胡志遠(yuǎn)，徐 揚(yáng)，房 亮，樓狄明，譚丕強(qiáng)

（同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804）

汽車是能耗大戶［1］，為促進(jìn)乘用車油耗的整體下降，我國于2021年7月開始實(shí)行GB 19578―2021《乘用車燃料消耗量限值》［2］，確定了乘用車油耗限值5年內(nèi)從5 L·（100 km）-1降到4 L·（100 km）-1的要求。為實(shí)現(xiàn)油耗限值目標(biāo)，全可變配氣控制［3］、可變壓縮比［4］、米勒循環(huán)［5］等提高汽油機(jī)熱效率、降低油耗的技術(shù)成為研究熱點(diǎn)。

通過控制氣門開閉時(shí)刻，米勒循環(huán)將發(fā)動機(jī)膨脹比與壓縮比解耦，在降低發(fā)動機(jī)有效壓縮比的同時(shí)維持膨脹比不變，從而提高發(fā)動機(jī)熱效率，改善燃油經(jīng)濟(jì)性［6］，是降低汽油機(jī)油耗的主流技術(shù)之一［7］。國內(nèi)外學(xué)者通過試驗(yàn)［8］和仿真［9］手段開展了米勒循環(huán)對汽油機(jī)性能影響的研究。鄭斌等［10］對米勒循環(huán)改善增壓直噴汽油機(jī)熱效率的機(jī)理進(jìn)行分析，進(jìn)氣門早關(guān)（early inlet valve closing，EIVC）和進(jìn)氣門晚關(guān)（late intake valve closing，LIVC）策略下米勒循環(huán)都可減小發(fā)動機(jī)部分負(fù)荷工況的泵氣損失（pump mean effective pressure，PMEP），提升機(jī)械效率，降低缸內(nèi)傳熱損失，從而促進(jìn)油耗的改善。陳虎等［11］在增壓直噴發(fā)動機(jī)上通過一維仿真、計(jì)算流體力學(xué)和試驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn)，米勒循環(huán)可大幅減小低負(fù)荷區(qū)域的泵氣損失；魏楓展［12］發(fā)現(xiàn)米勒循環(huán)可提升發(fā)動機(jī)機(jī)械效率；吳中浪等［13］通過優(yōu)化高壓縮比米勒循環(huán)汽油機(jī)氣門策略后發(fā)現(xiàn)，米勒循環(huán)對2 000 r·min-1低負(fù)荷工況熱效率提升更為明顯；Perceau等［14］通過零維模型仿真發(fā)現(xiàn)，米勒循環(huán)節(jié)油率可達(dá)4%；陳硯才等［15］對不同米勒深度的2.0 L增壓缸內(nèi)直噴汽油機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)研究，結(jié)果表明適度的米勒循環(huán)有利于發(fā)動機(jī)經(jīng)濟(jì)性的改善。另一方面，米勒循環(huán)可有效降低高負(fù)荷工況的爆震，改善發(fā)動機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性［16］。目前，有關(guān)米勒循環(huán)發(fā)動機(jī)高負(fù)荷的研究多結(jié)合廢氣再循環(huán)（exhaust gas recirculation，EGR）［17］、壓縮比［18］等開展。

為提高混合動力汽車的整車能源效率，混合動力汽車多采用米勒循環(huán)發(fā)動機(jī)［19-20］。渠肖楠等［21］的研究結(jié)果表明，在混合動力發(fā)動機(jī)上采用米勒循環(huán)、廢氣再循環(huán)、高壓縮比等均有利于燃油消耗率降低；井俊超等［22］的研究結(jié)果表明，米勒發(fā)動機(jī)+P2.5混合動力系統(tǒng)彌補(bǔ)了傳統(tǒng)發(fā)動機(jī)低速時(shí)燃燒不穩(wěn)定、扭矩小以及急加速時(shí)扭矩上升慢的缺陷，在提高整車動力響應(yīng)的同時(shí)改善了整車油耗。目前，關(guān)于混合動力汽油機(jī)常用的中等轉(zhuǎn)速（3 000 r·min-1）、中高負(fù)荷工況以及130°包角進(jìn)氣凸輪軸對米勒循環(huán)發(fā)動機(jī)性能影響的研究相對較少。

