秦 靜，李云龍，張少哲，裴毅強(qiáng)，尚 宇，趙 煥，吳學(xué)松，劉 斌，胡鐵剛，詹樟松

(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. 天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)研究所，天津 300072；3. 長(zhǎng)安汽車(chē)工程研究院，重慶 510000)

進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與高壓縮比技術(shù)在汽油機(jī)上的應(yīng)用

秦 靜1,2，李云龍1，張少哲1，裴毅強(qiáng)1，尚 宇3，趙 煥3，吳學(xué)松3，劉 斌3，胡鐵剛3，詹樟松3

(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. 天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)研究所，天津 300072；3. 長(zhǎng)安汽車(chē)工程研究院，重慶 510000)

針對(duì)混合動(dòng)力汽車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)的特點(diǎn)，通過(guò)模擬和試驗(yàn)相結(jié)合的方法，研究了進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與高壓縮比對(duì)汽油機(jī)部分負(fù)荷性能的改善作用以及由于發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)變化對(duì)外特性的影響．研究結(jié)果表明：部分負(fù)荷應(yīng)用進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與高壓縮比可在排放變化不大的前提下使發(fā)動(dòng)機(jī)油耗降低4%～10%；進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)控制負(fù)荷有效降低了泵氣損失，配合幾何壓縮比的提高和點(diǎn)火提前角的優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)了較好的燃燒性能，提高了膨脹比；綜合作用下使得有效熱效率提高；較長(zhǎng)進(jìn)氣持續(xù)期和較大幾何壓縮比的應(yīng)用使得外特性扭矩降低2%～5%的同時(shí)，油耗平均5%．

進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)；幾何壓縮比；泵氣損失；燃油經(jīng)濟(jì)性；燃燒

混合動(dòng)力汽車(chē)由于良好的節(jié)能減排特性而備受關(guān)注．利用電動(dòng)機(jī)補(bǔ)充動(dòng)力輸出，混合動(dòng)力汽車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)可以犧牲部分外特性轉(zhuǎn)矩，對(duì)常用工況進(jìn)行效率優(yōu)化．汽油機(jī)是目前混合動(dòng)力汽車(chē)廣泛匹配的發(fā)動(dòng)機(jī)[1]，泵氣損失較大是影響其熱效率的重要因素．因此，降低汽油機(jī)部分負(fù)荷的泵氣損失對(duì)于提高混合動(dòng)力汽車(chē)整車(chē)燃油經(jīng)濟(jì)性具有重要意義．可變氣門(mén)技術(shù)是目前用于降低汽油機(jī)泵氣損失的主要手段之一[2-4]，尤其是進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)(late intake valve closure，LIVC)技術(shù)[5-6]．然而，進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻推遲太多，有效壓縮比過(guò)低限制了熱效率的提高[7].在進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)的同時(shí)提高幾何壓縮比，可以保證足夠的有效壓縮比，提高膨脹比，從而提高熱效率[8-11]．但相應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的變化會(huì)影響全負(fù)荷動(dòng)力輸出．因此，研究進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與高壓縮比在汽油機(jī)上的匹配優(yōu)化，對(duì)于混合動(dòng)力汽車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)的開(kāi)發(fā)和匹配具有重要的指導(dǎo)意義．筆者在一臺(tái)氣門(mén)相位可變的汽油機(jī)上，首先建立了原機(jī)仿真模型，計(jì)算了進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻、進(jìn)氣持續(xù)期和幾何壓縮比對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)部分負(fù)荷性能的影響規(guī)律，以及相關(guān)參數(shù)變化對(duì)全負(fù)荷性能的影響，確定了用于試驗(yàn)的進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻范圍、進(jìn)氣持續(xù)期和幾何壓縮比．進(jìn)而重新研制了進(jìn)氣凸輪軸和活塞，進(jìn)行了進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與高壓縮比優(yōu)化匹配對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)部分負(fù)荷性能改善以及對(duì)全負(fù)荷性能影響的試驗(yàn)研究．

