通過LIVC實現(xiàn)的高膨壓比循環(huán)對發(fā)動機性能的影響

樹明亮，張振東，沈凱，屈卓燊

（200093 上海市 上海理工大學(xué)）

0 引言

為貫徹落實國務(wù)院印發(fā)的《節(jié)能與新能源汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展規(guī)劃（2012—2020 年）》中相關(guān)乘用車平均燃料消耗量的發(fā)展規(guī)劃，中華人民共和國工業(yè)和信息化部公布了GB 19578-2014《乘用車燃料消耗量限值》規(guī)定，提高了我國乘用車燃料消耗量的標準要求，提出嚴格的燃油消耗量限值。2019 年12 月，工業(yè)和信息化部會同有關(guān)部門起草了《新能源汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展規(guī)劃（2021-2035 年）》（征求意見稿），向社會公開征求意見。新規(guī)劃中著重提高新能源汽車在汽車行業(yè)中的比重。因此，行業(yè)工作者在研發(fā)搭載傳統(tǒng)汽油發(fā)動機的乘用車時，除了亟需采用更先進的發(fā)動機技術(shù)以提高經(jīng)濟性能外，仍要優(yōu)化含有發(fā)動機的新能源動力系統(tǒng)。

阿特金森循環(huán)和米勒循環(huán)能有效提高內(nèi)燃機的熱效率[1-3]，是目前新型汽油發(fā)動機用以改善燃油經(jīng)濟性的重要方式之一。阿特金森循環(huán)與米勒循環(huán)的共通點在于，其能使發(fā)動機的膨脹比大于壓縮比，均屬于高膨脹比循環(huán)，與傳統(tǒng)奧托循環(huán)發(fā)動機相比，其更充分利用燃燒廢氣的余能。

本文基于一臺1.5 L 自然吸氣汽油發(fā)動機進行研究，通過調(diào)節(jié)進氣門關(guān)閉時間改變發(fā)動機膨壓比；另外，在不同膨壓比下對不同的VVT進行掃點試驗。選擇發(fā)動機轉(zhuǎn)速3 000 r/min 下BMEP 為0.3 MPa 為定點工況，研究高膨壓比對發(fā)動機燃油經(jīng)濟性的影響；選擇發(fā)動機轉(zhuǎn)速3 000 r/min 下節(jié)氣門全開為外特性工況，研究高膨壓比對發(fā)動機的動力性及燃油經(jīng)濟性的影響。

1 相關(guān)研究

傳統(tǒng)奧拓循環(huán)（Otto Cycle，OC）的發(fā)動機的循環(huán)形式大致如圖1 中所示。V0為燃燒室容積，V1為活塞在下止點時氣缸內(nèi)容積。其膨脹比與其壓縮比相當，膨壓比約等于1。在奧拓循環(huán)發(fā)動機的做功行程終點（4），缸內(nèi)壓力仍非常高，假如將發(fā)動機的膨脹行程延長，提高膨脹比，即可利用余下部分的能量。

圖1 奧托循環(huán)發(fā)動機壓力-體積示意圖Fig.1 Schematic diagram of pressure and volume of Otto cycle engine

如圖2 所示，高膨壓比循環(huán)的膨壓比為V2/V1。當發(fā)動機氣缸內(nèi)的壓力在排期階段終點5 仍大于標準大氣壓P0時，該種循環(huán)為米勒循環(huán)；當發(fā)動機氣缸內(nèi)的壓力在排期階段終點5 等于標準大氣壓P0時，該種循環(huán)為阿特金森循環(huán)[4]。

圖2 高膨壓比循環(huán)發(fā)動機壓力-體積示意圖Fig.2 Schematic diagram of pressure-volume of high-expansion-pressure ratio cycle engine

豐田[5]、馬自達[6]等公司在研發(fā)高膨壓比發(fā)動機時，采用高幾何壓縮比配合進排氣門相位調(diào)節(jié)的方式，使發(fā)動機壓縮沖程的初段進氣門延遲關(guān)閉，把進入氣缸的部分氣體推回進氣道，使發(fā)動機的有效壓縮比降低，從而達成膨壓比大于1的效果。這種高膨壓比+VVT 的方式是目前業(yè)界普遍使用的達成高膨壓比的途徑，相對于傳統(tǒng)的多桿機構(gòu)高膨壓比發(fā)動機，其結(jié)構(gòu)簡單、成本低廉，不會給發(fā)動機帶來過多的額外體積與重量。

