渠肖楠，魏勝利，宋志磊

(江蘇大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院， 江蘇鎮(zhèn)江212013)

0 引言

為應(yīng)對(duì)能源危機(jī)和日益嚴(yán)格的法規(guī)要求，改善汽油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性變得越來(lái)越重要[1-2]。在發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)中，提高熱效率變得極為重要，在純電動(dòng)汽車(chē)電池技術(shù)還不成熟的今天，混合動(dòng)力是一個(gè)很好的解決方案，不僅可以提高內(nèi)燃機(jī)的熱效率，而且更加環(huán)保，在中國(guó)得到充分重視和發(fā)展[3-5]。

當(dāng)前，傳統(tǒng)汽油機(jī)熱效率約為36 %，混合動(dòng)力汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率則高達(dá)40 %以上[2，6]，混合動(dòng)力汽車(chē)采用的發(fā)動(dòng)機(jī)普遍是米勒循環(huán)而非奧托循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)。首先是因?yàn)榕c傳統(tǒng)汽車(chē)相比，混合動(dòng)力發(fā)動(dòng)機(jī)總是工作在最佳工況，可以有效降低燃油消耗率。其次，對(duì)于傳統(tǒng)奧托循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)，在汽車(chē)大部分行駛工況時(shí)節(jié)氣門(mén)處于非全開(kāi)狀態(tài)，這就形成了進(jìn)氣節(jié)流。除此之外，當(dāng)活塞下行時(shí)進(jìn)氣歧管和曲軸箱的壓差會(huì)對(duì)活塞運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生阻力，因此奧托循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)存在較大泵氣損失[7-9]。

LUISI等[10]針對(duì)LIVC(late intake valve closing)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)在大負(fù)荷工況采用渦輪增壓技術(shù)，其理論熱效率提高20 %。KAWAMOTO等[11]研究表明在城市典型工況，高壓縮比汽油機(jī)在使用米勒循環(huán)后油耗降低8.5 %，發(fā)動(dòng)機(jī)爆震顯著降低，并且在加入中冷EGR后油燃油消耗率耗再降低1.7 %，最低燃油消耗率工況區(qū)域呈擴(kuò)大趨勢(shì)。天津大學(xué)的徐玉梁等[12]對(duì)一臺(tái)2.0 L進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行研究，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，高壓縮比米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)最低燃油消耗率比原機(jī)降低了10.4 g/(kW·h)，并且最佳燃油消耗率經(jīng)濟(jì)區(qū)域向低轉(zhuǎn)速，小負(fù)荷擴(kuò)大。清華大學(xué)的王建昕等[13]在一臺(tái)缸內(nèi)直噴汽油機(jī)上進(jìn)行了中小負(fù)荷下的稀釋燃燒實(shí)驗(yàn)，研究發(fā)現(xiàn)廢氣稀釋和空氣稀釋相結(jié)合可以使發(fā)動(dòng)機(jī)油燃油消耗率降低4 %～6 %。長(zhǎng)城汽車(chē)[14]通過(guò)對(duì)比研究不同壓縮比對(duì)汽油發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響發(fā)現(xiàn)適當(dāng)提高壓縮比有利于改善發(fā)動(dòng)機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性，但過(guò)高的壓縮比會(huì)引起發(fā)動(dòng)機(jī)劇烈爆震，影響發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性能。從以上研究可以看出，在混合動(dòng)力汽車(chē)上應(yīng)用米勒循環(huán)、中冷EGR技術(shù)、高壓縮比，能對(duì)提高熱效率等性能起到重要作用。

為此，本研究基于一臺(tái)1.6T發(fā)動(dòng)機(jī)，設(shè)計(jì)了四組LIVC進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角和高壓縮比活塞，通過(guò)模擬計(jì)算著重對(duì)比分析了不同進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻對(duì)進(jìn)氣過(guò)程、缸內(nèi)壓力和溫度等參數(shù)的影響，同時(shí)探究了氣門(mén)正時(shí)、壓縮比和EGR率對(duì)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響。

1 模型建立與分析方法

1.1 研究對(duì)象及模型驗(yàn)證

以一臺(tái)奧托循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對(duì)象，其基本參數(shù)如表1所示。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型Fig.1 Engine simulation model

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)基本參數(shù)Tab.1 Engine Characters

