吳中浪，陳 韜，謝 輝，石皓天，楊志偉，趙 華,

(1.天津大學(xué)內(nèi)燃機燃燒學(xué)國家重點實驗室，天津 300072；2.布魯內(nèi)爾大學(xué)先進動力和燃油研究中心，倫敦UB8 3PH)

國家第 4階段油耗法規(guī)的出臺對車用發(fā)動機的燃油經(jīng)濟性提出了更為嚴(yán)苛的要求.而根據(jù)美國能源部數(shù)據(jù)預(yù)測顯示，至 2040年點燃式內(nèi)燃機仍將占據(jù)90%的輕型車市場[1]，汽油機熱效率的進一步提升不僅對社會的可持續(xù)發(fā)展具有重大意義，也是當(dāng)前汽車行業(yè)的迫切需求.在乘用車汽油機小型強化的發(fā)展趨勢下，現(xiàn)代汽油機壓縮比一般限制在 10左右，而提高幾何壓縮比是提升汽油機熱效率的強有力手段，趙華等[2]指出當(dāng)壓縮比從 10增加至 14時，比油耗減少可達10%.豐田公司量產(chǎn)的第4代Prius混合動力轎車所搭載的 1.8L排量自然吸氣發(fā)動機ESTEC 2ZR-FXE，壓縮比提升至 13，在 Atkinson循環(huán)和外部 EGR以及高能點火等技術(shù)的輔助下，實現(xiàn)了最高40%的有效熱效率[3].本田公司為雅閣混合動力轎車所研發(fā)的下一代 2.0L發(fā)動機同樣采用了 13壓縮比，最高有效熱效率接近 39%，其最低有效燃油消耗率降至214g/(kW·h)，相較上一代10.6壓縮比發(fā)動機平臺進一步降低10%[4].馬自達公司在提升壓縮比的道路上更為激進，其創(chuàng)馳藍天發(fā)動機Skyactiv-G系列采用 14壓縮比設(shè)計(北美市場為 13壓縮比)，較上一代11.2壓縮比汽油機平臺在NEDC循環(huán)下油耗改善15%[5].然而提高汽油機壓縮比會導(dǎo)致大負荷時爆震傾向加劇.這將導(dǎo)致點火時刻的推遲以及大負荷燃油加濃現(xiàn)象的加劇，反而不利于經(jīng)濟性的改善.因此，在高壓縮比直噴增壓汽油機上采用米勒循環(huán)降低有效壓縮比，維持高膨脹比來抑制爆震有利于進一步提升其經(jīng)濟性.米勒循環(huán)技術(shù)一般使用較短持續(xù)期的進氣凸輪軸，通過實現(xiàn)進氣門早關(guān)來降低有效壓縮比，力爭降低壓縮終了缸內(nèi)溫度，抑制大負荷爆震和優(yōu)化燃燒相位.米勒循環(huán)還可以改善部分負荷下的泵氣損失[6]，其與增壓的協(xié)同優(yōu)化可以在較為寬廣的工況范圍內(nèi)實現(xiàn)熱效率的提升[7].

但對于使用進氣門早關(guān)策略的米勒循環(huán)來說，米勒循環(huán)程度增大會不可避免地導(dǎo)致進氣門開啟時刻(IVO時刻)提前，而進氣門早開則會導(dǎo)致缸內(nèi)廢氣前回流的問題，前回流的缸內(nèi)廢氣對進氣充量起到加熱作用[8]，這一作用有可能抵消有效壓縮比減小帶來缸內(nèi)溫度降低的效果.因此，需要優(yōu)化氣門策略以進一步提升高壓縮比米勒循環(huán)汽油機的經(jīng)濟性.