上海交通大學(xué)李鐵[7]等在一臺2.0 L 渦輪增壓發(fā)動機上研究高膨壓比LIVC 在1 000 r/min 全負荷和2 000 r/min@0.4 MPa 的負荷下對發(fā)動機經(jīng)濟性能的影響。其研究表明：高膨壓比LIVC 比傳統(tǒng)奧托循環(huán)有更高的熱效率表現(xiàn)，歸功于高膨壓比LIVC 的缸內(nèi)充質(zhì)在進氣階段相對奧托循環(huán)受到更少來自氣缸的傳熱影響，缸內(nèi)充質(zhì)被加熱的程度相對較低，有更好的抗爆震能力，綜合效率更高。

另外，由于在LIVC 實現(xiàn)的高膨壓比循環(huán)中，發(fā)動機在壓縮沖程的初期將部分混合氣重新推回進氣歧管，導(dǎo)致發(fā)動機的實際充氣效率下降，該種發(fā)動機需要加大節(jié)氣門的開啟角度，以補償進氣損失[8]。由于高膨壓比循環(huán)相較奧托循環(huán)的節(jié)氣門開度更大，其進排氣階段消耗的功更少，即泵氣損失更低，此舉亦有利于提高熱效率[9]。

除高膨壓比LIVC 外，學(xué)者們還專注于不同形式的高膨壓比實現(xiàn)方式。除上述高膨壓比LIVC 以外，還有高膨壓比EIVC（進氣門早關(guān)）[7,10]，多連桿可變壓縮比發(fā)動機[11]和五沖程發(fā)動機[12]等。

在發(fā)動機膨脹比與壓縮比關(guān)系的試驗研究中，Ebrahimi[13]基于發(fā)動機工作原理，通過公式進行仿真分析，總結(jié)出發(fā)動機膨壓比約為1.4 時，能最大可能兼顧動力性能和經(jīng)濟性能。但發(fā)動機實際壓縮比與膨脹比與其運轉(zhuǎn)時采用的進排氣正時高度相關(guān)[14]，本論文提出膨壓比的概念，深入分析發(fā)動機膨壓比的變化對發(fā)動機性能的影響。

2 試驗設(shè)備及參數(shù)計算

2.1 發(fā)動機主要參數(shù)

試驗使用的1.5 L 自然吸氣發(fā)動機參數(shù)如表1 所示。試驗中調(diào)整點火提前角，使發(fā)動機CA50控制于上止點后8°曲軸轉(zhuǎn)角或爆震極限。當發(fā)動機穩(wěn)態(tài)排氣溫度不超過875 ℃時，采用當量空燃比進行試驗，否則對空燃比進行加濃，必要時回退點火提前角，保護三元催化器。

表1 發(fā)動機參數(shù)Tab.1 Engine parameters

發(fā)動機的氣門打開與關(guān)閉初期，由于氣門的升程小，空氣流通截面積過小，所以本文取0.5 mm以上的氣門升程對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角為氣門的有效包角。下文所有氣門開啟和關(guān)閉時刻的描述均對應(yīng)氣門有效包角的起止點。本試驗使用機型的進排氣門升程曲線如圖3 所示。

圖3 進排氣門升程曲線Fig.3 Intake and exhaust valve lift curve

2.2 試驗方案

本試驗基于一臺1.5 L 自然吸氣發(fā)動機進行臺架試驗。該款發(fā)動機進氣凸輪軸搭載電子VVT調(diào)整裝置，相比傳統(tǒng)液壓控制式VVT 調(diào)節(jié)具有響應(yīng)性更快、可調(diào)范圍更寬廣等優(yōu)點。通過調(diào)節(jié)電子VVT，使進氣門運動至最高升程點時，保持最大開啟角度，根據(jù)不同膨壓比的需要，適當延后進氣門的關(guān)閉時間。延后進氣門關(guān)閉時間的氣門升程曲線如圖4 所示。

