黃英銘，呂偉，李云龍，占文鋒，韋靜思，徐琳

(廣州汽車集團(tuán)有限公司汽車工程研究院，廣東 廣州 511434)

隨著油耗法規(guī)日益嚴(yán)苛，渦輪增壓技術(shù)成為現(xiàn)行主流的技術(shù)方案。應(yīng)用該技術(shù)可降低發(fā)動(dòng)機(jī)排量，提高發(fā)動(dòng)機(jī)的平均運(yùn)行負(fù)荷，使發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行在高效區(qū)域，改善發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性，從而被各大主機(jī)廠重視。但渦輪增壓器由于其自身的物理特性，存在低速時(shí)扭矩及瞬態(tài)響應(yīng)差，高轉(zhuǎn)速時(shí)渦端放氣的特點(diǎn)，從而限制了發(fā)動(dòng)機(jī)的性能以及整車的駕駛特性。

為了有效解決上述問(wèn)題，近年電動(dòng)增壓作為一種新型的技術(shù)逐漸進(jìn)入人們的視野[1-3]。電動(dòng)增壓技術(shù)利用高速電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)壓氣機(jī)對(duì)進(jìn)氣進(jìn)行增壓，由于電機(jī)能快速響應(yīng)，這將能有效地抵消渦輪的遲滯效應(yīng)[4-5]；通常1 kW電功率增加的進(jìn)氣量，能使發(fā)動(dòng)機(jī)多產(chǎn)生7～10 kW功率[2]；此外，由于電動(dòng)增壓器的應(yīng)用降低了發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)渦輪增壓器低速端增壓能力的要求，從而可以選配更大的渦輪增壓器，以提高發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率和扭矩[6]。

基于電動(dòng)增壓器的優(yōu)點(diǎn)，本研究在某2.0TGDI發(fā)動(dòng)機(jī)的基礎(chǔ)上，開(kāi)展了復(fù)合增壓系統(tǒng)技術(shù)方案和仿真模型的研究，并搭建試驗(yàn)臺(tái)架，驗(yàn)證復(fù)合增壓系統(tǒng)的低速扭矩、瞬態(tài)響應(yīng)和高速功率等，以尋求更優(yōu)的動(dòng)力方案。

1 復(fù)合增壓系統(tǒng)方案

為了更好地利用電動(dòng)增壓器的特性和挖掘原發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，本研究期望通過(guò)復(fù)合增壓系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)更優(yōu)越的性能，與原機(jī)相比，復(fù)合增壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)目標(biāo)見(jiàn)表1。

表1 復(fù)合增壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)目標(biāo)

1.1 電動(dòng)增壓器布置方案及其影響

復(fù)合增壓系統(tǒng)中，電動(dòng)增壓器接入的位置有以下三種方案[4，6-7](見(jiàn)圖1)：

圖1 復(fù)合增壓系統(tǒng)三種布置方案

方案一，電動(dòng)增壓器連接在空氣濾清器之后、渦輪增壓器之前。該方案電動(dòng)增壓器的布置最容易實(shí)現(xiàn)，同時(shí)由于布置在前端，電動(dòng)增壓器的進(jìn)氣溫度低，熱負(fù)荷較小。但它會(huì)增加渦輪增壓器壓氣機(jī)的進(jìn)氣溫度，降低壓氣機(jī)工作效率；此外，渦輪增壓器壓前管路復(fù)雜化會(huì)增加壓氣機(jī)前端的進(jìn)氣壓損，再經(jīng)過(guò)壓氣機(jī)壓縮后，前端的壓力損失會(huì)被進(jìn)一步放大。

方案二，電動(dòng)增壓器連接在渦輪增壓器之后、中冷器之前。由于壓后至中冷器間的進(jìn)氣管路一般都比較短，且周邊空間緊湊，這會(huì)給該方案的實(shí)現(xiàn)帶來(lái)布置上的限制，同時(shí)該方案會(huì)增加電動(dòng)增壓器進(jìn)氣溫度，增加了電動(dòng)增壓器的熱負(fù)荷。但該方案不會(huì)對(duì)渦輪增壓器壓氣機(jī)的運(yùn)行產(chǎn)生負(fù)面影響，所增加的管路壓損不被放大；而且電動(dòng)增壓器布置的位置越接近發(fā)動(dòng)機(jī)本體，其對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的瞬態(tài)響應(yīng)的貢獻(xiàn)越大。

