對利用米勒循環(huán)技術(shù)改善小型直噴增壓汽油機燃油經(jīng)濟性的探討

王懷安

江鈴汽車股份有限公司,江西南昌 330001

0 引言

直噴增壓(turbocharged gasoline direct injection，TGDI)作為一種現(xiàn)代汽油機的節(jié)油技術(shù)在近年來已獲得廣泛的應(yīng)用。由于TGDI發(fā)動機具有優(yōu)異的低速轉(zhuǎn)矩性質(zhì)及高速功率性質(zhì)，這類發(fā)動機特別適合作為SUV車型的驅(qū)動動力。目前國內(nèi)市場上四缸TGDI發(fā)動機的主流排量為1.5 L。對以城市應(yīng)用為主的緊湊型SUV，1.5 L排量的TGDI發(fā)動機的城市工況油耗仍然很高，因為在城市工況要求的驅(qū)動動力下發(fā)動機處于負荷由節(jié)氣門調(diào)節(jié)的低端部分負荷工況區(qū)。中國在現(xiàn)階段采用NEDC循環(huán)作為油耗的測試循環(huán)，在該循環(huán)中，發(fā)動機低端部分負荷工況占有很大的比例。為滿足中國第四階段乘用車油耗法規(guī)及2020年后實施的第五階段乘用車油耗法規(guī)，TGDI發(fā)動機必須進一步下降城市工況對應(yīng)的低端部分負荷油耗。除了已在非增壓汽油機上采用的可變氣門升程技術(shù)和停缸技術(shù)外，利用米勒循環(huán)(Miller cycle)[1-2]和艾特金森循環(huán)(Atkinson cycle)[3]也可作為改善汽油機部分負荷油耗的節(jié)油措施。由于系統(tǒng)相對簡單，米勒循環(huán)和艾特金森循環(huán)逐步成為主流節(jié)油技術(shù)的趨勢,米勒循環(huán)和艾特金森循環(huán)也被分別應(yīng)用在大眾的EA211 1.5L-TGDI發(fā)動機[4]和豐田新開發(fā)的2.0 L TGDI發(fā)動機[5]上。

由于熱負荷高，TGDI發(fā)動機在非加濃區(qū)的氮氧化物(NOx)排放遠高于同等排量的自然吸氣汽油機。許多研究指出，汽油機采用外部冷卻的廢氣再循環(huán)(exhaust gas recirculation，EGR)不但可以抑制缸內(nèi)NOx生成，而且有利于爆震控制和改善油耗[6-10]。由于大眾的1.5L-TGDI米勒發(fā)動機和豐田的2.0L-TGDI艾特金森發(fā)動機均采用集成式水冷排氣歧管設(shè)計，這增加了EGR系統(tǒng)的設(shè)計難度，上述機型都暫未配置EGR系統(tǒng)。中國在2020年將實施國6排放法規(guī)，進入汽車排放限值和歐洲處于同步的階段。在2020年后投產(chǎn)的車型在油耗和排放上都將面臨更嚴(yán)格的法規(guī)，因而在設(shè)計國6發(fā)動機時必須同時考慮節(jié)能和減排。

本文利用米勒循環(huán)技術(shù)及外部冷卻EGR對TGDI發(fā)動機的經(jīng)濟性及排放影響在江鈴汽車股份有限公司(JMC)已投產(chǎn)的某款1.5 L高增壓TGDI[11]上進行了試驗研究，并根據(jù)試驗數(shù)據(jù)對米勒技術(shù)的優(yōu)缺點進行了分析比較。