圖4 LIVC 模式下進排氣門升程示意圖Fig.4 Schematic diagram of intake and exhaust valve lift in LIVC mode

2.3 參數(shù)計算

發(fā)動機單一氣缸的實際容積隨活塞位置變化而變化，活塞瞬時位置可由曲軸轉(zhuǎn)角計算得知，綜合以上數(shù)據(jù)，發(fā)動機氣缸在任意曲軸轉(zhuǎn)角φi的實際容積Vi可表示為[15]

式中：D，S——發(fā)動機缸徑和行程；λ——連桿曲柄比；ε——機械壓縮比。

發(fā)動機的實際壓縮比REE和實際膨脹比REC可由式（2）和式（3）[16]求得

式中:VEVO——發(fā)動機排氣門關(guān)閉時氣缸容積；VIVC——發(fā)動機進氣門關(guān)閉時氣缸容積；VTDC——燃燒室容積。

發(fā)動機膨壓比RE-C為實際壓縮比REE與實際膨脹比REC之比，具體計算公式如下：

發(fā)動機平均指示壓力IMEP 與平均有效壓力BMEP 的關(guān)系為

式中：FMEP——摩擦功損失；PMEP——泵氣損失[18]。

3 試驗結(jié)果及分析

3.1 定點工況分析

圖5 為發(fā)動機在3 000 r/min，平均有效壓力為0.3 MPa 的工況下，進行不同膨壓比循環(huán)時的燃油經(jīng)濟性與進氣歧管壓力。試驗采用原機型的氣門正時，排氣門的關(guān)閉時間為18°CA，進氣門的開啟時間為上止點前16°CA，原機型的膨壓比為1.09。在高膨壓比的試驗中，進氣門的延后關(guān)閉角度隨膨壓比的增大而增大。由于本試驗的負載不高，所有試驗點的燃燒中心CA50 均控制在上止點后8°CA，且不存在排氣溫度過高的情況。

圖5 定點工況下不同膨壓比的燃油經(jīng)濟性與進氣歧管壓力Fig.5 Fuel economy and intake manifold pressure for different expansion ratios under fixed operating conditions

圖5 中，進氣歧管壓力的變化反應(yīng)節(jié)氣門開啟角度的變化，當節(jié)氣門開啟角度變大時，進氣歧管的壓力上升，反之下降。試驗結(jié)果表明，當發(fā)動機膨壓比上升時，有效燃油消耗率呈現(xiàn)先上升后下降再上升的趨勢。

當膨壓比由1.09 上升至1.2 時，由于進氣道空氣的流通存在慣性，延后關(guān)閉的進氣門使更多的新鮮空氣流進氣缸，使得氣缸的充氣效率上升，因此需要減小節(jié)氣門的開啟角度，從而導(dǎo)致更明顯的泵氣損失，降低發(fā)動機熱效率。當發(fā)動機膨壓比繼續(xù)上升至1.5 時，高膨壓比對燃油經(jīng)濟性的改善逐漸明顯。一方面，在高膨壓比循環(huán)下，廢氣的余能得到充分利用；另一方面，更大的節(jié)氣門開度可以降低發(fā)動機的泵氣損失，提高發(fā)動機經(jīng)濟性能。

發(fā)動機膨壓比超過1.5 以后，由于發(fā)動機的實際壓縮比較低，而且在低負荷下缸內(nèi)氣體的湍流強度不足，發(fā)動機的燃燒效率下降。如圖6 所示，發(fā)動機在過高的膨壓比下，燃燒持續(xù)期持續(xù)增長，燃燒速度變緩導(dǎo)致發(fā)動機的等容度下降，燃油經(jīng)濟性變差。同時，過高的膨壓比導(dǎo)致排氣初期氣缸內(nèi)的壓力過低，不利于自由排氣，增加了排期過程中的泵氣損失，降低了發(fā)動機熱效率。

圖6 定點工況下不同膨壓比的燃燒持續(xù)期Fig.6 Combustion duration of different expansion ratios under fixed operating conditions

