采用機械渦輪復合增壓系統(tǒng)優(yōu)化7.8 L柴油機的穩(wěn)態(tài)效率和排放性能

【日】 B.SUELTER T.ITOU T.WALDRON J. BRIN

0 前言

機械驅(qū)動的渦輪增壓系統(tǒng)能夠控制渦輪轉(zhuǎn)軸的速度，由此不僅可以提供高效的增壓壓力，而且能夠?qū)崿F(xiàn)渦輪功率的輸出。發(fā)動機可以通過該裝置控制增壓壓力和空氣流量，可以在發(fā)動機全工況實現(xiàn)性能和排放的最優(yōu)化[1]。機械渦輪復合增壓系統(tǒng)具有較多優(yōu)點，包括瞬態(tài)循環(huán)效率、冷起動性能、低氮氧化物(NOx)排放性能、小型化、降轉(zhuǎn)速、后處理需求的減小、發(fā)動機有效功率的提升和更為簡單的性能優(yōu)化控制算法等[2]。本研究重點闡述了7.8 L柴油機采用機械渦輪復合增壓系統(tǒng)獲得的穩(wěn)態(tài)效率。

日本五十鈴汽車公司認為，對于商用車而言，未來柴油機動力仍是主流，提高商用車的燃油經(jīng)濟性對于抑制全球氣候變暖是非常重要的[3-4]。五十鈴汽車公司重點關注能夠高效利用廢氣能量的機械渦輪復合增壓系統(tǒng)，將其作為改進柴油機燃油效率的1項措施[5]。廢氣渦輪增壓器只能在可獲得足夠廢氣能量的工況下發(fā)揮作用，但是機械渦輪復合增壓系統(tǒng)通過機械驅(qū)動裝置將渦輪軸和曲軸直接連接，可以回收更多的廢氣能量，減小廢氣能量損失。

本文重點討論了模擬仿真方法，以及該方法在實際發(fā)動機上進行的驗證，同時也闡述了機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的技術優(yōu)勢。

1 模擬仿真

圖1 渦輪增壓器的機械驅(qū)動及轉(zhuǎn)速控制

2011年，五十鈴汽車公司和超級渦輪技術公司合作開展了1個項目，評估了1臺7.8 L柴油機采用機械渦輪復合增壓系統(tǒng)可獲得的收益(圖1)[6-7]。該項目的研究初衷是為了評估柴油機采用機械渦輪復合增壓系統(tǒng)潛在的效率收益和發(fā)動機的運行性能，但在評估過程中，工作重心改變?yōu)榫劢拱l(fā)動機減小排量和降低轉(zhuǎn)速的研究工作，采用更高的功率強化技術和對系統(tǒng)進一步優(yōu)化，以達到最高的熱效率。

1.1 初步研究

本次研究通過建立1臺7.8 L基準發(fā)動機的仿真模型，開展建模研究。發(fā)動機模型在GT Power軟件中運行，對基準發(fā)動機的功能和性能進行了標定。同時，建立了1個機械渦輪復合增壓系統(tǒng)模型，并與基準發(fā)動機的可變幾何渦輪增壓器(VGT)進行了比較?；鶞拾l(fā)動機和減小排量的發(fā)動機分別定義了A、B、C、D 4個運行工況點，用于仿真計算(表1)。完成這些對比后，定義了小排量發(fā)動機更高功率的新運行工況點，這些工況點成為新發(fā)動機項目的運行點。減小排量后的發(fā)動機的目標是取代原7.8 L大排量發(fā)動機，同時保持功率、扭矩，以及瞬態(tài)響應時間不變。

表2 發(fā)動機減小排量而其他硬件參數(shù)不改變的仿真對比

1.2 初步的模擬仿真結果

減小排量的發(fā)動機運行工況點確定后，在GT Power軟件中開展了發(fā)動機的模擬仿真。發(fā)動機的渦輪、壓氣機和運行條件經(jīng)過微調(diào)但發(fā)動機物理結構參數(shù)沒有改變。在發(fā)動機的滿負荷工況，由A、B和C3個工況點的結果可以看到熱效率有大幅提升，同時高壓廢氣再循環(huán)(EGR)流量增加、NOx排放降低。但是部分負荷工況點D的熱效率僅有小幅提升，這一工況是熱效率的主要關注點。仿真計算的結果數(shù)據(jù)見表2。

