)一般使用較短持續(xù)期的進(jìn)氣凸輪軸，通過(guò)實(shí)現(xiàn)進(jìn)氣門(mén)早關(guān)來(lái)降低有效壓縮比，力爭(zhēng)降低壓縮終了缸內(nèi)溫度，抑制大負(fù)荷爆震和優(yōu)化燃燒相位.米勒循環(huán)還可以改善部分負(fù)荷下的泵氣損失[6]，其與增壓的協(xié)同優(yōu)化可以在較為寬廣的工況范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)熱效率的提升[7].

但對(duì)于使用進(jìn)氣門(mén)早關(guān)策略的米勒循環(huán)來(lái)說(shuō)，米勒循環(huán)程度增大會(huì)不可避免地導(dǎo)致進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻(IVO時(shí)刻)提前，而進(jìn)氣門(mén)早開(kāi)則會(huì)導(dǎo)致缸內(nèi)廢氣前回流的問(wèn)題，前回流的缸內(nèi)廢氣對(duì)進(jìn)氣充量起到加熱作用[8]，這一作用有可能抵消有效壓縮比減小帶來(lái)缸內(nèi)溫度降低的效果.因此，需要優(yōu)化氣門(mén)策略以進(jìn)一步提升高壓縮比米勒循環(huán)汽油機(jī)的經(jīng)濟(jì)性.

1 研究方法

本研究采用的實(shí)驗(yàn)平臺(tái)是基于某車(chē)企量產(chǎn)的一臺(tái) 2.0L雙 VVT增壓直噴汽油機(jī)，出于研究目的對(duì)其進(jìn)行了改裝，重新安裝的米勒循環(huán)進(jìn)氣凸輪軸最大升程為6mm，開(kāi)啟持續(xù)期為 160°CA，用于替換原機(jī)9mm 升程，200°CA持續(xù)期的凸輪軸(氣門(mén)開(kāi)閉時(shí)刻均以0.5mm升程為準(zhǔn)).進(jìn)排氣側(cè)VVT的可調(diào)節(jié)范圍為50°CA.2種進(jìn)氣凸輪軸型線對(duì)比如圖1所示，排氣仍采用原機(jī)凸輪軸，實(shí)驗(yàn)中通過(guò)調(diào)節(jié) IVO時(shí)刻來(lái)實(shí)現(xiàn)不同程度的米勒循環(huán).此外將原機(jī)9.6壓縮比平頂活塞更換為本課題組重新設(shè)計(jì)的 13.4幾何壓縮比活塞.發(fā)動(dòng)機(jī)改裝后具體參數(shù)如表1所示.

圖1 米勒循環(huán)凸輪軸與原機(jī)凸輪軸型線對(duì)比Fig.1 Comparison of intake cam profile between Miller cycle engine and the original engine

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)Tab.1 Engine specifications

實(shí)驗(yàn)臺(tái)架的控制系統(tǒng)采用 dSPACE公司的MicroAutobox和 RapidPro快速原型控制系統(tǒng).缸內(nèi)壓力信號(hào)采用Kistler公司的6053C壓電晶體傳感器進(jìn)行測(cè)量，Lambda則采用ETAS公司的LA4線性氧傳感器進(jìn)行實(shí)時(shí)測(cè)量.具體實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)如圖2所示.研究在原機(jī)常用標(biāo)定工況點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的循環(huán)噴油量下進(jìn)行，固定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 2000r/min，分別選取原機(jī)平均有效壓力(brake mean effective pressure，BMEP)分別約為 0.3MPa、0.5MPa和 0.65MPa這 3種負(fù)荷所對(duì)應(yīng)的單缸循環(huán)噴油量作為實(shí)驗(yàn)循環(huán)噴油量的固定基準(zhǔn).每缸基準(zhǔn)循環(huán)噴油量分別為 11.8mg、19.3mg和23.7mg.每檔循環(huán)噴油量下進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻在325～370°CA ATDC范圍內(nèi)以 15°CA 間隔調(diào)節(jié)，排氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻在340～385°CA ATDC范圍內(nèi)同樣以15°CA間隔調(diào)節(jié)，在所有正氣門(mén)重疊角策略下可能的氣門(mén)相位組合下進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)過(guò)程中節(jié)氣門(mén)開(kāi)度配合氣門(mén)相位變化進(jìn)行調(diào)節(jié)，以保證燃空當(dāng)量比 1，點(diǎn)火提前角均在爆震限制下優(yōu)化至 MBT點(diǎn)，爆震邊界標(biāo)準(zhǔn)為缸內(nèi)壓升率不超過(guò) 0.5MPa/(°CA).實(shí)驗(yàn)油溫和冷卻水溫均保持在 85℃.其中進(jìn)排氣門(mén)相位所對(duì)應(yīng)的有效壓縮比和有效膨脹比如表 2所示.熱平衡分析計(jì)算中，燃燒過(guò)程傳熱損失率定義為傳熱損失與單缸循環(huán)噴油量低熱值的比值，燃燒過(guò)程傳熱損失為燃料實(shí)際燃燒釋放的熱量和凈放熱量的差[9]，即：

