車用汽油機停缸時循環(huán)功耗研究

胡茂楊 常思勤 劉 梁 陸佳瑜 徐亞旋

南京理工大學機械工程學院，南京，210094

0 引言

停缸技術能夠有效地提高發(fā)動機部分負荷下的燃油經(jīng)濟性[1-3]。停缸后為了保證相同的動力輸出，需增大節(jié)氣門開度來提高工作氣缸的進氣量，從而降低泵氣損失。停缸后壁面?zhèn)鳠釗p失和摩擦功耗也相應減小。停缸技術按停缸模式是否固定可分為兩類，一類是模式固定的停缸，如V8-V4、V6-L3；另一類是間歇停缸，即工作氣缸與非工作氣缸是動態(tài)變化的，其優(yōu)勢為停缸模式多，有利于進一步提高經(jīng)濟性，同時具有更好的熱平衡性。固定模式的停缸技術研究和應用較為廣泛，美國福特公司研究表明[4]，停缸過程中關閉非工作氣缸的進排氣門，氣缸反復經(jīng)歷壓縮膨脹過程，循環(huán)功耗較低。MEGLI等[5]研究表明，停缸過程中開啟非工作氣缸進氣門或排氣門，同樣也有利于降低循環(huán)功耗。MILLO等[6]基于MultiAir配氣機構提出了與廢氣再循環(huán)結合的停缸方案，研究確定了最小停缸循環(huán)功耗對應的氣門正時,該方案需精準控制氣門正時，否則易造成尾氣富氧。對于間歇停缸技術，ZHAO等[7]研究表明，非工作氣缸吸入空氣，空氣受氣缸高溫環(huán)境加熱，在壓縮膨脹過程中實現(xiàn)能量回收，從而降低循環(huán)功耗。燕山大學對動態(tài)停缸技術做了相關研究，設計了不同發(fā)動機停缸模式[8-9]，但僅通過停止噴油的方式實現(xiàn)動態(tài)停缸技術易造成尾氣富氧。

停缸的應用主要為了改善經(jīng)濟性，停缸循環(huán)功耗越低越有利于提高經(jīng)濟性，但在特殊工況下，如車輛升擋過程中，更大的停缸循環(huán)功耗有利于發(fā)動機轉(zhuǎn)速更迅速地降低至目標值，從而改善換擋品質(zhì)。文獻[10]研究了升擋過程中通過停止噴油的停缸方式來降低離合器接合時的轉(zhuǎn)速差，但僅通過停止噴油易造成尾氣富氧。

電磁驅(qū)動配氣機構是一種無凸輪全可變配氣機構。美國通用公司較早地開始了電磁驅(qū)動配氣機構的研究，并提出了典型的雙電磁鐵、雙彈簧的技術方案[11]。德國FEV公司[12]、法國Valeo公司[13]、美國密歇根大學[14]等都研制出了具有代表性的電磁驅(qū)動配氣機構樣機。清華大學[15]、浙江大學[16]等對雙電磁鐵雙彈簧型的技術方案進行了相關的仿真與試驗研究。天津大學[17]對動磁式電磁驅(qū)動配氣機構的技術方案進行了初步探索。

應用電磁驅(qū)動配氣機構能夠較為便捷地實現(xiàn)各缸獨立的逐循環(huán)控制，為停缸技術實現(xiàn)提供了一種可行的途徑。SHIAO等[18]在四缸發(fā)動機中應用電磁驅(qū)動配氣機構實現(xiàn)停缸，使經(jīng)濟性提升7%～21%，但沒有分析停缸氣門方案。俞曉璇[19]應用電磁驅(qū)動配氣機構，以單缸一個循環(huán)內(nèi)所做負功最小為優(yōu)化目標，確定了單缸停止一個工作循環(huán)的起始點。

本文在此基礎上，應用電磁驅(qū)動配氣機構提出了滯留廢氣、滯留空氣、排氣門常開3種間歇停缸方案，分析了不同控制參數(shù)對3種方案停缸循環(huán)功耗和摩擦功耗的影響。確定了以最小功耗提高經(jīng)濟性和最大功耗改善換擋品質(zhì)的停缸方案。

