滿興家,梁源飛,葉年業(yè),李露露,肖茹潔

(上汽通用五菱汽車股份有限公司,廣西 柳州 545007)

2022年,新能源汽車銷售實現(xiàn)了爆發(fā)式增長,其中一季度新能源乘用車同比增長114%,純電動汽車和插電混合動力汽車銷量分別占79%和21%,但插電混合動力汽車銷量同比增長1.7倍,顯著快于純電動汽車的增長速度[1]。按照國家的《節(jié)能與新能源汽車技術(shù)路線圖2.0》規(guī)劃[2],到2035年傳統(tǒng)能源乘用車新車(不含新能源汽車)平均燃油消耗量達到4.0 L/100 km(WLTC,全球輕型車測試循環(huán)),并且全部為混合動力汽車,屆時新能源汽車和節(jié)能汽車依然各占一半?；旌蟿恿σ殉蔀槠囆袠I(yè)實現(xiàn)節(jié)能減排的主要技術(shù)之一[3]。

國內(nèi)混合動力系統(tǒng)技術(shù)已取得了突破性進展,如比亞迪的DM-i系統(tǒng)、長城檸檬混動系統(tǒng)、吉利雷神混動系統(tǒng)等都在動力性和燃油效率上取得了顯著的提升,為混合動力汽車銷量打開了上升的空間。混合動力系統(tǒng)關(guān)鍵部件之一是高熱效率的混動專用發(fā)動機,當前高效混動專用發(fā)動機通常采用的技術(shù)路線是米勒循環(huán)(或阿特金森循環(huán))+冷卻EGR(廢氣再循環(huán))技術(shù),該技術(shù)組合能夠使發(fā)動機的最大熱效率達到43%左右,更高熱效率的發(fā)動機則需要采用稀燃技術(shù),稀燃技術(shù)尚未實現(xiàn)產(chǎn)業(yè)化[4-5]。

本研究針對高效混動專用發(fā)動機研發(fā)過程中遇到的問題進行分析。研究對象為一款增壓發(fā)動機,其采用米勒循環(huán)和冷卻EGR技術(shù),但熱效率未到達設定的目標。本研究通過對試驗結(jié)果進行分析,并結(jié)合熱力學仿真模型進行研究,提出了提高熱效率的改進措施。該分析方法也適用于更高熱效率發(fā)動機的研發(fā)。

1 發(fā)動機基本參數(shù)

本研究基于一款渦輪增壓進氣道噴油奧托循環(huán)發(fā)動機進行升級改造,改造為高效混動專用發(fā)動機。該發(fā)動機采用米勒循環(huán)技術(shù)和冷卻EGR技術(shù),由于是基于已有平臺,且該發(fā)動機為氣道噴射增壓發(fā)動機,因此最大熱效率目標設定為40%,其中不使用EGR時熱效率目標設定為38%,最大扭矩目標為220 N·m,標定功率目標為95 kW。發(fā)動機的基本參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動機基本參數(shù)

該發(fā)動機采用了米勒循環(huán)技術(shù),進氣型線跨度150°(1 mm升程),最大升程5.5 mm,排氣型線跨度180°(1 mm升程),最大升程6.9 mm,進氣型線和排氣型線見圖1。該發(fā)動機燃燒系統(tǒng)采用高滾流切向進氣道,采用Masking技術(shù)提高低進氣升程的滾流強度[6],燃燒系統(tǒng)見圖2。進氣道的流量系數(shù)和滾流比見圖3,由圖可見,進氣門最大升程時的流量系數(shù)為0.63,滾流比為2.2,而優(yōu)秀發(fā)動機流量系數(shù)為0.40～0.65,滾流比為2～3,進氣道滿足設計要求。

圖1 進氣型線和排氣型線

圖2 燃燒系統(tǒng)

圖3 進氣道流量系數(shù)和滾流比

2 米勒循環(huán)試驗結(jié)果分析及模型標定

建造了該發(fā)動機的樣機(見圖4)并進行了性能開發(fā)試驗,主要試驗設備包括AVL indicom2015燃燒分析儀、DynoSpirit電力測功機、AVL7351 CST燃油消耗儀、Horiba mexa-one-D1-EGR排放分析儀。詳細的臺架試驗設備和試驗方法參見文獻[7]。

