黃英銘，呂偉，李云龍，占文鋒，韋靜思，徐琳

(廣州汽車集團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)動機排量，提高發(fā)動機的平均運行負荷，使發(fā)動機運行在高效區(qū)域，改善發(fā)動機的燃油經(jīng)濟性，從而被各大主機廠重視。但渦輪增壓器由于其自身的物理特性，存在低速時扭矩及瞬態(tài)響應(yīng)差，高轉(zhuǎn)速時渦端放氣的特點，從而限制了發(fā)動機的性能以及整車的駕駛特性。

為了有效解決上述問題，近年電動增壓作為一種新型的技術(shù)逐漸進入人們的視野[1-3]。電動增壓技術(shù)利用高速電機直接驅(qū)動壓氣機對進氣進行增壓，由于電機能快速響應(yīng)，這將能有效地抵消渦輪的遲滯效應(yīng)[4-5]；通常1 kW電功率增加的進氣量，能使發(fā)動機多產(chǎn)生7～10 kW功率[2]；此外，由于電動增壓器的應(yīng)用降低了發(fā)動機對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)動機的最大功率和扭矩[6]。

基于電動增壓器的優(yōu)點，本研究在某2.0TGDI發(fā)動機的基礎(chǔ)上，開展了復(fù)合增壓系統(tǒng)技術(shù)方案和仿真模型的研究，并搭建試驗臺架，驗證復(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)的動力方案。

1 復(fù)合增壓系統(tǒng)方案

為了更好地利用電動增壓器的特性和挖掘原發(fā)動機的性能，本研究期望通過復(fù)合增壓系統(tǒng)實現(xiàn)更優(yōu)越的性能，與原機相比，復(fù)合增壓系統(tǒng)的設(shè)計目標(biāo)見表1。

表1 復(fù)合增壓系統(tǒng)的設(shè)計目標(biāo)

1.1 電動增壓器布置方案及其影響

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

圖1 復(fù)合增壓系統(tǒng)三種布置方案

方案一，電動增壓器連接在空氣濾清器之后、渦輪增壓器之前。該方案電動增壓器的布置最容易實現(xiàn)，同時由于布置在前端，電動增壓器的進氣溫度低，熱負荷較小。但它會增加渦輪增壓器壓氣機的進氣溫度，降低壓氣機工作效率；此外，渦輪增壓器壓前管路復(fù)雜化會增加壓氣機前端的進氣壓損，再經(jīng)過壓氣機壓縮后，前端的壓力損失會被進一步放大。

方案二，電動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氣管路一般都比較短，且周邊空間緊湊，這會給該方案的實現(xiàn)帶來布置上的限制，同時該方案會增加電動增壓器進氣溫度，增加了電動增壓器的熱負荷。但該方案不會對渦輪增壓器壓氣機的運行產(chǎn)生負面影響，所增加的管路壓損不被放大；而且電動增壓器布置的位置越接近發(fā)動機本體，其對發(fā)動機的瞬態(tài)響應(yīng)的貢獻越大。

方案三，電動增壓器連接在中冷器之后。該方案能避免方案二中電動增壓器進氣溫度上升的問題，但因電動增壓后的空氣無法冷卻，降低了氣缸內(nèi)的實際進氣量，甚至過高的進氣溫度會促使發(fā)動機的早燃趨勢加大，因此該方案一般不予以選用。

三種方案各有優(yōu)缺點，為了獲得更好的瞬態(tài)響應(yīng)特性并降低對渦輪增壓器的負面影響，本研究采用方案二，同時對電動增壓器進行冷卻來降低其熱負荷。

1.2 電動增壓器

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

表2 電動增壓器主要參數(shù)

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

本研究電動增壓器布置在渦輪增壓器之后，在進氣溫度不可控的情況下，保證冷卻水的溫度，能有效提高電動增壓器的運行效率，因此，電動增壓器需要一獨立于發(fā)動機本體的冷卻水供應(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)動機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)點是更有利于發(fā)動機低轉(zhuǎn)速時對排氣脈沖能量的利用，增強了低速時的增壓能力，但卻相對地加大了排氣阻力，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)，以達到更大扭矩平臺的同時，提高發(fā)動機的最大輸出功率。