方案三，電動(dòng)增壓器連接在中冷器之后。該方案能避免方案二中電動(dòng)增壓器進(jìn)氣溫度上升的問(wèn)題，但因電動(dòng)增壓后的空氣無(wú)法冷卻，降低了氣缸內(nèi)的實(shí)際進(jìn)氣量，甚至過(guò)高的進(jìn)氣溫度會(huì)促使發(fā)動(dòng)機(jī)的早燃趨勢(shì)加大，因此該方案一般不予以選用。

三種方案各有優(yōu)缺點(diǎn)，為了獲得更好的瞬態(tài)響應(yīng)特性并降低對(duì)渦輪增壓器的負(fù)面影響，本研究采用方案二，同時(shí)對(duì)電動(dòng)增壓器進(jìn)行冷卻來(lái)降低其熱負(fù)荷。

1.2 電動(dòng)增壓器

本研究采用博格華納第二代48 V電動(dòng)增壓器，其關(guān)鍵參數(shù)見(jiàn)表2。

表2 電動(dòng)增壓器主要參數(shù)

采用48 V能提高電動(dòng)增壓器的做功能力，覆蓋更廣闊的流量范圍[8]。水冷冷卻的應(yīng)用拓寬了電動(dòng)增壓器的應(yīng)用范圍，同時(shí)保證了電動(dòng)增壓器的持續(xù)運(yùn)行的可能性。與第一代電動(dòng)增壓器相比，第二代電動(dòng)增壓器實(shí)現(xiàn)了可持續(xù)運(yùn)行的特性。

本研究電動(dòng)增壓器布置在渦輪增壓器之后，在進(jìn)氣溫度不可控的情況下，保證冷卻水的溫度，能有效提高電動(dòng)增壓器的運(yùn)行效率，因此，電動(dòng)增壓器需要一獨(dú)立于發(fā)動(dòng)機(jī)本體的冷卻水供應(yīng)，本研究選用與水冷中冷器共同的冷卻水水源。

1.3 渦輪增壓器

原2.0TGDI發(fā)動(dòng)機(jī)的渦輪增壓器選用的是雙渦道增壓器，與單渦道增壓器相比，雙渦道增壓器的優(yōu)點(diǎn)是更有利于發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速時(shí)對(duì)排氣脈沖能量的利用，增強(qiáng)了低速時(shí)的增壓能力，但卻相對(duì)地加大了排氣阻力，即限制了渦端的最大流量及高速端的效率。而得益于電動(dòng)增壓器能滿足低速扭矩及瞬態(tài)響應(yīng)性的需求，本研究以單渦道增壓器替代原雙渦道增壓器(見(jiàn)圖2)，并重新匹配流道和輪子系統(tǒng)，尋求更大流量的渦輪增壓系統(tǒng)，以達(dá)到更大扭矩平臺(tái)的同時(shí)，提高發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出功率。

圖2 單、雙渦道增壓器比較

1.4 旁通閥及并聯(lián)管路

本研究采用機(jī)械式單向閥，其結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖3。由圖1方案二所示，機(jī)械式單向閥與電動(dòng)增壓器并聯(lián)后，再與渦輪增壓器串聯(lián)。在發(fā)動(dòng)機(jī)未運(yùn)行時(shí)，單向閥在彈簧力的作用下關(guān)閉氣道；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)始運(yùn)行，且不需要電動(dòng)增壓的工況下，電動(dòng)增壓器不工作或只處于怠速狀態(tài)，進(jìn)氣推動(dòng)彈簧打開(kāi)單向閥，以此路為主要的進(jìn)氣通道；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)需要急加速或提高低速扭矩時(shí)，電動(dòng)增壓器開(kāi)始工作，產(chǎn)生增壓壓力，致使單向閥后端的壓力大于前端的壓力，在壓力差的作用下，單向閥關(guān)閉，進(jìn)氣氣流只走電動(dòng)增壓器這一通道?？梢?jiàn)，機(jī)械單向閥的一個(gè)最大的優(yōu)勢(shì)是不需要單獨(dú)控制，只需要控制電動(dòng)增壓器，機(jī)械單向閥會(huì)在壓差的作用下自動(dòng)實(shí)現(xiàn)開(kāi)關(guān)切換。

