高压缩比米勒循环发动机设计与分析

徐玉梁 赵广兴 祖炳锋 王振 刘丽娜

Automobile Technology - - Qiche Jishu -

徐玉梁 赵广兴 祖炳锋 王振 刘丽娜300072) (天津大学 内燃机研究所,天津 【摘要】为提高发动机的热效率,提出了高压缩比结合米勒循环的解决方案。在某2.0 L自然吸气发动机的基础上,通过增加发动机活塞顶凸台的方法实现了压缩比从10到13的提高,并采用遗传算法对凸轮型线进行了选型,通过进气门晚关( LIVC)方式实现了米勒循环。试验结果表明,与原发动机相比,高压缩比米勒循环发动机最低燃油消耗率下降10.4 g/(kW∙h),低油耗范围明显扩大,且主要是向低转速小负荷的方向扩展。主题词:发动机 米勒循环 高压缩比 燃油经济性U464.9 A 10.19620/j.cnki.1000-3703.20170818中图分类号: 文献标识码: DOI: Design and Analysis of A Miller-Cycle Engine with High Compression Ratio Xu Yuliang, Zhao Guangxing, Zu Bingfeng, Wang Zhen, Liu Lina Internal Combustion Engine Research Institute, Tianjin University, Tianjin 300072) ( Abstract To improve the engine’s thermal efficiency, a solution of high- compression ratio combined with Miller【 】cycle was presented in this paper. Compression ratio was increased from 10 to 13 by the means of raising piston crown boss on a 2.0 L naturally aspirated gasoline engine. Then a cam profile was chosen with the method of genetic algorithm, and Miller cycle was achieved by Late Intake Valve Closing (LIVC). Experiment results show that minimum fuel consumption of the Miller cycle engine decreases by 10.4 g/(kW∙ h) compared with the original engine and the low- fuel consumption region expands obviously and moves toward low-load and low-speed area. Key words: Engine, Miller cycle, High compression ratio,Fuel economy

1 前言

在国家“十三五”规划大力推进下,汽车节能成为

2020

汽车发展的一个主要趋势,到 年,乘用车新车平

5 L/100 km,均燃油消耗量将降至 节能型汽车降至

4.5 L/100 km[

1],无论是传统动力还是混合动力都需要一台高效的发动机来提高汽车的经济性以顺应其发展。对于汽油机,部分负荷泵气损失和高负荷爆震是限制其热效率的主要原因[2,3],因此,降低泵气损失和抑制爆震对提高整车燃油经济性具有重要意义[4,5]。米勒循环最初的目的就是在保持发动机高膨胀比的情况下减小有效压缩比以抑制发动机爆震,进而提高整车燃油经济性,同时还可以降低部分负荷的泵气损失,因此米勒循环是传统动力和混合动力用发动机的理想选择[6]。

2.0 L

本文在原有 自然吸气发动机的基础上,通过

10 13增加活塞顶凸台的方法实现压缩比从 到 的提高, 然后利用遗传算法[7]进行凸轮型线的选型,最后通过进气门晚关的方式实现米勒循环。

2 米勒循环概述

1,

理想的奥托循环和米勒循环的工作过程见图 其

1- 2- 3- 4- 1 1- 2- 3- 4- 5- 1

中, 为理想奥拓循环, 为理想

1

的米勒循环。由图 可看出,米勒循环在膨胀行程中有一部分工质在奥托循环膨胀结束后继续膨胀,使得发动机的膨胀比大于压缩比,因此在相同压缩比情况下米勒循环做功较多。实现米勒循环的方式有两种:一是通过四杆机构或行星齿轮等机械结构来实现压缩比可变;另一种是通过

EIVC) LIVC)

进气门早关( 或晚关( 的方式使得进气门关闭时的有效压缩比小于几何压缩比。由于机械结构的

VVT)

实现较为复杂,目前一般通过可变气门正时( 来提前或推迟进气门关闭时刻使有效压缩比可变。对于自

EIVC

然吸气发动机而言, 大负荷功率损失更大[8],因此

LIVC

本文采用 的方式实现米勒循环。在采用米勒循环的同时提高几何压缩比,可以保证发动机有足够的有效压缩比,从而提高热效率[9]。理想

LIVC 1

情况下,高几何压缩比结合 的米勒循环如图 中

1-1′-2′-3′-4 1′

所示,其中 为进气门关闭时刻。 LIVC

的主要作用如下:

