王 雷，李道飛，徐煥祥，樊之鵬，俞小莉

(浙江大學(xué)動力機(jī)械及車輛工程研究所，杭州 310027)

發(fā)動機(jī)壓縮空氣再生制動理想熱力循環(huán)分析

王 雷，李道飛，徐煥祥，樊之鵬，俞小莉

(浙江大學(xué)動力機(jī)械及車輛工程研究所，杭州 310027)

車輛制動能量的回收利用有利于改善整車的經(jīng)濟(jì)性，而基于傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)的氣動-內(nèi)燃混合動力技術(shù)有望實現(xiàn)制動能量的高效、低成本回收利用．以城市路況運(yùn)行車輛為應(yīng)用對象，基于傳統(tǒng)四沖程發(fā)動機(jī)提出了3種發(fā)動機(jī)壓縮空氣再生制動能量回收方案．通過建立3種方案共同的理想熱力學(xué)循環(huán)，以可回收氣體的最大壓力、單位排量每循環(huán)回收氣體質(zhì)量、循環(huán)性能系數(shù)(COP)和循環(huán)平均指示壓力為評價指標(biāo)，對制動循環(huán)進(jìn)行了分析．結(jié)果表明：增大壓縮比、減小排氣管緩沖腔容積與排量比或者減小排氣門開啟提前角均可以提高回收氣體的最大壓力，在機(jī)械結(jié)構(gòu)允許的條件下，應(yīng)盡可能減小排氣管緩沖腔的容積；在制動過程中，減小排氣門開啟提前角可獲得較高的循環(huán)平均指示壓力和氣體回收質(zhì)量；隨著氣罐背壓的增加，控制排氣門開啟提前角由大變小，可獲得最佳的制動循環(huán)性能；理論上，二沖程制動循環(huán)COP與四沖程制動循環(huán)相同，但二沖程制動循環(huán)氣體回收質(zhì)量流量和制動功率為四沖程制動的2倍．

發(fā)動機(jī)制動；壓縮空氣；能量回收

車輛在市區(qū)工況行駛過程中，頻繁起-停消耗了很大一部分的能量．根據(jù)某典型轎車的能量消耗分布計算，在FTP75(federal test procedure 75)城市工況下，因制動而消耗的能量占到了牽引能量的55%[1]．因此，實施制動能量回收是提高燃油經(jīng)濟(jì)性的重要技術(shù)途徑．

目前常用的發(fā)動機(jī)制動方式是在排氣門上加裝一個執(zhí)行機(jī)構(gòu)，使排氣門在發(fā)動機(jī)壓縮行程后期小幅開啟(升程約1～2,mm)，以釋放缸內(nèi)壓縮氣體，減少缸內(nèi)氣體在膨脹行程對活塞的做功量，產(chǎn)生發(fā)動機(jī)制動力[2]．但這種發(fā)動機(jī)制動僅起到車輛緩速的效果，沒有能量回收功能．

氣動-內(nèi)燃混合動力車輛的一個主要優(yōu)點(diǎn)就是能夠?qū)崿F(xiàn)制動能量回收．通過適當(dāng)?shù)母脑?，在車輛制動時，發(fā)動機(jī)以制動循環(huán)模式工作，將車輛動能轉(zhuǎn)化為壓縮空氣儲能；在車輛驅(qū)動時，回收的壓縮空氣可用于車輛起動、低速驅(qū)動以及發(fā)動機(jī)進(jìn)氣增壓，同時可實現(xiàn)節(jié)能減排，因而具有較好的應(yīng)用前景和實用價值[3-7]．

目前，大多數(shù)的研究人員采用無凸輪全可變氣門機(jī)構(gòu)對發(fā)動機(jī)進(jìn)行改造，實現(xiàn)混合動力不同工作模式的切換[8-14]．但無凸輪全可變氣門機(jī)構(gòu)復(fù)雜、成本高，距離實際應(yīng)用還需要一定的時間．此外，Zhao等[15-17]借助發(fā)動機(jī)制動執(zhí)行機(jī)構(gòu)提出了一種低成本的制動能量回收技術(shù)，該技術(shù)對發(fā)動機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)改動較大，可能會影響發(fā)動機(jī)正常進(jìn)氣．

筆者以傳統(tǒng)的發(fā)動機(jī)排氣輔助制動為基礎(chǔ)，提出了從排氣管回收壓縮空氣的方法，探討了發(fā)動機(jī)二沖程制動和四沖程制動的技術(shù)方案，并對制動過程進(jìn)行了理想熱力循環(huán)分析．