圖3 機(jī)械式單向閥

1.5 壓縮比

本研究通過(guò)采用電動(dòng)增壓器以及大流量的渦輪增壓器提高增壓壓比和單個(gè)氣缸最大進(jìn)氣量。而隨著進(jìn)氣量的增加，同一氣缸內(nèi)壓縮后的壓力和溫度會(huì)明顯提高，氣缸內(nèi)壓后壓力和溫度的上升會(huì)增加發(fā)動(dòng)機(jī)早燃或爆燃趨勢(shì)，這必會(huì)限制最大扭矩或最大功率的實(shí)現(xiàn)。影響早燃和爆燃的因素有燃燒室結(jié)構(gòu)、發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行情況、混合氣情況等。一般情況下，凡是能夠降低燃燒室壓力和溫度的措施都能有效抑制和消除早燃和爆燃[9]。本研究從下調(diào)原機(jī)壓縮比出發(fā)，有效地降低發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)壓縮終點(diǎn)的壓力和溫度，進(jìn)而降低發(fā)動(dòng)機(jī)異常燃燒的趨勢(shì)，最終保證設(shè)計(jì)目標(biāo)得以實(shí)現(xiàn)。燃燒室形狀不變，只下調(diào)連桿小頭圓心位置，減小連桿長(zhǎng)度，以減小壓縮比和改善氣缸內(nèi)的壓后溫度。

2 仿真模型搭建及計(jì)算優(yōu)化

為更好地實(shí)現(xiàn)開(kāi)發(fā)目標(biāo)，本研究利用GT-Power軟件搭建了發(fā)動(dòng)機(jī)的一維熱力學(xué)仿真模型，以模擬復(fù)合增壓系統(tǒng)的工作情況，并選配更適合的電動(dòng)增壓器及渦輪增壓器。

2.1 原機(jī)仿真模型搭建及校準(zhǔn)

根據(jù)原發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際結(jié)構(gòu)參數(shù)搭建一維仿真模型，對(duì)試驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)排氣管路進(jìn)行3D-1D離散，以保證模型的管路與試驗(yàn)臺(tái)架管路一致。采用臺(tái)架的試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)仿真模型進(jìn)行校正。在模型中輸入試驗(yàn)臺(tái)架中所采用的進(jìn)排氣凸輪型線、VVT角度、氣門流量系數(shù)；輸入噴油器的噴油時(shí)刻、噴油速率、Lambda的試驗(yàn)值；輸入試驗(yàn)獲得的AI50(燃燒到50%的曲軸轉(zhuǎn)角)、AI10-90(燃燒10%～90%的曲軸轉(zhuǎn)角)；輸入通過(guò)分解摩擦功試驗(yàn)得到的摩擦平均有效壓力等。

進(jìn)行仿真計(jì)算，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較，若扭矩、功率、進(jìn)氣量、燃油消耗率仿真值與試驗(yàn)值的偏差超過(guò)5%，則對(duì)上述的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化調(diào)整，直至誤差控制在5%以內(nèi)。由圖4可見(jiàn)仿真結(jié)果與臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果的重合度較高，扭矩最大仿真誤差為2.07%(@6 000 r/min)，燃油消耗率最大仿真誤差為2.82%(@4 500 r/min)，模型精度滿足要求。

圖4 仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果比較

2.2 復(fù)合增壓系統(tǒng)模型搭建及發(fā)動(dòng)機(jī)性能匹配計(jì)算

在復(fù)合增壓系統(tǒng)模型中，將原模型中發(fā)動(dòng)機(jī)的壓縮比下調(diào)為設(shè)計(jì)值，用傳統(tǒng)的單渦道增壓器替代原機(jī)的雙渦道增壓器，并輸入新的MAP數(shù)據(jù)。添加電動(dòng)增壓器模塊(見(jiàn)圖5)，電動(dòng)增壓器由壓氣機(jī)、轉(zhuǎn)子、電機(jī)三部分組成。將電動(dòng)增壓器壓氣機(jī)的MAP輸入到壓氣機(jī)模塊中，而電機(jī)模塊中需要輸入電機(jī)的功率、扭矩、初始轉(zhuǎn)速。發(fā)動(dòng)機(jī)中低轉(zhuǎn)速下，常規(guī)渦輪增壓器廢氣閥門全關(guān)，扭矩不達(dá)標(biāo)時(shí)，才啟動(dòng)電動(dòng)增壓器進(jìn)行增壓，提高進(jìn)氣壓比。在模型中通過(guò)輸入電機(jī)的扭矩或功率來(lái)控制電動(dòng)增壓器的增壓比。

圖5 電動(dòng)增壓器模塊

通過(guò)調(diào)整AI50、進(jìn)氣歧管壓力、電動(dòng)增壓器電機(jī)的功率等，最終尋求復(fù)合增壓發(fā)動(dòng)機(jī)達(dá)到預(yù)定的功率和扭矩目標(biāo) 。若未達(dá)到目標(biāo)值，則分析數(shù)據(jù)，更換增壓器MAP數(shù)據(jù)進(jìn)行重新計(jì)算，直至達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)為止。由圖6可見(jiàn)，優(yōu)化后的仿真結(jié)果達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)，與原機(jī)相比，低速段的扭矩平臺(tái)和高速段的最大功率都有明顯的提高。

