韓令海 王占峰 黃平慧 張強 李春雨

（1.中國第一汽車股份有限公司研發(fā)總院，長春 130013；2.汽車振動噪聲與安全控制綜合技術(shù)國家重點實驗室，長春 130013）

主題詞：米勒循環(huán) 油耗 排放 燃燒系統(tǒng) 性能開發(fā)

1 前言

隨著節(jié)能減排要求的提高，車輛燃料消耗量和污染物排放標準越來越嚴格，各汽車制造商陸續(xù)推出了新一代發(fā)動機[1-5]。其燃燒系統(tǒng)主要有以下特點：較高的壓縮比（＞11），米勒/阿特金森循環(huán)，全可變/兩段式可變氣門升程（Variable Valve Lift，VVL），25 MPa 或35 MPa 噴油系統(tǒng)，以及優(yōu)化的氣道和燃燒室。與傳統(tǒng)奧托循環(huán)發(fā)動機相比，米勒循環(huán)發(fā)動機進氣門早關(guān)，壓縮過程有一段空行程，可大幅降低壓縮終了時刻缸內(nèi)溫度，降低大負荷工況下爆震發(fā)生的可能性，因而，采用米勒循環(huán)可進一步提高發(fā)動機的幾何壓縮比，實現(xiàn)膨脹比大于實際壓縮比，提高熱效率，降低油耗。同時，米勒循環(huán)發(fā)動機可明顯降低部分負荷下的泵氣損失，同樣達到降低油耗的目的[6]。為應對我國第四階段乘用車燃料消耗量標準和國家第六階段機動車污染物排放標準，本文針對一款排量為1.5 L 的米勒循環(huán)增壓直噴汽油發(fā)動機，利用光學發(fā)動機試驗和整機熱力學試驗確定燃燒系統(tǒng)方案。

2 燃燒系統(tǒng)設計

2.1 米勒循環(huán)汽油發(fā)動機的主要參數(shù)和性能目標

本文的研究對象為基于某1.5 L增壓直噴發(fā)動機開發(fā)的米勒循環(huán)發(fā)動機。在開發(fā)過程中，性能指標基于基礎發(fā)動機制定。米勒循環(huán)發(fā)動機主要參數(shù)和性能目標分別如表1、表2所示。

表1 發(fā)動機主參數(shù)

表2 發(fā)動機性能目標

2.2 燃燒室及氣道設計

提高壓縮比是提高汽油發(fā)動機熱效率最有效的手段之一，采用米勒或阿特金森循環(huán)更容易使汽油發(fā)動機實現(xiàn)高壓縮比。設計高壓縮比燃燒室時，如果活塞突出高度過高，則不利于缸內(nèi)氣體流動，也會限制噴霧設計。因而，為減小活塞頂燃燒室的突出高度，通常需要減小缸蓋燃燒室的容積。圖1 所示為仿真計算得到的缸蓋燃燒室容積與氣門夾角和燃燒室高度的關(guān)系，由圖1可知，采用小的氣門夾角和較低的燃燒室高度能夠獲得較小的缸蓋燃燒室容積。

圖1 缸蓋燃燒室容積與氣門夾角和缸蓋高度的關(guān)系

進氣道設計也是米勒循環(huán)發(fā)動機燃燒系統(tǒng)設計的重要環(huán)節(jié)，進氣型線包角和升程均減小，導致進氣階段形成的缸內(nèi)滾流比較低，加之湍動能提前衰減，使燃燒時缸內(nèi)的湍動能明顯降低。為解決缸內(nèi)湍動能低的問題，本文采用平直的氣道設計，并在氣門座圈處設計了180°的部分遮擋進氣口結(jié)構(gòu)（Masking 結(jié)構(gòu)），如圖2 所示。缸內(nèi)流動的設計目標是達到采用普通進氣型線的基礎發(fā)動機的滾流及湍動能強度。圖3 所示為該米勒循環(huán)發(fā)動機和基礎發(fā)動機缸內(nèi)的滾流比和湍動能，從圖3中可以看出，該米勒循環(huán)發(fā)動機缸內(nèi)的滾流比和湍動能均達到甚至超過了基礎發(fā)動機。

