米勒循環(huán)對增壓直噴汽油機性能影響的仿真分析

胡志遠，徐 揚，房 亮，樓狄明，譚丕強

（同濟大學汽車學院，上海 201804）

汽車是能耗大戶［1］，為促進乘用車油耗的整體下降，我國于2021年7月開始實行GB 19578―2021《乘用車燃料消耗量限值》［2］，確定了乘用車油耗限值5年內從5 L·（100 km）-1降到4 L·（100 km）-1的要求。為實現(xiàn)油耗限值目標，全可變配氣控制［3］、可變壓縮比［4］、米勒循環(huán)［5］等提高汽油機熱效率、降低油耗的技術成為研究熱點。

通過控制氣門開閉時刻，米勒循環(huán)將發(fā)動機膨脹比與壓縮比解耦，在降低發(fā)動機有效壓縮比的同時維持膨脹比不變，從而提高發(fā)動機熱效率，改善燃油經濟性［6］，是降低汽油機油耗的主流技術之一［7］。國內外學者通過試驗［8］和仿真［9］手段開展了米勒循環(huán)對汽油機性能影響的研究。鄭斌等［10］對米勒循環(huán)改善增壓直噴汽油機熱效率的機理進行分析，進氣門早關（early inlet valve closing，EIVC）和進氣門晚關（late intake valve closing，LIVC）策略下米勒循環(huán)都可減小發(fā)動機部分負荷工況的泵氣損失（pump mean effective pressure，PMEP），提升機械效率，降低缸內傳熱損失，從而促進油耗的改善。陳虎等［11］在增壓直噴發(fā)動機上通過一維仿真、計算流體力學和試驗研究發(fā)現(xiàn)，米勒循環(huán)可大幅減小低負荷區(qū)域的泵氣損失；魏楓展［12］發(fā)現(xiàn)米勒循環(huán)可提升發(fā)動機機械效率；吳中浪等［13］通過優(yōu)化高壓縮比米勒循環(huán)汽油機氣門策略后發(fā)現(xiàn)，米勒循環(huán)對2 000 r·min-1低負荷工況熱效率提升更為明顯；Perceau等［14］通過零維模型仿真發(fā)現(xiàn)，米勒循環(huán)節(jié)油率可達4%；陳硯才等［15］對不同米勒深度的2.0 L增壓缸內直噴汽油機進行試驗研究，結果表明適度的米勒循環(huán)有利于發(fā)動機經濟性的改善。另一方面，米勒循環(huán)可有效降低高負荷工況的爆震，改善發(fā)動機的燃油經濟性［16］。目前，有關米勒循環(huán)發(fā)動機高負荷的研究多結合廢氣再循環(huán)（exhaust gas recirculation，EGR）［17］、壓縮比［18］等開展。

為提高混合動力汽車的整車能源效率，混合動力汽車多采用米勒循環(huán)發(fā)動機［19-20］。渠肖楠等［21］的研究結果表明，在混合動力發(fā)動機上采用米勒循環(huán)、廢氣再循環(huán)、高壓縮比等均有利于燃油消耗率降低；井俊超等［22］的研究結果表明，米勒發(fā)動機+P2.5混合動力系統(tǒng)彌補了傳統(tǒng)發(fā)動機低速時燃燒不穩(wěn)定、扭矩小以及急加速時扭矩上升慢的缺陷，在提高整車動力響應的同時改善了整車油耗。目前，關于混合動力汽油機常用的中等轉速（3 000 r·min-1）、中高負荷工況以及130°包角進氣凸輪軸對米勒循環(huán)發(fā)動機性能影響的研究相對較少。

