對利用米勒循環技術改善小型直噴增壓汽油機燃油經濟性的探討

王懷安

江鈴汽車股份有限公司,江西南昌 330001

0 引言

直噴增壓(turbocharged gasoline direct injection，TGDI)作為一種現代汽油機的節油技術在近年來已獲得廣泛的應用。由于TGDI發動機具有優異的低速轉矩性質及高速功率性質，這類發動機特別適合作為SUV車型的驅動動力。目前國內市場上四缸TGDI發動機的主流排量為1.5 L。對以城市應用為主的緊湊型SUV，1.5 L排量的TGDI發動機的城市工況油耗仍然很高，因為在城市工況要求的驅動動力下發動機處于負荷由節氣門調節的低端部分負荷工況區。中國在現階段采用NEDC循環作為油耗的測試循環，在該循環中，發動機低端部分負荷工況占有很大的比例。為滿足中國第四階段乘用車油耗法規及2020年后實施的第五階段乘用車油耗法規，TGDI發動機必須進一步下降城市工況對應的低端部分負荷油耗。除了已在非增壓汽油機上采用的可變氣門升程技術和停缸技術外，利用米勒循環(Miller cycle)[1-2]和艾特金森循環(Atkinson cycle)[3]也可作為改善汽油機部分負荷油耗的節油措施。由于系統相對簡單，米勒循環和艾特金森循環逐步成為主流節油技術的趨勢,米勒循環和艾特金森循環也被分別應用在大眾的EA211 1.5L-TGDI發動機[4]和豐田新開發的2.0 L TGDI發動機[5]上。

由于熱負荷高，TGDI發動機在非加濃區的氮氧化物(NOx)排放遠高于同等排量的自然吸氣汽油機。許多研究指出，汽油機采用外部冷卻的廢氣再循環(exhaust gas recirculation，EGR)不但可以抑制缸內NOx生成，而且有利于爆震控制和改善油耗[6-10]。由于大眾的1.5L-TGDI米勒發動機和豐田的2.0L-TGDI艾特金森發動機均采用集成式水冷排氣歧管設計，這增加了EGR系統的設計難度，上述機型都暫未配置EGR系統。中國在2020年將實施國6排放法規，進入汽車排放限值和歐洲處于同步的階段。在2020年后投產的車型在油耗和排放上都將面臨更嚴格的法規，因而在設計國6發動機時必須同時考慮節能和減排。

本文利用米勒循環技術及外部冷卻EGR對TGDI發動機的經濟性及排放影響在江鈴汽車股份有限公司(JMC)已投產的某款1.5 L高增壓TGDI[11]上進行了試驗研究，并根據試驗數據對米勒技術的優缺點進行了分析比較。

1 奧托循環和米勒循環對發動機負荷調節方法的區別

奧托循環是傳統四沖程汽油機對應的熱力學循環。奧托循環在實用上有兩個缺點：①具有相同的壓縮比和膨脹比，使其在高速高負荷運行時爆震控制要求的最大許可壓縮比限制了在做功沖程高溫燃氣的膨脹，導致由于膨脹不充分而降低了對燃料熱值的利用率;②當發動機工作在部分負荷時，換氣過程產生的泵氣損失較大。絕大多數汽油機采用均質混合物燃燒模式。采用這種燃燒模式時，發動機負荷通過控制循環空氣量進行調節，即量調節。發動機排量根據滿負荷所需的最大轉矩確定，因而發動機工作在部分負荷時必須通過設置在進氣系統節氣門的節流來降低進氣密度，從而控制發動機負荷所需的循環進氣量。這導致了進氣沖程的缸內氣體壓力低于排氣沖程的壓力，使換氣過程的活塞做功為負值，減少了發動機曲軸的有效輸出。換氣過程對應的做功能力損失常稱為發動機的泵氣損失。