圖2 燃燒室三維模型

圖3 米勒循環(huán)發(fā)動機與基礎發(fā)動機的滾流比和湍動能

通過試制進氣道吹風盒，得到不同氣門升程下的試驗結(jié)果，如圖4所示，平均流量系數(shù)為0.066 2，平均滾流比為2.71。

圖4 進氣道吹風盒試驗結(jié)果

針對整體燃燒室和活塞的匹配，設計和優(yōu)化了2種不同結(jié)構(gòu)的燃燒系統(tǒng)，如圖5所示，其中方案1擠氣面距缸壁3 mm，方案2擠氣面距缸壁2 mm。利用計算流體力學（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法對2 種方案進行篩選。以轉(zhuǎn)速n=3 000 r/min、平均指示壓力（Indicated Mean Effective Pressure，IMEP）Pme=1.2 MPa對應的最佳油耗點工況為例，評估的參數(shù)為ω滾流和ω渦流、滾流比和湍動能。2種方案的對比結(jié)果如圖6所示，從圖6中可以看出，方案2的滾流比和湍動能均優(yōu)于方案1，700°CA時，2種方案的ω滾流和ω渦流的絕對值均小于限定的0.5，因此在此工況下，方案2 優(yōu)于方案1。選定方案2為最終的燃燒系統(tǒng)方案。

圖5 2種不同結(jié)構(gòu)的燃燒系統(tǒng)方案

圖6 2種燃燒系統(tǒng)方案CFD計算結(jié)果

2.3 噴油器落點設計

發(fā)動機采用側(cè)置的35 MPa 噴射系統(tǒng)，根據(jù)上述燃燒系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和已有的數(shù)據(jù)庫，設計了如圖7 所示的3 種噴油器落點方案，其噴霧落點如圖8 所示，CFD 計算結(jié)果如圖9 所示。模擬結(jié)果表明，對于n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa 的工況，燃油撞壁量從小到大依次為方案b、方案c、方案a，對于n=1 500 r/min、節(jié)氣門全開工況，燃油撞壁量從小到大依次為方案b、方案a、方案c，方案b的效果最好，具體結(jié)果還需要通過光學發(fā)動機進行試驗結(jié)果驗證，綜合仿真和試驗的結(jié)果進行選擇。

圖7 3種噴油器落點方案

圖8 3種噴油器噴霧落點

圖9 3種噴霧落點方案的撞壁量

2.4 氣門型線設計

采用更小包角的進氣門升程曲線可以更大幅度地降低壓縮終了缸內(nèi)溫度，也能更大程度地減小部分負荷下的泵氣損失。但是為了保證發(fā)動機的進氣量，需要更高的增壓壓力，本文采用一維熱力學分析方法平衡了進氣門包角、升程和增壓壓力的需求，最終選定的進氣包角為170°CA。進、排氣門升程曲線如圖10所示。

圖10 進、排氣凸輪型線

3 燃燒系統(tǒng)開發(fā)

3.1 光學發(fā)動機試驗

通過光學發(fā)動機試驗進一步確認上述3 種噴油器的落點方案，評估的主要目標參數(shù)為噴霧貫穿距、噴霧濕壁量和碳煙排放量等。以n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa和n=1 500 r/min外特性這2個工況為例給出試驗結(jié)果，如圖11、圖12所示。

圖11 噴霧試驗結(jié)果（n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa）

圖12 1 500 r/min外特性燃燒試驗結(jié)果

從圖11中可以看出，方案a和方案c的噴霧貫穿距過大，分別碰撞到了缸壁和活塞上，使得濕壁量大于方案b，這與CFD的計算結(jié)果一致。

從圖12 中可以看出，2 種噴射策略下，方案a 和方案c 的碳煙排放量均明顯大于方案b，這與CFD 計算的燃油撞壁量的結(jié)果一致，3次噴射的結(jié)果優(yōu)于1次噴射。

綜合上述CFD 模擬結(jié)果和光學發(fā)動機的噴霧與燃燒試驗結(jié)果，選取方案b作為噴油器的落點方案。

3.2 動力性能開發(fā)