圖4 試驗樣機

按照樣機參數(shù)及試驗結(jié)果建立熱力學模型(見圖5)。由于熱力學模型不受試驗資源和樣件制造的限制,并且能夠提供較全面的結(jié)果,因此采用熱力學模型能夠更加自由地進行各種假設及方案探索,對于問題分析及方案的評估具有獨特的優(yōu)勢。

圖5 熱力學模型示意

為了更加清楚地了解米勒循環(huán)和冷卻EGR的效果,首先進行了冷卻EGR率為0情況下的測試,在獲得了米勒循環(huán)的萬有特性后,再將EGR率調(diào)整到最優(yōu)值,評估EGR的效果,EGR的試驗結(jié)果將在后文闡述。

2.1 最低燃油消耗率工況

試驗結(jié)果顯示,最低燃油消耗率工況為3 200 r/min,1 MPa,最低燃油消耗率為230 g/(kW·h);汽油低熱值為42.5 kJ/kg,因此最大有效熱效率為36.8%,未達到米勒循環(huán)設定的熱效率目標38%。

按試驗數(shù)據(jù)標定3 200 r/min不同負荷下的熱力學模型,模型中的參數(shù),比如進氣門相位、CA50(50%放熱量對應的曲軸轉(zhuǎn)角)、CA10-90(10%～90%放熱量經(jīng)過的曲軸轉(zhuǎn)角)等,按試驗數(shù)據(jù)設置,因此,本研究中的進氣門相位、CA50等既是試驗值也是模型設定值。

圖6示出3 200 r/min,不同負荷下的燃油消耗率試驗值和模擬值以及進氣門關(guān)閉時刻IVC(1 mm)。由圖可見:熱力學模擬的燃油消耗率與試驗結(jié)果一致(兩條曲線重合),隨著制動平均有效壓力(pME)的增加,燃油消耗率先下降,在pME為1 MPa時,燃油消耗率最低,pME繼續(xù)增加,燃油消耗率隨pME增加而增加。奧托循環(huán)的進氣門關(guān)閉時刻(IVC)通常在下止點(540°)后,而采用米勒循環(huán)技術(shù)后,IVC出現(xiàn)在下止點前,最低燃油消耗率工況IVC為482°,即下止點前58°關(guān)閉進氣門,對應的有效壓縮比為9.2。

圖6 米勒循環(huán)最低燃油消耗率及進氣門關(guān)閉時刻

圖7示出3 200 r/min,不同負荷下的CA50和CA10-90。由圖可見:最低燃油消耗率工況的CA50為9.3°,燃燒相位處于最優(yōu)水平(6°～10°);當pME大于1 MPa時,CA50快速增大,對應的燃油消耗率顯著上升。從CA50的變化趨勢看,壓縮比為11是與當前燃燒系統(tǒng)匹配的,壓縮比小于11不利于達到最大熱效率目標,而壓縮比大于11時,最低燃油消耗率工況的CA50將脫離最優(yōu)燃燒相位區(qū)間,壓縮比對最大熱效率的提升作用不能充分發(fā)揮出來,且壓縮比對外特性爆震的影響會限制發(fā)動機的最大扭矩。3 200 r/min不同負荷下的CA10-90平均值為30.2°,優(yōu)秀發(fā)動機的CA10-90應處于18°～22°,可見該樣機的燃燒持續(xù)期明顯偏長,燃燒偏慢,需要進一步提高燃燒速率。

圖7 3 200 r/min轉(zhuǎn)速下的 CA50和CA10-90

2.2 外特性工況

圖8示出外特性扭矩和燃油消耗率。由圖8可見,試驗的扭矩和燃油消耗率值與熱力學模型模擬值吻合較好,扭矩的最大誤差為1%,燃油消耗率最大誤差為1.8%,均小于3%的要求,因此認為熱力學模型能夠用于下一步的研究。試驗結(jié)果表明,該樣機的最大扭矩為225 N·m,標定功率為98 kW,可見外特性性能稍微超過了目標值。

