基于AVL-BOOST的米勒循環(huán)發(fā)動機性能分析研究

渠肖楠，魏勝利，宋志磊

(江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院， 江蘇鎮(zhèn)江212013)

0 引言

為應(yīng)對能源危機和日益嚴(yán)格的法規(guī)要求，改善汽油機燃油經(jīng)濟性變得越來越重要[1-2]。在發(fā)動機開發(fā)中，提高熱效率變得極為重要，在純電動汽車電池技術(shù)還不成熟的今天，混合動力是一個很好的解決方案，不僅可以提高內(nèi)燃機的熱效率，而且更加環(huán)保，在中國得到充分重視和發(fā)展[3-5]。

當(dāng)前，傳統(tǒng)汽油機熱效率約為36 %，混合動力汽車發(fā)動機熱效率則高達(dá)40 %以上[2，6]，混合動力汽車采用的發(fā)動機普遍是米勒循環(huán)而非奧托循環(huán)發(fā)動機。首先是因為與傳統(tǒng)汽車相比，混合動力發(fā)動機總是工作在最佳工況，可以有效降低燃油消耗率。其次，對于傳統(tǒng)奧托循環(huán)發(fā)動機，在汽車大部分行駛工況時節(jié)氣門處于非全開狀態(tài)，這就形成了進氣節(jié)流。除此之外，當(dāng)活塞下行時進氣歧管和曲軸箱的壓差會對活塞運動產(chǎn)生阻力，因此奧托循環(huán)發(fā)動機存在較大泵氣損失[7-9]。

LUISI等[10]針對LIVC(late intake valve closing)米勒循環(huán)發(fā)動機在大負(fù)荷工況采用渦輪增壓技術(shù)，其理論熱效率提高20 %。KAWAMOTO等[11]研究表明在城市典型工況，高壓縮比汽油機在使用米勒循環(huán)后油耗降低8.5 %，發(fā)動機爆震顯著降低，并且在加入中冷EGR后油燃油消耗率耗再降低1.7 %，最低燃油消耗率工況區(qū)域呈擴大趨勢。天津大學(xué)的徐玉梁等[12]對一臺2.0 L進氣門晚關(guān)米勒循環(huán)發(fā)動機進行研究，實驗結(jié)果表明，高壓縮比米勒循環(huán)發(fā)動機最低燃油消耗率比原機降低了10.4 g/(kW·h)，并且最佳燃油消耗率經(jīng)濟區(qū)域向低轉(zhuǎn)速，小負(fù)荷擴大。清華大學(xué)的王建昕等[13]在一臺缸內(nèi)直噴汽油機上進行了中小負(fù)荷下的稀釋燃燒實驗，研究發(fā)現(xiàn)廢氣稀釋和空氣稀釋相結(jié)合可以使發(fā)動機油燃油消耗率降低4 %～6 %。長城汽車[14]通過對比研究不同壓縮比對汽油發(fā)動機性能的影響發(fā)現(xiàn)適當(dāng)提高壓縮比有利于改善發(fā)動機燃油經(jīng)濟性，但過高的壓縮比會引起發(fā)動機劇烈爆震，影響發(fā)動機動力性能。從以上研究可以看出，在混合動力汽車上應(yīng)用米勒循環(huán)、中冷EGR技術(shù)、高壓縮比，能對提高熱效率等性能起到重要作用。

為此，本研究基于一臺1.6T發(fā)動機，設(shè)計了四組LIVC進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角和高壓縮比活塞，通過模擬計算著重對比分析了不同進氣門關(guān)閉時刻對進氣過程、缸內(nèi)壓力和溫度等參數(shù)的影響，同時探究了氣門正時、壓縮比和EGR率對米勒循環(huán)發(fā)動機性能的影響。