以一臺面向混合動力系統(tǒng)開發(fā)的缸內(nèi)直噴增壓汽油機(jī)為研究對象，基于試驗(yàn)數(shù)據(jù)標(biāo)定后的一維流體動力學(xué)模型，采用130°包角進(jìn)氣凸輪軸，在進(jìn)氣門開啟時(shí)刻（inlet valve opening，IVO）340°曲軸轉(zhuǎn)角下，分析轉(zhuǎn)速為3 000 r·min-1，平均有效壓力（brake mean effective pressure，BMEP）分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時(shí)米勒循環(huán)對進(jìn)排氣質(zhì)量流量、充量系數(shù)、有效壓縮比、燃燒持續(xù)期、泵氣損失和油耗的影響，并分析同時(shí)調(diào)節(jié)IVO與排氣門關(guān)閉時(shí)刻（exhaust valve closing，EVC）對發(fā)動機(jī)性能的影響。

1 仿真模型建立及驗(yàn)證

1.1 發(fā)動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

研究用發(fā)動機(jī)為一臺壓縮比11.5、排量1.5 L、額定功率124 kW、面向混合動力開發(fā)的直列四缸增壓直噴汽油機(jī)，主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)Tab.1 Main technical parameters of experimental engine

1.2 仿真模型的建立

基于研究用發(fā)動機(jī)，使用GT-Power建立了包含燃燒室、進(jìn)氣、排氣以及渦輪增壓器等模塊的一維流體動力學(xué)模型。模型中使用SITurb子模型分析米勒循環(huán)的影響。與SIWiebe模型相比，SITurb模型可更準(zhǔn)確地計(jì)算幾何壓縮比、空燃比、可變氣門正時(shí)（variable valve timing，VVT）、點(diǎn)火正時(shí)等參數(shù)對缸內(nèi)燃燒放熱率的影響。建立的一維流體動力學(xué)模型如圖1所示。

圖1 一維流體動力學(xué)模型Fig.1 One-dimensional hydrodynamic model

1.3 米勒循環(huán)的實(shí)現(xiàn)

米勒循環(huán)發(fā)動機(jī)的壓縮行程開始于進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻（inlet valve closing，IVC），有效壓縮比rc，M計(jì)算式如下所示［23］：

式中：VIVC，M為進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻對應(yīng)的氣缸總?cè)莘e；VTDC為燃燒室容積。

米勒循環(huán)發(fā)動機(jī)有效膨脹比re，M計(jì)算式如下所示［23］：

式 中：VEVO，M為 排 氣 門 開 啟 時(shí) 刻（exhaust valve opening，EVO）對應(yīng)的氣缸總?cè)莘e。

使用膨脹壓縮比rec，M描述米勒循環(huán)強(qiáng)度。rec，M的計(jì)算式如下所示［23］：

仿真工況的轉(zhuǎn)速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa，其中0.5 MPa為非增壓工況，1.0 MPa和1.5 MPa為增壓工況。為了便于對仿真結(jié)果進(jìn)行描述和解釋，采用低負(fù)荷、中負(fù)荷、高負(fù)荷分別描述平均有效壓力為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa的3個工況，并采用IVO的變化代替IVC的變化進(jìn)行描述，便于直觀解釋氣門位置變化帶來的影響。

仿真過程中，考慮到發(fā)動機(jī)采用固定130°包角進(jìn)氣凸輪軸和150°包角排氣凸輪軸，3個工況的IVO、EVC調(diào)節(jié)方案如表2所示。IVO和EVC的調(diào)節(jié)步長為5°CA。

表2 不同工況點(diǎn)的IVO和EVC調(diào)節(jié)方案Tab.2 Variation of IVO and EVC at different operating points

