CO2排放最低的多可变直喷式汽油机

就目前而言,常规内燃机仍需大幅降低燃油耗,以达到未来的CO2排放目标。为此,德国FEV公司与亚琛工业大学(RWTH Aachen)内燃机教授共同在一台1.0 L增压直喷式汽油机上对下列改良措施的技术提升潜力进行了试验研究:分隔式排气歧管、混合式顺序增压、进排气全可变气门机构、两级可变压缩、分开式冷却回路和可调式机油泵等。


1目标设定


按照多可变汽油机(Varimot)设计方案,这些技术已在零部件试验台及发动机试验台上进行了试验,之后即在演示车辆上开展相关研究。在一个研究项目中将该类发动机技术得以汇总,以达到下列开发目标:在λ=1情况下达到高比功率110 kW/L,具有良好的加速响应性能;而与新欧洲行驶循环(NEDC)燃油耗比功率相同的1.5 L增压直喷式汽油机降低15%,彰显了发动机控制系统的复杂性。上述所有技术均通过一辆紧凑型汽车而得以演示。根据预设的相关目标,将与项目合作伙伴共同选择并开发子系统。


2发动机方案和技术


Ford公司的3缸1.0 L直喷式汽油机“Ecoboost”的修改版能包含各种不同的可变性,其基础发动机按中等峰值压力16 MPa设计,以便考虑到对扭矩和功率提出的更高要求。该机采用了具有分缸式排气道的2个组合式排气歧管,每个气缸的2个排气门分别通往2个排气歧管的排气道中(图1)。

图1 3缸1.0 L增压直喷式汽油机的可变装置 图1 3缸1.0 L增压直喷式汽油机的可变装置


为了控制换气,在进排气侧分别集成了全可变气门机构,其由无级机械式气门升程调节机构(Pierburg公司的UpValve)和电动凸轮轴相位调节器组成。可变进气门升程可通过进气门早关以降低部分负荷时发动机的节流现象,或者在较高负荷时与提高增压压力方式相结合用于米勒循环过程以减小爆震倾向。


长度可两级变化的连杆作为改变压缩比装置用于可变压缩比(VCR),其中一个较大的技术挑战是在所要求的峰值压力强度下将其集成到直径仅为71.9 mm的冷却活塞的结构空间中。其最小压缩比ε=9.3,最大压缩比ε=12。


采用单级增压系统通常无法达到所要求的比功率及最大扭矩,因此借助于发动机工作过程计算开发了一种用于混合式顺序增压的新方案(图2),其由平行连接的两个大小不同的涡轮组成,并分别与两个排气歧管相连,通过调节排气门的升程按需将废气流分配到两个涡轮中。大小不同的压气机采用串联方式连接,在高转速范围内则通过被动旁通阀,使气体绕过高压压气机而流动。

图2 增压系统和可变性 图2 增压系统和可变性


3系统设计和运行策略


根据运行策略控制废气涡轮增压器的连接及其所获得的优势是较为显著的(图3)。在达到最大扭矩点之前,与低压废气涡轮增压器(ND-ATL)通道连接的低压排气门(AV ND)是一直保持关闭的,随着发动机转速的提高而逐渐开大。与常规废气放气阀的开启不同,低压废气涡轮增压器受废气作用而加速运转,并且两个废气涡轮增压器以两级增压运行模式工作,从一个运行模式连续转换到另一个运行模式即可提供无扭矩降落的全负荷特性曲线。


在发动机高转速时,仅通过低压压气机就能实现增压压力的“ND-ATL运行”,高压废气涡轮增压器(HD-ATL)的涡轮受高压废气放气阀旁通作用影响,高压压气机则受被动旁通阀旁通作用影响,并通过高压排气门(AV HD)升程来调节负荷,在该情况下高压涡轮的排气通道(红色)用作低压涡轮的旁通道。


