關 力 楊 陳 夏志豪 尹建東 沈 源

（寧波吉利羅佑發(fā)動機零部件有限公司 浙江 寧波 315336）

引言

泵氣損失是影響發(fā)動機中小負荷油耗的重要因素，其來源是節(jié)氣門未完全開啟時，進氣節(jié)流作用導致克服進氣阻力所做的功增加[1]。小負荷由于進氣量需求小，常采用較小的節(jié)氣門開啟角度，故而泵氣損失更大。對于平均車速較小的城市工況，發(fā)動機轉矩更低，泵氣損失對發(fā)動機和整車油耗的影響更大。

現(xiàn)代發(fā)動機常采用小型化設計，使整車需求功率相同的情況下，大負荷時發(fā)動機轉矩增加，減小泵氣損失[2]。對于給定排量的發(fā)動機，則使用靈活的氣門機構來主動降低泵氣損失。傳統(tǒng)車型為了同時滿足大負荷時的發(fā)動機性能和小負荷時的較低油耗，采用可變氣門機構[3-4]，通過氣門機構主動改變不同工況下的氣門升程，兼顧油耗和性能?；旌蟿恿囆鸵蛐阅苄枨筝^低，通常直接采用小包角凸輪的米勒循環(huán)或者大包角凸輪的阿特金森循環(huán)[5-6]。

對于混合動力專用發(fā)動機，米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)常結合高壓縮比。高壓縮比可以降低發(fā)動機的有效壓縮比，提高發(fā)動機的理論熱效率。因此，盡管使用了較高的幾何壓縮比，發(fā)動機也不會產(chǎn)生爆燃。

米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)也有各自的不足，米勒循環(huán)由于進氣門早關，導致缸內(nèi)滾流減弱；阿特金森循環(huán)由于氣門晚關，缸內(nèi)較高溫度的混合氣回流到進氣道，會加熱進氣道，進氣溫度高也會導致爆燃傾向加劇[7]。

本文基于一臺1.0 L 進氣道燃油噴射增壓汽油機，通過改動相關硬件，使其分別變?yōu)槊桌昭h(huán)和阿特金森循環(huán)發(fā)動機。然后對3 種硬件狀態(tài)下的發(fā)動機進行試驗研究，分析米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)對發(fā)動機油耗的影響機理。

1 試驗裝置及方法

1.1 試驗裝置

要實現(xiàn)米勒循環(huán)或者阿特金森循環(huán)，首先需要對配氣機構進行優(yōu)化設計。本文通過改變凸輪包角大小和氣門升程來實現(xiàn)米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)。米勒循環(huán)使用小包角凸輪，1 mm 升程角度為130°CA，阿特金森循環(huán)使用大包角凸輪，1 mm 升程角度為240°CA，原機進氣凸輪包角介于2 者之間。進排氣凸輪型線如圖1 所示。

圖1 進排氣凸輪軸升程曲線

無論進氣門早關或者晚關，其結果均導致發(fā)動機有效壓縮行程減小，即實際壓縮比小于發(fā)動機幾何壓縮比。若不更改發(fā)動機幾何壓縮比而直接使用米勒循環(huán)或者阿特金森循環(huán)，必然導致發(fā)動機有效壓縮比降低，過低的有效壓縮比不利于發(fā)動機熱效率的提高。本文將原機的壓縮比從9.6 提高到12.5，在不改變發(fā)動機缸徑及行程的情況下，將活塞頂部填平，使其更接近于平頂活塞的設計是最簡單的提高壓縮比方式。缺點是不利于缸內(nèi)滾流的生成和保持，使混合氣的燃燒速度變慢。此外，米勒循環(huán)凸輪包角較小，進氣門更早關閉，會導致缸內(nèi)滾流變?nèi)?。為了彌補活塞和凸輪軸帶來的滾流弱化缺陷，本文對發(fā)動機進氣道進行了優(yōu)化設計，使氣體更多地從燃燒室頂部流入氣缸內(nèi)，實現(xiàn)更高的滾流。

