基于阿特金森循環(huán)的電動汽車增程器開發(fā)

武欣，趙凱紳，齊國海，翟磊，孫備，李倩倩，張勇

(1.黃河交通學院，河南 焦作 454000；2.瑞慶汽車發(fā)動機技術有限公司，河南 焦作 454000；3.焦作大學，河南 焦作 454000)

增程式電動車應用于乘用車、物流車等車型，其獲取電能的方式，一方面來自動力蓄電池的儲能，另一方面來自發(fā)動機對燃油能量的轉(zhuǎn)換。當動力電池能量不夠充足時，發(fā)動機被喚醒，通過驅(qū)動發(fā)電機對動力蓄電池組補充電能，實現(xiàn)邊發(fā)電邊行駛，當充放電的能量達到平衡時，車輛的續(xù)航里程將取決于剩余油量。

現(xiàn)階段，增程式電動車常用的發(fā)動機仍然為傳統(tǒng)的奧托循環(huán)發(fā)動機，具有較小的膨脹比和相對較低的機械壓縮比。傳統(tǒng)的奧托循環(huán)發(fā)動機更偏向于直驅(qū)型式的傳統(tǒng)內(nèi)燃機車輛，發(fā)動機可以獲得更高的充量，從而具有更高的升功率、升扭矩特性。而運用在增程式電動車輛時，奧托循環(huán)發(fā)動機相對運行工況點較少。在部分負荷工況下，傳統(tǒng)汽油機存在泵氣損失大、燃油經(jīng)濟性差等缺點，作為增程器，發(fā)動機工作范圍相對較窄，難以滿足發(fā)電經(jīng)濟性的需求。而阿特金森循環(huán)汽油機在部分負荷工況下具有更好的燃油發(fā)電經(jīng)濟性。

文獻[1]提出了針對串聯(lián)混動開發(fā)的恒功率控制策略，文獻[2]提出三工控點的開發(fā)策略，文獻[3]提出了增程器最佳燃油經(jīng)濟性工作特性的匹配方法，明確每一輸出到母線的等功率線對應的最佳燃油耗、發(fā)動機輸出扭矩和轉(zhuǎn)速，以此作為一般增程器匹配的通則。

增程器作為準恒定工況動力機械，可進一步發(fā)掘其提高燃油經(jīng)濟性能的潛力。當發(fā)動機采用高膨脹比設計時，發(fā)動機經(jīng)濟性具有全新的特點，發(fā)動機熱效率在經(jīng)濟區(qū)能提升到39%，盡管最大扭矩發(fā)生了明顯的降低。在串聯(lián)混動型式下，發(fā)動機與車輪機械連接解耦，并可以通過優(yōu)化控制增程器開關機時刻，減少增程器運行時間，通過高效運行的合理規(guī)劃管理，進一步降低燃油消耗率和排放水平。在這種應用場景下，發(fā)動機輸出特性只需要滿足最優(yōu)化熱效率的性能目標，就可以滿足大多數(shù)增程器的技術要求，發(fā)動機開發(fā)以熱效率優(yōu)化為主要開發(fā)方向，不追求最高功率和最大扭矩，并保證燃油經(jīng)濟性和排放性能的平衡。

從目前技術趨勢來看，采用阿特金森循環(huán)實現(xiàn)高膨脹比的發(fā)動機更符合增程器發(fā)動機所需求的技術特點，用于匹配串聯(lián)混動形式的電動車輛可得到較好的性能。

1 主要技術特征

1.1 主要結構形式

目標機型開發(fā)基于某直列4缸自然吸氣發(fā)動機，缸徑72 mm，行程80 mm，總排量1.303 L。阿特金森循環(huán)進氣凸輪升程徑比1.25，滾流比2.8，壓縮比13.6，進氣凸輪包角170°?；A機型最低燃油消耗率為245.3 g/(kW·h)，熱效率約34%。

1.2 缸蓋和缸體

考慮到阿特金森循環(huán)的技術特點，對缸蓋原有氣道進行了升級，在原有設計基礎上使?jié)L流比和流量系數(shù)再次平衡，選取偏向于高滾流的進氣道設計形式。原有噴油器的油束噴射方向存在較大噴射干涉問題，為改進排放性能和起動性能，對噴油器安裝位置進行重新優(yōu)化設計(見圖1)，校核油束自由飛行距離使之超過65 mm。

