秦?靜，張?zhí)┾?，裴毅強，?源，李?翔，王同金

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Atkinson循環(huán)發(fā)動機進氣系統(tǒng)匹配優(yōu)化模擬與試驗

秦?靜1,2，張?zhí)┾?，裴毅強2，任?源2，李?翔2，王同金2

(1. 天津大學(xué)內(nèi)燃機研究所，天津300072；2. 天津大學(xué)內(nèi)燃機燃燒學(xué)國家重點實驗室，天津 300072)

運用GT-Power建立發(fā)動機計算模型，研究氣門型線、進氣歧管形式對1.5,L Atkinson循環(huán)發(fā)動機經(jīng)濟性和動力性的影響；運用CFD軟件AVL-Fire對不同燃燒室形式下的燃燒過程進行模擬研究，并通過臺架試驗數(shù)據(jù)進行驗證．研究結(jié)果表明：最佳進氣持續(xù)期為240°,CA，氣門最大升程為8,mm．此時，長度為300,mm的側(cè)面進氣的進氣歧管與改進的燃燒室匹配，在研究轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，最低油耗比原機降低了7.23～8.31,g/(kW·h)，且低油耗區(qū)范圍明顯擴大；長度為100,mm的中間進氣形式歧管的最低油耗比原機降低了6.21～9.19,g/(kW·h)，低油耗區(qū)范圍也有明顯擴大；兩種形式的進氣歧管皆可以滿足降低油耗的需求，需根據(jù)發(fā)動機實際布置情況進行選擇．

Atkinson循環(huán)；氣門型線；進氣歧管；燃燒室形式

傳統(tǒng)汽油機利用節(jié)氣門控制負荷，在城市路況下進氣節(jié)流損失嚴重，泵氣損失較大，導(dǎo)致油耗增加[1-2].利用進氣門晚關(guān)技術(shù)實現(xiàn)Atkinson循環(huán)并控制發(fā)動負荷，在節(jié)氣門全開狀態(tài)下即可達到所需負荷的控制，減少了泵氣損失和壓縮功，提高發(fā)動機熱效率，進而降低燃油消耗率[3-6]．由于進氣門晚關(guān)的原因，在進氣與壓縮沖程之間存在一個混合氣回流到進氣歧管的過程，使Atkinson循環(huán)發(fā)動機在動力性與燃油經(jīng)濟性方面產(chǎn)生不可避免的矛盾．目前大多數(shù)的研究是將Otto循環(huán)發(fā)動機直接改為Atkinson循環(huán)發(fā)動機，使得膨脹比大于壓縮比，從而提高熱效率，同時再通過增大幾何壓縮比來彌補有效壓縮比的降低，進而保證發(fā)動機扭矩下降不大[7-9]．研究表明，進氣空氣動力學(xué)對缸內(nèi)氣流運動及混合氣形成有較大影響，對于改善燃燒有很大的作用[10]．進氣歧管長度增加，會導(dǎo)致進氣過程中管路彎道增多，增加局部流動阻力；進氣歧管長度減少，有利于提高高轉(zhuǎn)速充量系數(shù)，而且減少進氣阻力，有利于提高燃油經(jīng)濟性，但是過度縮短也會造成進氣回流，導(dǎo)致充量系數(shù)下降.此外，燃燒室形狀對擠流的形成和燃燒過程有著重要影響[11]．減小面容比，使得燃燒室結(jié)構(gòu)更加緊湊，縮短火焰?zhèn)鞑ゾ嚯x，減輕爆燃傾向；活塞頂面在壓縮過程中對氣流的擠壓作用會影響點火時刻的湍動能進而對燃燒產(chǎn)生較大影響．因此可以在不改變原機幾何壓縮比的情況下，通過不同的氣門型線、進氣歧管形式以及燃燒室形式的相互匹配，有效改善缸內(nèi)氣流運動，在保證扭矩滿足需求的情況下最大程度降低發(fā)動機的比油耗．前期研究表明，Atkinson循環(huán)發(fā)動機中進氣定時、點火提前角對發(fā)動機的性能有較為明顯的影響，而對于排氣定時標定較合理的發(fā)動機，用推遲排氣門開啟時刻的措施來增大膨脹比，進而改善發(fā)動機油耗效果并不明顯[9]．