式中：θ1為燃燒始點(diǎn)；θ2為燃燒終點(diǎn)；mcycle為單缸每循環(huán)噴油量；QLHV為汽油低熱值；cη為燃燒效率.mcycle、QLHV和cη的乘積為燃料實(shí)際燃燒釋放熱量，由于排放數(shù)據(jù)未測(cè)量，這里燃燒效率采用經(jīng)驗(yàn)公式[10]計(jì)算.QHRR為通過(guò)對(duì)缸壓曲線處理得到的瞬時(shí)放熱率曲線，其積分區(qū)間均定為點(diǎn)火上止點(diǎn)前50°CA 至點(diǎn)火上止點(diǎn)后 100°CA，積分項(xiàng)為凈放熱量.熱功轉(zhuǎn)化損失Qexh定義為凈放熱量減去毛指示功，即

圖2 實(shí)驗(yàn)臺(tái)架示意Fig.2 Schematic of experimental bench

表2 進(jìn)排氣門(mén)相位對(duì)應(yīng)的有效壓縮比和有效膨脹比Tab.2 Effective compression ratio and effective expansion ratio corresponding to different valve timing

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

2.1 米勒循環(huán)對(duì)高壓縮比汽油機(jī)熱效率提升的效果

圖3(a)～(c)分別給出了發(fā)動(dòng)機(jī) 2000r/min時(shí)，3種循環(huán)噴油量(11.8mg、19.3mg和 23.7mg)下，不同有效膨脹比對(duì)熱效率的影響規(guī)律.從圖3可以看出，在有效壓縮比可調(diào)范圍內(nèi)，對(duì)于這 3種循環(huán)噴油量，指示熱效率在各有效膨脹比下總體都隨有效壓縮比RECR的降低而升高.針對(duì)3組循環(huán)噴油量實(shí)驗(yàn)，其最優(yōu)熱效率點(diǎn)分別在有效膨脹比 REER為 13.4、13.3和 13.3情況下達(dá)到.在循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負(fù)荷工況下，相同有效壓縮比RECR下的指示熱效率隨有效膨脹比的增大而升高，這主要是由于小負(fù)荷工況泵氣損失在一定范圍內(nèi)會(huì)隨排氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻 EVC的推遲而減小.這與圖4中傳熱損失隨有效膨脹比增大而減小的趨勢(shì)在熱效率優(yōu)化方向上一致.

圖3 3種循環(huán)噴油量下指示熱效率隨有效壓縮比的變化規(guī)律Fig.3 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at three cyclic fueling rates

而在循環(huán)噴油量m為19.3mg和23.7mg的中等負(fù)荷工況下，各有效壓縮比指示熱效率最優(yōu)點(diǎn)的有效膨脹比并不相同，這主要是由于負(fù)荷增大后，推遲排氣門(mén)開(kāi)啟將不利于推出損失減小，所以泵氣損失在一定范圍內(nèi)反而會(huì)隨有效膨脹比的增大而增大，這與圖4中燃燒過(guò)程傳熱損失隨有效膨脹比增大而減小的趨勢(shì)在熱效率優(yōu)化上存在“trade-off”關(guān)系.因此中等負(fù)荷水平下，不同有效壓縮比下的最佳有效膨脹比并不一致.傳熱損失隨有效膨脹比的增大而減小主要是由于推遲排氣門(mén)關(guān)閉有利于排氣道重吸廢氣，提升缸內(nèi)工質(zhì)比熱容降低燃燒溫度.