1 研究方法

本研究采用的實驗平臺是基于某車企量產(chǎn)的一臺 2.0L雙 VVT增壓直噴汽油機，出于研究目的對其進行了改裝，重新安裝的米勒循環(huán)進氣凸輪軸最大升程為6mm，開啟持續(xù)期為 160°CA，用于替換原機9mm 升程，200°CA持續(xù)期的凸輪軸(氣門開閉時刻均以0.5mm升程為準(zhǔn)).進排氣側(cè)VVT的可調(diào)節(jié)范圍為50°CA.2種進氣凸輪軸型線對比如圖1所示，排氣仍采用原機凸輪軸，實驗中通過調(diào)節(jié) IVO時刻來實現(xiàn)不同程度的米勒循環(huán).此外將原機9.6壓縮比平頂活塞更換為本課題組重新設(shè)計的 13.4幾何壓縮比活塞.發(fā)動機改裝后具體參數(shù)如表1所示.

圖1 米勒循環(huán)凸輪軸與原機凸輪軸型線對比Fig.1 Comparison of intake cam profile between Miller cycle engine and the original engine

表1 發(fā)動機技術(shù)參數(shù)Tab.1 Engine specifications

實驗臺架的控制系統(tǒng)采用 dSPACE公司的MicroAutobox和 RapidPro快速原型控制系統(tǒng).缸內(nèi)壓力信號采用Kistler公司的6053C壓電晶體傳感器進行測量，Lambda則采用ETAS公司的LA4線性氧傳感器進行實時測量.具體實驗系統(tǒng)如圖2所示.研究在原機常用標(biāo)定工況點所對應(yīng)的循環(huán)噴油量下進行，固定發(fā)動機轉(zhuǎn)速 2000r/min，分別選取原機平均有效壓力(brake mean effective pressure，BMEP)分別約為 0.3MPa、0.5MPa和 0.65MPa這 3種負荷所對應(yīng)的單缸循環(huán)噴油量作為實驗循環(huán)噴油量的固定基準(zhǔn).每缸基準(zhǔn)循環(huán)噴油量分別為 11.8mg、19.3mg和23.7mg.每檔循環(huán)噴油量下進氣門開啟時刻在325～370°CA ATDC范圍內(nèi)以 15°CA 間隔調(diào)節(jié)，排氣門關(guān)閉時刻在340～385°CA ATDC范圍內(nèi)同樣以15°CA間隔調(diào)節(jié)，在所有正氣門重疊角策略下可能的氣門相位組合下進行實驗，實驗過程中節(jié)氣門開度配合氣門相位變化進行調(diào)節(jié)，以保證燃空當(dāng)量比 1，點火提前角均在爆震限制下優(yōu)化至 MBT點，爆震邊界標(biāo)準(zhǔn)為缸內(nèi)壓升率不超過 0.5MPa/(°CA).實驗油溫和冷卻水溫均保持在 85℃.其中進排氣門相位所對應(yīng)的有效壓縮比和有效膨脹比如表 2所示.熱平衡分析計算中，燃燒過程傳熱損失率定義為傳熱損失與單缸循環(huán)噴油量低熱值的比值，燃燒過程傳熱損失為燃料實際燃燒釋放的熱量和凈放熱量的差[9]，即：

式中：θ1為燃燒始點；θ2為燃燒終點；mcycle為單缸每循環(huán)噴油量；QLHV為汽油低熱值；cη為燃燒效率.mcycle、QLHV和cη的乘積為燃料實際燃燒釋放熱量，由于排放數(shù)據(jù)未測量，這里燃燒效率采用經(jīng)驗公式[10]計算.QHRR為通過對缸壓曲線處理得到的瞬時放熱率曲線，其積分區(qū)間均定為點火上止點前50°CA 至點火上止點后 100°CA，積分項為凈放熱量.熱功轉(zhuǎn)化損失Qexh定義為凈放熱量減去毛指示功，即

圖2 實驗臺架示意Fig.2 Schematic of experimental bench

表2 進排氣門相位對應(yīng)的有效壓縮比和有效膨脹比Tab.2 Effective compression ratio and effective expansion ratio corresponding to different valve timing