圖1 低壓噴射油束校核

缸體仍然采用原機結構。與傳統(tǒng)發(fā)動機相比，增程器的工況受到策略性控制，會有較高的起動-停機頻次。為提高發(fā)動機排放性能、降低油耗，則需要加快暖機速度。同時考慮到增程器常見工作區(qū)域分布在最佳經(jīng)濟區(qū)間，在原有基礎上略縮小缸體水套容積，以減少傳熱損失。圖2示出增程器缸體水套最終CFD校核的流速分布。

圖2 缸體水套CFD校核

考慮到增程器工作時發(fā)動機與車速的關系解耦，存在低速高負荷的工作情況，缸蓋部分熱負荷比常規(guī)發(fā)動機高，因此還需對缸蓋水套進行校核，加大進出水管口徑，使缸蓋水套冷卻水的總體流量適度加大?？s小缸體水套容積、加大缸蓋進出口徑后校核結果顯示，在整體流量為135 L/min的情況下，總體壓損控制在47.5 kPa，各缸流動均勻性及傳熱系數(shù)基本一致。

1.3 降低機械摩擦

降低增程器機械摩擦損耗有利于提高燃油經(jīng)濟性，機械摩擦損耗主要涉及到活塞及軸頸的摩擦損耗。對于曲柄連桿機構，主要考慮提高機械效率、降低機械摩擦功損失。對活塞采用低彈力活塞環(huán)，并對第一氣環(huán)外圓增設PVD涂層，對活塞裙部增設儲油減摩涂層，對副推力側(cè)采用非對稱結構，降低該部分的接觸面積。軸瓦采用了降摩擦樹脂涂層，并減小軸瓦的有效支承寬度。 圖3示出原型機和減摩阻樣機在同樣試驗邊界下、不同轉(zhuǎn)速點的摩擦扭矩。

圖3 減摩設計前后摩擦扭矩對比

增程器的電機部分采用無軸承結構，因此完全消除掉了機械功損耗，有利于整體效率提升。

1.4 壓縮/膨脹比設計

采用阿特金森循環(huán)后，由于進氣充量相對原型機奧托循環(huán)降低，因此在設計開發(fā)中通過進一步提高膨脹比來提高燃料做功熱效率。為保證壓縮終了的壓縮壓力，開發(fā)參數(shù)為充量壓縮比10.1，膨脹比14.1，有效工作容積1.173 L，活塞膨脹行程比壓縮行程增加22 mm。

圖4示出奧托循環(huán)的原型機和采用阿特金森循環(huán)的試驗樣機的燃油消耗率對比。由圖4可知，采用阿特金森循環(huán)后，發(fā)動機的燃油消耗率在中高負荷區(qū)域有了明顯改善，在不追求高扭矩動力性輸出的情況下，熱效率達到39%。

圖4 阿特金森循環(huán)下的燃油消耗率

1.5 配氣與正時

基于原型機的配氣機構進行面向阿特金森循環(huán)的設計改造。保留原有雙頂置凸輪軸結構，以及機械挺柱設計?？紤]到增程器的工作范圍較窄，配氣仍采用固定相位式設計，以降低發(fā)動機成本。

為在增程器常用的運行工況下實現(xiàn)阿特金森循環(huán)，對進氣門、排氣門的包角和升程進行了重新設計。原型發(fā)動機采用的是奧托循環(huán)，進氣門包角為200°，升程為7.25 mm，排氣門包角為206°，升程為7.1 mm。提高發(fā)動機膨脹比后，發(fā)動機單沖程、節(jié)氣門全開情況下進氣量下降10%。

經(jīng)優(yōu)化，進氣門包角提高到236°，排氣門包角縮減到165°。圖5示出奧托循環(huán)和阿特金森循環(huán)的進排氣凸輪升程和相位比較。阿特金森循環(huán)采用進氣門晚關策略，當活塞開始上行時仍保持進氣門開啟，推出一部分混合氣；由于進氣量減少，排氣量也隨之下降，此時采用排氣門提前關閉策略，同時，避免較大氣門重疊角造成的混合氣掃氣、混合氣能量浪費以及排放尾氣中存在過量未燃氣體等問題。排氣門提前關閉還可以在缸內(nèi)保留一部分已燃氣體，降低下一沖程新鮮混合氣充量，等效于提高膨脹比，并可以降低燃燒溫度，因此對提高發(fā)動機的經(jīng)濟性和原排性能均具有益處。

