劉然， 郭凡， 吳海甫， 晏雙鶴， 楊金鵬

(1.長城汽車股份有限公司技術(shù)中心， 河北 保定 071000； 2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心， 河北 保定 071000)

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米勒循環(huán)對增壓汽油機部分負荷影響的試驗研究

劉然1，2， 郭凡1，2， 吳海甫1，2， 晏雙鶴1，2， 楊金鵬1，2

(1.長城汽車股份有限公司技術(shù)中心， 河北 保定 071000； 2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心， 河北 保定 071000)

基于一臺3.0 L排量的增壓汽油機，通過更改凸輪型線和提高壓縮比，研究了米勒循環(huán)對部分負荷泵氣損失和燃油經(jīng)濟性的影響。試驗結(jié)果表明：進氣門晚關(guān)策略對米勒循環(huán)泵氣損失的改善范圍為平均有效壓力低于0.6 MPa，而平均有效壓力高于0.6 MPa時，需要將進氣門關(guān)閉時刻接近進氣下止點，提高充氣效率來保證缸內(nèi)足夠的進氣量；進氣門晚關(guān)結(jié)合有效膨脹比的提高，兩者共同改善了平均有效壓力低于0.6 MPa時的燃油經(jīng)濟性，而平均有效壓力為0.6～0.8 MPa時，燃油經(jīng)濟性的改善主要歸功于有效膨脹比的提高，平均有效壓力高于0.8 MPa時，米勒循環(huán)的燃油經(jīng)濟性出現(xiàn)了惡化。

汽油機； 米勒循環(huán)； 泵氣損失； 燃油經(jīng)濟性； 負荷特性

隨著國家第四階段油耗法規(guī)的出臺，各大主機廠已經(jīng)開始部署改善整車燃油消耗相關(guān)的工作。當(dāng)前已經(jīng)有不少廠家逐步推出一些新能源方案，例如靈活燃料、混合動力以及電動車等新技術(shù)，但是EIA的數(shù)據(jù)預(yù)測顯示，到2040年點燃式內(nèi)燃機仍然占有90%的輕型車市場[1]。這就意味著提高汽油機的熱效率仍然是目前滿足未來油耗法規(guī)非常關(guān)鍵和有效的手段。

對于汽油機來說，借助可變配氣相位技術(shù)可以實現(xiàn)米勒循環(huán)在汽油機上的應(yīng)用。米勒循環(huán)是通過推遲進氣門關(guān)閉時刻將部分氣體推回進氣歧管，增大進氣壓力，降低泵氣損失，同時利用有效膨脹比高于有效壓縮比的特點，提高發(fā)動機熱效率[2]。目前國外已有成功在量產(chǎn)增壓汽油機上應(yīng)用米勒循環(huán)的案例，如豐田公司在1.2 L和2.0 L兩款增壓直噴發(fā)動機上采用了進氣VVT-W技術(shù)，通過進氣門晚關(guān)，在部分負荷應(yīng)用了米勒循環(huán)技術(shù)[3-4]。

米勒循環(huán)在部分負荷時采用進氣門晚關(guān)雖然可以降低泵氣損失，但同時會引起有效壓縮比的降低，惡化本來就相對不高的部分負荷熱效率，需要提高幾何壓縮比以彌補這一損失[5]。因此本研究基于一臺3.0 L增壓汽油機，通過優(yōu)化進、排氣凸輪型線和燃燒室形狀，研究了米勒循環(huán)對部分負荷泵氣損失和燃油消耗率的影響。

1 試驗背景

1.1 發(fā)動機參數(shù)

本研究以一款3.0 L增壓汽油機作為試驗發(fā)動機，其技術(shù)參數(shù)見表1。重新對進排氣凸輪型線進行優(yōu)化，推遲初始安裝相位(見圖1)。通過優(yōu)化燃燒室形狀使米勒循環(huán)的壓縮比由原來奧托循環(huán)的9.76提高到12。

1.2 試驗設(shè)備

試驗裝置見圖2，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和負荷由AVL交流電力測功機進行控制。借助發(fā)動機配備的高精度碼盤和壓電式缸內(nèi)壓力傳感器，通過AVL Indicom軟件獲取燃燒數(shù)據(jù)，并進行相關(guān)的數(shù)據(jù)處理與分析，主要燃燒參數(shù)包括指示平均指示壓力( pmi)、泵氣平均有效壓力(pmep)、燃燒穩(wěn)定性參數(shù)( δp)以及燃燒質(zhì)量分?jǐn)?shù)50%所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角(θCA50)等。采用寬域氧傳感器(LA4)測量過量空氣系數(shù)。