a. LIVC

通过 可以降低有效压缩比以及混合气在压缩终了时的温度和压力[9],相应地,最高火焰温度也会

NO

降低,从而减少了 x排放。

b. LIVC

在发动机部分负荷下, 会使节气门开度增大,真空度下降,从而降低泵气损失[8]。

3 模型建立及标定

(KITI) KITI

时间积分 作为爆震倾向的量化参数, 值越大,

KITI 1

越容易发生爆震,当 值到达 时认为是发生爆震的起始点[10]。

为了验证模型的准确性,设定了与试验条件相同的边界条件进行模拟计算,并利用原机试验数据对仿真模型进行校核。试验与模拟得到的发动机外特性扭

2 2

矩、油耗对比如图 所示。由图 可知,两者变化趋势

3%

比较一致,模拟值与试验值吻合良好,误差在 以内,满足模拟精度要求,故可以利用该模型对发动机进行性能预测。

4 发动机结构和参数改进

为提高压缩比和实现米勒循环,需要对原发动机活塞顶部形状及凸轮型线进行改进,并且需要将进排气VVT VVT ,

角度(采用 后 气门开启时刻相对于原固定位置推迟的角度)、点火提前角等进行优化。

4.1 几何压缩比的实现

LIVC

采用 控制策略后,因发动机有效压缩比下降,所以需要增大几何压缩比来弥补有效压缩比的不足。

10 13,

为将发动机的压缩比由 提高至 对原机活塞

3

进行改进,使活塞中部隆起并且在顶部加工凹坑,如图所示。 4.2 凸轮型线设计10.33 mm,

原机的进气门最大气门升程为 气门开

246°

启持续期为 曲轴转角。在保证气门与活塞不发生

AVL timing drive

干涉的情况下,通过 进行运动学和动

3 4

力学计算分析,得到条进气门升程曲线。如图 所

4 256° 276°

示。由图 可看出,进气持续期分别为 、和

296°

曲轴转角,最大气门升程与原机一致。由得到的气门升程曲线即可直接得到设计所需要的凸轮型线。 4图 不同气门持续期对应的进气门升程曲线为比较不同气门升程曲线对油耗的影响,需要使不同气门升程曲线的发动机性能达到最优[11],因此在进行气门升程曲线选型时,需要使进排气门的开启和关闭时刻在最优点,为了保证进气叠开期在合理的范围内,需要使排气门关闭时刻随负荷变化。采用拉丁超立方的试验设计方法和非劣排序遗传

NSGA-II)

( 算法进行变量优化。

:

将优化变量X表示为

=( 1) X θ,α,β,φ) (

VVT

式中, θ 为点火提前角; α为进气 角度; β 为排气

VVT

门 角度; φ为节气门开度。

2 θα、、β 和 φ变量的范围如表 所示。 3

在 条进气门升程曲线下,分别用拉丁超立方采样

3 NS⁃

算法对上述 个参数进行仿真试验设计,然后基于

GA-II

算法,以燃油消耗率BSFC作为优化的目标函数,

2)~(5)

优化这几个变量使得满足式( 中条件。

minimum: 2)

BSFC (

KITI≤ 1 3)

约束条件: ( 0.99 Ttq′≤Ttq≤ 1.01Ttq′ 4)

T≤ 1 125 5)

(式中, BSFC为遗传算法的目标函数,即优化过程以燃油消耗率最低为目标; KITI为爆震诱导时间积分, KITI≤ 1 Ttq′时即可保证发动机不发生爆震; Ttq和 是目标扭矩和原机扭矩,各工况点优化后扭矩与原机扭矩的