圖5 阿特金斯循環(huán)和奧托循環(huán)的進排氣門升程對比

在曲軸-凸輪軸正時傳動方面，增程器發(fā)動機選用了正時皮帶方案，并將正時皮帶方案和同平臺的正時鏈發(fā)動機摩擦功進行了比較，結果見圖6。在同等轉(zhuǎn)速和驅(qū)動負載下，相比較正時鏈，正時皮帶傳動具有降低摩擦損耗的優(yōu)勢，避免了鏈傳動的張緊軌道摩擦，以及齒廓間因高接觸應力帶來的動載荷損耗。

圖6 不同正時傳動型式的摩擦功對比

1.6 發(fā)電機

采用永磁同步交流電機作為增程器的發(fā)電機單元。增程器發(fā)電機主要參數(shù)見表1。這種電機工作效率高，發(fā)電機轉(zhuǎn)子為永磁體勵磁，結構較為簡單，無需造成勵磁損耗，提高了電機發(fā)電效率和發(fā)電功率密度。且轉(zhuǎn)子磁場單元中不存在電樞電阻損耗和無功電流，不會發(fā)熱，因而電機具有較好的溫升特性。

表1 增程器發(fā)電機主要參數(shù)

永磁同步交流電機可以實現(xiàn)很好的功率-體積-效率之間的平衡，可實現(xiàn)小體積大功率，在混合動力汽車的動力單元領域得到了廣泛的應用。增程器作為燃料石化能源轉(zhuǎn)換為電能的轉(zhuǎn)換中樞，應充分利用這種電機特性的優(yōu)勢，實現(xiàn)小體積輕量化、高轉(zhuǎn)換效率的開發(fā)目標。

在額定功率和電壓下，增程器電機在發(fā)電模式下運行，電機高效工作區(qū)(效率不低于95%)應覆蓋發(fā)動機常用的工作轉(zhuǎn)速區(qū)間，包括1 500～3 500 r/min的中高負荷區(qū)域，其中，發(fā)電機轉(zhuǎn)矩覆蓋60～120 N·m的動力輸出范圍，如圖7所示電機發(fā)電效率MAP。電機發(fā)電高效區(qū)與發(fā)動機高熱效率區(qū)應相匹配，發(fā)動機和發(fā)電機耦合運行，從而得到最佳的增程器發(fā)電經(jīng)濟性。

圖7 發(fā)電工況電機效率MAP圖

增程器的經(jīng)濟性開發(fā)應基于發(fā)動機的經(jīng)濟特性區(qū)間與發(fā)電機的高效工作區(qū)間相匹配，在選擇經(jīng)濟工況方面，至少應存在一個轉(zhuǎn)速-扭矩相同的工況點，能同時滿足發(fā)動機最低燃油消耗率和發(fā)電機的高效率，開發(fā)定工況增程器則考慮基于該最優(yōu)工況點作為額定發(fā)電輸出工況點。本研究中增程器的發(fā)動機曲軸與發(fā)電機轉(zhuǎn)子為剛性連接，其傳動比為1，因此效率特性方面采用相同轉(zhuǎn)速-負荷下的輸出作為工作點繪制曲線，結果見圖8。同時，對于增程器的功率跟隨特性，則應選擇發(fā)動機和發(fā)電機MAP上連續(xù)區(qū)域的耦合區(qū)域，確定耦合區(qū)域中每一個獨立的工況點為不同轉(zhuǎn)速下負荷特性曲線上的最高效率工況點。因此，增程器功率跟隨工況的每一轉(zhuǎn)速點上，發(fā)動機燃油消耗率最低，發(fā)電機的發(fā)電效率最高，或能較為平衡地兼顧發(fā)動機熱效率和發(fā)電機發(fā)電效率的耦合最優(yōu)。

圖8 增程器某轉(zhuǎn)速下負荷-效率特性

本研究中增程器發(fā)電機的最高發(fā)電效率為95.6%，通過控制器進行AC-DC直流調(diào)理，機械能轉(zhuǎn)換電能的效率超過93%，配合發(fā)動機39%熱效率，其燃油發(fā)電經(jīng)濟性最高可以略超3 (kW·h)/L，具有商業(yè)實用性。

2 性能開發(fā)

