用于未來發動機小型化方案的全可變氣門機構與米勒／阿特金森循環的組合

【德】 A．MAYER D．WOLF M．GUNTHER M．MEDICKE

1 動機

全球統一的輕型車試驗循環（WLTC）和實際行駛排放（RDE）法規的實施對內燃機設計產生了一定影響，因為RDE試驗是在日常的道路交通運輸過程中隨機開展的，要求其在整個發動機運行范圍內不超過相應的廢氣排放限值。

因對車輛平均燃油耗目標要求較高，一方面需要進一步提高效率，另一方面目前的增壓發動機僅通過加濃和掃氣就能獲得良好的全負荷性能，但是在實際行駛過程中會導致較高的有害物排放。為了實現米勒／阿特金森循環，全可變氣門機構能在整個發動機特性曲線場中始終采用效率最佳的進氣門開關時間，通過Schaeffler公司的UniAir電液式全可變氣門機構（圖1）取代進排氣側的凸輪軸相位調節器，使2根凸輪軸減少為1根。針對米勒／阿特金森循環而進行優化的單級廢氣渦輪增壓采取了以上措施。

圖1 UniAir電液式全可變氣門機構

采用UniAir全可變氣門機構可應用較高的幾何壓縮比ε＝12．5，從而達到了更高的熱效率，較高的壓縮比能獲得最佳的效果，在全負荷工況下由最佳增壓裝置提供滿足需求的增壓壓力，通過進氣門關閉即可調節有效壓縮比的可能性。基礎發動機的主要參數如表1所示。

表1 基礎發動機的技術參數

2 UniAir電液式氣門機構的描述

氣門升程是在高速電磁轉換閥（3）關閉和處于凸輪升程工作面時由傳感柱塞1與輸出柱塞2之間的液壓力耦合而實現的（圖2）。圖中氣門升程期間高系統壓力腔室用紅色表示，此時凸輪廓線升程被全部或部分利用，進行循環調節以實現“進氣門開”和“進氣門關”等步驟。當轉換閥提早打開時，進氣門就可實現早關，同時從系統中推移出來的機油就被轉移到中間壓力室4a或機油儲存室4b中，并準備好將其用于下一個循環，在凸輪基圓階段系統再次被充滿。除了可能的最大氣門升程（圖2中實線）之外，還可獲得具有較小氣門重疊角或提前關閉的升程（圖2中虛線）。

圖2 UniAir電液式全可變氣門機構功能描述

與2009年的批量機型相比，通過下列方面的進一步開發，節油潛力顯著提高：

（1）凸輪廓線或運動學氣門升程配備了預升程和后升程，以此即使在不采用凸輪軸相位調節器的前提下也能實現氣門重疊，從而能連續地調節缸內殘余廢氣或掃氣度，此外還可通過減小后升程，在部分負荷運行時和進氣門晚關的情況下也能以較小的液壓損失實現無節流負荷調節；

（2）優化凸輪廓線以改善系統的動態特性，能持續地減小氣門彈簧力，從而減小與此相關的功率損失；

（3）良好的液力制動效果能獲得較陡的氣門升程曲線關閉段，而與常規的氣門機構相比則不會增加噪聲輻射。

3 全負荷設計

表2示出了全負荷試驗的目標特性值，圖3示出了全負荷試驗結果。

表2 目標特性值

在采用可變氣門機構使壓縮比提高2．5的情況下達到了以下試驗結果：

圖3 全負荷試驗結果與基本型發動機的比較

（1）在避免為確保零件工作狀態而加濃混合氣的同時，額定功率提高到110kW；

（2）在減少低轉速時的掃氣度和完全避免高轉速時加濃需求的情況下降低了全負荷燃油耗；

（3）低轉速時為采用正換氣功而降低了全負荷燃油耗；

（4）采用了米勒／阿特金森配氣定時（全可變進氣門關閉），即使提高了幾何壓縮比但仍能獲得可接受的燃燒重心位置。

4 全負荷時的氣門機構策略

在轉速低于3 000r／min時使用米勒配氣定時（進氣門早關（FES））（圖4），為提供一定的增壓壓力即可采用該方法，而在高轉速時氣門配氣定時策略就轉換到阿特金森配氣定時（進氣門晚關（SES））。在高轉速時則可根據氣門升程設計米勒循環，并采用比SES時更高的增壓壓力。此外，UniAir全可變氣門機構所采用的最小氣門開啟持續時間已確定了該系統的極限，因此在最高轉速時就無法再獲得最佳的米勒配氣定時。

在低轉速時，米勒循環比阿特金森循環更為有利，而廢氣在較低掃氣度λ＝1時仍然是必不可少的，因為壓氣機特性曲線場中的運行工況點受到喘振的限制，此外還提高了渦輪前的熱焓供應，并減少了氣缸中殘余廢氣所占的比例。在掃氣換氣時再加上可減小爆燃傾向的米勒／阿特金森循環及汽油在缸內直接噴射的情況下，進氣門晚關時依然無法確保未燃混合氣不被帶出氣缸，以此會造成較高的原始排放和催化轉化器中的較高放熱現象。