筆者在一臺混合動力車用1.5,L自然吸氣Atkinson循環(huán)汽油發(fā)動機上，通過調(diào)整進氣定時與點火提前角控制負荷，保證發(fā)動機動力輸出前提下，研究進氣系統(tǒng)對發(fā)動機常用工況下經(jīng)濟性的影響，并且降低研究轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的比油耗，得出結(jié)論，為Atkinson循環(huán)汽油發(fā)動機的應(yīng)用研究提供依據(jù)．

1?氣門型線優(yōu)化設(shè)計

本文采用一維模擬軟件GT-Power建立與試驗臺架一致的仿真模型，模型主要由進氣系統(tǒng)、發(fā)動機及排氣系統(tǒng)等部分組成．模型中進排氣管道系統(tǒng)運用三維數(shù)模通過GT-GEM3D直接轉(zhuǎn)換而成，保證了與實際發(fā)動機結(jié)構(gòu)尺寸之間的一致性；燃燒放熱模型采用SITurb預(yù)測燃燒模型，并利用試驗數(shù)據(jù)進行爆震判定的標定，缸內(nèi)傳熱模型采用WoschniGT模型．通過調(diào)整進氣定時與點火提前角獲得發(fā)動機最低比油耗．根據(jù)發(fā)動機試驗數(shù)據(jù)對所建模型進行驗證校準，結(jié)果如圖1所示，發(fā)動機基本參數(shù)如表1所示．

圖1?全負荷比油耗、扭矩模擬與試驗值對比

Fig.1Comparison of full load torque and fuel con sump-tion between simulation and experiment

為進行燃燒預(yù)測，模擬中的爆震識別以最大壓升率和KI(knock idensity)值雙重標準來限定．GT-Power中KI值是基于Douaud和Eyzat公式計算的誘導(dǎo)時間積分計算的，當≥1時，則認為爆燃發(fā)生[12]．KI值的相關(guān)計算公式為

???(1)

???(2)

式中：為誘導(dǎo)時間；為的調(diào)整因子；ON為燃料辛烷值；為即時缸壓；u為瞬時未燃氣體溫度；為誘導(dǎo)時間積分；thkn為爆燃開始時的曲軸轉(zhuǎn)角；IVC為進氣門關(guān)閉時刻；為KI乘子；?uc為爆燃時未燃混合氣的百分比；TDC為燃燒室容積；I為爆燃開始時的氣體體積；a為活化溫度；為當量燃空比；avg為平均誘導(dǎo)時間積分．通過試驗數(shù)據(jù)結(jié)合模擬計算得出爆震識別邊界條件為：KI值最大不超過15，最大壓升率不超過0.3(MPa/°,CA)．

表1?發(fā)動機基本參數(shù)

Tab.1?Engine specifications

從圖1中看到，原機全負荷比油耗、扭矩模擬與試驗值相吻合，最大偏差均不超過3%,，可以利用該模型進行發(fā)動機的性能預(yù)測及氣門型線與進氣歧管關(guān)鍵參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計．

本文對不同氣門型線和進氣歧管形式的發(fā)動機動力性和經(jīng)濟性進行了模擬研究；以進氣門升程1,mm時對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角為進氣開始與關(guān)閉時刻，原機進氣持續(xù)期為240°,CA，氣門最大升程為9.5,mm．模擬研究匹配方案如表2所示．圖2為進氣門型線，圖3為原機進氣歧管與另外3種方案的進氣歧管．除此以外，本文又在原機進氣歧管的基礎(chǔ)上加長，定義為方案4，長度為450,mm；原機進氣歧管采取側(cè)面進氣，長度為400,mm；方案1、方案2也采取側(cè)面進氣，長度不同；方案3采用中間進氣形式，受發(fā)動機本身結(jié)構(gòu)限制，歧管長度為100,mm．圖4(a)為原機進氣歧管與燃燒室配合關(guān)系，圖4(b)為方案3與燃燒室配合關(guān)系．