在初步仿真計算結束后，研究通過改變壓縮比和配氣正時等方式提高工況點D的熱效率。壓縮比的評估結果顯示，壓縮比提升到18.5，同時進氣閥關閉相位IVC延遲20 °CA，熱效率和總體性能可以實現(xiàn)最佳平衡?；鶞拾l(fā)動機的壓縮比提升到18.5，進氣閥關閉相位的幾種延遲角度仿真結果數(shù)據(jù)見表3。由于壓縮比的增加，工況點C的缸內(nèi)最高燃燒壓力超過了限值，建議將工況點C的功率降低。

表1 基準發(fā)動機的仿真運行點和減小排量的高強化發(fā)動機運行點(即項目總體目標)

在對渦輪設計的評估中，可以認為工況點C的效率降低是在可接受的范圍內(nèi)，因此重點關注工況點D的效率。通過預測評估，得到渦輪和壓氣機的特性圖譜，同時確定增壓系統(tǒng)的設計目標。通過迭代設計，形成了幾種渦輪方案，并對這幾種渦輪方案進行了評估計算對比，如表4所示。匹配“V31”渦輪方案的發(fā)動機可以在所有運行工況點實現(xiàn)排放和效率的最佳平衡。

初步的模擬仿真結果顯示，實現(xiàn)更高的扭矩目標通過提高總效率是可以實現(xiàn)的，因此建議轉(zhuǎn)入樣機開發(fā)階段。

2 樣機開發(fā)

在第1階段仿真計算的基礎上，轉(zhuǎn)入實際樣機的硬件開發(fā)階段。項目目標是采用壓縮比為18.5、進氣閥關閉相位延遲20 °CA的米勒循環(huán)、機械渦輪復合增壓器進行仿真研究。原機的壓縮比為16.5，采用奧托循環(huán)和VGT增壓器，后又被改為兩級增壓，如圖2所示。工況點C的平均有效壓力達到2.05 MPa時，缸內(nèi)最高燃燒壓力超過了限值，因此工況點C的平均有效壓力改為1.85 MPa。樣機硬件的開發(fā)經(jīng)過多次迭代，歷時6年。經(jīng)過仿真計算、設計、加工，以及在7.8 L發(fā)動機上進行驗證，對驅(qū)動渦輪增壓的硬件不斷地進行改進設計，提高其性能、耐久性，并進行簡化設計，降低制造成本。

圖2 采用兩級增壓的7.8 L柴油機

表3 發(fā)動機壓縮比由16.5增加到18.5及各種進氣門開啟(IVC)延遲角度的對比

機械驅(qū)動的渦輪增壓器可以通過皮帶傳動系統(tǒng)或者是通過齒輪式功率輸出裝置與發(fā)動機連接。該7.8 L發(fā)動機的機械渦輪復合增壓系統(tǒng)是通過齒輪式功率輸出裝置驅(qū)動的，包括1個離合器，能夠在發(fā)動機起動工況或怠速工況，以及緊急停車工況斷開驅(qū)動裝置與渦輪軸的連接，這是因為發(fā)動機起動工況和怠速工況下不需要提供增壓壓力(圖3)。渦輪軸的轉(zhuǎn)速可以通過1個連續(xù)可變的行星齒輪機構進行精確控制，行星齒輪機構安裝在發(fā)動機和增壓器之間。在發(fā)動機轉(zhuǎn)速較低時，采用1個行星齒輪箱將發(fā)動機的轉(zhuǎn)速提高到驅(qū)動增壓器所需的合適的轉(zhuǎn)速范圍。該行星齒輪箱未來會被集成式齒輪功率輸出裝置(PTO)淘汰。高速行星齒輪驅(qū)動系統(tǒng)通過泵輪的液壓油可以平順地將功率由發(fā)動機傳遞給渦輪軸或者將功率由渦輪軸傳遞給發(fā)動機。

當發(fā)動機運行在穩(wěn)態(tài)工況時，設計的渦輪可以獲得更多的排氣能量，不僅滿足壓氣機所需的功率，而且可以給發(fā)動機提供額外的功率。

當發(fā)動機運行在瞬態(tài)工況時，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)運行在超級增壓模式。通過發(fā)動機傳遞給渦輪增壓器的功率為發(fā)動機快速地提供增壓壓力，以減小渦輪遲滯。機械渦輪復合增壓比常規(guī)的渦輪增壓器效率更高，因為在超級增壓模式渦輪還起到輔助提高增壓的作用。在重型柴油機上，采用機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的渦輪遲滯時間比普通增壓器減少50%以上。機械渦輪復合增壓系統(tǒng)在車輛制動時也可以提供超級增壓，使得缸內(nèi)制動壓縮功耗增加，為長途大型卡車提供更大的安全保障。

