相位偏差對米勒循環(huán)發(fā)動機性能的影響及其控制

李加旺，朱博鋮，尹子明，王永生

奇瑞汽車股份有限公司，安徽蕪湖 241009

0 引言

日益嚴格的油耗標準對內燃機的發(fā)展提出了巨大挑戰(zhàn)。為提高燃油經濟性，直噴增壓發(fā)動機普遍采用米勒循環(huán)技術，通過調整發(fā)動機進氣門開啟和關閉時刻，改變發(fā)動機有效壓縮比并維持較高膨脹比來提高熱效率[1-2]，減少發(fā)動機泵氣損失。米勒循環(huán)技術首先被馬自達公司成功商業(yè)化并批量生產，如馬自達2.4 L KOERU型發(fā)動機，隨后韓國現(xiàn)代1.5DPFI、大眾EA211 1.5 L TSI等米勒循環(huán)發(fā)動機陸續(xù)批量生產。

相關研究表明，在米勒循環(huán)工作過程中，進氣門開啟、關閉時刻的偏差對缸內進氣流量影響很大，即使很小的偏差，也會使氣缸內進氣充量出現(xiàn)較大差異，嚴重影響發(fā)動機性能一致性[3]。氣門正時相位的精確控制十分重要。影響相位偏差的零件的制造公差和裝配公差至關重要，壓縮零件尺寸公差、優(yōu)化裝調工藝等常規(guī)控制方法無法滿足米勒循環(huán)發(fā)動機對相位偏差的要求，精確控制氣門正時相位是實現(xiàn)米勒循環(huán)的關鍵。

1 相位偏差對米勒循環(huán)發(fā)動機性能的影響

1.1 米勒循環(huán)發(fā)動機工作原理

發(fā)動機的幾何壓縮比為活塞處在下止點(bottom dead center，BDC)時的氣缸最大工作容積與活塞處在上止點(top dead center，TDC)時的氣缸最小工作容積之比。傳統(tǒng)發(fā)動機(奧拓循環(huán))的膨脹行程與壓縮行程相同，因此發(fā)動機的膨脹比等于幾何壓縮比[4]。對奧拓循環(huán)的氣門正時進行調整，采用進氣門晚關(late intake valve closing，LIVC)策略,在壓縮行程初期，使吸入氣缸的一部分氣體回流到進氣歧管，即多排氣，則該循環(huán)稱為阿特金森循環(huán)；采用進氣門早關(early intake valve closing，EIVC)策略,在壓縮行程初期，使進氣門早關，實現(xiàn)少進氣，則該循環(huán)稱為米勒循環(huán)[4-5]。米勒循環(huán)過程中，進氣門早關，活塞運行到下止點后并不立即開始壓縮行程，而是上行到進氣門關閉的位置時才開始壓縮行程，因此米勒循環(huán)推遲了壓縮開始時刻，降低了有效壓縮比，使膨脹行程大于壓縮行程，可以充分利用缸內燃燒產生的能量；同時在發(fā)動機部分負荷時，通過進氣門早關削弱了節(jié)氣門的節(jié)流影響，降低了泵氣損失，改善了燃油經濟性[6]。

1.2 米勒循環(huán)發(fā)動機技術參數(shù)

研究對象為渦輪增壓缸內直噴米勒循環(huán)發(fā)動機。該發(fā)動機采用可變截面渦輪增壓器(variable geometry turbocharger，VGT)、進氣和排氣雙可變氣門正時(variable valve timing ,VVT)、35 MPa高壓共軌等技術，其主要技術參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動機主要技術參數(shù)

1.3 相位偏差對發(fā)動機性能的影響

發(fā)動機配氣相位反映某一時刻活塞和氣門在曲軸旋轉角中的位置關系，習慣上把第一缸活塞壓縮上止點時刻定義為發(fā)動機的“0”時刻(即曲軸轉角為0°的位置)，四沖程發(fā)動機的曲軸轉角范圍為0°～720°，本文中基于曲軸轉角描述配氣相位角。