現代米勒循環通過可變氣門正時(variable valve timing，VVT)和進氣門早關(early intake valve closing，EIVC)的方式來調節發動機有效循環進氣量。米勒循環進氣相位圖如圖1所示。從進氣門開啟(intake valve opening，IVO)到進氣門關閉(intake valve closing，IVC)的凸輪相位對應的曲軸轉角稱為凸輪包角或凸輪長度。不同于采用奧托循環的常規發動機在壓縮過程早期才關閉進氣門，米勒循環通過采用短進氣凸輪使IVC發生在進氣沖程。進氣過程隨氣門關閉而結束，因而活塞的有效進氣沖程，即氣缸的有效排量，由IVC時間控制。在從氣門關閉后的活塞下行沖程到接下來的活塞上行沖程中僅使缸內氣體壓力恢復到進氣終了壓力的這一段曲軸轉角內，缸內氣體如同氣體彈簧：活塞下行的膨脹功和活塞上行的壓縮功抵消，理論上缸內氣體和活塞沒有凈能量交換。米勒循環具有如下4個特點：①米勒循環的進氣過程對應的曲軸轉角小于常規發動機，要達到相同的循環進氣量就必須提高進氣壓力。②米勒循環的IVC時間隨負荷變化。負荷越小，IVC就越提前，發動機的有效排量就越小。③氣缸的膨脹比等于幾何壓縮比，但有效壓縮沖程在缸內壓力恢復到進氣終了壓力時才真正開始，所以氣缸的有效壓縮比小于膨脹比。米勒發動機對有效壓縮比的控制方式使其可以采用高幾何壓縮比，使做功過程的高溫燃氣得以充分膨脹。④米勒發動機進氣凸輪升程小及凸輪長度短，凸輪摩擦功遠小于常規發動機的凸輪，因而發動機的摩擦損失小于常規發動機。

為分析進氣門關閉時間對發動機部分負荷油耗的影響，JMC對某1.5L-TGDI發動機應用AVL-BOOST[12]建立了熱力學模型，并在此模型的基礎上對在2 000 r/min及不同平均指示壓力(indicated mean effective pressure，IMEP)條件下進氣門關閉時間對油耗的影響進行了分析。圖2為熱力學分析使用的部分進氣凸輪型線，其也顯示了凸輪長度和升程的關系。圖中曲軸轉角以壓縮上死點為0 ℃A。

圖2 熱力學分析使用的部分進氣凸輪型線

圖3為模擬的某1.5L-TGDI發動機在2 000 r/min及不同IMEP條件下平均指示油耗(indicated specific fuelconsumption，ISFC)隨凸輪氣門關閉時間的變化曲線。由圖可知，在給定轉速下，EIVC和進氣門晚關(late intake valve closing，LIVC)都可以降低發動機油耗。LIVC所對應的熱力學循環為艾特金森循環，其進氣凸輪為長凸輪。雖然艾特金森循環的有效排量控制也由氣門關閉時間決定，但IVC發生在壓縮沖程。本研究的側重為米勒循環，不引入對LIVC的討論。根據圖3，米勒循環的節油效果主要是在小負荷，隨著負荷的提高，米勒循環的節油效果逐漸減弱。需要指出，TGDI發動機缸內的空氣流動主要是滾流，而滾流對避免噴油油束和缸壁干涉及油-氣混合有重要的作用。缸內滾流在氣門關閉后會迅速衰減，氣門關閉越早，壓縮沖程的滾流就越弱。對采用多次噴油的高負荷工況，最后一次噴油可能會發生在壓縮沖程。如果進氣門關閉太早，最后一次噴油和空氣的混合會受到較大影響，不利于燃燒和排放控制。所以TGDI發動機采用米勒循環時，進氣凸輪長度的設計須綜合考慮不同負荷和轉速下的油耗目標要求。

圖3 模擬的某1.5L-TGDI發動機在2 000 r/min及不同IMEP條件下ISFC隨凸輪氣門關閉時間的變化曲線

2 試驗用發動機及主要參數

本試驗使用的米勒發動機是對JMC某款已投產的1.5L-TGDI發動機[12]的改進變形。1.5L-TGDI基礎發動機如圖4所示。該機配置有小型高效渦輪增壓器，增壓器流量由廢氣放氣閥控制；雙連續可變氣門正時(DVVT)系統的進排氣凸輪相位器可使進排氣凸輪軸分別相對于基礎相位最大移動60 ℃A；噴油器側置布置，最大噴油壓力為15 MPa，每循環噴油次數最多可達3次。米勒發動機和基礎發動機的差異主要在以下6個方面：

