基于米勒循环的进气道优化
高压缩比米勒循环汽油机气门策略优化
高压缩比米勒循环汽油机气门策略优化吴中浪;陈韬;谢辉;石皓天;杨志伟;赵华【摘要】在一台几何压缩比为13.4的增压直喷汽油机上,通过实验探索了米勒循环在中小负荷对高压缩比汽油机热效率提升规律以及实际应用效果,结合仿真揭示了米勒循环对进气道废气重吸的影响.研究表明:由于废气重吸现象的存在,米勒循环在小负荷工况能促进SI-HCCI混合燃烧,固定循环喷油量下的小负荷工况通过气门相位优化,热效率提升幅度可达12％,在中等负荷工况指示热效率可进一步提升至40％.由于不同工况进气道废气重吸程度的不同,通过米勒循环降低发动机有效压缩比在中小负荷并不一定能导致缸内温度降低.【期刊名称】《燃烧科学与技术》【年(卷),期】2019(025)004【总页数】9页(P331-339)【关键词】混合燃烧;高压缩比;米勒循环;废气重吸;气门策略【作者】吴中浪;陈韬;谢辉;石皓天;杨志伟;赵华【作者单位】天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津 300072;天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室,天津300072;布鲁内尔大学先进动力和燃油研究中心,伦敦UB83PH【正文语种】中文【中图分类】TK11国家第 4阶段油耗法规的出台对车用发动机的燃油经济性提出了更为严苛的要求.而根据美国能源部数据预测显示，至 2040年点燃式内燃机仍将占据90%的轻型车市场[1]，汽油机热效率的进一步提升不仅对社会的可持续发展具有重大意义，也是当前汽车行业的迫切需求.在乘用车汽油机小型强化的发展趋势下，现代汽油机压缩比一般限制在 10左右，而提高几何压缩比是提升汽油机热效率的强有力手段，赵华等[2]指出当压缩比从 10增加至 14时，比油耗减少可达10%.丰田公司量产的第4代Prius混合动力轿车所搭载的 1.8L排量自然吸气发动机ESTEC2ZR-FXE，压缩比提升至 13，在 Atkinson循环和外部 EGR以及高能点火等技术的辅助下，实现了最高40%的有效热效率[3].本田公司为雅阁混合动力轿车所研发的下一代 2.0L发动机同样采用了 13压缩比，最高有效热效率接近 39%，其最低有效燃油消耗率降至214g/(kW·h)，相较上一代10.6压缩比发动机平台进一步降低10%[4].马自达公司在提升压缩比的道路上更为激进，其创驰蓝天发动机Skyactiv-G系列采用 14压缩比设计(北美市场为 13压缩比)，较上一代11.2压缩比汽油机平台在NEDC循环下油耗改善15%[5].然而提高汽油机压缩比会导致大负荷时爆震倾向加剧.这将导致点火时刻的推迟以及大负荷燃油加浓现象的加剧，反而不利于经济性的改善.因此，在高压缩比直喷增压汽油机上采用米勒循环降低有效压缩比，维持高膨胀比来抑制爆震有利于进一步提升其经济性.米勒循环技术一般使用较短持续期的进气凸轮轴，通过实现进气门早关来降低有效压缩比，力争降低压缩终了缸内温度，抑制大负荷爆震和优化燃烧相位.米勒循环还可以改善部分负荷下的泵气损失[6]，其与增压的协同优化可以在较为宽广的工况范围内实现热效率的提升[7].但对于使用进气门早关策略的米勒循环来说，米勒循环程度增大会不可避免地导致进气门开启时刻(IVO时刻)提前，而进气门早开则会导致缸内废气前回流的问题，前回流的缸内废气对进气充量起到加热作用[8]，这一作用有可能抵消有效压缩比减小带来缸内温度降低的效果.因此，需要优化气门策略以进一步提升高压缩比米勒循环汽油机的经济性.1 研究方法本研究采用的实验平台是基于某车企量产的一台 2.0L双 VVT增压直喷汽油机，出于研究目的对其进行了改装，重新安装的米勒循环进气凸轮轴最大升程为6mm，开启持续期为160°CA，用于替换原机9mm 升程，200°CA持续期的凸轮轴(气门开闭时刻均以0.5mm升程为准).进排气侧VVT的可调节范围为50°CA.2种进气凸轮轴型线对比如图1所示，排气仍采用原机凸轮轴，实验中通过调节 IVO时刻来实现不同程度的米勒循环.此外将原机9.6压缩比平顶活塞更换为本课题组重新设计的 13.4几何压缩比活塞.发动机改装后具体参数如表1所示.图1 米勒循环凸轮轴与原机凸轮轴型线对比Fig.1 Comparison of intake cam profile between Miller cycle engine and the original engine表1 发动机技术参数Tab.1 Engine specifications参数指标缸径/mm 82.5行程/mm 92排量/L 2.0压缩比 13.4喷油方式缸内直喷+进气道喷射进气升程/mm 6排气升程/mm 8.5进气持续期/°CA 160排气持续期/°CA 200进气门开启时刻/(°CA ATDC) 325～373排气门关闭时刻/(°CA ATDC) 336～386实验台架的控制系统采用 dSPACE公司的MicroAutobox和 RapidPro快速原型控制系统.缸内压力信号采用Kistler公司的6053C压电晶体传感器进行测量，Lambda则采用ETAS公司的LA4线性氧传感器进行实时测量.具体实验系统如图2所示.研究在原机常用标定工况点所对应的循环喷油量下进行，固定发动机转速2000r/min，分别选取原机平均有效压力(brake mean effective pressure，BMEP)分别约为 0.3MPa、0.5MPa和 0.65MPa这 3种负荷所对应的单缸循环喷油量作为实验循环喷油量的固定基准.每缸基准循环喷油量分别为 11.8mg、19.3mg和23.7mg.每档循环喷油量下进气门开启时刻在325～370°CA ATDC范围内以15°CA 间隔调节，排气门关闭时刻在340～385°CA ATDC范围内同样以15°CA间隔调节，在所有正气门重叠角策略下可能的气门相位组合下进行实验，实验过程中节气门开度配合气门相位变化进行调节，以保证燃空当量比 1，点火提前角均在爆震限制下优化至 MBT点，爆震边界标准为缸内压升率不超过0.5MPa/(°CA).