经发动机试验台的试验结果证实,基于控制策略无需低压废气放气阀,同时因减少了流动损失而提高了涡轮效率,并且因取消了阀板和执行器而降低了成本。


通过控制轴上的凸轮型面的偏转以此预先确定了气门升程,而排气侧的凸轮廓线则来自于运行策略(图3)。控制轴凸轮的每个角度都对应于一个气门升程组合(AV HD和AV ND)。为了改善换气,配气凸轮轴上的凸轮处于静力学状态。转换点(相同的排气门升程)被设计成可在运行范围之间能实现无扭矩落差式的连续转换。


图4根据发动机试验台试验结果阐明了运行策略。在1 250 r/min转速时就已达到最大扭矩200 N·m,此时高压压气机的运行点离喘振极限尚有足够的距离,高压增压器在低发动机转速时较高的部分负荷下即可产生较高的压比,从而通过减小进气门升程就能转换到采用米勒循环(进气门升程(EVH)恒定不变),在低部分负荷时最小气门升程(Mini-Hub)即可消除节流状态。除此之外,图4还示出了简化的可变压缩比(VCR)转换曲线,该曲线是从燃油耗特性曲线场的稳态比较而得出的,目前期望其转换阈值在较高的发动机转速时移至较高的负荷。为顾及到其瞬态特性,在汽车上配备了滞后功能。

图4 发动机特性曲线场运行策略 图4 发动机特性曲线场运行策略


4 发动机控制


由于系统的复杂性较高,发动机控制系统随着开发目标而转移,在模型精度较高的情况下可随之降低标定费用。对于作为汽油机核心控制领域的充气控制和采集而言,空气途径中所应用的可变性(进排气机构和高压废气放气阀)是一项重大的技术挑战。


图5简要地示出了新开发的充气策略方案。在扭矩结构中,从驾驶员对额定扭矩的意愿出发,依据摩擦和点火角等各种不同因素的影响,以此确定额定空气质量。包括两条平行分开的途径,转换的充气物理量的采集提供了计算出的额定空气质量和额定增压压力。

图5 以物理为基础的充气控制 图5 以物理为基础的充气控制


充气调节根据实时增压压力和额定空气质量计算出进气门升程,其中所有执行器(例如凸轮轴相位调节器)对换气和残余废气含量的影响则在模型中进行确定和考虑。对增压压力的调节是通过第二条途径,并包含增压装置详细的物理模型,而模型所需的涡轮增压器特性曲线场则已在燃气试验台上进行测量。根据额定空气质量和额定增压压力即可计算出通过高压和低压涡轮以及废气放气阀的额定废气质量流量,借助于计算得到的排气门升程和废气放气阀位置的数值而进行转换。


从功能的分配得到稳定的调节性能。即使采用状态稳定的米勒循环,但为了更快地提升负荷,在瞬态运行时需使进气门全开。而在很大程度上则应借助于以测量和模拟为基础的脱机标定来调整此类模型和功能,以便将花费的时间减少到最低程度。


5在发动机试验台上验证


图6示范性地示出了一个部分负荷运行工况点(发动机转速n=2 000 r/min和平均有效压力pme=0.2 MPa)的试验结果,以ε=9.3运行和采用节气门调节负荷(进气门全升程)作为比较基准,此外发动机以高机油压力级和气缸体曲轴箱中冷却液温度90 ℃的工况运行。转换到高压缩比可使燃油耗降低达4.5%,该现象可通过热力学理论进行解释。此外,在采用可变气门升程保持负荷不变的情况下,因消除了节流现象,可进一步燃油耗降低达3.1%。同样,将气缸体曲轴箱中冷却液温度提高到103 ℃即可采用较低的机油压力级而降低摩擦。综合起来,总共能达到9.4%的节油效果。

