高压缩比米勒循环汽油机气门策略优化

吴中浪，陈 韬，谢 辉，石皓天，杨志伟，赵 华,

(1.天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津 300072；2.布鲁内尔大学先进动力和燃油研究中心，伦敦UB8 3PH)

国家第 4阶段油耗法规的出台对车用发动机的燃油经济性提出了更为严苛的要求.而根据美国能源部数据预测显示，至 2040年点燃式内燃机仍将占据90%的轻型车市场[1]，汽油机热效率的进一步提升不仅对社会的可持续发展具有重大意义，也是当前汽车行业的迫切需求.在乘用车汽油机小型强化的发展趋势下，现代汽油机压缩比一般限制在 10左右，而提高几何压缩比是提升汽油机热效率的强有力手段，赵华等[2]指出当压缩比从 10增加至 14时，比油耗减少可达10%.丰田公司量产的第4代Prius混合动力轿车所搭载的 1.8L排量自然吸气发动机ESTEC 2ZR-FXE，压缩比提升至 13，在 Atkinson循环和外部 EGR以及高能点火等技术的辅助下，实现了最高40%的有效热效率[3].本田公司为雅阁混合动力轿车所研发的下一代 2.0L发动机同样采用了 13压缩比，最高有效热效率接近 39%，其最低有效燃油消耗率降至214g/(kW·h)，相较上一代10.6压缩比发动机平台进一步降低10%[4].马自达公司在提升压缩比的道路上更为激进，其创驰蓝天发动机Skyactiv-G系列采用 14压缩比设计(北美市场为 13压缩比)，较上一代11.2压缩比汽油机平台在NEDC循环下油耗改善15%[5].然而提高汽油机压缩比会导致大负荷时爆震倾向加剧.这将导致点火时刻的推迟以及大负荷燃油加浓现象的加剧，反而不利于经济性的改善.因此，在高压缩比直喷增压汽油机上采用米勒循环降低有效压缩比，维持高膨胀比来抑制爆震有利于进一步提升其经济性.米勒循环技术一般使用较短持续期的进气凸轮轴，通过实现进气门早关来降低有效压缩比，力争降低压缩终了缸内温度，抑制大负荷爆震和优化燃烧相位.米勒循环还可以改善部分负荷下的泵气损失[6]，其与增压的协同优化可以在较为宽广的工况范围内实现热效率的提升[7].

但对于使用进气门早关策略的米勒循环来说，米勒循环程度增大会不可避免地导致进气门开启时刻(IVO时刻)提前，而进气门早开则会导致缸内废气前回流的问题，前回流的缸内废气对进气充量起到加热作用[8]，这一作用有可能抵消有效压缩比减小带来缸内温度降低的效果.因此，需要优化气门策略以进一步提升高压缩比米勒循环汽油机的经济性.

1 研究方法

本研究采用的实验平台是基于某车企量产的一台 2.0L双 VVT增压直喷汽油机，出于研究目的对其进行了改装，重新安装的米勒循环进气凸轮轴最大升程为6mm，开启持续期为 160°CA，用于替换原机9mm 升程，200°CA持续期的凸轮轴(气门开闭时刻均以0.5mm升程为准).进排气侧VVT的可调节范围为50°CA.2种进气凸轮轴型线对比如图1所示，排气仍采用原机凸轮轴，实验中通过调节 IVO时刻来实现不同程度的米勒循环.此外将原机9.6压缩比平顶活塞更换为本课题组重新设计的 13.4几何压缩比活塞.发动机改装后具体参数如表1所示.