圖4 燃燒過(guò)程傳熱損失和泵氣損失隨有效膨脹比的變化規(guī)律Fig.4 Effects of effective expansion ratio on heat transfer loss and pumping loss in the combustion process

取這 3組循環(huán)噴油量實(shí)驗(yàn)最優(yōu)熱效率點(diǎn)的有效膨脹比(分別為 13.4、13.3和 13.3)，其排氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻(EVC 時(shí)刻)(分別為 385°CA ATDC、370°CA ATDC和 370°CA ATDC)固定為后文所有分析的基準(zhǔn).圖5顯示在最優(yōu)有效膨脹比下，米勒循環(huán)對(duì)小負(fù)荷熱效率的改善效果更為顯著，在循環(huán)噴油量為11.8mg的小負(fù)荷工況附近指示熱效率最高為37.4%，相較該循環(huán)噴油量下原機(jī) 32.5%的指示熱效率提升約 15%，相較于有效壓縮比為 13.3(即幾乎沒(méi)有米勒循環(huán)效果的點(diǎn))提升約 12%.而在循環(huán)噴油量為 19.3mg和 27.3mg的工況下，最高指示熱效率分別達(dá)到 40%和 40.4%，相較原機(jī)水平均提高 11%左右，相較于有效壓縮比為 13.3，即幾乎沒(méi)有米勒循環(huán)效果的點(diǎn)分別提升約8%和10%.對(duì)于圖5中循環(huán)噴油量為 27.3mg的工況，其指示熱效率在有效壓縮比較高的階段低于循環(huán)噴油量為 19.3mg的工況，但隨著有效壓縮比的降低，前者指示熱效率迅速趕上并超過(guò)后者，這主要是米勒循環(huán)對(duì)前者的爆震傾向起到了良好的抑制，優(yōu)化了燃燒相位所致.

圖5 最優(yōu)有效膨脹比下有效壓縮比對(duì)指示熱效率的影響Fig.5 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at optimized effective expansion ratio

2.2 米勒循環(huán)對(duì)高壓縮比汽油機(jī)燃燒過(guò)程的影響

將3種循環(huán)噴油量的排氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻EVC分別固定為上文中的最佳值，即 385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC，考察這3種循環(huán)噴油量下米勒循環(huán)程度對(duì)燃燒過(guò)程的影響規(guī)律.

圖6顯示米勒循環(huán)在一定程度上可以降低排氣溫度，排氣溫度的高低反映了廢氣所帶走焓的多少.從圖6可以看出，中小負(fù)荷水平下排氣溫度總體上都隨米勒循環(huán)程度的增大而降低，在循環(huán)噴油量為11.8mg的小負(fù)荷工況效果最為明顯，排氣溫度最大降幅51K，而循環(huán)噴油量為19.3mg和23.7mg的中等負(fù)荷工況排溫降低略有降低但總體變化幅度較小.

圖6 排氣溫度隨有效壓縮比的變化規(guī)律Fig.6 Effects of effective compression ratio on exhaust gas temperature

米勒循環(huán)在降低排氣溫度的同時(shí)，還能顯著降低中等負(fù)荷傳熱損失，圖7顯示3種循環(huán)噴油量下，米勒循環(huán)對(duì)傳熱損失的改善效果，其中循環(huán)噴油量為19.3mg和 23.7mg的中等負(fù)荷工況效果較為明顯，傳熱損失最大分別降低 33J和 22J，減少約 26%和18%.這主要是由于米勒循環(huán)帶來(lái)的進(jìn)氣道廢氣重吸效應(yīng)提升了缸內(nèi)工質(zhì)的比熱容所致.而在循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負(fù)荷工況，米勒循環(huán)對(duì)傳熱損失改善效果稍小，最大相對(duì)減小約14%.