2 實驗結(jié)果及分析

2.1 米勒循環(huán)對高壓縮比汽油機熱效率提升的效果

圖3(a)～(c)分別給出了發(fā)動機 2000r/min時，3種循環(huán)噴油量(11.8mg、19.3mg和 23.7mg)下，不同有效膨脹比對熱效率的影響規(guī)律.從圖3可以看出，在有效壓縮比可調(diào)范圍內(nèi)，對于這 3種循環(huán)噴油量，指示熱效率在各有效膨脹比下總體都隨有效壓縮比RECR的降低而升高.針對3組循環(huán)噴油量實驗，其最優(yōu)熱效率點分別在有效膨脹比 REER為 13.4、13.3和 13.3情況下達到.在循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負荷工況下，相同有效壓縮比RECR下的指示熱效率隨有效膨脹比的增大而升高，這主要是由于小負荷工況泵氣損失在一定范圍內(nèi)會隨排氣門關(guān)閉時刻 EVC的推遲而減小.這與圖4中傳熱損失隨有效膨脹比增大而減小的趨勢在熱效率優(yōu)化方向上一致.

圖3 3種循環(huán)噴油量下指示熱效率隨有效壓縮比的變化規(guī)律Fig.3 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at three cyclic fueling rates

而在循環(huán)噴油量m為19.3mg和23.7mg的中等負荷工況下，各有效壓縮比指示熱效率最優(yōu)點的有效膨脹比并不相同，這主要是由于負荷增大后，推遲排氣門開啟將不利于推出損失減小，所以泵氣損失在一定范圍內(nèi)反而會隨有效膨脹比的增大而增大，這與圖4中燃燒過程傳熱損失隨有效膨脹比增大而減小的趨勢在熱效率優(yōu)化上存在“trade-off”關(guān)系.因此中等負荷水平下，不同有效壓縮比下的最佳有效膨脹比并不一致.傳熱損失隨有效膨脹比的增大而減小主要是由于推遲排氣門關(guān)閉有利于排氣道重吸廢氣，提升缸內(nèi)工質(zhì)比熱容降低燃燒溫度.

圖4 燃燒過程傳熱損失和泵氣損失隨有效膨脹比的變化規(guī)律Fig.4 Effects of effective expansion ratio on heat transfer loss and pumping loss in the combustion process

取這 3組循環(huán)噴油量實驗最優(yōu)熱效率點的有效膨脹比(分別為 13.4、13.3和 13.3)，其排氣門關(guān)閉時刻(EVC 時刻)(分別為 385°CA ATDC、370°CA ATDC和 370°CA ATDC)固定為后文所有分析的基準(zhǔn).圖5顯示在最優(yōu)有效膨脹比下，米勒循環(huán)對小負荷熱效率的改善效果更為顯著，在循環(huán)噴油量為11.8mg的小負荷工況附近指示熱效率最高為37.4%，相較該循環(huán)噴油量下原機 32.5%的指示熱效率提升約 15%，相較于有效壓縮比為 13.3(即幾乎沒有米勒循環(huán)效果的點)提升約 12%.而在循環(huán)噴油量為 19.3mg和 27.3mg的工況下，最高指示熱效率分別達到 40%和 40.4%，相較原機水平均提高 11%左右，相較于有效壓縮比為 13.3，即幾乎沒有米勒循環(huán)效果的點分別提升約8%和10%.對于圖5中循環(huán)噴油量為 27.3mg的工況，其指示熱效率在有效壓縮比較高的階段低于循環(huán)噴油量為 19.3mg的工況，但隨著有效壓縮比的降低，前者指示熱效率迅速趕上并超過后者，這主要是米勒循環(huán)對前者的爆震傾向起到了良好的抑制，優(yōu)化了燃燒相位所致.