1 壓縮空氣再生制動原理

筆者研究的發(fā)動機(jī)壓縮空氣再生制動基于傳統(tǒng)四沖程發(fā)動機(jī)進(jìn)行改造，適用于在城市路況中運(yùn)行的車輛，如公交車、出租車等．如圖1所示，按照工作循環(huán)的行程數(shù)區(qū)分，有四沖程循環(huán)制動和二沖程循環(huán)制動，其中，四沖程制動方式又因壓縮空氣回收行程的不同，可分為壓縮行程回收和排氣行程回收．不同制動循環(huán)的進(jìn)排氣門及充氣閥開閉規(guī)律如圖2所示．

基于排氣行程回收的四沖程制動方案不需要對發(fā)動機(jī)缸蓋進(jìn)行改動，只需在排氣管中安裝蝶閥和氣體回收管路，回收管路再通過充氣閥及管路連接至儲氣罐．發(fā)動機(jī)正常工作時，排氣管中蝶閥打開、充氣閥關(guān)閉；發(fā)動機(jī)制動工作時，控制器切斷燃油供給，同時關(guān)閉蝶閥，在排氣行程某時刻開啟充氣閥，使缸內(nèi)氣體進(jìn)入儲氣罐．

基于壓縮行程回收的四沖程制動方案在安裝排氣蝶閥和氣體回收管路的基礎(chǔ)上，另外需要采用排氣門執(zhí)行機(jī)構(gòu)．發(fā)動機(jī)在制動工作時，控制器切斷燃油供給、關(guān)閉排氣管蝶閥，并激活排氣門執(zhí)行機(jī)構(gòu)，使排氣門在發(fā)動機(jī)壓縮行程后期小幅開啟，并且保持開啟狀態(tài)至排氣行程結(jié)束，同時在壓縮行程某時刻開啟充氣閥，回收壓縮空氣．

圖1 發(fā)動機(jī)壓縮空氣再生制動系統(tǒng)示意Fig.1Schematic diagram of engine air compression regenerative braking system

圖2 不同制動循環(huán)進(jìn)排氣門及充氣閥開閉規(guī)律Fig.2 Valve strategies of different braking cycle schemes

二沖程制動方案對發(fā)動機(jī)原有配氣機(jī)構(gòu)改動較大，筆者提出采用第2套凸輪實現(xiàn)制動工作的方案．在發(fā)動機(jī)制動工作時，控制器切斷燃油供給，通過凸輪切換機(jī)構(gòu)實現(xiàn)發(fā)動機(jī)模式凸輪向制動模式凸輪的切換，同時配合排氣管中的蝶閥和充氣閥，在排氣行程將氣體回收．

上述改造只針對制動循環(huán)，原有工作循環(huán)保持不變．由工作循環(huán)切換為制動循環(huán)時，控制器首先切斷燃油供給，使發(fā)動機(jī)處于熄火狀態(tài)，之后切換配氣方案，最后關(guān)閉排氣蝶閥，整個動作經(jīng)歷約2、3個循環(huán)的中間過渡狀態(tài)，可使原有工作循環(huán)中的高溫廢氣排出．

2 熱力循環(huán)建模

在分析發(fā)動機(jī)壓縮空氣再生制動循環(huán)過程中，為了解氣體回收特性和循環(huán)指示特性，需要對實際循環(huán)進(jìn)行簡化，采用典型的熱力過程來表示制動工作過程，使其便于建立數(shù)學(xué)模型，因此做出如下假設(shè)：①工質(zhì)為理想氣體；②缸內(nèi)氣體和排氣管緩沖腔內(nèi)氣體各狀態(tài)參數(shù)分布均勻；③進(jìn)排氣門的開啟和關(guān)閉瞬時完成，氣體進(jìn)出氣門無節(jié)流損失；④缸內(nèi)氣體以壓力能和熱能的形式存在，不考慮摩擦損失；⑤缸壁活塞都為絕熱壁面，同時不考慮漏氣損失．設(shè)發(fā)動機(jī)壓縮比為ε，排量為Vd，排氣管緩沖腔容積為Vexh，Vexh與Vd之比為γ，進(jìn)氣壓力與氣罐壓力之比為ρ，p、T、m和V分別為工質(zhì)的壓力、溫度、質(zhì)量和體積，W為輸出功，cV、cp、k分別為理想氣體比定容熱容、比定壓熱容和比熱比．在上述假設(shè)之下，前文所提的3種制動方案盡管具體的實現(xiàn)方法不同，但在理想情況下制動過程都包含了同一種熱力循環(huán)．圖3為所述理想熱力循環(huán)p-V圖．