2.1 發(fā)動機性能標定

發(fā)動機的性能開發(fā)需要覆蓋整個增程器運行工況MAP的數(shù)據(jù)，以增程器主要運行工況為優(yōu)化邊界。

發(fā)動機采用RON92燃油進行測試，油耗MAP中，最低燃油消耗率達到213 g/(kW·h)，實測燃油低熱值為42.8 MJ/kg，發(fā)動機最佳熱效率達到39%。對應的發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速為2 250～2 800 r/min。

如圖9，將發(fā)電機的效率MAP和發(fā)動機的燃油消耗率MAP相耦合匹配，在2 500～3 500 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，輸出扭矩70～82 N·m范圍中，發(fā)動機熱效率可以達到0.38～0.39，發(fā)電效率達到0.90～0.92。該區(qū)域可以達到綜合燃油發(fā)電經(jīng)濟性的最佳狀態(tài)，且額定功率點也落入該工況區(qū)域，可以滿足增程器開發(fā)的定型匹配。

圖9 增程器經(jīng)濟性MAP匹配圖

為使增程器工作在發(fā)動機和發(fā)電機最高效率的耦合區(qū)域，結合功率等高線作為選點邊界，當發(fā)動機和發(fā)電機同時在最高熱效率和發(fā)電效率區(qū)間工作，可以實現(xiàn)不同功率輸出下最佳的燃油發(fā)電經(jīng)濟性。

為滿足車輛復雜工況，開發(fā)發(fā)動機增程器產(chǎn)品時應使發(fā)電功率范圍盡量能寬泛。經(jīng)匹配，發(fā)電輸出功率范圍為10～33 kW，選擇1 500～4 000 r/min作為主要運行工況，結果見圖9。增程器與傳統(tǒng)燃油車工況具有較大差異，動力輸出主要依據(jù)車輛控制器對缺口功率的需求，而非傳統(tǒng)發(fā)動機的扭矩需求。同時，多個工況點有助于使增程器離散的工況連續(xù)化，提高增程器NVH性能。

2.2 增程器發(fā)電經(jīng)濟性

對增程器進行發(fā)電經(jīng)濟性試驗，通過電功率分析儀、油耗儀來實測發(fā)電油耗經(jīng)濟性數(shù)據(jù)。為考察增程器發(fā)電工況電流特性，對不同轉(zhuǎn)速-功率下發(fā)電電流進行考察，通過對轉(zhuǎn)速及負荷的矩陣化運行標定，獲得增程器全工況下的萬有特性數(shù)據(jù)。在整個運行工況的發(fā)電電流MAP(見圖10)中，母線最大電流達到105.7 A。該MAP可用于GCU功率模塊校核，以及母線最小線徑的校核。

圖10 增程器掃點實測發(fā)電電流MAP

根據(jù)發(fā)電經(jīng)濟性、輸出電功率性能和NVH最優(yōu)原則，選取增程器工作的最優(yōu)工況點。匹配后(如圖11)，增程器工況可以覆蓋轉(zhuǎn)速1 500～4 000 r/min區(qū)間，發(fā)電經(jīng)濟性在2.6～3.14 (kW·h)/L范圍，最佳經(jīng)濟轉(zhuǎn)速范圍為2 250～2 800 r/min，與發(fā)動機最佳熱效率工況基本一致，最經(jīng)濟的工況點為3.14 (kW·h)/L@2 750 r/min。

圖11 增程器發(fā)電經(jīng)濟性

2.3 車輛燃油經(jīng)濟性

為考察所開發(fā)增程器在搭載車輛運行時的燃油經(jīng)濟性，本研究采用增程式車輛(形式為串聯(lián)混動)與傳統(tǒng)燃油車輛進行橫向經(jīng)濟性比較。該平臺車輛整備質(zhì)量為1.7 t，考察兩種車輛在不同車速下的等速燃油經(jīng)濟性。其中，串聯(lián)混動增程式車輛采用功率平衡方式運行，即動力電池包所存儲電能不應在運行中發(fā)生消耗或充儲。兩種車型的行駛阻力等效相同，兩種車型所搭載發(fā)動機型式、排量、動力經(jīng)濟性一致。燃油車變速器各擋位速比和主減速比為量產(chǎn)車型匹配后狀態(tài)。增程式串聯(lián)混動車的發(fā)電機效率和IGBT傳輸效率損失均計入最終的車輛燃油經(jīng)濟性。

