缸內直噴汽油機進一步降低燃油消耗率的低節流氣門技術的評估和比較

【英】 P.FREELAND G.JONES M.E.KASSEM R.KAISER【中】 R-S.CHEN L-W.HUANG

0 前言

內燃機的顆粒物排放和氮氧化物(NOx)排放影響空氣質量,同時內燃機對化石燃料有著高度依賴,這些問題需要解決,以確保人們的生活品質,將內燃機對人類健康和環境的影響最小化。為達到這一目的,對發動機系統的效率、燃燒的清潔性和排氣后處理的效能進行了大量研究并取得了極大的進步。有必要對動力系統進行更為詳細的研究和優化,使之與空氣質量、溫室氣體作用和自然資源管理等方面的全球性目標相一致。

相關法規極大地推進了這種進展,但是法規關注的地區性差異造成了多樣的甚至是沖突的目標。例如,歐洲對CO2排放的強烈關注促使一段時間內對柴油機保有量增長的依賴,以滿足車隊的平均目標。最近,對空氣質量、成本、效率更為關注,將要實施的實際道路行駛排放(RDE)法規,意味著今后柴油機對車隊降低平均CO2排放的貢獻率將會下降。這顯然需要提高汽油機的基礎效率,使其達到或超過柴油機之前的CO2低排放水平。

為此,探索了多種方法。在歐洲和中國市場,備受關注的是車輛動力系統的電氣化技術,其在能源回收、扭矩平順性方面具有直接優勢。假如電網供電成熟,在短途行程方面插電式混動車(PHEV)和純電動車(BEV)技術具有進一步發展的潛在優勢[1]。然而,實際上這些優勢會受到電能系統的質量、效率和成本限制。追求純電動車輛長續航里程時,這些限制因素會被放大。

過去十年,內燃機小型化通過負荷點的移動對降低燃油消耗率具有非常好的作用,據報道,車輛燃油消耗率改善約24%[2]。隨著增壓系統的發展,以及為加強扭矩輸出和瞬態響應而開發的混合增壓系統的應用,這種趨勢會進一步持續。然而,高負荷工況的燃油消耗率通常被發動機高水平功率的增壓需求所折中,需要另外的技術以確保駕駛的靈活性[3]。

實際上,為實現各種駕駛工況下的最佳燃油消耗率和排放特性,需要優化整個運行范圍內動力系統的運行效率。為實現此目標,同時避免在使用靈活性方面受到限制,需要共同使用上述方法,達到最佳協同,不因系統限制而進行折中。因此,本研究考慮了1種結合氣門技術[4]、低摩擦技術、非過度增壓的適度小型化方法,將其作為最佳方案,建立并驗證了該方法的潛力,同時詳細了解并探討了氣門技術及其潛力。

1 目標

概念機(發動機)項目用于評估和開發2020年及以后中國小轎車市場車輛認證需求所適用的一系列技術,本研究為該項目的一部分。

開發的主要目標是證實動力系統的設計技術,這些技術結合其他車輛技術具有使中型小轎車在新歐洲循環測試(NEDC)工況下燃油消耗實現小于百公里5.51 L的潛力。

為此,本研究擬定、設計、采購并驗證了定制的發動機硬件,同時探討了被評估的氣門技術及其所達到的燃油消耗率。

2 發動機詳述

概念機為4缸中央直噴汽油機。該汽油機設計的主要目標是實現盡可能小的燃油消耗率,同時達到先進的性能水平,小型化后功率大于105 k W/L。所選概念機的基本尺寸和規格如表1所示。