表2?一維與三維模擬計算匹配方案

Tab.2?Computation of 1D and 3D scheme

（a）進氣持續(xù)期均為240°,CA，不同氣門升程的氣門型線

（b）氣門升程均為8.0,mm，不同進氣持續(xù)期的氣門型線

圖2?進氣門型線

Fig.2?Intake valve profile

（a）原機(進氣歧管400,mm)?（b）方案1(進氣歧管300,mm)

（c）方案2(進氣歧管200,mm)?（d）方案3(進氣歧管100,mm)

圖3?進氣歧管模型

Fig.3?Intake manifold model

（a）原機進氣歧管與燃燒室配合關(guān)系

（b）方案3與燃燒室配合關(guān)系

圖4?進氣歧管與燃燒室配合關(guān)系

Fig.4?Relationship between intake manifold and chamber

圖5(a)為不同進氣持續(xù)期及不同氣門升程時最低比油耗、點火提前角的對比．8.0,mm(230°,CA)(進氣持續(xù)期230°,CA，最大升程8.0,mm，下同)、8.0,mm (240°,CA)、8.0,mm(250°,CA)比較得出：在3,000r/min時，8.0,mm(230°,CA)、8.0,mm(240°,CA)均獲得最低比油耗，8.0,mm(250°,CA)在2,500,r/min獲得最低比油耗．原因如圖5(b)所示，250°,CA對應(yīng)進氣關(guān)閉時刻角度較大，降低了有效壓縮比，致使燃燒緩慢，2,500,r/min時8.0,mm(230°,CA)、8.0,mm (240°,CA)、8.0,mm(250°,CA)有效壓縮比分別為7.40、7.62和6.97，壓縮終點的壓力分別為2.35,MPa、2.42,MPa和2.16,MPa，壓縮終點溫度分別為743.2,K、739.8,K和723.5,K，由于250,°CA時壓縮終點壓力溫度均較低，使得點火角更加提前，比油耗降低；但同時受到爆震邊界的限制，點火角不能提前過大，比油耗降低只是在較小范圍內(nèi)．

（a）最低比油耗、點火提前角的對比

（b）進氣門關(guān)閉時刻的對比

（c）最大扭矩對比

（d）2,500,r/min時不同進氣持續(xù)期進氣質(zhì)量流量

圖5?不同進氣持續(xù)期、氣門升程時關(guān)鍵參數(shù)對比

Fig.5 Comparison of parameters with different intake durations and valve lifts

由圖5(c)中8.0,mm(230°,CA)、8.0,mm (240°,CA)、8.0,mm(250°,CA)比較得出，8.0,mm (250°,CA)時扭矩較低，原因是進氣門關(guān)閉時刻角度增大，導(dǎo)致更多的混合氣回流到進氣歧管當中，同時有效壓縮比減小，致使扭矩下降，如圖5(d)所示，進氣持續(xù)期為250°,CA時，進氣回流量比其他兩種要大.

由圖5(a)和(b)中8.0,mm(240°,CA)、9.0,mm (240 °,CA)、9.5,mm(240°,CA)比較得出：轉(zhuǎn)速小于2,000,r/min時，8.0,mm(240°,CA)和9.0,mm(240°,CA)比油耗有一定程度的降低，如圖5(c)所示，隨著氣門最大升程的減小，扭矩也逐漸下降．

綜上，8.0,mm(240°,CA)在研究轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均可獲得較低比油耗且最大扭矩損失不大，滿足設(shè)計要求.