图1 米勒循环凸轮轴与原机凸轮轴型线对比Fig.1 Comparison of intake cam profile between Miller cycle engine and the original engine

表1 发动机技术参数Tab.1 Engine specifications

实验台架的控制系统采用 dSPACE公司的MicroAutobox和 RapidPro快速原型控制系统.缸内压力信号采用Kistler公司的6053C压电晶体传感器进行测量，Lambda则采用ETAS公司的LA4线性氧传感器进行实时测量.具体实验系统如图2所示.研究在原机常用标定工况点所对应的循环喷油量下进行，固定发动机转速 2000r/min，分别选取原机平均有效压力(brake mean effective pressure，BMEP)分别约为 0.3MPa、0.5MPa和 0.65MPa这 3种负荷所对应的单缸循环喷油量作为实验循环喷油量的固定基准.每缸基准循环喷油量分别为 11.8mg、19.3mg和23.7mg.每档循环喷油量下进气门开启时刻在325～370°CA ATDC范围内以 15°CA 间隔调节，排气门关闭时刻在340～385°CA ATDC范围内同样以15°CA间隔调节，在所有正气门重叠角策略下可能的气门相位组合下进行实验，实验过程中节气门开度配合气门相位变化进行调节，以保证燃空当量比 1，点火提前角均在爆震限制下优化至 MBT点，爆震边界标准为缸内压升率不超过 0.5MPa/(°CA).实验油温和冷却水温均保持在 85℃.其中进排气门相位所对应的有效压缩比和有效膨胀比如表 2所示.热平衡分析计算中，燃烧过程传热损失率定义为传热损失与单缸循环喷油量低热值的比值，燃烧过程传热损失为燃料实际燃烧释放的热量和净放热量的差[9]，即：

式中：θ1为燃烧始点；θ2为燃烧终点；mcycle为单缸每循环喷油量；QLHV为汽油低热值；cη为燃烧效率.mcycle、QLHV和cη的乘积为燃料实际燃烧释放热量，由于排放数据未测量，这里燃烧效率采用经验公式[10]计算.QHRR为通过对缸压曲线处理得到的瞬时放热率曲线，其积分区间均定为点火上止点前50°CA 至点火上止点后 100°CA，积分项为净放热量.热功转化损失Qexh定义为净放热量减去毛指示功，即

图2 实验台架示意Fig.2 Schematic of experimental bench

表2 进排气门相位对应的有效压缩比和有效膨胀比Tab.2 Effective compression ratio and effective expansion ratio corresponding to different valve timing

2 实验结果及分析

2.1 米勒循环对高压缩比汽油机热效率提升的效果

图3(a)～(c)分别给出了发动机 2000r/min时，3种循环喷油量(11.8mg、19.3mg和 23.7mg)下，不同有效膨胀比对热效率的影响规律.从图3可以看出，在有效压缩比可调范围内，对于这 3种循环喷油量，指示热效率在各有效膨胀比下总体都随有效压缩比RECR的降低而升高.针对3组循环喷油量实验，其最优热效率点分别在有效膨胀比 REER为 13.4、13.3和 13.3情况下达到.在循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况下，相同有效压缩比RECR下的指示热效率随有效膨胀比的增大而升高，这主要是由于小负荷工况泵气损失在一定范围内会随排气门关闭时刻 EVC的推迟而减小.这与图4中传热损失随有效膨胀比增大而减小的趋势在热效率优化方向上一致.

图3 3种循环喷油量下指示热效率随有效压缩比的变化规律Fig.3 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at three cyclic fueling rates

而在循环喷油量m为19.3mg和23.7mg的中等负荷工况下，各有效压缩比指示热效率最优点的有效膨胀比并不相同，这主要是由于负荷增大后，推迟排气门开启将不利于推出损失减小，所以泵气损失在一定范围内反而会随有效膨胀比的增大而增大，这与图4中燃烧过程传热损失随有效膨胀比增大而减小的趋势在热效率优化上存在“trade-off”关系.因此中等负荷水平下，不同有效压缩比下的最佳有效膨胀比并不一致.传热损失随有效膨胀比的增大而减小主要是由于推迟排气门关闭有利于排气道重吸废气，提升缸内工质比热容降低燃烧温度.

