配气相位和废气再循环对Atkinson循环发动机泵气损失影响及优化

高莹, 徐英健, 门欣, 谢天驰, 徐明伟

(吉林大学汽车仿真与控制国家重点实验室, 130025, 长春)

Atkinson循环作为应对国家乘用车燃料消耗量标准GB 19578—2014的技术措施,从改变循环模式入手,分离压缩比和膨胀比,有效改善了汽油机燃油的经济性[1-2]。同时,利用进气门晚关策略,对传统Otto循环汽油机进行Atkinson循环改造,明显降低了泵气损失,具有显著的节能效益和成本优势[3-5]。传统Otto循环汽油机大部分时间运行在低负荷工况区,通过节气门改变进气流通面积来调节负荷,因此在节气门处产生较大的泵气损失[6]。Atkinson循环通过进气门与节气门协同控制发动机负荷,将部分进入气缸中的工质退回到进气管中,提高了进气压力,降低了泵气损失,改善了发动机的燃油经济性。Shinagawa等推迟进排气相位降低了小负荷时的泵气损失[7]。

近年来,废气再循环技术(EGR)逐渐运用到汽油机上,利用其大比热特性降低了缸内温度,成为抑制爆震倾向的有效手段[8]。同时,由于外部EGR从排气管路中分离出部分废气导入进气管中,占据了进气管中部分体积,提高了进气管压力,进而降低了泵气损失,影响了泵气特性[9-10]。胡顺堂等研究了内EGR率对泵气损失的影响[11]。

本文以一台Otto循环1.0 L PFI发动机为研究对象,进行了台架试验,建立了一维计算模型并验证了模型有效性。在此基础上,提高模型几何压缩比,设计大包角连续凸轮,应用进气门晚关策略分离压缩比和膨胀比,实现了Atkinson循环。研究典型工况点泵气规律,分析进气正时变化、排气正时变化对泵气损失的影响规律,同时探究引入外部EGR在大、小负荷时对泵气损失的影响。

1　试验、建模及验证

本文基于一台1.0 L PFI自然吸气发动机进行研究,所使用发动机参数是:发动机为直列3缸,压缩比为10.5∶1,缸径为74 mm,冲程为77.4 mm,连杆长度为137 mm,发动机排量为1 L,燃油为汽油,喷射方式为多点顺序进气道喷射,气门数为4。试验用测试仪器是:AVL电力交流测功机,AVL735C油耗仪,空气流量计,燃烧分析仪,角标仪,气缸压力传感器。汽油机部分气路模型如图1所示。

图1　汽油机部分气路模型

利用试验数据,在GT-power软件中搭建1.0 L PFI发动机一维热力学模型。采用湍流火焰燃烧模型,缸内传热基于Woschni模型进行计算,摩擦损失选用Chen-Flynn模型进行分析,计算泵气损失平均有效压力(以下简称泵气损失压力)的公式[12]为

(1)

式中:p为瞬时缸内压力;Vdisp为气缸排量。

本文通过计算研究进、排气路上的流动特性,核心是对缸内进气量的精确建模,GT-power基于一维气体动力学方程,计算整机气路中气体质量流量、密度和内能等参数,模型如图1所示。进气管路上的压力损失通过试验数据进行标定,结果如图2所示,配气相位从ECU中获得,气道流量系数通过稳态气道试验获得,以上参数输入到模型中,计算缸内进气量与试验数据最大误差不超过5%,结果如图3所示。摩擦模型通过倒拖功试验中倒拖电机的扭矩和功率进行标定,可得万有特性下比油耗与试验比油耗最大误差不超过3.2%,结果如图4所示。燃烧模型通过统计学处理后的试验缸压曲线进行标定,选取下文中两个工况点的缸压曲线对比,结果如图5所示。

