基于米勒循环的混动专用发动机开发

2022-04-28满兴家周正群梁源飞叶年业

车用发动机 2022年2期

满兴家，周正群，梁源飞，叶年业

(上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西柳州 545007)

目前，油耗及排放法规要求越来越严格,混合动力已成为汽车行业实现节能减排的主要技术之一[1]。采用米勒循环+冷却EGR技术是当前提高混合动力发动机热效率的主要技术路线之一[2]，通过优化气流组织、油气混合和燃烧，还可进一步提升热效率[3-4]。米勒循环[5-7]主要采用进气门早关或晚关技术：一方面实现膨胀比与压缩比的解耦，使得膨胀比大于有效压缩比，实现做功行程大于压缩行程，提升热效率；另一方面实现部分负荷更大的节气门开度和进气压力，减小泵气损失，改善燃油经济性[8]。

虽然米勒循环有上述的技术优点，但是也有一些关键技术弊端：米勒循环的进气型线跨度和最大升程都会较奥托循环型线有所下降[9]，这将导致进气过程的充气效率有所下降，在高负荷区域会显著降低缸内滚流和压缩终了时的湍动能，缸内气流组织恶化，油气混合质量变差，缸内燃烧变慢,在低速高负荷工况易产生早燃爆震现象[10-12]。目前国内外对米勒循环的研究已经比较充分，但是对于当前以提高热效率为主的混动专用发动机，采用米勒循环+冷却EGR技术还需进一步研究，这对未来的高热效率发动机的开发设计很有意义。

1 研究方法

1.1 设计方案

采用进气门早关米勒循环技术，将某款增压PFI直驱气门汽油机改造为混动专用发动机。为了全面系统了解米勒循环技术，对奥托循环、米勒循环和米勒循环+进气遮蔽 (Masking)三种方案(见图1和图2)搭建完整的仿真模型，选取1 600 r/min@1.4 MPa和2 000 r/min@0.2 MPa两个工况进行对比分析。

图1 奥托循环和米勒循环进气型线对比

图2 奥托循环气道和进气遮蔽气道方案对比

对奥托循环方案和Masking方案进行了试验研究，发动机基本参数见表1。

表1 发动机基本参数

1.2 进气遮蔽Masking结构设计研究

米勒循环进气型线的升程和跨度较奥托循环会有较大差异，米勒循环的进气门升程由原来的8.0 mm下降至5.0 mm,原奥托气道在5.0 mm气门升程下的滚流比均在1.5以下，在5 mm以上才会有较大的滚流比，因此设计了Masking结构(见图3)，目的在于提升进气道的滚流比，尤其是中低气门升程下的滚流比。Masking设计原理是：在进气门刚开启的过程中与进气门配合，对进气门一侧的气体形成遮蔽，使得绝大部分气体从气门靠近燃烧室顶部进入气缸，形成正向滚流运动。本研究通过对不同遮蔽间隙的气道Masking结构进行稳态气道流场计算，获取不同进气升程下的流量系数和滚流比参数。流量系数和滚流比参数基于AVL的方法进行计算：

流量系数：

(1)

平均流量系数：

(2)

滚流比：

(3)

平均滚流比：

(4)

式中：m为实际进气质量流量；mth为理论进气质量流量；c(α)为活塞瞬时速度；cm为活塞平均速度；α为曲轴转角；Nd为缸内滚流基准面气流旋转转速；ρ为气体密度；Vh为气缸排量。

图3 进气遮蔽Masking结构示意

图4和图5分别示出不同进气遮蔽间隙对进气道流量系数和滚流比的影响。随着进气遮蔽间隙的减小，气道的平均流量系数呈下降趋势，平均滚流比呈上升趋势。结合生产制造工艺要求，选择了进气遮蔽间隙为0.75 mm的方案。