影響發(fā)動機進氣充量的主要因素為換氣過程的容積效率，容積效率與燃燒室形狀、進氣門和排氣門端面積、氣門打開和關閉時刻有關[7]。發(fā)動機燃燒室和氣門機構等結構參數(shù)確定后，容積效率僅與氣門打開、關閉時刻相關。發(fā)動機凸輪軸初始位置(即進、排氣門開啟、關閉時刻)是電子控制單元(electronic control unit，ECU)的標定基礎，如增壓壓力、空燃比、VVT角度、噴油和點火時刻等參數(shù)均以凸輪軸初始位置進行標定，并在ECU控制程序中固化。由于生產制造的一致性存在差異，凸輪軸初始位置與設計位置存在偏差，氣門開啟、關閉時刻發(fā)生變化，改變了發(fā)動機實際進氣流量。ECU基于進氣歧管壓力、缸內殘余氣體及進氣充量系數(shù)計算進氣充量，進氣充量系數(shù)曲線如圖1所示。EIVC策略的米勒循環(huán)發(fā)動機進氣門關閉時刻(升程為1 mm)對應的曲軸轉角為525°～555°，如圖1的左虛框a—b段所示；傳統(tǒng)發(fā)動機進氣門關閉時刻(升程為1 mm)對應的曲軸轉角為585°～615°，如圖1中右虛框c—d段所示。由圖1可知：a—b段曲線斜率遠大于c—d段曲線斜率的絕對值，表明米勒循環(huán)進氣門關閉時刻之間存在較小的偏差時，即可導致氣缸進氣充量和進氣充量系數(shù)出現(xiàn)較大的差異[8-9]。

圖1 進氣充量系數(shù)與曲軸轉角關系曲線

為了驗證不同初始進氣相位偏差(相對于設計值)對發(fā)動機性能的影響程度，在保持排氣門關閉時刻不變的情況下，設定不同的進氣門開啟、關閉時刻方案(相對原機相位提前10°、6°、3°和滯后3°)，進行發(fā)動機動力性和經濟性對比試驗。該米勒循環(huán)發(fā)動機ECU標定程序已固化，保持相同試驗邊界：進氣溫度為25 ℃、冷卻出水溫度為105 ℃、試驗用燃油為RON92，按文獻[10]推薦的方法進行臺架試驗。進氣門關閉相位變化對發(fā)動機性能影響如表2所示。

表2 進氣門關閉相位變化對發(fā)動機性能影響

由表2可知：1)相較于原機相位，進氣門關閉時刻變化對發(fā)動機功率和轉矩的影響較大，進氣門關閉時刻曲軸轉角提前10°，最大轉矩降低10.1%，最大功率降低9.4%，不滿足發(fā)動機功率和轉矩一致性要求(設計要求功率和轉矩一致性偏差在±5%以內)；2)進氣門關閉時刻變化對發(fā)動機低轉速小負荷下的油耗影響更大，在特征點工況下，進氣門關閉時刻曲軸轉角分別提前10°、6°、3°和滯后3°時，比油耗相較于原機相位分別增加為63.4%、35.6%、14.3%和4.8%，不滿足米勒循環(huán)發(fā)動機比油耗的一致性要求(設計要求比油耗一致性偏差在±4%以內)。

導致發(fā)動機功率、轉矩偏差過大的主要原因為進氣門的關閉時刻影響容積效率和進氣充量系數(shù)：進氣門的關閉時刻提前，米勒循環(huán)發(fā)動機的進氣流量和容積效率降低，進氣流量降低限制了發(fā)動機的最大輸出功率和最大輸出轉矩；相反，進氣門關閉時刻延遲，發(fā)動機的容積效率和進氣流量相應提升。不同進氣門關閉時刻的發(fā)動機進氣質量流量隨轉速變化的測試結果如圖2所示。由圖2可知：進氣門關閉時刻的角度提前10°，發(fā)動機最大進氣質量流量降低約11%。