圖8 外特性扭矩和燃油消耗率

圖9示出外特性工況的CA50和CA10-90。由圖9可見:CA50最大值為37.5°,比較滯后,考慮到效率和燃燒穩(wěn)定性,CA50最大值應控制在32°以內(nèi);3 000 r/min以下轉(zhuǎn)速的CA50平均值為33.7°,顯著滯后,優(yōu)秀發(fā)動機CA50應控制在25°以內(nèi);3 000 r/min以上轉(zhuǎn)速的CA50平均值為23.7°,顯著滯后,優(yōu)秀發(fā)動機CA50應控制在15°以內(nèi);由于爆震的影響,該樣機外特性工況的CA50值顯著偏離優(yōu)秀發(fā)動機水平,整體比優(yōu)秀發(fā)動機滯后8.7°。外特性工況的CA10-90平均值為21.5°,處于合理范圍。

圖9 外特性工況的CA50和CA10-90

圖10示出外特性工況的摩擦損失平均有效壓力(pFME)和泵氣損失平均有效壓力(pPME)。pFME=pI-pME,其中pI為指示平均有效壓力,是通過燃燒分析儀測量缸內(nèi)壓力曲線并對缸內(nèi)壓力曲線積分得到,pME是使用電力測功機測量發(fā)動機的扭矩后換算得到。該樣機的pFME在5 800 r/min時為0.117 MPa,測量值稍微偏小,通常為0.12～0.14 MPa之間,原因可能是使用了火花塞集成式缸內(nèi)壓力傳感器測量缸內(nèi)壓力,導致pI不夠準確。pPME在2 000 r/min附近是做正功的,這是由于增壓壓力的作用;5 800 r/min時pPME為0.2 MPa,優(yōu)秀發(fā)動機的pFME在0.15～0.17 MPa之間。

圖10 外特性工況的pFME和pPME

綜合上述分析可知:1)該樣機熱效率未達到設計目標;2)該樣機部分負荷燃燒持續(xù)期顯著偏大,比優(yōu)秀發(fā)動機大10°;3)該樣機外特性工況的CA50顯著滯后,比優(yōu)秀發(fā)動機滯后8.7°;4)該樣機泵氣損失pPME偏大約0.04 MPa。由此可見,該樣機的燃燒速率較慢,抗爆震性能差,必須顯著提高燃燒性能,縮短燃燒持續(xù)期,提高抗爆震水平,才能達到發(fā)動機的設計目標。下文將闡述基于上述分析和標定好的熱力學模型,以及基于一些假設,對發(fā)動機存在的問題進行研究,預測可得的收益。

3 米勒循環(huán)模型的應用研究

3.1 等容度-燃燒相位優(yōu)化

應用米勒循環(huán)部分負荷熱力學模型,將CA10-90減小10°, CA10-90平均值由30.2°變?yōu)?0.2°,達到優(yōu)秀發(fā)動機的水平,熱力學模型其他設置保持不變,計算燃燒持續(xù)期對燃油消耗率的影響(見圖11)。由圖11可見,最低燃油消耗率由原來的230 g/(kW·h)降低到227.5 g/(kW·h),降低了2.5 g/(kW·h),對應的熱效率為37.2%。部分負荷工況燃油消耗率平均降低2.6 g/(kW·h)。

圖11 CA10-90調(diào)整前后負荷特性燃油消耗率結(jié)果對比

應用米勒循環(huán)外特性熱力學模型,將CA50提前8.7°,CA50平均值由29°變?yōu)?0.3°,達到優(yōu)秀發(fā)動機水平,熱力學模型其他設置保持不變,計算燃燒相位對性能的影響。由于燃燒相位提前,渦輪前溫度降低,渦輪前溫度限值依然為930 ℃,所以混合氣濃度可以變稀,燃油消耗率將進一步降低(見圖12)。將CA50提前8.7°,外特性平均燃油消耗率由297.5 g/(kW·h)降低到272.4 g/(kW·h),降低了25.2 g/(kW·h)。進一步調(diào)整AFR(空燃比)使混合氣變稀后,平均燃油消耗率降低到253.3 g/(kW·h),降低了19.1 g/(kW·h)。因此,若能夠?qū)⑼馓匦訡A50提前8.7°,外特性平均燃油消耗率將下降44.2 g/(kW·h),降幅為14.9%。