图4 燃烧过程传热损失和泵气损失随有效膨胀比的变化规律Fig.4 Effects of effective expansion ratio on heat transfer loss and pumping loss in the combustion process

取这 3组循环喷油量实验最优热效率点的有效膨胀比(分别为 13.4、13.3和 13.3)，其排气门关闭时刻(EVC 时刻)(分别为 385°CA ATDC、370°CA ATDC和 370°CA ATDC)固定为后文所有分析的基准.图5显示在最优有效膨胀比下，米勒循环对小负荷热效率的改善效果更为显著，在循环喷油量为11.8mg的小负荷工况附近指示热效率最高为37.4%，相较该循环喷油量下原机 32.5%的指示热效率提升约 15%，相较于有效压缩比为 13.3(即几乎没有米勒循环效果的点)提升约 12%.而在循环喷油量为 19.3mg和 27.3mg的工况下，最高指示热效率分别达到 40%和 40.4%，相较原机水平均提高 11%左右，相较于有效压缩比为 13.3，即几乎没有米勒循环效果的点分别提升约8%和10%.对于图5中循环喷油量为 27.3mg的工况，其指示热效率在有效压缩比较高的阶段低于循环喷油量为 19.3mg的工况，但随着有效压缩比的降低，前者指示热效率迅速赶上并超过后者，这主要是米勒循环对前者的爆震倾向起到了良好的抑制，优化了燃烧相位所致.

图5 最优有效膨胀比下有效压缩比对指示热效率的影响Fig.5 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at optimized effective expansion ratio

2.2 米勒循环对高压缩比汽油机燃烧过程的影响

将3种循环喷油量的排气门关闭时刻EVC分别固定为上文中的最佳值，即 385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC，考察这3种循环喷油量下米勒循环程度对燃烧过程的影响规律.

图6显示米勒循环在一定程度上可以降低排气温度，排气温度的高低反映了废气所带走焓的多少.从图6可以看出，中小负荷水平下排气温度总体上都随米勒循环程度的增大而降低，在循环喷油量为11.8mg的小负荷工况效果最为明显，排气温度最大降幅51K，而循环喷油量为19.3mg和23.7mg的中等负荷工况排温降低略有降低但总体变化幅度较小.

图6 排气温度随有效压缩比的变化规律Fig.6 Effects of effective compression ratio on exhaust gas temperature

米勒循环在降低排气温度的同时，还能显著降低中等负荷传热损失，图7显示3种循环喷油量下，米勒循环对传热损失的改善效果，其中循环喷油量为19.3mg和 23.7mg的中等负荷工况效果较为明显，传热损失最大分别降低 33J和 22J，减少约 26%和18%.这主要是由于米勒循环带来的进气道废气重吸效应提升了缸内工质的比热容所致.而在循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况，米勒循环对传热损失改善效果稍小，最大相对减小约14%.

图7 传热损失随有效压缩比的变化规律Fig.7 Effects of effective compression ratio on heat transfer loss

图8 燃烧特征参数随有效压缩比的变化规律Fig.8 Effects of effective compression ratio on combustion characteristic parameters

图8给出了3循环喷油量下，燃烧相位CA50、燃烧持续期CA10～90以及热功转化损失率随有效压缩比的变化规律.随着IVO时刻的提前，米勒循环程度在不断增大，但在可调范围内，有效压缩比的降低并没有对循环喷油量为11.8mg和19.3mg的工况的燃烧相位起到明显优化作用，这主要是由于进气道废气重吸对缸内工质的加热作用与有效压缩比减小带来的降温作用存在相互竞争的关系，因此在各自最优点火时刻下，CA50随着米勒循环程度的增大反而先推迟后提前至初始水平，这说明在此时米勒循环的引入并没有降低缸内压缩终了热状态；而对于循环喷油量为 23.7mg的工况，由于负荷水平升高，缸内残余废气率整体下降，米勒循环对 CA50的优化效果开始体现出来，有效压缩比从 13.3降低至 11.4的过程中，CA50提前了5.3°CA，但有效压缩比降低的初期对CA50影响并不大，直到有效压缩比小于12.4后，米勒循环对 CA50的优化作用才变得十分明显，这说明在循环喷油量为 23.7mg的负荷水平下，有效压缩比降低至一定程度后，其降低缸内温度效果才能抵消掉进气道废气重吸的加热影响.对于循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况，米勒循环程度的增大使燃烧持续期CA10～90也出现了先增大后减小至初始水平的规律.对于循环喷油量为 19.3mg的工况，其燃烧持续期随着米勒循环程度的增大而被拉长，有效压缩比为11.4时的CA10～90相比有效压缩比13.3的点延长了 3.7°CA.而负荷水平进一步增大到循环喷油量为 23.7mg的工况后，米勒循环对 CA10～90的影响较小，各有效压缩比下 CA10～90基本相同.CA50和 CA10～90的变化对热效率的影响可以由图8中热功转化损失率的变化规律上反映出来，由于在循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况 CA50和CA10～90均先增大后减小，所以热功转化损失率也呈现出相同的趋势.对于循环喷油量为19.3mg的中等负荷工况，由于其 CA10～90随着有效压缩比的减小而延长，热功转化损失率也在不断提高.