圖5 最優(yōu)有效膨脹比下有效壓縮比對指示熱效率的影響Fig.5 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at optimized effective expansion ratio

2.2 米勒循環(huán)對高壓縮比汽油機燃燒過程的影響

將3種循環(huán)噴油量的排氣門關(guān)閉時刻EVC分別固定為上文中的最佳值，即 385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC，考察這3種循環(huán)噴油量下米勒循環(huán)程度對燃燒過程的影響規(guī)律.

圖6顯示米勒循環(huán)在一定程度上可以降低排氣溫度，排氣溫度的高低反映了廢氣所帶走焓的多少.從圖6可以看出，中小負荷水平下排氣溫度總體上都隨米勒循環(huán)程度的增大而降低，在循環(huán)噴油量為11.8mg的小負荷工況效果最為明顯，排氣溫度最大降幅51K，而循環(huán)噴油量為19.3mg和23.7mg的中等負荷工況排溫降低略有降低但總體變化幅度較小.

圖6 排氣溫度隨有效壓縮比的變化規(guī)律Fig.6 Effects of effective compression ratio on exhaust gas temperature

米勒循環(huán)在降低排氣溫度的同時，還能顯著降低中等負荷傳熱損失，圖7顯示3種循環(huán)噴油量下，米勒循環(huán)對傳熱損失的改善效果，其中循環(huán)噴油量為19.3mg和 23.7mg的中等負荷工況效果較為明顯，傳熱損失最大分別降低 33J和 22J，減少約 26%和18%.這主要是由于米勒循環(huán)帶來的進氣道廢氣重吸效應(yīng)提升了缸內(nèi)工質(zhì)的比熱容所致.而在循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負荷工況，米勒循環(huán)對傳熱損失改善效果稍小，最大相對減小約14%.

圖7 傳熱損失隨有效壓縮比的變化規(guī)律Fig.7 Effects of effective compression ratio on heat transfer loss

圖8 燃燒特征參數(shù)隨有效壓縮比的變化規(guī)律Fig.8 Effects of effective compression ratio on combustion characteristic parameters

圖8給出了3循環(huán)噴油量下，燃燒相位CA50、燃燒持續(xù)期CA10～90以及熱功轉(zhuǎn)化損失率隨有效壓縮比的變化規(guī)律.隨著IVO時刻的提前，米勒循環(huán)程度在不斷增大，但在可調(diào)范圍內(nèi)，有效壓縮比的降低并沒有對循環(huán)噴油量為11.8mg和19.3mg的工況的燃燒相位起到明顯優(yōu)化作用，這主要是由于進氣道廢氣重吸對缸內(nèi)工質(zhì)的加熱作用與有效壓縮比減小帶來的降溫作用存在相互競爭的關(guān)系，因此在各自最優(yōu)點火時刻下，CA50隨著米勒循環(huán)程度的增大反而先推遲后提前至初始水平，這說明在此時米勒循環(huán)的引入并沒有降低缸內(nèi)壓縮終了熱狀態(tài)；而對于循環(huán)噴油量為 23.7mg的工況，由于負荷水平升高，缸內(nèi)殘余廢氣率整體下降，米勒循環(huán)對 CA50的優(yōu)化效果開始體現(xiàn)出來，有效壓縮比從 13.3降低至 11.4的過程中，CA50提前了5.3°CA，但有效壓縮比降低的初期對CA50影響并不大，直到有效壓縮比小于12.4后，米勒循環(huán)對 CA50的優(yōu)化作用才變得十分明顯，這說明在循環(huán)噴油量為 23.7mg的負荷水平下，有效壓縮比降低至一定程度后，其降低缸內(nèi)溫度效果才能抵消掉進氣道廢氣重吸的加熱影響.對于循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負荷工況，米勒循環(huán)程度的增大使燃燒持續(xù)期CA10～90也出現(xiàn)了先增大后減小至初始水平的規(guī)律.對于循環(huán)噴油量為 19.3mg的工況，其燃燒持續(xù)期隨著米勒循環(huán)程度的增大而被拉長，有效壓縮比為11.4時的CA10～90相比有效壓縮比13.3的點延長了 3.7°CA.而負荷水平進一步增大到循環(huán)噴油量為 23.7mg的工況后，米勒循環(huán)對 CA10～90的影響較小，各有效壓縮比下 CA10～90基本相同.CA50和 CA10～90的變化對熱效率的影響可以由圖8中熱功轉(zhuǎn)化損失率的變化規(guī)律上反映出來，由于在循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負荷工況 CA50和CA10～90均先增大后減小，所以熱功轉(zhuǎn)化損失率也呈現(xiàn)出相同的趨勢.對于循環(huán)噴油量為19.3mg的中等負荷工況，由于其 CA10～90隨著有效壓縮比的減小而延長，熱功轉(zhuǎn)化損失率也在不斷提高.