1 奧托循環(huán)和米勒循環(huán)對發(fā)動機負荷調(diào)節(jié)方法的區(qū)別

奧托循環(huán)是傳統(tǒng)四沖程汽油機對應(yīng)的熱力學(xué)循環(huán)。奧托循環(huán)在實用上有兩個缺點：①具有相同的壓縮比和膨脹比，使其在高速高負荷運行時爆震控制要求的最大許可壓縮比限制了在做功沖程高溫燃氣的膨脹，導(dǎo)致由于膨脹不充分而降低了對燃料熱值的利用率;②當(dāng)發(fā)動機工作在部分負荷時，換氣過程產(chǎn)生的泵氣損失較大。絕大多數(shù)汽油機采用均質(zhì)混合物燃燒模式。采用這種燃燒模式時，發(fā)動機負荷通過控制循環(huán)空氣量進行調(diào)節(jié)，即量調(diào)節(jié)。發(fā)動機排量根據(jù)滿負荷所需的最大轉(zhuǎn)矩確定，因而發(fā)動機工作在部分負荷時必須通過設(shè)置在進氣系統(tǒng)節(jié)氣門的節(jié)流來降低進氣密度，從而控制發(fā)動機負荷所需的循環(huán)進氣量。這導(dǎo)致了進氣沖程的缸內(nèi)氣體壓力低于排氣沖程的壓力，使換氣過程的活塞做功為負值，減少了發(fā)動機曲軸的有效輸出。換氣過程對應(yīng)的做功能力損失常稱為發(fā)動機的泵氣損失。

現(xiàn)代米勒循環(huán)通過可變氣門正時(variable valve timing，VVT)和進氣門早關(guān)(early intake valve closing，EIVC)的方式來調(diào)節(jié)發(fā)動機有效循環(huán)進氣量。米勒循環(huán)進氣相位圖如圖1所示。從進氣門開啟(intake valve opening，IVO)到進氣門關(guān)閉(intake valve closing，IVC)的凸輪相位對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角稱為凸輪包角或凸輪長度。不同于采用奧托循環(huán)的常規(guī)發(fā)動機在壓縮過程早期才關(guān)閉進氣門，米勒循環(huán)通過采用短進氣凸輪使IVC發(fā)生在進氣沖程。進氣過程隨氣門關(guān)閉而結(jié)束，因而活塞的有效進氣沖程，即氣缸的有效排量，由IVC時間控制。在從氣門關(guān)閉后的活塞下行沖程到接下來的活塞上行沖程中僅使缸內(nèi)氣體壓力恢復(fù)到進氣終了壓力的這一段曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)，缸內(nèi)氣體如同氣體彈簧：活塞下行的膨脹功和活塞上行的壓縮功抵消，理論上缸內(nèi)氣體和活塞沒有凈能量交換。米勒循環(huán)具有如下4個特點：①米勒循環(huán)的進氣過程對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角小于常規(guī)發(fā)動機，要達到相同的循環(huán)進氣量就必須提高進氣壓力。②米勒循環(huán)的IVC時間隨負荷變化。負荷越小，IVC就越提前，發(fā)動機的有效排量就越小。③氣缸的膨脹比等于幾何壓縮比，但有效壓縮沖程在缸內(nèi)壓力恢復(fù)到進氣終了壓力時才真正開始，所以氣缸的有效壓縮比小于膨脹比。米勒發(fā)動機對有效壓縮比的控制方式使其可以采用高幾何壓縮比，使做功過程的高溫燃氣得以充分膨脹。④米勒發(fā)動機進氣凸輪升程小及凸輪長度短，凸輪摩擦功遠小于常規(guī)發(fā)動機的凸輪，因而發(fā)動機的摩擦損失小于常規(guī)發(fā)動機。

為分析進氣門關(guān)閉時間對發(fā)動機部分負荷油耗的影響，JMC對某1.5L-TGDI發(fā)動機應(yīng)用AVL-BOOST[12]建立了熱力學(xué)模型，并在此模型的基礎(chǔ)上對在2 000 r/min及不同平均指示壓力(indicated mean effective pressure，IMEP)條件下進氣門關(guān)閉時間對油耗的影響進行了分析。圖2為熱力學(xué)分析使用的部分進氣凸輪型線，其也顯示了凸輪長度和升程的關(guān)系。圖中曲軸轉(zhuǎn)角以壓縮上死點為0 ℃A。