圖6 復(fù)合增壓系統(tǒng)仿真結(jié)果

圖7示出復(fù)合增壓系統(tǒng)中渦輪增壓器和電動(dòng)增壓器的運(yùn)行曲線。由圖7可見(jiàn)，兩條運(yùn)行曲線分別穿過(guò)各自的高效區(qū)域。渦輪增壓器最小喘振裕度為12.4%(1 500 r/min)，轉(zhuǎn)速裕度為11.8%，都滿足大于行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)10%的要求。渦輪增壓器中高速段運(yùn)行線位于最高效率區(qū)域，這能有效地保證發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率得以實(shí)現(xiàn)。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速越低，渦輪增壓器增壓能力越差，所需要電動(dòng)增壓器輸出的增壓壓比越大，如圖7所示，1 000 r/min，1 200 r/min，1 500 r/min輸出的壓比分別為1.25,1.23和1.10。綜上可知，該復(fù)合增壓系統(tǒng)匹配合理，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖7 渦輪增壓器和電動(dòng)增壓器運(yùn)行曲線

3 臺(tái)架試驗(yàn)及結(jié)果分析

在完成上述仿真計(jì)算及增壓器選型工作后，試制電動(dòng)增壓器、機(jī)械單向閥、單渦道增壓器、小壓縮比連桿等樣件，然后進(jìn)行臺(tái)架搭建以及試驗(yàn)驗(yàn)證工作。圖8示出復(fù)合增壓系統(tǒng)臺(tái)架布置總圖，圖9示出電動(dòng)增壓器、機(jī)械單向閥所組成的并聯(lián)進(jìn)氣管路。

圖8 臺(tái)架布置總圖

圖9 電動(dòng)增壓器并聯(lián)管路

試驗(yàn)除了對(duì)渦輪增壓器、電動(dòng)增壓器進(jìn)行優(yōu)化控制外，對(duì)VVT、點(diǎn)火提前角、噴油相位等發(fā)動(dòng)機(jī)控制參數(shù)也進(jìn)行了優(yōu)化控制，以達(dá)到最優(yōu)的試驗(yàn)效果。

3.1 外特性試驗(yàn)

表3示出了4組臺(tái)架試驗(yàn)方案。

表3 臺(tái)架試驗(yàn)方案

方案1為原2.0TGDI發(fā)動(dòng)機(jī)，方案2為在原機(jī)的基礎(chǔ)上加裝電動(dòng)增壓器。由圖10可見(jiàn)，加裝電動(dòng)增壓器后發(fā)動(dòng)機(jī)的低速扭矩特性明顯提高，表現(xiàn)為1 000 r/min，1 200 r/min，1 500 r/min下的扭矩在原機(jī)的基礎(chǔ)上分別增加89%，53%，26%，1 500 r/min以后達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)的扭矩平臺(tái)。但1 000 r/min和1 200 r/min時(shí)，隨著增壓壓力的提高，進(jìn)氣量增加，導(dǎo)致缸內(nèi)壓縮后溫度提高，發(fā)生早燃的概率也逐漸增加，從而限制了更大扭矩的實(shí)現(xiàn)。

方案3是在方案2的基礎(chǔ)上變更連桿，降低壓縮比。由圖10可見(jiàn)，發(fā)動(dòng)機(jī)下調(diào)壓縮比后，缸內(nèi)壓后溫度降低，1 000 r/min和1 200 r/min的早燃現(xiàn)象有所改善，發(fā)動(dòng)機(jī)的對(duì)外輸出扭矩進(jìn)一步提高，使扭矩平臺(tái)提前到1 000 r/min，超過(guò)了扭矩平臺(tái)的設(shè)計(jì)目標(biāo)。此外，得益于壓縮比的降低，高速段的爆燃趨勢(shì)也有所改善，高速段的功率也有一定的提升，但仍未能達(dá)到最大功率的設(shè)計(jì)目標(biāo)。