1%

误差必须在 以内; T为排气温度,仿真中保证排气温 1 125 K

度低于 。通过对设计参数进行遗传算法优化,可得到各自气

VVT

门升程曲线下不同工况点的 角度和点火提前角的最

2 000 r/min 4 000 r/min

优值,得到发动机在 和 两个转速下、不同负荷状况下的最低燃油消耗率数值。为了更清晰地表现出不同气门开启持续期对发动机燃油消耗率的

1, 3

影响,将原机的燃油消耗率表示为 而将新设计的 个气门开启持续期下模拟的BSFC表示为与原机BSFC的比

( ) 5 6

值下称为模拟与原机BSFC之比,结果如图 和 所示。 5 2 000 r/min

由图 可看出,无论发动机转速为 还是

4 000 r/min, 140 N·m

在扭矩小于 的情况下,增加气门开启持续期能够降低发动机的燃油消耗率,在中小负荷工

2 000 r/min

况下油耗降低幅度最大。在城市典型工况( 、

31.8 N · m)

下,不同气门开启持续期下发动机的燃油消

5.0%~6.1%,

耗率相对于原机降低 且开启持续期越长降

140 N·m

低的幅度越大。而当扭矩高于 时,燃油消耗率则显著增大。总之,增加气门开启持续期对发动机的燃

296°

油消耗率有较大影响,故决定在试制的样机中采用曲轴转角的气门开启持续期的气门升程曲线。选定气

AVL timing

门型线后,将设计好的气门升程曲线通过

drive

软件转化为凸轮型线。

5 试验验证与分析

对改型后的发动机进行台架试验标定,对过量空气

VVT

系数、进排气 角度、点火提前角等参数进行调整,使得发动机各工况点的性能达到最优。试验台架及测

6 3

量仪器如图 和表 所示。 标定的具体方法为:首先调整点火提前角以保证发

VVT

动机不发生爆震,然后调节发动机的进排气 角度和过量空气系数以使发动机达到目标要求。在中低负

VVT

荷 角度的标定要以油耗最低为原则,在高负荷时

VVT

角度的标定要保证动力输出的前提下兼顾油耗。5.1 标定结果与优化结果对比2 000 r/min NSGA-II

在 的全负荷工况下,采用 算法

VVT

优化的点火提前角和进排气 角度与试验标定值的

7 8

对比如图 和图 所示,模拟优化结果与试验结果仅在

NSGA-II

某几个工况点存在稍大误差,总体上 算法在米勒循环发动机的优化方面有较高的精度,从而也证实了以上模拟研究的可信度。 7图 点火提前角优化值与标定值的对比7

由图 可知,最佳点火提前角随负荷增大而减小,主要是因为发动机的热效率在大负荷受到爆震的约

8 VVT

束。由图 可知,进排气 角度随负荷的增大先增大后减小。5.2 原机与米勒循环发动机对比分析试验得到的原机与米勒循环发动机燃油消耗率万

9 10 9 10

有特性如图 和 所示,对比图 和图 可看出,在部分负荷工况下米勒循环发动机的油耗下降明显,最低油

227.4 g/(kW∙ h), 10.4 g/(kW∙ h),

耗仅为 相比于原机下降

245 g/(kW∙ h)

满足设计目标要求。以 的油耗区域为例,可知米勒循环发动机机的低油耗区域相对于原机扩大,且其主要是向原区域的更小负荷、更低转速扩展,有利于发动机在整车匹配后工作在高效率区。低油耗区扩

VVT

大是因为发动机在该工况区间通过调整 控制角度使发动机以米勒循环方式运行,充分发挥了米勒循环在部分负荷的节油潜力。 11

图 为原机与新开发的米勒循环发动机外特性的油耗和扭矩的对比,由试验结果可知,新设计的米勒循环发动机整体上扭矩高于原机,且最大扭矩满足设计要8

求,高扭矩是通过减小进气门推迟角度实现的,由图 可

2 000 r/min VVT 0

知在 大负荷时其进气 角度接近于 。但

11

是由图 可知,发动机外特性油耗整体上高于原机,最

275 g/(kW∙ h), 249 g/(kW∙ h)

低油耗为 相比于原机的 牺牲较大。其主要原因是,在高压缩比状况下,为抑制爆震,点火提前角推迟幅度更大,从而导致燃油消耗率远高于原机。 2 000 r/min

是研究发动机实际燃油经济性的重要

12 2 000 r/min

特征转速。图 为发动机在 转速下原机与

12

米勒循环发动机的油耗对比。从图 可看出,发动机

140 N·m 2 000 r/min

负荷低于 时,米勒循环发动机在 工

5.14%;

况下的燃油消耗率相对于原机整体平均降低约

2 000 r/min 31.8 N · m 2 000 r/min 80 N · m

在 、 和 、 两个特

345 g/(kW∙h) 245.2 g/(kW∙h),

征工况下的油耗分别为 和

1

达到表 中两个特征工况的目标参数。

140 N·m

当负荷超过 时,米勒循环发动机的燃油消耗率高于原机,主要是因为在大负荷时,为抑制爆震推迟了点火提前角,因而造成燃烧恶化,油耗上升。 6 结束语2.0 L

在原 自然吸气发动机的基础上,采用遗传算法进行凸轮型线的选型,将一台传统发动机改装成一台米勒循环发动机,并进行试验验证与分析。 a.

模拟结果表明,适当延长气门持续期结合进气门晚关可有效提高发动机的燃油经济性。

b.

试验结果表明,相比原机,米勒循环发动机的

10.4 g/(kW∙ h),

最低油耗下降 并且低油耗区域向低转速、小负荷扩大。

c. 2 000 r/min

由外特性试验数据和 全负荷范围的试验数据可知,在保证外特性扭矩满足设计要求的情况下,燃油经济性牺牲较大。

参考文献

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