随着各国油耗排放法规日益收紧，各个主机厂的工程师使出浑身解数，力求新研发的动力单元在保证同等动力水平下，燃费更低排放更少。涡轮增压、直喷、水冷EGR、多挡变速器等技术，就是在上述时代背景之下，应运而生。

即便法规如此严苛，同时一些电动“大趋势”主机厂叫嚣着“Blue sky is coming”，但仍然有主机厂认为，在可预见的未来，搭载内燃机的纯燃油汽车及混合动力汽车，会是未来的主流。因此，提升内燃机，特别是在乘用车领域广泛应用的汽油机热效率，便成为重中之重。

当然不止丰田，本田对于未来也是有相似的展望。本田的观点认为，面对未来几年日益收紧的排放法规，将汽油机热效率提升至45%或以上，是十分必要的。

先定个小目标

按以往的经验，采用稀薄燃烧技术，可能是让45%热效率达成的有效办法。但考虑到这样会造成排气后处理系统“压力山大”，本田还是选择基于化学计量比空燃比（空燃比=14.7，即Lambda=1）来尝试挑战45%热效率。

本田给自己定下的目标大致如下：

1、达成最高45%的有效热效率（brake thermal efficiency）；

2、基于化学计量空燃比并基于91号汽油（91-octane regular gasoline）。

提升热效率的方式多种多样，该选择哪些方向推进呢？

按上图的分析，本田选择了以下方向，来推进提高热效率：

1、高压缩比以提升化学计量热效率（stoichiometric thermal efficiency）；

2、在高压缩比下，使用高比率EGR，以降低冷却损失，控制爆震并使用获得最大扭矩的最小点火角

（Minimum advance for Best Torque，MBT）；

3、通过优化基础引擎架构以提升热效率。

通过对量产引擎的数据进行相关分析，在2000rpm时，本田外推出增压压力、EGR率及有效热效率之间的趋势如下：

当压缩比大于等于15，且增压（绝对）压力大于等于2.5bar时，才有可能45%有效热效率。但考虑到过高的增压压力，会导致增压器方面的设计复杂化，因此本田希望基于最低的增压压力，即上图（c）的情况，来提升热效率。如此，需要实施的一些条件，即压缩比为17并基于MBT运转、增压（绝对）压力大于等于2.5bar、EGR率大于等于30%，来达成45%热效率的目标。

更高压缩比

对于汽油机而言，高压缩比会带来一些不可回避的难题。一方面，高压缩比导致燃烧室扁平化，降低火焰传播速度，此举将不利于热效率提升。而另一方面，一个众人皆知的问题，高压缩比将导致爆震趋势的增大。

针对上述两个关于高压缩比的难题，本田采取以下策略：

1、通过长冲程设计，抑制燃烧室形状的扁平化；

2、通过进气门晚关（阿特金森循环）以调整实际压缩比。

长冲程并不是为扭矩

高压缩比导致的燃烧室扁平化，主要会增加燃烧火焰与燃烧室壁面的接触面积，从而阻碍了火焰的传播。一些已有的高压缩比引擎，比方说马自达的Skyacitv-G，就采用在火花塞附近的燃烧室区域挖坑，以应对上述问题。

但马自达的方法，也仅能应对火花塞附近的，燃烧室附近的阻碍火焰传播问题；在远离火花塞的位置，上述办法将无能为力。同时，在活塞表面挖坑，将不利于燃烧室的表面积容积比例（面容比），从而导致冷却损失的问题。

基于上述考量，本田采用了长冲程设计的应对策略。在保持压缩比一定时，长冲程设计能提升燃烧室高度，从而抑制燃烧室的扁平化对火影传播的不利影响。

为了验证长冲程设计的优势，本田设置了对比试验：一台引擎的缸径冲程比（Stroke/Bore，S/B）为1.2，相当于量产引擎的设定；而另一台引擎则设定S/B=1.5，即长冲程设计。通过调整两台引擎的压缩比，以观察热效率变化。两台引擎的规格如下：