1 發(fā)動(dòng)機(jī)關(guān)鍵參數(shù)的模擬優(yōu)化

1.1 模型建立

圖1為利用GT-power軟件[12]建立的發(fā)動(dòng)機(jī)一維仿真模型，發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)見(jiàn)表1．在模型中，缸內(nèi)瞬時(shí)放熱率計(jì)算采用EngCylCombSITurb燃燒模型；缸內(nèi)傳熱計(jì)算采用Woschni熱傳導(dǎo)模型；摩擦計(jì)算采用Chen-Flynn模型．利用試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)模型進(jìn)行了標(biāo)定．發(fā)動(dòng)機(jī)全負(fù)荷扭矩、油耗模擬值與試驗(yàn)值的對(duì)比如圖2所示．轉(zhuǎn)速為2,000,r/min，平均有效壓力為0.2,MPa、0.4,MPa和0.6,MPa 3個(gè)工況性能數(shù)據(jù)模擬值與試驗(yàn)值對(duì)比如表2所示．可以看到，與試驗(yàn)值相比，模擬值誤差均在5%以?xún)?nèi)，表明所建模型的精度滿(mǎn)足要求，可用于進(jìn)一步的開(kāi)發(fā)研究．

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型Fig.1 Engine simulation model

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

1.2 模擬方法

為了解進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻、進(jìn)氣持續(xù)期和幾何壓縮比對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)部分負(fù)荷性能的影響規(guī)律，在原機(jī)進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻為進(jìn)氣下止點(diǎn)后(ABDC)66°～96°CA、進(jìn)氣持續(xù)期為265°CA的基礎(chǔ)上，選取進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻范圍為101°～151°CA(ABDC)，每隔5°CA進(jìn)行1次模擬，并從中確定用于試驗(yàn)的最晚進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻．設(shè)計(jì)了持續(xù)期為285°、295°、305°CA，最大升程與原機(jī)相同的3條進(jìn)氣門(mén)升程曲線(xiàn)如圖3所示．在轉(zhuǎn)速為2,000,r/min、平均有效壓力為0.2,MPa工況點(diǎn)，通過(guò)調(diào)節(jié)節(jié)氣門(mén)開(kāi)度保持與原機(jī)相同的進(jìn)氣量；點(diǎn)火時(shí)刻調(diào)至最大扭矩(MBT)點(diǎn)；最后改變幾何壓縮比保持與原機(jī)相同扭矩，計(jì)算不同進(jìn)氣持續(xù)期和進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響．另外選擇部分負(fù)荷性能較好的進(jìn)氣門(mén)升程曲線(xiàn)，通過(guò)調(diào)節(jié)進(jìn)、排氣相位，在保持有效壓縮比不小于原機(jī)的條件下，對(duì)全負(fù)荷工況進(jìn)行最大進(jìn)氣量的模擬．根據(jù)綜合性能確定相關(guān)參數(shù)用于試驗(yàn)研究．

圖2 全負(fù)荷扭矩和油耗的模擬值與試驗(yàn)值對(duì)比Fig.2 Comparison of full load torque and fuel consumption between simulation and experiment

表2 2,000,r/min部分負(fù)荷性能數(shù)據(jù)模擬值與試驗(yàn)值對(duì)比Tab.2 Comparison of engine performance at 2,000,r/min between simulation and experiment

圖3 不同持續(xù)期的進(jìn)氣門(mén)升程曲線(xiàn)對(duì)比Fig.3 Intake valve lift curve of different duration

