（上汽通用五菱汽車股份有限公司 廣西 柳州 545007）

引言

油耗和排放法規(guī)日趨嚴格，純電動車依然面臨技術和成本的問題，混合動力車輛將是未來一段時間的主流。使用米勒循環(huán)的發(fā)動機是混合動力車輛的最佳選擇，相比傳統(tǒng)的奧拓循環(huán)發(fā)動機，米勒循環(huán)發(fā)動機的膨脹比大于壓縮比，做功行程更長，熱效率更高。此外米勒循環(huán)還能有效降低爆震傾向，減小泵氣損失，提升熱效率[1]。

在日益嚴格的油耗法規(guī)限值下，米勒循環(huán)已成為當前研究的熱點，國內(nèi)外也對此進行了許多的研究。Kazuhisa Okamoto 等人研究了晚關米勒循環(huán)（LIVC）和EGR 對氣體發(fā)動機運行的影響，表明需提升缸內(nèi)湍動能以獲得更高的燃燒等容度來提升發(fā)動機熱效率[2]。Martin Scheidt 等人研究了米勒/阿特金森循環(huán)在小型化增壓發(fā)動機上的應用，表明米勒循環(huán)（EIVC）結合低氣門升程以及Masking 選取的部分符合工況點油耗下降達8%[3]。可見，氣道的設計開發(fā)是米勒循環(huán)發(fā)動機開發(fā)的關鍵部分。

1 總體介紹

當前實現(xiàn)米勒循環(huán)的主要方式是重新設計氣門升程型線，采用早關米勒循環(huán)（EIVC）則減小進氣門升程的開度角，同時降低升程高度；采用晚關米勒循環(huán)（LIVC）則是增大進氣門升程的開度角，稍微降低升程高度；重新設計氣門升程型線實現(xiàn)米勒循環(huán)是當前成本最低，幾何結構改動最少，周期最短的方案[4]。但這一方案將降低缸內(nèi)的滾流強度[5]，原因是：一方面降低進氣門升程高度影響滾流的形成；另一方面進氣門關閉角度影響缸內(nèi)滾流運動的衰減，進而影響燃燒持續(xù)期。這兩個因素都降低點火時刻缸內(nèi)湍動能的強度，因此必須提高低氣門升程的滾流強度來保證點火時刻缸內(nèi)的湍動能水平，最終實現(xiàn)米勒循環(huán)提高熱效率的目的。

將一款增壓汽油發(fā)動機改造為早關米勒循環(huán)發(fā)動機。一是通過一維熱力學模擬確定合理的進氣門升程型線；二是對原機進氣道進行重新開發(fā)，設計目標是提高低氣門升程滾流強度。本文應用CAD 和CFD 軟件相結合的方法，完成了某款增壓汽油發(fā)動機應用早關米勒循環(huán)改造中的進氣道開發(fā)。

2 確定氣門升程型線

某款增壓汽油發(fā)動機，其基本參數(shù)如表1 所示，一維熱力學模型如圖1 所示。應用該熱力學模型，研究了進氣門升程型線對發(fā)動機性能的影響。研究表明：通過提高壓縮比和增壓器壓比，減少進氣門型線的開度角及升程，型線對比如圖2 所示，在基本保持原機動力水平的基礎上，早關米勒循環(huán)使發(fā)動機油耗平均降低約4%。

表1 發(fā)動機基本參數(shù)

圖1 一維熱力學模型

如圖2 所示，原機最大進氣門升程為8.2 mm，采用早關米勒循環(huán)的最大進氣門升程為4.2 mm，最大進氣門升程幾乎降低了一半。原機的滾流比曲線如圖5 所示，當進氣門升程達到8 mm 時，滾流比為2.6，隨著進氣門升程的降低，滾流比下降，當進氣門升程為4 mm 時，滾流比僅為0.7，可見進氣門升程的大幅降低必然導致缸內(nèi)氣體滾流強度的大幅下降，進而影響缸內(nèi)湍動能強度。需重新開發(fā)進氣道以提升缸內(nèi)湍動能。

圖2 進氣門型線對比

3 進氣道CAD 設計

3.1 設計基礎

CAD 設計的目標是提高低氣門升程的滾流比。滾流比定義為缸內(nèi)氣體角速度ωFK與虛擬發(fā)動機角速度ωMot之比[6]。由定義可知，在保持實際測得進氣質(zhì)量流量基本不變的條件下，增大缸內(nèi)氣體角速度，是提高滾流比的基本途徑。

式中：Tr為滾流比；ωFK為缸內(nèi)氣體角速度；ωMot為虛擬發(fā)動機角速度；fi為計算單元面積；ri為計算單元中心至旋轉軸線的垂直距離；wLDA為氣體軸向速度，來自LDA 或CFD；w 為氣體平均軸向速度；Vh為氣缸工作容積；為實際測得質(zhì)量流量；ρ 為空氣密度，D 為氣缸直徑。

