關(guān)力 楊陳 夏志豪 尹建東 沈源 王瑞平，2

（1-寧波吉利羅佑發(fā)動機零部件有限公司 浙江 寧波 315336 2-浙江吉利羅佑發(fā)動機有限公司）

引言

隨著油耗法規(guī)的日益嚴格，小型增壓發(fā)動機逐漸成為市場的主流，這主要得益于小型增壓發(fā)動機較小的泵氣損失，特別是對于城市工況，發(fā)動機多運行于部分負荷，節(jié)油效果尤其明顯[1-3]。泵氣損失是由于發(fā)動機在部分負荷，節(jié)氣門未完全開啟造成的，為達到相同的動力輸出，小排量發(fā)動機需要的負荷相對更高，需要更大的進氣壓力和節(jié)氣門開度，從而使其泵氣損失降低，達到降低油耗的目的。另外，小型增壓發(fā)動機的缸徑和行程較小，可以降低發(fā)動機的摩擦損失。通過匹配合適的增壓器，小型增壓發(fā)動機可以獲得兩倍于同排量自然吸氣發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩輸出，使其仍能滿足車輛動力性的需求。但是，較高的增壓壓力顯著提高了發(fā)動機爆震傾向，通常抑制爆震需要采取諸如推遲點火角，混合氣加濃，降低壓縮比等措施，反而影響了發(fā)動機的經(jīng)濟性[4]。

應用米勒循環(huán)降低有效壓縮比是抑制發(fā)動機爆震，降低泵氣損失的有效措施之一[5-7]。通過進氣門早關(guān)或者晚關(guān)，使發(fā)動機有效壓縮沖程變短，壓縮終了的溫度降低，降低發(fā)動機爆震傾向。但是，有效壓縮比的降低同時會導致發(fā)動機熱效率和動力性的下降，因此，米勒循環(huán)多配合高壓縮比使用。增加壓縮比會使發(fā)動機具有較大的膨脹比，即更多的熱能轉(zhuǎn)化為機械能，進一步提高發(fā)動機熱效率。米勒循環(huán)降低部分負荷泵氣損失在于其較短的有效充氣時間，這就要求發(fā)動機提高進氣壓力，在較短的時間內(nèi)達到相同的進氣量，以使發(fā)動機輸出相同的功。

本研究基于一款1.0 L三缸發(fā)動機（10T）展開，通過更改和優(yōu)化進氣凸輪軸、進氣道、活塞頂部形狀等措施，將其更改為米勒循環(huán)發(fā)動機（10T_miller），探究米勒循環(huán)對小型增壓發(fā)動機油耗的影響。

1 試驗裝置及分析方法

1.1 試驗裝置

本試驗選用進氣門早關(guān)（EIVC）的米勒循環(huán)方式，進排氣凸輪軸型線如圖1所示，為實現(xiàn)的米勒循環(huán)。

通過改變進氣凸輪軸包角實現(xiàn)米勒循環(huán)的同時，也帶來了一些不利的影響。較小的氣門開啟包角和氣門升程抑制了缸內(nèi)滾流的形成，降低了缸內(nèi)混合氣滾流比和湍動能，從而帶來著火滯燃期變長，燃燒變慢，循環(huán)波動差等結(jié)果。因此，本文對發(fā)動機進氣道和活塞頂形狀進行了優(yōu)化，將進氣道喉口收縮，改為高滾流氣道，活塞頂部改為大凹坑形狀，使其滾流比和湍動能盡可能接近原機水平，優(yōu)化后的氣道和活塞頂部形狀如圖2所示。優(yōu)化活塞的另一個原因是因為采用米勒循環(huán)后，發(fā)動機有效壓縮比減小，降低了發(fā)動機的熱效率，因此，本文對活塞頂部凹坑的體積也進行了優(yōu)化，減小了活塞頂部凹坑體積，使發(fā)動機壓縮比值提高到12，膨脹比的增加也進一步提高了發(fā)動機的熱效率。