圖2 不同進氣門關閉時刻發(fā)動機進氣質量流量 隨轉速變化的測試結果

由表2和圖2可知，進氣門角度提前3°和滯后3°，發(fā)動機最大進氣流量偏差在±2.5%以內，最大功率和最大轉矩偏差在±4.5%以內，滿足發(fā)動機功率、轉矩一致性要求，但無法滿足發(fā)動機比油耗的一致性要求。統(tǒng)計計算表明，滿足該米勒循環(huán)發(fā)動機比油耗一致性要求，發(fā)動機相位偏差應控制在±1°以內。

導致發(fā)動機比油耗增大的主要原因為進氣開啟、關閉時刻的變化使得進氣湍流能量、殘留廢氣量和混合氣濃度發(fā)生變化[11-12]。發(fā)動機標定程序固化后，ECU無法識別發(fā)動機進氣相位的變化，仍按照原標定數(shù)據(jù)(增壓壓力、空燃比、點火角、充氣效率等)進行控制，無法進行實時調節(jié)，導致發(fā)動機燃燒速率變化，造成比油耗不同程度增大[13]。

θMFB50表示燃料燃燒累積放熱量達到50%時的曲軸轉角(即燃燒重心相對于活塞上止點后的曲軸轉角)。發(fā)動機小負荷工況時，θMFB50越小，燃燒速率越快，燃燒熱損失越小，發(fā)動機的熱效率越高，發(fā)動機油耗率越低[14]。

該發(fā)動機在轉速為2000 r/min時不同負荷的燃燒速率和比油耗如圖3所示。由圖3可知：發(fā)動機在小負荷工況(平均有效壓力不大于0.4 MPa)下，燃燒速率由小到大依次為提前10°、提前6°、提前3°、原機相位、滯后3°，且比油耗隨著燃燒速率的增加而減小。

a) 燃燒速率 b) 比油耗

綜上所述，與傳統(tǒng)發(fā)動機相比，米勒循環(huán)發(fā)動機對相位偏差更加敏感，為滿足米勒循環(huán)發(fā)動機性能一致性要求，相位偏差應控制在±1°范圍內。

2 發(fā)動機相位偏差的來源與控制

2.1 發(fā)動機正時相位偏差來源

發(fā)動機正時相位是指進、排氣門開閉時刻或對應的曲軸轉角。發(fā)動機工作時，ECU根據(jù)曲軸信號傳感器和凸輪信號傳感器間接計算相位角和進氣充量，相位計算結果可能和設計值不一致，由此產生相位偏差。

相位偏差主要來自相關零件的制造偏差、發(fā)動機裝配過程產生的偏差和傳感器讀取并發(fā)送給ECU的過程中產生的偏差3個部分。相關零件主要包括曲軸、信號齒、凸輪軸(含信號輪)、相位器、氣缸體(安裝傳感器的位置)、氣缸蓋(安裝凸輪軸的位置)、氣門室罩蓋(安裝凸輪信號傳感器的位置)等，這些零件制造偏差累計占總體相位偏差的55%，是相位偏差的主要來源。發(fā)動機裝配過程產生的相位偏差主要由正時工裝精度、裝配工藝順序與擰緊過程的相位偏移導致，占總體相位偏差的35%，是相位偏差控制的重點環(huán)節(jié)，其中，相位器在擰緊過程中可產生相對于曲軸的微小轉動角度，而連接相位器和曲軸的傳動鏈條或者皮帶無法克服此轉角，從而產生擰緊過程相位偏差。不同傳感器信號檢測準確性的差異導致在讀取并發(fā)送信號給ECU過程中產生相位偏差。

相位偏差又可以分為凸輪軸相位偏差、曲軸相位偏差以及整機裝配相位偏差。凸輪軸相位偏差是相位傳感器檢測到的以曲軸相位為基準的相位與設計相位之間的偏差，該偏差主要來自凸輪軸、信號輪以及傳感器的安裝位置。曲軸相位偏差是指相位傳感器檢測到的上止點位置和實際上止點位置的偏差，該偏差主要來自曲軸、信號齒以及傳感器的安裝位置。凸輪軸相位偏差、曲軸相位偏差以及整機裝配相位偏差示意圖如圖4所示。

a)凸輪軸 b)曲軸 c)正時傳動系統(tǒng)