圖3中1—2為進(jìn)氣過程，可視為理想的定壓絕熱過程，初始壓力和溫度與進(jìn)氣狀態(tài)相同，分別為p1、T1，由變質(zhì)量系統(tǒng)熱力學(xué)理論[18]得

圖3 發(fā)動機(jī)壓縮空氣制動缸內(nèi)示功圖Fig.3 Indicator diagram of engine air compression braking

2—5為壓縮過程：其中2—3過程缸內(nèi)氣體質(zhì)量不變，為絕熱壓縮過程，可得

3—4為排氣門打開瞬間缸內(nèi)氣體與排氣管緩沖腔內(nèi)氣體混合過程，假設(shè)混合前排氣緩沖腔內(nèi)氣體壓力、溫度與1點(diǎn)相同，由m3,u3+mexhuexh=m4,u4得

如果p4小于p5，則4—5為缸內(nèi)氣體與排氣管緩沖腔內(nèi)氣體共同壓縮過程，5點(diǎn)處缸內(nèi)氣體壓力等于氣罐壓力，可得

5—6為充氣過程，視為定壓絕熱過程，可得

6—1為等容過程，缸內(nèi)剩余氣體在進(jìn)氣門開啟瞬間排至大氣．

綜合上述公式，循環(huán)指示功可表示為

式中：λ為排氣門開啟時刻對應(yīng)的缸內(nèi)容積(V3)與排量Vd之比，其與排氣門開啟角之間的關(guān)系為

φ為排氣門開啟時曲軸轉(zhuǎn)角(上止點(diǎn)前0°～180°)；τ為發(fā)動機(jī)曲柄連桿比．

每循環(huán)回收的氣體質(zhì)量為

回收至氣罐的能量可表示為

當(dāng)混合后缸內(nèi)氣體壓力p4超過氣罐壓力(p5)時，壓縮過程4—5不存在，此時可用一個定容放氣過程來代替，如圖4所示．

圖4 低氣罐背壓下缸內(nèi)示功圖Fig.4 Indicator diagram at low tank pressure

由絕熱放氣過程熱力學(xué)關(guān)系式，可得

相應(yīng)地，可計算得到循環(huán)指示功W′、回收質(zhì)量Δm′和回收能量H′為

經(jīng)推導(dǎo)得Δm’=Δm．

3 循環(huán)性能計算

發(fā)動機(jī)壓縮空氣再生制動理想熱力循環(huán)類似于熱泵循環(huán)，本文借用熱泵循環(huán)性能系數(shù)(coefficient of performance，COP)定義制動循環(huán)熱力學(xué)性能，即

除此之外，以回收氣體的最大壓力和每循環(huán)回收的氣體質(zhì)量來評價壓縮空氣回收能力，以平均指示壓力來評價循環(huán)吸收功的能力．計算過程中以290F發(fā)動機(jī)為原型機(jī)，其壓縮比為19，單缸排量為477,cm3，曲柄連桿比為0.333．

3.1 回收氣體的最大壓力

當(dāng)氣罐壓力超過缸內(nèi)所能達(dá)到的最大壓縮壓力時，制動過程停止回收壓縮氣體．缸內(nèi)最大壓縮壓力的極限在V5到達(dá)V6時實現(xiàn)．由此計算得到不同壓縮比ε、排氣管緩沖腔容積與排量比γ和排氣門開啟提前角下回收氣體的最大壓力

圖5所示為排氣門開啟角度固定(上止點(diǎn)前90°)時回收氣體的最大壓力，顯而易見：壓縮比越大，排氣管緩沖腔容積與排量比γ越小，則回收的氣體最大壓力越大．隨著γ值的增加，壓縮比對最大回收壓力影響減弱．

圖5 回收氣體的最大壓力(排氣門在上止點(diǎn)前90°開啟)Fig.5Maximum pressure of regenerated compressed air(EVO at 90° before TDC)

在固定壓縮比(19)條件下，如圖6所示，隨著排氣門開啟提前角的減小，回收氣體的最大壓力逐漸上升；并且存在一個角度(圖中約70°)，當(dāng)排氣門開啟提前角大于這個角度(70°)時，開啟角對回收氣體的最大壓力影響微弱；而當(dāng)小于70°時，開啟角對回收氣體的最大壓力影響逐步增強(qiáng)(表現(xiàn)為曲線斜率的增加)．