1.4 模型標(biāo)定及驗(yàn)證

基于發(fā)動機(jī)臺架試驗(yàn)的缸壓曲線和油耗數(shù)據(jù)，標(biāo)定建立的一維模型。圖2為缸內(nèi)壓力仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果的對比。由圖2可見，3個工況下缸內(nèi)壓力仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果間的誤差小于5%，建立的一維流體動力學(xué)模型誤差滿足要求。

圖2 缸內(nèi)壓力仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對比Fig.2 Comparison of cylinder pressure between test data and simulation results

一般認(rèn)為，發(fā)動機(jī)的最低油耗出現(xiàn)在輕微爆震邊緣或者CA50為8°CA左右［24］。仿真計(jì)算時(shí)，點(diǎn)火提前角優(yōu)化原則是在確定的VVT下逐漸增大點(diǎn)火提前角，使發(fā)動機(jī)具有最低的油耗。低負(fù)荷工況下，選取使CA50達(dá)到約8°CA時(shí)的點(diǎn)火提前角。中高負(fù)荷工況下，選取爆震邊緣的點(diǎn)火提前角，爆震邊緣通過爆震模塊中的爆震指數(shù)kKITI判斷（當(dāng)kKITI＞1時(shí)即認(rèn)為發(fā)生爆震）。參考李友峰等［24］的方法，節(jié)氣門和廢氣旁通閥（electrical waste gate，EWG）的調(diào)節(jié)原則是：低負(fù)荷工況下，廢氣旁通閥全開，僅通過調(diào)節(jié)節(jié)氣門開度達(dá)到目標(biāo)平均有效壓力；高負(fù)荷工況下，先調(diào)節(jié)節(jié)氣門開度，當(dāng)節(jié)氣門達(dá)到全開狀態(tài)后，再通過減小廢氣旁通閥開度提高增壓壓力，達(dá)到目標(biāo)平均有效壓力。

2 仿真結(jié)果與分析

2.1 米勒循環(huán)對進(jìn)排氣質(zhì)量流量及充量系數(shù)的影響

進(jìn)排氣質(zhì)量流量是影響充量系數(shù)的關(guān)鍵因素之一［25］，調(diào)節(jié)IVO和EVC會影響進(jìn)排氣質(zhì)量流量，進(jìn)一步影響充氣效率。非增壓低負(fù)荷工況和增壓中負(fù)荷工況下，單獨(dú)調(diào)節(jié)IVO和EVC時(shí)單氣道質(zhì)量流量變化如圖3所示。由圖3a看出，隨著IVO的提前，進(jìn)氣道質(zhì)量流量峰值增大，峰值波動減弱。同時(shí)，與梁源飛等［26］得到的結(jié)果類似，IVO提前使部分廢氣被推入進(jìn)氣道，產(chǎn)生廢氣重吸收效應(yīng)，影響實(shí)際進(jìn)氣質(zhì)量和充量系數(shù)。值得注意的是，隨著IVO的提前，單個循環(huán)內(nèi)被推入進(jìn)氣道的廢氣量逐漸增加，但增長趨勢逐漸平緩。這是因?yàn)?，廢氣重吸收效應(yīng)導(dǎo)致充量系數(shù)降低，為了達(dá)到目標(biāo)平均有效壓力，節(jié)氣門開度增加，進(jìn)氣歧管壓力增大，氣門重疊階段的進(jìn)、排氣壓差減小［27］。受增壓工況下進(jìn)氣壓力較大的影響，增壓工況基本上不出現(xiàn)廢氣重吸收現(xiàn)象。

圖3 米勒循環(huán)對單氣道質(zhì)量流量的影響Fig.3 Effect of Miller cycle on single airway mass flow

由圖3b可以看出：隨著EVC的推遲，氣門重疊角變大，排氣道質(zhì)量流量峰值增加；由于低負(fù)荷工況下缸內(nèi)壓力較低，并且活塞下行過程中缸內(nèi)壓力下降迅速，導(dǎo)致低負(fù)荷工況出現(xiàn)廢氣回流現(xiàn)象，而且回流量隨著EVC推遲而增大；中負(fù)荷工況下，受進(jìn)氣增壓的影響，大氣門重疊角可利用進(jìn)、排氣壓差排出更多廢氣，導(dǎo)致排氣行程末端的排氣質(zhì)量流量小幅增加。

