轿车柴油机可变气门系统的潜力

【德】 Schneider S Genieser P Birke S Bücker C

1 动机与背景

自2014年起新获准上市的汽车不仅要实行欧6废气排放标准，还要满足欧洲议会EG433/2009号法令规定的二氧化碳（CO2）排放限值。据规定，汽车制造商整个车队按新欧洲测试循环（NEDC）的CO2排放量自2012年起就要减少到130 g/km，至2020年要减少到95 g/km，达不到这个目标将被罚款。图1表示罚款变化曲线，即当车队CO2排放量超过规定限值时，制造商必须为售出的车辆支付罚款。对2015年前要求达到限值的比例进行了分级。在2012年，车队中65%的汽车必须达到CO2限值；而到2015年，所有车辆都必须满足这一限值要求。

因此，除了进一步降低废气原始排放之外，减少燃油耗将成为未来技术开发的目标。可变气门系统有可能实现上述冲突的目标。目前，该系统不仅是汽油机的标配技术，而且已成为柴油机的研究热点[2，3]。减少颗粒（PM）排放的常规方法是利用位于充气道中的涡流阀使缸内气流产生涡流运动。为了提高流经充气道的空气质量流量，关闭充气道阀。柴油机也可通过可变进气产生充量运动，从而避免应用涡流阀及其相关的节流损失。原则上，借助于气门升程切换或气门升程随时间的变化，可实现进气的可变性。

进气门控制系统匹配进气门早关或晚关可减少氮氧化物（NOx）排放，挖掘减少CO2排放的潜力。通过降低有效压缩比，可使附加的一部分压缩转移到压气机。这样，有可能使压缩终了温度较低，从而使NOx排放较少。

2 可变进气系统的构造与功能

Mahle公司用可靠的凸轮套凸轮（CIC）技术（图2）实现进气的可变性，其顾及到了关闭时刻和充量运动的效果，以及成本和外形尺寸的优化[4]。在CIC系统中，2根凸轮轴互相套着，并可旋转，只占1根常规凸轮轴的外形尺寸空间。在外凸轮轴套管上，有固定的和可旋转的凸轮，后者与内凸轮轴相连。利用常规的凸轮轴相位调节器就可使内轴相对外轴转动，被称为所谓的“相邻凸轮互相转动”。

对于双顶置凸轮轴发动机而言，这有可能使2个进气门的配气正时彼此相对调节。为了检验进气侧不同设计的循环潜力和全负荷性能，用可预测PM和NOx排放的理论模型对相应的方案进行了详尽的一维循环计算[5]。由此推知，图3所示4种方案值得进行发动机试验。基于这项研究，得出了下列2个可能达到目标的方案（其气门升程曲线如图4所示）：（1）CIC V1——一种具有量产凸轮外形的进气侧可变凸轮轴，充气道侧的进气门向延迟方向移动；（2）CIC V2——结构与CIC V1相同，但开启持续期缩短，最大升程不变。

图5表示在具代表性的部分负荷工况点（发动机转速1 500 r/min，平均有效压力0.32 MPa），涡流比、有效压缩比和充气系数随进气门螺旋气道和充气道调节量变化的仿真结果。进气门充气道的调节对涡流比的影响最大。随着充气道进气开启的推迟，提高了缸内气流的涡流比。

这一提高具有降低PM排放的潜力。所以，借助于相位调节器可以无级控制充量运动。用涡流阀同样可以达到常规运行的涡流比。相对充气气道的进气正时调节螺旋气道无法改善充量运动。气门开启持续期对可达到的涡流水平也不会产生重大效果。

除了对涡流的影响外，进气门早关或晚关也会产生影响。在CIC V1方案中，有效压缩比随进气门关闭点向后推迟而降低。CIC V2方案则对有效压缩比的影响较小。在相位调节0°CA时实现进气门早关，因此压缩比小于基础值16.5。充气道的进气开启向推迟方向调节时，有效压缩比先升高（在量产发动机进气关闭范围内），然后在调节量再加大时又下降（中等进气门晚关）。充气系数的变化与有效压缩比类似。研究结果表明，特别是结合阿特金森效应，同时改变涡流比，可以达到挖掘更大潜力的目的。单纯改变关闭时刻而保持涡流不变（例如在CIC V4方案中所实现的），对降排效果不大。