仿真与试验模型结果对比表明:仿真模型中进气量与试验数据吻合,整机气路能较好反映原机进、排气管路上的惯性充气、谐波进气、压力损失等物理特性,并通过燃烧、摩擦模型的标定可得准确的仿真比油耗,为改造Atkinson循环研究泵气损失特性提供了可靠的模型基础。

(a)试验结果

(b)仿真结果图2　进气管压力仿真结果验证

(a)试验结果

(b)仿真结果图3　进气总量仿真结果验证

(a)试验结果

(b)仿真结果图4　发动机比耗油率仿真结果验证

(a)2 000 r/min,2×105 Pa

(b)2 000 r/min,9×105 Pa图5　模型仿真结果验证

2　进气门晚关策略对泵气损失的影响

本节选取车辆行驶典型工况点进行研究,由于在小负荷时节气门开度较小,进气在流经节气门时,会产生较大节流损失,造成节气门后进气管中压力降低,产生较大的泵气损失。然而,利用进气门晚关策略,增大进气晚关角,将一部分已经进入到气缸中工质推回到进气歧管中,增加进气歧管中压力,可在节气门开度不变时减小节气门前后压差,减少泵气损失,提高燃油经济性。本节应用进气门晚关策略计算研究了1.0 L PFI发动机泵气损失的变化规律。

2.1　增大进气晚关角对泵气损失的影响规律

图6　6组不连续进气门升程曲线对比(换气上止点为360°,点火上止点为720°)

工况点2 000 r/min、2×105Pa时进排气配气相位是:进气早开角为11°,进气晚关角为39°,排气早开角为35°,排气晚关角为5°,保持原机进气早开角不变,在39°原机进气晚关角基础上增大进气晚关角到109°,探究进气歧管和泵气损失压力随进气晚关角的变化规律,设计6组不连续凸轮型线来研究泵气特性,如图6所示。当进气早开角不变时,随着进气晚关角的增加,进气歧管压力从33.8 kPa逐步增加到46.4 kPa,泵气损失压力从-72.5 kPa逐步降低到-60.0 kPa,变化规律如图7所示,不同进气晚关角下的缸压曲线对比如图8所示。对比图8中原机进气晚关角和109°进气晚关角的缸内P-V缸压曲线可知:排气压力线基本不变,进气压力线随着IVC的增加而增加,泵气损失所围面积减小,泵气损失降低,对小负荷工况点的燃油经济性有明显改善,但过大的进气晚关角会影响大负荷的进气量,会降低能量密度,所以利用合适的进气凸轮包角改造Atkinson循环。

图7　进气晚关角对进气歧管和泵气损失压力的影响

图8　不同进气晚关角下的缸压曲线对比

2.2　Atkinson循环大包角进气凸轮设计

本文在原机模型提高几何压缩比到12,选择合适的进气凸轮包角,推迟进气晚关角,分离压缩比和膨胀比,实现Atkinson循环。合理的进气凸轮包角不仅可以用来降低泵气损失,还可兼顾有效压缩比的大小,减弱爆震倾向。

在小负荷工况时,增大进气包角虽然可以降低泵气损失,但在实际应用中会降低大负荷时的缸内进气量,降低能量密度。本文在不采用滚流气道和外部冷EGR措施的前提下,以推迟进气晚关角、控制有效压缩比、降低大负荷时爆震倾向为边界,选择合适的进气凸轮包角。从实际应用出发,进气晚关角控制有效压缩比小于10.5时最为安全,并参考原机VVT脉谱的进气早开角,可得Atkinson循环下大进气包角范围[13],有效压缩比随进气晚关角的变化曲线如图9所示。本文进气凸轮包角选择252°,Otto循环进气凸轮型线及Atkinson循环进气凸轮型线对比如图10所示。

进气凸轮型线缓冲段采用等加速-等速设计,工作段采用高次多项式函数设计,AVL excite软件中进行了动力学和运动学校核,结果如表1所示。由表1可知,新设计的凸轮型线在保证足够充气能力的基础上,不会发生气门飞脱、反跳和加速磨损等不正常工作现象。新设计的凸轮包角相对于原机包角增加了22°,推迟了进气晚关角,在原机提高压缩比的同时,分离了原机压缩比和膨胀比,实现Atkinson循环。