方案4是在方案3的基本上更換更大流量的單渦道增壓器。由圖10可見(jiàn)，得益于新的渦輪增壓器，發(fā)動(dòng)機(jī)的背壓降低，增壓器效率提高，缸內(nèi)充量系數(shù)進(jìn)一步加大，發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩平臺(tái)得到了更進(jìn)一步的提高，與原機(jī)相比，1 000 r/min，1 200 r/min，1 500 r/min下的扭矩在原機(jī)的基礎(chǔ)上分別增加130%，73%，33%。同時(shí)，更大的輪子系統(tǒng)加大了增壓器高速端廢氣的利用效率，提升了增壓能力，使更多新鮮氣體進(jìn)入發(fā)動(dòng)機(jī)，以幫助最大功率設(shè)計(jì)目標(biāo)的實(shí)現(xiàn)。由圖10可見(jiàn)，與原機(jī)相比，最大功率提高超過(guò)35 kW。

圖10 復(fù)合增壓系統(tǒng)臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果

圖11示出方案2與方案4電動(dòng)增壓器的消耗功率。由圖11可見(jiàn)，電動(dòng)增壓器主要工作在低速工況，此時(shí)排氣能量不足以推動(dòng)渦輪增壓器達(dá)到所需的增壓壓力，電動(dòng)增壓器通過(guò)將電能轉(zhuǎn)化為動(dòng)能對(duì)進(jìn)氣進(jìn)行離心增壓，最終達(dá)到了所需的進(jìn)氣壓力。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，排氣能量逐漸增加，所需電動(dòng)增壓器的輸出逐漸減小，中高轉(zhuǎn)速時(shí)電動(dòng)增壓器處于怠速階段，只通過(guò)大流量的渦輪增壓器做功便能達(dá)到更大的扭矩和功率。方案4由于在方案2的基本上再提升發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩，電動(dòng)增壓器需要做更多的功，消耗更多功率。

圖11 電動(dòng)增壓器功率消耗

3.2 瞬態(tài)響應(yīng)試驗(yàn)

通常情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)由平均有效壓力0.2 MPa到該轉(zhuǎn)速下最大扭矩90%時(shí)所需要的最短時(shí)間為該轉(zhuǎn)速下的瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間。工程上常用1 500 r/min下的瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間表征發(fā)動(dòng)機(jī)瞬態(tài)響應(yīng)的好壞。圖12示出發(fā)動(dòng)機(jī)1 500 r/min時(shí)原機(jī)與方案4的瞬態(tài)響應(yīng)比較。由圖12可見(jiàn)，方案4加裝電動(dòng)增壓器后，扭矩上升率顯著提高，在約1 s時(shí)就達(dá)到了原扭矩的90%，響應(yīng)時(shí)間改善超過(guò)60%，這將能極大地提高整車的加速性能。

圖12 原機(jī)與方案4的瞬態(tài)響應(yīng)比較

圖13示出方案4不同電動(dòng)增壓器轉(zhuǎn)速時(shí)的瞬態(tài)響應(yīng)。由圖13可見(jiàn)，電動(dòng)增壓器的轉(zhuǎn)速越高，對(duì)進(jìn)氣離心做功能力越大，發(fā)動(dòng)機(jī)的響應(yīng)時(shí)間越短。

圖13 方案4不同轉(zhuǎn)速的瞬態(tài)響應(yīng)

圖14示出不同方案下，電動(dòng)增壓器都保持在最大轉(zhuǎn)速時(shí)的瞬態(tài)響應(yīng)。由圖14可見(jiàn)，即使各方案下最大扭矩相差比較明顯，但發(fā)動(dòng)機(jī)前期的響應(yīng)速度基本一致，即電動(dòng)增壓器的運(yùn)行工況對(duì)瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間起到?jīng)Q定作用。

圖14 不同方案的瞬態(tài)響應(yīng)

由表4可見(jiàn)，本研究的設(shè)計(jì)目標(biāo)都得到很好的實(shí)現(xiàn)，試驗(yàn)結(jié)果甚至超過(guò)了設(shè)計(jì)目標(biāo)值。由此可見(jiàn)，加裝電動(dòng)增壓器的復(fù)合增壓系統(tǒng)能為發(fā)動(dòng)機(jī)提供優(yōu)越的動(dòng)力輸出能力。

表4 試驗(yàn)結(jié)果實(shí)現(xiàn)情況

4 結(jié)論

a) 電動(dòng)增壓器，特別是后置式電動(dòng)增壓器，能顯著地提高發(fā)動(dòng)機(jī)的低速扭矩和瞬態(tài)響應(yīng)特性；

b) 選配大流量的渦輪增壓器，可以提高發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率；

c) 適當(dāng)降低壓縮比，有利于降低氣缸內(nèi)壓縮終點(diǎn)的壓力和溫度，降低發(fā)動(dòng)機(jī)早燃或爆燃趨勢(shì)，協(xié)助復(fù)合增壓系統(tǒng)更好地實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)兩端的性能。