2.3 米勒循環(huán)促進高壓縮比汽油機小負荷SI-HCCI混合燃燒

對于高壓縮比汽油機而言，其較高的壓縮終了溫度很容易在殘余廢氣率較高的小負荷工況發(fā)生 SIHCCI混合燃燒.SI-HCCI混合燃燒以SI燃燒開始，中后期在較高的熱氛圍下以HCCI壓燃結(jié)束，屬于一種可控自燃，SI燃燒中適當(dāng)引入自燃有利于加速燃燒并提高熱效率.而米勒循環(huán)程度的增大同時意味著 IVO時刻的提前，導(dǎo)致更多缸內(nèi)熾熱廢氣在正氣門重疊角階段被推入進氣道并在進氣行程中重新被吸回.米勒循環(huán)帶來的這種進氣道廢氣重吸現(xiàn)象加熱了新鮮充量，廢氣重吸加熱作用與米勒循環(huán)降低缸內(nèi)溫度的作用相互競爭，二者耦合對缸內(nèi)熱狀態(tài)的調(diào)控存在“trade-off”關(guān)系.這里判別SI-HCCI混合燃燒發(fā)生的標(biāo)準(zhǔn)是對放熱率求二階導(dǎo)數(shù)，判斷主放熱階段前放熱率二階導(dǎo)是否存在極大值點，用于判斷是否產(chǎn)生燃燒速度的突增，二階導(dǎo)數(shù)極大值點即對應(yīng) HCCI發(fā)生的始點.

圖9給出了汽油機轉(zhuǎn)速為2000r/min，循環(huán)噴油量為 11.8 mg的小負荷工況下，有效膨脹比為 13.4時，4種有效壓縮比的百循環(huán)放熱率曲線.結(jié)果可以發(fā)現(xiàn) 4種米勒循環(huán)程度下都發(fā)生了不同程度的 SIHCCI混合燃燒.其中有效壓縮比為12.4和11.4工況混合燃燒較為明顯，有效壓縮比為 13.3工況下混合燃燒程度較輕微，存在后期自燃的循環(huán)數(shù)較少，后期自燃峰值較低，而當(dāng)有效壓縮比降低至13.0時，混合燃燒現(xiàn)象基本消失.

圖9 小負荷工況下4種米勒循環(huán)程度下的百循環(huán)放熱率Fig.9 Heat release rate trace of 100 consecutive cycles in four Miller cycles under small load

這主要是由于此時進氣道重吸廢氣量對工質(zhì)的加熱作用超過了有效壓縮比降低的降溫效果，較高的缸內(nèi)熱氛圍在廢氣量不足、稀釋度不足的情況下會導(dǎo)致較為劇烈的自燃，此時為了避免爆震，點火時刻無法進一步提前，這在一定程度上也導(dǎo)致了圖8中有效壓縮比為13工況點CA50的推遲.而隨著IVO時刻繼續(xù)提前，廢氣重吸量增大，此時缸內(nèi)廢氣稀釋度上升可以有效地將后期自燃控制在合理的水平，形成可控自燃.點火時刻也得以再度提前，促進了圖9(c)和圖9(d)中更為明顯的SI-HCCI混合燃燒.如圖10所示，放熱率連續(xù)百循環(huán)中，SI-HCCI混合燃燒發(fā)生的概率隨有效壓縮比的減小先減小后增大至70%.

