阿特金森循环发动机性能及NOX排放试验分析*

陈小强，刘明库

(河南职业技术学院，河南 郑州 450046)

0 引 言

随着排放和油耗法规的日益严格，世界各国纷纷将“节能减排”作为经济和科技发展的重要战略[1]。传统汽油发动机采用奥托循环，在城市工况下发动机泵气损失较大，燃油消耗较高，无法满足混合动力汽车对发动机的工作要求，阿特金森循环发动机由于具有较好的燃油经济性，因而在混合动力汽车上普遍被采用[2-3]。

阿特金森循环发动机利用可变气门正时技术，通过进气门晚关，降低发动机有效压缩比，而膨胀比几乎不变，从而使发动机在部分负荷下具有较高的热效率[4]。由于进气门晚关，有效进气量减少，因此，阿特金森循环发动机的动力性也会有所下降。

笔者以某1.6L奥托循环汽油机为研究对象，采用进气门晚关的控制策略，利用AVL-Boost软件仿真优化，将其改型设计为阿特金森循环发动机。通过试验测试，对典型工况下发动机的性能进行分析，以此验证阿特金森循环发动机的工作特性。

1 仿真模型搭建与标定

以某1.6L奥托循环发动机为原型机搭建一维AVL-Boost发动机仿真模型，表1为原机主要技术参数。其中，发动机缸内燃烧模型采用韦伯燃烧模型(Vibe)，缸内传热模型采用经典Woschni传热模型。

表1 原机主要技术参数

韦伯函数方程[5]如下：

(1)

(2)

(3)

式中：Q为每工作循环发动机燃料燃烧释放的总热量；α为曲轴转角；αo为燃烧开始时对应的曲轴转角；Δαo为燃烧持续期；m为形状参数；a为完全燃烧的参数。

对上式(1)进行积分，得到发动机从燃烧开始时刻起至某一时刻所燃烧掉的燃油质量分数，即已燃质量分数x如下：

(4)

根据发动机台架测试数据对仿真模型进行标定，图1为外特性工况下仿真计算的功率、燃油消耗率和台架试验结果的对比图，从图中可以看出，仿真计算结果和台架试验结果的误差在合理范围内，表明仿真模型精度满足计算要求。

图1 外特性数据对比

2 方案设计

文中采用推迟进气门关闭时刻的方案实现阿特金森循环。经对标分析，确定阿特金森循环发动机压缩比设计目标为12.5。通过对原机活塞顶面进行改型设计，增大活塞顶面高度，合理设计活塞气门坑，将原机活塞设计为高压缩比活塞。

根据阿特金森循环发动机的工作原理，增大发动机进气凸轮工作包角，推迟发动机进气门关闭时刻。在尽可能小改动的前提下，保持发动机进气凸轮最大升程不变，仅增大进气凸轮工作包角，排气凸轮型线不作改动。原奥托循环发动机进气凸轮工作包角为250°CA，利用AVL-Boost软件对进气凸轮工作包角进行仿真分析，确定改型后进气凸轮工作包角增大270°CA，进气门升程曲线如图2所示。

图2 进气门升程

3 试验分析

根据仿真分析确定改型设计方案，在原机的基础上更换试制的高压缩比活塞，换装新设计的进气凸轮轴，在试验台架上对阿特金森循环发动机进行数据标定，并进行试验研究。

3.1 外特性分析

在试验过程中，通过INCA调节发动机进排气VVT角度、点火提前角等参数，保持节气门全开，发动机出水温度为100 ℃，过量空气系数为1，排气温度低于850 ℃。测得改型后阿特金森循环发动机外特性功率，并和原机参数进行对比，对比结果如图3所示。

图3 功率对比

从图3可以看出，外特性工况下阿特金森循环发动机功率在各转速段均小于原机，最大功率从原机的92 kW降低至84 kW。在中低转速段，发动机功率降幅较大，这是由于增大压缩比后，发动机爆震倾向增大，为了降低爆震，采用进气门晚关策略，活塞将进入气缸内的一部分新鲜空气又重新推回至气道内，以此降低缸内压力，从而抑制发动机爆震。由于发动机有效进气量减少，充量系数降低，所以发动机功率降低。在高转速段，由于发动机转速较高，增大进气凸轮包角，可以利用气流惯性，相对提高发动机的进气量，从而使阿特金森循环发动机功率相对中低转速段降幅较小。

3.2 部分负荷分析

选取发动机常用工况转速2 000 r/min、平均有效压力2 bar进行部分负荷试验，对比在该工况下改型后阿特金森循环发动机燃油消耗率和进气歧管压力相对于原机的变化情况。对比结果如图4、5所示。

图4 燃油消耗率对比

从图4中可以看出在2 000 r/min、2 bar部分负荷工况下，原机燃油消耗率为368.4 g/kW·h，改型后的阿特金森循环发动机燃油消耗率为355.2 g/kW·h，与原机相比降低3.6%，有效地改善了发动机的油耗。从图5中可以看出改型后阿特金森循环发动机进气歧管压力明显高于原机，原机进气歧管压力平均约为0.55 bar，改型后进气歧管压力平均约为0.7 bar。

图5 进气歧管压力对比

这是由于一方面将压缩比由9.5增大至12.5后，提高了发动机的热效率；另一方面，阿特金森循环发动机进气门晚关，活塞把部分进气推至进气道，为了保证该工况下发动机进气量，节气门开度则相应的增大，提高了进气歧管压力，降低发动机泵气损失，从而改善部分负荷工况下发动机燃油经济性。

3.3 NOX排放分析

图6为原机和改型后阿特金森循环发动机在两种工况下NOX排放量的对比，两种工况分别为转速2 000 r/min、平均有效压力2 bar和转速2 000 r/min、平均有效压力5 bar。从图中可以看出在相同工况下，改型后阿特金森循环发动机NOX排放量相对于原机明显降低，原因是阿特金森循环发动机采用进气门晚关策略，在压缩过程中活塞将部分混合气又排出燃烧室，使得混合气最高燃烧温度降低，从而降低NOX排放量。随着平均有效压力增大，NOx排放量降低幅度增加，由此可推断，阿特金森循环发动机在中大负荷工况下对降低NOX排放量有明显改善效果。

图6 NOx排放量对比

4 结 论

(1) 通过提高活塞压缩比和增大进气凸轮工作包角，将原奥托循环发动机改型设计为阿特金森循环发动机。改型设计后，发动机压缩比为12.5，进气凸轮工作包角为270°CA。

(2) 改型设计后，在外特性工况下，由于阿特金森循环发动机采用进气门晚关策略，在各转速下发动机动力性均降低，最大功率从92 kW降低至84 kW。

(3) 在发动机转速2 000 r/min、平均有效压力2bar部分负荷工况下，阿特金森循环发动机燃油消耗率比原机的降低了3.6%，进气歧管压力比原机有所提高，降低了发动机泵气损失，有效改善部分负荷燃油经济性。

(4) 改型后阿特金森循环发动机在部分负荷工况下能有效降低NOX排放量，并且随着发动机负荷的增大，NOX排放改善效果明显。