試驗過程中，分別采用AVL 電力測功機、油耗儀、HORIBA 排放分析儀來獲取發(fā)動機的性能、油耗和排放數(shù)據(jù)。使用Kistler 氣缸壓力傳感器式火花塞替換原機火花塞，獲取缸內(nèi)燃燒相關數(shù)據(jù)。

1.2 試驗方法

本文研究米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)對發(fā)動機油耗的影響，故試驗主要是針對最佳油耗區(qū)內(nèi)的工況進行測試分析，對應轉速為2 750 r/min，負荷范圍為0.9～1.2 MPa。

本文在一臺進氣道燃油噴射汽油機上進行試驗研究，作為比對基準，首先測量這臺發(fā)動機的原始性能和油耗。米勒循環(huán)試驗前，發(fā)動機下臺架進行硬件更換，改動的硬件包括米勒循環(huán)專用凸輪軸、高壓縮比（12.5）活塞、高進氣滾流氣道。完成硬件更換后，進行米勒循環(huán)試驗。最后，再次下臺架，更換阿特金森循環(huán)專用凸輪軸，完成阿特金森循環(huán)試驗。

試驗過程中，手動控制點火提前角，通過掃描不同進氣門開啟時刻IVO、排氣門關閉時刻EVC 以及噴油相位，獲取不同硬件組合下的最低發(fā)動機油耗。

試驗過程中，保證各缸平均指示壓力循環(huán)波動率IMEPcov 小于3%，空燃比等于1，排氣溫度不高于850 ℃。

2 試驗結果及分析

2.1 不同凸輪對滾流比的影響

圖2 為米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)各自凸輪包角對應的缸內(nèi)滾流比情況，圖中，CAM130 表示米勒循環(huán)，CAM240 表示阿特金森循環(huán)。

圖2 缸內(nèi)滾流比

從圖2 可以看出，采用不同凸輪對發(fā)動機缸內(nèi)滾流影響十分明顯。主要區(qū)別為：進氣行程，米勒循環(huán)的進氣門在進氣下止點前關閉，缸內(nèi)滾流比很快達到峰值，然后開始下降。阿特金森循環(huán)的進氣門在進氣下止點后關閉，進氣行程，進氣門始終處于打開狀態(tài)，且氣門升程較大，有利于缸內(nèi)滾流的生成和持續(xù)，故而可以獲得更大的滾流比。從圖2 也可以看出，滾流比第一個峰值，即進氣行程缸內(nèi)滾流比的大小與后續(xù)的壓縮行程以及點火時刻缸內(nèi)滾流比的大小有直接關系，表明凸輪包角和升程對滾流比有較大的影響。

2.2 米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)對油耗的影響

圖3 為發(fā)動機油耗試驗結果（轉速為2 750 r/min，負荷BMEP=0.9～1.2 MPa）。

圖3 油耗對比

從圖3 可以看出，不同負荷下，原機油耗始終處于較高水平，且隨著負荷的增加，發(fā)動機油耗降低。這是因為壓縮比較低的情況下，爆燃傾向小，AI50 均可以保持在上止點后6～8°CA 范圍內(nèi)，燃燒效率較高，此時影響油耗的主要因素是泵氣損失和摩擦功。負荷較小的情況下，泵氣損失及摩擦功占比均較大，導致油耗偏高。從圖3 還可以看出，米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)均可以明顯降低發(fā)動機油耗，但阿特金森循環(huán)的油耗降低效果更明顯。相比原機，最低油耗對應的負荷下降到1.0 MPa 左右。