2?進氣歧管與燃燒室優(yōu)化匹配

圖6為原機燃燒室與改進燃燒室對比．在原機基礎(chǔ)上減小燃燒室上部的容積，容積減小0.47×10-7m3.同時將原來的活塞頂部設(shè)計成凹坑形式，包括4個氣門凹坑和中間1個凹坑，這種設(shè)計方式也有利于燃燒集中在活塞頂中央，有利于降低爆震傾向；通過這種設(shè)計，可使燃燒室面容比減小5%，幾何壓縮比減小1.2%．

（a）原機燃燒室頂????（b）改進燃燒室頂

（c）原機活塞頂????（d）改進活塞頂

（e）原機活塞頂(正視圖)

（f）改進活塞頂(正視圖)

圖6?原機燃燒室與改進燃燒室對比

Fig.6 Comparison between the initial and improved chamber

本文運用FIRE進行三維模擬研究，燃燒模型采用ECFM，它考慮了湍流和化學(xué)機理的相互作用影響．整個燃燒過程燃空當量比為1．

圖7為原機模擬計算與試驗缸壓校對，進氣歧管方案1、方案2和方案3分別與改進后的燃燒室進行匹配模擬．原機缸壓校準邊界條件由GT-Power給定，缸壓數(shù)據(jù)由試驗給定；方案1、方案2和方案3邊界條件和缸壓均由GT-Power給定，并做了相應(yīng)的缸壓校準；由圖7看出，本文模擬基本能夠反映發(fā)動機真實工作狀態(tài)，所得數(shù)據(jù)可靠且可進行分析.

圖7?原機模擬與試驗缸壓校對

圖8為不同歧管形式時發(fā)動機最低比油耗(brake specific fuel consumption，BSFC)和最大扭矩對比．模擬計算時每種歧管對應(yīng)的氣門最大升程均為9.5,mm，進氣持續(xù)期均為240°,CA．從圖8(a)中看到，方案1比油耗普遍比原機的低，而方案2發(fā)動機經(jīng)濟性和動力性能下降．方案3在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均可獲得較低比油耗．方案4的經(jīng)濟性在大部分轉(zhuǎn)速下都比原機差，動力性能下降不大，2,500r/min時略有提高．

圖8(b)所示，方案1在2,500,r/min時扭矩下降較大，其他轉(zhuǎn)速與原機相近，方案2在各轉(zhuǎn)速下最大扭矩均有所下降．方案3扭矩與原機相近，這是由于進氣諧振作用的存在，進氣歧管長度在一定范圍內(nèi)減小會使得發(fā)動機高轉(zhuǎn)速部分充量系數(shù)增大，原機在3,000,r/min和3,500,r/min時充量系數(shù)分別為80.5%,和79.6%，方案3的充量系數(shù)分別為85.9%和83.2%；而且長度只有100,mm，減少了進氣系統(tǒng)的阻力，使得扭矩下降得到彌補，油耗也有所降低．

圖9為點火時刻原機和改進后氣缸內(nèi)湍動能(turbulence kinetic energy，TKE)分布．選取工況點為2,000,r/min，節(jié)氣門全開，原機最低比油耗點，燃空當量比為1．改進后燃燒室與原機的邊界條件設(shè)置相同．從圖中看出，原機在點火時刻火花塞附近湍動能超過50,m2/s2，且偏向排氣門一側(cè)，這會造成火核形成后火焰?zhèn)鞑ト菀灼蚺艢忾T一側(cè)，導(dǎo)致進氣門一側(cè)邊緣氣體燃燒延遲，而且，火花塞附近的湍流太大不利于穩(wěn)定火核的形成；而改進后燃燒室火花塞附近湍動能最大在35,m2/s2左右，湍動能分布更加均勻．如圖10所示，716°,CA時已經(jīng)形成穩(wěn)定的火核，改進后的燃燒室在燃燒室邊緣形成較小的渦團，渦團消失的時間是上止點后3°,CA，有效地提高了火焰?zhèn)鞑ニ俣龋畧D11為原機和改進后燃燒室火焰面密度對比，在752°,CA時，改進燃燒室基本已經(jīng)燃燒完畢，而原機燃燒室邊緣仍有部分未完全燃燒，直到756°,CA才燃燒完畢．

（a）最低比油耗

（b）最大扭矩

圖8?不同歧管形式最低比油耗和最大扭矩對比

Fig.8 Comparison of minimum BSFC and maximum torque between different intake manifolds