圖2 單、雙渦道增壓器比較

1.4 旁通閥及并聯(lián)管路

本研究采用機械式單向閥，其結(jié)構(gòu)見圖3。由圖1方案二所示，機械式單向閥與電動增壓器并聯(lián)后，再與渦輪增壓器串聯(lián)。在發(fā)動機未運行時，單向閥在彈簧力的作用下關(guān)閉氣道；當(dāng)發(fā)動機開始運行，且不需要電動增壓的工況下，電動增壓器不工作或只處于怠速狀態(tài)，進氣推動彈簧打開單向閥，以此路為主要的進氣通道；當(dāng)發(fā)動機需要急加速或提高低速扭矩時，電動增壓器開始工作，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，進氣氣流只走電動增壓器這一通道?？梢姡瑱C械單向閥的一個最大的優(yōu)勢是不需要單獨控制，只需要控制電動增壓器，機械單向閥會在壓差的作用下自動實現(xiàn)開關(guān)切換。

圖3 機械式單向閥

1.5 壓縮比

本研究通過采用電動增壓器以及大流量的渦輪增壓器提高增壓壓比和單個氣缸最大進氣量。而隨著進氣量的增加，同一氣缸內(nèi)壓縮后的壓力和溫度會明顯提高，氣缸內(nèi)壓后壓力和溫度的上升會增加發(fā)動機早燃或爆燃趨勢，這必會限制最大扭矩或最大功率的實現(xiàn)。影響早燃和爆燃的因素有燃燒室結(jié)構(gòu)、發(fā)動機運行情況、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)原機壓縮比出發(fā)，有效地降低發(fā)動機缸內(nèi)壓縮終點的壓力和溫度，進而降低發(fā)動機異常燃燒的趨勢，最終保證設(shè)計目標(biāo)得以實現(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 仿真模型搭建及計算優(yōu)化

為更好地實現(xiàn)開發(fā)目標(biāo)，本研究利用GT-Power軟件搭建了發(fā)動機的一維熱力學(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增壓器及渦輪增壓器。

2.1 原機仿真模型搭建及校準(zhǔn)

根據(jù)原發(fā)動機實際結(jié)構(gòu)參數(shù)搭建一維仿真模型，對試驗臺架進排氣管路進行3D-1D離散，以保證模型的管路與試驗臺架管路一致。采用臺架的試驗數(shù)據(jù)對仿真模型進行校正。在模型中輸入試驗臺架中所采用的進排氣凸輪型線、VVT角度、氣門流量系數(shù)；輸入噴油器的噴油時刻、噴油速率、Lambda的試驗值；輸入試驗獲得的AI50(燃燒到50%的曲軸轉(zhuǎn)角)、AI10-90(燃燒10%～90%的曲軸轉(zhuǎn)角)；輸入通過分解摩擦功試驗得到的摩擦平均有效壓力等。

進行仿真計算，并與試驗結(jié)果進行比較，若扭矩、功率、進氣量、燃油消耗率仿真值與試驗值的偏差超過5%，則對上述的參數(shù)進行優(yōu)化調(diào)整，直至誤差控制在5%以內(nèi)。由圖4可見仿真結(jié)果與臺架試驗結(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)果與試驗結(jié)果比較

2.2 復(fù)合增壓系統(tǒng)模型搭建及發(fā)動機性能匹配計算

在復(fù)合增壓系統(tǒng)模型中，將原模型中發(fā)動機的壓縮比下調(diào)為設(shè)計值，用傳統(tǒng)的單渦道增壓器替代原機的雙渦道增壓器，并輸入新的MAP數(shù)據(jù)。添加電動增壓器模塊(見圖5)，電動增壓器由壓氣機、轉(zhuǎn)子、電機三部分組成。將電動增壓器壓氣機的MAP輸入到壓氣機模塊中，而電機模塊中需要輸入電機的功率、扭矩、初始轉(zhuǎn)速。發(fā)動機中低轉(zhuǎn)速下，常規(guī)渦輪增壓器廢氣閥門全關(guān)，扭矩不達標(biāo)時，才啟動電動增壓器進行增壓，提高進氣壓比。在模型中通過輸入電機的扭矩或功率來控制電動增壓器的增壓比。

圖5 電動增壓器模塊

通過調(diào)整AI50、進氣歧管壓力、電動增壓器電機的功率等，最終尋求復(fù)合增壓發(fā)動機達到預(yù)定的功率和扭矩目標(biāo) 。若未達到目標(biāo)值，則分析數(shù)據(jù)，更換增壓器MAP數(shù)據(jù)進行重新計算，直至達到設(shè)計目標(biāo)為止。由圖6可見，優(yōu)化后的仿真結(jié)果達到設(shè)計目標(biāo)，與原機相比，低速段的扭矩平臺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增壓器的運行曲線。由圖7可見，兩條運行曲線分別穿過各自的高效區(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行線位于最高效率區(qū)域，這能有效地保證發(fā)動機最大功率得以實現(xiàn)。發(fā)動機轉(zhuǎn)速越低，渦輪增壓器增壓能力越差，所需要電動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)計要求。