以一臺面向混合動力系統(tǒng)開發(fā)的缸內直噴增壓汽油機為研究對象，基于試驗數(shù)據(jù)標定后的一維流體動力學模型，采用130°包角進氣凸輪軸，在進氣門開啟時刻（inlet valve opening，IVO）340°曲軸轉角下，分析轉速為3 000 r·min-1，平均有效壓力（brake mean effective pressure，BMEP）分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時米勒循環(huán)對進排氣質量流量、充量系數(shù)、有效壓縮比、燃燒持續(xù)期、泵氣損失和油耗的影響，并分析同時調節(jié)IVO與排氣門關閉時刻（exhaust valve closing，EVC）對發(fā)動機性能的影響。

1 仿真模型建立及驗證

1.1 發(fā)動機主要技術參數(shù)

研究用發(fā)動機為一臺壓縮比11.5、排量1.5 L、額定功率124 kW、面向混合動力開發(fā)的直列四缸增壓直噴汽油機，主要技術參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動機主要技術參數(shù)Tab.1 Main technical parameters of experimental engine

1.2 仿真模型的建立

基于研究用發(fā)動機，使用GT-Power建立了包含燃燒室、進氣、排氣以及渦輪增壓器等模塊的一維流體動力學模型。模型中使用SITurb子模型分析米勒循環(huán)的影響。與SIWiebe模型相比，SITurb模型可更準確地計算幾何壓縮比、空燃比、可變氣門正時（variable valve timing，VVT）、點火正時等參數(shù)對缸內燃燒放熱率的影響。建立的一維流體動力學模型如圖1所示。

圖1 一維流體動力學模型Fig.1 One-dimensional hydrodynamic model

1.3 米勒循環(huán)的實現(xiàn)

米勒循環(huán)發(fā)動機的壓縮行程開始于進氣門關閉時刻（inlet valve closing，IVC），有效壓縮比rc，M計算式如下所示［23］：

式中：VIVC，M為進氣門關閉時刻對應的氣缸總容積；VTDC為燃燒室容積。

米勒循環(huán)發(fā)動機有效膨脹比re，M計算式如下所示［23］：

式 中：VEVO，M為 排 氣 門 開 啟 時 刻（exhaust valve opening，EVO）對應的氣缸總容積。

使用膨脹壓縮比rec，M描述米勒循環(huán)強度。rec，M的計算式如下所示［23］：

仿真工況的轉速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa，其中0.5 MPa為非增壓工況，1.0 MPa和1.5 MPa為增壓工況。為了便于對仿真結果進行描述和解釋，采用低負荷、中負荷、高負荷分別描述平均有效壓力為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa的3個工況，并采用IVO的變化代替IVC的變化進行描述，便于直觀解釋氣門位置變化帶來的影響。

仿真過程中，考慮到發(fā)動機采用固定130°包角進氣凸輪軸和150°包角排氣凸輪軸，3個工況的IVO、EVC調節(jié)方案如表2所示。IVO和EVC的調節(jié)步長為5°CA。

表2 不同工況點的IVO和EVC調節(jié)方案Tab.2 Variation of IVO and EVC at different operating points

1.4 模型標定及驗證

基于發(fā)動機臺架試驗的缸壓曲線和油耗數(shù)據(jù)，標定建立的一維模型。圖2為缸內壓力仿真結果和試驗結果的對比。由圖2可見，3個工況下缸內壓力仿真結果與試驗結果間的誤差小于5%，建立的一維流體動力學模型誤差滿足要求。

圖2 缸內壓力仿真結果與試驗結果對比Fig.2 Comparison of cylinder pressure between test data and simulation results

一般認為，發(fā)動機的最低油耗出現(xiàn)在輕微爆震邊緣或者CA50為8°CA左右［24］。仿真計算時，點火提前角優(yōu)化原則是在確定的VVT下逐漸增大點火提前角，使發(fā)動機具有最低的油耗。低負荷工況下，選取使CA50達到約8°CA時的點火提前角。中高負荷工況下，選取爆震邊緣的點火提前角，爆震邊緣通過爆震模塊中的爆震指數(shù)kKITI判斷（當kKITI＞1時即認為發(fā)生爆震）。參考李友峰等［24］的方法，節(jié)氣門和廢氣旁通閥（electrical waste gate，EWG）的調節(jié)原則是：低負荷工況下，廢氣旁通閥全開，僅通過調節(jié)節(jié)氣門開度達到目標平均有效壓力；高負荷工況下，先調節(jié)節(jié)氣門開度，當節(jié)氣門達到全開狀態(tài)后，再通過減小廢氣旁通閥開度提高增壓壓力，達到目標平均有效壓力。