图6 技术对燃油耗的影响 图6 技术对燃油耗的影响


在更高的平均有效压力pme=1.7 MPa下进行了类似的试验,该项试验的比较基准是ε=12、进气门全升程和高机油压力级。在该运行工况点下,通过减小进气门升程与提高增压压力至0.22 MPa,并采用米勒配气定时即可降低爆震倾向,同时将燃油耗改善达1.5%。从相同的基准出发,压缩比转换到ε=9.3即可使燃油耗降低达3.7%,因为通过爆震倾向的降低随即允许将点火定时调整得更早,另外通过采用米勒循环过程可进一步降低爆震倾向。在该工况点下,与低机油压力级相结合就能总共使燃油耗降低达5.5%。


6满足未来废气排放法规的全负荷性能评价


未来的废气排放法规通常不要求采用为保护零件而在全负荷范围内加浓混合气的方法来达到更高功率的要求,但是若不采取对应措施,则会导致功率的显著降低,此外出于催化转化器中排放物放热和转化的缘故,必须限制处于拐角扭矩(Eckdrehmoment,译注:指扭矩特性曲线从低转速时提升扭矩至最大扭矩的曲线拐角处的扭矩数值)工况范围内的化学计量比扫气现象。


图7示出了目标冲突。在λ≠1的方案中,为达到相同的升功率和较高的拐角扭矩需采取附加措施。混合式顺序增压与可变压缩比技术相组合可解决目标冲突。而在发动机试验台上已证实,HD-ATL能产生高增压压力,因此无需明显的扫气即可在1 250 r/min时达到2.52 MPa的平均有效压力。在化学计量比废气成分情况下,将扫气过程用于扫除残余废气,从而改善燃烧。


较大的低压涡轮和涡轮的平行连接以及HD-ATL排气歧管中较低的废气背压可使额定功率时的换气功非常小,与较低的压缩比相组合使得其在110 kW/L时能以化学计量比混合气运行,此时低压涡轮的入口温度高达1 050 ℃。由于额定功率时高压排气门打开较晚,高压涡轮的耐高温性仅需980 ℃即已足够。与其他技术方案相比,Varimot优势更为明显,由于高压废气涡轮增压器的转动惯量较小以及高压排气歧管的容积较小(存在脉冲增压现象),因此其具备实现快速响应特性的潜力。

图7 拐角扭矩与升功率的目标冲突 图7 拐角扭矩与升功率的目标冲突


7冷起动后催化转化器的加热


由于与单级增压系统相比2个涡轮增压器而言,其流动导向表面积较大,同时吸热质量也有所增大,因此确保冷起动后催化转化器所必需的快速加热是一个较为特殊的挑战。与常规的两级增压系统相比,由于涡轮采用平行连接,所要实现的混合式顺序增压可能需要一种减小表面积和提升吸热质量的全新运行策略,为此通往低压废气涡轮增压器的排气门将被关闭,废气质量流量仅被引入通往高压涡轮的排气歧管。与串联的顺序增压相比,因表面积减小达24%,吸热质量也相应较小,能使冷起动性能得以明显改善。由于表面积甚至比常规的单级增压系统减小达16%,因而具有潜在的优势。


催化转化器加热曾在n=1 200 r/min和pmi=0.3 MPa的运行工况下进行稳态试验,目标是在HC排放有所降低的同时通过推迟点火直至规定的稳定运行极限(σpmi=0.025 MPa)使催化转化器前的废气温度尽可能提高。


图8示出了采用各种不同技术时未燃HC质量流量随废气余热流量的相应变化。试验结果表明,在催化转化器加热时低压缩比带来了相应好处,因为HC排放有所降低。所介绍的用于混合式顺序增压的策略使得废气温度得以明显提高,这就因反应净化而使得HC排放降低。减小进气门升程以及优化配气定时因换气功增大现象的存在而使负荷点随之移动。通过上述措施的组合,催化转化器的加热过程得以明显改善。

