对利用米勒循环技术改善小型直喷增压汽油机燃油经济性的探讨

2023-01-03王怀安

汽车零部件 2022年12期

王怀安

江铃汽车股份有限公司,江西南昌 330001

0 引言

直喷增压(turbocharged gasoline direct injection，TGDI)作为一种现代汽油机的节油技术在近年来已获得广泛的应用。由于TGDI发动机具有优异的低速转矩性质及高速功率性质，这类发动机特别适合作为SUV车型的驱动动力。目前国内市场上四缸TGDI发动机的主流排量为1.5 L。对以城市应用为主的紧凑型SUV，1.5 L排量的TGDI发动机的城市工况油耗仍然很高，因为在城市工况要求的驱动动力下发动机处于负荷由节气门调节的低端部分负荷工况区。中国在现阶段采用NEDC循环作为油耗的测试循环，在该循环中，发动机低端部分负荷工况占有很大的比例。为满足中国第四阶段乘用车油耗法规及2020年后实施的第五阶段乘用车油耗法规，TGDI发动机必须进一步下降城市工况对应的低端部分负荷油耗。除了已在非增压汽油机上采用的可变气门升程技术和停缸技术外，利用米勒循环(Miller cycle)[1-2]和艾特金森循环(Atkinson cycle)[3]也可作为改善汽油机部分负荷油耗的节油措施。由于系统相对简单，米勒循环和艾特金森循环逐步成为主流节油技术的趋势,米勒循环和艾特金森循环也被分别应用在大众的EA211 1.5L-TGDI发动机[4]和丰田新开发的2.0 L TGDI发动机[5]上。

由于热负荷高，TGDI发动机在非加浓区的氮氧化物(NOx)排放远高于同等排量的自然吸气汽油机。许多研究指出，汽油机采用外部冷却的废气再循环(exhaust gas recirculation，EGR)不但可以抑制缸内NOx生成，而且有利于爆震控制和改善油耗[6-10]。由于大众的1.5L-TGDI米勒发动机和丰田的2.0L-TGDI艾特金森发动机均采用集成式水冷排气歧管设计，这增加了EGR系统的设计难度，上述机型都暂未配置EGR系统。中国在2020年将实施国6排放法规，进入汽车排放限值和欧洲处于同步的阶段。在2020年后投产的车型在油耗和排放上都将面临更严格的法规，因而在设计国6发动机时必须同时考虑节能和减排。

本文利用米勒循环技术及外部冷却EGR对TGDI发动机的经济性及排放影响在江铃汽车股份有限公司(JMC)已投产的某款1.5 L高增压TGDI[11]上进行了试验研究，并根据试验数据对米勒技术的优缺点进行了分析比较。

1 奥托循环和米勒循环对发动机负荷调节方法的区别

奥托循环是传统四冲程汽油机对应的热力学循环。奥托循环在实用上有两个缺点：①具有相同的压缩比和膨胀比，使其在高速高负荷运行时爆震控制要求的最大许可压缩比限制了在做功冲程高温燃气的膨胀，导致由于膨胀不充分而降低了对燃料热值的利用率;②当发动机工作在部分负荷时，换气过程产生的泵气损失较大。绝大多数汽油机采用均质混合物燃烧模式。采用这种燃烧模式时，发动机负荷通过控制循环空气量进行调节，即量调节。发动机排量根据满负荷所需的最大转矩确定，因而发动机工作在部分负荷时必须通过设置在进气系统节气门的节流来降低进气密度，从而控制发动机负荷所需的循环进气量。这导致了进气冲程的缸内气体压力低于排气冲程的压力，使换气过程的活塞做功为负值，减少了发动机曲轴的有效输出。换气过程对应的做功能力损失常称为发动机的泵气损失。