2 仿真結果與分析

2.1 米勒循環(huán)對進排氣質量流量及充量系數(shù)的影響

進排氣質量流量是影響充量系數(shù)的關鍵因素之一［25］，調節(jié)IVO和EVC會影響進排氣質量流量，進一步影響充氣效率。非增壓低負荷工況和增壓中負荷工況下，單獨調節(jié)IVO和EVC時單氣道質量流量變化如圖3所示。由圖3a看出，隨著IVO的提前，進氣道質量流量峰值增大，峰值波動減弱。同時，與梁源飛等［26］得到的結果類似，IVO提前使部分廢氣被推入進氣道，產生廢氣重吸收效應，影響實際進氣質量和充量系數(shù)。值得注意的是，隨著IVO的提前，單個循環(huán)內被推入進氣道的廢氣量逐漸增加，但增長趨勢逐漸平緩。這是因為，廢氣重吸收效應導致充量系數(shù)降低，為了達到目標平均有效壓力，節(jié)氣門開度增加，進氣歧管壓力增大，氣門重疊階段的進、排氣壓差減?。?7］。受增壓工況下進氣壓力較大的影響，增壓工況基本上不出現(xiàn)廢氣重吸收現(xiàn)象。

圖3 米勒循環(huán)對單氣道質量流量的影響Fig.3 Effect of Miller cycle on single airway mass flow

由圖3b可以看出：隨著EVC的推遲，氣門重疊角變大，排氣道質量流量峰值增加；由于低負荷工況下缸內壓力較低，并且活塞下行過程中缸內壓力下降迅速，導致低負荷工況出現(xiàn)廢氣回流現(xiàn)象，而且回流量隨著EVC推遲而增大；中負荷工況下，受進氣增壓的影響，大氣門重疊角可利用進、排氣壓差排出更多廢氣，導致排氣行程末端的排氣質量流量小幅增加。

轉速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa、1.5 MPa時，IVO、EVC獨立調節(jié)對充量系數(shù)的影響如圖4所示。由圖4a看出，隨著平均有效壓力由0.5 MPa增加到1.5 MPa，進氣方式從自然吸氣切換為增壓，充量系數(shù)增大。低負荷工況下，IVO的提前導致充量系數(shù)降低。原因如下：第一，IVO提前使氣門重疊角增大，廢氣重吸收質量增加；第二，排氣門附近的高溫廢氣對新鮮工質的加熱和廢氣重吸收效應導致進氣密度下降；第三，IVO提前使IVC提前，進氣時無法利用進氣行程后期的氣流慣性。以上3個因素導致充量系數(shù)降低［28］。對于中負荷工況，充量系數(shù)隨著IVO的提前先減小后增加。這是因為，負荷增加后，缸內熱負荷增大，排氣門附近高溫廢氣對進氣的加熱導致充量系數(shù)下降；隨著IVO的進一步提前，大氣門重疊角使壓差排氣作用增強，充量系數(shù)增大。對于高負荷工況，增壓使大氣門重疊角的壓差排氣作用成為主要因素，充量系數(shù)隨IVO的提前逐漸增大。

從圖4b看出，隨著EVC的推遲，氣門重疊角增加，排氣門附近的高溫影響進氣密度。低負荷工況下，為了達到目標轉矩需增大節(jié)氣門開度，進氣阻力減?。?9］，充量系數(shù)隨EVC的增大而增加。中、高負荷工況下，進氣壓力較高，氣門重疊角增大有利于壓差排氣，充量系數(shù)增大。在EVC推遲到上止點（top dead center，TDC）之后效果更明顯。