圖3 在7.8 L發(fā)動機上的機械渦輪復合增壓系統(tǒng)

2.1 樣機的初始概念驗證

試驗樣機所建立的模型包括1個定制設計的渦輪和1個現(xiàn)有的渦輪。試驗樣機的配置如圖3所示，通過試驗系統(tǒng)的搭建和試驗測試，得到該系統(tǒng)相對兩級增壓系統(tǒng)在效率方面的收益。第1次樣機測試的試驗硬件標準如表5所示。

2個對比方案為：(1)1臺7.8 L柴油機，壓縮比為16.5，采用狄塞爾循環(huán)、N6HK1渦輪，降低發(fā)動機轉(zhuǎn)速，減小發(fā)動機排量，實現(xiàn)目標轉(zhuǎn)速和平均有效壓力；(2)1臺7.8 L柴油機，壓縮比為18.5，進氣閥關閉相位采用延遲20 °CA的米勒循環(huán)，采用機械渦輪復合增壓系統(tǒng)，降低發(fā)動機轉(zhuǎn)速，減小發(fā)動機排量，實現(xiàn)目標轉(zhuǎn)速和平均有效壓力。

試驗測試顯示，現(xiàn)有的增壓器由于發(fā)動機喘振導致發(fā)動機在一些工況點無法運行。在其他運行工況的試驗和仿真計算結果中可以看到效率的改善。因此，通過定制設計渦輪和壓氣機以更好地匹配發(fā)動機的運行工況。

2.2 樣機硬件配置1

表4 不同渦輪方案的對比(發(fā)動機壓縮比為18.5，IVC延遲角為20 °CA)

針對配置1的樣機進行了多項改進，為替換現(xiàn)有壓氣機，定制設計了1個具有更高效率、更大的喘振裕度、更低運行轉(zhuǎn)速的壓氣機。同時，對增壓器的驅(qū)動機構進行了其他的改進設計，包括具有更高功率的全新連續(xù)可變行星齒輪機構。通過對壓氣機蝸殼的處理，增加了喘振裕度，采用1項新的軸系推力控制設計，取消了渦輪推力軸承及驅(qū)動機構上的被動式加載機構。初步的研究計劃是發(fā)動機運行在更高壓比和采用米勒循環(huán)正時系統(tǒng)，但是實際試驗的發(fā)動機并沒有做這些調(diào)整。在7.8 L發(fā)動機上進行這些改進，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)與原機的VGT增壓器相比，在運行工況點A、B、D超過了仿真目標，結果如表6所示。為了低負荷工況及其他工況的效率，犧牲了運行工況點C的效率。

表5 第1次試驗樣機硬件的試驗規(guī)范

表6 配置1在比油耗方面的改進

2.3 樣機硬件配置2

在配置1的硬件完成后，將機械渦輪復合增壓系統(tǒng)直接與新的兩級增壓系統(tǒng)進行了對比測試。通過對全工況脈譜圖的對比，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)在一些工況的效率比兩級增壓的效率高，而在其他工況兩級增壓的效率更高。需要注意的是，配置1的樣件是為米勒循環(huán)發(fā)動機而設計的，但是試驗測試的發(fā)動機并沒有采用米勒循環(huán)，所以在渦輪壓氣機葉輪與實際的米勒循環(huán)發(fā)動機匹配時，效率會更高。同時，其他部件的改進設計也會進一步提高效率。表7為對最終的樣機能夠改進設計和能夠獲得的收益所進行的預測。

第5代發(fā)動機相對于第4代發(fā)動機的改進是驅(qū)動機構內(nèi)部的優(yōu)化。其他大的改進是為現(xiàn)有發(fā)動機不采用米勒循環(huán)而設計了新的渦輪和壓氣機。研究人員對新型38 mm連續(xù)可變行星齒輪機構也進行了改進，使其傳遞功率更大，可以在更高的傳動油溫條件下連續(xù)運行。新改進設計的PTO去掉了行星齒輪，從而降低了行星齒輪傳遞損失，同時更換了更小的機械泵，也帶來了效率的提升。在增壓器驅(qū)動機構中增加離合器，可以在發(fā)動機起動和怠速工況下斷開驅(qū)動連接，從而消除了怠速工況下的驅(qū)動功率損失。如圖4所示，全工況運行脈譜圖顯示了配置1與兩級增壓相比的測試效率的對比數(shù)據(jù)。新配置與兩級增壓對比的預測結果如圖5所示。高效率的特性曲線延伸到了發(fā)動機高速區(qū)域，由于離合器分離，去掉了發(fā)動機運行圖譜的低速左下角區(qū)域。如圖5所示，除了20%負荷以下區(qū)域及最高轉(zhuǎn)速50%負荷周圍很小的區(qū)域外，熱效率都比采用兩級增壓的發(fā)動機更高，預測的最大效率提升達5.70%。