轉(zhuǎn)速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa、1.5 MPa時(shí)，IVO、EVC獨(dú)立調(diào)節(jié)對充量系數(shù)的影響如圖4所示。由圖4a看出，隨著平均有效壓力由0.5 MPa增加到1.5 MPa，進(jìn)氣方式從自然吸氣切換為增壓，充量系數(shù)增大。低負(fù)荷工況下，IVO的提前導(dǎo)致充量系數(shù)降低。原因如下：第一，IVO提前使氣門重疊角增大，廢氣重吸收質(zhì)量增加；第二，排氣門附近的高溫廢氣對新鮮工質(zhì)的加熱和廢氣重吸收效應(yīng)導(dǎo)致進(jìn)氣密度下降；第三，IVO提前使IVC提前，進(jìn)氣時(shí)無法利用進(jìn)氣行程后期的氣流慣性。以上3個因素導(dǎo)致充量系數(shù)降低［28］。對于中負(fù)荷工況，充量系數(shù)隨著IVO的提前先減小后增加。這是因?yàn)椋?fù)荷增加后，缸內(nèi)熱負(fù)荷增大，排氣門附近高溫廢氣對進(jìn)氣的加熱導(dǎo)致充量系數(shù)下降；隨著IVO的進(jìn)一步提前，大氣門重疊角使壓差排氣作用增強(qiáng)，充量系數(shù)增大。對于高負(fù)荷工況，增壓使大氣門重疊角的壓差排氣作用成為主要因素，充量系數(shù)隨IVO的提前逐漸增大。

從圖4b看出，隨著EVC的推遲，氣門重疊角增加，排氣門附近的高溫影響進(jìn)氣密度。低負(fù)荷工況下，為了達(dá)到目標(biāo)轉(zhuǎn)矩需增大節(jié)氣門開度，進(jìn)氣阻力減小［29］，充量系數(shù)隨EVC的增大而增加。中、高負(fù)荷工況下，進(jìn)氣壓力較高，氣門重疊角增大有利于壓差排氣，充量系數(shù)增大。在EVC推遲到上止點(diǎn)（top dead center，TDC）之后效果更明顯。

圖4 米勒循環(huán)對充量系數(shù)的影響Fig.4 Effect of Miller cycle on volumetric coefficiency

2.2 米勒循環(huán)對燃燒的影響

2.2.1 有效壓縮比和點(diǎn)火正時(shí)

圖5為IVO、EVC獨(dú)立調(diào)節(jié)下米勒循環(huán)在轉(zhuǎn)速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時(shí)有效壓縮比和點(diǎn)火正時(shí)隨IVO和EVC的變化規(guī)律。

圖5 米勒循環(huán)對有效壓縮比及點(diǎn)火正時(shí)的影響Fig.5 Effect of Miller cycle on effective compression ratio and ignition timing

從圖5可以看出：EVC不變，有效壓縮比隨IVO的提前逐漸減小，米勒循環(huán)增強(qiáng)；IVO不變，EVC推遲不改變有效壓縮比。由圖5a可見，最佳點(diǎn)火正時(shí)受IVO和負(fù)荷的影響顯著。隨著IVO提前，有效壓縮比減小，可有效抑制爆震傾向［22］，最佳點(diǎn)火正時(shí)提前；隨著負(fù)荷的增大，缸內(nèi)溫度升高，火焰?zhèn)鞑ニ俣燃涌?，最佳點(diǎn)火正時(shí)推遲。從圖5b可以看出，IVO不變，推遲EVC的過程中，有效壓縮比保持不變，由于仿真過程采用150°包角排氣凸輪軸，在可調(diào)節(jié)范圍內(nèi)膨脹比不變，米勒循環(huán)強(qiáng)度不變；與IVO比較，EVC對最佳點(diǎn)火正時(shí)的影響相對較小。隨著EVC的推遲，低負(fù)荷時(shí)的最佳點(diǎn)火正時(shí)提前，中、高負(fù)荷時(shí)的最佳點(diǎn)火正時(shí)推遲。這是因?yàn)椋S著EVC的推遲，低負(fù)荷工況下缸內(nèi)溫度降低，廢氣回流效應(yīng)導(dǎo)致缸內(nèi)混合氣濃度降低，火焰?zhèn)鞑ニ俣容^慢，最佳點(diǎn)火正時(shí)提前［30］。中、高負(fù)荷工況下，缸內(nèi)溫度較高，缸內(nèi)殘余廢氣量隨著EVC的推遲而減小，火焰?zhèn)鞑ニ俣燃涌欤c(diǎn)火正時(shí)推遲。

