米勒循環和低壓EGR對混動專用發動機性能影響的研究

楊如枝，滿興家，葉年業，梁源飛

(上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007)

隨著我國汽車行業開始執行更嚴格的油耗和排放法規，傳統的燃油車已難以滿足新法規的要求，而混合動力汽車則能夠實現25%～40%的油耗降幅，既能滿足油耗和排放法規，也沒有純電汽車的里程焦慮問題。高效的混合動力專用發動機是實現混合動力汽車節油的關鍵。混合動力專用發動機更注重核心高熱效率區效率的提高，所以混動專用發動機采用的技術措施應更多地關注高效率區。應用高壓縮比、長沖程、高滾流比、米勒循環和EGR技術可提高發動機高效區域的熱效率。

米勒循環以其較高的熱效率在混動專用發動機得到較普遍的應用。米勒循環是通過進氣門的早關或晚關實現有效壓縮比的變化，同時保持高膨脹比，實現壓縮比與膨脹比的分離，進而提高發動機熱效率。但米勒循環由于較高的幾何壓縮比，爆震傾向大，也會導致燃燒相位的推遲，油耗改善有限。

EGR的引入能夠抑制爆震，使發動機的點火時刻大幅提前，改善燃燒，提高熱效率。此外，EGR還起到減小泵氣損失和降低燃燒溫度的作用，能進一步降低油耗，提高熱效率。增壓汽油機EGR主要分為高壓EGR和低壓EGR，相比高壓EGR而言，低壓EGR以其更好的混合氣冷卻效果，更好的缸-缸EGR分配和更快的增壓器響應速率的優勢，更適合汽油機。此外，低壓EGR相比高壓EGR可以在大負荷時實現更大的EGR率。同時由于對排氣背壓的影響較小，對發動機燃油經濟性的提升也有更好的效果。

本研究利用仿真分析軟件，通過高壓縮比、進氣門早關型線和高滾流進氣道技術，將奧托循環汽油機改造為混動專用的米勒循環發動機，再通過試驗研究米勒循環和低壓EGR對混動專用發動機燃燒特性和經濟性能的影響規律，將米勒循環和低壓EGR技術耦合，使混動專用發動機在核心高效區獲得更高的熱效率。

1 米勒循環發動機仿真分析

1.1 熱力學仿真分析

基于某奧托循環1.5 L增壓汽油機(見表1)，利用熱力學仿真軟件GT-Power進行米勒循環發動機集成仿真開發，根據性能表現確定米勒循環發動機的壓縮比和進排氣凸輪型線。壓縮比從9.8提高至11.5，活塞需重新設計，減小燃燒室深度，使體積減小。活塞對比見圖1。

表1 奧托循環發動機基本參數

圖1 活塞形狀對比

米勒循環采用進氣門早關策略來達到抑制爆震和減小泵氣損失的目的，進而提高發動機的熱效率。因此，將進氣凸輪型線的跨度縮短，最大升程根據動力學與運動學的要求同步減小。同時，為保證米勒循環發動機的動力性，進氣凸輪型線的跨度縮短程度要控制在合理的范圍。原奧托循環進氣凸輪型線的跨度為200°，米勒循環進氣門型線的跨度縮短至150°，實現深度米勒循環。排氣凸輪型線對發動機性能的影響不大，因此，排氣型線保持與原機一致。進排氣凸輪型線對比見圖2。

圖2 奧托循環與米勒循環進排氣型線對比

1.2 進氣道CFD仿真分析

應用CFD三維仿真軟件AVL-Fire分析設計適合米勒循環的高滾流比進氣道。為加強缸內氣體的滾流運動，與奧托循環相比，米勒循環進氣道減小了與缸蓋底平面的角度，由35°減小至29°(見圖3)；合理縮小進氣門座圈的直徑，提高氣體流動速度；在低氣門升程時，由于進氣道和缸內壓力差大，質量流量小，在進氣門右側設計了Masking(氣門遮蔽)結構，進氣門與Masking的最小間隙為0.75 mm(見圖4)，能夠有效提高低氣門升程滾流比。仿真分析得到進氣道流量系數和滾流比的結果(見圖5和圖6)，可知米勒循環在低升程的流量系數要小于奧托循環，滾流比則遠大于奧托循環。原因是米勒循環對發動機外特性要求沒有奧托循環高，更著重于通過高滾流比來加快燃燒速率以降低發動機爆震，提高熱效率。圖6中米勒循環滾流比呈先增大后減小的趨勢，主要原因是隨著進氣門升程的增加，進氣門下行，氣門遮蔽Masking對滾流的提升作用減弱。