圖4 1.5L-TGDI基礎發動機

(1)更換了具有米勒凸輪型線的進氣凸輪軸，因而可以實現EIVC；

(2)重新設計了活塞頂部形狀，使壓縮比相比基礎發動機提高20%；

(3)重新設計了進氣道，使最大進氣滾流比較基礎發動機提升約20%，以彌補EIVC對缸內湍流強度的影響；

(4)增加了外部冷卻EGR系統；

(1)確保PCL控制系統運用環境干燥。雖然PCL控制系統的環境適應能力較強，但是由于其為電氣設備，因此應當保證應用PCL控制系統的環境的干燥，確保PCL控制技術在金礦山電氣設備中的安全穩定性。

(5)重新設計了進氣歧管以使EGR可以均勻地分配到4個氣缸；

(6)考慮EIVC對發動機有效排量的影響，重新匹配了增壓器。

米勒發動機總成如圖5所示。

圖 5 米勒發動機總成

米勒發動機的EGR系統如圖6所示。EGR系統從第四缸排氣支管取氣，經EGR冷卻器和EGR閥后EGR進入布置在進氣歧管的EGR總管，由總管流出的EGR經分流管被均勻地分配到各缸的進氣道。圖7是米勒發動機的系統布置。基礎發動機及米勒發動機主要參數見表1。

圖6 米勒發動機的EGR系統

圖7 米勒發動機的系統布置

表1 基礎發動機及米勒發動機的主要參數

圖8為米勒發動機和基礎發動機的氣門驅動機構。米勒發動機的閥系除進氣凸輪軸和基礎發動機不同外，其他部件和基礎發動機相同。圖9為米勒發動機和基礎發動機的進排氣門升程曲線。對應的氣門相位為凸輪軸相位器鎖止位置。

圖8 米勒發動機和基礎發動機的氣門驅動機構

圖9 米勒發動機和基礎發動機的進排氣門升程曲線

米勒發動機的燃燒系統如圖10所示。如前所述，為提高米勒發動機的壓縮比，對米勒發動機的活塞進行了重新設計。活塞頂面形狀的改變對應地也改變了缸內氣流的運動，因而使米勒發動機的燃燒特性不同于基礎發動機。圖11為米勒發動機和基礎發動機的轉矩曲線。當進氣門在進氣沖程關閉時，不僅發動機的有效排量會相應減少，缸內氣體運動的湍流強度也會有所下降。綜合考慮這些因素，米勒發動機的轉矩和功率較之基礎發動機都相應下降，以避免在高速高負荷的燃燒過度惡化。

圖10 米勒發動機的燃燒系統

圖11 米勒發動機和基礎發動機的轉矩曲線

3 米勒發動機的摩擦特性

米勒發動機的摩擦特性是在節氣門全開的非增壓工況下由摩擦平均有效壓力(friction mean effective pressure，FMEP)評估。根據定義，FMEP計算公式為：

(1)

式中：BMEP是相同工況的平均有效壓力;IMEP和MBEP根據臺架試驗間接確定。

試驗在JMC性能臺架上進行，試驗用油為國五RON92號汽油。試驗中發動機出水水溫控制在90 ℃，進入主油道的潤滑油的油溫由發動機自身的油冷器控制。進排氣凸輪相位根據油耗最小條件設定，點火提前角在未達到爆震限值時設為平均最大轉矩點火提前角(mean best torque for ignition timing，MBT)。試驗記錄在油底殼油溫穩定后才開始進行。上述方法適用于本文討論的全部試驗。各轉速下的IMEP由試驗測得的各缸缸壓的平均值根據IMEP的定義計算，BMEP則由實測的發動機轉矩根據發動機排量求出。

