1.5 L米勒循环汽油发动机燃烧系统设计及开发

韩令海 王占峰 黄平慧 张强 李春雨

（1.中国第一汽车股份有限公司研发总院，长春 130013；2.汽车振动噪声与安全控制综合技术国家重点实验室，长春 130013）

主题词：米勒循环 油耗 排放 燃烧系统 性能开发

1 前言

随着节能减排要求的提高，车辆燃料消耗量和污染物排放标准越来越严格，各汽车制造商陆续推出了新一代发动机[1-5]。其燃烧系统主要有以下特点：较高的压缩比（＞11），米勒/阿特金森循环，全可变/两段式可变气门升程（Variable Valve Lift，VVL），25 MPa 或35 MPa 喷油系统，以及优化的气道和燃烧室。与传统奥托循环发动机相比，米勒循环发动机进气门早关，压缩过程有一段空行程，可大幅降低压缩终了时刻缸内温度，降低大负荷工况下爆震发生的可能性，因而，采用米勒循环可进一步提高发动机的几何压缩比，实现膨胀比大于实际压缩比，提高热效率，降低油耗。同时，米勒循环发动机可明显降低部分负荷下的泵气损失，同样达到降低油耗的目的[6]。为应对我国第四阶段乘用车燃料消耗量标准和国家第六阶段机动车污染物排放标准，本文针对一款排量为1.5 L 的米勒循环增压直喷汽油发动机，利用光学发动机试验和整机热力学试验确定燃烧系统方案。

2 燃烧系统设计

2.1 米勒循环汽油发动机的主要参数和性能目标

本文的研究对象为基于某1.5 L增压直喷发动机开发的米勒循环发动机。在开发过程中，性能指标基于基础发动机制定。米勒循环发动机主要参数和性能目标分别如表1、表2所示。

表1 发动机主参数

表2 发动机性能目标

2.2 燃烧室及气道设计

提高压缩比是提高汽油发动机热效率最有效的手段之一，采用米勒或阿特金森循环更容易使汽油发动机实现高压缩比。设计高压缩比燃烧室时，如果活塞突出高度过高，则不利于缸内气体流动，也会限制喷雾设计。因而，为减小活塞顶燃烧室的突出高度，通常需要减小缸盖燃烧室的容积。图1 所示为仿真计算得到的缸盖燃烧室容积与气门夹角和燃烧室高度的关系，由图1可知，采用小的气门夹角和较低的燃烧室高度能够获得较小的缸盖燃烧室容积。

图1 缸盖燃烧室容积与气门夹角和缸盖高度的关系

进气道设计也是米勒循环发动机燃烧系统设计的重要环节，进气型线包角和升程均减小，导致进气阶段形成的缸内滚流比较低，加之湍动能提前衰减，使燃烧时缸内的湍动能明显降低。为解决缸内湍动能低的问题，本文采用平直的气道设计，并在气门座圈处设计了180°的部分遮挡进气口结构（Masking 结构），如图2 所示。缸内流动的设计目标是达到采用普通进气型线的基础发动机的滚流及湍动能强度。图3 所示为该米勒循环发动机和基础发动机缸内的滚流比和湍动能，从图3中可以看出，该米勒循环发动机缸内的滚流比和湍动能均达到甚至超过了基础发动机。

图2 燃烧室三维模型

图3 米勒循环发动机与基础发动机的滚流比和湍动能

通过试制进气道吹风盒，得到不同气门升程下的试验结果，如图4所示，平均流量系数为0.066 2，平均滚流比为2.71。

图4 进气道吹风盒试验结果

针对整体燃烧室和活塞的匹配，设计和优化了2种不同结构的燃烧系统，如图5所示，其中方案1挤气面距缸壁3 mm，方案2挤气面距缸壁2 mm。利用计算流体力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法对2 种方案进行筛选。以转速n=3 000 r/min、平均指示压力（Indicated Mean Effective Pressure，IMEP）Pme=1.2 MPa对应的最佳油耗点工况为例，评估的参数为ω滚流和ω涡流、滚流比和湍动能。2种方案的对比结果如图6所示，从图6中可以看出，方案2的滚流比和湍动能均优于方案1，700°CA时，2种方案的ω滚流和ω涡流的绝对值均小于限定的0.5，因此在此工况下，方案2 优于方案1。选定方案2为最终的燃烧系统方案。