圖3 奧托循環與米勒循環進氣道對比

圖4 米勒循環進氣道Masking結構

圖5 流量系數對比

圖6 滾流比對比

2 試驗設備及方法

2.1 試驗設備

試驗發動機為原奧托循環增壓汽油機和改造完成的混動專用米勒循環增壓汽油機。米勒循環汽油機的基本參數見表2。試驗采用的主要設備及測量參數見表3。低壓EGR系統回路見圖7，EGR廢氣從三元催化器后端引出，冷卻后引入到壓氣機前端，與新鮮空氣混合后，經過增壓器增壓進入氣缸，引入氣缸的廢氣量通過EGR閥的開度調節。

表2 米勒循環發動機基本參數

表3 試驗測試設備

圖7 低壓EGR系統回路

2.2 試驗方法

在發動機試驗臺架上，調節發動機的進、排氣VVT和點火提前角等運行參數，其中點火提前角為滿足爆震等邊界條件，且兼顧性能與排放要求的最佳點火提前角。在保證每個運行工況點不發生爆震且發動機平均有效壓力的循環變動系數(Coefficient of Variation,COV)不超過5%,使發動機能夠穩定運行的前提下，取滿足性能且排放較低的試驗運行結果，得到奧托循環和米勒循環發動機的動力性與經濟性試驗數據。

在米勒循環發動機試驗的基礎上，保持進排氣VVT不變，通過控制節氣門或廢氣旁通閥開度(當節氣門全開時)，保持發動機的負荷不變。然后通過調節EGR閥和混合閥的開度，實現不同廢氣量的引入，得到不同的系統EGR率。EGR率從0持續增加，直至燃燒出現不穩定，無法保持發動機負荷。針對每個穩態工況，通過調節點火時刻和當量比等參數使燃油消耗率達到最佳。此外，對于爆震傾向大的工況，盡量將發動機調節到爆震極限。

試驗工況點的EGR率是通過測量進氣歧管、排氣管路以及大氣環境中的CO體積分數，應用式(1)計算得到：

(1)

式中：(CO)為進氣歧管CO體積分數；(CO)為排氣管CO體積分數；(CO)為空氣中CO體積分數。

3 試驗結果與分析

3.1 奧托循環與米勒循環性能對比

米勒循環發動機的試驗數據顯示，最佳油耗點在3 200 r/min左右，通過對比3 200 r/min時不同負荷的燃燒、泵氣損失、油耗等性能參數，分析米勒循環對發動機燃燒特性與經濟性的影響規律。

3.1.1 燃燒特性對比

燃燒特性參數CA50定義為累計放熱量占總放熱量50%時所對應的曲軸轉角(以壓縮上止點作為參考零點，壓縮上止點后為正值)。燃燒持續期定義為累計放熱量從總放熱量10%到90%的曲軸轉角間隔。在發動機臺架標定時，通過調節點火提前角，將CA50控制在8°～12°的區間范圍內，認為是最佳油耗區間，可獲得高熱效率。

如圖8所示，米勒循環不同負荷下的點火提前角均大于奧托循環。其原因是米勒循環能更好地抑制爆震，發動機點火時刻可以提前更多。同時，點火提前角的增大使米勒循環的CA50在不同負荷工況下均比奧托循環小。且除較大負荷工況，米勒循環CA50均能保持在8°左右，使米勒循環獲得更高的熱效率。

圖8 不同循環下的點火提前角與CA50曲線

如圖9所示，與奧拓循環相比，米勒循環的燃燒持續期顯著延長。原因是米勒循環進氣門早關，進入氣缸內的空氣流量減小，壓縮終了溫度低，燃燒持續期延長。燃燒持續期延長則會導致排氣溫度的升高，使燃燒等容度降低，做功能力變差。

圖9 不同循環下的燃燒持續期曲線

由圖10可知，最高燃燒壓力對應的曲軸轉角(壓縮上止點為零點，上止點后為正)相比奧托循環提前。其原因是米勒循環相比奧托循環點火提前角更大，能夠更早達到最大缸壓，相位提前。