表1 所選概念機的基本尺寸和規格

德國皮爾博格公司提供用于控制進氣門升程和持續期的裝置[5]。該系統根據控制中間搖臂繞軸旋轉的控制軸角度使最大氣門升程在0 mm到完全升起之間變化。

設計了該發動機的控制機構,使第二氣缸和第三氣缸的氣門升程減小到0 mm,使這些氣缸實現停缸。圖1示出各氣缸最大氣門升程隨控制軸角度變化的曲線。

控制軸凸輪型線被分為2部分,轉動軸第一個180°對所有氣缸的氣門進行升程控制,第二個180°重復2個氣缸(氣缸1和氣缸4)的氣門升程曲線,但是剩下的氣缸(氣缸2和氣缸3)升程為0 mm。如此,可以實現氣缸停缸(CDA)或“半發動機”運行,與可變氣門升程控制和持續期控制結合使用。為此,在第二缸和第三缸裝有使排氣門停止工作的可拆式液力間隙調節器,并通過作用于鎖銷的機油壓力進行開關。

圖1 皮爾博格氣門上升系統的氣門升程隨控制軸角度的變化(展示了4缸和氣缸停缸的負荷控制區域)

由于進氣門早關(EIVC)和停缸使用同一硬件,使得該系統成為評估同一發動機上同時使用這兩種方法的相對優勢和協同作用的最佳工具。相應地,該系統在試驗時基本準備就緒,使得該樣機成為驗證量產設計選擇的理想工具[6]。

3 全可變配氣機構

圖2示出了可變進氣門升程系統的主要零部件。

圖2 安裝于概念機缸蓋內的皮爾博格氣門升程系統

3.1 設計和運動學

氣門升程驅動系統能夠實現氣門升程的無限可變控制,使其從0 mm到完全升起。帶有液力間隙調節器(HLA)的低摩擦液壓可變搖臂(RFF)以極為傳統的方式打開氣門。然而,為實現氣門升程的可變性和持續性,在凸輪軸和液壓可變搖臂之間介入了中間搖臂。中間搖臂在固定導向裝置上的滑動會改變中間搖臂的支點位置,通過控制軸上的偏心凸輪型線進行控制。升程變化如圖3所示。

圖3 氣門上升系統結構和功能

圖3 (a)中,進氣凸輪的接觸點在基圓上,進氣門為關閉狀態。上升氣門中間搖臂通過型線表面(包括與旋轉搖臂同心的非上升部分,以及與旋轉搖臂不同心的上升部分,從而可偏轉至液壓可變搖臂)作用于傳統的液壓可變搖臂。

圖3(b)中,控制軸S旋轉到最大升程位置,將上升氣門搖臂RS橫向移動到右邊。隨著進氣凸輪軸N旋轉并偏轉搖臂RN,氣門上升搖臂的支點運動H足以驅動氣門搖臂型線表面A的上升運動,下壓液壓可變搖臂R,從而打開進氣門。

為了實現不同的氣門升程和持續期,控制軸S旋轉將上升氣門搖臂RS移向固定導向裝置K的不同位置。如此改變上升氣門搖臂RS的轉移量,以及表面A上升的程度,將液壓可變搖臂R下壓。從圖3(c)中可以看出,在零升程位置凸輪完全偏轉時氣門上升搖臂僅移動在波狀表面A的零升程范圍。隨著控制軸旋轉(圖3(d)),上升氣門搖臂移向右邊,上升氣門搖臂RS和固定導向裝置K的接觸點在K的圓形曲線上移動,進一步使搖臂RN位于凸輪包角型線范圍內,如此,上升氣門搖臂的旋轉運動與隨著液壓可變搖臂R運動的曲線表面A的上升部分相吻合?？刂戚S曲線設計以及固定導向裝置表面與液壓可變搖臂轉子中心同心的設計使氣門升程無限可變,在運行期間可進行持續調節。

圖4中,H為全升程曲線。S為凸輪從動件升程。S和H的打開部分決定了搖臂凸角的型線表面。因此,隨著搖臂凸角型線向后移動,H的閉合齒面完成了另一半凸輪旋轉過程。

圖4 氣門運動學

每個氣門都有各自的氣門上升搖臂,可以獲得單獨的凸輪型線、控制軸和工作包角。因此,該系統可以滿足各種氣門開啟的需求,例如通過每缸不同的氣門升程來實現低負荷下的不同充氣運動。