3 试验台构造与试验结果

使用1台欧5柴油机进行稳态试验。该机配装了以下量产的系统装置：（1）共轨喷油系统，（2）带可变涡轮的废气涡轮增压系统，（3）冷却的高压废气再循环（EGR）系统。作为提高充量运动的对照系统，采用了常规的量产涡流阀模块（每缸1个涡流阀）。为了进行试验研究，该发动机装有1套试验台常用的缸内过程检测分析系统[6]。发动机控制通常使用Mahle公司的柔性发动机电控系统。这有可能改变发动机的各项参数，并可应用其他技术和软件功能。能实施的其他软件功能还有很多，例如燃烧放热率图形心调节和各个气缸的平均指示压力调整[7]。

根据具代表性的部分负荷运行工况点（发动机转速1 500 r/min，平均有效压力0.32 MPa）的试验结果，判定可变气门系统相对常规涡流阀的潜力。为使各种方案具有更好的可比性，调节范围用归一化表示。相对调节量0%对应2种情况下涡流阀全开，充气道的进气门调节量等于零。在这两种情况下，涡流比均约为2.2。100%相对调节量对应借助于100%关闭涡流阀或气门最大调节量（60°CA）时可产生最大涡流比，两者的涡流比基本上均为4.6。

图6表示3种方案在不同调节量下PM、NOx比排放和燃油消耗率的变化。PM排放随调节量加大而减少。就CIC V1方案而言，燃油消耗率随调节量变化而减小，最多达到2%。就NOx排放而言，涡流阀与CIC V2方案的差不多。与此相反，用CIC V1方案可避免PM与NOx排放之间的目标冲突，可借助于提高燃烧室中的涡流强度减少PM排放，而不增加NOx排放。原因在于2种不同的机理：（1）用气门调节提高燃烧室中的涡流强度；（2）进气门迟关降低了空气质量、有效压缩比和缸内最高燃烧压力。

图7表示随着CIC V1方案调节量的增大，缸内最高燃烧压力下降，已燃区最高温度随之降低。随着有效压缩比的下降，缸内着火条件也发生变化。对于CIC V1方案来说，滞燃期随气门调节量的提高而增大。与之相反，涡流阀对滞燃期的影响很小。随着滞燃期的加大，在预燃期燃烧的燃油量（放热量）减少，转移到主燃烧期内（图7）。由于预混合燃烧增加，以至缸内最高燃烧压力提高，它足以补偿因有效压缩比降低而减小的压力。

图8表示3种方案在100%相对调节量下的燃烧放热率曲线，可以看出，随着滞燃期加大，放热率从预燃烧期转移到主燃烧期。放热率曲线图形心位置的调节可通过主喷油的调节实现。2次预喷油对3种方案均相同。

为了研究不同的预燃烧对主燃烧的影响，对于CIC V1方案和涡流阀方案的燃烧放热率曲线进行了进一步试验，借助于喷油始点和喷油量的变化使两者相同。在预燃烧放热率曲线相同和放热量相等时，仍部分存在主燃烧的差别。CIC V1方案中较长滞燃期和较多的预混合燃烧，对于像涡流阀这种常规技术来说，运用种种实用措施也只能部分实现。只有在降低压缩比与延长滞燃期相结合的情况下才能减少PM排放而又不影响NOx排放。由此造成的缸内燃烧压力升高率增长的限制，导致燃烧噪声增大。在气门调节量最大及EGR率22%时，发动机转速1 500 r/min及平均有效压力0.32 MPa工况点的压力升高率达到0.4 MPa/°CA。

为了评估在EGR应用范围内气门调节的影响，针对2种可调凸轮轴方案，在油轨压力不变和燃烧放热率曲线图形心位置不变的情况下，以及发动机转速1 500 r/min、平均有效压力0.32 MPa时改变EGR率所获得的性能示于图9。

从EGR阀全关（图9（b）中的A点）出发，EGR率从0%提高至EGR阀全开（B点）。这时，涡轮增压器可变涡轮的流通截面保持在量产位置不变。EGR阀全开以后，可变涡轮的截面将逐步缩小（直到图9（b）的C点）。这使扫气压力降提高，从而提高了EGR率。图9表示涡流阀全关和凸轮轴全调节时，以及涡流阀开启和凸轮轴不调节时（没有涡流措施）EGR率的变化。在EGR阀全开区域，燃油耗与NOx排放量的折中曲线上具有明显的极小值。在最高EGR率区域，可变涡轮截面的减小导致燃油耗上升。