由此可見，對于發(fā)動機(jī)壓縮空氣再生制動，壓縮比、排氣管緩沖腔容積的大小和排氣門開啟提前角共同影響著回收氣體的最大壓力．實際設(shè)計過程中，發(fā)動機(jī)排量、壓縮比等參數(shù)固定，需要結(jié)合具體結(jié)構(gòu)并根據(jù)上述關(guān)系合理選擇排氣管緩沖腔容積與排量比γ值和排氣門開啟提前角．綜合圖5和圖6，γ值選為0.2較為合適．

圖6 回收氣體的最大壓力(ε=19)Fig.6 Maximum pressure of regenerated compressed air (ε=19)

3.2 每循環(huán)回收的氣體質(zhì)量

在發(fā)動機(jī)壓縮空氣再生制動過程中，氣罐內(nèi)壓力不斷累積，如果考慮氣罐內(nèi)氣體等溫變化，則回收的能量取決于回收的氣體質(zhì)量．根據(jù)第2節(jié)推導(dǎo)結(jié)果可求出每循環(huán)回收的氣體質(zhì)量．假設(shè)大氣溫度為300,K，理想氣體常數(shù)為287,J/(kg·K)．為使每循環(huán)的氣體回收質(zhì)量更具普遍性，計算時將其除以發(fā)動機(jī)的排量，得到單位排量的氣體回收質(zhì)量．圖7所示為發(fā)動機(jī)壓縮比19、排氣管緩沖腔容積與排量比為0.2時，單位排量每循環(huán)回收的氣體質(zhì)量變化情況．隨著氣罐背壓的增加，循環(huán)回收的氣體質(zhì)量減小，減小排氣門開啟提前角則有利于氣體的回收．在相同發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下，由于二沖程制動每循環(huán)時間為四沖程制動的1/2，因此，二沖程制動氣體回收的質(zhì)量流量理論上為四沖程制動的2倍．

圖7 單位排量每循環(huán)回收的氣體質(zhì)量(ε=19，γ=0.2)Fig.7 Regenerated compressed air mass per cycle/displacement(ε=19，γ=0.2)

3.3 循環(huán)COP

根據(jù)式(20)對COP的定義，計算得到不同氣罐背壓和排氣門開啟提前角下的循環(huán)性能系數(shù)．如圖8所示，在發(fā)動機(jī)壓縮比為19、排氣管緩沖腔容積與排量比為0.2條件下，隨著氣罐背壓的增加，COP逐漸減?。诘蜌夤薇硥合拢龃笈艢忾T開啟提前角有利于能量回收，而在較高氣罐背壓條件下，減小排氣門開啟提前角有利于能量回收．因此，在發(fā)動機(jī)壓縮空氣制動過程中，需要控制排氣門開啟提前角由大變小，才能獲得最佳的COP．

圖8 循環(huán)性能系數(shù)對比(ε=19，γ=0.2)Fig.8 Cycle coefficient of performance(ε=19，γ=0.2)

3.4 循環(huán)平均指示壓力

平均指示壓力可表示為

由圖9可見，發(fā)動機(jī)壓縮比選為19、排氣管緩沖腔容積與排量比選為0.2的條件下，制動循環(huán)平均指示壓力隨著氣罐背壓的增加而增加，同時隨著排氣門開啟提前角的減小而增大．如果在低氣罐背壓條件下期望獲得較高的制動功率，則要控制排氣門開啟提前角靠近壓縮上止點(diǎn)．在相同的循環(huán)平均指示壓力條件下，由于二沖程制動循環(huán)時間為四沖程制動的1/2，因此二沖程發(fā)動機(jī)制動的功率為四沖程制動的2倍．

圖9 平均指示壓力變化(ε=19，γ=0.2)Fig.9 Indicated mean effective pressure(ε=19，γ=0.2)

4 二沖程制動初步試驗

針對二沖程制動，設(shè)計了制動模式凸輪，對發(fā)動機(jī)其中一缸進(jìn)行改造，開展了單缸發(fā)動機(jī)壓縮空氣制動初步試驗．試驗樣機(jī)參數(shù)如表1所示．