2.3 米勒循环促进高压缩比汽油机小负荷SI-HCCI混合燃烧

对于高压缩比汽油机而言，其较高的压缩终了温度很容易在残余废气率较高的小负荷工况发生 SIHCCI混合燃烧.SI-HCCI混合燃烧以SI燃烧开始，中后期在较高的热氛围下以HCCI压燃结束，属于一种可控自燃，SI燃烧中适当引入自燃有利于加速燃烧并提高热效率.而米勒循环程度的增大同时意味着 IVO时刻的提前，导致更多缸内炽热废气在正气门重叠角阶段被推入进气道并在进气行程中重新被吸回.米勒循环带来的这种进气道废气重吸现象加热了新鲜充量，废气重吸加热作用与米勒循环降低缸内温度的作用相互竞争，二者耦合对缸内热状态的调控存在“trade-off”关系.这里判别SI-HCCI混合燃烧发生的标准是对放热率求二阶导数，判断主放热阶段前放热率二阶导是否存在极大值点，用于判断是否产生燃烧速度的突增，二阶导数极大值点即对应 HCCI发生的始点.

图9给出了汽油机转速为2000r/min，循环喷油量为 11.8 mg的小负荷工况下，有效膨胀比为 13.4时，4种有效压缩比的百循环放热率曲线.结果可以发现 4种米勒循环程度下都发生了不同程度的 SIHCCI混合燃烧.其中有效压缩比为12.4和11.4工况混合燃烧较为明显，有效压缩比为 13.3工况下混合燃烧程度较轻微，存在后期自燃的循环数较少，后期自燃峰值较低，而当有效压缩比降低至13.0时，混合燃烧现象基本消失.

图9 小负荷工况下4种米勒循环程度下的百循环放热率Fig.9 Heat release rate trace of 100 consecutive cycles in four Miller cycles under small load

这主要是由于此时进气道重吸废气量对工质的加热作用超过了有效压缩比降低的降温效果，较高的缸内热氛围在废气量不足、稀释度不足的情况下会导致较为剧烈的自燃，此时为了避免爆震，点火时刻无法进一步提前，这在一定程度上也导致了图8中有效压缩比为13工况点CA50的推迟.而随着IVO时刻继续提前，废气重吸量增大，此时缸内废气稀释度上升可以有效地将后期自燃控制在合理的水平，形成可控自燃.点火时刻也得以再度提前，促进了图9(c)和图9(d)中更为明显的SI-HCCI混合燃烧.如图10所示，放热率连续百循环中，SI-HCCI混合燃烧发生的概率随有效压缩比的减小先减小后增大至70%.

对于 11.4有效压缩比下存在后期自燃的循环，如图11所示，其部分循环放热率峰值达到了40J/(°,CA)以上.这种 SI-HCCI混合燃烧由于燃烧中后期的快速自燃，在一定程度上很好地弥补了由于废气稀释燃烧所导致的燃烧速度减慢，因此对于图8中循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况，除了没有发生明显混合燃烧的有效压缩比为 13.0的工况点，其燃烧持续期都没有因重吸废气量的增多而出现明显的延长，而是保持在大致相同的水平.

