连续可变气门升程技术在汽油机上的应用研究

崔亚彬，袁中营，郭峰，王阔，吴慎超，宋东先，高定伟

(1.长城汽车股份有限公司，河北 保定 071000；2.河北省汽车工程技术研究中心，河北 保定 071000)

连续可变气门升程(CVVL)技术，通过连续改变气门升程，调节进入缸内的气量，控制发动机负荷，弱化甚至取消节气门的节流作用，吸气损失因而减少；同时CVVL技术可降低对进气凸轮轴的驱动力矩，有效提高发动机燃油经济性。

应用CVVL机构后，节气门全开，用CVVL机构来控制发动机的进气量，使进气歧管中的进气压力接近大气压，可有效降低发动机在吸气过程中的吸气损失。同时CVVL机构能够实现进气门早关(EIVC)的米勒循环效果，降低部分负荷的泵气损失。

CVVL机构采用不同升程控制负荷，部分负荷采用低气门升程时，可以降低发动机驱动进气凸轮轴所需要的力矩，间接降低发动机的摩擦功。

低压外部废气再循环技术(LP-EGR)，将燃烧后经催化器过滤的废气，经过EGR冷却器冷却后引入缸内，通过改变缸内工质的比热容比，降低燃烧温度，提升燃烧等容度来提升热效率。

某产品发动机(排量1.5 L，直喷，废气涡轮增压)在升级换代过程中，引入机械式CVVL技术，本研究结合台架试验，对CVVL的应用策略进行研究，挖掘CVVL技术的潜力，并匹配LP-EGR技术，进一步提高发动机热效率。

1 试验设备及方法

CVVL结构见图1，通过驱动电机改变偏心轴的旋转角来改变摆臂机构摆动角，从而调节气门升程。

图1 CVVL结构

试验发动机为一台1.5 L直喷增压汽油机，主要技术参数见表1，主要试验设备见表2，发动机布置方案见图2。

表1 发动机技术参数

表2 主要试验设备

图2 台架示意

试验使用INCA软件，实现对发动机喷油时刻、轨压、点火时刻、进排气相位及进气门升程的控制。试验采用AVL电力测功机，安装火花塞式缸压传感器，采用燃烧分析仪采集燃烧放热数据。

试验首先对原机进行性能摸底试验，将基础工况点进行优化，将油耗调整到最佳。

试验中节气门全开，调节CVVL升程进行负荷控制。固定发动机转速和扭矩，通过调节VVT对配气正时进行正交扫点，扫点步长为10°，该过程中调节进气门升程，保持扭矩固定，点火角调节到最佳位置(燃烧累计放热50%对应的曲轴转角即θAI50，位于6°ATDC～8°ATDC)，平均指示压力变动率小于3%。选取最低油耗对应的气门升程及VVT组合，进行数据分析。

选择CVVL主要工作区域进行分析，将CVVL机构运行策略匹配优化后,选取最佳热效率点进行LP-EGR匹配，对米勒循环与LP-EGR的耦合关系进行分析。

2 CVVL试验结果分析

2.1 CVVL控制负荷的油耗结果

图3示出2 000 r/min下5种工况点(见表3)的燃油消耗及降幅。由图3可见，工况1、工况4、工况5的燃油消耗降幅较小，工况2和工况3的油耗有所升高。

图3 油耗降幅

参数工况1工况2工况3工况4工况5转速/r·min-12 000平均有效压力/MPa0.20.40.60.81.0

使用CVVL控制负荷，节气门全开，进气歧管压力接近大气压，具有进气门早关的米勒循环效果，吸气损失降低明显，如图4虚线包裹部分面积明显减小，所有工况的泵气损失均降低(见图5)。由于取消节气门节流作用，相同负荷下进气门升程较小，凸轮轴的驱动力矩减小，机械损失呈减小趋势(见图6)。

虽然泵气损失及机械损失均有降低，但油耗降幅没有体现。下文针对油耗升高的两个工况点进行分析，解析CVVL未发挥节油效果的原因。

图4 吸气损失对比

图5 泵气损失对比

图6 机械损失对比

2.2 油耗影响因素分析

从表4可见，工况2和工况3在应用CVVL控制负荷后，燃烧持续期(燃烧累计放热10%到90%对应的曲轴转角)均有一定程度的缩短，燃烧效率有一定提高，但由实际油耗计算得出的指示热效率反而有一定的降低。燃烧效率是指燃料燃烧实际释放出的总热量与燃料所能释放的总热量之比，体现了燃烧的充分程度，与排放物测量结果相关联，根据排放物能量平衡分析得到，其计算公式为

(1)

式中：ηc为燃烧效率；[CO]，[HC]，[CO2]为摩尔浓度；Hμ为燃油低热值；hCO为CO的燃烧焓，取值283.24 kJ/mol；hH2为H2的燃烧焓，取值244 kJ/mol；MWf为碳原子归一后的燃油分子质量。