1.3 模擬結(jié)果與分析

圖4給出在不同進(jìn)氣持續(xù)期和進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)泵氣損失、總指示熱效率和油耗的影響以及所需的最小幾何壓縮比．總指示熱效率表示不包含泵氣損失功的循環(huán)指示功與燃料放熱量之比．模擬過(guò)程中發(fā)現(xiàn)，進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻大于131°,CA(ABDC)時(shí)，由于過(guò)多的進(jìn)氣回流，使用進(jìn)氣持續(xù)期小于305°,CA的進(jìn)氣門(mén)升程曲線(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)無(wú)法通過(guò)加大節(jié)氣門(mén)開(kāi)度獲得足夠進(jìn)氣量．因此進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻限定在131°,CA (ABDC)以?xún)?nèi)．從圖4(a)可以看到，進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻越推遲，泵氣損失越?。S著進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻的推遲，壓縮行程進(jìn)氣門(mén)保持開(kāi)啟的時(shí)間增加，更多的缸內(nèi)氣體流回進(jìn)氣管，為保持進(jìn)氣量必須加大節(jié)氣門(mén)開(kāi)度．進(jìn)氣持續(xù)期越短，相同進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻對(duì)應(yīng)的進(jìn)氣開(kāi)啟時(shí)刻越推遲，氣門(mén)重疊角越小，進(jìn)氣初期的泵吸作用越大，越不利于泵氣損失降低[3,7]．從圖4(b)～(d)可以看到，進(jìn)氣持續(xù)期和進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)幅度的增加使得總指示熱效率降低．可見(jiàn)更多的進(jìn)氣回流和有效壓縮比的降低對(duì)著火燃燒過(guò)程造成了不利的影響．泵氣損失和總指示熱效率的雙重變化使得油耗先降低后增加，最佳油耗區(qū)域?yàn)槌掷m(xù)期285°、295°,CA的進(jìn)氣門(mén)升程曲線(xiàn)和117°～127°,CA(ABDC)進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻對(duì)應(yīng)的范圍．相應(yīng)地，持續(xù)期越長(zhǎng)，在相同推遲角時(shí)泵氣損失越小，指示功的損失也較小，對(duì)應(yīng)較小的幾何壓縮比．對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)部分負(fù)荷性能較好的持續(xù)期為285°、295°,CA的進(jìn)氣門(mén)升程曲線(xiàn)進(jìn)行全負(fù)荷性能模擬．圖5是全負(fù)荷充氣效率模擬值與原機(jī)試驗(yàn)值的對(duì)比．可以發(fā)現(xiàn)，在低速和高速段，進(jìn)氣持續(xù)期越長(zhǎng)，充氣效率越低．持續(xù)期為285°,CA的進(jìn)氣門(mén)升程曲線(xiàn)最大降幅約為12%，持續(xù)期為295°,CA的氣門(mén)升程曲線(xiàn)最大降幅達(dá)23%．綜合部分負(fù)荷與全負(fù)荷的性能表現(xiàn)，最終確定進(jìn)氣持續(xù)期為285°,CA，最晚進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻為121°,CA(ABDC)，幾何壓縮比為12.6，用于試驗(yàn)研究．

圖4 進(jìn)氣持續(xù)期和進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響Fig.4 Effects of intake duration and intake valve closing timing on engine performance

2 試驗(yàn)與結(jié)果分析

2.1 試驗(yàn)方法與結(jié)果

根據(jù)模擬結(jié)果研制了新的進(jìn)氣凸輪軸和高壓縮比活塞．通過(guò)改變活塞頂面形狀來(lái)提高幾何壓縮比，如圖6所示．試驗(yàn)過(guò)程中，發(fā)動(dòng)機(jī)油耗測(cè)量使用AVL 7351,CME型油耗儀．氣缸壓力測(cè)量使用AVL ZI31-Y5S型傳感器．進(jìn)氣量測(cè)量使用ToCeiL20N熱式氣體質(zhì)量流量計(jì)．空燃比測(cè)量使用ETAS LA4型空燃比儀．排氣測(cè)量使用HORIBA MEXA-7100DEGR型排氣分析儀．點(diǎn)火角、氣門(mén)相位和空燃比的調(diào)節(jié)使用Delphi MT22.1型開(kāi)放式ECU．將發(fā)動(dòng)機(jī)上的爆震傳感器信號(hào)接到爆震音箱進(jìn)行爆震監(jiān)測(cè)．部分負(fù)荷工況以數(shù)值模擬得到的規(guī)律為基礎(chǔ)，對(duì)進(jìn)、排氣相位以及點(diǎn)火提前角、節(jié)氣門(mén)開(kāi)度等參數(shù)均進(jìn)行了針對(duì)油耗的優(yōu)化調(diào)整，λ保持為1．所測(cè)試工況以及原機(jī)與優(yōu)化后的進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻對(duì)比如表3所示．在進(jìn)行全負(fù)荷試驗(yàn)時(shí)，調(diào)整進(jìn)、排氣相位使進(jìn)氣量最大，點(diǎn)火角調(diào)整到爆震邊緣1°～2°,CA，空燃比以扭矩最大為目標(biāo)，監(jiān)測(cè)排溫低于850,℃以保護(hù)三效催化轉(zhuǎn)化器．

圖6 原機(jī)活塞與12.6壓縮比活塞對(duì)比Fig.6 Pistons of baseline engine and new designed engine with compression ratio of 12.6

圖7是進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后油耗對(duì)比．與原機(jī)相比，進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與壓縮比優(yōu)化后油耗降幅達(dá)4%～10%.在相同轉(zhuǎn)速下，負(fù)荷越小降幅越大．模擬結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本一致．圖8給出2,000,r/min測(cè)試工況進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后催化前的CO、HC和NOx排放對(duì)比．除平均有效壓力為0.2,MPa時(shí)NOx排放降幅達(dá)35%以外，其余排放變化均在10%以?xún)?nèi)．從圖9可以看到，全負(fù)荷扭矩分別在1,000,r/min、2,000,r/min和6,000,r/min降低了2.9%、4.7%和2.5%；中速段有所增加，3,000,r/min增加了4.2%．油耗則出現(xiàn)了較大改善，平均降幅約5%．