图10 不同有效压缩比下百循环SI-HCCI发生率Fig.10 Probability of SI-HCCI in 100 consecutive cycles at different effective compression ratios

图11 小负荷工况某循环 SI-HCCI混合燃烧缸内压力及放热率Fig.11 Cylinder pressure and heat release rate of certain SI-HCCI hybrid combustion cycle under small load

虽然米勒循环促进了小负荷的 SI-HCCI混合燃烧并改善了热效率，但导致了循环波动一定程度的增大，图12中可以看到循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况，随着有效压缩比的降低，循环波动先增大后减小，RCOV,IMEP峰值达到 4.29%，这主要是由于 SIHCCI混合燃烧本身对边界条件的敏感度高以及缸内较高的残余废气率所致.而随着负荷的升高，残余废气量整体降低，循环波动变大的趋势不再明显，在循环喷油量为 23.7mg的中等负荷工况反而降低，这主要是米勒循环使该负荷水平的燃烧相位得到了较好的优化所致.

图12 米勒循环对循环波动的影响Fig.12 Effects of Miller cycle on cyclic variation

2.4 米勒循环对各项损失占比影响分析

米勒循环带来的进气道废气重吸现象不仅可以降低传热损失并促进小负荷下的 SI-HCCI混合燃烧，对泵气损失的降低也有较好的效果.由于被推入进气道的废气将挤占进入缸内新鲜充量的体积，为了保证过量空气系数λ=1，在固定循环喷油量的情况下节气门开度需要增大来配合米勒循环程度的增大(即IVO时刻的提前)，进而大大降低了泵气损失.

图13给出了米勒循环对3种循环喷油量下泵气损失的优化能力，随着有效压缩比的降低，节气门开度不断增大，3种循环喷油量工况泵气损失均不断减小，其中循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况最为明显，泵气损失最高改善达 40%.综合统计分析各项损失占总燃料热量的比值，可得到 3种循环喷油量下，米勒循环对热效率改善的关键途径.

图13 中小负荷工况米勒循环对泵气损失的优化能力Fig.13 Effects of Miller cycle on reducing pumping loss under small and medium loads

图14 循环喷油量为11.8 mg小负荷工况热平衡Fig.14 Heat balance in small-load operation at cyclic fueling rate of 11.8 mg

图15 循环喷油量为19.3 mg中负荷工况热平衡Fig.15 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 19.3 mg

图16 循环喷油量为23.7 mg中负荷工况热平衡Fig.16 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 23.7 mg

从图14～图16中可以得到，在循环喷油量为11.8mg的小负荷工况，米勒循环改善热效率的途径主要依靠泵气损失的减小.米勒循环程度增大，其最大泵气损失收益为最大传热损失收益1.4倍.而随着循环喷油量的增大，泵气损失占所有损失总比例整体减小，此时米勒循环优化热效率的途径主要通过燃烧过程传热损失的改善，在有效压缩比降低的过程中，循环喷油量为19.3mg和23.7mg工况最大传热损失收益分别为最大泵气损失收益的3倍和2.5倍.由于负荷增大后米勒循环对 CA50的优化作用开始体现，循环喷油量为 23.7mg工况下热功转化损失率得到了一定程度的改善.最大热功转化损失率的改善与最大泵气损失的改善相等.

3 进气道废气前回流一维仿真分析

为了更好地解释以上实验现象和结果并深入了解米勒循环引入的进气道废气重吸现象给燃烧过程带来的影响，笔者基于 GT-POWER平台，利用事先搭建好并标定过的发动机模型以及实验边界条件进行了一维仿真；对米勒循环程度增大，即进气门开启时刻提前的这个过程中进气道废气重吸的流动现象进行了研究分析.模拟发动机转速为 2000r/min，分别固定每缸循环喷油量为 11.8mg、19.3mg和23.7mg与实验值相同，燃烧模型采用韦伯燃烧模型，所需输入的燃烧相位和燃烧持续期取自实验数据，模型进排气门及节气门流量系数信息由原厂提供.进气门开启时刻θIVO从370°CA ATDC开始提前至 325°CA ATDC，间隔取 5°CA 进行模拟，排气门关闭时刻 EVC分别固定为 385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC，与前文基准保持一致.