圖2 熱力學(xué)分析使用的部分進氣凸輪型線

圖3為模擬的某1.5L-TGDI發(fā)動機在2 000 r/min及不同IMEP條件下平均指示油耗(indicated specific fuelconsumption，ISFC)隨凸輪氣門關(guān)閉時間的變化曲線。由圖可知，在給定轉(zhuǎn)速下，EIVC和進氣門晚關(guān)(late intake valve closing，LIVC)都可以降低發(fā)動機油耗。LIVC所對應(yīng)的熱力學(xué)循環(huán)為艾特金森循環(huán)，其進氣凸輪為長凸輪。雖然艾特金森循環(huán)的有效排量控制也由氣門關(guān)閉時間決定，但IVC發(fā)生在壓縮沖程。本研究的側(cè)重為米勒循環(huán)，不引入對LIVC的討論。根據(jù)圖3，米勒循環(huán)的節(jié)油效果主要是在小負荷，隨著負荷的提高，米勒循環(huán)的節(jié)油效果逐漸減弱。需要指出，TGDI發(fā)動機缸內(nèi)的空氣流動主要是滾流，而滾流對避免噴油油束和缸壁干涉及油-氣混合有重要的作用。缸內(nèi)滾流在氣門關(guān)閉后會迅速衰減，氣門關(guān)閉越早，壓縮沖程的滾流就越弱。對采用多次噴油的高負荷工況，最后一次噴油可能會發(fā)生在壓縮沖程。如果進氣門關(guān)閉太早，最后一次噴油和空氣的混合會受到較大影響，不利于燃燒和排放控制。所以TGDI發(fā)動機采用米勒循環(huán)時，進氣凸輪長度的設(shè)計須綜合考慮不同負荷和轉(zhuǎn)速下的油耗目標(biāo)要求。

圖3 模擬的某1.5L-TGDI發(fā)動機在2 000 r/min及不同IMEP條件下ISFC隨凸輪氣門關(guān)閉時間的變化曲線

2 試驗用發(fā)動機及主要參數(shù)

本試驗使用的米勒發(fā)動機是對JMC某款已投產(chǎn)的1.5L-TGDI發(fā)動機[12]的改進變形。1.5L-TGDI基礎(chǔ)發(fā)動機如圖4所示。該機配置有小型高效渦輪增壓器，增壓器流量由廢氣放氣閥控制；雙連續(xù)可變氣門正時(DVVT)系統(tǒng)的進排氣凸輪相位器可使進排氣凸輪軸分別相對于基礎(chǔ)相位最大移動60 ℃A；噴油器側(cè)置布置，最大噴油壓力為15 MPa，每循環(huán)噴油次數(shù)最多可達3次。米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的差異主要在以下6個方面：

圖4 1.5L-TGDI基礎(chǔ)發(fā)動機

(1)更換了具有米勒凸輪型線的進氣凸輪軸，因而可以實現(xiàn)EIVC；

(2)重新設(shè)計了活塞頂部形狀，使壓縮比相比基礎(chǔ)發(fā)動機提高20%；

(3)重新設(shè)計了進氣道，使最大進氣滾流比較基礎(chǔ)發(fā)動機提升約20%，以彌補EIVC對缸內(nèi)湍流強度的影響；

(4)增加了外部冷卻EGR系統(tǒng)；

(1)確保PCL控制系統(tǒng)運用環(huán)境干燥。雖然PCL控制系統(tǒng)的環(huán)境適應(yīng)能力較強，但是由于其為電氣設(shè)備，因此應(yīng)當(dāng)保證應(yīng)用PCL控制系統(tǒng)的環(huán)境的干燥，確保PCL控制技術(shù)在金礦山電氣設(shè)備中的安全穩(wěn)定性。

(5)重新設(shè)計了進氣歧管以使EGR可以均勻地分配到4個氣缸；

(6)考慮EIVC對發(fā)動機有效排量的影響，重新匹配了增壓器。

米勒發(fā)動機總成如圖5所示。

圖 5 米勒發(fā)動機總成

米勒發(fā)動機的EGR系統(tǒng)如圖6所示。EGR系統(tǒng)從第四缸排氣支管取氣，經(jīng)EGR冷卻器和EGR閥后EGR進入布置在進氣歧管的EGR總管，由總管流出的EGR經(jīng)分流管被均勻地分配到各缸的進氣道。圖7是米勒發(fā)動機的系統(tǒng)布置?；A(chǔ)發(fā)動機及米勒發(fā)動機主要參數(shù)見表1。