图4 进气遮蔽间隙对流量系数的影响

图5 进气遮蔽间隙对滚流比的影响

2 CFD仿真分析

2.1 CFD模型建立

燃烧系统CFD模型包括进气道、排气道、燃烧室、活塞顶面以及进排气门等形成的完整封闭腔体。燃烧模型的网格设置如下：最大网格尺寸设为2 mm，最小网格尺寸设置为0.5 mm,其他局部细化网格尺寸设置为0.25 mm。燃烧系统CFD网格模型见图6。

图6 燃烧系统CFD网格模型

2.2 CFD模型设置

模型计算边界条件来源于一维热力学仿真模型，进气道进口和排气道出口设置瞬态的压力温度边界(见图7)，其他壁面设置温度边界(见表2)。模型选用Simple离散模型、K-Zeta-f[13]湍流模型和混合壁面模型，燃烧模型选用Coherent Frame Model-ECFM。

图7 压力和温度边界条件

表2 壁面边界温度设置

2.3 CFD模型验证

基于奥托循环发动机开发米勒循环发动机，在项目开始初期，首先获得奥托循环发动机的性能及燃烧特性参数，以此作为基础样机，用于后续模型标定以及油耗及性能评估。由于试验条件限制，无法获得进排气的瞬态压力边界，因此使用一维热力学模型提供的瞬态边界作为CFD仿真的边界。利用试验得到的特性参数标定一维热力学模型，标定的量主要包括进气量、空燃比、扭矩、油耗、进气压力、进气温度、排气压力、排气温度、气门正时及缸内压力曲线等。标定后的一维热力学模型(见图8)将作为后续仿真的基础，不仅为CFD提供边界，而且作为CFD模型验证的目标。奥托循环CFD模型的缸内压力与试验值对比见图9，缸内压力在压缩上止点时一致，说明模型的进气量与试验值一致，燃烧做功冲程的缸内压力曲线与试验值相比，相差小于5%，认为CFD模型与试验一致，可以用于后续的研究。

图8 一维热力学模型示意

图9 CFD模型缸内压力验证

2.4 缸内气流分析

2.4.1 缸内气流2D结果对比分析

图10a示出了三种方案在1 600 r/min@1.4 MPa工况下的缸内瞬态滚流比结果。滚流比在前期进气过程随着气门开度的增大而增大，在进气门达到最大开度时达到第一个峰值，在进气门关闭后，压缩行程由于活塞上行滚流比又有所增加[14]。米勒循环方案由于进气门最大升程和跨度较奥托循环都有所降低，进气冲量下降，导致在进气过程的滚流比峰值较低，且在气门关闭过程中滚流衰减幅度较大，在进气门关闭(503°曲轴转角)时滚流比由奥托方案的1.4下降至0.4，降幅达到71.4%，不利于缸内的油气混合；Masking方案的滚流水平虽在进气过程中较奥托方案还是偏弱，但在进气门关闭后滚流比达到了与奥托循环一致的水平。

在2 000 r/min@0.2 MPa工况下的缸内瞬态滚流比变化趋势与1 600 r/min@1.4 MPa工况基本一致(见图10b)。奥托方案在进气行程的滚流比峰值达到4.0,第二个峰值达到2.2。米勒循环进气行程中的滚流比峰值虽然能达到2.8，但是随着进气门的逐渐关闭，滚流比迅速下降，在进气门关闭时刻(496°曲轴转角)由奥托方案的2.4下降至1.4，下降41.7%，且在进气门关闭后，在压缩行程中无法形成有效的滚流，滚流比一直减小至0.3，对缸内的油气混合以及点火燃烧十分不利。Masking方案能够改善缸内的滚流运动，在进气门关闭后，压缩行程的滚流比峰值由米勒循环方案的0.3提升至了1.5，提升400%，且与奥托循环的差异较小。