圖7 渦輪增壓器和電動增壓器運行曲線

3 臺架試驗及結(jié)果分析

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

圖8 臺架布置總圖

圖9 電動增壓器并聯(lián)管路

試驗除了對渦輪增壓器、電動增壓器進行優(yōu)化控制外，對VVT、點火提前角、噴油相位等發(fā)動機控制參數(shù)也進行了優(yōu)化控制，以達到最優(yōu)的試驗效果。

3.1 外特性試驗

表3示出了4組臺架試驗方案。

表3 臺架試驗方案

方案1為原2.0TGDI發(fā)動機，方案2為在原機的基礎(chǔ)上加裝電動增壓器。由圖10可見，加裝電動增壓器后發(fā)動機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下的扭矩在原機的基礎(chǔ)上分別增加89%，53%，26%，1 500 r/min以后達到設(shè)計目標(biāo)的扭矩平臺。但1 000 r/min和1 200 r/min時，隨著增壓壓力的提高，進氣量增加，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，發(fā)動機下調(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)動機的對外輸出扭矩進一步提高，使扭矩平臺提前到1 000 r/min，超過了扭矩平臺的設(shè)計目標(biāo)。此外，得益于壓縮比的降低，高速段的爆燃趨勢也有所改善，高速段的功率也有一定的提升，但仍未能達到最大功率的設(shè)計目標(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，得益于新的渦輪增壓器，發(fā)動機的背壓降低，增壓器效率提高，缸內(nèi)充量系數(shù)進一步加大，發(fā)動機的扭矩平臺得到了更進一步的提高，與原機相比，1 000 r/min，1 200 r/min，1 500 r/min下的扭矩在原機的基礎(chǔ)上分別增加130%，73%，33%。同時，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，使更多新鮮氣體進入發(fā)動機，以幫助最大功率設(shè)計目標(biāo)的實現(xiàn)。由圖10可見，與原機相比，最大功率提高超過35 kW。

圖10 復(fù)合增壓系統(tǒng)臺架試驗結(jié)果

圖11示出方案2與方案4電動增壓器的消耗功率。由圖11可見，電動增壓器主要工作在低速工況，此時排氣能量不足以推動渦輪增壓器達到所需的增壓壓力，電動增壓器通過將電能轉(zhuǎn)化為動能對進氣進行離心增壓，最終達到了所需的進氣壓力。隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加，排氣能量逐漸增加，所需電動增壓器的輸出逐漸減小，中高轉(zhuǎn)速時電動增壓器處于怠速階段，只通過大流量的渦輪增壓器做功便能達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)動機扭矩，電動增壓器需要做更多的功，消耗更多功率。

圖11 電動增壓器功率消耗

3.2 瞬態(tài)響應(yīng)試驗

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

圖12 原機與方案4的瞬態(tài)響應(yīng)比較

圖13示出方案4不同電動增壓器轉(zhuǎn)速時的瞬態(tài)響應(yīng)。由圖13可見，電動增壓器的轉(zhuǎn)速越高，對進氣離心做功能力越大，發(fā)動機的響應(yīng)時間越短。

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，電動增壓器都保持在最大轉(zhuǎn)速時的瞬態(tài)響應(yīng)。由圖14可見，即使各方案下最大扭矩相差比較明顯，但發(fā)動機前期的響應(yīng)速度基本一致，即電動增壓器的運行工況對瞬態(tài)響應(yīng)時間起到?jīng)Q定作用。

圖14 不同方案的瞬態(tài)響應(yīng)

由表4可見，本研究的設(shè)計目標(biāo)都得到很好的實現(xiàn)，試驗結(jié)果甚至超過了設(shè)計目標(biāo)值。由此可見，加裝電動增壓器的復(fù)合增壓系統(tǒng)能為發(fā)動機提供優(yōu)越的動力輸出能力。

表4 試驗結(jié)果實現(xiàn)情況

4 結(jié)論

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

b) 選配大流量的渦輪增壓器，可以提高發(fā)動機的最大功率；

c) 適當(dāng)降低壓縮比，有利于降低氣缸內(nèi)壓縮終點的壓力和溫度，降低發(fā)動機早燃或爆燃趨勢，協(xié)助復(fù)合增壓系統(tǒng)更好地實現(xiàn)發(fā)動機兩端的性能。