圖12 CA50調(diào)整前后外特性燃油消耗率對比

3.2 泵氣損失-進氣歧管壓力優(yōu)化

應用米勒循環(huán)外特性熱力學模型,在上述CA50和空燃比調(diào)整基礎上,進一步將進氣型線升程由5.5 mm提高到7.8 mm,進氣型線跨度保持不變,排氣升程型線由6.9 mm提高到9.2 mm,排氣型線跨度保持不變。泵氣損失模擬結(jié)果見圖13。泵氣損失偏大的主要原因如下:一方面是氣體利用率低,產(chǎn)生同樣的功率需要更多的混合氣,導致更大的泵氣損失;另一方面是進/排氣型線升程低導致較大的節(jié)流損失。提高進排氣升程能夠有效提高缸內(nèi)氣流強度,進而提高燃燒速率[8],這也是采用型線調(diào)整措施的原因。

圖13 型線調(diào)整前后泵氣損失對比

圖14示出外特性工況進氣歧管壓力對比。由圖14可見:提前CA50后,做功能力增強,需要的進氣量減小,進氣歧管的壓力顯著降低;調(diào)整進/排氣型線升程后,在中高轉(zhuǎn)速工況,進氣歧管壓力進一步降低,但降幅較小。

圖14 型線調(diào)整前后進氣歧管壓力對比

3.3 壓縮比-最大熱效率提升

應用部分負荷熱力學模型,在燃燒持續(xù)期減小10°的基礎上,按0.5步長逐步提高壓縮比,并假設在最低燃油消耗率工況(3 200 r/min,1 MPa),燃燒相位CA50依然為9.3°,模擬的不同壓縮比下的燃油消耗率見表2。在不使用冷卻EGR時,目標熱效率要達到38%,需要使用12.5以上的壓縮比。

表2 不同壓縮比下的最低燃油消耗率及熱效率

4 冷卻EGR試驗結(jié)果及模型研究

冷卻EGR取氣位置為三元催化器和GPF后,廢氣經(jīng)過EGR冷卻器后,引入增壓器入口前,并使用了EGR混合閥來提高EGR率,EGR率定義如下:

4.1 冷卻EGR試驗結(jié)果

增加冷卻EGR后,萬有特性的最低燃油消耗率工況由上述的3 200 r/min,1 MPa變?yōu)? 400 r/min,1.1 MPa,最低燃油消耗率為219 g/(kW·h),對應熱效率為38.7%。轉(zhuǎn)速2 400 r/min,不同負荷下的燃油消耗率及EGR率見圖15。由圖15可見,隨著負荷增加,最佳EGR率增加,最大外部EGR率為20%,模擬燃油消耗率和試驗燃油消耗率一致(曲線重合)。

圖15 部分負荷燃油消耗率及EGR率

圖16 示出2 400 r/min,不同負荷下的CA50和CA10-90。由此可見,增加EGR后,最低燃油消耗率工況點CA50為8.4°,位于最優(yōu)燃燒相位區(qū)間,CA10-90為32°,顯著超過了18°～22°的區(qū)間。由此可知,使用冷卻EGR會增加燃燒持續(xù)期,較長的燃燒持續(xù)期不僅降低了燃燒定容度,還限制了EGR率的提高,不能充分發(fā)揮EGR的降燃油消耗率效果,因此,冷卻EGR需要與快速燃燒技術(shù)匹配使用。

圖16 部分負荷工況CA50和CA10-90

4.2 冷卻EGR模型研究

應用冷卻EGR部分負荷熱力學模型,將CA10-90減小為原來的60%,CA10-90平均值將由35.3°變?yōu)?1.2°,達到優(yōu)秀發(fā)動機的水平,熱力學模型其他設置保持不變,計算燃燒持續(xù)期對燃油消耗率的影響,結(jié)果見表3。燃燒持續(xù)期縮短為原來的60%,最低燃油消耗率由219 g/(kW·h)降低到215.5 g/(kW·h)。假設在最低燃油消耗率工況采用12的壓縮比時,CA10-90和CA50均處于最優(yōu)發(fā)動機水平,將壓縮比改為12,最低燃油消耗率進一步降低到211.9 g/(kW·h)。假設燃燒系統(tǒng)改善后EGR容忍率提高,因此將最大EGR率提高到25%,此時最低燃油消耗率為210.4 g/(kW·h)。