此外，就減小低轉速時的爆燃傾向而言，阿特金森循環的效果不如米勒循環，因為其會加熱空燃混合氣而使進氣溫度提高，以此又導致了對增壓壓力需求的不斷提升。此類效應的影響與轉速有關，因為其取決于熱傳導。在該應用所介紹的措施情況下，只要確保燃燒重心位置＜35°CA ATDC和廢氣λ＝1的條件，就能達到低速扭矩范圍內的目標扭矩值。

5 廢氣渦輪增壓器的設計

采用米勒／阿特金森循環需具備較高的增壓壓力，因為通過活塞式發動機壓縮的一部分氣體被轉移到了增壓器壓氣機上，同時產生了較為有利的效果，壓氣機產生的增壓空氣在增壓空氣冷卻器中得到了冷卻。隨著冷卻能力的提高應準備好相應的冷卻方案，而且隨著新鮮空氣質量流量的降低，所需的增壓壓力相應提高，這是由良好的內燃機效率和低轉速時的掃氣度減小所造成的，以此對增壓裝置的設計提出了較高的要求。直至達到3 000r／min的轉速，全負荷運行時壓氣機會產生喘振現象，因此除了在額定功率時產生足夠高的流量和壓比之外，壓氣機特性曲線場還應具備較陡的喘振線。

圖4 最佳進氣門配氣定時和全負荷時的增壓壓力

進氣門配氣定時的可變跨度與最佳的進氣門關閉時刻相組合，能達到所要求的全負荷性能，這是采用機械式氣門機構所無法實現的。最佳的排氣門配氣定時應設計得使額定功率時的排氣功不會過度增加，同樣還要在部分負荷和低轉速高負荷（低速扭矩）時僅產生較小的膨脹損失。

要充分發揮在規定的最高廢氣溫度980℃下和保持所要求的廢氣掃氣度λ＝1時提高功率的潛力，渦輪前的最高廢氣壓力為0．32MPa，因此其處于所規定的極限之內。

6 部分負荷的潛力

圖5示出了采用UniAir全可變氣門機構和基礎發動機壓縮比所測得的熱力學效果。為了便于比較，提高壓縮比的有效比燃油耗的潛力總是針對最佳配氣定時而標出的。對于通過星形標出的點，在圖5下方示出了相應的氣門升程曲線。

6．1 轉速2 000r／min，平均有效壓力0．2MPa，壓縮比為10．0時的運行工況點

在該運行工況點上，可通過采用最佳配氣定時消除節流而使進氣管壓力達到0．08MPa，從而顯著降低換氣損失，但是進氣門早關會使缸內擾動耗損時間明顯加長并引起其動力學能量（TKE）損失從而導致燃燒持續期延長并使殘余廢氣相容性降低。合適的對策是進氣門采用導氣屏，其由導氣屏高度、包角以及縫隙尺寸等參數確定，有針對性地優化這些參數就能在進氣道流量略有不足的情況下獲得適合于米勒配氣定時的充量運動水平，因此即使進氣門早關并具有較高的殘余廢氣率，引起的平均指示壓力的效率變化也并不顯著。

6．2 轉速2 000r／min，平均有效壓力0．55MPa，壓縮比為10．0時的運行工況點

此時，消除節流的主要部分是由殘余廢氣份額增加所引起的，這是通過氣門機構的預升程實現的，而其余的消除節流效果則是由進氣門早關所導致的。與基礎發動機相比，其優點在于即使沒有凸輪軸相位調節器也能獲得較高的殘余廢氣份額。

6．3 轉速2 000r／min，平均有效壓力1．4MPa，壓縮比為10．0時的運行工況點

在該運行工況點上，米勒／阿特金森循環并非用于消除節流，而是用于降低爆燃傾向。由于其具備可供使用的增壓壓力，就能通過進氣門早關或晚關而降低有效壓縮比，結果使燃燒重心位置向早期方向移動，并改善了高壓效率，而燃油耗的進一步降低是由換氣功所導致的，因為增壓壓力提升速度通常比廢氣背壓更快。

圖5 壓縮比為10．0時測得的部分負荷效果

圖6示出了通過模擬計算查明的提高壓縮比和采用UniAir全可變氣門機構方案的部分負荷潛力，提高壓縮比即可提高整個特性曲線場的熱效率。

圖6 模擬的部分負荷效果

6．4 轉速2 000r／min，平均有效壓力0．2MPa，壓縮比12．5時的運行工況點

提高幾何壓縮比補償了因進氣門早關降低有效壓縮比所引起的壓力降低和溫度較低的缺陷，這對于氣缸中的著火條件及其殘余廢氣相容性的改善是較為有利的。提高壓縮比才能完全消除節流，通過提高壓縮比和減少換氣損失約0．029MPa使效率提高，從而減少了10．1%的燃油耗，其基礎是完全消除節流使進氣管壓力達到約0．095MPa并相應改善殘余廢氣相容性。即使進氣門早關，與基準方案相比，殘余廢氣相容性僅能提高約5%，而高壓損失（主要是壁面熱傳導）和摩擦（UniAir的液壓損失和電損耗）僅比基準發動機稍有增加。