圖6 米勒發(fā)動機的EGR系統(tǒng)

圖7 米勒發(fā)動機的系統(tǒng)布置

表1 基礎(chǔ)發(fā)動機及米勒發(fā)動機的主要參數(shù)

圖8為米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的氣門驅(qū)動機構(gòu)。米勒發(fā)動機的閥系除進氣凸輪軸和基礎(chǔ)發(fā)動機不同外，其他部件和基礎(chǔ)發(fā)動機相同。圖9為米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的進排氣門升程曲線。對應(yīng)的氣門相位為凸輪軸相位器鎖止位置。

圖8 米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的氣門驅(qū)動機構(gòu)

圖9 米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的進排氣門升程曲線

米勒發(fā)動機的燃燒系統(tǒng)如圖10所示。如前所述，為提高米勒發(fā)動機的壓縮比，對米勒發(fā)動機的活塞進行了重新設(shè)計?；钊斆嫘螤畹母淖儗?yīng)地也改變了缸內(nèi)氣流的運動，因而使米勒發(fā)動機的燃燒特性不同于基礎(chǔ)發(fā)動機。圖11為米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩曲線。當(dāng)進氣門在進氣沖程關(guān)閉時，不僅發(fā)動機的有效排量會相應(yīng)減少，缸內(nèi)氣體運動的湍流強度也會有所下降。綜合考慮這些因素，米勒發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩和功率較之基礎(chǔ)發(fā)動機都相應(yīng)下降，以避免在高速高負荷的燃燒過度惡化。

圖10 米勒發(fā)動機的燃燒系統(tǒng)

圖11 米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩曲線

3 米勒發(fā)動機的摩擦特性

米勒發(fā)動機的摩擦特性是在節(jié)氣門全開的非增壓工況下由摩擦平均有效壓力(friction mean effective pressure，F(xiàn)MEP)評估。根據(jù)定義，F(xiàn)MEP計算公式為：

(1)

式中：BMEP是相同工況的平均有效壓力;IMEP和MBEP根據(jù)臺架試驗間接確定。

試驗在JMC性能臺架上進行，試驗用油為國五RON92號汽油。試驗中發(fā)動機出水水溫控制在90 ℃，進入主油道的潤滑油的油溫由發(fā)動機自身的油冷器控制。進排氣凸輪相位根據(jù)油耗最小條件設(shè)定，點火提前角在未達到爆震限值時設(shè)為平均最大轉(zhuǎn)矩點火提前角(mean best torque for ignition timing，MBT)。試驗記錄在油底殼油溫穩(wěn)定后才開始進行。上述方法適用于本文討論的全部試驗。各轉(zhuǎn)速下的IMEP由試驗測得的各缸缸壓的平均值根據(jù)IMEP的定義計算，BMEP則由實測的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩根據(jù)發(fā)動機排量求出。

這種獲取FMEP的方法雖然比由臺架直接測定發(fā)動機倒拖轉(zhuǎn)矩的復(fù)雜，但由發(fā)動機真實工作狀況得出的FMEP更合理地反映了發(fā)動機在工作狀態(tài)的摩擦特性，同時也避免了測功機在測量小轉(zhuǎn)矩時的誤差及無缸壓條件下發(fā)動機軸承摩擦特性和真實工作狀態(tài)的差異。圖12是由上述方法得出的米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的FMEP比較。由圖可知，在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)米勒發(fā)動機的摩擦均低于基礎(chǔ)發(fā)動機，其主要差異是由于閥系的摩擦不同。對如圖7所示的氣門驅(qū)動系統(tǒng)，閥系的摩擦主要取決于凸輪和搖臂滾輪間的摩擦力矩。給定氣門驅(qū)動機構(gòu)及潤滑條件時，該摩擦力矩正比于凸輪和搖臂滾輪的接觸力。凸輪升程越小及凸輪長度或包角越小，接觸力就越小，閥系的摩擦損失也就越小。這意味著米勒發(fā)動機具有低摩擦特性。