CIC V1方案对排放和燃油耗的正面作用在于也存在高EGR率区域。在整个EGR率变化范围内，无论是CIC V1方案，还是CIC V2方案，在燃油耗方面的优越性均超过关闭的涡流阀方案。涡流阀方案和CIC V2方案在EGR率变化时均存在PM与NOx排放间的目标冲突。在几乎相同的燃烧放热率曲线下，涡流阀方案和CIC V2方案也有相似的折中。CIC V1方案影响燃烧放热率曲线的效应，特别是较大比例的预混合燃烧，导致它对EGR有较大的容忍度。虽然EGR率提高到40%以上，但在整个EGR率变化范围内，PM排放都呈现较低水平。反之，在同样的EGR率变化范围内，涡流阀方案和CIC V2方案的PM排放增加较多。

4 循环潜力

根据使用可调凸轮轴情况下EGR率变化的结果，针对与NEDC测试循环相关的运行工况点，应用类似于图9的方法，揭示可调凸轮轴在考虑到欧5排放要求条件下的燃油耗潜力。为此，将这种典型汽车中运用的试验发动机行驶循环模拟植人GT Drive计算程序。首先，针对由此推导出的、与循环相关的燃油耗及其约80%的运行工况点（图10中的运行工况点），利用GT Power软件进行工作过程计算，初步确定可调凸轮轴的最佳调节参数，接着，用热状态发动机在试验台上得出这一技术在欧5排放水平下的基准值，作为循环模拟的数据库。在循环模拟中寄存发动机的1条摩擦功率加热曲线。由于对暖车运行引起的原始排放偏差将不作模拟，不论对于涡流阀方案，还是可调凸轮轴方案，均用EGR来达到欧5的NOx排放限值。通过喷油始点、喷油压力和可变涡轮截面之间的进一步匹配，各方案在所有运行工况点都达到了几乎相同的NOx和PM排放值。

用涡流阀方案的基本型发动机在上述模型中得出的燃油耗值与制造商公布的数值作了比较。应用这一模型对可调凸轮轴方案进行稳态试验，在接近欧5 NOx原始排放的边界条件下，燃油耗有3%的优势。图10表示在与NEDC有关的发动机特性曲线区域所得出的燃油耗优势。最大优势出现在小负荷和怠速运行工况。凸轮相位调节器的功率损失最大约为10 W（按发动机机油的液压功率需求计算），保持在已给出的数值范围内。

5 结语

图11表示借助于涡流效果、有效压缩比和换气功对各种可变性方案进行的评估总结。除了本文所提出的可调凸轮轴CIC V1方案和CIC V2方案外，还研究了其他方案，以分析双作用相位调节器的更大潜力。由此产生了第2个自由度，提供了对应图5中所示特性曲线图的调节可能性。

图3中的CIC V4方案提供了一种阿特金森效应，即进气门迟关，而不改变涡流。CIC V4方案对发动机的影响与CIC V2方案的差不多。但PM排放性能较差。CIC V3方案除了涡流外还能实现进气门迟开，对发动机的暖机运行具有正面作用，为此可使排气温度提高50 K，当然肯定要以牺牲一定的燃油耗为代价。应用常规的相位调节器也可产生涡流。进气门迟开60°CA甚至可达到比用涡流阀或可调凸轮轴更高的涡流水平。进气门迟开与进气门迟关相结合使充气量下降，换气损失大大增加。这对减少NOx排放并没有好处，因为压缩终了温度和最高燃烧温度都提高了。以燃油耗显著增加为代价，能改善暖机性能。

Mahle公司的研究表明，在进气侧采用双作用相位调节器时附加潜力很小。借助于常规柴油机的调节阀门（有损失），更易实现排气温度升高方面的可变性。

研究证实，在现代轿车柴油机上采用CIC技术的可调凸轮轴，可有效挖掘减少排放和燃油耗的潜力，从而为满足未来的排放要求作出贡献。从发动机台架试验结果可知，与常规涡流阀运行相比，可调凸轮运行方案具有以下优势：（1）减少PM排放的效果与涡流阀方案的差不多；（2）通过进气门迟关（较小的有效压缩比），减少NOx生成，从而达到PM与NOx排放间的良好折中；（3）通过改善换气和降低最高燃烧压力，可减少燃油耗。

为使原始排放减至最低，尽可能降低压缩比已成趋势。这导致在冷起动阶段保证发动机良好的运行十分困难。就解决这一问题而言，可调凸轮轴倒是一种有效的技术，因为它在怠速附近的极小负荷区域也能使燃烧更稳定。

可调凸轮轴的其他应用领域还包括排气侧，使其能够在不依赖新鲜空气的前提下管理排气温度，改善催化转化器的起燃，以及加速和优化后续排气后处理装置的再生。