優(yōu)化進、排氣可變氣門正時（Variable Valve Timing，VVT）的使用角度是提升發(fā)動機動力性的有效手段之一，對米勒循環(huán)發(fā)動機來說，采用較大的進氣VVT使用角度，配合更高的增壓壓力，通常能實現(xiàn)更高的動力。

定義氣門開啟（關(guān)閉）升程為1 mm處對應的曲軸轉(zhuǎn)角為氣門開啟（關(guān)閉）時刻。圖13所示為4 500 r/min外特性工況下不同進氣門開啟時刻和排氣門關(guān)閉時刻下的平均有效壓力（Brake Mean Effective Pressure，BMEP），從圖13 中可以看出，采用30° CA 以上的進氣VVT后，可以在很大范圍內(nèi)獲得較高的BMEP。

圖13 不同進氣門開啟時刻和排氣門關(guān)閉時刻下的BMEP

圖14所示為4 500 r/min 外特性工況下不同進氣門開啟時刻和排氣門關(guān)閉時刻下的燃燒重心。從圖14中可以看出，采用米勒循環(huán)，隨著進氣門開啟時刻提前，燃燒重心可前移，這是因為缸內(nèi)壓縮終了溫度降低，對爆震有抑制作用。

圖14 不同進氣門開啟時刻和排氣門關(guān)閉時刻下的燃燒重心

圖15所示為4 500 r/min外特性工況下不同進氣門開啟時刻和排氣門關(guān)閉時刻下的增壓壓力。從圖15中可以看出，隨著進氣門開啟時刻的提前，新鮮空氣進入缸內(nèi)逐漸變得困難，達到相同扭矩需要的增壓壓力更大。

圖15 不同進氣門開啟時刻和排氣門關(guān)閉時刻下的增壓壓力

渦輪增壓器在發(fā)動機工況變化時，不能及時提供所需的空氣流量和增壓壓力，響應時間越長，則發(fā)動機扭矩響應遲滯。汽油機本身由于慣性小、轉(zhuǎn)速范圍寬，增壓器的加速遲滯現(xiàn)象更為明顯。

可利用響應時間表征發(fā)動機的瞬態(tài)性能，響應時間越長，則發(fā)動機的瞬態(tài)性能越差。圖16 所示為不同進氣門開啟時刻和排氣門關(guān)閉時刻下發(fā)動機的瞬態(tài)性能。從圖16中可以看出，隨著進氣門開啟時刻提前，新鮮空氣進入缸內(nèi)逐漸變得困難，達到相同扭矩需要的增壓壓力更大，使發(fā)動機的瞬態(tài)性能變差。圖17 所示為該1.5 L 米勒循環(huán)發(fā)動機的瞬態(tài)性能仿真計算結(jié)果，以及基礎發(fā)動機和市場上同排量奧托循環(huán)發(fā)動機、米勒循環(huán)發(fā)動機的對比數(shù)據(jù)，從圖17中可以看出，在相同的升功率下，扭矩升高率越大，對應的響應時間越短，則發(fā)動機的瞬態(tài)性能越好，由于采用了先進的控制策略，該米勒循環(huán)汽油發(fā)動機的瞬態(tài)性能更好。

圖16 不同進氣門開啟時刻和排氣門關(guān)閉時刻下發(fā)動機的瞬態(tài)性能

圖17 米勒循環(huán)汽油機瞬態(tài)性能結(jié)果

3.3 排放性能開發(fā)

國家第六階段機動車污染物排放標準中，對發(fā)動機排放顆粒物數(shù)量的限值要求更低。為實現(xiàn)較低的顆粒物排放量，采用35 MPa 的噴油系統(tǒng)，與25 MPa 噴油系統(tǒng)相比，顆粒數(shù)量由2.86×109個降低為8.12×108個，約降低了70%。