表1　Atkinson循环进气凸轮动力学运动学校核结果

图9　有效压缩比随进气晚关角的变化曲线

图10　　　　Otto循环进气凸轮型线及Atkinson循环进气凸轮型线对比

2.3　Atkinson循环进气相位选择

应用大进气包角凸轮升程,在工况点2 000 r/min,2×105Pa时选择合适的进气晚关角。可知:在101°进气晚关角之前随进气晚关角的增加,进气歧管内压力增加,泵气损失减少;在101°进气晚关角之后,随进气晚关角的增加,进气歧管内压力仍然增加,泵气损失反而增加,结果如图11所示。

图11　进气晚关角对泵气损失压力的影响

由于进气持续期不变,随着进气晚关角的推迟,进气早开角逐渐推迟到上止点后,但是由于排气晚关角不变,形成负的气门叠开期。其间进气排气门关闭,活塞下行,在封闭燃烧室内残余废气膨胀对活塞做负功,产生抽真空的现象,导致较大泵气损失。由图12可知,过大的进气晚关角导致进气压力线下降,泵气损失所围面积增大。

图12　　　　进气持续期不变时不同进气晚关角下的缸压曲线

3　排气晚关角对泵气损失的影响

本节选取车辆行驶常用工况点2 000 r/min、2×105Pa进行研究,在排气相位不变的条件下,推迟进气晚关角形成负的气门叠开期。随着活塞下行,封闭燃烧室中的压力小于曲轴箱中的压力,造成较大膨胀负功导致泵气损失增加,因此本节研究Atkinson循环(压缩比为12,进气包角为252°)下,排气晚关角对泵气损失的影响规律。在进气晚关角位于101°的位置产生最小泵气损失压力-64.7 kPa的基础上,分别提前和推迟排气相位角50°,结果如图13所示。

图13　不同排气相位下的排气门升程曲线

3.1　推迟排气晚关角对泵气损失的影响规律

研究推迟排气晚关角对泵气损失的影响,结果如图14所示,可知随着排气晚关角从5°增加到55°,泵气损失压力从-64.7 kPa逐步降低到-52.6 kPa。推迟排气晚关角进气压力线上升的情形如图15所示,对比原机排气晚关角和55°排气晚关角的缸内P-V图可知,由于排气晚关角的推迟,形成正的气门重叠期;在活塞从上止点下行时,进气门关排气门开,排气回流至燃烧室内,此时进气压力线提高,与排气压力线所围面积减小,膨胀负功减少,泵气损失降低,结果如图15所示。

图14　推迟排气晚关角对泵气损失压力的影响

图15　不同排气晚关角下的缸压P-V图

3.2　提前排气晚关角对泵气损失的影响规律

提前排气晚关角对泵气损失的影响如图16所示。由图16可知,提前EVC可以降低泵气损失,当排气晚关角从5°提前到-45°时,泵气损失压力从-64.7 kPa减小到-30.4 kPa。

图16　提前排气晚关角对泵气损失压力的影响

提前排气晚关角引起弹簧效应从而减小泵气损失的影响,结果如图17所示,对比原机排气晚关角和排气晚关角为-45°的缸内P-V图可知,进气压力线和排气压力线在上止点附近都有较高的提升,但是两条曲线基本重合,所围面积为0。这是因为排气门早关后,活塞上行阶段缸内出现一个压缩过程,缸内压力升高,但在进气门打开前,气门全部关闭,系统封闭,因此这部分压缩负功在进气门打开前、活塞下行过程中可以被重新利用,而且排气晚关角和进气早开角基本上对称分布在上止点两侧,进气门关闭后膨胀线与压缩初期压缩线基本重合,类似于产生压缩弹簧的效果,故这两个过程泵气功的和为0,没有造成更大的换气损失。