研究人員搭建了最終的樣機并進行了試驗。如圖6所示，在運行工況點的最終效率提升數(shù)值與預測值吻合的非常好。

表7 樣機改進及在各工況預測的效率收益

圖4 第4代(硬件配置1)發(fā)動機試驗測試的穩(wěn)態(tài) 工況效率與兩級增壓發(fā)動機對比

圖5 第5代(樣機配置2)發(fā)動機預測的穩(wěn)態(tài)工況 效率與兩級增壓發(fā)動機對比

圖6 第5代(樣機配置2)發(fā)動機實際的穩(wěn)態(tài)工況 效率與兩級增壓發(fā)動機對比

3 機械渦輪復合增壓系統(tǒng)

3.1 機械渦輪復合增壓系統(tǒng)調(diào)試

裝有機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的發(fā)動機與裝有標準渦輪增壓器的發(fā)動機運行特性不同。因為機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的渦輪轉(zhuǎn)軸的慣量大小對于克服渦輪遲滯的作用不再關鍵，因此其渦輪和壓氣機葉輪可以設計得更大。由于機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的機械損失隨著轉(zhuǎn)速的增加而增加，葉輪直徑大的增壓器相對標準增壓器可以降低渦輪轉(zhuǎn)軸的角速度從而減少機械損失。大直徑的渦輪可以更好地匹配排氣進入渦輪的速度，同時可以保證渦輪內(nèi)部徑向葉柵的強度。由于大的渦輪效率更高，可以從排氣中獲得更多的能量，并通過耦合機構將功率傳遞給發(fā)動機。

機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的另一設計準則是渦輪的“喉口”設計。更小的“喉口”會使得渦輪的功率更高，但是也增加了發(fā)動機的泵氣損失。這種折中關系可以在發(fā)動機最重要的運行工況的設計階段中進行優(yōu)化。當發(fā)動機運行在高壓EGR區(qū)域時，驅(qū)動EGR所需的排氣壓力通常是驅(qū)動渦輪的壓力。機械渦輪增壓器的渦輪采用固定截面的渦輪，因此發(fā)動機在低轉(zhuǎn)速時，驅(qū)動EGR的渦輪截面尺寸確定了渦輪的“喉口”設計。由于采用標準渦輪增壓器時，只要壓力差存在，EGR流量就不會受到限制，能夠容易地調(diào)整優(yōu)化效率或排放所需的流量。同樣，當EGR流量改變，由于采用標準渦輪增壓器，增壓壓力不會受到影響。

在設計階段完成后，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)通過連續(xù)可變傳動(CVT)來改變渦輪的轉(zhuǎn)速。高CVT速比產(chǎn)生更高的渦輪轉(zhuǎn)速可以使發(fā)動機的進氣流量增加，因此可以提高缸內(nèi)的燃燒效率，尤其是在發(fā)動機低速工況。在發(fā)動機高速高負荷工況下，當增壓空氣量超過所需數(shù)量時，采用低CVT速比，使得渦輪轉(zhuǎn)速降低，而向發(fā)動機輸出更多的渦輪功率。在給定的工況點，較低的渦輪轉(zhuǎn)速和更小的空氣流量可以降低NOx排放，增加EGR流量。這樣可以直接控制空氣流量，在發(fā)動機低速工況提高增壓壓力、增加空氣流量，在高速工況降低增壓壓力、減小空氣流量，相對于傳統(tǒng)的渦輪增壓器是比較有利的，因為傳統(tǒng)增壓器在低速工況增壓壓力較低，而在高速工況增壓壓力又超出限制。采用機械渦輪復合增壓系統(tǒng)可以在各轉(zhuǎn)速工況下提供給發(fā)動機最優(yōu)的空氣流量，而不像采用傳統(tǒng)增壓器的發(fā)動機只能在一定的運行工況點空氣流量最優(yōu)，而在其他工況點并不是最優(yōu)的。