圖4 米勒循環(huán)對充量系數(shù)的影響Fig.4 Effect of Miller cycle on volumetric coefficiency

2.2 米勒循環(huán)對燃燒的影響

2.2.1 有效壓縮比和點火正時

圖5為IVO、EVC獨立調節(jié)下米勒循環(huán)在轉速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時有效壓縮比和點火正時隨IVO和EVC的變化規(guī)律。

圖5 米勒循環(huán)對有效壓縮比及點火正時的影響Fig.5 Effect of Miller cycle on effective compression ratio and ignition timing

從圖5可以看出：EVC不變，有效壓縮比隨IVO的提前逐漸減小，米勒循環(huán)增強；IVO不變，EVC推遲不改變有效壓縮比。由圖5a可見，最佳點火正時受IVO和負荷的影響顯著。隨著IVO提前，有效壓縮比減小，可有效抑制爆震傾向［22］，最佳點火正時提前；隨著負荷的增大，缸內溫度升高，火焰?zhèn)鞑ニ俣燃涌欤罴腰c火正時推遲。從圖5b可以看出，IVO不變，推遲EVC的過程中，有效壓縮比保持不變，由于仿真過程采用150°包角排氣凸輪軸，在可調節(jié)范圍內膨脹比不變，米勒循環(huán)強度不變；與IVO比較，EVC對最佳點火正時的影響相對較小。隨著EVC的推遲，低負荷時的最佳點火正時提前，中、高負荷時的最佳點火正時推遲。這是因為，隨著EVC的推遲，低負荷工況下缸內溫度降低，廢氣回流效應導致缸內混合氣濃度降低，火焰?zhèn)鞑ニ俣容^慢，最佳點火正時提前［30］。中、高負荷工況下，缸內溫度較高，缸內殘余廢氣量隨著EVC的推遲而減小，火焰?zhèn)鞑ニ俣燃涌欤c火正時推遲。

2.2.2 CA50

圖6為IVO、EVC獨立調節(jié)下米勒循環(huán)在轉速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時CA50隨IVO和EVC的變化規(guī)律。由圖6a看出，低負荷工況下受點火正時優(yōu)化原則的影響CA50被控制在8°CA左右，中、高負荷工況下CA50隨著米勒循環(huán)的增強而減小。這是因為，中、高負荷下，隨著IVO的提前，充量系數(shù)增加，殘余廢氣量減少，混合氣濃度增大，火焰?zhèn)鞑ニ俣燃涌欤行嚎s比的減小會削弱壓縮上止時的湍流［31］，減緩火焰的傳播速度，兩者共同作用下導致CA50減小。。由圖6b看出，EVC推遲對CA50的影響不大。

圖6 米勒循環(huán)對CA50的影響Fig.6 Effect of Miller cycle on CA50

2.3 米勒循環(huán)對缸內壓力的影響

圖7為IVO、EVC獨立調節(jié)下米勒循環(huán)在轉速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時缸 內壓 力 隨IVO和EVC的變化規(guī)律。由圖7a看出，低負荷工況下，隨著IVO的提前，缸內最大爆發(fā)壓力略有降低，最大爆發(fā)壓力對應的曲軸轉角變化不大。中負荷工況下，隨著IVO的提前，缸內最大爆發(fā)壓力從5.31 MPa增大到6.14 MPa，缸內最大爆發(fā)壓力對應的曲軸轉角從18.2°CA提前至13.5°CA。這是因為，低負荷工況下，有效壓縮比隨著IVO的提前而減小，缸內湍流減弱，廢氣重吸收效應增強，火焰?zhèn)鞑ニ俾蕼p慢，缸內最大爆發(fā)壓力降低［16］。中負荷工況下，受渦輪增壓效應的影響，隨著IVO的提前，進氣滾流增強，殘余廢氣系數(shù)降低，滯燃期及燃燒持續(xù)期縮短［32］。由圖7b看出，隨著EVC的不斷推遲，低、中負荷工況下缸內最大爆發(fā)壓力增大，中負荷的缸內最大爆發(fā)壓力對應的曲軸轉角提前。