在MBT运转、2000rpm、指示平均有效压力（IMEP）为520kPa、EGR率为20%的工况下，两引擎的有效热效率对比如下：

S/B=1.2，在压缩比为15时，可以达成最高热效率，但压缩比为17时，热效率下降。而S/B=1.5，对应最高热效率的压缩比为18，但压缩比为20时，热效率下降。

如上图质量燃烧率（Mass Burn Fracion，MBF），当S/B=1.5、压缩比为20时，燃烧后半程的燃烧速率明显降低。本田认为，这个情况是由于靠近缸壁位置的面容比造成的，如下图所示：

当燃烧火焰传播至气缸壁附近时，该区域狭长的形状（蓝色区域），形成了较高的面容比，因此该区域的热量损失较高。采用了长冲程的设计后，保证了燃烧室的高度，从而使上图蓝色区域的面容比降低。由此保证了在高压缩比下该区域的火焰传播速率，从而提升热效率。

下图为平均有效燃烧室高度H、S/B及压缩比之间的对比，其中H定义为活塞上止点燃烧室容积，除以缸径所得的燃烧室高度：

图中的空心圆圈，代表的是在没有增加未燃烧碳氢化合物，或没有降低燃烧速率下，最高压缩比的引擎规格。本田认为，当平均有效燃烧室高度H小于7mm时，会导致燃烧速率的突然降低且增加HC生成。

基于上述结果，必须设定S/B大于等于1.4，才能保证在压缩比等于17时的稳定燃烧，并且保证平均有效燃烧室高度H大于等于7mm。

长冲程的设计，不仅有利于达成高压缩比，更能降低燃烧室的S/V，从而降低冷却损失。

通过修改表1中的引擎规格，基于缸径81mm及压缩比13.5，通过调整S/B在1.2至2.0之间变化，观察S/B对热效率的影响。在2000rpm、IMEP为720kPa的工况下，不同S/B的对比结果如下：

随着S/B的增大，面容比S/V也随之减小，冷却损失也随之减少。另一方面，摩擦平均有效压力（FMEP）及泵气平均有效压力（PMEP），也就是引擎运行阻力，会随着S/B的增大而增大。当S/B大于1.5时，引擎运行阻力的增幅会抵消冷却损失的减少，从而导致有效热效率的下滑。故S/B为1.5时，能在冷却损失及引擎运行阻力之间，取得最佳平衡。

到目前为止，上述的所有有关S/B的对比，都是基于缸径81mm。缸径不变的情况下，S/B的改变，会导致气缸排量的改变。为此，本田再引用一个缸径73mm的缸盖，以观察缸径、排量改变之后，有关最佳S/B的讨论结果，是否仍然成立。在2000rpm、EGR率为20%工况下，对比结果如下：

如上图，其中的圆圈位置，为实际测试结果，其他位置为估算结果。可以看到，即便缸径和排量改变，在S/B为1.5能取得最高热效率的这个结论，仍然是成立的。

综上所述，面对17的高压缩比，S/B为1.5是最优结果，其能保证最高的热效率水平。

阿特金森循环

通过进气门晚关策略，保证在不改变高机械压缩比（或者说，膨胀比）的前提下，通过降低有效压缩比，从而降低爆震的可能性。本田计划引入阿特金森循环，以应对爆震。基于表1的引擎规格，将S/B设置为1.5的最优情况，设置不同压缩比、不同工作循环；在2000rpm、EGR率20%时，对比结果如下：

如上图，采用了阿特金森循环后（红线），相比于采用同样机械压缩比的奥拓循环（蓝线），能更好地抑制爆震，即在更高的制动平均有效压力（BMEP）时，才发生爆震。阿特金森循环的MBT运行区间，与低机械压缩比的奥托循环（黑虚线）相近。同时，更重要的，阿特金森循环，能达成更高的热效率。