2.2.2 CA50

圖6為IVO、EVC獨(dú)立調(diào)節(jié)下米勒循環(huán)在轉(zhuǎn)速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時(shí)CA50隨IVO和EVC的變化規(guī)律。由圖6a看出，低負(fù)荷工況下受點(diǎn)火正時(shí)優(yōu)化原則的影響CA50被控制在8°CA左右，中、高負(fù)荷工況下CA50隨著米勒循環(huán)的增強(qiáng)而減小。這是因?yàn)椋?、高?fù)荷下，隨著IVO的提前，充量系數(shù)增加，殘余廢氣量減少，混合氣濃度增大，火焰?zhèn)鞑ニ俣燃涌?，但有效壓縮比的減小會削弱壓縮上止時(shí)的湍流［31］，減緩火焰的傳播速度，兩者共同作用下導(dǎo)致CA50減小。。由圖6b看出，EVC推遲對CA50的影響不大。

圖6 米勒循環(huán)對CA50的影響Fig.6 Effect of Miller cycle on CA50

2.3 米勒循環(huán)對缸內(nèi)壓力的影響

圖7為IVO、EVC獨(dú)立調(diào)節(jié)下米勒循環(huán)在轉(zhuǎn)速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時(shí)缸 內(nèi)壓 力 隨IVO和EVC的變化規(guī)律。由圖7a看出，低負(fù)荷工況下，隨著IVO的提前，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力略有降低，最大爆發(fā)壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角變化不大。中負(fù)荷工況下，隨著IVO的提前，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力從5.31 MPa增大到6.14 MPa，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角從18.2°CA提前至13.5°CA。這是因?yàn)?，低?fù)荷工況下，有效壓縮比隨著IVO的提前而減小，缸內(nèi)湍流減弱，廢氣重吸收效應(yīng)增強(qiáng)，火焰?zhèn)鞑ニ俾蕼p慢，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力降低［16］。中負(fù)荷工況下，受渦輪增壓效應(yīng)的影響，隨著IVO的提前，進(jìn)氣滾流增強(qiáng)，殘余廢氣系數(shù)降低，滯燃期及燃燒持續(xù)期縮短［32］。由圖7b看出，隨著EVC的不斷推遲，低、中負(fù)荷工況下缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力增大，中負(fù)荷的缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角提前。

圖7 米勒循環(huán)對缸內(nèi)壓力的影響Fig.7 Effect of Miller cycle on cylinder pressure

2.4 米勒循環(huán)對泵氣損失的影響

圖8為IVO、EVC獨(dú)立調(diào)節(jié)下米勒循環(huán)在轉(zhuǎn)速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時(shí) 泵 氣損 失隨IVO和EVC的變化規(guī)律。