实验油温和冷却水温均保持在85℃.其中进排气门相位所对应的有效压缩比和有效膨胀比如表 2所示.热平衡分析计算中，燃烧过程传热损失率定义为传热损失与单缸循环喷油量低热值的比值，燃烧过程传热损失为燃料实际燃烧释放的热量和净放热量的差[9]，即：式中：θ1为燃烧始点；θ2为燃烧终点；mcycle为单缸每循环喷油量；QLHV为汽油低热值；cη为燃烧效率.mcycle、QLHV和cη的乘积为燃料实际燃烧释放热量，由于排放数据未测量，这里燃烧效率采用经验公式[10]计算.QHRR为通过对缸压曲线处理得到的瞬时放热率曲线，其积分区间均定为点火上止点前50°CA 至点火上止点后100°CA，积分项为净放热量.热功转化损失Qexh定义为净放热量减去毛指示功，即图2 实验台架示意Fig.2 Schematic of experimental bench表2 进排气门相位对应的有效压缩比和有效膨胀比Tab.2 Effective compression ratio and effective expansion ratio corresponding to different valve timingI V O时刻/(°C A A T D C) 有效压缩比 E V C时刻/(°C A A T D C) 有效膨胀比3 2 5 1 1.4 3 4 0 1 2.4 3 4 0 1 2.4 3 5 5 1 3.0 3 5 5 1 3.0 3 7 0 1 3.3 3 7 0 1 3.3 3 8 5 1 3.42 实验结果及分析2.1 米勒循环对高压缩比汽油机热效率提升的效果图3(a)～(c)分别给出了发动机 2000r/min时，3种循环喷油量(11.8mg、19.3mg和 23.7mg)下，不同有效膨胀比对热效率的影响规律.从图3可以看出，在有效压缩比可调范围内，对于这 3种循环喷油量，指示热效率在各有效膨胀比下总体都随有效压缩比RECR的降低而升高.针对3组循环喷油量实验，其最优热效率点分别在有效膨胀比 REER为 13.4、13.3和 13.3情况下达到.在循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况下，相同有效压缩比RECR下的指示热效率随有效膨胀比的增大而升高，这主要是由于小负荷工况泵气损失在一定范围内会随排气门关闭时刻 EVC的推迟而减小.这与图4中传热损失随有效膨胀比增大而减小的趋势在热效率优化方向上一致.图3 3种循环喷油量下指示热效率随有效压缩比的变化规律Fig.3 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at three cyclic fueling rates而在循环喷油量m为19.3mg和23.7mg的中等负荷工况下，各有效压缩比指示热效率最优点的有效膨胀比并不相同，这主要是由于负荷增大后，推迟排气门开启将不利于推出损失减小，所以泵气损失在一定范围内反而会随有效膨胀比的增大而增大，这与图4中燃烧过程传热损失随有效膨胀比增大而减小的趋势在热效率优化上存在“trade-off”关系.因此中等负荷水平下，不同有效压缩比下的最佳有效膨胀比并不一致.传热损失随有效膨胀比的增大而减小主要是由于推迟排气门关闭有利于排气道重吸废气，提升缸内工质比热容降低燃烧温度.图4 燃烧过程传热损失和泵气损失随有效膨胀比的变化规律Fig.4 Effects of effective expansion ratio on heat transfer loss and pumping loss in the combustion process取这3组循环喷油量实验最优热效率点的有效膨胀比(分别为13.4、13.3和 13.3)，其排气门关闭时刻(EVC 时刻)(分别为385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC)固定为后文所有分析的基准.图5显示在最优有效膨胀比下，米勒循环对小负荷热效率的改善效果更为显著，在循环喷油量为11.8mg的小负荷工况附近指示热效率最高为37.4%，相较该循环喷油量下原机 32.5%的指示热效率提升约15%，相较于有效压缩比为 13.3(即几乎没有米勒循环效果的点)提升约 12%.而在循环喷油量为 19.3mg和 27.3mg的工况下，最高指示热效率分别达到 40%和40.4%，相较原机水平均提高 11%左右，相较于有效压缩比为 13.3，即几乎没有米勒循环效果的点分别提升约8%和10%.对于图5中循环喷油量为 27.3mg的工况，其指示热效率在有效压缩比较高的阶段低于循环喷油量为 19.3mg的工况，但随着有效压缩比的降低，前者指示热效率迅速赶上并超过后者，这主要是米勒循环对前者的爆震倾向起到了良好的抑制，优化了燃烧相位所致.图5 最优有效膨胀比下有效压缩比对指示热效率的影响Fig.5 Effects of effective compression ratio on indicated thermal efficiency at optimized effective expansion ratio2.2 米勒循环对高压缩比汽油机燃烧过程的影响将3种循环喷油量的排气门关闭时刻EVC分别固定为上文中的最佳值，即385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA A TDC，考察这3种循环喷油量下米勒循环程度对燃烧过程的影响规律.图6显示米勒循环在一定程度上可以降低排气温度，排气温度的高低反映了废气所带走焓的多少.从图6可以看出，中小负荷水平下排气温度总体上都随米勒循环程度的增大而降低，在循环喷油量为11.8mg的小负荷工况效果最为明显，排气温度最大降幅51K，而循环喷油量为19.3mg和23.7mg的中等负荷工况排温降低略有降低但总体变化幅度较小.