表3 使用冷卻EGR的最低燃油消耗率及熱效率

5 優(yōu)化方案仿真結(jié)果

由于發(fā)動機采用了米勒循環(huán)和冷卻EGR技術(shù),而且米勒循環(huán)型線升程較低,導致燃燒速率較慢,燃燒持續(xù)期較長,抗爆震性能差,需要匹配更高滾流和湍流的進氣系統(tǒng)來克服米勒循環(huán)和冷卻EGR技術(shù)帶來的燃燒速率降低的不利影響[9]。通過試驗數(shù)據(jù)分析和熱力學模型仿真分析,確定的優(yōu)化方案如下:

1) 快速的燃燒系統(tǒng)(保證最低燃油消耗率工況的燃燒相位CA50位于8°～10°,燃燒持續(xù)期CA10-90處于18°～22°)。

2) 壓縮比由11提高到12。

3) 進氣型線升程由5.5 mm提高到7.8 mm,進氣型線跨度保持不變,排氣型線升程由6.9 mm提高到9.2 mm,排氣型線跨度保持不變。

5.1 部分負荷燃油消耗率

圖17 示出上述優(yōu)化方案與樣機的燃油消耗率結(jié)果對比。由圖17可見,優(yōu)化方案的燃油消耗率比樣機整體降低了,2 400 r/min不同負荷平均燃油消耗率由248.1 g/(kW·h)降低到237.2 g/(kW·h),平均降幅為4.4%;優(yōu)化方案的最低燃油消耗率為209 g/(kW·h),對應熱效率為40.5%,超過了設計目標。

圖17 優(yōu)化方案與樣機的燃油消耗率對比

5.2 外特性

考慮到優(yōu)化方案提高了壓縮比,外特性的爆震會是一個挑戰(zhàn),需要推遲點火來克服,否則需要降低外特性性能來應對爆震,因此快速的燃燒系統(tǒng)是外特性是否能夠達到目標的關(guān)鍵。由于爆震比較復雜,僅通過熱力學模型中的Kinetics-Fit爆震模型[10]對爆震進行簡單的研究,在保證外特性目標達成的基礎上,對比了優(yōu)化方案和樣機的爆震指數(shù)(見圖18)。由圖18可見: 1 200 r/min外特性扭矩不能達到樣機扭矩值,主要是由于CA50提前了,廢氣中的能量減小,增壓壓力降低導致扭矩下降;認為樣機已經(jīng)得到合理的標定,剛好處于爆震可以接受的水平,因此熱力學模型爆震指數(shù)等于1(爆震指數(shù)大于1則認為發(fā)生爆震);在同樣的扭矩下,優(yōu)化方案爆震指數(shù)平均值為1.4,實際的爆震性能將在試驗中研究。

圖18 外特性扭矩和爆震指數(shù)對比

行業(yè)中主要通過進氣道設計獲得高滾流比,進而獲得高湍動能,以提高燃燒速率及抗爆震性能。該樣機進氣道的設計是滿足要求的,由于采用米勒循環(huán)會降低滾流強度,采用冷卻EGR會降低燃燒速率,所以認為高效混動專用發(fā)動機采用米勒循環(huán)+冷卻EGR的技術(shù)路線應配合快速燃燒系統(tǒng)。

6 結(jié)論

a) 高效混動發(fā)動機的燃燒持續(xù)期及相位對油耗影響顯著;燃燒持續(xù)期縮短,CA50靠近最優(yōu)相位,油耗較優(yōu);原機燃燒持續(xù)期偏大10°,導致最低油耗偏大2.5 g/(kW·h);外特性CA50滯后8.7°,導致外特性油耗偏高44.2 g/(kW·h);

b) 增加進氣升程的高度能夠降低進氣歧管壓力,稍微降低泵氣損失,但其主要目的是提高缸內(nèi)氣流強度;原機的進氣升程低導致缸內(nèi)氣流強度不足,進而影響了燃燒性能;

c) 高壓縮比是實現(xiàn)高熱效率的主要措施之一,壓縮比每提高1,熱效率提高約0.6個百分點;設計時需要根據(jù)發(fā)動機熱效率目標選擇合適的壓縮比;

d) 冷卻EGR技術(shù)需要與之匹配的燃燒系統(tǒng)和壓縮比,才能取得較好的油耗效果;原機采用冷卻EGR后,最高熱效率為38.7%;通過優(yōu)化燃燒系統(tǒng)、增加進排氣升程和提高壓縮比等措施,最高熱效率可達到40.5%。