1.5 L米勒循環汽油發動機燃燒系統設計及開發

韓令海 王占峰 黃平慧 張強 李春雨

（1.中國第一汽車股份有限公司研發總院，長春 130013；2.汽車振動噪聲與安全控制綜合技術國家重點實驗室，長春 130013）

主題詞：米勒循環 油耗 排放 燃燒系統 性能開發

1 前言

隨著節能減排要求的提高，車輛燃料消耗量和污染物排放標準越來越嚴格，各汽車制造商陸續推出了新一代發動機[1-5]。其燃燒系統主要有以下特點：較高的壓縮比（＞11），米勒/阿特金森循環，全可變/兩段式可變氣門升程（Variable Valve Lift，VVL），25 MPa 或35 MPa 噴油系統，以及優化的氣道和燃燒室。與傳統奧托循環發動機相比，米勒循環發動機進氣門早關，壓縮過程有一段空行程，可大幅降低壓縮終了時刻缸內溫度，降低大負荷工況下爆震發生的可能性，因而，采用米勒循環可進一步提高發動機的幾何壓縮比，實現膨脹比大于實際壓縮比，提高熱效率，降低油耗。同時，米勒循環發動機可明顯降低部分負荷下的泵氣損失，同樣達到降低油耗的目的[6]。為應對我國第四階段乘用車燃料消耗量標準和國家第六階段機動車污染物排放標準，本文針對一款排量為1.5 L 的米勒循環增壓直噴汽油發動機，利用光學發動機試驗和整機熱力學試驗確定燃燒系統方案。

2 燃燒系統設計

2.1 米勒循環汽油發動機的主要參數和性能目標

本文的研究對象為基于某1.5 L增壓直噴發動機開發的米勒循環發動機。在開發過程中，性能指標基于基礎發動機制定。米勒循環發動機主要參數和性能目標分別如表1、表2所示。

表1 發動機主參數

表2 發動機性能目標

2.2 燃燒室及氣道設計

提高壓縮比是提高汽油發動機熱效率最有效的手段之一，采用米勒或阿特金森循環更容易使汽油發動機實現高壓縮比。設計高壓縮比燃燒室時，如果活塞突出高度過高，則不利于缸內氣體流動，也會限制噴霧設計。因而，為減小活塞頂燃燒室的突出高度，通常需要減小缸蓋燃燒室的容積。圖1 所示為仿真計算得到的缸蓋燃燒室容積與氣門夾角和燃燒室高度的關系，由圖1可知，采用小的氣門夾角和較低的燃燒室高度能夠獲得較小的缸蓋燃燒室容積。

圖1 缸蓋燃燒室容積與氣門夾角和缸蓋高度的關系

進氣道設計也是米勒循環發動機燃燒系統設計的重要環節，進氣型線包角和升程均減小，導致進氣階段形成的缸內滾流比較低，加之湍動能提前衰減，使燃燒時缸內的湍動能明顯降低。為解決缸內湍動能低的問題，本文采用平直的氣道設計，并在氣門座圈處設計了180°的部分遮擋進氣口結構（Masking 結構），如圖2 所示。缸內流動的設計目標是達到采用普通進氣型線的基礎發動機的滾流及湍動能強度。圖3 所示為該米勒循環發動機和基礎發動機缸內的滾流比和湍動能，從圖3中可以看出，該米勒循環發動機缸內的滾流比和湍動能均達到甚至超過了基礎發動機。

圖2 燃燒室三維模型

圖3 米勒循環發動機與基礎發動機的滾流比和湍動能

通過試制進氣道吹風盒，得到不同氣門升程下的試驗結果，如圖4所示，平均流量系數為0.066 2，平均滾流比為2.71。

圖4 進氣道吹風盒試驗結果

針對整體燃燒室和活塞的匹配，設計和優化了2種不同結構的燃燒系統，如圖5所示，其中方案1擠氣面距缸壁3 mm，方案2擠氣面距缸壁2 mm。利用計算流體力學（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法對2 種方案進行篩選。以轉速n=3 000 r/min、平均指示壓力（Indicated Mean Effective Pressure，IMEP）Pme=1.2 MPa對應的最佳油耗點工況為例，評估的參數為ω滾流和ω渦流、滾流比和湍動能。2種方案的對比結果如圖6所示，從圖6中可以看出，方案2的滾流比和湍動能均優于方案1，700°CA時，2種方案的ω滾流和ω渦流的絕對值均小于限定的0.5，因此在此工況下，方案2 優于方案1。選定方案2為最終的燃燒系統方案。