图8 技术对催化转化器加热效果的影响 图8 技术对催化转化器加热效果的影响


8燃油耗


新型Varimot动力总成被集成到Ford公司的Focus轿车上,该款批量生产车型搭载了功率为110 kW的4缸1.5 L涡轮增压直喷式汽油机(基准机型)和6档手动变速器。为了更好地评估这种新型动力总成系统的效果,建立了纵向动力学模拟模型,并借助于在转鼓试验台上进行NEDC和世界统一的轻型载货车试验程序(WLTC)的测试对基准发动机进行调整。


变速器已与基准车型上的Varimot进行过匹配和模拟(包括起动-停车功能在内),轴传动比也已进行相应匹配,以达到相同的行驶功率。Varimot从1 250 r/min起就已达到200 N·m的最大扭矩,而基准发动机从1750 r/min起达到240 N·m最大扭矩(图9)。与1.5 L发动机相比,虽然较早地达到拐角扭矩,但是较小的扭矩则要求较短的轴传动比。

图9 燃油耗份额(WLTC循环)和特性曲线场中过量空气系数的比较 图9 燃油耗份额(WLTC循环)和特性曲线场中过量空气系数的比较


针对Varimot的试验研究基于发动机试验台上的稳态测量。飞轮质量已按循环特征进行了相应调整。为了对发动机进行公平的对比研究,在WLTC行驶试验循环中已使用了最佳的换挡策略。


图9示出了在各自发动机特性曲线场中WLTC行驶循环低端范围(WLTClow.)的燃油转化份额。Varimot因小型化而使负荷工况点移向较高的负荷,而且在相同的特性曲线场中无需混合气加浓(λ)即已满足要求。图10中示出的是WLTC行驶循环低端范围(WLTClow.)随时间变化的整车模拟结果,NEDC的总节油效果为16%,WLTC行驶循环的平均(WLTCAVG)节油效果为12%。

图10 多可变汽油机和基准汽油机的NEDC和WLTC行驶循环燃油耗 图10 多可变汽油机和基准汽油机的NEDC和WLTC行驶循环燃油耗


9演示车辆


图11示出了样车早期标定状态(发动机试验台标定)及其加速过程,由此可清晰地看出发动机控制过程的工作方式。从第五档发动机转速1 200 r/min恒速行驶开始发生负荷突变,直接根据负荷需求关闭废气放气阀,使进气门(EV)开幅增大,并且通过控制AV-HD和AV-ND升程使废气质量流量全部进入高压废气涡轮增压器。


这种运行策略能快速地达到进气全负荷和并且快速建立增压压力。在较高转速时,为过渡到两级废气涡轮增压器运行,AV-ND打开。为了转换到米勒循环,达到额定增压压力后即减小进气门升程。


图11 汽车第五档加速过程 图11 汽车第五档加速过程


10结论和展望


采用所介绍的内容丰富的技术组合,1.0 L涡轮增压直喷式汽油机于1 250 r/min转速工况下即达到了200 N·m的扭矩数值以及110 kW/L的升功率,并能在整个特性曲线场范围内以化学计量比混合气运行,而借助于现代发动机电子控制功能系统的复杂性是完全可控的。


在发动机试验台上,低部分负荷工况下能达到约9.4%的节油效果,其中主要的技术优势源于可变压缩比,而在高负荷时获得了5.5%的节油潜力。与搭载功率相同的1.5 L基准汽油机相比,整车降低CO2的潜力也很显著,甚至在NEDC行驶循环中以降低CO2排放16%而超过了项目开发目标规定的15%,而在WLTC行驶循环中获得了约12%的潜力,此外还获得了在催化转化器加热方面的技术优势。


全可变排气门升程可充分利用混合式顺序增压的全部优点,在该方面未来也可应用部分可变系统,通过发动机控制系统,可降低标定费用并使其转换到在实际车辆上运行。由于采用了模块化结构,此类技术也可应用到其他机型上。所有试验的系统的可靠性均得以验证,并已达到相当高的成熟程度,通过进一步开发即可投入批量生产。


【德】A.Schloβhauer等

【译】范明强

【编辑】伍赛特


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