為了探究不同循環(huán)方式對油耗的影響原因，分別對各工況的AI50（燃料燃燒50%所對應的曲軸轉角）、燃燒持續(xù)期和泵氣損失進行了對比研究。

圖4 為AI50 隨負荷的變化。

圖4 AI50 對比

原機由于采用較小的壓縮比，在整個負荷范圍內(nèi)，AI50 都保持在最佳位置；米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)由于匹配了更大的壓縮比（12.5），雖然可以降低有效壓縮比，但是高的壓縮比導致活塞扁平化，使缸內(nèi)滾流強度減弱，最終導致在大于1.0 MPa 的區(qū)域爆燃現(xiàn)象更加明顯。表現(xiàn)為AI50 隨著負荷增大不斷增大，燃燒效率降低，油耗升高，這與圖3 中米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)的油耗趨勢一致。

圖5 給出了燃燒持續(xù)時間AI10～AI90 隨發(fā)動機負荷的變化。

圖5 燃燒持續(xù)期對比

相比于原機，新發(fā)動機對氣道進行了優(yōu)化，加強了滾流，有利于燃燒速度的提升，但同時發(fā)動機的高壓縮比導致缸內(nèi)滾流減弱。因此，設計過程中，應盡可能提高氣道的滾流比，使?jié)L流水平與原機接近。從圖5 可以看出，阿特金森循環(huán)由于較大的凸輪包角和氣門升程，有利于缸內(nèi)滾流的升高，表現(xiàn)為在非爆燃區(qū)域（0.9 MPa），其燃燒持續(xù)期與原機可以保持在相同水平。負荷增加后，燃燒持續(xù)期略有增加，這是因為大負荷下爆燃傾向增加，點火提前角減小。不同負荷下，米勒循環(huán)與阿特金森循環(huán)燃燒持續(xù)期的變化規(guī)律相同，但米勒循環(huán)的燃燒持續(xù)時間更長，這與圖2 中給出的缸內(nèi)滾流比規(guī)律一致，即較低的缸內(nèi)滾流比會導致壓縮終了缸內(nèi)湍動能減弱，不利于火焰的快速傳播，從而使燃燒持續(xù)時間變長。

2 種循環(huán)的泵氣損失與原機對比結果如圖6所示。

圖6 泵氣損失對比

隨著負荷增大，3 種方案的泵氣損失均表現(xiàn)出相同的下降趨勢。這是因為大負荷下，新鮮空氣需求量增加，進氣壓力增加，進氣節(jié)流阻力減小。采用米勒和阿特金森循環(huán)，泵氣損失更低。這是因為米勒循環(huán)凸輪包角較小，進氣門在下止點前已經(jīng)關閉，進氣有效時間較短，為了獲得相同的進氣量，必須提高進氣壓力；阿特金森循環(huán)進氣門在下止點后關閉，此時活塞上行，將部分混合氣推出進氣門。為了保證相同負荷下的新鮮空氣量，要求更大的進氣壓力，即更小的泵氣損失。較小的泵氣損失是米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)發(fā)動機中小負荷油耗降低的重要原因。

2.3 進氣門開啟時刻對油耗的影響

為了進一步分析米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)對燃燒過程的影響，本文對2 種循環(huán)不同進氣門開啟時刻的油耗及各燃燒參數(shù)進行了對比。

圖7 給出了2 750 r/min@1.0 MPa 工況下2 種循環(huán)的AI50 隨進氣門開始時刻IVO 的變化規(guī)律，其中，360°CA 為排氣上止點位置。

圖7 AI50 對比

米勒循環(huán)的AI50 隨著進氣門關閉時刻提前而減小，因為米勒循環(huán)進氣門在進氣下止點之前就已經(jīng)關閉，進氣門進一步提前關閉，必然導致進氣門關閉后的等熵膨脹過程增加，即有效壓縮比降低，爆燃傾向減弱，可使點火提前角加大。阿特金森循環(huán)的AI50 減小原理與米勒循環(huán)相同，區(qū)別在于阿特金森循環(huán)進氣門在進氣下止點之后關閉，進氣門開啟時間越長，有效壓縮比越低，更有利于AI50 減小。從圖7 可以看出，無論是米勒循環(huán)還是阿特金森循環(huán)，匹配合適的進氣門開啟時刻，對于爆燃都有明顯的抑制作用。

