停缸技術對汽油機性能影響的試驗研究

陸 逍，高文志，許之興，張 攀，魏子清

(天津大學 內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津 300072)

0 概述

汽車尾氣是CO2的重要來源之一。當前，內燃機除了要滿足日益嚴格的有害排放物法規要求，還面臨著CO2排放法規(燃油經濟性)挑戰，CO2排放法規逐步成為推動內燃機技術進步的重要動力。2018年9月，歐盟提出到2021年汽車平均CO2排放量要降到95 g/km，計劃到2030年汽車平均CO2排放量在2021年基礎上再降低37.5%。與此同時，國六發動機的CO2排放限值比國五降低50%[1]。針對越來越嚴格的排放和油耗法規，各大車企都在探索適合各自企業的節能技術，如汽油缸內直噴(gasoline direct injection, GDI)、稀薄燃燒、停缸技術、均質壓燃(homogeneous charge compression ignition, HCCI)等[2-6]。停缸技術在降低內燃機CO2排放方面具有較大潛力。

停缸技術即當內燃機處于中低負荷工況運行時，通過一定的控制手段(機械或電子控制)停止內燃機部分氣缸或者工作循環的正常運行，同時增大節氣門開度使工作氣缸的輸出功率滿足車輛的動力性要求，當內燃機處于高負荷工況下恢復氣缸的正常運行。運用停缸技術，能有效提高內燃機有效熱效率[7]。

停缸技術有3種實現方案：(1) 斷油方案。該方案是當內燃機處于停缸運行工況時中斷部分氣缸供油，實現停缸。該方案只切斷內燃機燃油供給，發動機氣門機構仍正常運行，會導致新鮮空氣進入停止工作的氣缸，使排氣中氧氣含量增加，影響三效催化轉化器的轉化效率。(2) 停閥方案。該方案在切斷部分氣缸供油的基礎上停止該部分氣缸的進排氣門運動。該方案內燃機進氣損失小，三效催化轉化器轉化效率不受停缸影響，但需要復雜的停閥機構，制造成本高，配氣機構的可靠性低[8]。(3) 回流方案。該方案在切斷部分氣缸供油的基礎上，將排氣導入停止工作的氣缸。該方案可以使停止工作的氣缸內氣體溫度不降低，同時使空燃比處于三效催化轉化器的高效轉化區，成本相比于停閥方案更低，配氣機構可靠性更高[9]。

現有的研究大都是對停缸方案與不停缸方案的對比研究，而缺少不同停缸方案對發動機性能影響的對比研究。回流停缸對發動機性能的影響其實是由停缸和回流廢氣兩個因素決定的。本研究中通過斷油停缸與回流停缸試驗重點研究了停缸因素和回流廢氣因素對發動機性能的影響，可以為斷油回流停缸策略的應用和優化提供技術支持。

1 試驗系統

試驗在一臺4缸1.5 L自然吸氣汽油機上進行，燃油噴射方式為多點噴射，汽油機主要技術參數見表1。斷油停缸方案通過電控單元(electronic control unit, ECU)切斷氣缸的噴油來實現，汽油機進排氣門正常開啟。斷油回流方案在切斷氣缸噴油的基礎上通過回流管將排氣從排氣總管引入不工作的氣缸。

表1 發動機主要技術參數

圖1為發動機回流停缸試驗系統示意圖。測功系統為湘儀FC2000測控系統。采用湘儀FC2210Z智能油耗儀測量發動機油耗。發動機缸內壓力采用KISTLER 6115CF-4CQ06-4-1型火花塞式缸壓傳感器測量。通過奔騰動力JH612A型燃燒分析儀對發動機連續運行50個循環的缸壓、轉速等參數進行采集與處理。使用禹衡光學A-LEC-D10-72BM-G05L-10M角標儀測量曲軸轉角位置。

圖1 發動機回流停缸試驗系統示意圖

2 試驗方案

試驗過程中，將發動機水溫與機油溫度分別控制在(85±1) ℃和(90±1) ℃之間，減少其溫度變化對試驗結果的影響。由于在城市道路工況下，發動機通常工作在1 000～2 500 r/min之間[7]，因此，在1 200～2 400 r/min 之間每300 r/min取一個轉速進行試驗。