圖7 傳熱損失隨有效壓縮比的變化規(guī)律Fig.7 Effects of effective compression ratio on heat transfer loss

圖8 燃燒特征參數(shù)隨有效壓縮比的變化規(guī)律Fig.8 Effects of effective compression ratio on combustion characteristic parameters

圖8給出了3循環(huán)噴油量下，燃燒相位CA50、燃燒持續(xù)期CA10～90以及熱功轉(zhuǎn)化損失率隨有效壓縮比的變化規(guī)律.隨著IVO時(shí)刻的提前，米勒循環(huán)程度在不斷增大，但在可調(diào)范圍內(nèi)，有效壓縮比的降低并沒(méi)有對(duì)循環(huán)噴油量為11.8mg和19.3mg的工況的燃燒相位起到明顯優(yōu)化作用，這主要是由于進(jìn)氣道廢氣重吸對(duì)缸內(nèi)工質(zhì)的加熱作用與有效壓縮比減小帶來(lái)的降溫作用存在相互競(jìng)爭(zhēng)的關(guān)系，因此在各自最優(yōu)點(diǎn)火時(shí)刻下，CA50隨著米勒循環(huán)程度的增大反而先推遲后提前至初始水平，這說(shuō)明在此時(shí)米勒循環(huán)的引入并沒(méi)有降低缸內(nèi)壓縮終了熱狀態(tài)；而對(duì)于循環(huán)噴油量為 23.7mg的工況，由于負(fù)荷水平升高，缸內(nèi)殘余廢氣率整體下降，米勒循環(huán)對(duì) CA50的優(yōu)化效果開(kāi)始體現(xiàn)出來(lái)，有效壓縮比從 13.3降低至 11.4的過(guò)程中，CA50提前了5.3°CA，但有效壓縮比降低的初期對(duì)CA50影響并不大，直到有效壓縮比小于12.4后，米勒循環(huán)對(duì) CA50的優(yōu)化作用才變得十分明顯，這說(shuō)明在循環(huán)噴油量為 23.7mg的負(fù)荷水平下，有效壓縮比降低至一定程度后，其降低缸內(nèi)溫度效果才能抵消掉進(jìn)氣道廢氣重吸的加熱影響.對(duì)于循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負(fù)荷工況，米勒循環(huán)程度的增大使燃燒持續(xù)期CA10～90也出現(xiàn)了先增大后減小至初始水平的規(guī)律.對(duì)于循環(huán)噴油量為 19.3mg的工況，其燃燒持續(xù)期隨著米勒循環(huán)程度的增大而被拉長(zhǎng)，有效壓縮比為11.4時(shí)的CA10～90相比有效壓縮比13.3的點(diǎn)延長(zhǎng)了 3.7°CA.而負(fù)荷水平進(jìn)一步增大到循環(huán)噴油量為 23.7mg的工況后，米勒循環(huán)對(duì) CA10～90的影響較小，各有效壓縮比下 CA10～90基本相同.CA50和 CA10～90的變化對(duì)熱效率的影響可以由圖8中熱功轉(zhuǎn)化損失率的變化規(guī)律上反映出來(lái)，由于在循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負(fù)荷工況 CA50和CA10～90均先增大后減小，所以熱功轉(zhuǎn)化損失率也呈現(xiàn)出相同的趨勢(shì).對(duì)于循環(huán)噴油量為19.3mg的中等負(fù)荷工況，由于其 CA10～90隨著有效壓縮比的減小而延長(zhǎng)，熱功轉(zhuǎn)化損失率也在不斷提高.