1 試驗平臺與模型驗證

1.1 試驗平臺

自主研發(fā)的電磁驅(qū)動配氣機構是一種無凸輪配氣機構(圖1，已在缸蓋上完成了試驗研究)，它具備高響應、緩氣門落座以及低功耗等特點[20-22]。

圖1 電磁驅(qū)動配氣機構樣機Fig.1 Prototype of the EMVT

電磁驅(qū)動配氣機構單個執(zhí)行器內(nèi)部結構示意圖見圖2，主要由內(nèi)磁軛、外磁軛、永磁體、動圈等組成。電磁直線執(zhí)行器控制系統(tǒng)包括控制器、執(zhí)行器、功率驅(qū)動模塊、傳感器、顯示模塊。試驗時控制器完成對各路傳感器信號的采集和控制信號的輸出，實現(xiàn)控制算法的功能。控制器輸出的小功率信號通過功率驅(qū)動模塊放大。通過控制執(zhí)行器的電流和位移實現(xiàn)雙閉環(huán)控制動圈運動，從而控制與動圈連接在一起的氣門的升程。試驗時驅(qū)動電壓為24 V，電流采用閉環(huán)控制，開啟8 mm時峰值電流約為7.5 A，采用頻率為10 kHz。位移傳感器有效量程為10 mm，精度為0.005 mm。圖3為試驗所得曲線，由圖3可見，在開啟和關閉階段電流較大，而在氣門開啟保持階段電流較小，能耗集中消耗在開啟和關閉階段，因而應用電磁驅(qū)動配氣機構實現(xiàn)停缸時，應盡量減少開啟和關閉次數(shù)以降低氣門自身功耗。

圖2 電磁直線執(zhí)行器內(nèi)部結構Fig.2 The inside structure of the EMVT

圖3 測試電流和升程Fig.3 Current and valve lift of the test

1.2 模型驗證

基于1.8 L四缸樣機，在GT-Power中建立了一維發(fā)動機仿真模型，主要參數(shù)見表1。傳熱模型選用WoschniGT，傳熱系數(shù)

hc=3.26D-0.2p0.8T-0.55w0.8

(1)

式中，D為氣缸直徑,m；p缸內(nèi)壓力,kPa；T為缸內(nèi)溫度,K；w為缸內(nèi)氣體平均速度,m/s。

表1 發(fā)動機參數(shù)

摩擦模型采用Chen-Flynn經(jīng)驗模型，平均有效摩擦壓力(FMEP)

(2)

式中，F(xiàn)C為平均有效摩擦壓力常數(shù)部分；pCyl，max為缸內(nèi)最大壓力；vp,m為活塞平均速度；A為缸內(nèi)最大壓力系數(shù)；B為活塞平均速度系數(shù)；C為活塞速度平方系數(shù)。

模型中幾何尺寸(如管道、氣門、氣缸等)以及各工況下空燃比、噴油量、點火角等參數(shù)按測量值和試驗值設定。在不同轉(zhuǎn)速滿負荷下，仿真結果與樣機試驗數(shù)據(jù)對比見圖4，仿真數(shù)據(jù)與試驗數(shù)據(jù)吻合度較高，誤差小于3%。為研究基于電磁驅(qū)動配氣機構的停缸方案，需在樣機模型基礎上建立電磁驅(qū)動配氣機構發(fā)動機模型。GT-Power中提供了ValveSolSignalConn模塊，該模塊通過邏輯信號0或1控制,當信號在0和1之間切換時，氣門實現(xiàn)開啟或關閉。這為本文的研究提供了一種可行的方法。

圖4 發(fā)動機仿真與試驗對比Fig.4 Comparison of simulated results andexperimental results for prototype engine

2 停缸氣門方案

2.1 方案要求

發(fā)動機停缸循環(huán)為了避免因缸內(nèi)壓力過低導致機油竄入氣缸，通常在缸內(nèi)滯留一部分廢氣或空氣。根據(jù)文獻[23]設定停缸循環(huán)最低壓力不低于0.02 MPa。停缸氣門方案要避免空氣流入排氣歧管，以免尾氣富氧，造成三元催化轉(zhuǎn)化器效率下降。另外，在停缸循環(huán)上止點時要避免氣門與活塞相撞。根據(jù)樣機測量結果，上止點時氣門開啟升程不超過4 mm可避免氣門與活塞干涉。