在進行斷油停缸方案試驗時，發動機首先以4個缸運行，然后通過ECU切斷部分氣缸的供油和點火實現停缸運行。停缸后，通過調節節氣門開度使發動機恢復停缸前的輸出功率。當采用回流停缸方案試驗時，在切斷部分氣缸噴油的基礎上，通過轉換閥關閉不工作氣缸的進氣而將排氣導入不工作的氣缸，調節節氣門開度，恢復發動機停缸前的輸出功率。

3 試驗結果及分析

中低負荷下，汽油機停缸運行，為了維持發動機輸出轉矩不變，必須增大節氣門開度，發動機泵氣損失下降；同時停缸后發動機工作缸負荷增大，燃燒效率增加，因此停缸后發動機油耗下降。為了表征停缸后節油效果，引入節油率nj評價指標。

(1)

式中，be-nor為正常模式下發動機有效燃油消耗率；be-dea為停缸后發動機有效燃油消耗率。

3.1 斷油停缸方案

在進行斷油停缸方案試驗時通過ECU切斷預停氣缸的供油實現停缸。圖2是2 100 r/min、12 N·m 工況不停缸與斷油停缸方案缸壓曲線。由圖2可以看出，發動機停缸后，節氣門開度增大使進氣壓力增加，泵氣損失下降。

圖2 2 100 r/min、12 N·m不停缸與斷油停缸方案缸壓對比

圖3是斷油停缸方案不同停缸模式的油耗率。由圖3可以看出1 500 r/min工況下停1個缸模式和停2個缸模式，斷油停缸方案油耗均低于不停缸方案。1 500 r/min停1個缸模式12 N·m負荷工況下節油率為16.1%；24 N·m負荷工況下節油率為13.2%；36 N·m負荷工況下節油率為6.7%。1 500 r/min停2個缸模式12 N·m負荷工況下節油率為20.0%；24 N·m 負荷工況下節油率為17.4%；36 N·m負荷工況下節油率為16.0%。低負荷工況下，斷油停缸方案油耗低于不停缸方案；隨著負荷增加，停缸后節油效率下降，當發動機達到2 100 r/min、48 N·m負荷工況時，停2個缸工作模式油耗高于停1個缸模式油耗。

圖3 斷油停缸方案不同停缸模式油耗率

圖4是1 500 r/min、12 N·m工況不同停缸模式的缸壓曲線對比。由圖4可以看出，停缸后發動機缸壓峰值顯著提升。這是因為停缸后，為了達到停缸前的輸出功率，節氣門開度增大，噴油量增加，缸內可燃混合氣總量增加，燃燒放熱量增加。停2個缸模式的峰值壓力高于停1個缸模式。

圖4 1 500 r/min、12 N·m不同停缸方案缸壓曲線

圖5是1 500 r/min、12 N·m工況不同停缸模式瞬時放熱率曲線。由圖5可以看出，停缸后工作缸放熱率峰值顯著增加。停2個缸模式的放熱率峰值比停1個缸模式更高。這是由于低負荷工況下，停缸后節氣門開度增大，缸內進氣量增加而使殘余廢氣系數減小，燃燒速度加快，同時停缸后工作氣缸的缸內氣體溫度升高，可燃混合氣形成條件改善，燃燒更加完全。停缸前后燃燒持續期沒有明顯差異。

圖5 1 500 r/min、12 N·m不同停缸模式瞬時放熱率曲線

圖6是1 500 r/min、12 N·m工況不同停缸模式壓升率曲線。由圖6可以看出，停缸后壓升率峰值明顯增大，停2個缸模式的壓升率峰值高于停1個缸模式。這是因為停缸后急燃期放熱率顯著增大，導致壓升率增大。

圖6 1 500 r/min、12 N·m不同停缸方案壓升率曲線

中低負荷下，停缸后為了維持發動機的輸出功率不變，節氣門開度增大，缸內進氣量增加而使殘余廢氣系數下降，燃燒速度加快，同時停缸后工作氣缸內的溫度增加，可燃混合氣形成條件改善，燃燒更加完全，放熱率增加，壓力升高率增大。停缸后，工作氣缸的噴油量增大，缸內工質總量增加，但傳熱面積不變，單位工質傳熱量減小，從而使停缸后發動機燃燒效率增大[10]。