圖5 2種不同結構的燃燒系統方案

圖6 2種燃燒系統方案CFD計算結果

2.3 噴油器落點設計

發動機采用側置的35 MPa 噴射系統，根據上述燃燒系統結構和已有的數據庫，設計了如圖7 所示的3 種噴油器落點方案，其噴霧落點如圖8 所示，CFD 計算結果如圖9 所示。模擬結果表明，對于n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa 的工況，燃油撞壁量從小到大依次為方案b、方案c、方案a，對于n=1 500 r/min、節氣門全開工況，燃油撞壁量從小到大依次為方案b、方案a、方案c，方案b的效果最好，具體結果還需要通過光學發動機進行試驗結果驗證，綜合仿真和試驗的結果進行選擇。

圖7 3種噴油器落點方案

圖8 3種噴油器噴霧落點

圖9 3種噴霧落點方案的撞壁量

2.4 氣門型線設計

采用更小包角的進氣門升程曲線可以更大幅度地降低壓縮終了缸內溫度，也能更大程度地減小部分負荷下的泵氣損失。但是為了保證發動機的進氣量，需要更高的增壓壓力，本文采用一維熱力學分析方法平衡了進氣門包角、升程和增壓壓力的需求，最終選定的進氣包角為170°CA。進、排氣門升程曲線如圖10所示。

圖10 進、排氣凸輪型線

3 燃燒系統開發

3.1 光學發動機試驗

通過光學發動機試驗進一步確認上述3 種噴油器的落點方案，評估的主要目標參數為噴霧貫穿距、噴霧濕壁量和碳煙排放量等。以n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa和n=1 500 r/min外特性這2個工況為例給出試驗結果，如圖11、圖12所示。

圖11 噴霧試驗結果（n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa）

圖12 1 500 r/min外特性燃燒試驗結果

從圖11中可以看出，方案a和方案c的噴霧貫穿距過大，分別碰撞到了缸壁和活塞上，使得濕壁量大于方案b，這與CFD的計算結果一致。

從圖12 中可以看出，2 種噴射策略下，方案a 和方案c 的碳煙排放量均明顯大于方案b，這與CFD 計算的燃油撞壁量的結果一致，3次噴射的結果優于1次噴射。

綜合上述CFD 模擬結果和光學發動機的噴霧與燃燒試驗結果，選取方案b作為噴油器的落點方案。

3.2 動力性能開發

優化進、排氣可變氣門正時（Variable Valve Timing，VVT）的使用角度是提升發動機動力性的有效手段之一，對米勒循環發動機來說，采用較大的進氣VVT使用角度，配合更高的增壓壓力，通常能實現更高的動力。

定義氣門開啟（關閉）升程為1 mm處對應的曲軸轉角為氣門開啟（關閉）時刻。圖13所示為4 500 r/min外特性工況下不同進氣門開啟時刻和排氣門關閉時刻下的平均有效壓力（Brake Mean Effective Pressure，BMEP），從圖13 中可以看出，采用30° CA 以上的進氣VVT后，可以在很大范圍內獲得較高的BMEP。

圖13 不同進氣門開啟時刻和排氣門關閉時刻下的BMEP

圖14所示為4 500 r/min 外特性工況下不同進氣門開啟時刻和排氣門關閉時刻下的燃燒重心。從圖14中可以看出，采用米勒循環，隨著進氣門開啟時刻提前，燃燒重心可前移，這是因為缸內壓縮終了溫度降低，對爆震有抑制作用。

圖14 不同進氣門開啟時刻和排氣門關閉時刻下的燃燒重心

圖15所示為4 500 r/min外特性工況下不同進氣門開啟時刻和排氣門關閉時刻下的增壓壓力。從圖15中可以看出，隨著進氣門開啟時刻的提前，新鮮空氣進入缸內逐漸變得困難，達到相同扭矩需要的增壓壓力更大。

圖15 不同進氣門開啟時刻和排氣門關閉時刻下的增壓壓力

渦輪增壓器在發動機工況變化時，不能及時提供所需的空氣流量和增壓壓力，響應時間越長，則發動機扭矩響應遲滯。汽油機本身由于慣性小、轉速范圍寬，增壓器的加速遲滯現象更為明顯。

可利用響應時間表征發動機的瞬態性能，響應時間越長，則發動機的瞬態性能越差。圖16 所示為不同進氣門開啟時刻和排氣門關閉時刻下發動機的瞬態性能。從圖16中可以看出，隨著進氣門開啟時刻提前，新鮮空氣進入缸內逐漸變得困難，達到相同扭矩需要的增壓壓力更大，使發動機的瞬態性能變差。圖17 所示為該1.5 L 米勒循環發動機的瞬態性能仿真計算結果，以及基礎發動機和市場上同排量奧托循環發動機、米勒循環發動機的對比數據，從圖17中可以看出，在相同的升功率下，扭矩升高率越大，對應的響應時間越短，則發動機的瞬態性能越好，由于采用了先進的控制策略，該米勒循環汽油發動機的瞬態性能更好。