现代米勒循环通过可变气门正时(variable valve timing，VVT)和进气门早关(early intake valve closing，EIVC)的方式来调节发动机有效循环进气量。米勒循环进气相位图如图1所示。从进气门开启(intake valve opening，IVO)到进气门关闭(intake valve closing，IVC)的凸轮相位对应的曲轴转角称为凸轮包角或凸轮长度。不同于采用奥托循环的常规发动机在压缩过程早期才关闭进气门，米勒循环通过采用短进气凸轮使IVC发生在进气冲程。进气过程随气门关闭而结束，因而活塞的有效进气冲程，即气缸的有效排量，由IVC时间控制。在从气门关闭后的活塞下行冲程到接下来的活塞上行冲程中仅使缸内气体压力恢复到进气终了压力的这一段曲轴转角内，缸内气体如同气体弹簧：活塞下行的膨胀功和活塞上行的压缩功抵消，理论上缸内气体和活塞没有净能量交换。米勒循环具有如下4个特点：①米勒循环的进气过程对应的曲轴转角小于常规发动机，要达到相同的循环进气量就必须提高进气压力。②米勒循环的IVC时间随负荷变化。负荷越小，IVC就越提前，发动机的有效排量就越小。③气缸的膨胀比等于几何压缩比，但有效压缩冲程在缸内压力恢复到进气终了压力时才真正开始，所以气缸的有效压缩比小于膨胀比。米勒发动机对有效压缩比的控制方式使其可以采用高几何压缩比，使做功过程的高温燃气得以充分膨胀。④米勒发动机进气凸轮升程小及凸轮长度短，凸轮摩擦功远小于常规发动机的凸轮，因而发动机的摩擦损失小于常规发动机。

为分析进气门关闭时间对发动机部分负荷油耗的影响，JMC对某1.5L-TGDI发动机应用AVL-BOOST[12]建立了热力学模型，并在此模型的基础上对在2 000 r/min及不同平均指示压力(indicated mean effective pressure，IMEP)条件下进气门关闭时间对油耗的影响进行了分析。图2为热力学分析使用的部分进气凸轮型线，其也显示了凸轮长度和升程的关系。图中曲轴转角以压缩上死点为0 ℃A。

图2 热力学分析使用的部分进气凸轮型线

图3为模拟的某1.5L-TGDI发动机在2 000 r/min及不同IMEP条件下平均指示油耗(indicated specific fuelconsumption，ISFC)随凸轮气门关闭时间的变化曲线。由图可知，在给定转速下，EIVC和进气门晚关(late intake valve closing，LIVC)都可以降低发动机油耗。LIVC所对应的热力学循环为艾特金森循环，其进气凸轮为长凸轮。虽然艾特金森循环的有效排量控制也由气门关闭时间决定，但IVC发生在压缩冲程。本研究的侧重为米勒循环，不引入对LIVC的讨论。根据图3，米勒循环的节油效果主要是在小负荷，随着负荷的提高，米勒循环的节油效果逐渐减弱。需要指出，TGDI发动机缸内的空气流动主要是滚流，而滚流对避免喷油油束和缸壁干涉及油-气混合有重要的作用。缸内滚流在气门关闭后会迅速衰减，气门关闭越早，压缩冲程的滚流就越弱。对采用多次喷油的高负荷工况，最后一次喷油可能会发生在压缩冲程。如果进气门关闭太早，最后一次喷油和空气的混合会受到较大影响，不利于燃烧和排放控制。所以TGDI发动机采用米勒循环时，进气凸轮长度的设计须综合考虑不同负荷和转速下的油耗目标要求。

图3 模拟的某1.5L-TGDI发动机在2 000 r/min及不同IMEP条件下ISFC随凸轮气门关闭时间的变化曲线

2 试验用发动机及主要参数

本试验使用的米勒发动机是对JMC某款已投产的1.5L-TGDI发动机[12]的改进变形。1.5L-TGDI基础发动机如图4所示。该机配置有小型高效涡轮增压器，增压器流量由废气放气阀控制；双连续可变气门正时(DVVT)系统的进排气凸轮相位器可使进排气凸轮轴分别相对于基础相位最大移动60 ℃A；喷油器侧置布置，最大喷油压力为15 MPa，每循环喷油次数最多可达3次。米勒发动机和基础发动机的差异主要在以下6个方面：

图4 1.5L-TGDI基础发动机

(1)更换了具有米勒凸轮型线的进气凸轮轴，因而可以实现EIVC；

(2)重新设计了活塞顶部形状，使压缩比相比基础发动机提高20%；

(3)重新设计了进气道，使最大进气滚流比较基础发动机提升约20%，以弥补EIVC对缸内湍流强度的影响；

(4)增加了外部冷却EGR系统；

(1)确保PCL控制系统运用环境干燥。虽然PCL控制系统的环境适应能力较强，但是由于其为电气设备，因此应当保证应用PCL控制系统的环境的干燥，确保PCL控制技术在金矿山电气设备中的安全稳定性。