1.3 試驗方法及控制條件

結(jié)合NEDC以及WLTP測試循環(huán)在發(fā)動機上的常用轉(zhuǎn)速，選取1 500 r/min和2 000 r/min負荷特性進行了米勒循環(huán)試驗研究。試驗過程中針對各個工況點采用傳統(tǒng)的正交組合方式進行VVT掃點試驗；通過調(diào)整點火提前角使θCA50在非爆震負荷區(qū)域處于壓縮上止點后8°曲軸轉(zhuǎn)角，在爆震區(qū)域則調(diào)整至爆震邊界；調(diào)節(jié)空燃比在排溫不超限的負荷下為14.7，其他區(qū)域則通過加濃混合氣來控制排溫不超限。試驗過程中發(fā)動機相關(guān)的控制參數(shù)及邊界條件見表2。

表2 發(fā)動機控制參數(shù)及邊界條件

2 試驗結(jié)果與分析

2.1 泵氣損失隨負荷的變化

選擇最具代表特性的轉(zhuǎn)速2 000 r/min來分析泵氣損失隨負荷的變化，泵氣損失的計算[6]見式(1)：

(1)

式中：pmep為泵氣損失；p為缸內(nèi)的壓力；Vh為發(fā)動機單缸排量。

從圖3中可以看出：當(dāng)平均有效壓力低于0.6 MPa時，米勒循環(huán)相對于奧托循環(huán)的泵氣損失得到了改善；當(dāng)平均有效壓力為0.6～1 MPa時，米勒循環(huán)的泵氣損失與奧托循環(huán)基本一致；當(dāng)平均有效壓力為1.2 MPa時，米勒循環(huán)的泵氣損失相比奧托循環(huán)略高0.004 MPa；當(dāng)平均有效壓力為1.6 MPa的時，米勒循環(huán)的泵氣損失相比奧托循環(huán)略低0.002 MPa。

當(dāng)平均有效壓力為0.2 MPa時，米勒循環(huán)的泵氣損失相對奧托循環(huán)改善了11%，兩者的示功圖見圖4。米勒循環(huán)在排氣相位滯后的配合下，在吸氣沖程進氣門未開啟之前，廢氣會從排氣側(cè)回流缸內(nèi)，這部分高溫氣體有利于推動活塞下行。隨著進氣門的打開，新鮮氣體從進氣歧管進入到缸內(nèi)，并與高溫廢氣混合，然后在進氣門關(guān)閉之前，部分混合氣從氣缸被推到了進氣歧管[7]，提高了進氣壓力(見圖5)。進氣壓力的提高增加節(jié)氣門的開度，在一定程度上降低了節(jié)氣門處的節(jié)流損失(見圖6)，同時米勒循環(huán)膨脹比的增加也會使排氣壓力降低(見圖4)，因此米勒循環(huán)的泵氣損失也就會得到明顯的改善。

奧托循環(huán)則是借助排氣滯后和進氣早開，在換氣上止點增大氣門重疊角，使部分廢氣回流到進氣歧管，提高進氣壓力，達到降低泵氣損失的效果。在這個過程中，由于部分高溫廢氣直接回流到進氣歧管，沒有經(jīng)過像米勒循環(huán)缸內(nèi)再混合的過程，則會直接影響進氣歧管處的溫度，因此米勒循環(huán)的進氣歧管溫度要低于奧托循環(huán)(見圖7)。另外在小負荷不能一味地增加氣門重疊角，否則會導(dǎo)致缸內(nèi)廢氣過多，燃燒不穩(wěn)定，出現(xiàn)失火等現(xiàn)象。進排氣VVT參數(shù)見圖8和圖9。

當(dāng)平均有效壓力為0.6～1 MPa時，米勒循環(huán)的進氣相位相對小負荷工況點在逐漸提前(見圖8)。這是因為除了要兼顧VVT參數(shù)控制MAP的平順性外，還要保證該工況點的缸內(nèi)充量，需要將進氣門關(guān)閉時刻接近進氣下止點，充分利用進氣慣性[3]提高充氣效率。