表4 燃烧参数及台架热效率

台架指示热效率计算公式为

(2)

式中：η为发动机指示热效率；Pi为指示功率；B为燃油消耗量；Hμ为燃料低热值。

燃烧效率的提升和燃烧持续期的缩短，一般与缸内残余废气的减少有关。应用CVVL控制负荷，相同工况对应的进气门升程较小，进气门开启持续期减小，与排气门所形成的重叠角减小；同时由于进气歧管压力大幅度升高，进排气压差很小，废气从排气回流到进气的趋势减小，造成缸内残余废气减少。残余废气对缸内混合气的稀释作用减弱，导致燃烧速度加快，燃烧充分，排放物减少，因此，燃烧效率有所提升。燃烧持续期的缩短与燃烧效率的提升，均有利于油耗的降低，但对应台架指示热效率反而下降，最终油耗升高，以下作进一步分析。

经过统计，采用CVVL控制负荷后，发动机在工况2和工况3的排气温度升高了30 ℃左右，内部残余废气量减小10%左右(见表5)。

表5 残余废气率及排气温度

内部残余废气比例会改变工质的比热容比，奥拓循环的理论指示热效率公式为

(3)

式中：k为比热容比；εc为压缩比。

内部残余废气比例增加会增加工质中双原子分子的比例，从而增大k值，对理论指示热效率有一定影响。经过查表计算，内部残余废气变化10%时，k值变化极小，可以忽略由于比热容比改变带来的理论热效率的改变。

内部残余废气(内部EGR)的量，根据进排气压力差及气门重叠角计算而来：

(4)

式中：Rri为内部EGR率；mr为内部EGR质量；ml为缸内进气质量；V1为排气门关闭0.5 mm相位对应的缸内体积；qrsp_s为回流废气声速流量；Φlap为0.5 mm气门重叠角；pex为排气歧管压力；Tex为排气温度；n为发动机转速；Cyl为气缸数；Rg为气体常数，取值273.24 J/(kg·K)；KLAF为气体流量特性系数；ftex为排气温度修正因子；fpex为排气压力修正因子。

工况2和工况3内部残余废气的来源：在吸气过程中，活塞下行，此时排气门还没有完全关闭，由排气歧管倒吸回缸内。残余废气的温度等于发动机的排气温度。对此过程进行模型抽象(见图7)，可见，两种控制只是内部残余废气的比例不同，残余废气进入和排出气缸的温度不变，所以残余废气并没有给缸内带进或带出热量。综合其对比热容比的影响来看，这两个工况下残余废气对理论指示热效率的影响可以忽略。

图7 不同残余废气(内部EGR)抽象模型

进一步分析发现，采用CVVL控制负荷，进气门升程以及开启持续期均有一定程度减小，这就使发动机有效压缩比有一定减小(见式(5))。同时发动机排气门的开启时刻、持续期和升程不变，因此发动机有效膨胀比不变(见式(6))。因此，有效压缩比小于有效膨胀比，形成了典型的米勒循环。

有效压缩比计算公式：

(5)

有效膨胀比计算公式：

(6)

式中：εe为有效膨胀比；εc为有效压缩比；ε为几何压缩比；α为0.5 mm进气门关闭时刻对应的曲轴转角(BTDC)；β为0.5 mm排气门开启时刻对应的曲轴转角(BTDC)；l为连杆长度；r为曲柄半径。

选取工况2和工况3气门开闭所对应的曲轴转角，根据发动机几何压缩比9.6计算有效压缩比和有效膨胀比，结果见表6。

表6 有效压缩比与膨胀比

由表6可知，采用CVVL控制负荷后，有效压缩比明显减小，有效膨胀比变化不大。因此推测是有效压缩比的变化降低了发动机的理论指示热效率，泵气损失及机械损失降低的优势不能发挥，最后导致油耗降幅不理想。

2.3 理论指示热效率

理论指示热效率与有效压缩比、有效膨胀比、压力升高率以及比热容比相关(见式(7))。

(7)

式中：ρ为压力升高比，为试验控制量，取值为4.5；k为比热容比，取值为1.3(当量比1.0)。

统计台架指示热效率及理论指示热效率，结果见表7。结果显示，在应用CVVL机构前后，理论指示热效率的降幅与台架指示热效率的降幅相当。理论计算的指示热效率与台架计算的指示热效率之间误差为20%左右。

表7 理论热效率与台架热效率

理论计算指示热效率，没有将传热部分剔除，而根据油耗反算得到的台架指示热效率是剔除传热损失的。假设理论热效率与台架热效率是对应的，只是多了传热而已，那么优化前后的传热变化并不大，理论指示热效率的降低直接导致台架指示热效率降低。