圖1為利用AVL-BOOST軟件建立的渦輪增壓發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型，該仿真計(jì)算中發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)燃燒模型采用韋伯(Vibe)燃燒模型，缸內(nèi)傳熱模型采用經(jīng)典的Woschni模型。利用發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)模擬結(jié)果進(jìn)行標(biāo)定，原機(jī)外特性工況仿真計(jì)算的扭矩、燃油消耗率與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比如圖2、圖3 所示，可以看出模擬與試驗(yàn)結(jié)果誤差均在5 %以?xún)?nèi)，表明模型精度能滿足計(jì)算要求。

圖2 試驗(yàn)與模擬轉(zhuǎn)矩對(duì)比
Fig.2 Comparison between simulation and experimental results of the torque

圖3 試驗(yàn)與模擬燃油消耗率對(duì)比
Fig.3 Comparison between simulation and experimental results of the fuel consumption

發(fā)動(dòng)機(jī)真實(shí)的放熱特征可以使用韋伯函數(shù)(Vibe)來(lái)近似描述：

(1)

(2)

(3)

式中：Q為每循環(huán)缸內(nèi)燃料燃燒所釋放出的總熱量；α為曲軸轉(zhuǎn)角；αo為燃燒開(kāi)始時(shí)刻對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角；Δαo為燃燒持續(xù)期；m為形狀參數(shù)；a為完全燃燒的Vibe參數(shù)，a=6.9。

對(duì)上式Vibe函數(shù)進(jìn)行積分，得到從燃燒開(kāi)始時(shí)刻起至某一時(shí)刻所燒掉的燃油質(zhì)量分?jǐn)?shù)，即已燃燃料質(zhì)量分?jǐn)?shù)x如方程(4)所式：

(4)

1.2 模擬方法

圖4 不同的進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角下的氣門(mén)升程 Fig.4 Valve lift in different intake cam angles

實(shí)現(xiàn)米勒循環(huán)的重點(diǎn)在于對(duì)進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻(LIVC)的調(diào)整，LIVC控制策略需要推遲進(jìn)氣門(mén)的關(guān)閉[15-16]。本研究保持進(jìn)氣門(mén)最大升程不變，對(duì)進(jìn)氣持續(xù)期和氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻進(jìn)行調(diào)整。圖,4為原機(jī)和改進(jìn)后的米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣門(mén)升程曲線，原奧托循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角為250°CA，現(xiàn)設(shè)計(jì)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角為260°CA、270°CA、280°CA和290°CA，然后對(duì)進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻每推遲10°CA進(jìn)行一次模擬計(jì)算。有關(guān)研究表明排氣門(mén)的升程曲線對(duì)米勒循環(huán)的影響不大，故后續(xù)仿真過(guò)程中保持排氣門(mén)的升程曲線不變[17]。

2 結(jié)果討論與分析

2.1 不同進(jìn)氣門(mén)持續(xù)期下缸內(nèi)溫度及壓力對(duì)比

根據(jù)設(shè)計(jì)的四種進(jìn)氣凸輪型線，在仿真軟件中分別進(jìn)行模擬計(jì)算。圖5和圖6分別為發(fā)動(dòng)機(jī)2 000 r/min、外特性工況，不同進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角對(duì)缸內(nèi)壓力和溫度的影響。

圖5 不同進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角下的缸內(nèi)壓力對(duì)比
Fig.5 Comparison of in-cylinder pressure under different intake cam angles

圖6 不同進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角下的缸內(nèi)溫度對(duì)比
Fig.6 Comparison of in-cylinder temperature under different intake cam angles

圖5中可以看出隨著進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角的增大，缸內(nèi)最大壓力逐漸降低。這主要是由于進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角增大，進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻推遲，活塞由下止點(diǎn)向上運(yùn)動(dòng)的壓縮行程中進(jìn)氣門(mén)并未關(guān)閉，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)有效壓縮行程變短，引起缸內(nèi)部分進(jìn)氣流倒流至進(jìn)氣管，因此實(shí)際壓縮充量降低，從而缸內(nèi)燃燒壓力降低。對(duì)于壓力的變化，經(jīng)歷膨脹降壓后，計(jì)算時(shí)保持進(jìn)氣總量不變，根據(jù)氣體狀態(tài)守恒方程，溫度越低，壓力也越低。290°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角的缸內(nèi)最大壓力比260°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角降低了3.5 MPa，汽油機(jī)的機(jī)械負(fù)荷下降，有利于汽油機(jī)運(yùn)行的可靠性，也為進(jìn)一步增壓提供條件。