(5)重新设计了进气歧管以使EGR可以均匀地分配到4个气缸；

(6)考虑EIVC对发动机有效排量的影响，重新匹配了增压器。

米勒发动机总成如图5所示。

图 5 米勒发动机总成

米勒发动机的EGR系统如图6所示。EGR系统从第四缸排气支管取气，经EGR冷却器和EGR阀后EGR进入布置在进气歧管的EGR总管，由总管流出的EGR经分流管被均匀地分配到各缸的进气道。图7是米勒发动机的系统布置。基础发动机及米勒发动机主要参数见表1。

图6 米勒发动机的EGR系统

图7 米勒发动机的系统布置

表1 基础发动机及米勒发动机的主要参数

图8为米勒发动机和基础发动机的气门驱动机构。米勒发动机的阀系除进气凸轮轴和基础发动机不同外，其他部件和基础发动机相同。图9为米勒发动机和基础发动机的进排气门升程曲线。对应的气门相位为凸轮轴相位器锁止位置。

图8 米勒发动机和基础发动机的气门驱动机构

图9 米勒发动机和基础发动机的进排气门升程曲线

米勒发动机的燃烧系统如图10所示。如前所述，为提高米勒发动机的压缩比，对米勒发动机的活塞进行了重新设计。活塞顶面形状的改变对应地也改变了缸内气流的运动，因而使米勒发动机的燃烧特性不同于基础发动机。图11为米勒发动机和基础发动机的转矩曲线。当进气门在进气冲程关闭时，不仅发动机的有效排量会相应减少，缸内气体运动的湍流强度也会有所下降。综合考虑这些因素，米勒发动机的转矩和功率较之基础发动机都相应下降，以避免在高速高负荷的燃烧过度恶化。

图10 米勒发动机的燃烧系统

图11 米勒发动机和基础发动机的转矩曲线

3 米勒发动机的摩擦特性

米勒发动机的摩擦特性是在节气门全开的非增压工况下由摩擦平均有效压力(friction mean effective pressure，FMEP)评估。根据定义，FMEP计算公式为：

(1)

式中：BMEP是相同工况的平均有效压力;IMEP和MBEP根据台架试验间接确定。

试验在JMC性能台架上进行，试验用油为国五RON92号汽油。试验中发动机出水水温控制在90 ℃，进入主油道的润滑油的油温由发动机自身的油冷器控制。进排气凸轮相位根据油耗最小条件设定，点火提前角在未达到爆震限值时设为平均最大转矩点火提前角(mean best torque for ignition timing，MBT)。试验记录在油底壳油温稳定后才开始进行。上述方法适用于本文讨论的全部试验。各转速下的IMEP由试验测得的各缸缸压的平均值根据IMEP的定义计算，BMEP则由实测的发动机转矩根据发动机排量求出。

这种获取FMEP的方法虽然比由台架直接测定发动机倒拖转矩的复杂，但由发动机真实工作状况得出的FMEP更合理地反映了发动机在工作状态的摩擦特性，同时也避免了测功机在测量小转矩时的误差及无缸压条件下发动机轴承摩擦特性和真实工作状态的差异。图12是由上述方法得出的米勒发动机和基础发动机的FMEP比较。由图可知，在整个转速范围内米勒发动机的摩擦均低于基础发动机，其主要差异是由于阀系的摩擦不同。对如图7所示的气门驱动系统，阀系的摩擦主要取决于凸轮和摇臂滚轮间的摩擦力矩。给定气门驱动机构及润滑条件时，该摩擦力矩正比于凸轮和摇臂滚轮的接触力。凸轮升程越小及凸轮长度或包角越小，接触力就越小，阀系的摩擦损失也就越小。这意味着米勒发动机具有低摩擦特性。

图12 米勒发动机和基础发动机的FMEP比较

4 米勒发动机的泵气损失特性

图13是根据实测的缸压数据做出的在发动机转速为2 000 r/min，负荷为0.2 MPa和0.4 MPa条件下米勒发动机的示功图。本文试验数据涉及的负荷均用BMEP表示。由图可知，由于EIVC，米勒发动机在换气循环完全不同于奥托循环：从进气冲程中进气门关闭到压缩冲程中缸内压力重新恢复到IVC的压力对应的气缸容积内，膨胀线和压缩线完全重合，气体和活塞没有净能量交换。这一段空活塞行程使进气时气缸的有效排量减小，压缩时有效压缩比减小。这是米勒循环和奥托循环最显著的区别。在相同进气量的条件下，有效气缸排量的减小必然使进气压力提高，从而使泵气损失减小。图14是在发动机转速为2 000 r/min、负荷为0.4 MPa条件下米勒发动机和基础发动机的示功图比较。由图可以看出，两处差异为：①有效排量导致的泵气损失功的不同;②由于膨胀比的差异在活塞下止点附近米勒发动机比基础发动机多做的膨胀功。由于米勒发动机膨胀充分，其排气冲程终了的气缸压力远低于基础发动机，减少了排气冲程耗功。需要指出，在排气冲程的压力高于相同气缸容积在压缩冲程的气体压力时，排气耗功并不表现为泵气损失的增加，而是膨胀冲程和压缩冲程的有效功的减少。这是因为高于排气背压的强制排气阶段所消耗的排气功需要消耗额外的曲轴转矩。