對于 11.4有效壓縮比下存在后期自燃的循環(huán)，如圖11所示，其部分循環(huán)放熱率峰值達到了40J/(°,CA)以上.這種 SI-HCCI混合燃燒由于燃燒中后期的快速自燃，在一定程度上很好地彌補了由于廢氣稀釋燃燒所導(dǎo)致的燃燒速度減慢，因此對于圖8中循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負荷工況，除了沒有發(fā)生明顯混合燃燒的有效壓縮比為 13.0的工況點，其燃燒持續(xù)期都沒有因重吸廢氣量的增多而出現(xiàn)明顯的延長，而是保持在大致相同的水平.

圖10 不同有效壓縮比下百循環(huán)SI-HCCI發(fā)生率Fig.10 Probability of SI-HCCI in 100 consecutive cycles at different effective compression ratios

圖11 小負荷工況某循環(huán) SI-HCCI混合燃燒缸內(nèi)壓力及放熱率Fig.11 Cylinder pressure and heat release rate of certain SI-HCCI hybrid combustion cycle under small load

雖然米勒循環(huán)促進了小負荷的 SI-HCCI混合燃燒并改善了熱效率，但導(dǎo)致了循環(huán)波動一定程度的增大，圖12中可以看到循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負荷工況，隨著有效壓縮比的降低，循環(huán)波動先增大后減小，RCOV,IMEP峰值達到 4.29%，這主要是由于 SIHCCI混合燃燒本身對邊界條件的敏感度高以及缸內(nèi)較高的殘余廢氣率所致.而隨著負荷的升高，殘余廢氣量整體降低，循環(huán)波動變大的趨勢不再明顯，在循環(huán)噴油量為 23.7mg的中等負荷工況反而降低，這主要是米勒循環(huán)使該負荷水平的燃燒相位得到了較好的優(yōu)化所致.

圖12 米勒循環(huán)對循環(huán)波動的影響Fig.12 Effects of Miller cycle on cyclic variation

2.4 米勒循環(huán)對各項損失占比影響分析

米勒循環(huán)帶來的進氣道廢氣重吸現(xiàn)象不僅可以降低傳熱損失并促進小負荷下的 SI-HCCI混合燃燒，對泵氣損失的降低也有較好的效果.由于被推入進氣道的廢氣將擠占進入缸內(nèi)新鮮充量的體積，為了保證過量空氣系數(shù)λ=1，在固定循環(huán)噴油量的情況下節(jié)氣門開度需要增大來配合米勒循環(huán)程度的增大(即IVO時刻的提前)，進而大大降低了泵氣損失.

圖13給出了米勒循環(huán)對3種循環(huán)噴油量下泵氣損失的優(yōu)化能力，隨著有效壓縮比的降低，節(jié)氣門開度不斷增大，3種循環(huán)噴油量工況泵氣損失均不斷減小，其中循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負荷工況最為明顯，泵氣損失最高改善達 40%.綜合統(tǒng)計分析各項損失占總?cè)剂蠠崃康谋戎?，可得?3種循環(huán)噴油量下，米勒循環(huán)對熱效率改善的關(guān)鍵途徑.

圖13 中小負荷工況米勒循環(huán)對泵氣損失的優(yōu)化能力Fig.13 Effects of Miller cycle on reducing pumping loss under small and medium loads

圖14 循環(huán)噴油量為11.8 mg小負荷工況熱平衡Fig.14 Heat balance in small-load operation at cyclic fueling rate of 11.8 mg

圖15 循環(huán)噴油量為19.3 mg中負荷工況熱平衡Fig.15 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 19.3 mg

圖16 循環(huán)噴油量為23.7 mg中負荷工況熱平衡Fig.16 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 23.7 mg