3.2 回流停缸方案

采用斷油停缸方案時，停缸后新鮮空氣仍會進入停止工作的氣缸，但停止工作的氣缸不噴油。因此，與正常工況比較，排氣中氧氣含量增加，影響三效催化轉化器的轉化率。而回流停缸方案在切斷部分氣缸供油的同時，將排氣導入停止工作的氣缸，可避免新鮮空氣進入停止工作的氣缸，保證三效催化轉化器的轉化效率不受停缸影響。

圖7為通過發動機臺架試驗得到的斷油停缸和回流停缸方案過量空氣系數。由圖7可以看出，斷油停缸方案過量空氣系數約為2，而回流停缸方案過量空氣系數基本維持在1左右。三效催化轉化器只有在過量空氣系數在1附近狹小區間內才能達到一個較高的轉化效率，因此斷油停缸方案的排放水平很難滿足排放法規要求。

圖7 斷油停缸和回流停缸過量空氣系數

圖8是不同停缸方案的油耗率。由圖8可以看出，在1 500 r/min、12 N·m工況下，回流停缸方案和斷油停缸方案停4號缸模式節油率分別35.0%和16.1%；2 100 r/min、12 N·m工況下，回流停缸方案和斷油停缸方案停4號缸模式節油率分別為33.5%和17.5%。由此可知，低負荷工況下，回流停缸方案油耗明顯低于斷油停缸方案。由圖8可以看出，在 1 500 r/min、24 N·m工況下，回流停缸方案和斷油停缸方案停4號缸模式節油率分別為25.1%和13.2%；36 N·m工況下，回流停缸方案和斷油停缸方案停4號缸模式節油率分別為15.4%和6.7%；48 N·m工況下，回流停缸方案和斷油停缸方案停4號缸模式節油率分別為11.1%和7.1%。同一轉速下，隨著負荷增加，回流停缸方案油耗與斷油停缸方案油耗逐漸接近。由圖8(b)和圖8(d)同樣可以看出，隨著工作缸負荷增加，回流停缸方案油耗與斷油停缸方案油耗逐漸接近。

圖8 不同停缸方案的油耗率對比

3.3 燃燒循環變動

汽油機不同循環進入氣缸的新鮮空氣質量和燃料質量不完全相同，每個循環間可燃混合氣混合情況和著火時刻也存在差別，導致不同循環燃燒過程的差異，使發動機轉速和輸出功率存在波動。燃燒循環變動在低速低負荷工況下尤為明顯。在相同油耗下，消除汽油機的燃燒循環變動可以使發動機輸出功率提升10%左右[11]。

通常采用平均指示壓力的循環變動率(CIMEP)來表征燃燒循環變動情況[12]。

(2)

圖9是不同停缸方案平均指示壓力循環變動率。由圖9可以看出，中低負荷下，回流停缸方案平均指示壓力循環變動率明顯低于斷油停缸方案。1 500 r/min、12 N·m工況下，斷油停缸方案和回流停缸方案停4號缸模式平均指示壓力循環變動率分別為0.64%和0.41%；24 N·m工況下，斷油停缸方案和回流停缸方案停4號缸模式平均指示壓力循環變動率分別為0.37%和0.22%；48 N·m工況下，斷油停缸方案和回流停缸方案停4號缸模式平均指示壓力循環變動率分別為0.66%和0.62%。總體來看，中低負荷工況下，回流停缸方案平均指示壓力循環變動率明顯低于斷油停缸方案，即回流停缸方案燃燒循環變動低于斷油停缸方案，這使得中低負荷下回流停缸方案油耗低于斷油停缸方案。隨著工作缸負荷增加，回流停缸方案與斷油停缸方案平均指示壓力循環變動率逐漸接近，即兩種停缸方案燃燒循環變動差異減小，導致隨著工作缸負荷增大，兩種停缸方案油耗逐漸接近。