圖12 米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的FMEP比較

4 米勒發(fā)動機的泵氣損失特性

圖13是根據(jù)實測的缸壓數(shù)據(jù)做出的在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，負荷為0.2 MPa和0.4 MPa條件下米勒發(fā)動機的示功圖。本文試驗數(shù)據(jù)涉及的負荷均用BMEP表示。由圖可知，由于EIVC，米勒發(fā)動機在換氣循環(huán)完全不同于奧托循環(huán)：從進氣沖程中進氣門關(guān)閉到壓縮沖程中缸內(nèi)壓力重新恢復(fù)到IVC的壓力對應(yīng)的氣缸容積內(nèi)，膨脹線和壓縮線完全重合，氣體和活塞沒有凈能量交換。這一段空活塞行程使進氣時氣缸的有效排量減小，壓縮時有效壓縮比減小。這是米勒循環(huán)和奧托循環(huán)最顯著的區(qū)別。在相同進氣量的條件下，有效氣缸排量的減小必然使進氣壓力提高，從而使泵氣損失減小。圖14是在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負荷為0.4 MPa條件下米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的示功圖比較。由圖可以看出，兩處差異為：①有效排量導(dǎo)致的泵氣損失功的不同;②由于膨脹比的差異在活塞下止點附近米勒發(fā)動機比基礎(chǔ)發(fā)動機多做的膨脹功。由于米勒發(fā)動機膨脹充分，其排氣沖程終了的氣缸壓力遠低于基礎(chǔ)發(fā)動機，減少了排氣沖程耗功。需要指出，在排氣沖程的壓力高于相同氣缸容積在壓縮沖程的氣體壓力時，排氣耗功并不表現(xiàn)為泵氣損失的增加，而是膨脹沖程和壓縮沖程的有效功的減少。這是因為高于排氣背壓的強制排氣階段所消耗的排氣功需要消耗額外的曲軸轉(zhuǎn)矩。

圖13 在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負荷為0.2 MPa和0.4 MPa條件下米勒發(fā)動機的示功圖

圖14 在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、負荷為0.4 MPa條件下米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的示功圖比較

5 米勒發(fā)動機的油耗特性

圖15為在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000 r/min低負荷下米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機油耗的比較。由圖可知，米勒發(fā)動機在0.2～0.5 MPa的負荷范圍內(nèi)較之基礎(chǔ)發(fā)動機的油耗下降率分別為：10%@0.2 MPa，7.8%@0.3 MPa，8.5%@0.4 MPa及7.3%@0.5 MPa。

圖15 在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000 r/min低負荷下米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機油耗的比較

圖16為不同轉(zhuǎn)速下米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的油耗比較。米勒發(fā)動機的最小比油耗為229 g/kWh，對應(yīng)工況點為0.95 MPa、2 000 r/min，而基礎(chǔ)發(fā)動機的最小比油耗為240 g/kWh，對應(yīng)工況點為1.25 MPa、3 500 r/min。米勒發(fā)動機明顯地具有更好的低速區(qū)油耗：比油耗小于240 g/kWh的區(qū)域覆蓋0.7～1.25 MPa、1 500～2 500 r/min的負荷區(qū)。比油耗小于250 g/kWh的區(qū)域覆蓋0.55～1.3 MPa、1 500～2 500 r/min的負荷區(qū)。相比之，基礎(chǔ)發(fā)動機最小比油耗出現(xiàn)在3 500 r/min，而且負荷區(qū)很小；250 g/kWh比油耗對應(yīng)的最小負荷為0.9 MPa，但在1 500～3 500 r/min的范圍內(nèi)比油耗隨負荷增加的惡化并不像米勒發(fā)動機那樣顯著?；A(chǔ)發(fā)動機明顯地具有更好的高速高負荷油耗特性。