泵氣損失隨著進氣門的晚關(guān)出現(xiàn)了先降低后增加的趨勢。這是因為在增壓器未介入的前提下，進氣門晚關(guān)可以提高進氣壓力，降低泵氣損失；如果進氣門過于推遲則會導(dǎo)致充氣效率降低，無法滿足該負荷需求的進氣量，反而需要提高進氣壓力來彌補缸內(nèi)充量，而增壓器的介入則會導(dǎo)致排氣壓力的增加，排氣壓力增加又會導(dǎo)致泵氣損失的增大，換句話說，進氣壓力的增加和泵氣損失的變化呈現(xiàn)了trade-off的現(xiàn)象[3](見圖10和圖11)。

雖然進氣門晚關(guān)可以降低缸內(nèi)壓縮終了溫度，進而降低爆震強度，但借助排氣VVT滯后引入廢氣回流改善泵氣損失的同時，同樣會增加缸內(nèi)溫度，增加爆震強度。在兩者共同的作用下，就呈現(xiàn)了θCA50隨進排氣VVT變化的趨勢(見圖12)。為了保證扭矩的輸出，對于爆震的出現(xiàn)，需要提高進氣量來彌補點火提前角效率的損失，而進氣量的增加則又導(dǎo)致泵氣損失的增加，這也和圖10中泵氣損失的變化趨勢一致。

因此對于該機型來說，進氣門晚關(guān)策略對泵氣損失的改善范圍為平均有效壓力低于0.6 MPa；另外1 500 r/min負荷特性泵氣損失的變化也具有同樣的規(guī)律(見圖13)，這也和豐田公司1.2 L增壓汽油機米勒循環(huán)應(yīng)用的范圍一致[3]。

當(dāng)平均有效壓力高于1 MPa時，進氣相位基本一致(見圖8)，這同樣是為了提高此區(qū)域的充氣效率，保證足夠的充氣量。結(jié)合1 500 r/min和2 000 r/min的負荷特性可以得出，米勒循環(huán)的泵氣損失相比奧托循環(huán)要略差，但最大差值不超過0.004 MPa。由于泵氣損失隨著負荷的增加，所占總體燃料熱能損失的比例會逐步減小，泵氣損失改善對燃油經(jīng)濟性的影響也會明顯降低[8]，米勒循環(huán)對泵氣損失的影響在該區(qū)域可以不考慮。

2.2 燃油消耗率隨負荷的變化

利用指示燃油消耗率[9-10]和總指示燃油消耗率[9]來分析米勒循環(huán)對油耗的影響。指示燃油消耗率可以消除摩擦損失對油耗的影響，總指示燃油消耗率則是在指示燃油消耗率的基礎(chǔ)上消除泵氣損失對油耗的影響，其中指示燃油消耗率的計算見式(2)。

big=be·pme/(pmi+pmep)。

(2)

式中：big為總指示燃油消耗率； be為有效燃油消耗率； pme為平均制動有效壓力； pmi為有效指示壓力； pmep為泵氣有效壓力。

同樣選取2 000 r/min的負荷特性來進行分析(見圖14和圖15)。當(dāng)平均有效壓力低于0.8 MPa時，米勒循環(huán)的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率相對于奧托循環(huán)都得到了改善；當(dāng)平均有效壓力為0.8 MPa時，兩者比較相近；當(dāng)平均有效壓力高于0.8 MPa時，指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率則出現(xiàn)了明顯的惡化。對整條負荷特性曲線分為低于0.6 MPa，0.6～0.8 MPa及高于0.8 MPa 3個區(qū)域來進行分析。

當(dāng)平均有效壓力低于0.6 MPa時，由于進氣門晚關(guān)，米勒循環(huán)的有效壓縮比降低了，而且米勒循環(huán)的排氣相位相對于奧托循環(huán)也要滯后，導(dǎo)致缸內(nèi)殘余廢氣量增加，燃燒速度變慢，燃燒持續(xù)期也會延長(見圖16)，這些都是不利于燃燒效率的因素；但在排氣提前角和幾何壓縮比的共同作用下，米勒循環(huán)的有效膨脹比相對于奧托循環(huán)增加了約25%(見圖17)，而有效膨脹比的增加彌補了其他不利因素帶來的影響，這也是在應(yīng)用進氣門晚關(guān)策略需要提高幾何壓縮比的原因。同時該負荷區(qū)域泵氣損失得到改善，綜合作用下使部分負荷的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率均得到了改善。