图5 2种不同结构的燃烧系统方案

图6 2种燃烧系统方案CFD计算结果

2.3 喷油器落点设计

发动机采用侧置的35 MPa 喷射系统，根据上述燃烧系统结构和已有的数据库，设计了如图7 所示的3 种喷油器落点方案，其喷雾落点如图8 所示，CFD 计算结果如图9 所示。模拟结果表明，对于n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa 的工况，燃油撞壁量从小到大依次为方案b、方案c、方案a，对于n=1 500 r/min、节气门全开工况，燃油撞壁量从小到大依次为方案b、方案a、方案c，方案b的效果最好，具体结果还需要通过光学发动机进行试验结果验证，综合仿真和试验的结果进行选择。

图7 3种喷油器落点方案

图8 3种喷油器喷雾落点

图9 3种喷雾落点方案的撞壁量

2.4 气门型线设计

采用更小包角的进气门升程曲线可以更大幅度地降低压缩终了缸内温度，也能更大程度地减小部分负荷下的泵气损失。但是为了保证发动机的进气量，需要更高的增压压力，本文采用一维热力学分析方法平衡了进气门包角、升程和增压压力的需求，最终选定的进气包角为170°CA。进、排气门升程曲线如图10所示。

图10 进、排气凸轮型线

3 燃烧系统开发

3.1 光学发动机试验

通过光学发动机试验进一步确认上述3 种喷油器的落点方案，评估的主要目标参数为喷雾贯穿距、喷雾湿壁量和碳烟排放量等。以n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa和n=1 500 r/min外特性这2个工况为例给出试验结果，如图11、图12所示。

图11 喷雾试验结果（n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa）

图12 1 500 r/min外特性燃烧试验结果

从图11中可以看出，方案a和方案c的喷雾贯穿距过大，分别碰撞到了缸壁和活塞上，使得湿壁量大于方案b，这与CFD的计算结果一致。

从图12 中可以看出，2 种喷射策略下，方案a 和方案c 的碳烟排放量均明显大于方案b，这与CFD 计算的燃油撞壁量的结果一致，3次喷射的结果优于1次喷射。

综合上述CFD 模拟结果和光学发动机的喷雾与燃烧试验结果，选取方案b作为喷油器的落点方案。

3.2 动力性能开发

优化进、排气可变气门正时（Variable Valve Timing，VVT）的使用角度是提升发动机动力性的有效手段之一，对米勒循环发动机来说，采用较大的进气VVT使用角度，配合更高的增压压力，通常能实现更高的动力。

定义气门开启（关闭）升程为1 mm处对应的曲轴转角为气门开启（关闭）时刻。图13所示为4 500 r/min外特性工况下不同进气门开启时刻和排气门关闭时刻下的平均有效压力（Brake Mean Effective Pressure，BMEP），从图13 中可以看出，采用30° CA 以上的进气VVT后，可以在很大范围内获得较高的BMEP。

图13 不同进气门开启时刻和排气门关闭时刻下的BMEP

图14所示为4 500 r/min 外特性工况下不同进气门开启时刻和排气门关闭时刻下的燃烧重心。从图14中可以看出，采用米勒循环，随着进气门开启时刻提前，燃烧重心可前移，这是因为缸内压缩终了温度降低，对爆震有抑制作用。

图14 不同进气门开启时刻和排气门关闭时刻下的燃烧重心

图15所示为4 500 r/min外特性工况下不同进气门开启时刻和排气门关闭时刻下的增压压力。从图15中可以看出，随着进气门开启时刻的提前，新鲜空气进入缸内逐渐变得困难，达到相同扭矩需要的增压压力更大。

图15 不同进气门开启时刻和排气门关闭时刻下的增压压力

涡轮增压器在发动机工况变化时，不能及时提供所需的空气流量和增压压力，响应时间越长，则发动机扭矩响应迟滞。汽油机本身由于惯性小、转速范围宽，增压器的加速迟滞现象更为明显。

可利用响应时间表征发动机的瞬态性能，响应时间越长，则发动机的瞬态性能越差。图16 所示为不同进气门开启时刻和排气门关闭时刻下发动机的瞬态性能。从图16中可以看出，随着进气门开启时刻提前，新鲜空气进入缸内逐渐变得困难，达到相同扭矩需要的增压压力更大，使发动机的瞬态性能变差。图17 所示为该1.5 L 米勒循环发动机的瞬态性能仿真计算结果，以及基础发动机和市场上同排量奥托循环发动机、米勒循环发动机的对比数据，从图17中可以看出，在相同的升功率下，扭矩升高率越大，对应的响应时间越短，则发动机的瞬态性能越好，由于采用了先进的控制策略，该米勒循环汽油发动机的瞬态性能更好。