上图为奥拓循环及阿特金森循环，在不同有效压缩比下，理论热效率的对比。在奥托循环（黑线）时，有效压缩比等于机械压缩比及膨胀比。而在奥拓循环（红线）时，则保持膨胀比为17不变。当阿特金森循环的有效压缩比为12.5时，其理论热效率的水平，与压缩比为16.5的奥拓循环相当。

直喷技术

当前直喷引擎的最大优势，是燃油直接喷射至气缸，利用燃油的汽化潜热，降低燃烧室温度，从而抑制爆震。面对当前的高压缩比设定，本田认为直喷技术，仍然有提升空间。

在引擎2000rpm、IMEP为810kPa时，采用此前的直喷喷油器时，如上图黑线，会存在一个喷油时机（停止喷油的曲轴角度为120度左右），使得能最好地改善爆震情况。主要原因是在上述喷油时机，喷射的燃油能充分利用高的进气流速，使得燃油较好地雾化，继而改善爆震。但是，在上述喷油时机，会产生较多的未燃烧燃油的损失，主要是燃油喷射至气缸壁并附着在上。通过优化直喷喷油器设计（红线），更多的燃油往下方喷射，在保证最少的未燃烧燃油损失时，喷油时机比此前更加靠近最好改善爆震的时机。优化后的直喷喷油器，最大限度达成未燃烧燃油损失与改善爆震之间的平衡。

高EGR率

如同前述，除了高压缩比，本田认为还要引入大于等于30%的高EGR率，才能达成45%热效率的目标。高EGR率带来冷却损失及爆震方面的优势，确实有利于提升热效率，但也会带来一些新的难题：高EGR率会降低火焰传播速率，同时降低点火性能。针对前者，本田通过优化进气道来对应；针对后者，则通过调整燃烧室形状、调整缸内流动涡流中心及采用高能点火来对应。

进气道优化

当代的汽油引擎，依赖特殊设计的进气道，提升缸内气体流动的滚流比，从而提升湍流能量，继而提升火焰传播速率。对于高EGR率的情况，湍流动能的提升，则显得更加重要。

提升进气道的滚流比，最常用的办法是限制进气道的尺寸，但该方法的副作用是降低了流量系数。低流量系数的进气道，将导致本项目中机械增压器的负荷提升，同时增加了泵气损失，最终将不利于有效热效率的提升。另一方面，即便提升了滚流比，但也不一定意味着湍流能量的提升。

如上图，即便滚流比处于同一水平，不同进气道的湍流能量，也会有明显区别。因此，本田希望用尽可能低的滚流比，达成所需的湍流能量。

本田对上图中，滚流比相似但湍流能量不同的A、B两种进气道，进行瞬态流动分析，如下图所示：

水蓝色位置，代表流速为5m/s的等值面；而气缸中央部分的等值面，可以看做是空气滚流的涡流中心（vortical center）。随着曲轴的转动，A型进气道对应的涡流中心，相对而言比较稳定，最终达成更高的湍流能量。而B型进气道的涡流中心，则出现明显的起伏晃动。涡流中心的起伏，就是一种能量损失，因此造成湍流能量的降低。

本田认为，来自进气门的进气主流流动方向，是影响涡流中心起伏的关键因素。对于A型进气道，进气主流流动方面是朝向气缸外侧，而B型进气道的则朝向气缸内侧。

在此，本田引入一个流动平衡（flow balance）的参数，以量化进气主流流动方向，如下图所示：

简而言之，当流动平衡为正时，进气主流流动方向朝向气缸外侧，反之则朝向气缸内侧。

本田继而整理出，当进气道滚流比一定时，流动平衡与湍流能量之间的关系，如下图：

综合上述讨论结果，一个滚流比是量产引擎的1.7倍，同时流动平衡设定在0至2范围内的进气道，被本田应用至本项目中。

调整燃烧室优化点火

如前述，要满足高EGR率下的点火性能，本田打算从燃烧室形状着手。在该条件下火花塞点火，初始火焰会接触到由缸盖、活塞所组成的燃烧室壁面，而这会导致热量损失，从而导致火焰熄灭或降低火焰传播速度。由此，则需要有效保证火花塞附近的燃烧室容积。