2.3 米勒循環(huán)促進(jìn)高壓縮比汽油機(jī)小負(fù)荷SI-HCCI混合燃燒

對(duì)于高壓縮比汽油機(jī)而言，其較高的壓縮終了溫度很容易在殘余廢氣率較高的小負(fù)荷工況發(fā)生 SIHCCI混合燃燒.SI-HCCI混合燃燒以SI燃燒開(kāi)始，中后期在較高的熱氛圍下以HCCI壓燃結(jié)束，屬于一種可控自燃，SI燃燒中適當(dāng)引入自燃有利于加速燃燒并提高熱效率.而米勒循環(huán)程度的增大同時(shí)意味著 IVO時(shí)刻的提前，導(dǎo)致更多缸內(nèi)熾熱廢氣在正氣門(mén)重疊角階段被推入進(jìn)氣道并在進(jìn)氣行程中重新被吸回.米勒循環(huán)帶來(lái)的這種進(jìn)氣道廢氣重吸現(xiàn)象加熱了新鮮充量，廢氣重吸加熱作用與米勒循環(huán)降低缸內(nèi)溫度的作用相互競(jìng)爭(zhēng)，二者耦合對(duì)缸內(nèi)熱狀態(tài)的調(diào)控存在“trade-off”關(guān)系.這里判別SI-HCCI混合燃燒發(fā)生的標(biāo)準(zhǔn)是對(duì)放熱率求二階導(dǎo)數(shù)，判斷主放熱階段前放熱率二階導(dǎo)是否存在極大值點(diǎn)，用于判斷是否產(chǎn)生燃燒速度的突增，二階導(dǎo)數(shù)極大值點(diǎn)即對(duì)應(yīng) HCCI發(fā)生的始點(diǎn).

圖9給出了汽油機(jī)轉(zhuǎn)速為2000r/min，循環(huán)噴油量為 11.8 mg的小負(fù)荷工況下，有效膨脹比為 13.4時(shí)，4種有效壓縮比的百循環(huán)放熱率曲線.結(jié)果可以發(fā)現(xiàn) 4種米勒循環(huán)程度下都發(fā)生了不同程度的 SIHCCI混合燃燒.其中有效壓縮比為12.4和11.4工況混合燃燒較為明顯，有效壓縮比為 13.3工況下混合燃燒程度較輕微，存在后期自燃的循環(huán)數(shù)較少，后期自燃峰值較低，而當(dāng)有效壓縮比降低至13.0時(shí)，混合燃燒現(xiàn)象基本消失.

圖9 小負(fù)荷工況下4種米勒循環(huán)程度下的百循環(huán)放熱率Fig.9 Heat release rate trace of 100 consecutive cycles in four Miller cycles under small load

這主要是由于此時(shí)進(jìn)氣道重吸廢氣量對(duì)工質(zhì)的加熱作用超過(guò)了有效壓縮比降低的降溫效果，較高的缸內(nèi)熱氛圍在廢氣量不足、稀釋度不足的情況下會(huì)導(dǎo)致較為劇烈的自燃，此時(shí)為了避免爆震，點(diǎn)火時(shí)刻無(wú)法進(jìn)一步提前，這在一定程度上也導(dǎo)致了圖8中有效壓縮比為13工況點(diǎn)CA50的推遲.而隨著IVO時(shí)刻繼續(xù)提前，廢氣重吸量增大，此時(shí)缸內(nèi)廢氣稀釋度上升可以有效地將后期自燃控制在合理的水平，形成可控自燃.點(diǎn)火時(shí)刻也得以再度提前，促進(jìn)了圖9(c)和圖9(d)中更為明顯的SI-HCCI混合燃燒.如圖10所示，放熱率連續(xù)百循環(huán)中，SI-HCCI混合燃燒發(fā)生的概率隨有效壓縮比的減小先減小后增大至70%.

對(duì)于 11.4有效壓縮比下存在后期自燃的循環(huán)，如圖11所示，其部分循環(huán)放熱率峰值達(dá)到了40J/(°,CA)以上.這種 SI-HCCI混合燃燒由于燃燒中后期的快速自燃，在一定程度上很好地彌補(bǔ)了由于廢氣稀釋燃燒所導(dǎo)致的燃燒速度減慢，因此對(duì)于圖8中循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負(fù)荷工況，除了沒(méi)有發(fā)生明顯混合燃燒的有效壓縮比為 13.0的工況點(diǎn)，其燃燒持續(xù)期都沒(méi)有因重吸廢氣量的增多而出現(xiàn)明顯的延長(zhǎng)，而是保持在大致相同的水平.