图6 排气温度随有效压缩比的变化规律Fig.6 Effects of effective compression ratio on exhaust gas temperature米勒循环在降低排气温度的同时，还能显著降低中等负荷传热损失，图7显示3种循环喷油量下，米勒循环对传热损失的改善效果，其中循环喷油量为19.3mg和 23.7mg的中等负荷工况效果较为明显，传热损失最大分别降低 33J和 22J，减少约 26%和18%.这主要是由于米勒循环带来的进气道废气重吸效应提升了缸内工质的比热容所致.而在循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况，米勒循环对传热损失改善效果稍小，最大相对减小约14%.图7 传热损失随有效压缩比的变化规律Fig.7 Effects of effective compression ratio on heat transfer loss图8 燃烧特征参数随有效压缩比的变化规律Fig.8 Effects of effective compression ratio on combustion characteristic parameters图8给出了3循环喷油量下，燃烧相位CA50、燃烧持续期CA10～90以及热功转化损失率随有效压缩比的变化规律.随着IVO时刻的提前，米勒循环程度在不断增大，但在可调范围内，有效压缩比的降低并没有对循环喷油量为11.8mg和19.3mg的工况的燃烧相位起到明显优化作用，这主要是由于进气道废气重吸对缸内工质的加热作用与有效压缩比减小带来的降温作用存在相互竞争的关系，因此在各自最优点火时刻下，CA50随着米勒循环程度的增大反而先推迟后提前至初始水平，这说明在此时米勒循环的引入并没有降低缸内压缩终了热状态；而对于循环喷油量为 23.7mg的工况，由于负荷水平升高，缸内残余废气率整体下降，米勒循环对CA50的优化效果开始体现出来，有效压缩比从13.3降低至11.4的过程中，CA50提前了5.3°CA，但有效压缩比降低的初期对CA50影响并不大，直到有效压缩比小于12.4后，米勒循环对 CA50的优化作用才变得十分明显，这说明在循环喷油量为 23.7mg的负荷水平下，有效压缩比降低至一定程度后，其降低缸内温度效果才能抵消掉进气道废气重吸的加热影响.对于循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况，米勒循环程度的增大使燃烧持续期CA10～90也出现了先增大后减小至初始水平的规律.对于循环喷油量为 19.3mg的工况，其燃烧持续期随着米勒循环程度的增大而被拉长，有效压缩比为11.4时的CA10～90相比有效压缩比13.3的点延长了3.7°CA.而负荷水平进一步增大到循环喷油量为 23.7mg的工况后，米勒循环对 CA10～90的影响较小，各有效压缩比下 CA10～90基本相同.CA50和CA10～90的变化对热效率的影响可以由图8中热功转化损失率的变化规律上反映出来，由于在循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况 CA50和CA10～90均先增大后减小，所以热功转化损失率也呈现出相同的趋势.对于循环喷油量为19.3mg 的中等负荷工况，由于其 CA10～90随着有效压缩比的减小而延长，热功转化损失率也在不断提高.2.3 米勒循环促进高压缩比汽油机小负荷SI-HCCI混合燃烧对于高压缩比汽油机而言，其较高的压缩终了温度很容易在残余废气率较高的小负荷工况发生 SIHCCI混合燃烧.SI-HCCI混合燃烧以SI燃烧开始，中后期在较高的热氛围下以HCCI压燃结束，属于一种可控自燃，SI燃烧中适当引入自燃有利于加速燃烧并提高热效率.而米勒循环程度的增大同时意味着 IVO时刻的提前，导致更多缸内炽热废气在正气门重叠角阶段被推入进气道并在进气行程中重新被吸回.米勒循环带来的这种进气道废气重吸现象加热了新鲜充量，废气重吸加热作用与米勒循环降低缸内温度的作用相互竞争，二者耦合对缸内热状态的调控存在“trade-off”关系.这里判别SI-HCCI混合燃烧发生的标准是对放热率求二阶导数，判断主放热阶段前放热率二阶导是否存在极大值点，用于判断是否产生燃烧速度的突增，二阶导数极大值点即对应 HCCI发生的始点.图9给出了汽油机转速为2000r/min，循环喷油量为 11.8 mg的小负荷工况下，有效膨胀比为 13.4时，4种有效压缩比的百循环放热率曲线.结果可以发现 4种米勒循环程度下都发生了不同程度的 SIHCCI混合燃烧.其中有效压缩比为12.4和11.4工况混合燃烧较为明显，有效压缩比为 13.3工况下混合燃烧程度较轻微，存在后期自燃的循环数较少，后期自燃峰值较低，而当有效压缩比降低至13.0时，混合燃烧现象基本消失.图9 小负荷工况下4种米勒循环程度下的百循环放热率Fig.9 Heat release rate trace of 100 consecutive cycles in four Miller cycles under small load这主要是由于此时进气道重吸废气量对工质的加热作用超过了有效压缩比降低的降温效果，较高的缸内热氛围在废气量不足、稀释度不足的情况下会导致较为剧烈的自燃，此时为了避免爆震，点火时刻无法进一步提前，这在一定程度上也导致了图8中有效压缩比为13工况点CA50的推迟.而随着IVO时刻继续提前，废气重吸量增大，此时缸内废气稀释度上升可以有效地将后期自燃控制在合理的水平，形成可控自燃.点火时刻也得以再度提前，促进了图9(c)和图9(d)中更为明显的SI-HCCI混合燃烧.如图10所示，放热率连续百循环中，SI-HCCI混合燃烧发生的概率随有效压缩比的减小先减小后增大至70%.对于 11.4有效压缩比下存在后期自燃的循环，如图11所示，其部分循环放热率峰值达到了40J/(°,CA)以上.这种 SI-HCCI混合燃烧由于燃烧中后期的快速自燃，在一定程度上很好地弥补了由于废气稀释燃烧所导致的燃烧速度减慢，因此对于图8中循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况，除了没有发生明显混合燃烧的有效压缩比为13.0的工况点，其燃烧持续期都没有因重吸废气量的增多而出现明显的延长，而是保持在大致相同的水平.