從圖8a看出，低負(fù)荷工況下，隨著IVO的提前，充量系數(shù)減小，為達(dá)到目標(biāo)平均有效壓力，節(jié)氣門開度增大，進(jìn)氣過程的泵氣損失減小。隨著負(fù)荷的增大，相同IVO的泵氣損失呈現(xiàn)先減小后增加的變化趨勢。這是因?yàn)?，隨著負(fù)荷的增大，中負(fù)荷下，節(jié)氣門由低負(fù)荷的部分開啟過渡到全開，泵氣損失整體減小；高負(fù)荷時(shí)，增壓壓力升高，流動阻力造成的進(jìn)氣損失增大，泵氣損失增加。由圖8b看出：隨著EVC的推遲，泵氣損失顯著增加；相同EVC時(shí)，泵氣損失的增加幅度隨著負(fù)荷的增加而變大。這是因?yàn)?，EVC的推遲導(dǎo)致EVO減小，使排氣過程處于強(qiáng)制排氣狀態(tài)的持續(xù)期增大，氣門處的流動阻力增加，泵氣損失增大。因此，過度減小排氣凸輪包角、增大膨脹壓縮比以加深米勒循環(huán)的方案將增大發(fā)動機(jī)的泵氣損失。

2.5 米勒循環(huán)對油耗和熱效率的影響

發(fā)動機(jī)油耗的影響因素包括燃燒效率、燃燒放熱等容度、冷卻損失、泵氣損失、摩擦損失等［33］，米勒循環(huán)通過影響充量系數(shù)、燃燒過程、泵氣損失等改善發(fā)動機(jī)的油耗。圖9為IVO、EVC獨(dú)立調(diào)節(jié)下米勒循環(huán)在轉(zhuǎn)速為3 000 r·min-1，平均有效壓力分別為0.5 MPa、1.0 MPa和1.5 MPa時(shí)比油耗（brake specific fuel consumption，BSFC）和熱效率隨IVO和EVC的變化規(guī)律。

由圖9a看出，隨著IVO的提前，低負(fù)荷工況下，缸內(nèi)燃燒情況變化不明顯，泵氣損失減小成為發(fā)動機(jī)熱效率提高的主要因素，比油耗降低；中負(fù)荷工況下，受泵氣損失和CA50的綜合影響，比油耗呈先小幅度降低再顯著增大的變化趨勢，熱效率在IVO為355°CA時(shí)達(dá)到最高（37.53%）；高負(fù)荷工況下，CA50減小使得燃燒等容度降低［34］，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力提高導(dǎo)致摩擦損失、傳熱損失增大，泵氣損失增大［35］，BSFC增大，熱效率降低。從圖9b看出，隨著EVC的推遲，泵氣損失增大導(dǎo)致比油耗增加，熱效率降低。

圖9 米勒循環(huán)對比油耗和熱效率的影響Fig.9 Effect of Miller cycle on BSFC and thermal efficiency

2.6 IVO和EVC聯(lián)合調(diào)節(jié)對發(fā)動機(jī)性能的影響

IVO變化對有效壓縮比的影響顯著［36］，提前IVO的同時(shí)延后EVC可有效降低有效壓縮比并抑制爆震。選取前文通過IVO、EVC獨(dú)立調(diào)節(jié)得到的最佳油耗點(diǎn)（轉(zhuǎn)速為3 000 r·min-1，平均有效壓力為1.0 MPa，IVO為355°CA，EVC為365°CA），將點(diǎn)火正時(shí)固定在TDC前17.2°CA，分析IVO和EVC聯(lián)合調(diào)節(jié)對發(fā)動機(jī)的有效壓縮比、爆震指數(shù)、充量系數(shù)、泵氣損失、CA50和缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力Pmax的影響。

從圖10看出，IVO變化對有效壓縮比的影響較為顯著，提前IVO的同時(shí)延后EVC可有效降低米勒循環(huán)的壓縮比并抑制爆震。

圖10 IVO、EVC聯(lián)合調(diào)節(jié)對有效壓縮比和爆震指數(shù)的影響Fig.10 Effect of combined regulation of IVO and EVC on effective compression ratio and knock index