2.2 方案

根據(jù)上述要求提出了3種停缸氣門方案，分別為滯留廢氣方案、滯留空氣方案和排氣門常開方案。以停缸一個循環(huán)做功一個循環(huán)為例，進排氣門升程曲線見圖5。其中，TDC表示上止點，BDC表示下止點。滯留廢氣方案在做功循環(huán)排氣行程過程中提前關閉排氣門，滯留一部分廢氣于缸內(nèi)；停缸過程中，廢氣在缸內(nèi)反復壓縮膨脹；在停缸循環(huán)末排氣門再次開啟，將廢氣排出。滯留空氣方案在停缸循環(huán)進氣行程吸入適量空氣后關閉進氣門；停缸過程中，空氣在缸內(nèi)反復壓縮膨脹；在停缸循環(huán)末進氣門提前開啟，將空氣壓入進氣歧管，此時不能將空氣壓入排氣歧管，否則尾氣富氧。以上兩種方案是通過滯留氣體來避免機油倒吸。排氣門常開方案中，整個停缸循環(huán)排氣門始終開啟，廢氣被反復吸入排出，缸內(nèi)壓力在0.1 MPa附近變化，同樣也避免了機油倒吸的可能。

圖5 停缸氣門方案示意圖Fig.5 The schematic diagrams of CDA valve strategies

3 循環(huán)功耗與摩擦功耗分析

本節(jié)以停缸一個循環(huán)做功一個循環(huán)為例，分析停缸循環(huán)功耗與摩擦功耗。圖5中除了做功循環(huán)的壓縮行程和做功行程外，其余6個行程的缸內(nèi)壓力均受氣門升程和開啟關閉正時影響，這里定義單個氣缸在此6個行程的傳熱損失與換氣損失總和為循環(huán)功耗，定義摩擦功耗為發(fā)動機停缸一個循環(huán)過程中的摩擦損失。停缸后循環(huán)功耗和摩擦功耗越低，經(jīng)濟性提升越顯著。在升擋過程中通過停缸降低發(fā)動機轉(zhuǎn)速，因而循環(huán)功耗和摩擦功耗越大，越有利于縮小離合器接合時主動盤與從動盤轉(zhuǎn)速差，從而改善換擋品質(zhì)。本節(jié)將分析所提出的3種停缸方案功耗與氣門升程以及開啟關閉正時的關系，確定各方案最小與最大功耗對應的配氣相位與升程。

選取工況點如下：轉(zhuǎn)速為1 600 r/min，工作氣缸負荷率70%(該負荷為1 600 r/min下最優(yōu)燃油經(jīng)濟性點)。當停缸多個循環(huán)時，每多停一個循環(huán)，額外增加兩次壓縮膨脹行程功耗。本節(jié)以停缸一個循環(huán)為例，分析循環(huán)功耗與摩擦功耗。

3.1 滯留廢氣方案

圖6所示為滯留廢氣方案循環(huán)功耗和最低壓力。由圖6可見，排氣門關閉時刻推遲有利于降低循環(huán)功耗，主要因為排氣門推遲關閉，缸內(nèi)高溫廢氣量減少，降低了傳熱損失。最低壓力也相應地隨著排氣門關閉時刻推遲而減小。圖7所示為不同排氣門關閉時刻下，停缸循環(huán)平均有效摩擦壓力。隨著排氣門關閉推遲，平均有效摩擦壓力也逐漸降低，同樣是因為缸內(nèi)高溫廢氣量的減少使缸內(nèi)最高壓力降低。

圖6 滯留廢氣方案循環(huán)功耗和最低壓力Fig.6 The cycle’s energy losses and minimum in-cylinder pressure for trapped exhaust gas strategy

圖7 滯留廢氣方案停缸循環(huán)平均有效摩擦壓力Fig.7 The friction mean effective pressure for trapped exhaust gas strategy

隨著排氣門關閉時刻的推遲，循環(huán)功耗、摩擦功耗、最低壓力都隨之降低。為減少功耗，排氣門應推遲關閉。最小功耗對應的排氣門關閉時刻由最低壓力0.02 MPa確定，約在302°CA關閉。在停缸循環(huán)末排氣門約在300°CA開啟將滯留廢氣排出，而停缸循環(huán)前排氣門不開啟，將上一做功循環(huán)全部廢氣滯留于缸內(nèi)，對應的停缸循環(huán)功耗最大。