圖6可以看出不同進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角下缸內(nèi)溫度的變化趨勢(shì)基本一致，隨著進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角的增大，缸內(nèi)最大溫度降低。對(duì)于溫度的變化，缸內(nèi)的工質(zhì)隨活塞的上行部分進(jìn)氣回流，經(jīng)歷的是膨脹降溫降壓過(guò)程，然后再進(jìn)行壓縮。推遲關(guān)閉的角度越大，膨脹過(guò)程就越長(zhǎng)，溫度也越低。壓縮時(shí)缸內(nèi)平均溫度從260°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角到290°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角逐漸降低，290°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角方案的缸內(nèi)最大溫度比260°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角方案降低了約370 K，進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角每推遲10°CA，不同進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻的缸內(nèi)最大溫度約降低120 K，缸內(nèi)最大溫度的降低有利于抑制NOx的生成，改善發(fā)動(dòng)機(jī)的排放性能[18]，這是因?yàn)殡S著進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角的增大，進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻推遲，米勒循環(huán)的有效壓縮比也會(huì)變低，使得缸內(nèi)最大溫度均低于原機(jī)，這正是米勒循環(huán)所要達(dá)到的效果。

2.2 壓縮比對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響分析

由于在米勒循環(huán)中推遲進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻，導(dǎo)致部分進(jìn)氣倒流使發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際有效壓縮比降低，可以有效地避免發(fā)動(dòng)機(jī)爆震等不正常燃燒現(xiàn)象，因此可以增大發(fā)動(dòng)機(jī)的幾何壓縮比。尤其在部分負(fù)荷工況下，適當(dāng)增大汽油機(jī)的壓縮比，可以有效提高其經(jīng)濟(jì)性能[19]。米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)由于其膨脹比大于實(shí)際有效壓縮比的特點(diǎn)，結(jié)合高壓縮比，相比傳統(tǒng)奧托循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)具有更高的熱效率。增大壓縮比能夠提高發(fā)動(dòng)機(jī)的熱效率，降低燃油消耗率，但是在實(shí)際過(guò)程中不斷的增大壓縮比，會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)爆震，為了抑制爆震就會(huì)推遲點(diǎn)火提前角，這樣就會(huì)導(dǎo)致燃燒惡化，發(fā)動(dòng)機(jī)熱效率降低，同時(shí)燃油消耗率也會(huì)增大。

為探究壓縮比對(duì)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響，保持進(jìn)氣凸輪型線不變，本研究以270°CA凸輪工作轉(zhuǎn)角為例進(jìn)行分析研究，通過(guò)重新設(shè)計(jì)活塞結(jié)構(gòu)，選取發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮比12、12.5和13進(jìn)行仿真計(jì)算。為防止有效壓縮比過(guò)大導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)爆震，適當(dāng)調(diào)節(jié)點(diǎn)火提前角，同時(shí)調(diào)節(jié)配氣相位，以防止進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)角度過(guò)大，氣門(mén)重疊角過(guò)小，導(dǎo)致進(jìn)氣過(guò)程中氣門(mén)晚開(kāi)，出現(xiàn)活塞泵吸損失。

米勒循環(huán)由于采用進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)控制進(jìn)入發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣質(zhì)量流量的變化，從而控制和調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷變化，因此理論上可以取消節(jié)氣門(mén)，降低泵氣損失。圖7為2 000 r/min、外特性工況，不同進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻下壓縮比對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)泵氣損失的影響，從圖7中可以看出隨著進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)時(shí)刻的增大，泵氣損失也逐漸減低，并且壓縮比越大泵氣損失也越小。