圖1 進排氣凸輪軸升程曲線

圖2 優(yōu)化后的進氣道和活塞頂形狀

試驗臺架采用AVL電力測功機測控系統(tǒng)，燃燒數(shù)據(jù)采集和處理使用AVL Indicom燃燒分析儀系統(tǒng)，缸壓傳感器采用Kistler型火花塞式缸壓傳感器，空燃比分析儀使用ETASLA4型，發(fā)動機參數(shù)調(diào)節(jié)通過開發(fā)型ETK和INCA軟件來實現(xiàn)。

1.2 試驗方法

本文選取2 000 r/min、0.2MPa和12個中等負荷特征油耗點進行試驗，其中小負荷點2 000 r/min、0.2MPa用于探究米勒循環(huán)來降低小負荷泵氣損失從而降低發(fā)動機油耗的潛力，12個中等負荷點用于探究米勒循環(huán)對中等負荷點油耗的影響，同時探究發(fā)動機的最低油耗潛力。

試驗首先對原機的油耗進行測量，作為評價米勒循環(huán)降低發(fā)動機油耗的參考基準。然后更換優(yōu)化氣道的發(fā)動機氣缸蓋、進氣凸輪軸、壓縮比值為12的活塞，進行試驗。由于更換硬件后，原有ECU標定數(shù)據(jù)不再適用于米勒循環(huán)發(fā)動機，因此特征油耗點的測量需要通過INCA修改參數(shù)完成，主要包括進排氣VVT、點火角和增壓器占空比的調(diào)節(jié)，其原則等同原機的標定方法。通過測量米勒循環(huán)發(fā)動機各特征點的最低油耗和各燃燒參數(shù)，分析米勒循環(huán)對小型增壓發(fā)動機油耗的影響。

試驗過程保持出水溫度100℃，空燃比為1，排氣溫度低于850℃。

2 試驗結(jié)果及分析

2.1 米勒循環(huán)對小負荷油耗影響

圖3為原發(fā)動機和更改為米勒循環(huán)發(fā)動機在2 000 r/min、0.2MPa的油耗對比。采用米勒循環(huán)后，發(fā)動機油耗相比于原機油耗可以降低6.2%。

圖3 2 000 r/min、0.2MPa發(fā)動機油耗對比

相比于大負荷區(qū)域，在小負荷區(qū)域影響發(fā)動機熱效率的主要能量損失是泵氣損失，這是因為在小負荷區(qū)域，節(jié)氣門開度較小，活塞向下運動吸氣的過程中在節(jié)氣門和活塞之間產(chǎn)生一定的真空度，在曲軸箱外界的大氣壓力對于活塞的真空吸氣動作形成很大的抵抗力，導致泵氣損失較大。而將發(fā)動機更改為米勒循環(huán)后，由于進氣凸輪軸包角和升程均變小，為了彌補進氣時間和空間的不足，需增大進氣壓力，從而導致泵氣損失減小。

為了更好地解釋米勒循環(huán)對發(fā)動機泵氣損失的影響，圖4給出了10T原機和10T_miller發(fā)動機在2 000 r/min、0.2MPa的P-V圖。從圖中可以看到，在進氣沖程，10T_miller發(fā)動機的進氣壓力明顯大于10T原機，而兩個發(fā)動機的排氣背壓相差不大，這就導致10T發(fā)動機在表征泵氣損失的區(qū)域，即進氣壓力和排氣壓力之間的區(qū)域明顯大于10T_milller發(fā)動機，從而導致油耗較高。另一方面，由于本文中米勒循環(huán)采取了進氣門早關(guān)的方式，在此工況點，進氣門關(guān)閉時刻為進氣下止點前（BBDC）50°CA曲軸轉(zhuǎn)角，氣門關(guān)閉后，燃燒室內(nèi)氣體經(jīng)過絕熱膨脹和壓縮過程，再次回到相同狀態(tài)，在圖中表現(xiàn)為進氣末端和壓縮初期重合的一段曲線，然后再進行壓縮沖程，導致發(fā)動機有效壓縮比降低，而米勒循環(huán)發(fā)動機膨脹比值由10T原機的9.6增加為12，從而使發(fā)動機熱效率升高。