表3 部分負(fù)荷測(cè)試工況和進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻Tab.3 Testing points and intake valve closing timing at part load

圖7 進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后油耗對(duì)比Fig.7 Comparison of fuel consumption with/without LIVC

圖8 進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后排放對(duì)比Fig.8 Comparison of emissions with/without LIVC

圖9 全負(fù)荷工況扭矩和油耗對(duì)比Fig.9 Comparison of full load torque and fuel consumption

2.2 分析與討論

為解釋上述試驗(yàn)結(jié)果，特別是部分負(fù)荷進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與高壓縮比優(yōu)化匹配對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響機(jī)理，對(duì)部分測(cè)試工況的熱力循環(huán)和缸內(nèi)燃燒特性數(shù)據(jù)進(jìn)行進(jìn)一步深入分析．

2.2.1 部分負(fù)荷工況

圖10給出汽油機(jī)的典型工況點(diǎn)(轉(zhuǎn)速為2,000,r/min，平均有效壓力為0.2,MPa)時(shí)進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后熱力循環(huán)和燃燒特性的對(duì)比．圖10(a)、(b)是用試驗(yàn)結(jié)果標(biāo)定的模型計(jì)算的進(jìn)氣門(mén)流量和進(jìn)氣歧管壓力曲線(xiàn)，圖10(c)是實(shí)測(cè)缸壓示功圖．可以看到，進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)后，進(jìn)氣初期質(zhì)量流量和后期的回流量明顯增加，進(jìn)氣歧管壓力約增大了10,kPa，進(jìn)氣行程缸內(nèi)壓力線(xiàn)整體上移，排氣壓力基本不變，從而使得進(jìn)、排氣壓力線(xiàn)所包圍的示功圖面積減小，泵氣損失由-0.045,MPa降低為-0.032,MPa，降低幅度達(dá)30%.進(jìn)、排氣行程缸內(nèi)壓力主要與進(jìn)氣流量以及殘余廢氣量有關(guān)．在排氣后期以及進(jìn)氣前期，進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后缸內(nèi)壓力基本相同，模擬結(jié)果顯示進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后發(fā)動(dòng)機(jī)殘余廢氣系數(shù)分別為12.6%和11.9%，差別較?。虼吮脷鈸p失降低主要是由于進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)后，更多的進(jìn)氣流回至進(jìn)氣管，為了保持足夠的進(jìn)氣量，必須加大節(jié)氣門(mén)開(kāi)度，使得進(jìn)氣過(guò)程始終保持較大的進(jìn)氣質(zhì)量流量，相應(yīng)地提高了進(jìn)氣行程缸內(nèi)壓力．

圖11給出進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后缸壓、放熱率曲線(xiàn)以及點(diǎn)火提前角和有效壓縮比對(duì)燃燒參數(shù)的影響．圖11(a)、(b)分別是固定點(diǎn)火提前角為36°,CA以及MBT點(diǎn)火提前角時(shí)，不同進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻對(duì)應(yīng)的燃燒參數(shù)．其中LIVC對(duì)應(yīng)表3中的進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻．LIVC-10、LIVC-20分別表示相對(duì)LIVC提前10°,CA和20°,CA關(guān)閉；LIVC0是應(yīng)用12.6壓縮比和285°,CA進(jìn)氣持續(xù)期后，通過(guò)調(diào)節(jié)進(jìn)氣相位保持與原機(jī)相同有效壓縮比時(shí)對(duì)應(yīng)的進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻．原機(jī)、LIVC0和LIVC按進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻計(jì)算的有效壓縮比分別為5.95、5.91和5.52. 可以發(fā)現(xiàn)，隨著進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻的推遲，滯燃期、燃燒持續(xù)期和循環(huán)波動(dòng)均增加，燃燒相位滯后．利用點(diǎn)火提前可以改善燃燒相位和循環(huán)波動(dòng)，但滯燃期和燃燒持續(xù)期均增加．因此最佳油耗的進(jìn)氣門(mén)定時(shí)需要綜合考慮泵氣損失與燃燒過(guò)程．

圖10 進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后熱力循環(huán)對(duì)比Fig.10 Comparison of thermodynamic cycle with/without LIVC