图17　　　　提前排气晚关角引起弹簧效应从而减小泵气损失的影响

4　EGR对泵气损失的影响

利用外部EGR可以降低低转速低负荷区的泵气损失,同时在低转速中高负荷区引入外部EGR,可以改善汽油机中大负荷区的爆震倾向,但EGR的引入会对进排气管路泵气特性产生影响,选取工况点2 000 r/min、2×105Pa和2 000 r/min、9×105Pa时进行研究。本节基于改造后的Atkinson循环模型(压缩比为12,进气包角为252°),加入EGR回路,探究在高低不同负荷时EGR对泵气损失的影响,模型如图18所示。在原机模型上,将燃烧后的废气通过EGR阀引入到节气门后的进气总管上,通过EGR阀来控制引入EGR的质量流量,并通过冷却器降低外部EGR温度,结果如图19所示。EGR率用目标率表示,即

图18　加入EGR回路的汽油机模型

图19　EGR冷却器模型

4.1　2 000 r/min、2×105 Pa时EGR对泵气损失的影响

在保证燃烧稳定的前提下,控制EGR阀,使EGR率从0%提高到25%,泵气损失压力随EGR率的变化如图20所示。

图20　小负荷时ρEGR对泵气损失压力的影响

由于排气压力高于进气压力,在进气管中引入排气后,排气占据了部分进气管的容积,增加了进气管中的压力,进、排气压差减小,使泵气损失所围面积减小,结果如图21所示。EGR率越高,掺混的高压力排气越多,进、排气压差越小,泵气损失就越小。随着目标EGR率从0%增加到25%,进气歧管压力从48.0 kPa提高到63.0 kPa,泵气损失压力从-63.4 kPa减小到-54.0 kPa,降低了14.8%。

图21　目标EGR率为0%和25%时的缸压曲线对比

4.2　2 000 r/min、9×105 Pa时EGR对泵气损失的影响

在保证燃烧稳定的前提下,控制EGR阀,使EGR率从0%提高到10%,泵气损失压力随EGR率的变化如图22所示。对比图20、图22可知,由于大负荷区的节气门开度增加,泵气损失相对小负荷区已经有所改善,此时进气节流损失减少,进气泵气损失减少,而排气泵气损失占泵气损失的比重增加。

图22　大负荷时ρEGR对泵气损失压力的影响

加入EGR后,排气管中部分废气进入进气管,降低了排气压力,而进气管中压力也有部分增加,进排气压差减小,使泵气损失所围面积减小,结果如图23、24所示。EGR率越高,掺混的高压力排气越多,进排气压差越小,泵气损失就越小。随着目标EGR率从0%增加到10%,进气歧管压力从85.3 kPa提高到87.1 kPa,排气管压力从101.0 kPa降低到100.8 kPa,泵气损失压力从-13.3 kPa减小到-10.8 kPa,降低了18.8%。

图23　目标EGR率对进排气管压力的影响

图24　目标EGR率为0%、10%时缸压曲线对比

5　结　论

(1)当进气早开角不变时,在小负荷区,推迟进气晚关角增加进气持续期,使进气歧管内压力增加,可降低17%的泵气损失;

(2)设计连续的大包角进气凸轮,并进行运动学及动力学校核,进气晚关角位于101°时,降低泵气损失压力到-64.7 kPa,继续推迟进气晚关角,泵气损失逐渐增加;

(3)在进气晚关角位于101°时,推迟排气晚关角减小负气门重叠期,降低泵气损失压力到-52.6 kPa;提前排气晚关角使进气和排气压力线在上止点附近重合,泵气损失压力减小到-30.4 kPa;

(4)在保证燃烧稳定的前提下,在小负荷时,随EGR的增加进气压力升高,泵气损失降低了14.8%,在大负荷时,随EGR的增加排气压力降低,泵气损失降低了18.8%。

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