图10 缸内瞬态滚流比对比

图11a示出了三种方案在1 600 r/min@1.4 MPa工况下的湍动能结果。奥托循环的湍动能在压缩行程终了前的峰值为19.8 m2/s2，米勒方案在503°进气门关闭后湍动能不断衰减，直到压缩行程650°后由于滚流被压碎，湍动能才略有增加，但是在压缩行程终了的湍动能峰值只有9.5 m2/s2，湍动能较奥托方案下降较多，不利于点火后的缸内火焰传播扩散。Masking方案在压缩行程中由于滚流较强，随着滚流的破碎，湍动能增加明显，压缩行程终了附近的湍动能峰值达到19.9 m2/s2，与奥托方案一致。

在2 000 r/min@0.2 MPa工况下的湍动能结果与1 600 r/min@1.4 MPa工况表现基本一致(见图11b)。奥托方案表现最佳，在压缩行程中滚流不断破碎，产生高的湍动能，峰值达到40 m2/s2。米勒方案由于压缩行程的滚流运动弱，压缩终了附近峰值只有13 m2/s2，较奥托方案下降67.5%。Masking方案有效地解决了这个问题，进气门关闭后，压缩行程中湍动能峰值达到28.6 m2/s2，较米勒方案提升120%，有利于点火后的火焰传播，加快燃烧速率。

图11 缸内瞬态湍动能对比

2.4.2 缸内气流3D流场对比分析

图12示出了三种方案在1 600 r/min@1.4 MPa工况下的缸内气流组织对比结果。奥托方案在进气行程450°曲轴转角时，由于进气门升程开度较大，进气充量大，在气缸中心可以形成较大滚流，且在进气门关闭后的压缩行程中点630°曲轴转角位置气缸中心依然有较强规整的滚流运动。米勒方案在进气行程450°曲轴转角时，缸内虽然也能形成稳定滚流，但是当进气门关闭后活塞上行压缩时，气流运动紊乱，缸内气流无法形成规整的滚流运动，对缸内油气混合十分不利，且提前耗散缸内充气的能量，在压缩终了时刻无法形成较高的湍动能，极易产生早燃爆震现象。Masking方案由于进气遮蔽结构大大增强了进气的滚流组织，在进气门关闭压缩行程中点时仍然能形成较强的滚流运动。

图12 缸内气流组织对比(1 600 r/min，1.4 MPa)

图13示出了三种方案在2 000 r/min@0.2 MPa工况下气流运动结果。与1 600 r/min@1.4 MPa工况基本一致，米勒方案在进气行程虽然能够形成有效的滚流运动中心，但是由于进气过程的气流运动较弱，在进气门关闭压缩行程中缸内气流无法形成有序的滚流运动，缸内气流紊乱。Masking方案解决了上述问题，进气道遮蔽Masking大幅提升了进气道的滚流性能，使得在压缩行程中仍能形成有效滚流中心。

图13 缸内气流组织对比(2 000 r/min，0.2 MPa)

2.5 缸内混合气浓度及湍动能分布

图14示出了1 600 r/min@1.4 MPa和2 000 r/min@0.2 MPa工况下奥托循环、米勒循环和Masking三种方案的当量比分布。1 600 r/min@1.4 MPa工况三种方案的混合气在挤气区域都比较浓，其他区域相对比较均匀，奥托循环的当量比标准偏差为0.33，米勒循环当量比标准偏差为0.17，Masking的当量比标准偏差为0.30，从混合均匀性看， Masking方案与基础样机差不多。2 000 r/min@0.2 MPa工况Masking方案混合均匀性最好，米勒循环方案混合均匀性最差，并且在火花塞区域存在当量比稍微偏稀区域，不利于着火燃烧及燃烧稳定性。

图14 当量比分布

图15示出了奥托循环、米勒循环和Masking方案的湍动能分布。1 600 r/min@1.4 MPa工况压缩上止点奥托循环的平均湍动能为10.9 m2/s2，米勒循环为7.4 m2/s2，Masking方案为10.1 m2/s2。可见，采用米勒循环后，由于进气型线减小，缸内湍动能下降了32%，通过增加进气遮蔽使得湍动能提高了33%，接近奥托循环的水平。2 000 r/min@0.2 MPa工况由于转速增加，湍动能显著增加，明显大于1 600 r/min@1.4 MPa工况，三种方案中，依然是奥托循环湍动能最大，其次为Masking方案，最小的是米勒循环方案。