圖7 米勒循環(huán)對缸內壓力的影響Fig.7 Effect of Miller cycle on cylinder pressure

2.4 米勒循環(huán)對泵氣損失的影響

圖8為IVO、EVC獨立調節(jié)下米勒循環(huán)在轉速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時 泵 氣損 失隨IVO和EVC的變化規(guī)律。

從圖8a看出，低負荷工況下，隨著IVO的提前，充量系數(shù)減小，為達到目標平均有效壓力，節(jié)氣門開度增大，進氣過程的泵氣損失減小。隨著負荷的增大，相同IVO的泵氣損失呈現(xiàn)先減小后增加的變化趨勢。這是因為，隨著負荷的增大，中負荷下，節(jié)氣門由低負荷的部分開啟過渡到全開，泵氣損失整體減??；高負荷時，增壓壓力升高，流動阻力造成的進氣損失增大，泵氣損失增加。由圖8b看出：隨著EVC的推遲，泵氣損失顯著增加；相同EVC時，泵氣損失的增加幅度隨著負荷的增加而變大。這是因為，EVC的推遲導致EVO減小，使排氣過程處于強制排氣狀態(tài)的持續(xù)期增大，氣門處的流動阻力增加，泵氣損失增大。因此，過度減小排氣凸輪包角、增大膨脹壓縮比以加深米勒循環(huán)的方案將增大發(fā)動機的泵氣損失。

2.5 米勒循環(huán)對油耗和熱效率的影響

發(fā)動機油耗的影響因素包括燃燒效率、燃燒放熱等容度、冷卻損失、泵氣損失、摩擦損失等［33］，米勒循環(huán)通過影響充量系數(shù)、燃燒過程、泵氣損失等改善發(fā)動機的油耗。圖9為IVO、EVC獨立調節(jié)下米勒循環(huán)在轉速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時比油耗（brake specific fuel consumption，BSFC）和熱效率隨IVO和EVC的變化規(guī)律。

由圖9a看出，隨著IVO的提前，低負荷工況下，缸內燃燒情況變化不明顯，泵氣損失減小成為發(fā)動機熱效率提高的主要因素，比油耗降低；中負荷工況下，受泵氣損失和CA50的綜合影響，比油耗呈先小幅度降低再顯著增大的變化趨勢，熱效率在IVO為355°CA時達到最高（37.53%）；高負荷工況下，CA50減小使得燃燒等容度降低［34］，缸內最大爆發(fā)壓力提高導致摩擦損失、傳熱損失增大，泵氣損失增大［35］，BSFC增大，熱效率降低。從圖9b看出，隨著EVC的推遲，泵氣損失增大導致比油耗增加，熱效率降低。

圖9 米勒循環(huán)對比油耗和熱效率的影響Fig.9 Effect of Miller cycle on BSFC and thermal efficiency

2.6 IVO和EVC聯(lián)合調節(jié)對發(fā)動機性能的影響

IVO變化對有效壓縮比的影響顯著［36］，提前IVO的同時延后EVC可有效降低有效壓縮比并抑制爆震。選取前文通過IVO、EVC獨立調節(jié)得到的最佳油耗點（轉速為3 000 r·min-1，平均有效壓力為1.0 MPa，IVO為355°CA，EVC為365°CA），將點火正時固定在TDC前17.2°CA，分析IVO和EVC聯(lián)合調節(jié)對發(fā)動機的有效壓縮比、爆震指數(shù)、充量系數(shù)、泵氣損失、CA50和缸內最大爆發(fā)壓力Pmax的影響。