圖9?點火時刻缸內(nèi)湍動能變化

圖10?716°,CA時缸內(nèi)速度場分布

圖11?火焰面密度對比

通過原機與改進燃燒室對比研究，選擇改進后燃燒室進行下一步研究．運用GT-Power計算不同歧管時用于三維計算的邊界條件，工況點選取為2,000r/min，0.75,MPa，最低比油耗點，節(jié)氣門全開，由進氣VVT和點火角控制負荷．圖12為進氣及燃燒過程3種方案時缸內(nèi)平均湍動能變化．圖中顯示，方案2和方案3的湍動能在整個過程中基本一致，方案1的湍動能峰值比方案2和方案3要小，但是在點火時刻方案1的湍動能比其他兩個方案的湍動能略大，如圖13所示(點火時刻時方案1、方案2和方案3的湍動能分別為12.5,m2/s2、11.4,m2/s2和12.0,m2/s2)．

圖12?3種方案時缸內(nèi)平均湍動能變化

圖13?3種方案在點火時刻時缸內(nèi)湍動能分布

3?優(yōu)化方案試驗驗證

根據(jù)模擬結(jié)果，綜合考慮加工成本及研究可靠性，最后選擇方案1和方案3，進氣持續(xù)期選擇為240°,CA，氣門最大升程為8.0,mm，燃燒室選為改進后的燃燒室進行試驗研究．發(fā)動機缸壓數(shù)據(jù)的采集應(yīng)用AVL公司Z131_Y5S型缸壓傳感器和KISTLER公司5064B22型電荷放大器；運用AVL公司的AVL641型燃燒分析儀進行燃燒分析；AVL735S/753C型瞬時油耗儀測量各工況下的油耗；空燃比的測量采用ETAS公司LA4型空燃比儀．試驗順序是：先更換改進燃燒室和氣門型線，保持原機歧管不變，進行試驗研究；之后依次將原機進氣歧管更換為方案1和方案3進行試驗研究．具體方案如表3所示．

表3?試驗方案

Tab.3?Experimental scheme

圖14(a)中，方案1、方案3與原機歧管8.0,mm (240°,CA)相比，方案1在各轉(zhuǎn)速下的最低比油耗均比原機時的要低，這與模擬計算得出的結(jié)果是一致的；方案3在各個轉(zhuǎn)速下均能獲得較低比油耗，2,500,r/min時達到最低．

圖14(b)所示，2,500～3,500,r/min時，原機歧管扭矩損失較大，3,000,r/min時，比方案1的扭矩小6.5,N·m．

（a）最低比油耗

（b）最大扭矩

圖14不同歧管形式及升程時最低比油耗和最大扭矩對比

Fig.14 Comparison of minimum BSFC and maximum tor-que with different intake manifolds and valve lift

圖15所示為改進后燃燒室，進氣持續(xù)期均為240°,CA，氣門最大升程均為8.0,mm，方案1與方案3最低比油耗萬有圖對比．從圖中看出，方案1與方案3最低比油耗區(qū)分布在1,500～3,500,r/min之間，而且方案3最低比油耗比方案1時的略低；整體來看，方案1歧管與方案3歧管比油耗區(qū)域平緩，在各個轉(zhuǎn)速下均能達到較低比油耗，這有利于發(fā)動機在各個轉(zhuǎn)速間切換時比油耗和扭矩相對更平穩(wěn)一些．

圖15不同歧管形式最低比油耗萬有圖對比(單位：g/(kW·h))

Fig.15 Comparison of minimum BSFC characteristic figure with different intake manifolds(unit：g/(kW·h))

圖16所示為方案1(進氣持續(xù)期為240°,CA，氣門最大升程為8.0,mm和改進燃燒室匹配)與原機最低比油耗的萬有圖對比．由圖中得出，原機的低比油耗區(qū)集中在103,～117,N·m之間，2,000～3,500 r/min之間；而方案1低油耗區(qū)集中在75～110,N·m之間，1,500～3,500,r/min之間，研究轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)比油耗降低7.23～8.31,g/(kW·h)，1,500,r/min時比油耗最低，比原機低8.31,g/(kW·h)；整體來看，方案1時發(fā)動機低比油耗區(qū)范圍較原機明顯擴大．

圖16方案1(8.0,mm，240°,CA，改進燃燒室匹配)與原機最低比油耗萬有圖對比(單位：g/(kW·h))