图16 不同进气门开启时刻和排气门关闭时刻下发动机的瞬态性能

图17 米勒循环汽油机瞬态性能结果

3.3 排放性能开发

国家第六阶段机动车污染物排放标准中，对发动机排放颗粒物数量的限值要求更低。为实现较低的颗粒物排放量，采用35 MPa 的喷油系统，与25 MPa 喷油系统相比，颗粒数量由2.86×109个降低为8.12×108个，约降低了70%。

3.4 早燃试验

高功率密度的汽油发动机存在早燃现象，所以必须进行早燃试验，降低早燃频次或消除早燃现象。

首先，对早燃试验工况1 500 r/min 外特性的VVT进行优化，达到最低早燃频次，然后对燃油喷射时刻和喷射比率进行优化。表3给出了早燃试验结果，其中主喷时刻表示3次燃油喷射对应的曲轴转角，喷射比例表示3 次喷射燃油量的质量比例，试验时间持续5 h。从表3 中可以看出：当喷射比率为传统的7∶2∶1 和3∶1∶1时，通过调整喷射时刻不能显著降低早燃的频次；针对喷射比例为7∶2∶1的思路，保持1/10的第3次喷射量，喷射比例调整为9∶9∶2时，也没有取得理想的效果。分析喷射比例的变化可以看出，从7∶2∶1和9∶9∶2到3∶1∶1，随着第3 次喷射量的增加，早燃频次略有降低，因此进行了喷射比例为2∶1∶1 的试验，结果显示，早燃现象消失。

表3 早燃的试验结果

3.5 燃烧开发结果

图18、图19所示分别为该发动机的动力性和经济性开发结果，升功率为78.8 kW/L，升扭矩达172.2 N·m/L。发动机的最低比油耗为218.6 g/(kW·h)，最大指示热效率达39.06%。%

图18 外特性结果

图19 热效率MAP

3.6 米勒循环汽油发动机与基础发动机比较

图20 所示为米勒循环汽油发动机与基础发动机的燃烧特性对比结果。从图20 中可以看出，米勒循环汽油发动机的点火提前角推迟5°CA，燃烧重心更加靠后。由于点火提前角推迟，米勒循环汽油发动机的滞燃期（从点火时刻到燃烧放热占总放热量的10%对应的曲轴转角）更长，但米勒循环的燃烧持续期（燃烧放热占总放热量的10%到90%之间对应的曲轴转角）12°CA～25°CA 与基础机的燃烧持续期15°CA～23°CA基本相当。

图20 燃烧特性对比

图21所示为米勒循环汽油发动机与基础发动机全负荷工况泵气损失。从图21 中可以看出，由于米勒循环汽油发动机的进气包角更小，导致其全负荷泵气损失相比传统的奥托循环增大。但是，在n=2 000 r/min、Pme=0.2 MPa工况下米勒循环汽油发动机相比于奥托循环汽油发动机部分负荷下的泵气损失由55 kPa 降低为45 kPa。

图21 全负荷下的泵气损失

图22 所示为米勒循环发动机与基础发动机的压气机出口压力和压气机出口温度。从图22 中可以看出，为保证与基础发动机相同的性能，米勒循环汽油发动机的压气机出口压力升高，同时压气机出口温度也相应升高。因此，米勒循环汽油发动机的进气系统需要耐受更高的温度和压力，对中冷器性能的要求也更高。

图22 压气机出口压力和压气机出口温度

4 结束语

本文对1.5 L米勒循环增压直喷汽油发动机的燃烧系统进行了设计和开发，通过高滚流-Masking 气道、较低的活塞凸起高度设计，满足缸内的滚流和湍动能需求，170°CA 进气包角对应的进气门升程曲线很好地平衡了外特性的动力性进气需求，并达到了部分负荷低泵气损失的目的，实现了采用普通增压器即可满足米勒循汽油机动力性的目标。该汽油机的升功率为78.8 kW/L，升扭矩达172.2 N·m/L，最低比油耗为218.6 g/(kW·h)，最大热效率达39.06%。