圖12 給出發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2,000,r/min，平均有效壓力分別為0.2,MPa、0.4,MPa和0.6,MPa，進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后的泵氣損失、總指示熱效率以及有效熱效率的對(duì)比．負(fù)荷越小，泵氣損失降低值越大；負(fù)荷越大，總指示熱效率增幅越大．較大幾何壓縮比的使用，保證了足夠的有效壓縮比，提高了膨脹比．混合氣燃燒和膨脹做功更加充分，未燃混合氣的后期氧化更加完全，綜合作用使得有效熱效率提高了1%～2%．并使得HC、CO排放維持在與原機(jī)相當(dāng)?shù)乃剑捎谧罴延秃狞c(diǎn)對(duì)應(yīng)比原機(jī)更低的有效壓縮比，總體上混合氣燃燒變慢，溫度降低，NOx排放得到一定的抑制．結(jié)合表3可以發(fā)現(xiàn)，負(fù)荷越大，對(duì)應(yīng)最佳油耗的進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻越提前，但在較低的1,000,r/min轉(zhuǎn)速小負(fù)荷時(shí)，進(jìn)氣關(guān)閉時(shí)刻也相對(duì)較提前．可見(jiàn)，雖然進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)降低了泵氣損失，但同時(shí)使得有效壓縮比降低，導(dǎo)致著火和燃燒過(guò)程的惡化，循環(huán)波動(dòng)增加．轉(zhuǎn)速和負(fù)荷較低時(shí)，進(jìn)氣量較小，缸內(nèi)溫度較低，因此對(duì)進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)帶來(lái)的不利影響更為敏感．負(fù)荷較大時(shí)，原有節(jié)氣門(mén)開(kāi)度較大，泵氣損失較小，通過(guò)進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)帶來(lái)的泵氣損失降低量相對(duì)較?。罴堰M(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻是泵氣損失和有效壓縮比對(duì)油耗的最佳折中．負(fù)荷越小，泵氣損失降低對(duì)油耗改善的貢獻(xiàn)率越大；負(fù)荷越大，有效壓縮比和膨脹比增加對(duì)油耗改善的貢獻(xiàn)率越大．其中，泵氣損失降低是油耗改善的主要因素．

圖11 進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后燃燒特性對(duì)比Fig.11 Comparison of combustion characteristics with/without LIVC

2.2.2 全負(fù)荷工況

圖12 進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)前后泵氣損失、總指示熱效率和有效熱效率對(duì)比Fig.12Comparison of puming loss，indicated efficiencygross and brake efficiency with/without LIVC

圖13 給出全負(fù)荷工況進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與壓縮比匹配優(yōu)化后進(jìn)氣量、過(guò)量空氣系數(shù)λ、點(diǎn)火提前角和燃燒參數(shù)的變化．可以看到，與模擬結(jié)果基本一致，低速和高速段充氣性能變差．有效壓縮比均有所增加，低速段點(diǎn)火稍微提前，3,000,r/min以上受爆震影響點(diǎn)火均比原機(jī)推遲．50%放熱率位置與點(diǎn)火時(shí)刻的變化基本一致．隨著點(diǎn)火推遲，燃燒持續(xù)期增大．使用較長(zhǎng)進(jìn)氣持續(xù)期后，進(jìn)氣提前開(kāi)啟會(huì)增加氣門(mén)重疊角，增大廢氣回流的可能性，推遲開(kāi)啟則增加了進(jìn)氣回流量. 隨著轉(zhuǎn)速增加，氣流速度加快，進(jìn)氣初期掃氣和過(guò)后充氣效應(yīng)增強(qiáng)．因此隨著轉(zhuǎn)速增加充氣性能先提高后降低．提高壓縮比減少了燃燒室容積，對(duì)進(jìn)氣量也有一定影響．有效壓縮比和膨脹比的增加，提高了循環(huán)熱效率，一定程度提高了動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性．中高速段進(jìn)氣量降幅較小，有效壓縮比增幅較大，導(dǎo)致爆震可能性增加，點(diǎn)火推遲，低速時(shí)由于進(jìn)氣量降幅較大，雖然有效壓縮比增加，但由于最大放熱率降低，點(diǎn)火時(shí)刻沒(méi)有明顯滯后．圖14給出2,000,r/min節(jié)氣門(mén)全開(kāi)時(shí)缸壓、放熱率曲線(xiàn)和循環(huán)示功圖的變化．應(yīng)用12.6壓縮比和285°,CA進(jìn)氣持續(xù)期后，最大放熱率位置提前1°CA，燃燒放熱更靠近上止點(diǎn)．進(jìn)氣量有所減少，使得放熱率變小，但最小壓縮容積變小，因此最大氣缸壓力變大．膨脹比和有效壓縮比均增大，使得油耗改善，扭矩降幅變?。梢?jiàn)全負(fù)荷扭矩降低主要是進(jìn)氣持續(xù)期變長(zhǎng)充氣效率下降導(dǎo)致的．利用可變氣門(mén)持續(xù)期[7]可以改善這種情況．