這種獲取FMEP的方法雖然比由臺架直接測定發動機倒拖轉矩的復雜，但由發動機真實工作狀況得出的FMEP更合理地反映了發動機在工作狀態的摩擦特性，同時也避免了測功機在測量小轉矩時的誤差及無缸壓條件下發動機軸承摩擦特性和真實工作狀態的差異。圖12是由上述方法得出的米勒發動機和基礎發動機的FMEP比較。由圖可知，在整個轉速范圍內米勒發動機的摩擦均低于基礎發動機，其主要差異是由于閥系的摩擦不同。對如圖7所示的氣門驅動系統，閥系的摩擦主要取決于凸輪和搖臂滾輪間的摩擦力矩。給定氣門驅動機構及潤滑條件時，該摩擦力矩正比于凸輪和搖臂滾輪的接觸力。凸輪升程越小及凸輪長度或包角越小，接觸力就越小，閥系的摩擦損失也就越小。這意味著米勒發動機具有低摩擦特性。

圖12 米勒發動機和基礎發動機的FMEP比較

4 米勒發動機的泵氣損失特性

圖13是根據實測的缸壓數據做出的在發動機轉速為2 000 r/min，負荷為0.2 MPa和0.4 MPa條件下米勒發動機的示功圖。本文試驗數據涉及的負荷均用BMEP表示。由圖可知，由于EIVC，米勒發動機在換氣循環完全不同于奧托循環：從進氣沖程中進氣門關閉到壓縮沖程中缸內壓力重新恢復到IVC的壓力對應的氣缸容積內，膨脹線和壓縮線完全重合，氣體和活塞沒有凈能量交換。這一段空活塞行程使進氣時氣缸的有效排量減小，壓縮時有效壓縮比減小。這是米勒循環和奧托循環最顯著的區別。在相同進氣量的條件下，有效氣缸排量的減小必然使進氣壓力提高，從而使泵氣損失減小。圖14是在發動機轉速為2 000 r/min、負荷為0.4 MPa條件下米勒發動機和基礎發動機的示功圖比較。由圖可以看出，兩處差異為：①有效排量導致的泵氣損失功的不同;②由于膨脹比的差異在活塞下止點附近米勒發動機比基礎發動機多做的膨脹功。由于米勒發動機膨脹充分，其排氣沖程終了的氣缸壓力遠低于基礎發動機，減少了排氣沖程耗功。需要指出，在排氣沖程的壓力高于相同氣缸容積在壓縮沖程的氣體壓力時，排氣耗功并不表現為泵氣損失的增加，而是膨脹沖程和壓縮沖程的有效功的減少。這是因為高于排氣背壓的強制排氣階段所消耗的排氣功需要消耗額外的曲軸轉矩。

圖13 在發動機轉速為2 000 r/min、負荷為0.2 MPa和0.4 MPa條件下米勒發動機的示功圖

圖14 在發動機轉速為2 000 r/min、負荷為0.4 MPa條件下米勒發動機和基礎發動機的示功圖比較

5 米勒發動機的油耗特性

圖15為在發動機轉速為2 000 r/min低負荷下米勒發動機和基礎發動機油耗的比較。由圖可知，米勒發動機在0.2～0.5 MPa的負荷范圍內較之基礎發動機的油耗下降率分別為：10%@0.2 MPa，7.8%@0.3 MPa，8.5%@0.4 MPa及7.3%@0.5 MPa。

圖15 在發動機轉速為2 000 r/min低負荷下米勒發動機和基礎發動機油耗的比較

圖16為不同轉速下米勒發動機和基礎發動機的油耗比較。米勒發動機的最小比油耗為229 g/kWh，對應工況點為0.95 MPa、2 000 r/min，而基礎發動機的最小比油耗為240 g/kWh，對應工況點為1.25 MPa、3 500 r/min。米勒發動機明顯地具有更好的低速區油耗：比油耗小于240 g/kWh的區域覆蓋0.7～1.25 MPa、1 500～2 500 r/min的負荷區。比油耗小于250 g/kWh的區域覆蓋0.55～1.3 MPa、1 500～2 500 r/min的負荷區。相比之，基礎發動機最小比油耗出現在3 500 r/min，而且負荷區很小；250 g/kWh比油耗對應的最小負荷為0.9 MPa，但在1 500～3 500 r/min的范圍內比油耗隨負荷增加的惡化并不像米勒發動機那樣顯著。基礎發動機明顯地具有更好的高速高負荷油耗特性。