從圖10看出，IVO變化對有效壓縮比的影響較為顯著，提前IVO的同時延后EVC可有效降低米勒循環(huán)的壓縮比并抑制爆震。

圖10 IVO、EVC聯(lián)合調節(jié)對有效壓縮比和爆震指數(shù)的影響Fig.10 Effect of combined regulation of IVO and EVC on effective compression ratio and knock index

從圖11a可以看出，IVO和EVC聯(lián)合調節(jié)時，隨著米勒循環(huán)的加強，氣門重疊角增大，再加上增壓的影響，充量系數(shù)增大。從圖11b看出，與IVO相比，EVC對泵氣損失的影響較大，同時提前IVO和EVC可有效減小泵氣損失。從圖11c、d看出，當點火正時固定時，IVO或EVC對燃燒過程均有較大影響，EVC對Pmax的影響較大。提前IVO的同時延后EVC，使缸內混合氣濃度增加，殘余廢氣系數(shù)降低，Pmax增大。

圖11 IVO、EVC聯(lián)合調節(jié)對充量系數(shù)、泵氣損失、CA50和Pmax的影響Fig.11 Effect of combined regulation of IVO and EVC on volumetric coefficient,PMEP,CA50 and Pmax

IVO、EVC聯(lián)合調節(jié)時，發(fā)動機的比油耗變化規(guī)律如圖12所示。適當提前IVO結合小EVC可顯著降低比油耗，形成圖12底部中間區(qū)的低比油耗區(qū)。從圖12可以發(fā)現(xiàn)：IVO和EVC聯(lián)合調節(jié)后，發(fā)動機的熱效率升高到37.96%，比IVO單獨調節(jié)得到的最佳熱效率增加0.43%；推遲IVO并大幅推遲EVC導致泵氣損失顯著增大，圖12中左上角的泵氣損失比下部高出22.7%；提前IVO并推遲EVC導致Pmax顯著增大，形成圖12右上角的高Pmax區(qū)域；推遲IVO導致中高度爆震傾向。適度提前IVO并推遲EVC下在圖12中部輕微爆震區(qū)的下方產生最佳油耗區(qū)域。

圖12 IVO、EVC聯(lián)合調節(jié)對比油耗的影響Fig.12 Effect of combined regulation of IVO and EVC on BSFC

3 結論

（1）IVO、EVC獨立調節(jié)和聯(lián)合調節(jié)能夠實現(xiàn)米勒循環(huán)并改變米勒循環(huán)強度，與EVC相比IVO對米勒循環(huán)的影響較大。

（2）低負荷工況下，IVO的提前導致有效壓縮比減小，進氣道質量流量峰值增大，充量系數(shù)增加，泵氣損失減小，最佳點火正時提前，缸內最大爆發(fā)壓力略有降低，比油耗降低，熱效率升高；EVC的推遲會強化廢氣回流現(xiàn)象，充量系數(shù)減小，泵氣損失增大，最佳點火正時、CA50變化不明顯，缸內最大爆發(fā)壓力增大，比油耗增加，熱效率降低。

（3）中、高負荷工況下，IVO的提前可使有效壓縮比減小、廢氣重吸收效應減弱或消失，進氣質量流量增加，充量系數(shù)增大，最佳點火正時推遲，CA50減小，缸內最大爆發(fā)壓力增大，對應的曲軸轉角提前，中負荷工況下泵氣損失減少、比油耗先降低后增大，高負荷工況下泵氣損失增大，比油耗增大；EVC的推遲對最佳點火正時和CA50的影響相對較小，泵氣損失增加，比油耗升高。

（4）IVO、EVC聯(lián)合調節(jié)可進一步改善發(fā)動機的性能，適當提前IVO并提前EVC可顯著降低發(fā)動機油耗，使發(fā)動機的熱效率進一步增加0.43%。

作者貢獻聲明：

胡志遠：研究計劃制定，論文撰寫。

徐揚：研究實施，初稿撰寫。

房亮：論文優(yōu)化。

樓狄明：論文優(yōu)化。

譚丕強：論文優(yōu)化。