图10 不同有效压缩比下百循环SI-HCCI发生率Fig.10 Probability of SI-HCCI in 100 consecutive cycles at different effective compression ratios图11 小负荷工况某循环 SI-HCCI混合燃烧缸内压力及放热率Fig.11 Cylinder pressure and heat release rate of certain SI-HCCI hybrid combustion cycleunder small load虽然米勒循环促进了小负荷的 SI-HCCI混合燃烧并改善了热效率，但导致了循环波动一定程度的增大，图12中可以看到循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况，随着有效压缩比的降低，循环波动先增大后减小，RC OV,IMEP 峰值达到 4.29%，这主要是由于 SIHCCI混合燃烧本身对边界条件的敏感度高以及缸内较高的残余废气率所致.而随着负荷的升高，残余废气量整体降低，循环波动变大的趋势不再明显，在循环喷油量为 23.7mg的中等负荷工况反而降低，这主要是米勒循环使该负荷水平的燃烧相位得到了较好的优化所致.图12 米勒循环对循环波动的影响Fig.12 Effects of Miller cycle on cyclic variation2.4 米勒循环对各项损失占比影响分析米勒循环带来的进气道废气重吸现象不仅可以降低传热损失并促进小负荷下的 SI-HCCI混合燃烧，对泵气损失的降低也有较好的效果.由于被推入进气道的废气将挤占进入缸内新鲜充量的体积，为了保证过量空气系数λ=1，在固定循环喷油量的情况下节气门开度需要增大来配合米勒循环程度的增大(即IVO时刻的提前)，进而大大降低了泵气损失.图13给出了米勒循环对3种循环喷油量下泵气损失的优化能力，随着有效压缩比的降低，节气门开度不断增大，3种循环喷油量工况泵气损失均不断减小，其中循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况最为明显，泵气损失最高改善达 40%.综合统计分析各项损失占总燃料热量的比值，可得到 3种循环喷油量下，米勒循环对热效率改善的关键途径.图13 中小负荷工况米勒循环对泵气损失的优化能力Fig.13 Effects of Miller cycle on reducing pumping loss under small and medium loads图14 循环喷油量为11.8 mg小负荷工况热平衡Fig.14 Heat balance in small-load operation at cyclic fueling rate of 11.8 mg图15 循环喷油量为19.3 mg中负荷工况热平衡Fig.15 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 19.3 mg图16 循环喷油量为23.7 mg中负荷工况热平衡Fig.16 Heat balance in medium-load operation at cyclic fueling rate of 23.7 mg从图14～图16中可以得到，在循环喷油量为11.8mg的小负荷工况，米勒循环改善热效率的途径主要依靠泵气损失的减小.米勒循环程度增大，其最大泵气损失收益为最大传热损失收益1.4倍.而随着循环喷油量的增大，泵气损失占所有损失总比例整体减小，此时米勒循环优化热效率的途径主要通过燃烧过程传热损失的改善，在有效压缩比降低的过程中，循环喷油量为19.3mg和23.7mg工况最大传热损失收益分别为最大泵气损失收益的3倍和2.5倍.由于负荷增大后米勒循环对CA50的优化作用开始体现，循环喷油量为 23.7mg工况下热功转化损失率得到了一定程度的改善.最大热功转化损失率的改善与最大泵气损失的改善相等.3 进气道废气前回流一维仿真分析为了更好地解释以上实验现象和结果并深入了解米勒循环引入的进气道废气重吸现象给燃烧过程带来的影响，笔者基于 GT-POWER平台，利用事先搭建好并标定过的发动机模型以及实验边界条件进行了一维仿真；对米勒循环程度增大，即进气门开启时刻提前的这个过程中进气道废气重吸的流动现象进行了研究分析.模拟发动机转速为 2000r/min，分别固定每缸循环喷油量为 11.8mg、19.3mg和23.7mg 与实验值相同，燃烧模型采用韦伯燃烧模型，所需输入的燃烧相位和燃烧持续期取自实验数据，模型进排气门及节气门流量系数信息由原厂提供.进气门开启时刻θIVO从370°CA ATDC开始提前至325°CA ATDC，间隔取5°CA 进行模拟，排气门关闭时刻 EVC分别固定为385°CA ATDC、370°CA ATDC和370°CA ATDC，与前文基准保持一致.图17(a)给出了转速为 2000r/min、循环喷油量为 11.8mg工况，不同进气门开启时刻下通过单个进气门工质质量流量曲线变化规律，正值代表工质流入气缸，负值代表工质从气缸进入进气道.提取循环喷油量为11.8mg、19.3mg和23.7mg这3种工况下的模拟结果，并分别对推入进气道废气的质量流量曲线进行积分，可以得到图17(b)中各负荷条件下，单个进气门废气重吸质量变化规律.从图中可以发现当米勒循环程度增大，即进气门开启(IVO)时刻逐渐提前于进排气上止点时，每循环被推入进气道的废气在逐步增多，且以循环喷油量为 11.8mg的小负荷工况和循环喷油量为 19.3mg的中等负荷工况较为明显，但随着负荷进一步的增大，进气道废气重吸的“效率”开始下降，即废气重吸质量随IVO提前而增加的趋势开始放缓.这主要是由于歧管压力随负荷同步增大，正气门重叠角阶段压差逐渐缩小所致.