圖7 描述了發(fā)動機在不同排氣門關(guān)閉時刻下燃油經(jīng)濟性隨膨壓比增大而變化的趨勢。負的排氣門關(guān)閉角對應(yīng)上止點前的曲軸轉(zhuǎn)角。當排氣門的關(guān)閉時刻改變時，通過計算可知試驗中不同膨壓比所對應(yīng)的進氣門關(guān)閉角，從而推算進氣門的開啟正時。

圖7 定點工況下不同VVT 與膨壓比循環(huán)下的燃油經(jīng)濟性Fig.7 Fuel economy under fixed-point operating conditions with different VVT and expansion ratio cycles

試驗結(jié)果表明，發(fā)動機的有效燃油消耗率在總體上隨著膨壓比的提高而下降，并在膨壓比為1.5 時達到最低。圖中星號處為本工況下的最低油耗，與原機型該工況（圖5 中膨壓比為1.09 的點）下的燃油經(jīng)濟性相比，高膨壓比可以降低1.5%的有效燃油消耗率。

3.2 外特性工況分析

由圖8 可知，當發(fā)動機的膨壓比上升時，發(fā)動機的充氣效率明顯下降，發(fā)動機的平均有效壓力也隨之降低。當發(fā)動機的膨壓比從原機型的1.03 上升至1.5 時，發(fā)動機的平均有效壓力下降29.8%。

圖8 3 000 r/min 外特性下不同膨壓比的BMEP 和充氣效率Fig.8 BMEP and inflation efficiency with different expansion ratios at 3 000 r/min

由圖9可知，當發(fā)動機膨壓比為1.5時，3 000 r/min外特性下發(fā)動機的燃油經(jīng)濟性達到最佳，比膨壓比為1.03 時降低10.5%。提高發(fā)動機的膨壓比有利于降低實際進入氣缸新鮮空氣的總質(zhì)量，降低壓縮終了時缸內(nèi)溫度，從而降低爆震傾向?？梢詫l(fā)動機的點火提前角前移，并將燃燒中心CA50 控制在活塞上止點后8°CA 左右，但此時發(fā)動機的動力性能明顯下降，不適宜在極高動力需求的工況中使用。當發(fā)動機膨壓比超過1.5 后，高膨壓比帶來的有利因素逐漸不占主導(dǎo)，同時其不利因素逐漸成為主導(dǎo)，從而導(dǎo)致其有效燃油消耗率出現(xiàn)反彈的情況。

圖9 3 000 r/min 外特性下不同膨壓比的BSFC 與CA50Fig.9 BSFC and CA50 with different expansion ratio under 3 000 r/min external characteristics

4 結(jié)論

（1）高膨壓比能有效提高發(fā)動機的經(jīng)濟性能，但膨壓比的數(shù)值并不是越高越好，本次試驗中的1.5 L 自然吸氣發(fā)動機在膨壓比為1.5 左右能達到最佳性能。適當提高膨壓比，有利于充分回收廢氣余能，并且由于需要補償進氣量，節(jié)氣門的開度也會增大，從而降低泵氣損失。但是過高的膨脹比導(dǎo)致發(fā)動機實際的壓縮比過低，影響了氣缸的燃燒效率，同時導(dǎo)致排氣初期氣缸內(nèi)的壓力過低，不利于自由排氣，增加排期過程中的泵氣損失，降低發(fā)動機熱效率。

（2）由于高膨壓比循環(huán)中實際進入發(fā)動機氣缸的混合氣較少，缸內(nèi)混合氣的湍動能較弱，缸內(nèi)溫度在活塞壓縮終點時比奧托循環(huán)更低，在中高負荷下有更低的爆震傾向，可以使用更大的點火提前角，保證了中高負荷的燃油經(jīng)濟性。

（3）高膨壓比顯著降低發(fā)動機的充氣效率，抑制了發(fā)動機外特性工況下的動力性。換而言之，通過LIVC 實現(xiàn)的高膨壓比循環(huán)不能兼顧發(fā)動機在極高動力需求下的動力性能和經(jīng)濟性能。