不同氣缸之間氣門控制的獨立性也為停缸提供了可能性?？刂戚S旋轉一半時,所有氣缸都可使負荷控制氣門升程,控制軸旋轉另一半時,控制曲線使2個氣缸(第二氣缸和第三氣缸)具有零升程,剩下的2個氣缸具有負荷控制可變氣門升程。

3.2 制動器和控制

圖5示出控制氣門上升系統所用的零部件。采用無刷執行器A和1個蝸桿調整并控制控制軸S的位置?？刂戚S末端裝有磁鐵,通過霍爾傳感器進行位置顯示。傳感器和執行器連接于將發動機管理系統(EMS)負荷控制需求參數轉化為氣門位置的氣門控制單元(VCU),并將氣門控制參數反饋于EMS。

圖5 閉環控制系統結構和零部件

在適當的負荷工況下,使用專用的氣門控制單元和執行器確?？刂戚S的精確定位,從而保證獲得可預測的瞬態性和系統的高可靠性。

發動機管理系統決定了預期的氣門升程,通過總線將其與氣門控制單元相連接。針對該研究進行了相關的開發工作,氣門控制單元為單獨零部件,連接了發動機管理系統和氣門上升執行器。然而,在生產階段,可以將此功能部分或全部加入發動機管理系統控制器。

4 結果

4.1 測功機試驗臺發動機的安裝

將采購的幾組硬件,裝入運行發動機中。將發動機安裝于能夠測量發動機轉速、扭矩、燃油流量、關鍵溫度和壓力的穩態測功機實驗室內。

發動機安裝于考斯沃斯公司北安普頓工程設備的測功機實驗室內,如圖6所示。

圖6 安裝于斯沃斯公司北安普頓工程設備內的概念機

監測并記錄氣缸動態壓力數據,給出平均壓力指示值、放熱和燃燒品質、峰值氣缸壓力和敲缸監測信息等。采用博世公司開發的MED17 EMS發動機控制系統,能夠控制扭矩模式,為所有發動機系統提供穩態控制功能。

驗證基本機械性能后,對性能和燃油經濟性進行了優化,在不同區域的轉速/負荷特性圖內,評估了氣門正時和進氣門升程、噴油正時和軌壓的一般變化趨勢。利用基礎信息及基本認識,在各轉速和負荷測試點的通用最佳區域附近對各變量進行局部掃頻,以此調整發動機運行和點火正時。

4.2 發動機性能

發動機測試是為了對渦輪增壓器進行選擇,以找出使發動機具有最佳扭矩曲線的增壓器。最終選擇了基于MHI TD04系列的增壓器,采用改進的箱體,壓氣機直徑為56 mm,渦輪葉輪直徑為47 mm。

采用該增壓器,發動機轉速在1500～4500 r/min,峰值功率有潛力超過210 k W,目標扭矩值可達到360 N·m。

借助該硬件和性能,并對部分負荷燃油消耗進行了研究,概念機的性能如圖7所示。

圖7 概念機性能

4.3 氣門升程和正時研究

為加強研究發動機小型化時氣門技術的潛力,采用全升程可變的進氣門與相位可變的進排氣凸輪軸協同,通過殘余廢氣系數(通過氣門重疊)和新鮮充氣效率(通過減小氣門持續期)的共同作用,降低節流損失。圖8描述了借助該系統實現的氣門升程和正時調節的范圍。

上文描述了一系列氣門升程曲線,進氣門升程在凸輪相位范圍從零升程到全升程范圍內無限可變。

圖8 皮爾博格公司氣門驅動系統和凸輪相位器控制的氣門升程和氣門正時

通過綜合研究,了解氣門升程和正時的作用極限,確定不同轉速/負荷工況下的氣門升程和正時,可最大程度地降低節氣損失,實現最小的燃油消耗率。圖9為優化后的案例之一,示出了在轉速1 000 r/min、平均有效壓力0.1 MPa工況下,燃油消耗率所對應的進氣門升程和氣門重疊角度。