图17 米勒循环对进气道废气重吸的影响Fig.17 Effects of Miller cycle on exhaust gas rebreathing through intake port以点火上止点前50°CA的缸内温度 T50为基准，图18进一步分析了米勒循环对3种循环喷油量下压缩终了缸内热状态的实际影响情况.从图18中可以看出，在循环喷油量为 11.8mg工况下，缸内压缩终了的温度随米勒循环程度的增大出现了先升高后趋平的趋势，这主要是前期废气重吸对缸内的加热作用强于米勒循环有效压缩比减小的降温作用，而后期二者作用基本持平，此阶段米勒循环程度增大的作用是在保证缸内热氛围基本持平的同时，提高了废气稀释度，使得 SI-HCCI混合燃烧的后期自燃部分更易受控制.在循环喷油量为 19.3mg负荷水平下，进气门开启(IVO)时刻提前，即米勒循环程度的增大同样没有能降低压缩终了时的缸内温度，这也很好地解释了该循环喷油量工况燃烧相位随米勒循环程度的增大先推迟后提前至初始水平的现象.而由于废气重吸效果随负荷的增大被削弱，米勒循环在循环喷油量为 23.7mg工况下，其废气重吸的加热效果并不明显，但可以在一定程度上提高缸内废气稀释度，使点火时刻优化提前，进而优化燃烧相位.图18 上止点前50°CA缸内温度随 IVO相对 TDC提前角度的变化规律Fig.18 Effects of advanced timing of intake valve opening with respect to TDC on T504 结论(1) 米勒循环对高压缩比增压汽油机中小负荷热效率均具有较好的改善效果，应用米勒循环在发动机为 2000r/min，单缸循环喷油量为 11.8mg，19.3mg和23.7mg的工况(原机 BMEP为 3MPa、5MPa和0.65MPa工况)下分别达到了最高37.4%、40%和 40.4%的指示热效率.相比中等负荷，米勒循环对循环喷油量为11.8mg的小负荷工况热效率提升效果更为明显，其热效率相比该循环喷油量下几乎没有米勒循环效果的工况点提升达12%.(2) 米勒循环的引入会带来进气道废气重吸现象，由于重吸废气对工质的加热作用与有效压缩比减小带来的降温作用存在竞争关系，米勒循环并不一定能降低压缩终了缸内温度来优化燃烧相位.在废气重吸现象较明显的循环喷油量为 11.8mg小负荷工况以及循环喷油量为 19.3mg的中等负荷工况下，米勒循环对燃烧相位几乎没有优化作用，反而呈现先推迟后提前至初始水平的规律；废气重吸效应随着负荷进一步升高被显著削弱，米勒循环在缸内热氛围基本持平的情况下，其所带来的废气稀释度增加使得循环喷油量为 23.7mg的工况点火时刻得以提前，进而使燃烧相位最高可优化5.3°CA.(3) 高压缩比汽油机在小负荷工况结合米勒循环带来的进气道废气重吸效应，在改善泵气损失的同时，可以促进 SI-HCCI混合燃烧的发生，加速燃烧，维持高废气率下的燃烧等容度.(4) 高压缩比汽油机应用米勒循环能不同程度地改善泵气损失和传热损失.应用米勒循环在小负荷工况提升热效率主要依靠泵气损失的改善，其次是传热损失的改善；。
《米勒循环对电热塞辅助压燃式甲醇发动机性能的影响研究》
《米勒循环对电热塞辅助压燃式甲醇发动机性能的影响研究》篇一一、引言随着全球对环保和能源效率的日益关注，内燃机技术不断发展和创新。
米勒循环作为一种先进的内燃机工作循环方式，已逐渐应用于各类发动机中，尤其是以甲醇为燃料的发动机。
本文着重研究米勒循环对电热塞辅助压燃式甲醇发动机性能的影响，通过实验和模拟分析，为该类型发动机的优化提供理论依据。
二、米勒循环的基本原理米勒循环是一种先进的内燃机工作循环方式，它通过调整进气门关闭正时来改变循环中压缩比，进而提高发动机的热效率和燃油经济性。
在米勒循环中，发动机在压缩冲程中保持进气门开启一段时间，使部分高温高压的燃烧气体回流至进气系统，从而降低压缩比，减少爆燃的可能性，同时提高发动机的效率。
三、电热塞辅助压燃式甲醇发动机概述电热塞辅助压燃式甲醇发动机是一种采用压燃方式点火的内燃机，其燃料为甲醇。
该类型发动机具有较高的热效率和较低的排放，但同时也面临着燃烧过程复杂、点火困难等问题。
因此，研究如何优化发动机的工作过程，提高其性能，具有重要意义。
四、米勒循环对电热塞辅助压燃式甲醇发动机性能的影响研究（一）研究方法本研究采用实验和模拟分析相结合的方法，通过改变米勒循环的参数，研究其对电热塞辅助压燃式甲醇发动机性能的影响。
实验过程中，采用先进的内燃机测试设备，记录发动机在不同参数下的运行数据。
同时，运用计算流体动力学等仿真技术，对发动机的工作过程进行模拟分析。
（二）研究结果实验和模拟分析结果表明，采用米勒循环的电热塞辅助压燃式甲醇发动机在热效率和燃油经济性方面均有所提高。
具体表现为：1. 压缩比调整：通过调整进气门关闭正时，可以改变发动机的压缩比。
适当的降低压缩比可以减少爆燃的可能性，同时提高发动机的热效率。
2. 燃烧过程优化：米勒循环使得燃烧过程中气体的流动更加均匀，有利于甲醇的完全燃烧，从而提高发动机的功率和扭矩。
3. 减少排放：由于燃烧过程的优化，采用米勒循环的电热塞辅助压燃式甲醇发动机的排放也得到了有效降低。
某涡轮增压柴油机米勒循环的性能研究
率 ，从而有效降低柴油机的油耗。在进气 门关 闭角 为 ４０ ｃｃＡ时 ，有 效燃 油 消耗 率 比原 机 降低 了
闭角的提前先降低后升高。这是 由于随着进气 门关
闭角的提前 ，进气量减小 ，因而 Ｍ０到 Ｍ４０段泵气
损失减小 ，热效率提高 ，故 降低。于提前 ，泵气损失增
曲轴转 角／￣ＣＡ 图 ９不同米勒循环方案与原机 的缸 内温度对 比
大 ，因此 也随之升高 。Ｍ４０的 达到最低值 ， 比原机降低 了 ２．３％，Ｍ６０比原机降低 了 １．２％。
进 气门关 闭角／℃Ａ 图 ｌ２不 同方 案的 及平 均泵气损 失压力变化
随之降 低 。 从 图 １３中还可 以看 出，进气 门关 闭角对碳烟
０－３５
排放 的影 响不大 ，Ｍ６０的碳烟排放仅 比原机升高 了 １．７％。图 １５是柴油机过量空气系数对有害排放
著
Ｚ ·
０．２５ 餐
图 ９对 比了不 同进气 门关闭角的米勒循环 的 缸 内温度 。随着进气门关闭角的提前 ，着火前缸内 平均温度逐渐 降低 ，Ｍ６０压缩段 的平均温度 比原