图15 湍动能分布

2.6 燃烧性能分析

图16示出了1 600 r/min@1.4 MPa工况三种方案的缸内压力对比。Masking方案的压缩比更高，所以压缩上止点压力更大一些，燃烧和着火阶段与基础样机奥托循环基本一致。仅更改米勒循环型线，着火和燃烧与基础样机奥托循环相比要慢一些。

图16 缸内压力对比(1 600 r/min，1.4 MPa)

图17示出了1 600 r/min@1.4 MPa工况三种方案的累计放热量对比。米勒循环相比奥托循环燃烧放热50%的位置推迟了4°曲轴转角，燃烧持续期增加了3°曲轴转角，即燃烧持续期延长了20%，Masking方案与奥托循环方案燃烧情况一致。

图17 累计放热量对比(1 600 r/min，1.4 MPa)

图18示出了2 000 r/min@0.2 MPa工况三种方案的缸内压力对比。Masking方案的压缩比更高，混合均匀性更好，所以缸压稍微大一点，米勒循环的着火燃烧与基础样机奥托循环基本一致。

图18 缸内压力对比(2 000 r/min，0.2 MPa)

图19示出了2 000 r/min@0.2 MPa工况三种方案的累计放热量对比。三种方案的累计放热曲线基本一致，米勒循环的最终累计放热稍微低一点，主要原因是米勒循环的混合均匀性稍微差一些。总体来说，2 000 r/min@0.2 MPa工况三种方案的燃烧差异很小，这是因为小负荷工况燃烧相位都已经处于最优位置，不受爆震影响[15]。

图19 累计放热量对比(2 000 r/min，0.2 MPa)

3 试验对比分析

3.1 试验条件

对Masking方案进行样机建造及试验研究(见图20)，并与奥托循环基础样机进行对比。试验设备主要包括DynoSpirit电力测功机、AVL7351 CST瞬态燃油消耗仪、AVL indicom2015燃烧分析仪。试验目的是评估两种方案的外特性、部分负荷油耗差异。

图20 试验样机

3.2 试验结果

图21示出了Masking方案和奥托循环基础样机外特性扭矩以及功率对比。奥托循环最大扭矩为250 N·m，Masking方案为220 N·m，最大扭矩降低了30 N·m，降幅为12%。使用米勒循环后低速扭矩明显降低，在低速外特性区域早燃爆震比较严重，是导致扭矩下降的主要原因。标定工况功率由101 kW降低到98 kW，降低3 kW，降幅3%，高速外特性工况下降不明显，主要是提高了增压压力，同时提前了点火时刻。

图21 外特性扭矩以及功率对比

图22示出两种方案外特性燃油消耗率对比，可见Masking方案外特性燃油消耗率显著降低，降幅为14.6%。图23示出两种方案2 000 r/min部分负荷燃油消耗率对比，Masking方案燃油消耗率平均降低7.1%，除1.6 MPa工况有所上升外，其他工况明显降低。

图22 外特性燃油消耗率对比

图23 部分负荷燃油消耗率对比

3.3 Masking+冷却EGR方案试验结果

Masking方案结合外部冷却EGR技术的试验结果见表3。通过使用米勒循环、进气遮蔽Masking和冷却EGR技术，发动机的热效率显著提高，在4 400 r/min@1.4 MPa工况，热效率提高了6.7个百分点，主要原因是基本取消了加浓，燃油消耗率显著降低。热效率平均提升了4.2个百分点。奥托循环发动机改造为米勒循环混动专用发动机，对低速外特性扭矩没有要求，最大扭矩的下降可以通过电机补偿，功率没有明显降低，使得混动系统可以使用更小的电池量，发动机的整体燃油消耗率显著下降，最高热效率提高4.3个百分点，最高热效率为38.6%，对于非直喷汽油机已经是优秀的水平，符合混动专用发动机的使用要求。