從圖12可以看出，在增程式串聯(lián)混動車可以采用功率平衡方式運行的車速區(qū)間內(nèi)(即65～110 km/h)，增程式車輛的百公里燃油經(jīng)濟性在不同車速段優(yōu)于傳統(tǒng)純?nèi)加蛙?，降?%～10%，隨著車速降低，這種優(yōu)勢更加明顯。當車速低于功率平衡的臨界車速后，增程器所發(fā)出的剩余功率將充入動力蓄電池中。因不滿足功率平衡，圖上不再給出等速經(jīng)濟性。從圖中可知，搭載阿特金森循環(huán)發(fā)動機增程器的車輛在城市低速工況純?nèi)加湍Ｊ较陆?jīng)濟性全面優(yōu)于傳統(tǒng)燃油發(fā)動機車輛。再考慮到動力電池包能量的貢獻，串聯(lián)混動增程式車輛，尤其是本研究所述整備質(zhì)量為1.7 t左右的物流車輛，具有滿足綜合油耗第五階段及以上國家標準的潛力。

圖12 增程式串聯(lián)混動車與傳統(tǒng)燃油車等速燃油經(jīng)濟性對比

2.4 增程續(xù)航性能

由于串聯(lián)混動增程式車輛的發(fā)動機與車輪行駛系統(tǒng)在機械傳動方面完全解耦，不同車速下車輛輪速與發(fā)動機轉(zhuǎn)速不再關聯(lián)，因此這種形式的增程器動力總成在車輛集成方面更加靈活，同一款發(fā)動機增程器可以用于整備質(zhì)量相差很大的車型。

選取3款典型純電驅(qū)動車型，進行增程化續(xù)航性能分析。車輛參數(shù)配置見表2。

表2 3種典型車型主要參數(shù)

分析采用同一邊界準則：

a) 采用功率平衡方法進行行駛經(jīng)濟性測算，即應保證車輛行駛前后動力電池的SOC值相差不超過±0.5%，代表運行前后沒有燃油能量存入電池包，也沒有電池包能量介入到車輛行駛的能量消耗中；

b) 假定不同車輛搭載相同容量的燃油箱和相同參數(shù)的供油系統(tǒng)，代表來自燃油部分的能量具有相同水平；

c) 在評價車輛續(xù)航里程方面，僅考慮能量來自純?nèi)加偷睦m(xù)航能力，動力電池的能量不參與續(xù)航里程的貢獻；

d) 為便于橫向比較，主要考慮等速平直路面的續(xù)航里程。

3種典型車型搭載本研究所述增程器在燃油模式下運行。動力性方面，該功率級別的增程器對輕型車的覆蓋面較廣，能夠覆蓋質(zhì)量為1.5～3.5 t乘用車和商用車的動力需求。圖13和圖14分別展示了燃油消耗和等速續(xù)航能力的比較。由于車型阻力特性不同，最高車速隨車輛質(zhì)量的增加而減小，最高車速均可超過100 km/h。續(xù)航方面，隨著車速的升高，續(xù)航能力下降。按30 L燃油量計算，小型乘用車可以在高速工況下(車速120 km/h)最低續(xù)航400 km，而按照經(jīng)濟車速運行(80 km/h)，燃油續(xù)航里程理論可達到700～800 km；輕型商用車在經(jīng)濟車速下(65～90 km/h)也能達到最低400 km的純?nèi)加屠m(xù)航能力。

圖13 3種車型平直路面經(jīng)濟性對比

圖14 3種車型平直路面燃油模式續(xù)航里程對比

3 結束語

通過對某4缸自然吸氣汽油機進行改造，以阿特金森循環(huán)方式工作，提高做功循環(huán)中的膨脹比，最高熱效率較原有奧托循環(huán)方式提高了5%，最佳燃油發(fā)電經(jīng)濟性達到3.14 (kW·h)/L，可作為純電新能源車型的第二能源轉(zhuǎn)換供應裝置，相對傳統(tǒng)燃油車具有更理想的燃油經(jīng)濟性；同時實現(xiàn)車輛機械功率-電功率-機械功率解耦的機械傳動方式，能廣泛適應多種不同的車型動力匹配，提供一種低成本、高效便捷的新能源混動車輛動力匹配開發(fā)方案。