通過LIVC實現的高膨壓比循環對發動機性能的影響

樹明亮，張振東，沈凱，屈卓燊

（200093 上海市 上海理工大學）

0 引言

為貫徹落實國務院印發的《節能與新能源汽車產業發展規劃（2012—2020 年）》中相關乘用車平均燃料消耗量的發展規劃，中華人民共和國工業和信息化部公布了GB 19578-2014《乘用車燃料消耗量限值》規定，提高了我國乘用車燃料消耗量的標準要求，提出嚴格的燃油消耗量限值。2019 年12 月，工業和信息化部會同有關部門起草了《新能源汽車產業發展規劃（2021-2035 年）》（征求意見稿），向社會公開征求意見。新規劃中著重提高新能源汽車在汽車行業中的比重。因此，行業工作者在研發搭載傳統汽油發動機的乘用車時，除了亟需采用更先進的發動機技術以提高經濟性能外，仍要優化含有發動機的新能源動力系統。

阿特金森循環和米勒循環能有效提高內燃機的熱效率[1-3]，是目前新型汽油發動機用以改善燃油經濟性的重要方式之一。阿特金森循環與米勒循環的共通點在于，其能使發動機的膨脹比大于壓縮比，均屬于高膨脹比循環，與傳統奧托循環發動機相比，其更充分利用燃燒廢氣的余能。

本文基于一臺1.5 L 自然吸氣汽油發動機進行研究，通過調節進氣門關閉時間改變發動機膨壓比；另外，在不同膨壓比下對不同的VVT進行掃點試驗。選擇發動機轉速3 000 r/min 下BMEP 為0.3 MPa 為定點工況，研究高膨壓比對發動機燃油經濟性的影響；選擇發動機轉速3 000 r/min 下節氣門全開為外特性工況，研究高膨壓比對發動機的動力性及燃油經濟性的影響。

1 相關研究

傳統奧拓循環（Otto Cycle，OC）的發動機的循環形式大致如圖1 中所示。V0為燃燒室容積，V1為活塞在下止點時氣缸內容積。其膨脹比與其壓縮比相當，膨壓比約等于1。在奧拓循環發動機的做功行程終點（4），缸內壓力仍非常高，假如將發動機的膨脹行程延長，提高膨脹比，即可利用余下部分的能量。

圖1 奧托循環發動機壓力-體積示意圖Fig.1 Schematic diagram of pressure and volume of Otto cycle engine

如圖2 所示，高膨壓比循環的膨壓比為V2/V1。當發動機氣缸內的壓力在排期階段終點5 仍大于標準大氣壓P0時，該種循環為米勒循環；當發動機氣缸內的壓力在排期階段終點5 等于標準大氣壓P0時，該種循環為阿特金森循環[4]。

圖2 高膨壓比循環發動機壓力-體積示意圖Fig.2 Schematic diagram of pressure-volume of high-expansion-pressure ratio cycle engine

豐田[5]、馬自達[6]等公司在研發高膨壓比發動機時，采用高幾何壓縮比配合進排氣門相位調節的方式，使發動機壓縮沖程的初段進氣門延遲關閉，把進入氣缸的部分氣體推回進氣道，使發動機的有效壓縮比降低，從而達成膨壓比大于1的效果。這種高膨壓比+VVT 的方式是目前業界普遍使用的達成高膨壓比的途徑，相對于傳統的多桿機構高膨壓比發動機，其結構簡單、成本低廉，不會給發動機帶來過多的額外體積與重量。

上海交通大學李鐵[7]等在一臺2.0 L 渦輪增壓發動機上研究高膨壓比LIVC 在1 000 r/min 全負荷和2 000 r/min@0.4 MPa 的負荷下對發動機經濟性能的影響。其研究表明：高膨壓比LIVC 比傳統奧托循環有更高的熱效率表現，歸功于高膨壓比LIVC 的缸內充質在進氣階段相對奧托循環受到更少來自氣缸的傳熱影響，缸內充質被加熱的程度相對較低，有更好的抗爆震能力，綜合效率更高。

另外，由于在LIVC 實現的高膨壓比循環中，發動機在壓縮沖程的初期將部分混合氣重新推回進氣歧管，導致發動機的實際充氣效率下降，該種發動機需要加大節氣門的開啟角度，以補償進氣損失[8]。由于高膨壓比循環相較奧托循環的節氣門開度更大，其進排氣階段消耗的功更少，即泵氣損失更低，此舉亦有利于提高熱效率[9]。