圖9 發動機轉速1 000 r/min、平均有效壓力0.1 MPa工況下(4缸模式運行)燃油消耗率隨進氣門升程和氣門重疊的變化

通常,在大多數部分負荷工況下,通過最大氣門重疊角可以實現最小燃油消耗率,在燃燒品質折中前,統計后平均指示壓力的歸一化最小值降到約65%以下或平均指示壓力的標準壓力大于0.015 MPa,這個重疊角是可以接受的。這樣,限制因素通常為可以達到的穩定燃燒的殘余廢氣比例。

氣門開啟持續期在設置很小時,基本上可以消除增壓進氣節流,但是,當增壓氣體進入氣缸時,氣門升程減小會在進氣門上產生明顯且不可逆的流量損失。因此,與大多數進氣門早關系統相同,無法完全消除進氣引起的泵氣損失,高的殘余氣體比例可以使換氣損失最小化。圖10為發動機運行范圍內的泵氣功。

圖10 發動機轉速-負荷工況范圍內泵氣平均有效壓力等高線

圖10 中低負荷工況下進氣引起的泵氣損失明顯減小,低負荷下的泵氣功梯度(泵氣平均有效壓力)變化相對線性且顏色較淺。

圖11示出采用該系統后所測量的燃油消耗率。圖中所示為恒定功率等高線,顯示了各種駕駛工況下,低節流氣門技術的適用性。

圖11 在發動機轉速-負荷工況范圍內所測量的燃油消耗率及恒定功率等高線(4缸運行模式)

該氣門驅動系統使發動機具有非常寬泛的低燃油消耗率區域。燃油消耗率小于300 g/(k W·h)的運行范圍占90%。

借助傳動裝置可達到最大車速(傳動裝置產生的道路負荷由圖11中粉色虛線示出),發動機功率從約20 k W(2 700 r/min)升到180 k W(5 500 r/min),燃油消耗率小于270 g/(k W·h)(有效熱效率為31%)。

較高負荷工況下,借助超速傳動,在寬廣的發動機轉速范圍內,燃油消耗率小于240 g/(k W·h)(有效熱效率為35%)。

4.4 氣缸停缸研究

試驗時,并未完全開發出用于切入與退出氣缸停缸模式的發動機管理功能。通過可拆式液力間隙調節器,轉換排氣氣門作用的液壓線路及獨立轉動用于進氣門停缸的氣門上升控制軸,然而這些功能對于協同停缸仍不可能實現。因此,目前還無法獲得通過排氣門優先關閉或進氣門優先關閉的停缸策略。然而,借助測功機穩態試驗評估了2個氣缸停缸、一半發動機工作模式時,泵氣損失和燃油消耗所受到的全面影響。目前為止,并未繪制完整的氣缸停缸的發動機性能圖,需要更多的開發工作來建立精確的系統運行的邊界條件。記錄了6個部分負荷點的燃油消耗數據,以示出總體優勢。

在這些工況點上對比了4缸運行和2缸停缸運行模式下,發動機的燃油消耗率,結果示于圖12和圖13。

試驗時,并未建立氣缸停缸所在的精確的發動機轉速和負荷范圍,但是,將部分測試點所覆蓋的區域作為典型有效區域的代表,并用來充分說明可變氣門升程使氣缸停缸產生優勢的程度。

圖12 具有最佳持續可變氣門升程的4缸運行模式下由部分負荷得到的燃油消耗率等高線

圖13 具有最佳持續可變氣門升程的2缸停缸運行模式下由部分負荷得到的燃油消耗率等高線

通過等高線計算所測得的發動機轉速和負荷下,2缸停缸和4缸持續可變氣門升程工況相比的燃油消耗率百分比差值,如圖14所示。在所測范圍內,與4缸機僅使用可變氣門升程相比,氣門停缸的燃油消耗率更佳,改善了3%～20%。低負荷工況下的改善優勢最大,隨著發動機負荷增加,優勢明顯下降。這反映了采用持續可變氣門升程系統時泵氣損失的程度,因為進氣門上存在不可逆的流量損失。