图13 在发动机转速为2 000 r/min、负荷为0.2 MPa和0.4 MPa条件下米勒发动机的示功图

图14 在发动机转速为2 000 r/min、负荷为0.4 MPa条件下米勒发动机和基础发动机的示功图比较

5 米勒发动机的油耗特性

图15为在发动机转速为2 000 r/min低负荷下米勒发动机和基础发动机油耗的比较。由图可知，米勒发动机在0.2～0.5 MPa的负荷范围内较之基础发动机的油耗下降率分别为：10%@0.2 MPa，7.8%@0.3 MPa，8.5%@0.4 MPa及7.3%@0.5 MPa。

图15 在发动机转速为2 000 r/min低负荷下米勒发动机和基础发动机油耗的比较

图16为不同转速下米勒发动机和基础发动机的油耗比较。米勒发动机的最小比油耗为229 g/kWh，对应工况点为0.95 MPa、2 000 r/min，而基础发动机的最小比油耗为240 g/kWh，对应工况点为1.25 MPa、3 500 r/min。米勒发动机明显地具有更好的低速区油耗：比油耗小于240 g/kWh的区域覆盖0.7～1.25 MPa、1 500～2 500 r/min的负荷区。比油耗小于250 g/kWh的区域覆盖0.55～1.3 MPa、1 500～2 500 r/min的负荷区。相比之，基础发动机最小比油耗出现在3 500 r/min，而且负荷区很小；250 g/kWh比油耗对应的最小负荷为0.9 MPa，但在1 500～3 500 r/min的范围内比油耗随负荷增加的恶化并不像米勒发动机那样显著。基础发动机明显地具有更好的高速高负荷油耗特性。

图16 不同转速下米勒发动机和基础发动机的油耗比较

6 EGR对米勒发动机的燃烧稳定性和排放的影响

EGR稀释了缸内工质的氧浓度。缸内工质氧浓度的稀释有正负双重效应：正效应是EGR不仅增加缸内工质的热惯性也延长了混合气的着火滞后期，前者有助于抑制缸内NOx的生成，而后者有利于爆震的控制。负效应是氧浓度的稀释减缓了燃料的氧化反应，降低了火焰传播速度，使燃烧损失增加。特别地，当EGR导致火焰速度过低时，燃烧会不稳定且爆震也更容易发生。这也是米勒发动机的滚流比设计的比基础发动机高的一个原因。本文采用平均指示压力变化系数(coefficient of variance，COV)分析燃烧的稳定性，各负荷下的COV由燃烧分析仪根据缸压数据分析给出。图17给出了在发动机转速为2 000及3 000 r/min和不同负荷下COV随EGR阀开度的变化曲线。考虑低负荷缸内残余废气量比较大及高负荷EGR对爆震的影响，EGR的应用范围限定为0.6～1.6 MPa。试验中EGR阀的最大开度不超过25%。在图17所示的EGR及负荷和转速条件下，EGR对燃烧稳定性的影响可以忽略。

图17 在发动机转速为2 000及3 000 r/min和不同负荷下COV随EGR阀开度的变化曲线

图18给出了在发动机转速为2 000及3 000 r/min和不同负荷下米勒发动机和基础发动机氮氧排放的比较。在应用EGR的0.6～1.6 MPa负荷区内，NOx排放随EGR阀开度增加而下降。在最大EGR阀开度下，NOx排放下降近50%。由图16可知，最大EGR阀开度区也是最低油耗区。这说明，当缸内有足够的湍流强度维持火焰的稳定性时，EGR不仅可以降低NOx排放也可以同时改善发动机油耗。但需要指出，由于进气门早关对高速高负荷区缸内湍流强度的影响，米勒发动机在高速高负荷区的燃烧较之基础发动机明显地恶化，导致图16所揭示的油耗升高。试验中发现，在高速高负荷区加入EGR导致爆震强度提高及燃烧时间明显加长。