當(dāng)平均有效壓力為0.6～0.8 MPa時，米勒循環(huán)的泵氣損失并沒有改善，甚至相比于奧托循環(huán)反而惡化了。另外因為有效壓縮比增加了約15%(見圖18)，米勒循環(huán)的爆震強度也隨之增加，θCA50要比奧托循環(huán)推遲(見圖19)，這些都不利于改善燃油經(jīng)濟性。但是米勒循環(huán)的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率相比于奧托循環(huán)都得到了改善，這是因為有效膨脹比的增加提高了能量的有效利用程度(見圖17)，彌補了泵氣和點火提前角效率帶來的損失，進而改善了發(fā)動機的燃油經(jīng)濟性[11]。

當(dāng)平均有效壓力高于0.8 MPa時，米勒循環(huán)相對于奧托循環(huán)來說，指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率均出現(xiàn)了惡化。這是因為米勒循環(huán)的有效壓縮比相對于奧托循環(huán)提高了20%，有效壓縮比的提高則會增加爆震傾向，需要推遲點火提前角來降低爆震強度，進而降低了點火提前角效率；雖然米勒循環(huán)的有效膨脹比增加了，但有效膨脹比增加帶來的優(yōu)勢無法彌補點火提前角效率的損失，所以出現(xiàn)了油耗惡化的現(xiàn)象。

3 結(jié)論

a) 米勒循環(huán)發(fā)動機采用進氣門晚關(guān)策略可以有效降低平均有效壓力低于0.6 MPa時的泵氣損失，在平均有效壓力為0.2 MPa時，改善幅值可達11%；當(dāng)平均有效壓力高于0.6 MPa時，米勒循環(huán)發(fā)動機需要將進氣門關(guān)閉時刻接近進氣下止點，提高充氣效率來保證足夠的進氣量，如果進氣門關(guān)閉時刻過于滯后，則會降低充氣效率，需要增壓器的介入來保證缸內(nèi)充量，泵氣損失反而增加了；

b) 在油耗方面，當(dāng)平均有效壓力低于0.6 MPa時，米勒循環(huán)發(fā)動機的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率得到了改善，主要是因為泵氣損失改善和有效膨脹比提高的共同作用；當(dāng)平均有效壓力為0.6～0.8 MPa時，米勒循環(huán)的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率改善則是因為有效膨脹比的增加提高了熱效率；而對于平均有效壓力高于0.8 MPa的負荷區(qū)域，米勒循環(huán)的指示燃油消耗率和總指示燃油消耗率出現(xiàn)了惡化，主要是因為有效壓縮比的提高惡化了點火提前角效率。

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[編輯: 李建新]

Influence of Miller Cycle on Partial Load of Turbocharged Gasoline Engine

LIU Ran1,2, GUO Fan1,2, WU Haifu1,2, YAN Shuanghe1,2, YANG Jinpeng1,2

(1.Technical Center, Great Wall Motor Co., Ltd., Baoding 071000, China;2.Hebei AutomobileEngineering Technology & Research Center, Baoding 071000, China)

The influences of Miller cycle on pumping loss and fuel economy of partial load were researched on a 3.0 L turbocharged gasoline engine by changing the cam profile and increasing the compression ratio. The results show that the late close strategy of intake valve can reduce the pumping loss of Miller cycle when the mean effective pressure (MEP) is lower than 0.6 MPa and its close timing needs to be close to BDC of suction stroke in order to improve the volumetric efficiency when MEP is higher than 0.6 MPa. The fuel economy of Miller cycle improves by both intake valve late close and effective expansion ratio increase when MEP is lower than 0.6 MPa, improves mainly by the effective expansion ratio increase when MEP is between 0.6 MPa and 0.8 MPa, and deteriorates when MEP is higher than 0.8 MPa.

gasoline engine; Miller cycle; pumping loss; fuel economy; load characteristic

2015-12-01;

2016-08-24

劉然(1987—)，男，工程師，主要研究方向為發(fā)動機燃燒開發(fā)及臺架標(biāo)定;584457808@qq.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.04.007

TK427

B

1001-2222(2016)04-0038-06