3.2 米勒循環(huán)進氣道

根據(jù)上述的基本思路，實現(xiàn)措施有以下幾點：1）使用切向氣道，增大氣道傾角，利于組織缸內(nèi)氣體的滾流運動。

2）合理縮小進氣門座圈的直徑，提高氣體流動速度。

3）氣道出口使用“D”型出口，如圖3 所示，此結構對進氣門右側起節(jié)流作用，促使氣體由進氣門左側進入氣缸。

4）在低氣門升程時，進氣道和缸內(nèi)壓力差大，質(zhì)量流量小，上述3 條措施難以起到明顯效果，需使用進氣門右側Masking，Masking 能夠有效提高低氣門升程滾流比[7]。

根據(jù)上述措施，經(jīng)多次迭代，最終完成了進氣道的設計開發(fā)，原機氣道與新設計的米勒循環(huán)進氣道對比如圖3 所示。

圖3 原機進氣道與米勒循環(huán)進氣道對比圖

4 進氣道CFD 穩(wěn)態(tài)模擬

4.1 CFD 建模

應用CFD 軟件搭建氣道穩(wěn)態(tài)模擬模型，其中氣缸長度為2.5D（D 為缸徑）。建模分為2 步：1）網(wǎng)格設置：最小網(wǎng)格尺寸為0.25 mm，整個模型最大網(wǎng)格尺寸為2 mm，邊界層數(shù)為4 層，網(wǎng)格數(shù)量約為120 萬。2）邊界條件及求解器設置：使用k-zata-f 湍流模型和混合壁面模型。

4.2 流量系數(shù)及滾流比對比分析

米勒循環(huán)進氣道與原機進氣道流量系數(shù)對比如圖4 所示，升程小于6 mm 時，米勒循環(huán)進氣道的流量系數(shù)相比原機都有所降低，降低值最大為0.1，升程≥6 mm 時，兩者的流量系數(shù)基本一致。

圖4 流量系數(shù)對比圖

米勒循環(huán)進氣道與原機進氣道滾流比對比如圖5 所示，升程小于6 mm 時，米勒循環(huán)進氣道的滾流比相比原機大幅提高，其中2 mm 升程提高了2.5，3 mm 升程提高了2.0，4 mm 和5 mm 升程約提高1.2。進氣門打開后，滾流比快速提升，在2 mm 升程達到最大值2.6，與原機8 mm 升程滾流比一致。可見，CAD 設計已經(jīng)達到了設計目標。

圖5 滾流比對比圖

4.3 流速對比分析

圖6 給出了米勒循環(huán)氣道和原機氣道2 mm 升程的流速分布圖，原機氣道流速更大些；在進氣門右側的圓圈區(qū)域，原機流動面積較大，流量也較大，而米勒循環(huán)進氣道，由于使用了進氣門右側Masking設計，流動面積很小，流量也很小。

圖6 流速對比圖

5 瞬態(tài)燃燒模擬

5.1 瞬態(tài)燃燒模型建模

發(fā)動機使用米勒循環(huán)的根本目的是降低油耗，提高燃燒效率；優(yōu)化進氣道，提高其滾流比，最終效果是提高燃燒速率，進而提高燃燒效率[8]。缸內(nèi)瞬態(tài)燃燒模擬能夠在理論上驗證設計是否達到設計目的。

使用AVL Fire 進行瞬態(tài)燃燒模擬，最大網(wǎng)格尺寸2 mm，最小網(wǎng)格尺寸0.25 mm。邊界條件來自上述的WAVE 一維熱力學模擬，主要包括：入口瞬態(tài)進氣量及溫度、出口瞬態(tài)靜壓壓力、進排氣門型線、循環(huán)噴油量及點火時刻。其他壁面溫度條件如表2 所示，模型使用Simple 離散模型、k-zeta-f 湍流模型及Coherent Fram Model-ECFM 燃燒模型。

表2 模型壁面溫度條件

選擇以下3 個典型工況：1 200 r/min@1.4 MPa；3 000 r/min@1.2 MPa 和5 400 r/min@1.6 MPa，分別對以下3 種方案進行瞬態(tài)燃燒模擬研究：

原機方案：原機氣道+原機升程

方案B：原機氣道+米勒循環(huán)升程

方案C：米勒循環(huán)氣道+米勒循環(huán)升程

由于ECFM 燃燒模型為經(jīng)驗模型，需標定2 個參數(shù)：Initial flame surface density 和Stretch factor，前一個參數(shù)主要影響著火滯燃期，后一個參數(shù)主要影響燃燒速率。1 200 r/min@1.4 MPa 工況原機方案的模擬缸內(nèi)平均壓力與測試值對比如圖7 所示?？梢?，壓縮沖程模擬壓力值與測試壓力吻合，模型精度滿足下一步研究要求。