圖10 不同循環下的Apmax曲線

3.1.2 經濟性能對比

如圖11所示，隨負荷的增大，奧拓循環和米勒循環的泵氣損失均減小。原因是隨著發動機負荷的增大，對進氣量的需求量增加，需要節氣門開度增大，使泵氣損失下降。此外，除了0.2 MPa工況時泵氣損失相差不大，其余工況米勒循環更低。隨著負荷的增大，奧托循環與米勒循環的泵氣損失差距先增大后減小，在負荷0.8 MPa時，泵氣損失的差距最大。原因是泵氣損失跟隨節氣門開度的變化而變比(見圖12)。在小負荷時，節氣門的開度差距小，隨負荷的增加，節氣門開度的差距逐漸變大，0.8 MPa時最大。當負荷再繼續增大，米勒循環的節氣門已全開，不再增加，而奧托循環的節氣門開度隨著負荷的增加繼續增大來滿足進氣需求，使得米勒循環的效果在一定程度上被削弱。

圖11 不同循環下的泵氣損失與進氣壓力曲線

圖12 不同循環下的節氣門開度曲線

圖11中奧托循環與米勒循環的進氣壓力均隨負荷的增大而增大，同負荷下米勒循環的進氣壓力更大。主要是因為米勒循環的進氣門早關，為了實現相同的負荷，需要更大的進氣壓力。此外，米勒循環能更好地利用排氣能量，使渦輪轉速增加，提高進氣壓力，從而降低泵氣損失、提高熱效率。

如圖13所示，隨負荷的增加，兩種循環下的油耗呈現先降低后增加的趨勢，且米勒循環在各負荷的油耗更低。米勒循環油耗降低主要來自泵氣損失的降低和爆震傾向降低后的點火時刻提前。燃油消耗率最小降幅為0.2 MPa工況時的6.8%，其余工況降幅差距不大，在8.9%～11%的范圍。其中，最大燃油消耗率降幅在0.4 MPa工況，降幅為11%。

圖13 不同循環下的燃油消耗率曲線

雖然此工況泵氣損失降幅不是最大，但CA50較小，對比泵氣損失降幅最大的0.8 MPa工況，認為CA50減小對油耗改善的作用大于泵氣損失的作用。

如圖14所示，對比奧托循環與米勒循環下的發動機MAP低油耗(即高熱效率)區可知，米勒循環有更低的燃油消耗率和更寬的高熱效率區。米勒循環高熱效率(定義為熱效率≥最高熱效率-5%)區占全運行區域的60%(高熱效率區域面積與全MAP面積的比值)，滿足對混動專用發動機高熱效率的要求。

圖14 不同循環下的發動機燃油消耗率MAP

3.2 低壓EGR對米勒循環發動機燃燒與經濟性能的影響

米勒循環發動機試驗數據顯示，其核心高效區域集中在轉速2 000～3 600 r/min，負荷0.8～1.4 MPa范圍，混動專用發動機更多地運行在該區域。因此，選取了轉速2 000 r/min,2 800 r/min和3 600 r/min，負荷分別為1.0 MPa和1.4 MPa，分別代表發動機的中負荷和高負荷工況,研究低壓EGR對米勒循環發動機燃燒與經濟性能的影響規律。

3.2.1 對中負荷性能的影響

如圖15所示，引入低壓EGR前，CA50在2 000 r/min和2 800 r/min工況比3 600 r/min工況的大。可知在中速工況爆震傾向較大，點火時刻有不同程度的推遲，導致CA50偏離最佳油耗區間。在引入EGR后，因EGR廢氣比容熱較大，可吸收部分放熱量，能降低燃燒溫度和壓力，減小了發動機的爆震傾向。因此，可通過增大點火提前角使CA50減小。2 800 r/min和3 600 r/min轉速下CA50降低至8°左右則不再變化。

圖15 中負荷CA50曲線

如圖16所示，隨EGR 率的增大，點火時刻提前，燃燒持續期延長。其原因是EGR可減小爆震傾向，能將點火時刻提前至燃油消耗率較佳的位置。燃燒持續期延長則是因為EGR 廢氣的稀釋使缸內混合氣比熱容增大，缸內壓力和溫度下降，導致火焰傳播速率降低。

圖16 中負荷燃燒持續期、點火提前角曲線

如圖17所示，峰值壓力隨EGR率的增大而增大，峰值壓力對應的曲軸轉角提前。原因是EGR的稀釋作用和比熱容的增大，使壓力峰值下降，燃燒速率減慢，推遲。但點火提前角的大幅的提前，能使中負荷工況運行在爆震邊界。因此，缸內壓力峰值增大，且減小，相位提前。