Fig.16 Comparison of minimum BSFC characteristic figure between case 1(8.0,mm，240°,CA and im-proved chamber matching)and the original engine (unit：g/(kW·h))

圖17所示為方案3(進氣持續(xù)期為240°,CA，氣門最大升程為8.0,mm和改進燃燒室匹配)與原機歧管最低比油耗的萬有圖對比．方案3發(fā)動機低比油耗區(qū)集中在75～110,N·m，1,500～3,500,r/min之間，尤其在小于2,500,r/min時，方案3在研究負荷范圍內(nèi)比油耗均比原機低6,g/(kW·h)以上，而且外特性上最大扭矩也與原機相當．2,500,r/min時最低比油耗比原機低9.19,g/(kW·h)，而且低比油耗區(qū)域范圍明顯擴大．

圖17?中間進氣歧管與原機最低比油耗萬有圖對比(單位：g/(kW·h))

4?結(jié)?論

(1) 增大進氣持續(xù)期至250°,CA時，有效壓縮比減小，最大扭矩減??；減少進氣持續(xù)期至230°,CA時，有效壓縮比增大，最大扭矩略有增大，但是點火角提前，最低比油耗較高；保持原機進氣持續(xù)期240°,CA不變，降低進氣門最大升程至8.0,mm，有助于降低低轉(zhuǎn)速比油耗，且扭矩下降不大．

(2) 在保證幾何壓縮比不變的前提下，減小燃燒室面容比，將活塞頂部設(shè)計成凹坑形式，燃燒室頂部容積減小，與原機相比，加快了火焰?zhèn)鞑ニ俣?，與300,mm長進氣歧管匹配，提高了點火時刻的湍動能，促進了火焰的傳播．

(3) 最佳進氣持續(xù)期為240°,CA、氣門最大升程為8.0,mm時，長度為300,mm的側(cè)面進氣的進氣歧管與改進的燃燒室匹配，在75～110,N·m之間，1,500～3,500,r/min范圍內(nèi)，低油耗區(qū)域更加均勻，研究轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)比油耗降低7.23～8.31,g/(kW·h)；且各轉(zhuǎn)速下扭矩也與原機相近，3,000,r/min時比原機高4.5,N·m．

(4) 最佳進氣持續(xù)期為240°,CA、氣門最大升程為8.0,mm時，長度為100,mm的中間進氣形式歧管，與改進燃燒室匹配，研究轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)比油耗降低6.21～9.19,g/(kW·h)，擴大了低比油耗區(qū)范圍，且各轉(zhuǎn)速下扭矩也與原機相近，3,000,r/min時比原機高3.6,N·m．

［1］ Liu Jingping，F(xiàn)u Jianqin，F(xiàn)eng Renhua，et al. The effects of working parameters on gasoline engine energy balance[J].，2013，20(7)：1938-1946.

［2］ Ehsani M，Gao Yimin，Sebastien E，et al.，：，，[M]. Boca Raton，F(xiàn)rance：CRC Press，2005：284-294.

［3］ 王天友，張運泉，王利民，等. 無節(jié)氣門負荷控制策略對汽油機性能影響的研究[J]. 內(nèi)燃機學(xué)報，2009，27(3)：226-230.

Wang Tianyou，Zhang Yunquan，Wang Limin，et al. Effect of throttle free load control strategies on a SI engine performance[J].，2009，27(3)：226-230(in Chinese).

［4］ Anderson M K，Assanis D N，F(xiàn)ilipi Z S. First and second law analyses of a naturally-aspirated Miller cycle，SI engine with late intake valve closure[J].，1998：980889.

［5］ Wang P，Hou S S. Performance analysis and comparison of an Atkinson cycle coupled to variable temperature heatre servoirs under maximum power and maximum power density conditions[J].，2005，46(15/16)：2637-2655.

［6］ Zhao Yingru，Chen Jincan. Performance analysis and parametric optimum criteria of an irreversible Atkinson heat-engine[J].，2006，83(8)：789-800.