3.2 滯留空氣方案

圖8所示為滯留空氣方案循環(huán)功耗和最低壓力。由圖8可見，進氣門關閉時刻提前有利于降低循環(huán)功耗和最低壓力。圖9所示為滯留空氣方案停缸循環(huán)平均有效摩擦壓力，隨著進氣門關閉提前，平均有效摩擦壓力也降低。主要因為進氣量減少，缸內(nèi)壓力降低導致摩擦功耗下降。

圖8 滯留空氣方案循環(huán)功耗和最低壓力Fig.8 The cycle’s energy losses and minimum in-cylinder pressure for trapped fresh air strategy

圖9 滯留空氣方案停缸循環(huán)平均有效摩擦壓力Fig.9 The friction mean effective pressure of deactivated cycle for trapped fresh air strategy

對于滯留空氣方案，為獲得最小功耗，進氣門應采用小升程、較短的開啟持續(xù)期來減少停缸循環(huán)缸內(nèi)滯留空氣量，同時需保證最低壓力不小于0.02 MPa。本例中停缸循環(huán)進氣門采用小升程1 mm，在435°CA關閉；停缸循環(huán)末進氣門在300°CA開啟，對應停缸循環(huán)功耗最小。反之，進氣門應采用大升程和較長的開啟持續(xù)期來增加缸內(nèi)滯留空氣量，獲得最大的功耗。

3.3 排氣門常開方案

停缸過程中，該方案排氣門始終開啟，廢氣被反復吸入排出氣缸。在上止點時，允許的最大氣門升程為4 mm。圖10所示為排氣門升程由4 mm減小至1 mm過程中，停缸循環(huán)功耗和最低壓力。由圖10可見，隨著排氣門升程的減小，循環(huán)功耗逐漸增加，這是因為升程的減小增加了節(jié)流，使得每一次吸入排出廢氣過程中泵氣損失增大。最低壓力也隨著排氣門升程的減小而略有降低，但遠大于0.02 MPa。與滯留氣體方案相比，排氣門常開方案無需對氣門正時精準控制，即可避免機油倒吸。圖11所示為不同排氣門升程下停缸循環(huán)平均有效摩擦壓力，隨著排氣門升程減小，摩擦功耗相應增加，但低于滯留氣體方案。由上述分析可得，增大排氣門升程能夠同時降低循環(huán)功耗和摩擦功耗，因而排氣門開啟最大允許升程4 mm時，對應的功耗最小；開啟小升程對應的停缸循環(huán)功耗大。

圖10 排氣門常開方案循環(huán)功耗和最低壓力Fig.10 The energy losses of cylinder and minimum in-cylinder pressure for exhaust valve opening strategy

圖11 排氣門常開方案停缸循環(huán)平均有效摩擦壓力Fig.11 The friction mean effective pressure deactivated cycle for exhaust valve opening strategy

4 最小與最大功耗方案的確定

4.1 停缸循環(huán)最小功耗方案

由第3節(jié)分析得到了3種停缸方案功耗與配氣相位及升程的關系。以停缸提高經(jīng)濟性時，應盡量降低停缸循環(huán)功耗。圖12所示為不同工況下3種停缸方案循環(huán)功耗和摩擦功耗，圖中摩擦功耗為總摩擦功耗的1/4，用以表示單個氣缸分擔的摩擦功耗。由圖12可見，在3種工況下，滯留廢氣方案和排氣門常開4 mm方案功耗較小且接近，但排氣門常開方案優(yōu)勢在于僅需控制排氣門升程，無需對氣門正時精準控制，同時該方案可避免缸內(nèi)壓力過低，因此確定排氣門常開4 mm方案為停缸循環(huán)最小功耗方案。

應用排氣門常開方案，可便捷地實現(xiàn)間歇停缸，保證工作氣缸處于最優(yōu)經(jīng)濟性區(qū)域。圖13所示為1 600 r/min下，排氣門常開方案對經(jīng)濟性的改善情況。平均有效壓力(brake mean effective pressure，BMEP)等于0.2 MPa時，有效燃油消耗率(brake specific fuel consumption，BSFC)降低約20.7%。隨著負荷的增加，經(jīng)濟性改善程度逐漸降低。在BMEP為0.4 MPa時，停缸對經(jīng)濟性的提升與進氣門早關(early intake valve closing，EIVC)策略接近。因此當BMEP小于0.4 MPa時，采用停缸提高經(jīng)濟性；反之，采用EIVC控制負荷。