從圖14～圖16中可以得到，在循環(huán)噴油量為11.8mg的小負荷工況，米勒循環(huán)改善熱效率的途徑主要依靠泵氣損失的減小.米勒循環(huán)程度增大，其最大泵氣損失收益為最大傳熱損失收益1.4倍.而隨著循環(huán)噴油量的增大，泵氣損失占所有損失總比例整體減小，此時米勒循環(huán)優(yōu)化熱效率的途徑主要通過燃燒過程傳熱損失的改善，在有效壓縮比降低的過程中，循環(huán)噴油量為19.3mg和23.7mg工況最大傳熱損失收益分別為最大泵氣損失收益的3倍和2.5倍.由于負荷增大后米勒循環(huán)對 CA50的優(yōu)化作用開始體現(xiàn)，循環(huán)噴油量為 23.7mg工況下熱功轉(zhuǎn)化損失率得到了一定程度的改善.最大熱功轉(zhuǎn)化損失率的改善與最大泵氣損失的改善相等.

3 進氣道廢氣前回流一維仿真分析

為了更好地解釋以上實驗現(xiàn)象和結(jié)果并深入了解米勒循環(huán)引入的進氣道廢氣重吸現(xiàn)象給燃燒過程帶來的影響，筆者基于 GT-POWER平臺，利用事先搭建好并標(biāo)定過的發(fā)動機模型以及實驗邊界條件進行了一維仿真；對米勒循環(huán)程度增大，即進氣門開啟時刻提前的這個過程中進氣道廢氣重吸的流動現(xiàn)象進行了研究分析.模擬發(fā)動機轉(zhuǎn)速為 2000r/min，分別固定每缸循環(huán)噴油量為 11.8mg、19.3mg和23.7mg與實驗值相同，燃燒模型采用韋伯燃燒模型，所需輸入的燃燒相位和燃燒持續(xù)期取自實驗數(shù)據(jù)，模型進排氣門及節(jié)氣門流量系數(shù)信息由原廠提供.進氣門開啟時刻θIVO從370°CA ATDC開始提前至 325°CA ATDC，間隔取 5°CA 進行模擬，排氣門關(guān)閉時刻 EVC分別固定為 385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC，與前文基準(zhǔn)保持一致.

圖17(a)給出了轉(zhuǎn)速為 2000r/min、循環(huán)噴油量為 11.8mg工況，不同進氣門開啟時刻下通過單個進氣門工質(zhì)質(zhì)量流量曲線變化規(guī)律，正值代表工質(zhì)流入氣缸，負值代表工質(zhì)從氣缸進入進氣道.提取循環(huán)噴油量為11.8mg、19.3mg和23.7mg這3種工況下的模擬結(jié)果，并分別對推入進氣道廢氣的質(zhì)量流量曲線進行積分，可以得到圖17(b)中各負荷條件下，單個進氣門廢氣重吸質(zhì)量變化規(guī)律.從圖中可以發(fā)現(xiàn)當(dāng)米勒循環(huán)程度增大，即進氣門開啟(IVO)時刻逐漸提前于進排氣上止點時，每循環(huán)被推入進氣道的廢氣在逐步增多，且以循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負荷工況和循環(huán)噴油量為 19.3mg的中等負荷工況較為明顯，但隨著負荷進一步的增大，進氣道廢氣重吸的“效率”開始下降，即廢氣重吸質(zhì)量隨IVO提前而增加的趨勢開始放緩.這主要是由于歧管壓力隨負荷同步增大，正氣門重疊角階段壓差逐漸縮小所致.