Ｍ６０的缸 内最高爆发 压力 比原 机降低 了 ３７．４％，
／ｄ 比原机升高了 ３．９％。
如 加 ：２ 、斛 惺 幽
【ｌ＿ｑ ．日 害一
略
１０ １２５ １４０ １５５ １７０ １８５ ２００ ２１５
进气 门关 闭角／℃Ａ 图 １ １不同方案的最高爆发压力与 ｄｐ／ｄ 的变化
此总放热量变化不大 ，故着火后 的平均温度升高 。 ２．３ 有效 燃 油消 耗率
图 １２是不同米勒循环的有效燃油消耗率 及
泵气损失变化趋势 。 和泵气损失都随着进气 门关
进气门晚关米勒循环对高强化柴油机燃烧和换气影响的研究
进气门晚关米勒循环对高强化柴油机燃烧和换气影响的研究王子玉;张岩;王雷;刘金龙;白洪林;李玉峰【摘要】为了探索米勒循环技术对于燃烧和换气过程的影响,在1台高强化单缸柴油机上应用进气门晚关米勒循环进行了试验和仿真研究.进气门关闭时刻分别为上止点后-110°CA(原机)、-86°CA和-70°CA.发动机试验在转速3 600 r/min、指示升功率77 kW/L、过量空气系数1.6的高强化运行工况下展开.通过对试验平台建立一维热力学计算模型进一步分析了米勒进气相位对换气过程参数的影响.研究结果表明:随着进气门关闭时刻的推迟,由于有效压缩比的降低,缸内压缩终了工质温度和压力均显著下降,在相同功率条件下最大燃烧压力和温度、最大压力升高率、排气温度均显著下降,有助于降低高强化柴油机缸内的热力负荷;随着进气门关闭时刻的推迟,压缩过程中的米勒损失和进气回流率增加,充量系数、泵气损失均下降;进气门晚关的米勒循环还明显降低了NOx排放,改善了燃油消耗率.【期刊名称】《兵工学报》【年(卷),期】2019(040)001【总页数】11页(P8-18)【关键词】高强化柴油机;进气门晚关;米勒循环;进气门关闭时刻;燃烧;换气【作者】王子玉;张岩;王雷;刘金龙;白洪林;李玉峰【作者单位】中国北方发动机研究所,天津300400;中国北方发动机研究所,天津300400;中国北方发动机研究所,天津300400;中国北方发动机研究所,天津300400;中国北方发动机研究所,天津300400;中国北方发动机研究所,天津300400【正文语种】中文【中图分类】TK421+.10 引言在日益严格的排放法规推动下，车用柴油机正朝着小型强化方向发展，升功率不断提高。
目前，单缸排量为0.4～0.5 L轿车和轻型卡车用柴油机的功率密度已经强化到60～90 kW/L[1-4]，某些研究中的机型甚至超过了100 kW/L[5-6]；在单缸排量超过1 L的重型柴油机中，虽然大多数机型的升功率仍低于40 kW/L，但特种车辆高强化柴油机的升功率已达到90 kW/L[7].为了研究高强化柴油机的燃烧过程，Zhang等[8]开发了一个高强化单缸柴油机试验平台，其最高转速可达4 500 r/min，允许最大爆发压力达25 MPa，通过组织快速燃烧过程获得了超过80 kW/L的有效升功率。
一种增压直喷发动机的miller循环燃烧室系统
米勒循环发动机缸内气体流动与燃烧分析
米勒循环发动机缸内气体流动与燃烧分析李军;向璐;郑建军【摘要】A Miller cycle engine with high compression ratio was developed through the longitudinal development of a 1 .6 L engine .Then the numerical simulation of Miller cycle engine with high compression ratio and intake late closing strategy was conducted with CFD STAR‐CD software and the in‐cylinder gas flow mode and combustion process for Miller cycle engines with two kinds of geometry shape piston were compared .The results show that the optimized piston scheme has better i n‐cylinder gas flow mode and combustion characteristics .The results provide the reference for the piston shape selection and the optimiza‐tion of combustion chamber in actual development of Miller cycle engine with high compression ratio .%在某1．6L发动机的基础上进行纵向开发，以此来实现高压缩比米勒循环发动机。
利用大型三维计算流体动力学（CFD）软件STAR‐CD对采用进气门晚关策略的高压缩比米勒循环发动机进行数值模拟，对比分析了采用两种几何形状活塞的米勒循环发动机的缸内气体流动模式及燃烧过程。
米勒循环发动机工作原理
米勒循环发动机工作原理米勒循环发动机，这名字听起来挺高大上的，其实它背后可是有不少故事。
想象一下，你正在开车，突然感觉车子的动力像打了鸡血一样，那种感觉可不是每辆车都能给的。
米勒循环发动机就像是汽车界的小魔法师，把普通的发动机变得特别给力。
它的工作原理其实挺简单，却又很有趣，真是让人忍不住想多了解一下。
这发动机的秘密武器就是它的循环方式，米勒循环。
这可不是简单的循环，里面有很多讲究。
发动机在工作的时候，通常会经历进气、压缩、燃烧和排气四个步骤。
你可能会觉得，这听起来跟其他发动机差不多，但米勒循环在其中加入了一些巧妙的设计，让它在压缩阶段多了一些特别的调皮之处。
简单来说，它的压缩比高，能把燃料和空气混合得更充分，这样一来，发动机的效率就提高了，动力也跟着蹭蹭上涨。
如果说米勒循环是一个厨师，那它用的可是一手好刀。