圖7 缸內(nèi)壓力對比圖

5.2 模擬2D 結果

圖8 給出了1 200 r/min@1.4 MPa 工況3 種方案缸內(nèi)平均湍動能的對比圖。方案B 是在原機基礎上使用了早關米勒循環(huán)升程，氣門開度及最大升程都比原機小，進氣門在520°CA 關閉。氣門關閉后，缸內(nèi)平均湍動能快速耗散下降。方案B 受氣門型線影響，缸內(nèi)滾流運動減弱，湍動能無法保持，壓縮末期滾流破碎為湍流的量也很少，故湍動能只是稍微上升。方案C 提高了缸內(nèi)滾流運動強度，湍動能提高。點火時刻原機湍動能為8.3 m2/s2，方案B 為4.2 m2/s2，比原機降低49%，方案C 為10.4 m2/s2，比原機提高25%，達到了保持原機湍動能水平的目標。

圖8 缸內(nèi)平均湍動能對比圖

圖9 給出了1 200 r/min@1.4 MPa 工況3 種方案缸內(nèi)平均壓力對比圖，方案B 缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力比原機下降25%，做功能力比原機低；方案C 缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力比原機提升19%，做功能力比原機強。

圖9 缸內(nèi)平均壓力對比圖

圖10 給出了1 200 r/min@1.4 MPa 工況3 種方案累積放熱量對比圖，原機燃燒持續(xù)期為14°CA，方案B 為20°CA，比原機延長了43%。方案C 燃燒持續(xù)期為11.2°CA，比原機提高了20%。

圖10 累積放熱量對比圖

圖11 給出了3 000 r/min@1.2 MPa 工況缸內(nèi)動態(tài)滾流比對比圖。初期滾流比隨進氣進程增加，隨著進氣門關閉滾流比降低，隨后在壓縮進程中再次增加。方案B 由于進氣門升程降低，缸內(nèi)氣流的滾流運動強度比原機明顯下降。方案C 優(yōu)化了進氣道，缸內(nèi)氣流滾流運動比原機方案明顯提高。缸內(nèi)氣體滾流運動在壓縮上止點被擠壓破碎為湍動能，加速混合氣的燃燒速率。

圖11 缸內(nèi)滾流比對比圖

圖12 燃燒持續(xù)期對比圖

圖12 給出了3 個工況3 種方案燃燒持續(xù)期對比圖。方案B 燃燒持續(xù)期明顯長于原機方案，說明在進行發(fā)動機早關米勒循環(huán)改造中，如果保持原有的氣道方案，缸內(nèi)燃燒速率將比原機慢，米勒循環(huán)所獲得的油耗降低部分將被惡化的燃燒所抵消。方案C燃燒持續(xù)期在中低轉速時短于原機方案，在高轉速時長于原機方案，說明重新開發(fā)的氣道有效地改善了發(fā)動機中低速工況的燃燒速率，高速工況由于進氣門升程降低的影響仍然無法達到原機的水平。

將燃燒持續(xù)期應用到上述的WAVE 一維熱力學模型中，通過調(diào)整CA50，保持爆震因子與原機處于同一水平，不考慮米勒循環(huán)帶來的影響，僅考慮氣道的影響，如表3 所示。方案B 相對原機，油耗增加。這是升程降低后，缸內(nèi)湍動能顯著降低導致燃燒持續(xù)期增加所致。通過氣道的油耗，方案C 比方案B 油耗降低，熱效率提高。因此，通過3 個典型工況的平均估算發(fā)動機油耗，在早關米勒循環(huán)的基礎上僅考慮優(yōu)化進氣道的設計能夠降低發(fā)動機油耗約1.9%，提高燃燒效率約0.52 個百分點。

表3 氣道方案對性能的影響

5.3 模擬3D 結果

圖13 給出了1 200 r/min@1.4 MPa 工況上止點后5°CA 3 種方案缸內(nèi)湍動能分布圖，方案B 湍動能強度最小，原機居中，方案C 最大，這與上述的缸內(nèi)平均湍動能是一致的。

圖13 1 200 r/min@1.4 MPa 缸內(nèi)湍動能分布對比圖

6 結論

1）應用早關米勒循環(huán)后，由于進氣門最大升程明顯降低，傳統(tǒng)的增壓汽油機高滾流氣道最大滾流比大幅降低，需顯著提高低氣門升程的滾流比，以保證點火時刻缸內(nèi)湍動能水平。

2）通過對進氣道進行優(yōu)化，可實現(xiàn)顯著提高低氣門升程滾流比的目標，措施包括：a）使用切向氣道，增大氣道傾角；b）合理縮小進氣門座圈的直徑；c）使用“D”型氣道出口；d）在低氣門升程時使用進氣門右側Masking。

3）米勒循環(huán)進氣道優(yōu)化設計，其流量系數(shù)在3 mm 和4 mm 升程下降0.1，滾流比在2 mm 升程提高了2.5，3 mm，升程提高了2.0。

4）瞬態(tài)燃燒模擬表明：應用早關米勒循環(huán)后燃燒持續(xù)期比原機延長。重新開發(fā)進氣道，僅考慮進氣道的設計能夠降低發(fā)動機油耗1.9%，提高燃燒效率0.52 個百分點。