1 模型建立與分析方法

1.1 研究對象及模型驗證

以一臺奧托循環(huán)發(fā)動機為研究對象，其基本參數(shù)如表1所示。

圖1 發(fā)動機仿真模型Fig.1 Engine simulation model

表1 發(fā)動機基本參數(shù)Tab.1 Engine Characters

圖1為利用AVL-BOOST軟件建立的渦輪增壓發(fā)動機仿真模型，該仿真計算中發(fā)動機缸內(nèi)燃燒模型采用韋伯(Vibe)燃燒模型，缸內(nèi)傳熱模型采用經(jīng)典的Woschni模型。利用發(fā)動機臺架試驗數(shù)據(jù)對模擬結(jié)果進行標(biāo)定，原機外特性工況仿真計算的扭矩、燃油消耗率與試驗結(jié)果的對比如圖2、圖3 所示，可以看出模擬與試驗結(jié)果誤差均在5 %以內(nèi)，表明模型精度能滿足計算要求。

圖2 試驗與模擬轉(zhuǎn)矩對比
Fig.2 Comparison between simulation and experimental results of the torque

圖3 試驗與模擬燃油消耗率對比
Fig.3 Comparison between simulation and experimental results of the fuel consumption

發(fā)動機真實的放熱特征可以使用韋伯函數(shù)(Vibe)來近似描述：

(1)

(2)

(3)

式中：Q為每循環(huán)缸內(nèi)燃料燃燒所釋放出的總熱量；α為曲軸轉(zhuǎn)角；αo為燃燒開始時刻對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角；Δαo為燃燒持續(xù)期；m為形狀參數(shù)；a為完全燃燒的Vibe參數(shù)，a=6.9。

對上式Vibe函數(shù)進行積分，得到從燃燒開始時刻起至某一時刻所燒掉的燃油質(zhì)量分?jǐn)?shù)，即已燃燃料質(zhì)量分?jǐn)?shù)x如方程(4)所式：

(4)

1.2 模擬方法

圖4 不同的進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角下的氣門升程 Fig.4 Valve lift in different intake cam angles

實現(xiàn)米勒循環(huán)的重點在于對進氣門關(guān)閉時刻(LIVC)的調(diào)整，LIVC控制策略需要推遲進氣門的關(guān)閉[15-16]。本研究保持進氣門最大升程不變，對進氣持續(xù)期和氣門關(guān)閉時刻進行調(diào)整。圖,4為原機和改進后的米勒循環(huán)發(fā)動機進氣門升程曲線，原奧托循環(huán)發(fā)動機進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角為250°CA，現(xiàn)設(shè)計米勒循環(huán)發(fā)動機進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角為260°CA、270°CA、280°CA和290°CA，然后對進氣門關(guān)閉時刻每推遲10°CA進行一次模擬計算。有關(guān)研究表明排氣門的升程曲線對米勒循環(huán)的影響不大，故后續(xù)仿真過程中保持排氣門的升程曲線不變[17]。

2 結(jié)果討論與分析

2.1 不同進氣門持續(xù)期下缸內(nèi)溫度及壓力對比

根據(jù)設(shè)計的四種進氣凸輪型線，在仿真軟件中分別進行模擬計算。圖5和圖6分別為發(fā)動機2 000 r/min、外特性工況，不同進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角對缸內(nèi)壓力和溫度的影響。

圖5 不同進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角下的缸內(nèi)壓力對比
Fig.5 Comparison of in-cylinder pressure under different intake cam angles

圖6 不同進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角下的缸內(nèi)溫度對比
Fig.6 Comparison of in-cylinder temperature under different intake cam angles

圖5中可以看出隨著進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角的增大，缸內(nèi)最大壓力逐漸降低。這主要是由于進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角增大，進氣門關(guān)閉時刻推遲，活塞由下止點向上運動的壓縮行程中進氣門并未關(guān)閉，導(dǎo)致發(fā)動機有效壓縮行程變短，引起缸內(nèi)部分進氣流倒流至進氣管，因此實際壓縮充量降低，從而缸內(nèi)燃燒壓力降低。對于壓力的變化，經(jīng)歷膨脹降壓后，計算時保持進氣總量不變，根據(jù)氣體狀態(tài)守恒方程，溫度越低，壓力也越低。290°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角的缸內(nèi)最大壓力比260°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角降低了3.5 MPa，汽油機的機械負(fù)荷下降，有利于汽油機運行的可靠性，也為進一步增壓提供條件。