圖4 2 000 r/min、0.2MPa工況下缸壓與氣缸容積變化

發(fā)動機進氣道結(jié)構(gòu)和活塞頂部形狀的改變會對缸內(nèi)燃燒產(chǎn)生直接的影響，因此需對發(fā)動機進氣VVT重新標定，圖5給出了不同進氣VVT角度下發(fā)動機油耗及燃燒參數(shù)的變化。從圖中可以看到，進氣門均在活塞到達下止點前關(guān)閉，且隨著進氣門關(guān)閉時刻的提前，油耗逐漸降低。由于在小負荷區(qū)域，燃燒爆發(fā)壓力較低，爆震傾向不明顯，因此，燃燒重心AI50均能保持在最佳區(qū)域（6~8°CA ATDC）。而燃燒持續(xù)期隨著進氣門關(guān)閉時刻提前逐漸增長，且燃燒循環(huán)波動IMEPcov%增加，兩者均表明進氣門關(guān)閉較早會導致缸內(nèi)燃燒惡化，這是因為進氣門早關(guān)的同時會導致較大的氣門重疊角，由于此時排氣背壓大于進氣壓力，使部分廢氣進入燃燒室，缸內(nèi)殘余廢氣增多，產(chǎn)生內(nèi)部EGR作用，過多的殘余廢氣會導致燃燒溫度降低，火焰?zhèn)鞑ニ俣茸兟紵€(wěn)定性變差。但是，從圖中可以看出，盡管燃燒變慢且穩(wěn)定性變差，但油耗仍呈現(xiàn)降低的趨勢，這是因為引入內(nèi)部EGR后，促使節(jié)氣門開度增加，進氣壓力增大，從而達到相同的功率輸出，較大的進氣壓力和節(jié)氣門開度減小了發(fā)動機的泵氣損失，從而使油耗降低。亦再次證明了在小負荷區(qū)域，泵氣損失對油耗影響的重要性，也表明采取米勒循環(huán)進一步提高發(fā)動機小負荷進氣壓力，是降低發(fā)動機油耗的有效方式。

圖5 2 000 r/min、0.2MPa工況下油耗及燃燒參數(shù)隨IVC變化

2.2 米勒循環(huán)對中高負荷油耗的影響

圖6 給出了10T和10T_miller發(fā)動機在中高負荷下的油耗脈譜圖。從圖中可以看到，應用米勒循環(huán)后，大部分特征點油耗均成降低的趨勢，油耗降低在0~8%之間，表明提高發(fā)動機膨脹比的同時，采取米勒循環(huán)降低發(fā)動機有效壓縮比可以明顯提高發(fā)動機熱效率。但是，從圖中也可以看到，在低轉(zhuǎn)速大負荷區(qū)域，米勒循環(huán)發(fā)動機油耗降低效果并不明顯，這是因為盡管采取進氣門早關(guān)的策略降低發(fā)動機有效壓縮比，但由于此時的有效壓縮比（約10.5）仍大于原機壓縮比（9.6），在低速大負荷區(qū)域，進氣量較大，壓縮過程中缸內(nèi)溫度和壓力均上升較高，且低速活塞運動速度較慢，缸內(nèi)末端混合氣更容易發(fā)生自燃，導致發(fā)動機爆震傾向增加，點火角推遲，從而導致熱效率降低，油耗增加。