圖10 不同有效壓縮比下百循環(huán)SI-HCCI發(fā)生率Fig.10 Probability of SI-HCCI in 100 consecutive cycles at different effective compression ratios

圖11 小負(fù)荷工況某循環(huán) SI-HCCI混合燃燒缸內(nèi)壓力及放熱率Fig.11 Cylinder pressure and heat release rate of certain SI-HCCI hybrid combustion cycle under small load

雖然米勒循環(huán)促進(jìn)了小負(fù)荷的 SI-HCCI混合燃燒并改善了熱效率，但導(dǎo)致了循環(huán)波動(dòng)一定程度的增大，圖12中可以看到循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負(fù)荷工況，隨著有效壓縮比的降低，循環(huán)波動(dòng)先增大后減小，RCOV,IMEP峰值達(dá)到 4.29%，這主要是由于 SIHCCI混合燃燒本身對(duì)邊界條件的敏感度高以及缸內(nèi)較高的殘余廢氣率所致.而隨著負(fù)荷的升高，殘余廢氣量整體降低，循環(huán)波動(dòng)變大的趨勢(shì)不再明顯，在循環(huán)噴油量為 23.7mg的中等負(fù)荷工況反而降低，這主要是米勒循環(huán)使該負(fù)荷水平的燃燒相位得到了較好的優(yōu)化所致.

圖12 米勒循環(huán)對(duì)循環(huán)波動(dòng)的影響Fig.12 Effects of Miller cycle on cyclic variation

2.4 米勒循環(huán)對(duì)各項(xiàng)損失占比影響分析

米勒循環(huán)帶來(lái)的進(jìn)氣道廢氣重吸現(xiàn)象不僅可以降低傳熱損失并促進(jìn)小負(fù)荷下的 SI-HCCI混合燃燒，對(duì)泵氣損失的降低也有較好的效果.由于被推入進(jìn)氣道的廢氣將擠占進(jìn)入缸內(nèi)新鮮充量的體積，為了保證過(guò)量空氣系數(shù)λ=1，在固定循環(huán)噴油量的情況下節(jié)氣門(mén)開(kāi)度需要增大來(lái)配合米勒循環(huán)程度的增大(即IVO時(shí)刻的提前)，進(jìn)而大大降低了泵氣損失.

圖13給出了米勒循環(huán)對(duì)3種循環(huán)噴油量下泵氣損失的優(yōu)化能力，隨著有效壓縮比的降低，節(jié)氣門(mén)開(kāi)度不斷增大，3種循環(huán)噴油量工況泵氣損失均不斷減小，其中循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負(fù)荷工況最為明顯，泵氣損失最高改善達(dá) 40%.綜合統(tǒng)計(jì)分析各項(xiàng)損失占總?cè)剂蠠崃康谋戎?，可得?3種循環(huán)噴油量下，米勒循環(huán)對(duì)熱效率改善的關(guān)鍵途徑.

圖13 中小負(fù)荷工況米勒循環(huán)對(duì)泵氣損失的優(yōu)化能力Fig.13 Effects of Miller cycle on reducing pumping loss under small and medium loads

圖14 循環(huán)噴油量為11.8 mg小負(fù)荷工況熱平衡Fig.14 Heat balance in small-load operation at cyclic fueling rate of 11.8 mg

圖15 循環(huán)噴油量為19.3 mg中負(fù)荷工況熱平衡Fig.15 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 19.3 mg

圖16 循環(huán)噴油量為23.7 mg中負(fù)荷工況熱平衡Fig.16 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 23.7 mg

從圖14～圖16中可以得到，在循環(huán)噴油量為11.8mg的小負(fù)荷工況，米勒循環(huán)改善熱效率的途徑主要依靠泵氣損失的減小.米勒循環(huán)程度增大，其最大泵氣損失收益為最大傳熱損失收益1.4倍.而隨著循環(huán)噴油量的增大，泵氣損失占所有損失總比例整體減小，此時(shí)米勒循環(huán)優(yōu)化熱效率的途徑主要通過(guò)燃燒過(guò)程傳熱損失的改善，在有效壓縮比降低的過(guò)程中，循環(huán)噴油量為19.3mg和23.7mg工況最大傳熱損失收益分別為最大泵氣損失收益的3倍和2.5倍.由于負(fù)荷增大后米勒循環(huán)對(duì) CA50的優(yōu)化作用開(kāi)始體現(xiàn)，循環(huán)噴油量為 23.7mg工況下熱功轉(zhuǎn)化損失率得到了一定程度的改善.最大熱功轉(zhuǎn)化損失率的改善與最大泵氣損失的改善相等.