［7］ 秦靜，李云龍，張少哲，等. 進氣門晚關(guān)與高壓縮比技術(shù)在汽油機上的應(yīng)用[J]. 天津大學(xué)學(xué)報：自然科學(xué)與工程技術(shù)版，2014，47(11)：1008-1016．

Qin Jing，Li Yunlong，Zhang Shaozhe，et al. Application of late intake valve Closure(LIVC)strategy combined with high compression ratio in a gasoline engine [J].：，2014，47(11)：1008-1016(in Chinese).

［8］ 李彥濤. 混合動力汽車用Atkinson循環(huán)發(fā)動機的燃油經(jīng)濟性研究[D]. 天津：天津大學(xué)機械工程學(xué)院，2011.

Li Yantao. Study on the Fuel Economy Performance of Atkinson Cycle Engine Used for Hybrid Vehicle[D]. Tianjin：School of Mechanical Engineering，Tianjin University，2011(in Chinese).

［9］ 朱國輝，夏孝朗，劉敬平，等. 傳統(tǒng)汽油機改進成混合動力Atkinson循環(huán)專用發(fā)動機的節(jié)油效果[J]. 中南大學(xué)學(xué)報：自然科學(xué)版，2014，45(4)：1302-1311.

Zhu Guohui，Xia Xiaolang，Liu Jingping，et al. Fuel saving effect of Atkinson cycle engine applied to hybrid vehicle converted from conventional gasoline engine[J].：，2014，45(4)：1302-1311(in Chinese).

［10］ Jemni M A，Kantchev G，Abid M S. Influence of intake manifold design on in-cylinder flow and engine performances in a bus diesel engine converted to LPG gas fuelled，using CFD analyses and experimental investigations[J].，2011，36：2701-2715.

［11］ 江?冰，武昭暉，何云堂. CNG 發(fā)動機燃燒室形狀對氣流運動和燃燒特性的影響[J]. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報，2015，46(1)：338-344.

Jiang Bing，Wu Zhaohui，He Yuntang. Effect of combustion chamber’s shape of CNG engine on air flow and combustion characteristic[J].，2015，46(1)：338-344(in Chinese).

［12］ Zhao Jinxing，Xu Min，Li Mian，et al. Design andoptimization of an Atkinson cycle engine with the artificial neural network method[J].，2012，92：492-502.

(責任編輯：孫立華)

Simulation of and Experimental Research on Matching Optimization of Intake System Based on an Atkinson Cycle Engine

Qin Jing1, 2，Zhang Taiyu2，Pei Yiqiang2，Ren Yuan2，Li Xiang2，Wang Tongjin2

(1．Internal Combustion Engine Research Institute，Tianjin University，Tianjin 300072，China；2．State Key Laboratory of Engines，Tianjin University，Tianjin 300072，China)

To study the fuel economy and dynamic performance of a 1.5,L Atkinson cycle engine，a GT-Power(1-D)simulation model and AVL-Fire(3-D)computational model were built and calibrated with experimental data．The research was conducted by changing intake valve profile，intake manifold forms and chamber shapes．The results demonstrate that the perfect intake duration and maximum valve lift are 240°,CA and 8,mm respectively．300,mm intake manifold was matched with an improved chamber leading to a range of 7.23—8.31,g/(kW·h) reduction in fuel consumption with the speed that has been studied，and the engine can get a low fuel consumption under the load condition and speed range commonly used．An intermediate form of intake manifold was matched with the improved chamber，with a range of 6.21—9.19,g/(kW·h) reduction in fuel consumption at the studied speed．These two forms of intake manifold have both expanded the area of low fuel consumption significantly．Both forms of the intake manifold can meet the need of the engine and should be applied according to the actual arrangement of the engine.

Atkinson cycle；intake valve profile；intake manifold；chamber shape

10.11784/tdxbz201511045

TK448.21

A

0493-2137(2016)11-1187-08

2015-11-17；

2016-01-14

國家科技支撐計劃資助項目(2014BAG10B01).

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

張?zhí)┾?，tysion@tju．edu．cn.

2016-03-11.

http://www.cnki.net/kcms/detail/12.1127.N.20160311.1509.002.html.