压缩阶段后，发动机会迅速进入燃烧阶段。
在这一瞬间，空气和燃料混合物被点燃，咔嚓一下，能量瞬间释放。
火焰在发动机内部肆意燃烧，推动活塞上下移动。
就像你在厨房炒菜，猛火一上，菜瞬间就变得香喷喷的，这种效率真是让人刮目相看。
高效的燃烧不仅能让车子跑得更快，还能节省燃油，简直是“好事成双”。
听到这里，可能有人会问，米勒循环发动机有什么缺点吗？哈哈，当然有，世上没有完美的东西。
虽然它的优点多多，但在冷启动的时候，可能会稍微逊色一点。
因为它的设计让它在低温下不太容易启动，给那些寒冷地区的小伙伴们带来了一点小麻烦。
不过，科技总是不断进步，随着技术的不断更新，很多问题都能迎刃而解。
再说说它的应用，米勒循环发动机已经被很多车厂采用了，特别是一些高档车。
你可能听说过某些品牌的车型，用的就是这种发动机。
开上这样的车，感觉真是如沐春风，动力十足，驾驶体验绝佳。
坐在车里，就像是坐上了一匹骏马，飞驰在路上，那种感觉，简直不能再爽了。
技术背后离不开那些辛勤的工程师们。
想象一下，他们为了让发动机更高效，不停地进行测试、调试，常常熬夜到天亮。
116_自然吸气式汽油机Miller循环分析_无锡油泵油嘴_商鹏等
自然吸气式汽油机Miller循环分析商鹏，夏兴兰，李晓娟，刘印（中国第一汽车股份有限公司无锡油泵油嘴研究所,江苏无锡214063）[摘要]传统汽油机的膨胀比受压缩比的限制，不能设计的很大，这样在排气门开启后，废气会携走许多能量。
Miller循环即通过调整进气门定时使膨胀比增加，而有效压缩比不会增加，这样既不会产生爆震也减少了废气能量损失。
本文使一传统自然吸气式汽油机的膨胀比从10.2增加到12，通过进气门晚关的方法实现Miller循环，分析了该循环下全负荷及部分负荷的节油效果，并分析了相关性能参数的变化。
关键词：Miller循环；Atkinson循环；降油耗主要软件：A VL BOOSTThermodynamic Analysis Of An Naturally Aspirated GasolineEngine Miller CycleShang Peng ，Xia Xinglan ，Li Xiaojuan，Liu Yin(F AW Wuxi Fuel Injection Equipment Research Institute, Wuxi 214063,China)[Abstract] The expansion ratio of the conventional gasoline engine which is limited to be equal to compression ratio can't be designed larger. When the exhaust valve open at the end of the expansion stroke, a large quantity of energy is free to the atmosphere. Miller cycle having an expansion stroke larger than compression stroke is implemented by delaying intake valve open timing that a portion of mixture gas is push back during compression stroke. Not only the cycle can avoid knock trend but reduces exhaust energy losses also. This paper makes a conventional naturally aspirated gasoline expansion ratio from 10.2 to 12, and have a fuel efficiency analysis under full load and part load, also the relevant performance parameters analyzed.Keywords: Miller cycle; Atkinson cycle; saving fuel consumptionSoftware: AVL BOOST1. 前言本文的主要目的通过改变某一自然吸气式汽油机的气门定时和膨胀比对其执行Miller 循环，并对节油效果进行评估。
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基于米勒循环的进气道优化
杨文乐张峰昌骆富贵葛少虎
（海马轿车有限公司，郑州，450016）
(yangwl01@)
摘 要：采用某款均质混合气燃烧模式的增压直喷汽油机(GDI)的米勒循环发动机为例，通过对气道形状的改变，研究缸内流动对滚流比及湍动能的影响，结果表明在额定功率工况，滚流比和湍动能均有较大提高，进气道对缸内流动有较大影响。
关键词：GDI；米勒循环；进气道；滚流比；湍动能
Abstract：Taking the turbo charge gasoline direct injection engine (GDI) adopting homogeneous charge combustion mode which based on the Miller cycle as example. Investigated the tumble ratio and turbulence kinetic energy effect by the intake port shape change. The results show that in the condition of rated power, tumble ratio and turbulent kinetic energy were greatly improved, the intake port has a great influence on the flow in the cylinder.