圖17 米勒循環(huán)對進氣道廢氣重吸的影響Fig.17 Effects of Miller cycle on exhaust gas rebreathing through intake port

以點火上止點前 50°CA的缸內(nèi)溫度 T50為基準(zhǔn)，圖18進一步分析了米勒循環(huán)對 3種循環(huán)噴油量下壓縮終了缸內(nèi)熱狀態(tài)的實際影響情況.從圖18中可以看出，在循環(huán)噴油量為 11.8mg工況下，缸內(nèi)壓縮終了的溫度隨米勒循環(huán)程度的增大出現(xiàn)了先升高后趨平的趨勢，這主要是前期廢氣重吸對缸內(nèi)的加熱作用強于米勒循環(huán)有效壓縮比減小的降溫作用，而后期二者作用基本持平，此階段米勒循環(huán)程度增大的作用是在保證缸內(nèi)熱氛圍基本持平的同時，提高了廢氣稀釋度，使得 SI-HCCI混合燃燒的后期自燃部分更易受控制.在循環(huán)噴油量為 19.3mg負荷水平下，進氣門開啟(IVO)時刻提前，即米勒循環(huán)程度的增大同樣沒有能降低壓縮終了時的缸內(nèi)溫度，這也很好地解釋了該循環(huán)噴油量工況燃燒相位隨米勒循環(huán)程度的增大先推遲后提前至初始水平的現(xiàn)象.而由于廢氣重吸效果隨負荷的增大被削弱，米勒循環(huán)在循環(huán)噴油量為 23.7mg工況下，其廢氣重吸的加熱效果并不明顯，但可以在一定程度上提高缸內(nèi)廢氣稀釋度，使點火時刻優(yōu)化提前，進而優(yōu)化燃燒相位.

圖18 上止點前 50°CA缸內(nèi)溫度隨 IVO相對 TDC提前角度的變化規(guī)律Fig.18 Effects of advanced timing of intake valve opening with respect to TDC on T50

4 結(jié) 論

(1) 米勒循環(huán)對高壓縮比增壓汽油機中小負荷熱效率均具有較好的改善效果，應(yīng)用米勒循環(huán)在發(fā)動機為 2000r/min，單缸循環(huán)噴油量為 11.8mg，19.3mg和 23.7mg的工況(原機 BMEP為 3MPa、5MPa和0.65MPa工況)下分別達到了最高37.4%、40%和 40.4%的指示熱效率.相比中等負荷，米勒循環(huán)對循環(huán)噴油量為 11.8mg的小負荷工況熱效率提升效果更為明顯，其熱效率相比該循環(huán)噴油量下幾乎沒有米勒循環(huán)效果的工況點提升達12%.

(2) 米勒循環(huán)的引入會帶來進氣道廢氣重吸現(xiàn)象，由于重吸廢氣對工質(zhì)的加熱作用與有效壓縮比減小帶來的降溫作用存在競爭關(guān)系，米勒循環(huán)并不一定能降低壓縮終了缸內(nèi)溫度來優(yōu)化燃燒相位.在廢氣重吸現(xiàn)象較明顯的循環(huán)噴油量為 11.8mg小負荷工況以及循環(huán)噴油量為 19.3mg的中等負荷工況下，米勒循環(huán)對燃燒相位幾乎沒有優(yōu)化作用，反而呈現(xiàn)先推遲后提前至初始水平的規(guī)律；廢氣重吸效應(yīng)隨著負荷進一步升高被顯著削弱，米勒循環(huán)在缸內(nèi)熱氛圍基本持平的情況下，其所帶來的廢氣稀釋度增加使得循環(huán)噴油量為 23.7mg的工況點火時刻得以提前，進而使燃燒相位最高可優(yōu)化5.3°CA.

(3) 高壓縮比汽油機在小負荷工況結(jié)合米勒循環(huán)帶來的進氣道廢氣重吸效應(yīng)，在改善泵氣損失的同時，可以促進 SI-HCCI混合燃燒的發(fā)生，加速燃燒，維持高廢氣率下的燃燒等容度.

(4) 高壓縮比汽油機應(yīng)用米勒循環(huán)能不同程度地改善泵氣損失和傳熱損失.應(yīng)用米勒循環(huán)在小負荷工況提升熱效率主要依靠泵氣損失的改善，其次是傳熱損失的改善；在循環(huán)噴油量為 19.3mg和23.7mg的工況下，傳熱損失改善上升為主要因素.