(a)n=1 600 r/min，工作氣缸負荷率70%

(b)n=1 200 r/min，工作氣缸負荷率68%

(c)n=1 200 r/min，工作氣缸負荷率48%圖12 不同工況下3種停缸方案總功耗Fig.12 Total energy losses of three CDA strategies under different operating conditions

圖13 排氣門常開停缸方案對經(jīng)濟性改善Fig.13 Fuel economy benefits achieved by exhaust valve opening strategy

4.2 停缸循環(huán)最大功耗方案

對于滯留廢氣或空氣方案，缸內(nèi)滯留氣體量最大時功耗最大。滯留廢氣方案最大滯留廢氣量與前一工作氣缸負荷相關。滯留空氣方案最大滯留空氣量在最大升程和最長的開啟持續(xù)期時獲得。排氣門常開方案停缸循環(huán)最大功耗在小升程時獲得，本文以1 mm升程為例分析其最大功耗。

圖14所示為3種停缸方案在其最大功耗下連續(xù)停缸多個循環(huán)，累計循環(huán)功耗和摩擦功耗總和。由圖14可見，滯留廢氣方案停缸前負荷率越高，總功耗越大。同時隨著停缸循環(huán)數(shù)增加，功耗增長量逐漸減緩，主要因為缸內(nèi)高溫廢氣逐漸冷卻，溫度和壓力的下降使傳熱損失和摩擦功耗相應降低。滯留空氣方案和排氣門常開方案功耗近似直線上升，因為在停缸多個循環(huán)過程中缸內(nèi)溫度和壓力整體變化較小。由此，總功耗較大的方案為停缸前處于高負荷的滯留廢氣方案和排氣門常開(1 mm)方案。

(a)n=2 000 r/min

(b)n=2 400 r/min圖14 3種停缸方案累計總功耗Fig.14 Accumulative energy losses of three CDA valve strategies

車輛升擋時，離合器從分離至接合的過程中，發(fā)動機已經(jīng)歷數(shù)個循環(huán)。以升擋過程中停缸0.3 s為例，平均轉(zhuǎn)速2 000 r/min和2 400 r/min下對應的循環(huán)數(shù)分別為5和6。由圖14可見，2 000 r/min停缸5個循環(huán)時，排氣門常開(1 mm)方案累計總功耗接近高負荷的滯留廢氣方案。2 400 r/min停缸6個循環(huán)時，排氣門常開(1 mm)方案累計總功耗遠大于其他方案。在這段時間內(nèi)，排氣門常開(1 mm)方案更有利于轉(zhuǎn)速下降，確定該方案為改善升擋品質(zhì)的停缸方案。

5 結論

(1)對于滯留氣體方案，減少滯留氣體量，有利于降低循環(huán)功耗和摩擦功耗。隨排氣門升程的增加，排氣門常開方案循環(huán)功耗和摩擦功耗逐漸降低。排氣門升程為4 mm時功耗最低，且停缸循環(huán)缸內(nèi)壓力約0.1 MPa，避免了機油倒吸。

(2)3種停缸方案中，排氣門常開(4 mm)方案具有功耗低、無機油倒吸、氣門控制簡單等優(yōu)點，確定該方案為提高經(jīng)濟性的停缸方案。在1 600 r/min下BMEP為 0.2～0.4 MPa時，經(jīng)濟性相應提升20.7%～7.2%。

(3)車輛升擋過程中應用停缸技術，增大循環(huán)功耗和摩擦功耗有利于降低發(fā)動機轉(zhuǎn)速。以升擋過程中停缸0.3 s為例，滯留空氣方案總功耗最小；滯留廢氣方案總功耗隨停缸前負荷率降低而減少；排氣門常開(1 mm)方案總功耗大，隨著升擋時轉(zhuǎn)速的升高，功耗大的優(yōu)勢更為顯著，確定該方案為改善升擋品質(zhì)的停缸方案。