3 進(jìn)氣道廢氣前回流一維仿真分析

為了更好地解釋以上實(shí)驗(yàn)現(xiàn)象和結(jié)果并深入了解米勒循環(huán)引入的進(jìn)氣道廢氣重吸現(xiàn)象給燃燒過(guò)程帶來(lái)的影響，筆者基于 GT-POWER平臺(tái)，利用事先搭建好并標(biāo)定過(guò)的發(fā)動(dòng)機(jī)模型以及實(shí)驗(yàn)邊界條件進(jìn)行了一維仿真；對(duì)米勒循環(huán)程度增大，即進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻提前的這個(gè)過(guò)程中進(jìn)氣道廢氣重吸的流動(dòng)現(xiàn)象進(jìn)行了研究分析.模擬發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為 2000r/min，分別固定每缸循環(huán)噴油量為 11.8mg、19.3mg和23.7mg與實(shí)驗(yàn)值相同，燃燒模型采用韋伯燃燒模型，所需輸入的燃燒相位和燃燒持續(xù)期取自實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，模型進(jìn)排氣門(mén)及節(jié)氣門(mén)流量系數(shù)信息由原廠提供.進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻θIVO從370°CA ATDC開(kāi)始提前至 325°CA ATDC，間隔取 5°CA 進(jìn)行模擬，排氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻 EVC分別固定為 385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC，與前文基準(zhǔn)保持一致.

圖17(a)給出了轉(zhuǎn)速為 2000r/min、循環(huán)噴油量為 11.8mg工況，不同進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)刻下通過(guò)單個(gè)進(jìn)氣門(mén)工質(zhì)質(zhì)量流量曲線變化規(guī)律，正值代表工質(zhì)流入氣缸，負(fù)值代表工質(zhì)從氣缸進(jìn)入進(jìn)氣道.提取循環(huán)噴油量為11.8mg、19.3mg和23.7mg這3種工況下的模擬結(jié)果，并分別對(duì)推入進(jìn)氣道廢氣的質(zhì)量流量曲線進(jìn)行積分，可以得到圖17(b)中各負(fù)荷條件下，單個(gè)進(jìn)氣門(mén)廢氣重吸質(zhì)量變化規(guī)律.從圖中可以發(fā)現(xiàn)當(dāng)米勒循環(huán)程度增大，即進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟(IVO)時(shí)刻逐漸提前于進(jìn)排氣上止點(diǎn)時(shí)，每循環(huán)被推入進(jìn)氣道的廢氣在逐步增多，且以循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負(fù)荷工況和循環(huán)噴油量為 19.3mg的中等負(fù)荷工況較為明顯，但隨著負(fù)荷進(jìn)一步的增大，進(jìn)氣道廢氣重吸的“效率”開(kāi)始下降，即廢氣重吸質(zhì)量隨IVO提前而增加的趨勢(shì)開(kāi)始放緩.這主要是由于歧管壓力隨負(fù)荷同步增大，正氣門(mén)重疊角階段壓差逐漸縮小所致.

圖17 米勒循環(huán)對(duì)進(jìn)氣道廢氣重吸的影響Fig.17 Effects of Miller cycle on exhaust gas rebreathing through intake port