图17(a)给出了转速为 2000r/min、循环喷油量为 11.8mg工况，不同进气门开启时刻下通过单个进气门工质质量流量曲线变化规律，正值代表工质流入气缸，负值代表工质从气缸进入进气道.提取循环喷油量为11.8mg、19.3mg和23.7mg这3种工况下的模拟结果，并分别对推入进气道废气的质量流量曲线进行积分，可以得到图17(b)中各负荷条件下，单个进气门废气重吸质量变化规律.从图中可以发现当米勒循环程度增大，即进气门开启(IVO)时刻逐渐提前于进排气上止点时，每循环被推入进气道的废气在逐步增多，且以循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况和循环喷油量为 19.3mg的中等负荷工况较为明显，但随着负荷进一步的增大，进气道废气重吸的“效率”开始下降，即废气重吸质量随IVO提前而增加的趋势开始放缓.这主要是由于歧管压力随负荷同步增大，正气门重叠角阶段压差逐渐缩小所致.

图17 米勒循环对进气道废气重吸的影响Fig.17 Effects of Miller cycle on exhaust gas rebreathing through intake port

以点火上止点前 50°CA的缸内温度 T50为基准，图18进一步分析了米勒循环对 3种循环喷油量下压缩终了缸内热状态的实际影响情况.从图18中可以看出，在循环喷油量为 11.8mg工况下，缸内压缩终了的温度随米勒循环程度的增大出现了先升高后趋平的趋势，这主要是前期废气重吸对缸内的加热作用强于米勒循环有效压缩比减小的降温作用，而后期二者作用基本持平，此阶段米勒循环程度增大的作用是在保证缸内热氛围基本持平的同时，提高了废气稀释度，使得 SI-HCCI混合燃烧的后期自燃部分更易受控制.在循环喷油量为 19.3mg负荷水平下，进气门开启(IVO)时刻提前，即米勒循环程度的增大同样没有能降低压缩终了时的缸内温度，这也很好地解释了该循环喷油量工况燃烧相位随米勒循环程度的增大先推迟后提前至初始水平的现象.而由于废气重吸效果随负荷的增大被削弱，米勒循环在循环喷油量为 23.7mg工况下，其废气重吸的加热效果并不明显，但可以在一定程度上提高缸内废气稀释度，使点火时刻优化提前，进而优化燃烧相位.

图18 上止点前 50°CA缸内温度随 IVO相对 TDC提前角度的变化规律Fig.18 Effects of advanced timing of intake valve opening with respect to TDC on T50

4 结 论

(1) 米勒循环对高压缩比增压汽油机中小负荷热效率均具有较好的改善效果，应用米勒循环在发动机为 2000r/min，单缸循环喷油量为 11.8mg，19.3mg和 23.7mg的工况(原机 BMEP为 3MPa、5MPa和0.65MPa工况)下分别达到了最高37.4%、40%和 40.4%的指示热效率.相比中等负荷，米勒循环对循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况热效率提升效果更为明显，其热效率相比该循环喷油量下几乎没有米勒循环效果的工况点提升达12%.

(2) 米勒循环的引入会带来进气道废气重吸现象，由于重吸废气对工质的加热作用与有效压缩比减小带来的降温作用存在竞争关系，米勒循环并不一定能降低压缩终了缸内温度来优化燃烧相位.在废气重吸现象较明显的循环喷油量为 11.8mg小负荷工况以及循环喷油量为 19.3mg的中等负荷工况下，米勒循环对燃烧相位几乎没有优化作用，反而呈现先推迟后提前至初始水平的规律；废气重吸效应随着负荷进一步升高被显著削弱，米勒循环在缸内热氛围基本持平的情况下，其所带来的废气稀释度增加使得循环喷油量为 23.7mg的工况点火时刻得以提前，进而使燃烧相位最高可优化5.3°CA.

(3) 高压缩比汽油机在小负荷工况结合米勒循环带来的进气道废气重吸效应，在改善泵气损失的同时，可以促进 SI-HCCI混合燃烧的发生，加速燃烧，维持高废气率下的燃烧等容度.

(4) 高压缩比汽油机应用米勒循环能不同程度地改善泵气损失和传热损失.应用米勒循环在小负荷工况提升热效率主要依靠泵气损失的改善，其次是传热损失的改善；在循环喷油量为 19.3mg和23.7mg的工况下，传热损失改善上升为主要因素.