圖8為發(fā)動(dòng)機(jī)2 000 r/min、外特性工況，不同進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻下三種壓縮比對(duì)燃油消耗率的影響，從圖8中可以看出，壓縮比增大燃油消耗率越低，并且隨著進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻的推遲，泵氣損失呈逐漸減少的趨勢(shì)。而燃油消耗率則先降低后增加，這主要是因?yàn)槊桌昭h(huán)采用的是進(jìn)氣門(mén)晚關(guān)使得進(jìn)氣充量回流，缸內(nèi)新鮮充量變少，新鮮充量變少意味著缸內(nèi)氧氣變少，氧氣的變少必然影響發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性。為了不讓米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)因進(jìn)氣門(mén)推遲而對(duì)動(dòng)力性產(chǎn)生較大影響，通過(guò)控制進(jìn)氣門(mén)的關(guān)閉時(shí)刻可以實(shí)現(xiàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷大小的控制。但是進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻過(guò)于推遲會(huì)使得發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)充量過(guò)于減少，這樣會(huì)使得缸內(nèi)油氣混合不均勻，影響缸內(nèi)燃燒的穩(wěn)定性。隨著氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻的過(guò)于推遲，不穩(wěn)定燃燒對(duì)燃油消耗率的影響在一定程度上削弱了由于泵氣損失降低帶來(lái)的燃油消耗率減少，因此發(fā)動(dòng)機(jī)燃油消耗率在降低后進(jìn)而會(huì)出現(xiàn)逐漸增加的趨勢(shì)。適當(dāng)推遲進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻，且增大壓縮比從經(jīng)驗(yàn)公式上而言也能增大發(fā)動(dòng)機(jī)的指示熱效率。但是在實(shí)際臺(tái)架標(biāo)定時(shí)，需嚴(yán)格監(jiān)視發(fā)動(dòng)機(jī)爆震的可能性。

圖7 不同進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻下壓縮比對(duì)泵氣損失的影響
Fig.7 Effects of compression ratio on pump loss under different intake valve close timing

圖8 不同進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻下壓縮比對(duì)燃油消耗率的影響
Fig.8 Effects of compression ratio on fuel consumption under different intake valve close timing

2.3 進(jìn)氣過(guò)程分析

由于奧托循環(huán)采用節(jié)氣門(mén)控制發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷，存在有很大的節(jié)流損失，而米勒循環(huán)通過(guò)控制進(jìn)氣門(mén)的關(guān)閉時(shí)間將部分缸內(nèi)進(jìn)氣排出，因此可以取消節(jié)氣門(mén)通過(guò)進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻控制發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷。圖9為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 000 r/min，平均有效壓力為1.2 MPa工況下進(jìn)氣質(zhì)量流量的對(duì)比。從圖9中可以看出在進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟后奧托循環(huán)和米勒循環(huán)均存在進(jìn)氣倒流，但米勒循環(huán)倒流量較小，這主要是由于取消節(jié)氣門(mén)后，氣缸內(nèi)和進(jìn)氣管壓差降低，進(jìn)氣倒流降低，而奧托循環(huán)中節(jié)氣門(mén)前和氣缸內(nèi)則存在較大的壓差。活塞從進(jìn)氣下止點(diǎn)繼續(xù)向上運(yùn)動(dòng)，由于凸輪工作轉(zhuǎn)角增大，進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻推遲，所以米勒循環(huán)中活塞將一部分進(jìn)氣推出氣缸之外，而氣缸內(nèi)保留該負(fù)荷工況下所需的進(jìn)氣量。

圖10為該工況下進(jìn)氣歧管的壓力變化曲線。從圖10中可以看出奧托循環(huán)的進(jìn)氣歧管壓力平均約為0.138 MPa，而米勒循環(huán)的進(jìn)氣歧管壓力平均大約為0.15 MPa，明顯高于奧托循環(huán)的進(jìn)氣壓力。這主要是由于米勒循環(huán)取消了節(jié)氣門(mén)控制，進(jìn)一步降低了進(jìn)氣管的節(jié)流損失，提高了進(jìn)氣歧管的進(jìn)氣壓力，從而相比奧托循環(huán)能夠降低發(fā)動(dòng)機(jī)的泵氣損失。

圖9 米勒循環(huán)和奧托循環(huán)的進(jìn)氣流量對(duì)比
Fig.9 Comparison of the intake mass flow between Miller cycle and Otto cycle

圖10 米勒循環(huán)和奧托循環(huán)的進(jìn)氣歧管壓力對(duì)比
Fig.10 Comparison of the manifold pressure between Miller cycle and Otto cycle

2.4 EGR對(duì)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響

2.4.1 EGR對(duì)燃油消耗率的影響

圖11 EGR率對(duì)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)燃油消耗率的影響 Fig.11 Effect of EGR rate on fuel consumption of the Miller engine