圖6可以看出不同進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角下缸內(nèi)溫度的變化趨勢基本一致，隨著進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角的增大，缸內(nèi)最大溫度降低。對于溫度的變化，缸內(nèi)的工質(zhì)隨活塞的上行部分進氣回流，經(jīng)歷的是膨脹降溫降壓過程，然后再進行壓縮。推遲關(guān)閉的角度越大，膨脹過程就越長，溫度也越低。壓縮時缸內(nèi)平均溫度從260°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角到290°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角逐漸降低，290°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角方案的缸內(nèi)最大溫度比260°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角方案降低了約370 K，進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角每推遲10°CA，不同進氣門關(guān)閉時刻的缸內(nèi)最大溫度約降低120 K，缸內(nèi)最大溫度的降低有利于抑制NOx的生成，改善發(fā)動機的排放性能[18]，這是因為隨著進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角的增大，進氣門關(guān)閉時刻推遲，米勒循環(huán)的有效壓縮比也會變低，使得缸內(nèi)最大溫度均低于原機，這正是米勒循環(huán)所要達(dá)到的效果。

2.2 壓縮比對發(fā)動機性能的影響分析

由于在米勒循環(huán)中推遲進氣門關(guān)閉時刻，導(dǎo)致部分進氣倒流使發(fā)動機的實際有效壓縮比降低，可以有效地避免發(fā)動機爆震等不正常燃燒現(xiàn)象，因此可以增大發(fā)動機的幾何壓縮比。尤其在部分負(fù)荷工況下，適當(dāng)增大汽油機的壓縮比，可以有效提高其經(jīng)濟性能[19]。米勒循環(huán)發(fā)動機由于其膨脹比大于實際有效壓縮比的特點，結(jié)合高壓縮比，相比傳統(tǒng)奧托循環(huán)發(fā)動機具有更高的熱效率。增大壓縮比能夠提高發(fā)動機的熱效率，降低燃油消耗率，但是在實際過程中不斷的增大壓縮比，會導(dǎo)致發(fā)動機爆震，為了抑制爆震就會推遲點火提前角，這樣就會導(dǎo)致燃燒惡化，發(fā)動機熱效率降低，同時燃油消耗率也會增大。

為探究壓縮比對米勒循環(huán)發(fā)動機性能的影響，保持進氣凸輪型線不變，本研究以270°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角為例進行分析研究，通過重新設(shè)計活塞結(jié)構(gòu)，選取發(fā)動機壓縮比12、12.5和13進行仿真計算。為防止有效壓縮比過大導(dǎo)致發(fā)動機爆震，適當(dāng)調(diào)節(jié)點火提前角，同時調(diào)節(jié)配氣相位，以防止進氣門晚關(guān)角度過大，氣門重疊角過小，導(dǎo)致進氣過程中氣門晚開，出現(xiàn)活塞泵吸損失。

米勒循環(huán)由于采用進氣門晚關(guān)控制進入發(fā)動機的進氣質(zhì)量流量的變化，從而控制和調(diào)節(jié)發(fā)動機的負(fù)荷變化，因此理論上可以取消節(jié)氣門，降低泵氣損失。圖7為2 000 r/min、外特性工況，不同進氣門關(guān)閉時刻下壓縮比對發(fā)動機泵氣損失的影響，從圖7中可以看出隨著進氣門晚關(guān)時刻的增大，泵氣損失也逐漸減低，并且壓縮比越大泵氣損失也越小。