圖8 是2 種循環(huán)的油耗隨進氣門開啟時刻IVO的變化規(guī)律。

從圖8 可以看出，在不同的IVO 下，阿特金森循環(huán)的油耗始終低于米勒循環(huán)。這可能是因為米勒循環(huán)缸內(nèi)滾流弱，燃燒持續(xù)期較長，不利于缸內(nèi)混合氣集中放熱做功。

圖8 油耗對比

隨著進氣門開啟時刻提前，阿特金森循環(huán)的油耗逐漸增加，這與其AI50 隨IVO 的變化規(guī)律一致。但是米勒循環(huán)的油耗隨著進氣門開啟時刻提前先降低后增加，并沒有隨AI50 減小而一直降低。

圖9 給出了2 種循環(huán)未燃碳氫化合物排放隨進氣門開啟時刻IVO 的變化規(guī)律，用于進一步解釋米勒循環(huán)油耗的變化規(guī)律。

圖9 未燃碳氫化合物排放對比

從圖9 可以看出，對于米勒循環(huán)，隨著進氣門開啟時刻提前，碳氫化合物（THC）排放明顯升高。這是因為進氣門開啟時刻提前會導致進排氣門重疊角增加，對于進氣道燃油噴射汽油機，噴油器在進氣門開啟之前已經(jīng)開始噴油，進氣門開啟時，若排氣門還未完全關閉，導致部分燃油直接被排入排氣道，碳氫化合物排放增加，這是米勒循環(huán)的油耗沒有隨著AI50減小而降低的重要原因。

2.4 能量平衡分析

圖10 給出了2 750 r/min@1.0 MPa 工況下米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)最低油耗下的能量平衡分析結果。

圖10 米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)能量平衡對比分析

從圖10 可以看出，阿特金森循環(huán)的有效功比米勒循環(huán)高0.7%（絕對值），在能量損失方面，阿特金森循環(huán)的排氣損失比米勒循環(huán)低0.9%（絕對值），未燃損失比米勒循環(huán)低0.4%（絕對值）。阿特金森循環(huán)排氣損失較小是因為阿特金森循環(huán)的AI50 小，燃燒持續(xù)期時間短，排氣可以帶走的熱量減小。米勒循環(huán)的未燃損失比阿特金森循環(huán)高是因為米勒循環(huán)存在氣門重疊角（見圖8），排氣中未燃碳氫化合物排放增加。阿特金森循環(huán)的散熱損失比米勒循環(huán)高0.5%（絕對值），這是由于阿特金森循環(huán)的AI50 更小，燃燒速度更快，燃燒放熱更靠近上止點附近，缸內(nèi)溫度更高，反而導致散熱損失略有增加。

3 結論

本文在一臺1.0 L 進氣道燃油噴射增壓汽油機上進行了米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)的試驗研究，對比分析了2 種循環(huán)對發(fā)動機油耗和性能的影響，得到的主要結論包括：

1）阿特金森循環(huán)氣門升程更大，燃燒持續(xù)時間更長，有利于缸內(nèi)滾流的生成和持續(xù)，故而比米勒循環(huán)獲得更大的滾流比。

2）試驗結果表明，米勒循環(huán)和阿特金森循環(huán)均可以顯著降低發(fā)動機油耗。其中，阿特金森循環(huán)的油耗比米勒循環(huán)更低。主要得益于阿特金森循環(huán)更快的燃燒速度，爆燃傾向更小，燃燒更完全。

3）阿特金森循環(huán)隨著進氣門晚關，AI50 減小，油耗降低；米勒循環(huán)也可以通過調(diào)節(jié)進氣門降低油耗，但進氣門提前關閉會導致氣門重疊角增加，當進氣壓力大于排氣壓力時，排放和油耗均升高。

4）能量平衡分析的結果表明，阿特金森循環(huán)更高的有效功占比主要來源于更低的未燃損失和排氣損失。