圖17 中負荷pmax，Apmax曲線

如圖18所示，中負荷工況燃油消耗率隨EGR率的增大而降低。2 000，2 800，3 600 r/min的燃油消耗率最大降幅分別為4.8%，5.6%和2.5%，2 800 r/min的燃油消耗率降幅最大。原因是原機的CA50較大，加入EGR能較大幅度地降低爆震傾向，使CA50減小來降低燃油消耗率。在2 000 r/min工況，雖然也通過增大點火提前角來減小CA50，但由于最大EGR率引入的限制，導致CA50未能達到燃油消耗率最佳區間，使燃油消耗率降幅低于2 800 r/min工況。在3 600 r/min工況燃油消耗率降幅最小，則是由于原機爆震傾向小，引入EGR率后，CA50降幅小，而且泵氣損失也有所增加。在2 800 r/min和3 600 r/min工況，當EGR率增大到一定程度后，燃油消耗率變化不大，甚至會有所增加。原因是隨著EGR率的增加，缸內進氣量減少，為了保持負荷需要提高增壓壓力，而此時節氣門已全開，只能通過減小廢氣旁通閥開度來實現，但這樣會導致排氣背壓增加，使泵氣損失增加。泵氣損失帶來的燃油消耗率惡化的效果接近或大于CA50提前的燃油消耗率收益，導致燃油消耗率降幅變小。

圖18 中負荷燃油消耗率曲線

3.2.2 對大負荷性能的影響

如圖19所示，EGR率為0時，在不同轉速的大負荷工況下，CA50的值均較大，遠離最佳油耗區間。說明大負荷工況時，未引入EGR時爆震傾向較大，只能通過推遲點火來避免爆震。而且，CA50隨轉速的增加而減小，則說明低轉速大負荷工況的爆震傾向最大。隨EGR率的增大，不同轉速的點火提前角增大(見圖20)，使CA50下降。原因是EGR對爆震具有抑制作用，可提前點火時刻以獲得更小的CA50。但2 000 r/min和2 800 r/min的CA50始終難以下降至燃油消耗率最佳區域(8°～12°)，僅3 600 r/min工況能保持在12°附近。說明EGR能較好地解決較高轉速爆震引起的點火推遲。此外，隨EGR的增大，燃燒持續期延長。主要原因是EGR的稀釋作用和混合氣比熱容提高，火焰傳播速率降低。

圖19 大負荷CA50曲線

圖20 大負荷點火提前角和燃燒持續期曲線

如圖21所示，隨著EGR率的增大，泵氣損失增大。原因是在大負荷工況，節氣門已全開，為了保持EGR未引入前的負荷，需要增大進氣壓力，使進氣量增加，只有通過減小廢氣旁通閥的開度來實現，這就導致了泵氣損失的增加。泵氣損失的增加會導致油耗的增加。但圖22卻顯示，隨著EGR率的增大燃油消耗率降低。2 000，2 800，3 600 r/min的燃油消耗率最大降幅分別為8.91%，9.87%和15.9%。由此可知，大負荷工況燃燒優化帶來的燃油消耗率的降幅大于泵氣損失增加導致的燃油消耗率增幅，使得燃油消耗率下降。由圖22可見，大負荷的燃油消耗率降幅隨轉速的增大而增大，主要原因是高轉速時能夠引入的EGR率更大，改善燃燒的效果更明顯。

圖21 大負荷泵氣損失曲線

圖22 大負荷燃油消耗率曲線

4 結論

a) 米勒循環抑制爆震的作用使點火提前角增大，且隨負荷的增大，點火提前角增幅先增后減;米勒循環下CA50可減小至8°左右，燃燒持續期延長，導致排氣溫度升高；

b) 米勒循環節氣門開度增大，使進氣壓力增大，泵氣損失降低；隨負荷的增加，奧托循環與米勒循環的泵氣損失差距先增大后減小；

c) 米勒循環泵氣損失的下降和CA50降低帶來的燃燒改善，使最低油耗點附近工況的燃油消耗率降低6.8%～11%，高熱效率區域拓展至60%；

d) 在米勒循環發動機的高熱效工況，隨低壓EGR率的增大，點火提前，CA50減小，燃燒持續期延長，缸內燃燒峰值壓力增大，峰值壓力相位提前；低壓EGR抑制爆震的作用使燃燒改善效果明顯，在中負荷和大負荷工況獲得的燃油消耗率最大降幅分別為5.6%和15.9%。