圖8為發(fā)動機2 000 r/min、外特性工況，不同進氣門關(guān)閉時刻下三種壓縮比對燃油消耗率的影響，從圖8中可以看出，壓縮比增大燃油消耗率越低，并且隨著進氣門關(guān)閉時刻的推遲，泵氣損失呈逐漸減少的趨勢。而燃油消耗率則先降低后增加，這主要是因為米勒循環(huán)采用的是進氣門晚關(guān)使得進氣充量回流，缸內(nèi)新鮮充量變少，新鮮充量變少意味著缸內(nèi)氧氣變少，氧氣的變少必然影響發(fā)動機的動力性。為了不讓米勒循環(huán)發(fā)動機因進氣門推遲而對動力性產(chǎn)生較大影響，通過控制進氣門的關(guān)閉時刻可以實現(xiàn)對發(fā)動機負(fù)荷大小的控制。但是進氣門關(guān)閉時刻過于推遲會使得發(fā)動機缸內(nèi)充量過于減少，這樣會使得缸內(nèi)油氣混合不均勻，影響缸內(nèi)燃燒的穩(wěn)定性。隨著氣門關(guān)閉時刻的過于推遲，不穩(wěn)定燃燒對燃油消耗率的影響在一定程度上削弱了由于泵氣損失降低帶來的燃油消耗率減少，因此發(fā)動機燃油消耗率在降低后進而會出現(xiàn)逐漸增加的趨勢。適當(dāng)推遲進氣門關(guān)閉時刻，且增大壓縮比從經(jīng)驗公式上而言也能增大發(fā)動機的指示熱效率。但是在實際臺架標(biāo)定時，需嚴(yán)格監(jiān)視發(fā)動機爆震的可能性。

圖7 不同進氣門關(guān)閉時刻下壓縮比對泵氣損失的影響
Fig.7 Effects of compression ratio on pump loss under different intake valve close timing

圖8 不同進氣門關(guān)閉時刻下壓縮比對燃油消耗率的影響
Fig.8 Effects of compression ratio on fuel consumption under different intake valve close timing

2.3 進氣過程分析

由于奧托循環(huán)采用節(jié)氣門控制發(fā)動機的負(fù)荷，存在有很大的節(jié)流損失，而米勒循環(huán)通過控制進氣門的關(guān)閉時間將部分缸內(nèi)進氣排出，因此可以取消節(jié)氣門通過進氣門關(guān)閉時刻控制發(fā)動機的負(fù)荷。圖9為發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 000 r/min，平均有效壓力為1.2 MPa工況下進氣質(zhì)量流量的對比。從圖9中可以看出在進氣門開啟后奧托循環(huán)和米勒循環(huán)均存在進氣倒流，但米勒循環(huán)倒流量較小，這主要是由于取消節(jié)氣門后，氣缸內(nèi)和進氣管壓差降低，進氣倒流降低，而奧托循環(huán)中節(jié)氣門前和氣缸內(nèi)則存在較大的壓差。活塞從進氣下止點繼續(xù)向上運動，由于凸輪工作轉(zhuǎn)角增大，進氣門關(guān)閉時刻推遲，所以米勒循環(huán)中活塞將一部分進氣推出氣缸之外，而氣缸內(nèi)保留該負(fù)荷工況下所需的進氣量。

圖10為該工況下進氣歧管的壓力變化曲線。從圖10中可以看出奧托循環(huán)的進氣歧管壓力平均約為0.138 MPa，而米勒循環(huán)的進氣歧管壓力平均大約為0.15 MPa，明顯高于奧托循環(huán)的進氣壓力。這主要是由于米勒循環(huán)取消了節(jié)氣門控制，進一步降低了進氣管的節(jié)流損失，提高了進氣歧管的進氣壓力，從而相比奧托循環(huán)能夠降低發(fā)動機的泵氣損失。

圖9 米勒循環(huán)和奧托循環(huán)的進氣流量對比
Fig.9 Comparison of the intake mass flow between Miller cycle and Otto cycle

圖10 米勒循環(huán)和奧托循環(huán)的進氣歧管壓力對比
Fig.10 Comparison of the manifold pressure between Miller cycle and Otto cycle

2.4 EGR對米勒循環(huán)發(fā)動機性能的影響

2.4.1 EGR對燃油消耗率的影響

圖11 EGR率對米勒循環(huán)發(fā)動機燃油消耗率的影響 Fig.11 Effect of EGR rate on fuel consumption of the Miller engine