表1 試驗樣機(jī)參數(shù)Tab.1 Parameters of the tested engine

圖10為2組不同大小排氣管緩沖腔容積下的發(fā)動機(jī)壓縮空氣制動氣體質(zhì)量回收特性，720°曲軸轉(zhuǎn)角記為一個循環(huán)．發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1,200,r/min，由圖10可見，單位排量每循環(huán)的氣體回收質(zhì)量隨著氣罐背壓的增加而減小，證實排氣管緩沖腔容積較小時的回收情況優(yōu)于較大時的情況．由圖11可見，大、小2種排氣管緩沖腔容積下的最大回收氣體壓力分別約為0.6,MPa和0.7,MPa．圖12為排氣管緩沖腔容積為80,cm3、排氣門開啟提前角180°時的發(fā)動機(jī)壓縮空氣制動實測與理想的缸內(nèi)示功圖，圖中實測壓縮過程曲線與理想循環(huán)趨勢相符合．經(jīng)過擬合，實測壓縮過程線的多變指數(shù)約為1.39，接近絕熱指數(shù)1.4，表明實際壓縮過程接近絕熱壓縮．

圖10 氣體質(zhì)量回收特性實測值(1,200,r/min)Fig.10 Compressed air recycling characteristics at 1,200,r/min

圖11 氣罐內(nèi)氣體壓力累積實測值(1,200,r/min)Fig.11 Air accumulation pressure in the tank at 1,200,r/min

圖12 缸內(nèi)實測示功圖(1,200,r/min，pt=0.7,MPa)Fig.12 Tested indicator diagram in the tank at 1,200,r/min，pt=0.7,MPa

5 結(jié) 論

(1) 壓縮比、排氣管緩沖腔容積與排量比和排氣門開啟提前角3個因素共同影響著回收氣體的最大壓力．增大壓縮比、減小排氣管緩沖腔容積與排量比或者減小排氣門開啟提前角均可以提高回收氣體的最大壓力．實際設(shè)計中，在機(jī)械結(jié)構(gòu)允許的條件下，應(yīng)盡可能減小排氣管緩沖腔的容積．

(2) 在確定結(jié)構(gòu)參數(shù)(壓縮比、排氣管緩沖腔容積)后，減小排氣門開啟提前角可獲得較高的循環(huán)平均指示壓力和氣體回收質(zhì)量．

(3) 在低氣罐背壓條件下，排氣門開啟提前角越小，循環(huán)性能系數(shù)COP越小；在高氣罐背壓條件下，排氣門開啟提前角越小，循環(huán)性能系數(shù)COP越大．因此，隨著氣罐背壓的不斷上升，控制排氣門開啟提前角由大變小，可獲得最佳的制動循環(huán)性能(COP)．

(4) 二沖程制動循環(huán)性能系數(shù)(COP)與四沖程制動循環(huán)相同，但二沖程制動循環(huán)氣體回收質(zhì)量流量和制動功率在理論上是四沖程制動循環(huán)的2倍．

3種制動方案中，二沖程制動方案改造成本最高，基于排氣沖程回收的四沖程制動方案改造成本最小．實際應(yīng)用中，需要同時考慮制動需求和改造成本來選擇具體的制動方案．

［1］ Ehsani M，Gao Y，Emadi A. Modern Electric，Hybrid Electric，and Fuel Cell Vehicles：Fundamentals，Theory，and Design[M]. Boca Raton：CRC Press，2010.

［2］ Meistrick Z. Jacobs new engine brake technology[C] // International Truck & Bus Meeting & Exposition. USA，1992，922448.

［3］ Schechter M M. New cycles for automobile engines [C]//International Congress & Exposition. Michigan，USA，1999，1999-01-0623.

［4］ Schechter M M. Regenerative compression braking：A low cost alternative to electric hybrids[C] // SAE 2000 World Congress. Michigan，USA，2000，2000-01-1025.

［5］ Higelin P，Charlet A，Chamaillard Y. Thermodynamic simulation of a hybrid pneumatic-combustion engine concept[J]. International Journal of Applied Thermodynamics，2002，5(1)：1-11.

［6］ Donitz C，Vasile I，Onder C，et al. Realizing a concept for high efficiency and excellent driveability：The downsized and supercharged hybrid pneumatic engine[C] // SAE World Congress & Exhibition. Michigan，USA，2009，2009-01-1326.

［7］ Li Daofei，Wang Lei，Ye Jin，et al. Valve strategy design for braking energy regeneration through engine air compression[C]//The 2012 International Conference on Advanced Vehicle Technologies and Integration. Changchun，China，2012.

［8］ Zhao H，Psanis C，Ma T，et al. Theoretical and experimental studies of air-hybrid engine operation with fully variable valve actuation[J]. International Journal of Engine Research，2011，12(6)：527-548.

