增壓GDI發動機全負荷工況掃氣特性及氣門正時策略優化研究

宋義忠，胡 瑋，石 磊，鄧康耀，孫衛清，靳 嶸

（1.泛亞汽車技術中心有限公司，上海 201201；2.上海交通大學動力機械及工程教育部重點實驗室，上海 200240；3.中國北方發動機研究所（天津），天津 300400）

增壓汽油機有改善發動機性能、降低油耗和控制廢氣排放等方面的優勢［1－3］，是近期研究的熱點。但是，它也存在著最大燃燒壓力過高、加速性能變差和排氣溫度過高等缺點［4－5］，限制了其進一步應用。可變氣門相位的GDI發動機可通過氣門正時的控制，實現掃氣、內部EGR和進氣門晚關等［6－7］。利用掃氣可對燃燒和排溫進行控制，提高充氣效率、降低排溫［8－9］，而高負荷時進氣門晚關可減小有效壓縮比、降低缸內溫度和傳熱損失，能有效抑制爆震［10－13］。H.Kleeberg等研究發現，對于配氣正時固定的發動機，在較高的轉速下，由于不同的氣體動力學邊界條件，無法形成掃氣正壓，會導致掃氣逆轉，使更多的殘余廢氣截留在氣缸中［14－15］。因此，只有當氣門重疊角內進氣壓力大于排氣壓力時，才能進行掃氣。可見，氣門正時控制對于發動機性能有著重要的影響。因此，對于可變氣門正時GDI發動機，確定可用掃氣轉速區域、研究氣門正時優化策略，具有十分重要的理論和實際意義。

本研究基于某1.4L可變氣門正時增壓直噴汽油機，通過GT－Power建立仿真模型，分析進排氣道壓力波動規律，確定可用掃氣轉速區域。針對全負荷7個穩態轉速點，研究氣門正時對發動機性能的影響，完成氣門正時策略的優化研究。

1 計算模型與校核

本研究以某1.4L可變氣門正時增壓直噴汽油機為研究對象，開展掃氣特性及氣門正時策略的優化研究。該發動機的主要參數見表1。

表1 發動機部分性能和結構參數

基于GT－Power建立計算仿真模型，該模型由環境模塊、進排氣管模塊、渦輪增壓模塊、中冷器模塊和發動機本體模塊組成。其中，發動機本體模塊包括曲軸箱、氣缸、進排氣門、噴油嘴和進排氣歧管。該計算模型在固定各轉速空燃比的情況下進行計算，設置進排氣門正時參數，實現對氣門正時的調整。

為了校核計算模型，對發動機功率、油耗、壓氣機后壓力和渦前壓力的仿真數據及試驗結果進行對比（見圖1）。

由圖1可知，外特性各轉速點參數的仿真結果與試驗數據誤差均在5%范圍內，模型精度較高，可用于發動機性能及設計細節研究。

2 掃氣特性研究

2.1 進排氣壓力波動規律分析

選擇最大扭矩工況（1 750r／min）和標定功率工況（5 000r／min），分析發動機第1缸的一個工作循環內進排氣道壓力波動情況（見圖2）。其中，以壓縮上止點為0°。

由圖2可知，最大扭矩工況360°附近存在進氣壓力大于排氣壓力的區域，標定功率工況由于空氣流量增大，排氣壓力明顯增加，在進排氣沖程之間，排氣壓力均大于進氣壓力。此外，兩種工況下，進氣壓力均在0.2MPa附近波動，最大扭矩工況時進氣壓力波動較為明顯。由于發動機為直列4缸布置，第2，3，4缸的排氣會對第1缸的排氣背壓產生影響，因此，一個工作循環內出現了4個較為明顯的峰值，但最大值出現在第1缸的排氣沖程中。

2.2 可用掃氣區域分析

氣門正時的控制參數為排氣門關閉正時（θEVC）和進氣門開啟正時（θIVO），均發生在360°附近。選取全負荷7個穩態轉速點（其工況參數見表2）分別將θIVO和θEVC固定為350°和370°，即氣門重疊角為20°，分析掃氣系數隨轉速的變化（見圖3）。

由圖3可知，固定θIVO和θEVC，氣門重疊角為20°時，掃氣系數隨著轉速的增大而減小。當掃氣系數大于1.03時，掃氣明顯。因此，為了保證良好的掃氣效果，選擇掃氣系數1.03為掃氣限值，得到可用掃氣轉速區域為1 000～2 700r／min。氣門正時固定工況下掃氣系數的變化主要是進排氣道的壓力差導致的。因此，對上述7個穩態轉速點在排氣上止點附近分別開展進排氣壓差研究，得到不同轉速下進排氣壓差為正值的曲軸轉角區域，結果見圖4。為表明壓差值正負，標出0值線作為參考。

表2 全負荷7個穩態轉速點的工況參數

由圖4可知，轉速為1 000r／min時，雖然壓差為正的曲軸轉角范圍較大，但壓差值較小。轉速為1 750r／min時，壓差值增加。這是因為：一方面，廢氣旁通閥在1 750r／min時打開，導致渦輪效率降低；另一方面，相對于1 000r／min時，該工況點壓氣機的壓比和折合流量向其高效率區偏移，壓氣機效率顯著提高。此時壓氣機效率提高，進排氣壓差增大。隨著轉速繼續增大，壓氣機效率增幅減小，但廢氣旁通閥開度增大，渦輪效率下降明顯，因此壓差值減小。當轉速大于3 000r／min后，在上止點附近不存在壓差為正的區域，此時不能存在氣門重疊角，否則會出現掃氣倒流現象，影響發動機性能。