Key words: GDI Miller cycle intake port tumble ratio turbulence kinetic energy
0 前言
全球的新油耗法规都在不断加严，中国也顺应趋势，提出节能减排政策和类似于欧洲的新油耗法规。
法规给予汽车企业巨大的挑战，同时也指明努力的目标和方向，多年前的很多发动机新技术逐步成为现在和将来十年内的主流技术。
GDI汽油机在燃油经济性、动力性等方面较传统的气道喷射（PFI）汽油机具有更大的发展潜力，而米勒循环是一种不对等膨胀/压缩比发动机的热力循环，由于膨胀比大于压缩比，因此能更好利用燃烧后废气仍然存有的高压，燃油效率比奥托循环更高。
其在全负荷和部分负荷都可以降低燃油消耗率，米勒循环的GDI发动机无疑在燃油经济性方面会有更好的表现。
但是米勒循环发动机一般通过进气门早关或者晚关和提高压缩比来实现，由于改变了进气门相位，其缸内湍动能水平明显减弱，燃烧速率降低，GDI发动机燃烧系统结构一般由进排气道、燃烧室、活塞、喷油器和火花塞组成，要在缸内形成均匀的混合气，必须组织合适的气流运动和精确的喷油匹配。
采用均质混合气燃烧模式的GDI汽油机一般靠进气道来产生强烈的滚流运动以促使燃油与空气的混合，另一方面随着活塞的上行，滚流在压缩冲程后期破碎成湍流，这样有助于提高压缩终了时的湍流强度，以提高火焰传播速度，抑制爆震，减小循环变动保持燃烧稳定性[1-2]。
为了研究进气道的改变能否达到提高米勒循环混合气形成状态，本文以某款米勒循环GDI发动机为研究对象，采用两种不同滚流比进气道方案分别进行稳态和瞬态缸内流动模拟，并进行了稳态气道性能测试，分析进气滚流对缸内流动的影响，为GDI发动机的气道设计提供理论依据。
1进气道稳态性能分析
气道流动特性参数指标主要由流量系数和涡流（滚流）强度等，其中，流量系数直接决定了气缸的进气量，而滚流比的大小对缸内混合气的形成、发展、燃烧速度和稳定性等起着重要的作用，对于米勒循环的GDI汽油机来说希望获得尽量大的滚流强度，尽管提高滚流比会导致流量系数降低，但是对于增压汽油机来说，可以依靠增压来弥补减小的进气量。
1.1评价方法
对于气道的评价方法，国际上通常采用Ricardo、AVL、FEV和SERI等方法[3]，每种方法侧重点不同，应根据实际需要选择合适的方法。
FEV方法与大多数以预测滚流比为目的的方法不同，它的评价是试验台上气道的特性参数，且该方法能够反映气道与缸径的匹配程度，对整机性能开发也非常重要[4]，因此选用FEV方法对气道进行分析，具体评价方法不再赘述。
1.2稳态气道计算与试验验证
为了得到较高滚流比进气道，在原进气道（以下简称A方案见图一）基础上经过多轮稳态计算，得到相对更高滚流比的优化进气道（以下简称B方案见图二）。
计算采用在进出口加固定压差对不同气门升程进行稳态CFD计算，以获得不同气门升程下的流量系数和滚流比并通过稳态进气道性能试验台架进行测试（见图3），以此来标定计算结果。
最终用FEV平均评价方法，测量发动机在90%最大气门升程时所对应的流量系数和滚流比作为气道的平局流量系数和平均滚流强度，仿真计算结果显示滚流比提高了17.6%，而流量系数降低了9.1%，试验结果显示滚流比提高了13.3%，而流量系数降低了7.6%，仿真值比试验值略高。
图1 原方案模型
图2 优化方案模型图3 稳态气道性能试验
2 瞬态缸内混合气形成CFD计算
GDI发动机缸内混合气形成过程非常复杂，涉及到非定常、多维湍流运动、移动壁面、瞬态边界、喷雾、雾化、蒸发等等多方面，本文选择额定功率工况，采用ES-ICE软件和STAR-CD软件对进气和压缩过程进行模拟，边界条件和初始条件采用GT-POWER软件进行热力学仿真结果，并参照方案A台架试验性能测试结果对1D热力学模型进行标定，以此获得的1D边界条件相对更准确，其他壁面温度有也保持与1D模型一致，部分边界条件如图4所示。
使用ES-ICE软件采用Trim方法划分动网格，为了保证流动充分发展在进出口分别适当延长,活塞在下至点位置的三维模型如图5所示，网格总数100万左右。
图4 入口压力温度边界条件 图5 计算网格模型
3 计算结果
由图6-7可以看出滚流比和湍动能均出现两次峰值，滚流比第一次出现在气门升程最大附近，此时气门环形区域流速最大，缸内气流运动较强，之后，随着压缩行程活塞向上运动，使得缸内容积迅速减小，缸内行程大涡旋转半径变小，由角动量守恒可知其旋转速度将增大，于是形成第二个峰值。
随着活塞的继续上行，滚流结构与不断减小的燃烧室容积不相适应而剧烈破碎成小尺度湍流，滚流下降而湍动能迅速升高，与A气道相比，在压缩上止点附近，火花塞附近湍动能也较高，这非常有利于点火成功及早期火核的发展。
由于所研究的发动机采用涡轮增压，进气压力较高，虽然B气道流量系数有所减低，但对进气量影响较小见图8，在额定功率工况进气质量减小0.8%左右。
图6 两方案滚流比图7 两方案湍动能
图8 两方案进气量
分析结果显示，在相同边界条件和同一曲轴转角下，可以看出B气道在滚流比较A气道有所增强，更多的气流从气门右边进入气缸（见图9-10），而且气流速度有所增强。
湍动能在点火时刻前后高湍动能区域更广，而且分布更均匀（见图11-12），这对点火非常有利。
优化后的气道，在进气量基本没变化的情况下，滚流比、湍动能有明显提升，从而有利于燃油与空气的混合，使混合气分布更为集中
图9 A方案540°时流场分布图10 B方案540°时流场分布
图11 A方案700°时湍动能分布图12 B方案700°时湍动能分布
4 结论
（1）调整进气道结构可以提高滚流比，但流量系数会随之降低。
（2）调整过后的气道的湍动能也比原气道在火花塞附近点火火时刻前后有明显提升，而且高湍动能区域分布范围更广，且分布均匀，这对点火成功及早期火核的发展有利。
（3）由于高转速工况下，喷油量大，喷油持续时间长，燃油湿壁情况较为严重，而这会导致机油稀释，积碳严重等不良后果，后续将深入研究混合气形成过程和燃油湿壁情况。
参考文献
[1] Myoungjin Kim, Sihun Lee, Wootae Kim. Tumble flow measurements using three different methods and its effects on fuel economy and emissions [C] SAE Paper 2006-01-3345,2006.
[2] He Y, Selamet A, Reese R A, et al. Impact of tumble on combustion in SI engines: Correlation between flow and engine experiments [C]. SAE Paper 2007-01-4003,2007.
[3] 夏兴兰，陈大陆，王胜利。
内燃机气道性能的评价方法[J]，车用发动机，2007（2）：7-12.
[4] 韩文艳、许思传等滚流比对缸内直喷汽油机混合气形成及燃烧的影响内燃机学报2012年（第30卷）第6期。