以點(diǎn)火上止點(diǎn)前 50°CA的缸內(nèi)溫度 T50為基準(zhǔn)，圖18進(jìn)一步分析了米勒循環(huán)對(duì) 3種循環(huán)噴油量下壓縮終了缸內(nèi)熱狀態(tài)的實(shí)際影響情況.從圖18中可以看出，在循環(huán)噴油量為 11.8mg工況下，缸內(nèi)壓縮終了的溫度隨米勒循環(huán)程度的增大出現(xiàn)了先升高后趨平的趨勢(shì)，這主要是前期廢氣重吸對(duì)缸內(nèi)的加熱作用強(qiáng)于米勒循環(huán)有效壓縮比減小的降溫作用，而后期二者作用基本持平，此階段米勒循環(huán)程度增大的作用是在保證缸內(nèi)熱氛圍基本持平的同時(shí)，提高了廢氣稀釋度，使得 SI-HCCI混合燃燒的后期自燃部分更易受控制.在循環(huán)噴油量為 19.3mg負(fù)荷水平下，進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟(IVO)時(shí)刻提前，即米勒循環(huán)程度的增大同樣沒(méi)有能降低壓縮終了時(shí)的缸內(nèi)溫度，這也很好地解釋了該循環(huán)噴油量工況燃燒相位隨米勒循環(huán)程度的增大先推遲后提前至初始水平的現(xiàn)象.而由于廢氣重吸效果隨負(fù)荷的增大被削弱，米勒循環(huán)在循環(huán)噴油量為 23.7mg工況下，其廢氣重吸的加熱效果并不明顯，但可以在一定程度上提高缸內(nèi)廢氣稀釋度，使點(diǎn)火時(shí)刻優(yōu)化提前，進(jìn)而優(yōu)化燃燒相位.

圖18 上止點(diǎn)前 50°CA缸內(nèi)溫度隨 IVO相對(duì) TDC提前角度的變化規(guī)律Fig.18 Effects of advanced timing of intake valve opening with respect to TDC on T50

4 結(jié) 論

(1) 米勒循環(huán)對(duì)高壓縮比增壓汽油機(jī)中小負(fù)荷熱效率均具有較好的改善效果，應(yīng)用米勒循環(huán)在發(fā)動(dòng)機(jī)為 2000r/min，單缸循環(huán)噴油量為 11.8mg，19.3mg和 23.7mg的工況(原機(jī) BMEP為 3MPa、5MPa和0.65MPa工況)下分別達(dá)到了最高37.4%、40%和 40.4%的指示熱效率.相比中等負(fù)荷，米勒循環(huán)對(duì)循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負(fù)荷工況熱效率提升效果更為明顯，其熱效率相比該循環(huán)噴油量下幾乎沒(méi)有米勒循環(huán)效果的工況點(diǎn)提升達(dá)12%.

(2) 米勒循環(huán)的引入會(huì)帶來(lái)進(jìn)氣道廢氣重吸現(xiàn)象，由于重吸廢氣對(duì)工質(zhì)的加熱作用與有效壓縮比減小帶來(lái)的降溫作用存在競(jìng)爭(zhēng)關(guān)系，米勒循環(huán)并不一定能降低壓縮終了缸內(nèi)溫度來(lái)優(yōu)化燃燒相位.在廢氣重吸現(xiàn)象較明顯的循環(huán)噴油量為 11.8mg小負(fù)荷工況以及循環(huán)噴油量為 19.3mg的中等負(fù)荷工況下，米勒循環(huán)對(duì)燃燒相位幾乎沒(méi)有優(yōu)化作用，反而呈現(xiàn)先推遲后提前至初始水平的規(guī)律；廢氣重吸效應(yīng)隨著負(fù)荷進(jìn)一步升高被顯著削弱，米勒循環(huán)在缸內(nèi)熱氛圍基本持平的情況下，其所帶來(lái)的廢氣稀釋度增加使得循環(huán)噴油量為 23.7mg的工況點(diǎn)火時(shí)刻得以提前，進(jìn)而使燃燒相位最高可優(yōu)化5.3°CA.

(3) 高壓縮比汽油機(jī)在小負(fù)荷工況結(jié)合米勒循環(huán)帶來(lái)的進(jìn)氣道廢氣重吸效應(yīng)，在改善泵氣損失的同時(shí)，可以促進(jìn) SI-HCCI混合燃燒的發(fā)生，加速燃燒，維持高廢氣率下的燃燒等容度.

(4) 高壓縮比汽油機(jī)應(yīng)用米勒循環(huán)能不同程度地改善泵氣損失和傳熱損失.應(yīng)用米勒循環(huán)在小負(fù)荷工況提升熱效率主要依靠泵氣損失的改善，其次是傳熱損失的改善；在循環(huán)噴油量為 19.3mg和23.7mg的工況下，傳熱損失改善上升為主要因素.