为了验证上述推测，使用GT软件针对工况3建立一维模型，对发动机能量损失进行分析，结果见图8。由图8知，传热损失占比为19.1%，与理论热效率与台架热效率差值相吻合。

图8 各损失的占比

由此，可以确认上述推测成立。由于应用CVVL控制负荷后，相同工况下有效压缩比降低，造成理论热效率的降低，从而直接导致台架指示热效率降低。因此，提高发动机几何压缩比，使发动机在应用CVVL后能有一个比较高的有效压缩比，可保持理论热效率不变或者稍高，将泵气损失和机械损失改善的优势发挥出来。

2.4 结果验证

根据式(5)，为了将应用CVVL机构后的有效压缩比维持在之前的水平，采用几何压缩比为11的活塞进行试验验证。表8列出不同压缩比下工况2和工况3所对应的有效压缩比、有效膨胀比以及理论指示热效率。

表8 有效压缩比、膨胀比及理论热效率

由表8可知，采用CR11以后，有效压缩比与之前相当，有效膨胀比有一定增加，理论热效率稍高于原机。图9油耗结果显示，所有工况的油耗均有一定幅度的降低，降低幅度与泵气损失以及摩擦损失的降幅对应。

图9 油耗优化结果

3 CVVL与LP-EGR耦合

采用CR11的活塞，选取最佳热效率点(2 800 r/min@1.2 MPa)，应用CVVL机构，将进气门开启持续期分别调整为215°，195°，170°，150°，针对不同的开启持续期，优化进排气相位，选取燃油消耗率最低的VVT组合。然后打开EGR阀，加入LP-EGR，在燃烧稳定性指标指示有效压力变动率小于3%的边界条件下，将EGR率增加到大于20%(微调VVT，保证EGR率)，同时优化进排气相位，调整点火角，并采集燃油消耗率最低的参数组合。

3.1 加入EGR后的油耗

图10显示，在不加EGR的条件下，燃油消耗率随进气门开启持续期的减小，呈现先升高再降低的趋势，最低点出现在持续期150°处，燃油消耗率为222.5 g/(kW·h)。增加EGR后，燃油消耗率大幅度降低，降幅在15 g/(kW·h)左右，并且在170°处出现拐点，油耗开始升高，最低燃油消耗率为214.3 g/(kW·h)。此趋势与对应的外部EGR率的趋势相同。在进气门开启持续期150°处，EGR率比持续期170°时有所增加，但油耗呈增长趋势。

图10 加入LP-EGR后的油耗结果

3.2 米勒度与EGR率的耦合关系

为了找到油耗增加的原因，分析不同开启持续期对应的θAI50和米勒度(MCR)(见式(8))。由图11可看出，随着进气门开启持续期的减小，在增加外部EGR的情况下，θAI50的变化趋势与燃油消耗率的变化趋势相同，由于此工况爆震比较强烈，所以θAI50是影响燃油消耗率的主要因素。

(8)

图11 米勒度EGR率与θAI50的关系

米勒度表征发动机有效压缩比相对于几何压缩比降低的程度，米勒度越大，有效压缩比越低，发动机对于爆震的抑制作用越强，米勒度变小，对爆震的抑制能力减弱。

图11显示，在没有外部EGR和增加外部EGR两种情况下，不同进气门开启持续期对应的米勒度基本相同，只有进气门开启持续期在150°时，增加外部EGR，米勒度大幅度减小，与170°时米勒度相近，对爆震抑制能力也相近。造成在EGR率基本相同的情况下，θAI50由6.7°ATDC推迟到8.5°ATDC，油耗呈微增的趋势。

分析进气相位发现，进气门开启持续期150°时，发动机充气能力降低，为了保证能够加入20%以上的EGR，进气门开启相位由原来的-49°调整为-39°(见图12)。进气相位推迟，对应有效压缩比升高，造成米勒度由17.4降低至12.2，造成爆震趋势的增加，点火推后，θAI50随之推后，因此油耗微增。

图12 进气VVT与米勒度的关系

4 结论

a) 使用CVVL机构控制负荷，取消节气门的节流作用，可以降低发动机的泵气损失，同时降低凸轮轴驱动力矩，有助于降低部分工况的油耗；

b) 使用CVVL机构后，部分负荷对应的进气门升程及开启持续期减小，降低了有效压缩比，实现了米勒循环的效果；但有效压缩比降低导致理论指示热效率降低，所带来的负面作用高于泵气损失及摩擦降低对于油耗的正面作用，因此需要提高发动机几何压缩比，才能发挥CVVL机构的节油优势；

c) 对于有爆震倾向的工况，LP-EGR加入20%以上，节油效果明显，米勒循环的作用弱化；

d) 外部EGR的加入对于发动机充气能力的要求增强，为保证足够的EGR率，需要较大的进气持续期，或较迟的进气关闭角，这样就造成米勒度的降低，影响油耗降低幅度。