［9］ Donitz C，Vasile I，Onder C，et al. Modelling and optimizing two- and four-stroke hybrid pneumatic engines[J]. Journal of Automobile Engineering，2009，223(2)：255-280.

［10］ Brejaud P，Charlet A，Chamaillard Y，et al. Pneumatic-combustion hybrid engine：A study of the effect of the valvetrain sophistication on pneumatic modes[J]. Oil & Gas Science and Technology：Rev IFP，2010，65(1)：27-37.

［11］ Trajkovic S，Tunestal P，Johansson B，et al. Introductory study of variable valve actuation for pneumatic hybridization[C]//SAE World Congress & Exhibition. Michigan，USA，2007，2007-01-0288.

［12］ Trajkovic S，Tunestal P，Johansson B P. Investigation of different valve geometries and valve timing strategies and their effect on regenerative efficiency for a pneumatic hybrid with variable valve actuation[C] // 2008 SAE International Powertrains，F(xiàn)uels and Lubricants Congress. Shanghai，China，2008，2008-01-1715.

［13］ Tai C，Tsao T C，Levin M B，et al. Using camless valvetrain for air hybrid optimization[C] // SAE 2003 World Congress & Exhibition. Michigan，USA，2003，2003-01-0038.

［14］ Kang H，Tai C，Smith E，et al. Demonstration of airpower-assist(APA)engine technology for clean combustion and direct energy recovery in heavy duty application[C]// SAE World Congress & Exhibition. Michigan，USA，2008，2008-01-1197.

［15］ Zhao H，Psanis C，Ma T. Analysis of an air hybrid engine concept with an energy recovery valve[J]. International Journal of Vehicle Design，2011，55(1)：49-75.

［16］ Lee C Y，Zhao H，Ma T. A low cost air hybrid concept[J]. Oil & Gas Science and Technology：Rev IFP，2010，65(1)：19-26.

［17］ Lee C Y，Zhao H，Ma T. Pneumatic regenerative engine braking technology for buses and commercial vehicles[C] // Commercial Vehicle Engineering Congress. Illinois，USA，2011，2011-01-2176.

［18］ 吳沛宜，馬 元. 變質(zhì)量系統(tǒng)熱力學(xué)及其應(yīng)用[M].北京：高等教育出版社，1983.

Wu Peiyi，Ma Yuan. Variable Mass System Thermodynamics and Its Application [M]. Beijing：Higher Education Press，1983(in Chinese).

(責(zé)任編輯：金順愛)

Thermodynamic Analysis of Engine Air Compression Cycle for Regenerative Braking

Wang Lei，Li Daofei，Xu Huanxiang，F(xiàn)an Zhipeng，Yu Xiaoli
(Power Machinery and Vehicular Engineering Institute，Zhejiang University，Hangzhou 310027，China)

Braking energy regeneration is beneficial to the improvement of vehicle fuel economy. Among many regenerative braking approaches，air hybrid engine, which is based on conventional internal combustion engine，could realize braking energy recovery with high efficiency and low cost. Based on the conventional 4-stroke internal combustion engine，three engine compression regenerative braking approaches were proposed for air hybrid engines aiming to be applied to urban driving situations. The common ideal thermodynamic cycle was established，and the maximum regenerated air pressure，indicated mean effective pressure(IMEP)，coefficient of performance(COP)，and regenerated air mass per displacement were selected to analyze the cycle characteristics. The results show that higher compression ratio，smaller ratio of exhaust chamber to engine displacement or closer exhaust valve opening(EVO)angle before TDC(BTDC)could enhance the maximum regenerated air pressure. Considering the limitation of mechanical structure，the exhaust chamber volume should be designed as small as possible. During the process of regenerative braking，reducing the exhaust valve opening angle could obtain higher IMEP and larger compressed air quantity. With the increase of tank pressure，the EVO BTDC should be controlled from a big magnitude to a small one if the optimal COP is considered. 2-stroke regenerative braking has the same COP as 4-stroke case theoretically，while the regenerated air mass flow rate and the indicated power are twice as much as those of 4-stroke case.

engine braking；air compression；energy recovery

TK401

A

0493-2137(2014)01-0021-07

10.11784/tdxbz201305073

2013-05-31；

2013-06-28．

國家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計劃(973計劃)資助項目(2011CB707205)；國家自然科學(xué)基金資助項目(50976104).

王 雷（1987— ），男，博士研究生，zjuwl@zju.edu.cn.

李道飛，dfli@zju.edu.cn.