圖14 2缸停缸與4缸持續可變氣門升程工況相比的燃油消耗率百分比差值

4.5 低節流氣門技術的潛力分析

依據燃燒穩定性限制和殘余氣體總量百分比(以及因此所致的重疊角),在發動機不同轉速和負荷下,各種氣門技術的相對改進是變化的。作為一種典型對比,圖15示出發動機轉速為2 000 r/min、平均有效壓力為0.2 MPa的工況下,采用各種氣門(低節流)技術達到的燃油消耗率和改善的百分比。

圖15 采用各種低節流技術降低的燃油消耗率(發動機轉速2 000 r/min、平均有效壓力0.2 MPa)

氣門全升程，進氣和排氣凸輪相位設置產生最佳的氣門，具有容許的氣門重疊(即殘余氣體百分比)，將此發動機工況視為基準，這代表了當前絕大多數量產轎車發動機。采用該種結構，發動機燃油消耗率超過380 g/(kW·h)。

為了實現最佳燃油耗，通過減小進氣門開啟持續期(進氣門早關、低節流)來優化氣門驅動系統，燃油消耗率改善10．3%。

停止2缸和3缸的噴油，以模擬“氣缸適度停缸”(這些氣缸不會產生正功，但是仍有泵氣功損失)及再次達到設置點負荷，燃油消耗率進一步改善3．8%。實際上，該方法僅用于著火氣缸和未著火氣缸的氣流不混合的情況(即在具有單獨氣缸體的發動機上或歧管為2個單獨渦輪增壓器和催化器總成供氣的直列4缸結構)，這樣不會影響廢氣后處理的有效性。

停止2缸和3缸進氣和排氣工作，使氣缸完全停缸，消除這些氣缸造成的泵氣損失(保持氣門升程和持續期，將其作為氣缸最佳運行模式)燃油消耗率進一步改善5．8%。

然而，由于工作的氣缸運行負荷較高，而且工作的氣缸著火間隔為360°CA(所有氣缸運行時，著火間隔為180°CA)，燃燒系統的氣門重疊度較大，氣門升程和進氣增壓負荷控制的組合略有不同。針對這些情況，重新優化了氣門升程和持續期，發動機可以達到最佳燃油消耗，下降到低于300 g/(kW·h)，燃油消耗率進一步優化4．8%。

因此，發動機轉速為2000 r/min、平均有效壓力0．2 MPa的工況下，與基礎可變氣門正時相比，氣門驅動系統進氣門早關使燃油消耗率改善約10．3%，氣缸停缸使燃油消耗率進一步改善14．4%(3．8%+5.8%+4．8%)。

5 總結與結論

開發了發動機轉速從1 500 r/min上升到4 500 r/min時，升功率輸出超過105 kW，平均有效壓力超過2．3 MPa的概念樣機。

除了通過提高發動機升功率實現小型化之外，通過幾種低節流氣門技術，該發動機顯現出明顯的降低燃油消耗優勢。通過氣缸停缸，實現了燃油消耗率的最大優勢。然而，噪聲-振動-平順性(NVH)和傳動系統扭轉振動，限制了車輛發動機采用氣缸停缸方法的工況范圍。另外，在動態駕駛工況下，換檔時間和駕駛性能會進一步限制氣缸停缸的使用。

在氣缸停缸無法使用時，氣門驅動系統的低節流氣門技術(持續可變氣門升程技術)仍可大幅降低整個部分負荷工況范圍內的泵氣損失，有助于在非常廣泛的轉速負荷工況區域內實現較低的燃油消耗。

氣門驅動系統的低節流技術、汽油中央直噴燃油系統和增壓系統共同作用，使汽油機在更為廣泛的功率范圍內與柴油機的燃油消耗率相媲美。同時，通過汽油機的預混當量比的燃燒過程，確保了更為清潔的燃燒和排放性能。對于能夠提供最佳車輛燃油耗、CO2和污染物排放的高效靈活動力裝置而言，這是理想的技術結合體。該技術明顯有助于利用內燃機的全部優勢，確保對人類健康和環境影響的最小化。