除高膨壓比LIVC 外，學者們還專注于不同形式的高膨壓比實現方式。除上述高膨壓比LIVC 以外，還有高膨壓比EIVC（進氣門早關）[7,10]，多連桿可變壓縮比發動機[11]和五沖程發動機[12]等。

在發動機膨脹比與壓縮比關系的試驗研究中，Ebrahimi[13]基于發動機工作原理，通過公式進行仿真分析，總結出發動機膨壓比約為1.4 時，能最大可能兼顧動力性能和經濟性能。但發動機實際壓縮比與膨脹比與其運轉時采用的進排氣正時高度相關[14]，本論文提出膨壓比的概念，深入分析發動機膨壓比的變化對發動機性能的影響。

2 試驗設備及參數計算

2.1 發動機主要參數

試驗使用的1.5 L 自然吸氣發動機參數如表1 所示。試驗中調整點火提前角，使發動機CA50控制于上止點后8°曲軸轉角或爆震極限。當發動機穩態排氣溫度不超過875 ℃時，采用當量空燃比進行試驗，否則對空燃比進行加濃，必要時回退點火提前角，保護三元催化器。

表1 發動機參數Tab.1 Engine parameters

發動機的氣門打開與關閉初期，由于氣門的升程小，空氣流通截面積過小，所以本文取0.5 mm以上的氣門升程對應的曲軸轉角為氣門的有效包角。下文所有氣門開啟和關閉時刻的描述均對應氣門有效包角的起止點。本試驗使用機型的進排氣門升程曲線如圖3 所示。

圖3 進排氣門升程曲線Fig.3 Intake and exhaust valve lift curve

2.2 試驗方案

本試驗基于一臺1.5 L 自然吸氣發動機進行臺架試驗。該款發動機進氣凸輪軸搭載電子VVT調整裝置，相比傳統液壓控制式VVT 調節具有響應性更快、可調范圍更寬廣等優點。通過調節電子VVT，使進氣門運動至最高升程點時，保持最大開啟角度，根據不同膨壓比的需要，適當延后進氣門的關閉時間。延后進氣門關閉時間的氣門升程曲線如圖4 所示。

圖4 LIVC 模式下進排氣門升程示意圖Fig.4 Schematic diagram of intake and exhaust valve lift in LIVC mode

2.3 參數計算

發動機單一氣缸的實際容積隨活塞位置變化而變化，活塞瞬時位置可由曲軸轉角計算得知，綜合以上數據，發動機氣缸在任意曲軸轉角φi的實際容積Vi可表示為[15]

式中：D，S——發動機缸徑和行程；λ——連桿曲柄比；ε——機械壓縮比。

發動機的實際壓縮比REE和實際膨脹比REC可由式（2）和式（3）[16]求得

式中:VEVO——發動機排氣門關閉時氣缸容積；VIVC——發動機進氣門關閉時氣缸容積；VTDC——燃燒室容積。

發動機膨壓比RE-C為實際壓縮比REE與實際膨脹比REC之比，具體計算公式如下：

發動機平均指示壓力IMEP 與平均有效壓力BMEP 的關系為

式中：FMEP——摩擦功損失；PMEP——泵氣損失[18]。

3 試驗結果及分析

3.1 定點工況分析

圖5 為發動機在3 000 r/min，平均有效壓力為0.3 MPa 的工況下，進行不同膨壓比循環時的燃油經濟性與進氣歧管壓力。試驗采用原機型的氣門正時，排氣門的關閉時間為18°CA，進氣門的開啟時間為上止點前16°CA，原機型的膨壓比為1.09。在高膨壓比的試驗中，進氣門的延后關閉角度隨膨壓比的增大而增大。由于本試驗的負載不高，所有試驗點的燃燒中心CA50 均控制在上止點后8°CA，且不存在排氣溫度過高的情況。

圖5 定點工況下不同膨壓比的燃油經濟性與進氣歧管壓力Fig.5 Fuel economy and intake manifold pressure for different expansion ratios under fixed operating conditions

圖5 中，進氣歧管壓力的變化反應節氣門開啟角度的變化，當節氣門開啟角度變大時，進氣歧管的壓力上升，反之下降。試驗結果表明，當發動機膨壓比上升時，有效燃油消耗率呈現先上升后下降再上升的趨勢。