由上文研究結(jié)果，以進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角270°CA，發(fā)動機壓縮比13為例，探究采用EGR技術(shù)對米勒循環(huán)發(fā)動機性能的影響。本研究采用的是外部中冷EGR，工況選取發(fā)動機中等負(fù)荷，發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 000 r/min，平均有效壓力為1.2 MPa進行仿真計算。圖11為不同EGR率下該工況發(fā)動機的燃油消耗率的變化曲線，從圖11中可以看出隨著EGR率的增大，燃油消耗率也逐漸增大。這是由于隨著缸內(nèi)廢氣量的增大，發(fā)動機燃燒不充分，為維持相應(yīng)負(fù)荷需增加發(fā)動機的噴油量，因此燃油消耗率會增加。由仿真計算結(jié)果可以看出在發(fā)動機中等負(fù)荷時EGR率不易過大，此外，在發(fā)動機較低負(fù)荷，為了保證燃燒穩(wěn)定性，不宜采用EGR，在高負(fù)荷時，為了追求動性，也不宜采用EGR。

2.4.2 EGR對燃燒過程的影響

圖12和圖13為不同EGR率對最大缸壓和對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角的影響，從圖12和圖13中可以看出隨著EGR率的增大，發(fā)動機燃燒過程中最大缸壓降低，最大缸壓對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角在上止點后增大，燃燒重心逐漸向后推遲。這是由于隨著EGR率的增加，進氣過程中進入缸內(nèi)的混合氣里廢氣的濃度增大，廢氣濃度增大對發(fā)動機火焰?zhèn)鞑ミ^程的阻礙作用加強，火焰?zhèn)鞑ニ俣茸兙彛瑴计谠鲩L，燃燒持續(xù)期增長，燃燒重心位置后移，最大缸壓降低。燃燒重心的后移還會導(dǎo)致發(fā)動機排氣溫度的增加，因此發(fā)動機需采用合理的EGR率。

圖12 EGR率對米勒循環(huán)發(fā)動機最大缸壓的影響
Fig.12 Effect of EGR rate on Miller engine in-cylinder peak pressure

圖13 EGR率對最大缸壓對應(yīng)曲軸轉(zhuǎn)角的影響
Fig.13 Effect of EGR rate on Miller engine crank angle under peak pressure

3 結(jié)論

通過建立發(fā)動機一維熱力學(xué)模型，對比分析了米勒循環(huán)和奧托循環(huán)對發(fā)動機缸內(nèi)燃燒壓力和溫度、進氣流量和進氣歧管壓力的影響，并研究了不同進氣門關(guān)閉時刻、壓縮比、EGR率對汽油機泵氣損失、燃油消耗率、缸內(nèi)燃燒特性的影響規(guī)律，得到以下結(jié)論：

① 對不同進氣門關(guān)閉時刻下缸內(nèi)溫度壓力對比發(fā)現(xiàn)，290 °CA進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角的缸內(nèi)最大壓力比260 °CA進氣凸輪工作轉(zhuǎn)角降低了3.5 MPa。缸內(nèi)平均溫度從260 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角到290 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角逐漸降低，290 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角方案在噴油時刻的缸內(nèi)平均溫度比260 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角降低了約370 K，進氣門關(guān)閉角度每推遲10 °CA，不同進氣門關(guān)閉時刻的缸內(nèi)最大溫度約降低120 K，這正是米勒循環(huán)所要達(dá)到的效果。

② 在發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 000 r/min，外特性工況下，選取270 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角為例，對比分析了12、12.5和13三種壓縮比對燃油消耗率的影響，發(fā)現(xiàn)隨著進氣門關(guān)閉時刻的推遲，泵氣損失逐漸降低，但是燃油消耗率先降低后升高。同一進氣門關(guān)閉時刻，在壓縮比為13時，發(fā)動機燃油消耗率最低為253.1 g/(kW·h)。在發(fā)動機2 000 r/min、1.2 MPa工況下，進氣末期米勒循環(huán)進氣量倒流明顯增大，取消節(jié)氣門控制發(fā)動機負(fù)荷，米勒循環(huán)的進氣歧管平均壓力比奧托循環(huán)的進氣壓力增大。

③ 對米勒循環(huán)發(fā)動機(270 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角、壓縮比13)加裝EGR后，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 000 r/min，平均有效壓力為1.2 MPa工況下，選取EGR率5 %、10 %、15 %和20 %用于研究。隨著EGR率的增加，燃燒重心逐漸后移，同時，缸內(nèi)最大壓力降低，對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角也在點火上止點后逐漸后移。