結合相關零件實際的尺寸公差，整理并計算整機相位偏差，結果如表3所示。由表3可知：除整機裝配過程公差外的累計極限公差不超過±3.895°，累計統(tǒng)計公差不超過±2.405°；所有環(huán)節(jié)的累計極限公差不超過±5.895°，累計統(tǒng)計公差不超過±3.560°。

表3 整機相位公差來源及其極限、統(tǒng)計公差

2.2 發(fā)動機正時相位偏差控制

為降低相位偏差，需要提高零件的加工精度，改善裝配工藝過程，提高傳感器的測量精度，但壓縮零件尺寸公差和提高傳感器測量精度將增加零件制造成本，各主機廠主要通過優(yōu)化發(fā)動機裝配過程或反向補償來控制相位偏差[8]。根據(jù)表3中的統(tǒng)計公差與極限公差計算結果，結合當前發(fā)動機實際相位偏差統(tǒng)計結果，控制后的相位偏差在±3.5°內，滿足傳統(tǒng)發(fā)動機設計要求，但無法滿足米勒循環(huán)發(fā)動機設計要求。因此必須對相位偏差進行精確控制以滿足米勒循環(huán)對相位精度的要求，確保發(fā)動機性能偏差在設計規(guī)范以內。

為精確控制相位偏差，引入發(fā)動機相位在線測量設備。該設備通過2個位移傳感器分別檢測進、排氣凸輪升程曲線，通過中間的位移傳感器檢測活塞上止點，定義活塞上止點為參考零點，光電編碼器記錄此時曲軸信號齒的位置；根據(jù)檢測到的進、排氣凸輪升程曲線，判斷出進、排氣門開啟和關閉相對于曲軸的角度，該角度即為發(fā)動機的實際相位角。發(fā)動機相位采集和ECU讀寫路徑如圖5所示。在發(fā)動機生產過程中，檢測每臺發(fā)動機的實際相位角并記錄下來，然后輸入給ECU，ECU根據(jù)預設名義相位和實測相位的差進行VVT調節(jié)補償[15]。每個工況點都引入此相位補償量，ECU基于發(fā)動機實際的相位關系進行精確控制，保證米勒循環(huán)發(fā)動機相位偏差滿足設計要求。

圖5 發(fā)動機相位采集和ECU讀寫路徑

根據(jù)發(fā)動機大批量在線測量結果，該設備測量凸輪升程位移精度為0.001 mm，轉化為正時相位偏差，曲軸轉角小于1°，滿足米勒循環(huán)發(fā)動機相位偏差要求。

3 結論

通過測量相位偏差，分析相位偏差的來源及對米勒循環(huán)發(fā)動機性能的影響，提出米勒循環(huán)相位偏差的控制目標和實際相位角測量方案。

1)與傳統(tǒng)發(fā)動機比較，米勒循環(huán)發(fā)動機性能和油耗對相位偏差更加敏感，為滿足發(fā)動機生產一致性控制的要求，米勒循環(huán)發(fā)動機的相位偏差需要控制在±1°內。

2)發(fā)動機相位偏差來源于零件的制造偏差、發(fā)動機裝配過程產生的偏差和傳感器讀取偏差，采用壓縮零件尺寸公差并優(yōu)化裝調工藝等常規(guī)控制方法，控制后的相位偏差仍然在±3.5°內，不滿足米勒循環(huán)發(fā)動機對相位偏差的要求。

3)采用發(fā)動機相位在線測量并通過ECU進行相位偏差修正與補償，實現(xiàn)了米勒循環(huán)發(fā)動機實際相位關系的精確控制，確保批量生產的發(fā)動機性能和油耗偏差都在設計規(guī)范內。