圖9 不同停缸方案平均指示壓力循環變動率

滯燃期一般定義為從火花塞點火到形成火焰中心的階段。火花塞點火后，火核首先在火花塞電極間隙間生成，此時火核尺度小于缸內渦流尺度，這一階段火核生成速率近似等于層流火焰速率。這一階段的燃燒循環變動主要受火花塞電極附近混合氣的空燃比和混合氣的溫度影響。層流火焰傳播速度對溫度有很強的依賴性。滯燃期對燃燒循環變動影響最為顯著，滯燃期越短，燃燒循環變動越小[13-14]。

不同停缸方案缸內著火時刻見圖10。由圖10可以看出，在點火提前角相同的情況下，中低負荷下，回流停缸方案著火時刻明顯早于斷油停缸方案，即回流停缸方案滯燃期相對斷油停缸方案更短，使得回流停缸方案燃燒循環變動小于斷油停缸方案。隨著負荷增加，兩種停缸方案著火時刻逐漸接近，燃燒循環變動差異減小。中低負荷工況下，工作氣缸缸內溫度相對較低，回流停缸方案將排氣引入停止工作的氣缸，提高了工作缸可燃混合氣的燃燒初始溫度，使滯燃期縮短，因而燃燒循環變動減小，發動機燃油經濟性改善；隨著工作缸負荷增加，工作缸缸內溫度上升，引入不工作缸的排氣對工作缸缸內可燃混合氣初始溫度影響減弱，回流停缸方案對燃燒循環變動的改善效果減弱。

3.4 有害氣體排放分析

由于汽油機低負荷工況下燃油消耗率高于中高負荷工況，會導致低負荷下CO和HC排放增加。另外，汽油機在低負荷工況下燃燒穩定性差，失火可能性增加，也會導致CO和HC排放增加。為了研究停缸前后發動機污染物排放變化規律，本文建立了發動機GT-Power模型，通過試驗對模型進行了標定后進行了有害氣體排放分析。

圖11是回流停缸方案CO排放。由圖11可以看出，由于停缸后發動機工作缸的負荷增加，使燃油消耗率下降，同時也會使燃燒穩定性增強，失火可能性下降，因此低負荷工況下停缸后發動機CO排放下降。

圖11 回流停缸方案的CO排放

圖12是回流停缸方案HC排放。由圖12可以看出，低負荷工況下停缸后發動機HC排放下降。這是因為停缸后發動機燃油消耗率下降及燃燒穩定性增強，此外，部分停缸運行時發動機工作缸數減少，減弱了活塞與缸壁間的竄氣及缸壁激冷效應。

圖12 回流停缸方案的HC排放

圖13是回流停缸方案的NO排放。由圖13可以看出，停缸后發動機NO排放顯著增加，這主要是由停缸后發動機工作缸的負荷增大造成工作缸缸內溫度升高導致的。

圖13 回流停缸方案的NO排放

4 結論

(1) 汽油機在低負荷工況下，停2個缸模式比停1個缸模式節油率更高。隨著負荷增加，兩種停缸模式節油差異逐漸減小，當發動機達到2 100 r/min、48 N·m負荷工況時，停2個缸工作模式油耗高于停1個缸模式油耗。

(2) 低負荷工況下，回流停缸方案油耗明顯低于斷油停缸方案。隨著工作缸負荷增加，回流停缸方案油耗與斷油停缸方案油耗逐漸接近。

(3) 中低負荷工況下，回流停缸方案將排氣引入停止工作的氣缸，提高了工作缸可燃混合氣的燃燒初始溫度，使滯燃期縮短，燃燒循環變動減小；高負荷工況下，工作缸缸內溫度增加，不工作缸缸內的回流廢氣對工作缸缸內混合氣燃燒初始溫度影響減弱，回流停缸方案對燃燒循環變動的改善效果減弱。

(4) 中低負荷工況下，回流停缸方案CO和HC排放低于不停缸方案；隨著負荷增加，停缸前后CO和HC排放差異減小。由于停缸后工作缸負荷增加，缸內溫度升高，停缸后發動機NO排放增加。