圖13 全負(fù)荷工況進(jìn)氣量、過(guò)量空氣系數(shù)和燃燒特性對(duì)比Fig.13 Comparison of full load air-intake，λ and combustion characteristics

圖14 ,2,000,r/min節(jié)氣門(mén)全開(kāi)時(shí)缸壓、放熱率曲線(xiàn)和示功圖對(duì)比Fig.14Comparison of cylinder pressure，heat release rate curve and P-V diagram at 2,000,r/minand wide open throttle

3 結(jié) 論

(1) 在汽油機(jī)部分負(fù)荷應(yīng)用進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與高壓縮比技術(shù)，油耗可降低4%～10%；負(fù)荷越低效果越明顯，但在較低和較高的轉(zhuǎn)速時(shí)，不同負(fù)荷間降幅的差別變?。?/p>

(2) 進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)提高了進(jìn)氣行程缸內(nèi)壓力，有效降低泵氣損失；但有效壓縮比降低使燃燒滯后，火焰?zhèn)鞑プ兟?，循環(huán)波動(dòng)增加．增大點(diǎn)火提前角改善了燃燒相位和循環(huán)波動(dòng)，但對(duì)火焰?zhèn)鞑ニ俣雀纳戚^??；提高幾何壓縮比能提高膨脹比，有效改善了燃燒性能．

(3) 減少泵氣損失是部分負(fù)荷油耗改善的主要原因．負(fù)荷越小，泵氣損失降低對(duì)油耗改善的貢獻(xiàn)率越大；負(fù)荷越大，增大幾何壓縮比對(duì)油耗改善的貢獻(xiàn)率越大．

(4) 進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)與高壓縮比技術(shù)對(duì)排放的影響較?。^長(zhǎng)進(jìn)氣持續(xù)期和較大幾何壓縮比使得全負(fù)荷低速和高速扭矩降低2%～5%，平均油耗降低5%．

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(責(zé)任編輯：孫立華)

Application of Late Intake Valve Closure(LIVC)Strategy Combined with High Compression Ratio in a Gasoline Engine

Qin Jing1,2，Li Yunlong1，Zhang Shaozhe1，Pei Yiqiang1，Shang Yu3，Zhao Huan3，Wu Xuesong3，Liu Bin3，Hu Tiegang3，Zhan Zhangsong3
(1. State Key Laboratory of Engines，Tianjin University，Tianjin 300072，China；2. Internal Combustion Engine Research Institute，Tianjin University，Tianjin 300072，China；3. Chang′an Automotive Engineering Research Institute，Chongqing 510000，China)

Base on the needs of hybrid vehicle engines, this paper studies the effects of late intake valve closure (LIVC) strategy and compression ratio optimization on engine performance at part load, as well as the effects of changing engine parameters on full load performance through both simulation and experiment. The experimental results indicate that through combining LIVC with compression ratio optimization,the fuel consumption at part load decreased by 4%—10% when the emission keeps at a stable level. By raising the intake pressure in cylinder, LIVCcan significantly reduce the pumping loss. And increasing the geometric compression ratio and spark timing optimization resulted in better combustion efficiency and longer expansion ratio. The above effects combined result in a higher thermal efficiency. Meanwhile, the full load torque was lowered by 2%—5% while decreasing fuel consumption by 5% with the newly designed engine parameters.

late intake valve closure(LIVC)；geometric compression ratio；pumping loss；fuel economy；combustion

TK411

A

0493-2137(2014)11-1008-09

10.11784/tdxbz201308024

2013-08-12；

2013-09-15.

國(guó)家高技術(shù)研究發(fā)展計(jì)劃(863計(jì)劃)資助項(xiàng)目(2012AA111703)；內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開(kāi)放基金資助項(xiàng)目(SKLE201210)．

秦 靜（1979— ），女，博士，副研究員，qinjing@tju.edu.cn．

裴毅強(qiáng)，peiyq@tju.edu.cn．

時(shí)間：2013-11-08.

http：//www.cnki.net/kcms/detail/12.1127.N.20131108.1129.004.html.