從圖11a可以看出，IVO和EVC聯(lián)合調(diào)節(jié)時(shí)，隨著米勒循環(huán)的加強(qiáng)，氣門重疊角增大，再加上增壓的影響，充量系數(shù)增大。從圖11b看出，與IVO相比，EVC對泵氣損失的影響較大，同時(shí)提前IVO和EVC可有效減小泵氣損失。從圖11c、d看出，當(dāng)點(diǎn)火正時(shí)固定時(shí)，IVO或EVC對燃燒過程均有較大影響，EVC對Pmax的影響較大。提前IVO的同時(shí)延后EVC，使缸內(nèi)混合氣濃度增加，殘余廢氣系數(shù)降低，Pmax增大。

圖11 IVO、EVC聯(lián)合調(diào)節(jié)對充量系數(shù)、泵氣損失、CA50和Pmax的影響Fig.11 Effect of combined regulation of IVO and EVC on volumetric coefficient,PMEP,CA50 and Pmax

IVO、EVC聯(lián)合調(diào)節(jié)時(shí)，發(fā)動機(jī)的比油耗變化規(guī)律如圖12所示。適當(dāng)提前IVO結(jié)合小EVC可顯著降低比油耗，形成圖12底部中間區(qū)的低比油耗區(qū)。從圖12可以發(fā)現(xiàn)：IVO和EVC聯(lián)合調(diào)節(jié)后，發(fā)動機(jī)的熱效率升高到37.96%，比IVO單獨(dú)調(diào)節(jié)得到的最佳熱效率增加0.43%；推遲IVO并大幅推遲EVC導(dǎo)致泵氣損失顯著增大，圖12中左上角的泵氣損失比下部高出22.7%；提前IVO并推遲EVC導(dǎo)致Pmax顯著增大，形成圖12右上角的高Pmax區(qū)域；推遲IVO導(dǎo)致中高度爆震傾向。適度提前IVO并推遲EVC下在圖12中部輕微爆震區(qū)的下方產(chǎn)生最佳油耗區(qū)域。

圖12 IVO、EVC聯(lián)合調(diào)節(jié)對比油耗的影響Fig.12 Effect of combined regulation of IVO and EVC on BSFC

3 結(jié)論

（1）IVO、EVC獨(dú)立調(diào)節(jié)和聯(lián)合調(diào)節(jié)能夠?qū)崿F(xiàn)米勒循環(huán)并改變米勒循環(huán)強(qiáng)度，與EVC相比IVO對米勒循環(huán)的影響較大。

（2）低負(fù)荷工況下，IVO的提前導(dǎo)致有效壓縮比減小，進(jìn)氣道質(zhì)量流量峰值增大，充量系數(shù)增加，泵氣損失減小，最佳點(diǎn)火正時(shí)提前，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力略有降低，比油耗降低，熱效率升高；EVC的推遲會強(qiáng)化廢氣回流現(xiàn)象，充量系數(shù)減小，泵氣損失增大，最佳點(diǎn)火正時(shí)、CA50變化不明顯，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力增大，比油耗增加，熱效率降低。

（3）中、高負(fù)荷工況下，IVO的提前可使有效壓縮比減小、廢氣重吸收效應(yīng)減弱或消失，進(jìn)氣質(zhì)量流量增加，充量系數(shù)增大，最佳點(diǎn)火正時(shí)推遲，CA50減小，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力增大，對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角提前，中負(fù)荷工況下泵氣損失減少、比油耗先降低后增大，高負(fù)荷工況下泵氣損失增大，比油耗增大；EVC的推遲對最佳點(diǎn)火正時(shí)和CA50的影響相對較小，泵氣損失增加，比油耗升高。

（4）IVO、EVC聯(lián)合調(diào)節(jié)可進(jìn)一步改善發(fā)動機(jī)的性能，適當(dāng)提前IVO并提前EVC可顯著降低發(fā)動機(jī)油耗，使發(fā)動機(jī)的熱效率進(jìn)一步增加0.43%。

作者貢獻(xiàn)聲明：

胡志遠(yuǎn)：研究計(jì)劃制定，論文撰寫。

徐揚(yáng)：研究實(shí)施，初稿撰寫。

房亮：論文優(yōu)化。

樓狄明：論文優(yōu)化。

譚丕強(qiáng)：論文優(yōu)化。