當膨壓比由1.09 上升至1.2 時，由于進氣道空氣的流通存在慣性，延后關閉的進氣門使更多的新鮮空氣流進氣缸，使得氣缸的充氣效率上升，因此需要減小節氣門的開啟角度，從而導致更明顯的泵氣損失，降低發動機熱效率。當發動機膨壓比繼續上升至1.5 時，高膨壓比對燃油經濟性的改善逐漸明顯。一方面，在高膨壓比循環下，廢氣的余能得到充分利用；另一方面，更大的節氣門開度可以降低發動機的泵氣損失，提高發動機經濟性能。

發動機膨壓比超過1.5 以后，由于發動機的實際壓縮比較低，而且在低負荷下缸內氣體的湍流強度不足，發動機的燃燒效率下降。如圖6 所示，發動機在過高的膨壓比下，燃燒持續期持續增長，燃燒速度變緩導致發動機的等容度下降，燃油經濟性變差。同時，過高的膨壓比導致排氣初期氣缸內的壓力過低，不利于自由排氣，增加了排期過程中的泵氣損失，降低了發動機熱效率。

圖6 定點工況下不同膨壓比的燃燒持續期Fig.6 Combustion duration of different expansion ratios under fixed operating conditions

圖7 描述了發動機在不同排氣門關閉時刻下燃油經濟性隨膨壓比增大而變化的趨勢。負的排氣門關閉角對應上止點前的曲軸轉角。當排氣門的關閉時刻改變時，通過計算可知試驗中不同膨壓比所對應的進氣門關閉角，從而推算進氣門的開啟正時。

圖7 定點工況下不同VVT 與膨壓比循環下的燃油經濟性Fig.7 Fuel economy under fixed-point operating conditions with different VVT and expansion ratio cycles

試驗結果表明，發動機的有效燃油消耗率在總體上隨著膨壓比的提高而下降，并在膨壓比為1.5 時達到最低。圖中星號處為本工況下的最低油耗，與原機型該工況（圖5 中膨壓比為1.09 的點）下的燃油經濟性相比，高膨壓比可以降低1.5%的有效燃油消耗率。

3.2 外特性工況分析

由圖8 可知，當發動機的膨壓比上升時，發動機的充氣效率明顯下降，發動機的平均有效壓力也隨之降低。當發動機的膨壓比從原機型的1.03 上升至1.5 時，發動機的平均有效壓力下降29.8%。

圖8 3 000 r/min 外特性下不同膨壓比的BMEP 和充氣效率Fig.8 BMEP and inflation efficiency with different expansion ratios at 3 000 r/min

由圖9可知，當發動機膨壓比為1.5時，3 000 r/min外特性下發動機的燃油經濟性達到最佳，比膨壓比為1.03 時降低10.5%。提高發動機的膨壓比有利于降低實際進入氣缸新鮮空氣的總質量，降低壓縮終了時缸內溫度，從而降低爆震傾向。可以將發動機的點火提前角前移，并將燃燒中心CA50 控制在活塞上止點后8°CA 左右，但此時發動機的動力性能明顯下降，不適宜在極高動力需求的工況中使用。當發動機膨壓比超過1.5 后，高膨壓比帶來的有利因素逐漸不占主導，同時其不利因素逐漸成為主導，從而導致其有效燃油消耗率出現反彈的情況。

圖9 3 000 r/min 外特性下不同膨壓比的BSFC 與CA50Fig.9 BSFC and CA50 with different expansion ratio under 3 000 r/min external characteristics

4 結論

（1）高膨壓比能有效提高發動機的經濟性能，但膨壓比的數值并不是越高越好，本次試驗中的1.5 L 自然吸氣發動機在膨壓比為1.5 左右能達到最佳性能。適當提高膨壓比，有利于充分回收廢氣余能，并且由于需要補償進氣量，節氣門的開度也會增大，從而降低泵氣損失。但是過高的膨脹比導致發動機實際的壓縮比過低，影響了氣缸的燃燒效率，同時導致排氣初期氣缸內的壓力過低，不利于自由排氣，增加排期過程中的泵氣損失，降低發動機熱效率。

（2）由于高膨壓比循環中實際進入發動機氣缸的混合氣較少，缸內混合氣的湍動能較弱，缸內溫度在活塞壓縮終點時比奧托循環更低，在中高負荷下有更低的爆震傾向，可以使用更大的點火提前角，保證了中高負荷的燃油經濟性。

（3）高膨壓比顯著降低發動機的充氣效率，抑制了發動機外特性工況下的動力性。換而言之，通過LIVC 實現的高膨壓比循環不能兼顧發動機在極高動力需求下的動力性能和經濟性能。