圖6 米勒循環(huán)對中高負荷油耗降低效果

圖7 3 000 r/min、1.2MPa工況下缸壓與氣缸容積變化

圖7 給出了10T原機和10T_miller發(fā)動機在3 000 r/min、1.2MPa時的P-V圖。與小負荷不同，此時發(fā)動機已處于增壓區(qū)域，發(fā)動機進氣壓力均較大，因此，泵氣損失占發(fā)動機總能量損失的比例較小。從圖中也可以看到，由于增大了發(fā)動機壓縮比，10T_miller發(fā)動機在壓縮終了時的體積較小，對于相同排量發(fā)動機，意味著其具有更大的膨脹比，從而導致發(fā)動機熱效率更高，油耗較低。

圖 8為 10T_miller發(fā)動機在 3 000 r/min、1.2 MPa時油耗及各燃燒參數(shù)隨進氣門關(guān)閉時刻的變化。由圖8可以看到，在進氣VVT初始位置，即在進氣下止點前10°CA進氣門關(guān)閉情況下，發(fā)動機油耗最高，燃燒重心最靠后，且燃燒持續(xù)期較長，這是因為在進氣門關(guān)閉后，發(fā)動機經(jīng)過一個絕熱膨脹和壓縮過程，缸內(nèi)氣體回到相同的狀態(tài)，再從此點開始進行壓縮過程，因此，進氣門較晚關(guān)閉意味著較大的有效壓縮比，導致燃燒室內(nèi)壓縮終了的溫度和壓力均較高，爆震傾向增加，唯有采取推遲點火的策略，從而導致燃燒重心靠后。同時，由于著火時發(fā)動機活塞已向下運行，缸內(nèi)壓力和溫度較壓縮上止點變低，因此，火焰?zhèn)鞑ニ俣纫沧兟?，導致燃燒持續(xù)期變長。

而隨著進氣門關(guān)閉時刻的提前，即有效壓縮比的降低，爆震傾向逐漸減小，可以采取較大的點火提前角，從而使燃燒重心提前，油耗降低。需要注意的是在下止點前50°CA時進氣門關(guān)閉，油耗并未進一步降低，這可能是因為進氣門開啟過于靠前，產(chǎn)生了一定的氣門重疊角，由于此時進氣壓力大于排氣壓力，對于岐管噴射發(fā)動機，會導致岐管內(nèi)一定量的燃油空氣混合氣因為掃氣的作用直接從排氣岐管排除，導致油耗增加。

綜上，在中高負荷，采用米勒循環(huán)導致油耗降低的原因是因為提高膨脹比，使更多能量轉(zhuǎn)換為有用功的同時，降低發(fā)動機的有效壓縮比，避免或減輕壓縮比升高帶來的爆震現(xiàn)象，從而使發(fā)動機總的熱效率提升，達到降低油耗的目的。

圖8 3 000 r/min、1.2MPa工況下油耗和燃燒參數(shù)隨IVC變化

3 結(jié)論

本文通過更改進氣凸輪軸，優(yōu)化進氣道和燃燒室形狀，將一臺1.0L三缸發(fā)動機更改為米勒循環(huán)發(fā)動機，以驗證米勒循環(huán)對小排量增壓發(fā)動機油耗的影響，得到的結(jié)論有：

1）采用米勒循環(huán)可以進一步降低小排量增壓發(fā)動機的油耗水平，最高熱效率從35.9%提升到37.3%。

2）小負荷區(qū)域，米勒循環(huán)降低發(fā)動機油耗的主要原因是提高進氣壓力，降低部分負荷下的泵氣損失。

3）中高負荷區(qū)域，米勒循環(huán)降低發(fā)動機油耗的原因是提高膨脹比，結(jié)合進氣門早關(guān)降低發(fā)動機的有效壓縮比，但需注意氣門重疊角帶來的掃氣作用對油耗的不利影響。

4）低速高負荷區(qū)域由于受到高壓縮比影響，容易產(chǎn)生爆震，米勒循環(huán)發(fā)動機油耗反而惡化，后期開發(fā)過程中需平衡壓縮比與不同工況點油耗的關(guān)系。