3 氣門正時策略優化研究

3.1 氣門正時策略優化方法

基于不同轉速下進排氣壓力波動和可用掃氣區域研究結果對氣門正時策略進行優化。選擇最大扭矩和標定功率工況進行研究。在最大扭矩工況（1 750r／min），306°～394°ATDC范圍內，進氣壓力高于排氣壓力，因此，可利用氣門重疊角進行掃氣。分別在345°～365°ATDC和365°～385°ATDC范圍選擇θIVO和θEVC，開展氣門正時研究。在標定功率工況（5 000r／min），由于超出了可用掃氣轉速范圍，無法進行掃氣，因此，調整θIVO和θEVC為370°～390°ATDC和340°～360°ATDC，分析氣門正時對發動機性能的影響。氣門正時對掃氣系數和缸內殘余廢氣的影響見圖5。

由圖5可知，在1 750r／min處，氣門重疊角為正值，因此，存在掃氣現象，掃氣系數均大于1。隨著氣門重疊角增加，掃氣系數逐漸增大，有利于缸內廢氣的排出和氣缸壁冷卻。在5 000r／min處，當θEVC在353°ATDC附近時，殘余廢氣系數最小，隨著θEVC的提前，殘余廢氣系數增大，θIVO對缸內殘余廢氣的影響較小。

圖6示出氣門正時對每缸每循環進氣量的影響。由圖6可知，1 750r／min處，適當增大氣門重疊角進行掃氣，有利于提高進氣量。相對于θIVO，θEVC正時對進氣量的影響較為明顯。這是因為θIVO提前能增大氣門重疊角增大掃氣量，但也損失了進氣沖程的進氣量。5 000r／min處，當θIVO和θEVC從370°ATDC和340°ATDC逐漸延遲時，進氣量增大，當θIVO和θEVC分別為384°ATDC和355°ATDC時，進氣量最大。

氣門正時對最大燃燒壓力的影響見圖7。由圖7可見，兩種轉速下，最大燃燒壓力的變化趨勢與每缸每循環進氣量基本一致。這是因為汽油機根據缸內新鮮空氣量，基于固定當量比噴油，進氣量增多，燃燒加劇，燃燒壓力增加。

圖8示出氣門正時對渦前排溫的影響。由圖8可知，1 750r／min處，隨著氣門重疊角的增加，渦前排溫明顯下降。這是因為增大氣門重疊角使掃氣更完全，中冷后的新鮮空氣將缸內廢氣掃出的同時也吸收了部分廢氣熱量，導致氣缸和排氣溫度均降低。當氣門重疊角由0°變化為40°時，渦前排溫降低了約106K。5 000r／min處，該工況無法進行掃氣，此時，氣門正時對渦前排溫的影響極小。

為了提高缸內新鮮空氣質量，基于每缸每循環進氣量，并權衡發動機其他性能參數，對氣門正時進行優化，得到最大扭矩工況的氣門正時優化策略，即最佳θIVO，θEVC正時分別為354°ATDC和385°ATDC。5 000r／min處，最佳θIVO和θEVC分別為384°ATDC和355°ATDC。

3.2 氣門正時策略優化結果

在保證缸內最大燃燒壓力低于限值的前提下，以提高發動機進氣量為目標，對全負荷工況其他5個穩態工況點的氣門正時進行優化，得到的氣門正時策略優化結果見圖9。

由圖9可知，當轉速低于2 700r／min時，氣門重疊角為正，通過掃氣提高發動機性能，且隨著轉速的增大，最佳氣門正時所形成的氣門重疊角增大，掃氣加劇，可見，低速時適當的掃氣有利于發動機進氣量的提高。當發動機轉速達到3 000r／min左右時，氣門重疊角變為負，此時，排氣壓力升高導致進排氣壓差為負，正氣門重疊角會導致掃氣倒流，因此，采用負氣門重疊角避免該現象。隨著發動機轉速的進一步升高，負氣門重疊角增大，即內部EGR增大，有利于限制缸內最大燃燒壓力，降低NOx排放。隨著轉速的增大，θIVO明顯推后，進氣門晚關有利于減小有效壓縮比，降低缸內溫度，起到全負荷下抑制爆震的作用。

圖10示出氣門正時優化結果對比。由圖10可看出，采用氣門正時優化策略后，進氣量和功率明顯提高，殘余廢氣系數顯著降低。在全負荷6 000r／min處，進氣量提高了19%，殘余廢氣系數降低0.018，功率較原機提升了21%。此外，壓氣機后壓力和渦前壓力均有所提高。在最大扭矩工況附近，增壓壓力提高了11.7%，渦前壓力增大19.4%。

4 結論

a）該GDI發動機的可用掃氣轉速區域為1 000～2 700r／min，此時，掃氣系數均大于1.03，廢氣旁通閥打開會影響渦輪效率，導致進排氣正壓差區域減小，當轉速高于3 000r／min時，進排氣壓差為負值；

b）在最大扭矩工況，氣門重疊角增大，掃氣系數增加，渦前排溫明顯降低，適當的掃氣有利于提高進氣量，進氣量直接影響缸內最大燃燒壓力；標定功率工況，θEVC在353°ATDC附近時，殘余廢氣系數最小；

c）氣門正時優化可顯著提升發動機性能，全負荷6 000r／min處，進氣量提高了19%，殘余廢氣系數降低了0.018，功率提升了21%；最大扭矩工況附近，增壓壓力提高了11.7%，渦前壓力增大19.4%。

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