3.4 早燃試驗

高功率密度的汽油發(fā)動機存在早燃現(xiàn)象，所以必須進行早燃試驗，降低早燃頻次或消除早燃現(xiàn)象。

首先，對早燃試驗工況1 500 r/min 外特性的VVT進行優(yōu)化，達到最低早燃頻次，然后對燃油噴射時刻和噴射比率進行優(yōu)化。表3給出了早燃試驗結(jié)果，其中主噴時刻表示3次燃油噴射對應的曲軸轉(zhuǎn)角，噴射比例表示3 次噴射燃油量的質(zhì)量比例，試驗時間持續(xù)5 h。從表3 中可以看出：當噴射比率為傳統(tǒng)的7∶2∶1 和3∶1∶1時，通過調(diào)整噴射時刻不能顯著降低早燃的頻次；針對噴射比例為7∶2∶1的思路，保持1/10的第3次噴射量，噴射比例調(diào)整為9∶9∶2時，也沒有取得理想的效果。分析噴射比例的變化可以看出，從7∶2∶1和9∶9∶2到3∶1∶1，隨著第3 次噴射量的增加，早燃頻次略有降低，因此進行了噴射比例為2∶1∶1 的試驗，結(jié)果顯示，早燃現(xiàn)象消失。

表3 早燃的試驗結(jié)果

3.5 燃燒開發(fā)結(jié)果

圖18、圖19所示分別為該發(fā)動機的動力性和經(jīng)濟性開發(fā)結(jié)果，升功率為78.8 kW/L，升扭矩達172.2 N·m/L。發(fā)動機的最低比油耗為218.6 g/(kW·h)，最大指示熱效率達39.06%。%

圖18 外特性結(jié)果

圖19 熱效率MAP

3.6 米勒循環(huán)汽油發(fā)動機與基礎發(fā)動機比較

圖20 所示為米勒循環(huán)汽油發(fā)動機與基礎發(fā)動機的燃燒特性對比結(jié)果。從圖20 中可以看出，米勒循環(huán)汽油發(fā)動機的點火提前角推遲5°CA，燃燒重心更加靠后。由于點火提前角推遲，米勒循環(huán)汽油發(fā)動機的滯燃期（從點火時刻到燃燒放熱占總放熱量的10%對應的曲軸轉(zhuǎn)角）更長，但米勒循環(huán)的燃燒持續(xù)期（燃燒放熱占總放熱量的10%到90%之間對應的曲軸轉(zhuǎn)角）12°CA～25°CA 與基礎機的燃燒持續(xù)期15°CA～23°CA基本相當。

圖20 燃燒特性對比

圖21所示為米勒循環(huán)汽油發(fā)動機與基礎發(fā)動機全負荷工況泵氣損失。從圖21 中可以看出，由于米勒循環(huán)汽油發(fā)動機的進氣包角更小，導致其全負荷泵氣損失相比傳統(tǒng)的奧托循環(huán)增大。但是，在n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa工況下米勒循環(huán)汽油發(fā)動機相比于奧托循環(huán)汽油發(fā)動機部分負荷下的泵氣損失由55 kPa 降低為45 kPa。

圖21 全負荷下的泵氣損失

圖22 所示為米勒循環(huán)發(fā)動機與基礎發(fā)動機的壓氣機出口壓力和壓氣機出口溫度。從圖22 中可以看出，為保證與基礎發(fā)動機相同的性能，米勒循環(huán)汽油發(fā)動機的壓氣機出口壓力升高，同時壓氣機出口溫度也相應升高。因此，米勒循環(huán)汽油發(fā)動機的進氣系統(tǒng)需要耐受更高的溫度和壓力，對中冷器性能的要求也更高。

圖22 壓氣機出口壓力和壓氣機出口溫度

4 結(jié)束語

本文對1.5 L米勒循環(huán)增壓直噴汽油發(fā)動機的燃燒系統(tǒng)進行了設計和開發(fā)，通過高滾流-Masking 氣道、較低的活塞凸起高度設計，滿足缸內(nèi)的滾流和湍動能需求，170°CA 進氣包角對應的進氣門升程曲線很好地平衡了外特性的動力性進氣需求，并達到了部分負荷低泵氣損失的目的，實現(xiàn)了采用普通增壓器即可滿足米勒循汽油機動力性的目標。該汽油機的升功率為78.8 kW/L，升扭矩達172.2 N·m/L，最低比油耗為218.6 g/(kW·h)，最大熱效率達39.06%。