圖16 不同轉(zhuǎn)速下米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機的油耗比較

6 EGR對米勒發(fā)動機的燃燒穩(wěn)定性和排放的影響

EGR稀釋了缸內(nèi)工質(zhì)的氧濃度。缸內(nèi)工質(zhì)氧濃度的稀釋有正負雙重效應(yīng)：正效應(yīng)是EGR不僅增加缸內(nèi)工質(zhì)的熱慣性也延長了混合氣的著火滯后期，前者有助于抑制缸內(nèi)NOx的生成，而后者有利于爆震的控制。負效應(yīng)是氧濃度的稀釋減緩了燃料的氧化反應(yīng)，降低了火焰?zhèn)鞑ニ俣?，使燃燒損失增加。特別地，當(dāng)EGR導(dǎo)致火焰速度過低時，燃燒會不穩(wěn)定且爆震也更容易發(fā)生。這也是米勒發(fā)動機的滾流比設(shè)計的比基礎(chǔ)發(fā)動機高的一個原因。本文采用平均指示壓力變化系數(shù)(coefficient of variance，COV)分析燃燒的穩(wěn)定性，各負荷下的COV由燃燒分析儀根據(jù)缸壓數(shù)據(jù)分析給出。圖17給出了在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000及3 000 r/min和不同負荷下COV隨EGR閥開度的變化曲線?？紤]低負荷缸內(nèi)殘余廢氣量比較大及高負荷EGR對爆震的影響，EGR的應(yīng)用范圍限定為0.6～1.6 MPa。試驗中EGR閥的最大開度不超過25%。在圖17所示的EGR及負荷和轉(zhuǎn)速條件下，EGR對燃燒穩(wěn)定性的影響可以忽略。

圖17 在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000及3 000 r/min和不同負荷下COV隨EGR閥開度的變化曲線

圖18給出了在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000及3 000 r/min和不同負荷下米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機氮氧排放的比較。在應(yīng)用EGR的0.6～1.6 MPa負荷區(qū)內(nèi)，NOx排放隨EGR閥開度增加而下降。在最大EGR閥開度下，NOx排放下降近50%。由圖16可知，最大EGR閥開度區(qū)也是最低油耗區(qū)。這說明，當(dāng)缸內(nèi)有足夠的湍流強度維持火焰的穩(wěn)定性時，EGR不僅可以降低NOx排放也可以同時改善發(fā)動機油耗。但需要指出，由于進氣門早關(guān)對高速高負荷區(qū)缸內(nèi)湍流強度的影響，米勒發(fā)動機在高速高負荷區(qū)的燃燒較之基礎(chǔ)發(fā)動機明顯地惡化，導(dǎo)致圖16所揭示的油耗升高。試驗中發(fā)現(xiàn)，在高速高負荷區(qū)加入EGR導(dǎo)致爆震強度提高及燃燒時間明顯加長。

圖18 在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 000及3 000 r/min和不同負荷下米勒發(fā)動機和基礎(chǔ)發(fā)動機氮氧排放的比較

7 結(jié)論

本文通過將JMC已投產(chǎn)的某款1.5L-TGDI發(fā)動機改為米勒發(fā)動機對米勒循環(huán)的特性進行了試驗研究，得出了以下結(jié)論：

(1)由于采用小升程進氣凸輪，米勒循環(huán)具有低摩擦特性。

(2)米勒循環(huán)換氣過程損失的減小可以分為兩個方面：在低端部分負荷區(qū)主要由于有些排量的減少使進氣壓力提高；在高端部分負荷區(qū)，換氣功減小主要由于膨脹充分導(dǎo)致的排氣功下降。

(3)米勒發(fā)動機具有良好的中低速油耗性質(zhì)，但隨轉(zhuǎn)速和負荷提高，米勒發(fā)動機的油耗惡化，這明顯地和進氣門早關(guān)導(dǎo)致的缸內(nèi)湍流強度下降有關(guān)。

(4)米勒發(fā)動機在低中端部分負荷和常用的發(fā)動機轉(zhuǎn)速下有較好的EGR承受能力，有利于改善這些負荷區(qū)的油耗和排放。但需要指出，由于進氣門早關(guān)對高速高負荷區(qū)缸內(nèi)湍流強度的影響，如果沒有足夠的缸內(nèi)湍流強度支持，過高的EGR率會使米勒發(fā)動機在高速高負荷的燃燒惡化，油耗升高，同時爆震強度也提高。