圖16 不同進氣門開啟時刻和排氣門關閉時刻下發動機的瞬態性能

圖17 米勒循環汽油機瞬態性能結果

3.3 排放性能開發

國家第六階段機動車污染物排放標準中，對發動機排放顆粒物數量的限值要求更低。為實現較低的顆粒物排放量，采用35 MPa 的噴油系統，與25 MPa 噴油系統相比，顆粒數量由2.86×109個降低為8.12×108個，約降低了70%。

3.4 早燃試驗

高功率密度的汽油發動機存在早燃現象，所以必須進行早燃試驗，降低早燃頻次或消除早燃現象。

首先，對早燃試驗工況1 500 r/min 外特性的VVT進行優化，達到最低早燃頻次，然后對燃油噴射時刻和噴射比率進行優化。表3給出了早燃試驗結果，其中主噴時刻表示3次燃油噴射對應的曲軸轉角，噴射比例表示3 次噴射燃油量的質量比例，試驗時間持續5 h。從表3 中可以看出：當噴射比率為傳統的7∶2∶1 和3∶1∶1時，通過調整噴射時刻不能顯著降低早燃的頻次；針對噴射比例為7∶2∶1的思路，保持1/10的第3次噴射量，噴射比例調整為9∶9∶2時，也沒有取得理想的效果。分析噴射比例的變化可以看出，從7∶2∶1和9∶9∶2到3∶1∶1，隨著第3 次噴射量的增加，早燃頻次略有降低，因此進行了噴射比例為2∶1∶1 的試驗，結果顯示，早燃現象消失。

表3 早燃的試驗結果

3.5 燃燒開發結果

圖18、圖19所示分別為該發動機的動力性和經濟性開發結果，升功率為78.8 kW/L，升扭矩達172.2 N·m/L。發動機的最低比油耗為218.6 g/(kW·h)，最大指示熱效率達39.06%。%

圖18 外特性結果

圖19 熱效率MAP

3.6 米勒循環汽油發動機與基礎發動機比較

圖20 所示為米勒循環汽油發動機與基礎發動機的燃燒特性對比結果。從圖20 中可以看出，米勒循環汽油發動機的點火提前角推遲5°CA，燃燒重心更加靠后。由于點火提前角推遲，米勒循環汽油發動機的滯燃期（從點火時刻到燃燒放熱占總放熱量的10%對應的曲軸轉角）更長，但米勒循環的燃燒持續期（燃燒放熱占總放熱量的10%到90%之間對應的曲軸轉角）12°CA～25°CA 與基礎機的燃燒持續期15°CA～23°CA基本相當。

圖20 燃燒特性對比

圖21所示為米勒循環汽油發動機與基礎發動機全負荷工況泵氣損失。從圖21 中可以看出，由于米勒循環汽油發動機的進氣包角更小，導致其全負荷泵氣損失相比傳統的奧托循環增大。但是，在n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa工況下米勒循環汽油發動機相比于奧托循環汽油發動機部分負荷下的泵氣損失由55 kPa 降低為45 kPa。

圖21 全負荷下的泵氣損失

圖22 所示為米勒循環發動機與基礎發動機的壓氣機出口壓力和壓氣機出口溫度。從圖22 中可以看出，為保證與基礎發動機相同的性能，米勒循環汽油發動機的壓氣機出口壓力升高，同時壓氣機出口溫度也相應升高。因此，米勒循環汽油發動機的進氣系統需要耐受更高的溫度和壓力，對中冷器性能的要求也更高。

圖22 壓氣機出口壓力和壓氣機出口溫度

4 結束語

本文對1.5 L米勒循環增壓直噴汽油發動機的燃燒系統進行了設計和開發，通過高滾流-Masking 氣道、較低的活塞凸起高度設計，滿足缸內的滾流和湍動能需求，170°CA 進氣包角對應的進氣門升程曲線很好地平衡了外特性的動力性進氣需求，并達到了部分負荷低泵氣損失的目的，實現了采用普通增壓器即可滿足米勒循汽油機動力性的目標。該汽油機的升功率為78.8 kW/L，升扭矩達172.2 N·m/L，最低比油耗為218.6 g/(kW·h)，最大熱效率達39.06%。