由上文研究結(jié)果，以進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角270°CA，發(fā)動(dòng)機(jī)壓縮比13為例，探究采用EGR技術(shù)對(duì)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響。本研究采用的是外部中冷EGR，工況選取發(fā)動(dòng)機(jī)中等負(fù)荷，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 000 r/min，平均有效壓力為1.2 MPa進(jìn)行仿真計(jì)算。圖11為不同EGR率下該工況發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油消耗率的變化曲線，從圖11中可以看出隨著EGR率的增大，燃油消耗率也逐漸增大。這是由于隨著缸內(nèi)廢氣量的增大，發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒不充分，為維持相應(yīng)負(fù)荷需增加發(fā)動(dòng)機(jī)的噴油量，因此燃油消耗率會(huì)增加。由仿真計(jì)算結(jié)果可以看出在發(fā)動(dòng)機(jī)中等負(fù)荷時(shí)EGR率不易過(guò)大，此外，在發(fā)動(dòng)機(jī)較低負(fù)荷，為了保證燃燒穩(wěn)定性，不宜采用EGR，在高負(fù)荷時(shí)，為了追求動(dòng)性，也不宜采用EGR。

2.4.2 EGR對(duì)燃燒過(guò)程的影響

圖12和圖13為不同EGR率對(duì)最大缸壓和對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角的影響，從圖12和圖13中可以看出隨著EGR率的增大，發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒過(guò)程中最大缸壓降低，最大缸壓對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角在上止點(diǎn)后增大，燃燒重心逐漸向后推遲。這是由于隨著EGR率的增加，進(jìn)氣過(guò)程中進(jìn)入缸內(nèi)的混合氣里廢氣的濃度增大，廢氣濃度增大對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)火焰?zhèn)鞑ミ^(guò)程的阻礙作用加強(qiáng)，火焰?zhèn)鞑ニ俣茸兙?，滯燃期增長(zhǎng)，燃燒持續(xù)期增長(zhǎng)，燃燒重心位置后移，最大缸壓降低。燃燒重心的后移還會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)排氣溫度的增加，因此發(fā)動(dòng)機(jī)需采用合理的EGR率。

圖12 EGR率對(duì)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)最大缸壓的影響
Fig.12 Effect of EGR rate on Miller engine in-cylinder peak pressure

圖13 EGR率對(duì)最大缸壓對(duì)應(yīng)曲軸轉(zhuǎn)角的影響
Fig.13 Effect of EGR rate on Miller engine crank angle under peak pressure

3 結(jié)論

通過(guò)建立發(fā)動(dòng)機(jī)一維熱力學(xué)模型，對(duì)比分析了米勒循環(huán)和奧托循環(huán)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)燃燒壓力和溫度、進(jìn)氣流量和進(jìn)氣歧管壓力的影響，并研究了不同進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻、壓縮比、EGR率對(duì)汽油機(jī)泵氣損失、燃油消耗率、缸內(nèi)燃燒特性的影響規(guī)律，得到以下結(jié)論：

① 對(duì)不同進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻下缸內(nèi)溫度壓力對(duì)比發(fā)現(xiàn)，290 °CA進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角的缸內(nèi)最大壓力比260 °CA進(jìn)氣凸輪工作轉(zhuǎn)角降低了3.5 MPa。缸內(nèi)平均溫度從260 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角到290 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角逐漸降低，290 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角方案在噴油時(shí)刻的缸內(nèi)平均溫度比260 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角降低了約370 K，進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉角度每推遲10 °CA，不同進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻的缸內(nèi)最大溫度約降低120 K，這正是米勒循環(huán)所要達(dá)到的效果。

② 在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 000 r/min，外特性工況下，選取270 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角為例，對(duì)比分析了12、12.5和13三種壓縮比對(duì)燃油消耗率的影響，發(fā)現(xiàn)隨著進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻的推遲，泵氣損失逐漸降低，但是燃油消耗率先降低后升高。同一進(jìn)氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻，在壓縮比為13時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)燃油消耗率最低為253.1 g/(kW·h)。在發(fā)動(dòng)機(jī)2 000 r/min、1.2 MPa工況下，進(jìn)氣末期米勒循環(huán)進(jìn)氣量倒流明顯增大，取消節(jié)氣門(mén)控制發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷，米勒循環(huán)的進(jìn)氣歧管平均壓力比奧托循環(huán)的進(jìn)氣壓力增大。

③ 對(duì)米勒循環(huán)發(fā)動(dòng)機(jī)(270 °CA凸輪工作轉(zhuǎn)角、壓縮比13)加裝EGR后，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2 000 r/min，平均有效壓力為1.2 MPa工況下，選取EGR率5 %、10 %、15 %和20 %用于研究。隨著EGR率的增加，燃燒重心逐漸后移，同時(shí)，缸內(nèi)最大壓力降低，對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角也在點(diǎn)火上止點(diǎn)后逐漸后移。