圖16 不同轉速下米勒發動機和基礎發動機的油耗比較

6 EGR對米勒發動機的燃燒穩定性和排放的影響

EGR稀釋了缸內工質的氧濃度。缸內工質氧濃度的稀釋有正負雙重效應：正效應是EGR不僅增加缸內工質的熱慣性也延長了混合氣的著火滯后期，前者有助于抑制缸內NOx的生成，而后者有利于爆震的控制。負效應是氧濃度的稀釋減緩了燃料的氧化反應，降低了火焰傳播速度，使燃燒損失增加。特別地，當EGR導致火焰速度過低時，燃燒會不穩定且爆震也更容易發生。這也是米勒發動機的滾流比設計的比基礎發動機高的一個原因。本文采用平均指示壓力變化系數(coefficient of variance，COV)分析燃燒的穩定性，各負荷下的COV由燃燒分析儀根據缸壓數據分析給出。圖17給出了在發動機轉速為2 000及3 000 r/min和不同負荷下COV隨EGR閥開度的變化曲線。考慮低負荷缸內殘余廢氣量比較大及高負荷EGR對爆震的影響，EGR的應用范圍限定為0.6～1.6 MPa。試驗中EGR閥的最大開度不超過25%。在圖17所示的EGR及負荷和轉速條件下，EGR對燃燒穩定性的影響可以忽略。

圖17 在發動機轉速為2 000及3 000 r/min和不同負荷下COV隨EGR閥開度的變化曲線

圖18給出了在發動機轉速為2 000及3 000 r/min和不同負荷下米勒發動機和基礎發動機氮氧排放的比較。在應用EGR的0.6～1.6 MPa負荷區內，NOx排放隨EGR閥開度增加而下降。在最大EGR閥開度下，NOx排放下降近50%。由圖16可知，最大EGR閥開度區也是最低油耗區。這說明，當缸內有足夠的湍流強度維持火焰的穩定性時，EGR不僅可以降低NOx排放也可以同時改善發動機油耗。但需要指出，由于進氣門早關對高速高負荷區缸內湍流強度的影響，米勒發動機在高速高負荷區的燃燒較之基礎發動機明顯地惡化，導致圖16所揭示的油耗升高。試驗中發現，在高速高負荷區加入EGR導致爆震強度提高及燃燒時間明顯加長。

圖18 在發動機轉速為2 000及3 000 r/min和不同負荷下米勒發動機和基礎發動機氮氧排放的比較

7 結論

本文通過將JMC已投產的某款1.5L-TGDI發動機改為米勒發動機對米勒循環的特性進行了試驗研究，得出了以下結論：

(1)由于采用小升程進氣凸輪，米勒循環具有低摩擦特性。

(2)米勒循環換氣過程損失的減小可以分為兩個方面：在低端部分負荷區主要由于有些排量的減少使進氣壓力提高；在高端部分負荷區，換氣功減小主要由于膨脹充分導致的排氣功下降。

(3)米勒發動機具有良好的中低速油耗性質，但隨轉速和負荷提高，米勒發動機的油耗惡化，這明顯地和進氣門早關導致的缸內湍流強度下降有關。

(4)米勒發動機在低中端部分負荷和常用的發動機轉速下有較好的EGR承受能力，有利于改善這些負荷區的油耗和排放。但需要指出，由于進氣門早關對高速高負荷區缸內湍流強度的影響，如果沒有足夠的缸內湍流強度支持，過高的EGR率會使米勒發動機在高速高負荷的燃燒惡化，油耗升高，同時爆震強度也提高。