本田展开了相关实验：通过调整活塞表面形状，从而调整火花塞附近燃烧室容积，继而观察可用的最高EGR率情况。在2000rpm、IMEP为810kPa的工况下，结果如下：

当活塞处于上止点时，以火花塞电极为球心，作虚拟球体；该球体第一时间接触到缸盖或活塞时，记球体的体积为V1。而V则为燃烧室容积。如上图，当V1/V大于等于2%时，极限EGR率趋于稳定。

当V1/V较小时，燃烧初期的初始火焰接触到燃烧室壁面，导致热量损失及火焰熄灭，因此极限EGR率处于低水平。当初始火焰生成到一定程度时，火焰的传播取代点火性能，成为了在高EGR率下燃烧稳定性的主要因素。所以如上表所示，当V1/V大于2%后，极限EGR率不再明显增长。

在实际结构方面，如果是基于17的高压缩比，同时保证V1/V大于等于2%，并且是基于量产引擎的S/B=1.2，则需要在活塞表面设置凸起（向活塞方向）。但该凸起设计在冷却损失、火焰传播方面存在不足。而如果采用前述的S/B为1.5的设定，则在燃烧室高度留有余量，因此仅需要在活塞表面设置浅盘形状，即可以保证V1/V大于等于2%。由此可见，长冲程设计，也利于高EGR率下的点火性能。

下图为压缩比等于17、V1/V等于2%时，S/B分别为1.2、1.5的燃烧室形状对比：

调整缸内流动涡流中心位置

缸内流动涡流中心的位置，对点火性能有明显影响。如果涡流中心与火花塞的位置存在明显偏差，缸内流动会趋向吹灭火花塞的点火，继而降低点火性能。况且，即便初始火焰可以形成，火焰也有可能被缸内流动带至燃烧室另一侧，从而导致燃烧持续时间加长。

为应对上述问题，需要调整缸内流动涡流中心的位置，使其尽可能靠近火花塞。通过引入浅盘活塞设计，从而使得涡流中心靠近火花塞。

高能点火

即便是采用了前述的各种措施，为保证高EGR率下的点火性能，提升点火能量，还是有必要的。不同点火能量与极限EGR率之间的关系，如下图所示：

在1500mJ的点火能量前，随着点火能量的提升，极限EGR率也随之提升。在超过1500mJ后，本田认为火焰传播取代了点火性能，成为限制极限EGR率的重要原因。点火能量的提升会消耗能量，归根到底会影响引擎的有效热效率，故本田将点火能量设置为450mJ，在满足EGR率30%的前提下，降低能量的消耗。

在2000rpm、IMEP为810kPa的工况下，利用前述优化进气道、调整燃烧室、调整涡流中心及高能点火的措施，本田在一台单缸引擎上，验证了这些措施的有效性：

在前述各项措施的加持下，即便EGR率大于等于30%，亦能保证气缸内的稳定燃烧；继而使得利用高EGR率以提升有效热效率，成为了可能。

最终结果

本田基于上文所述的各种措施，基于一台单缸引擎，以验证热效率的提升。该引擎的规格如下表：

测试结果如下：

总结

基于MBT工况并使用91号汽油，利用高达17的机械压缩比及35%的高EGR率，本田提升了有效热效率至45.2%。

通篇下来，本田采用的各项技术细节，都是基于现有的内燃机技术的优化改进，从基础做起，积少成多地提升热效率。固然，上述的热效率成绩，仅仅是基于实验室的结果。如果想将上述技术应用于量产引擎，必定任重而道远。

下篇将介绍传说中的TJI技术，以及本田如何进一步提高有效热效率……

以上~

文章来源：BigBearChow