6．5 轉速2 000r／min，平均有效壓力1．5MPa，壓縮比12．5時的運行工況點

與平均有效壓力為0．2MPa的運行工況點相比，在該運行工況點由于存在爆燃現象，因而燃燒重心位置出現較晚，而使得高壓損失增大，這種效應通常因壓縮比提高而加劇，但是采取最佳的進氣門關閉能完全予以補償，因此與基準方案相比，幾乎能使其調整到相同的燃燒重心位置。在該運行工況點通過提高增壓壓力約為0．01MPa的換氣功即可將其轉換成正功，是優化增壓裝置與進氣門早關相組合的結果。綜合而言，該運行工況點總體可獲得高達3．7%的節油效果。

7 行駛循環潛力和動力學潛力

在整備質量為1 360kg的中級車RDE行駛循環中的發動機運行工況點如圖7所示。從燃油耗變化等值線可以看出：在低負荷時的高節油效果是由提高壓縮比和消除節流與提高殘余廢氣相容性相結合所導致的；在較高轉速和較高負荷時的節油效果是通過避免加濃混合氣而實現的；在低轉速和高負荷時的節油效果是通過較小的掃氣度以及避免因提高壓縮比，使燃燒重心位置推遲出現而獲得的。

圖7 行駛循環中的節油潛力

循環中精確的氣門配氣定時在瞬態運行時總能獲得最佳的燃油耗。為了快速調節扭矩可充分利用進氣，為此就不必再通過對點火角的干預來修改對效率產生負面影響的燃燒重心位置的瞬態扭矩。

此外，通過合適的氣門策略可避免在發動機倒拖階段出現的新鮮空氣貫穿掃氣催化轉化器現象，從而可取消為確保三元催化轉化器工作能力而與貫穿掃氣相結合的加濃階段，因此與設計方案和行駛循環相關的節油效果可達到1%～3%。與傳統使用凸輪軸相位調節器的氣門機構相比，另一個約1%的瞬態節油效果是由與工作循環同步和通過優化運行工況點而選擇的配氣定時所獲得的。瞬態節油潛力附加于穩態節油潛力，因此由上述穩態和瞬態效應所獲得的與行駛循環相關的節油潛力高達12%。

與采用凸輪軸相位調節器的方案相比，發動機的加速響應特性得到了改善。循環中精確的氣門配氣定時在任何時候均可獲得最優的換氣狀態，并使進氣管壓力始終較高。

8 采用UniAir可能的混合動力方案

在采用P1混合動力方案的情況下，通過接通電機輔助內燃機，內燃機的負荷工況點向低負荷方向移動，因此部分負荷的潛力與純粹的內燃機運行方案相比，可進一步實現節油。因為通過合適的氣門配氣定時減小內燃機的驅動扭矩，即可優化倒拖運行時的能量回收效果，并且在P1混合動力情況下仍能獲得上文所述的瞬態潛力。

在P2混合動力方案的情況下，在發動機低負荷或瞬態短暫助力階段，電機會與內燃機實現分離。如果在發動機需要高負荷時內燃機直接將電能供應蓄電池使用的話，其運行工況點會移向平均有效壓力較高的工況點，雖然以此會致使消除節流的潛力減小，但是在中等直至高負荷時仍能有較高的節油潛力。瞬態節油潛力會有所提高，與P1混合動力方案相比，發動機在停車－起動階段和催化轉化器掃氣的次數會相應增多。因此，采用這種全可變氣門機構在大多數情況下應避免采取對燃油耗不利的干預措施。

9 結論和展望

UniAir全可變氣門機構能有效提高幾何壓縮比，從而在滿足RDE法規要求的同時提高整個發動機特性曲線場的效率，不僅在法定的全球輕型車測試規程（WLTP）行駛循環中，而且在對用戶具有重要意義的行駛場景中都具有顯著降低CO2排放的潛力，而且還能獲得行駛靈活性或負荷突變方面的瞬態節油潛力，只需采用此類全可變氣門機構就能充分挖掘該方面的潛力。除此之外，無需附加額外的硬件，即可在排氣門開大的情況下通過關閉進氣門而使氣缸停止運作。此外，在各種不同的混合動力方案中采用UniAir全可變氣門機構也是卓有成效的。

除了UniAir全可變氣門機構特有的優點之外，使用UniAir還能進一步優化整個熱力學設計，總之其可使未來的發動機技術方案更具發展潛力。