圖7～圖10為通過改變EGR閥的位置及改變機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的CVT速比獲得的規(guī)律曲線。圖7為工況點A在不同EGR閥位置和CVT速比條件下EGR率和增壓空氣流量的關聯(lián)關系的仿真結果。與采用VGT渦輪增壓器及EGR閥時的非線性結果相比，采用機械渦輪復合增壓系統(tǒng)，通過EGR閥位置控制EGR率，通過CVT速比控制增壓空氣流量，控制曲線劃分的區(qū)域近乎完美。為了簡化控制需求，可以使增壓系統(tǒng)運行更加穩(wěn)定。需要注意的是，當EGR完全關閉時，EGR的泄漏也已經(jīng)考慮在內(nèi)。

圖7 不同EGR閥位置和CVT速比條件下EGR率 和增壓空氣流量的關系的仿真結果

圖8和圖9為工況點A在相同的CVT速比和EGR率條件下通過仿真計算得到的比油耗和NOx排放的圖譜。燃油經(jīng)濟性和排放的折中關系通過這兩幅圖可以直觀地看出來，CVT速比越大(空氣流量越大)和EGR閥開度越小(EGR流量越小)，發(fā)動機燃油經(jīng)濟性越好，但同時NOx排放越高。基于發(fā)動機的使用條件，可以選擇最優(yōu)的運行點使得燃油經(jīng)濟性最好并且排放最低。

圖8 工況點A不同EGR閥位置和CVT速比 條件下的比油耗圖譜仿真結果

圖9 運行工況點A在不同CVT速比和不同EGR閥 位置條件下的NOx圖譜仿真結果

如圖10所示，在CVT速比和EGR閥位置相同的條件下，對運行工況點A機械渦輪復合增壓系統(tǒng)輸出到發(fā)動機的渦輪功率進行仿真計算。隨著增壓空氣流量和EGR率的增加，渦輪輸出的耦合功率增加，而且可以反向輸出功率，意味著可以實現(xiàn)超級增壓。這就闡明了機械渦輪復合增壓系統(tǒng)可以通過渦輪軸額外增加或者輸出功率來提供所需的增壓空氣流量和EGR流量，而不用考慮渦輪和壓氣機的功率平衡。

圖10 運行工況點A在不同CVT速比和不同EGR閥 位置條件下渦輪功率的仿真結果

3.2 機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的運行

與標準的渦輪增壓器相比，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)具有不同的運行特性和基本原理。渦輪增壓器在穩(wěn)定運行條件下，渦輪的功率與壓氣機和軸承損失功率之和必須平衡。因為沒有功率從渦輪軸輸入或輸出，只能由渦輪傳遞給壓氣機，這就限制了渦輪增壓器的運行。機械渦輪復合增壓系統(tǒng)可以將功率由渦輪轉(zhuǎn)軸輸入或輸出，因此不再受到壓氣機功率與渦輪功率平衡的限值。如果在發(fā)動機低速工況時，需要額外的壓氣機功率實現(xiàn)更高的增壓壓力，機械驅(qū)動機構從發(fā)動機曲軸獲取功率輸入渦輪增壓器，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)可以實現(xiàn)超級增壓。同樣，如果渦輪功率超出了壓氣機需求的功率，多余的功率可以通過機械機構輸出傳遞給發(fā)動機。圖11通過對轉(zhuǎn)速1 000 r/min滿負荷運行工況點闡明了這個概念，為發(fā)動機運行工況提供所需的進氣歧管壓力。隨著壓氣機和渦輪效率的提升，壓氣機所需功率降低，同時渦輪提供的功率增加。標準渦輪增壓器在運行時，壓氣機和渦輪的功率平衡。當增壓系統(tǒng)效率提高時，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)可以將渦輪多余的功率輸出給渦輪軸，再提供給發(fā)動機。

圖11 渦輪和壓氣機功率的變化與在指定的進排氣壓力 條件下發(fā)動機運行工況效率之間的關系

3.3 高壓EGR

高壓EGR是柴油機控制NOx排放采用的常規(guī)技術措施。排氣直接從排氣歧管經(jīng)過中冷器然后進入發(fā)動機的進氣歧管，與增壓進氣混合稀釋，從而減少發(fā)動機缸內(nèi)NOx的形成。為了使高壓EGR系統(tǒng)能夠運行，需要提供壓力梯度來驅(qū)動EGR，排氣歧管的壓力必須高于進氣歧管的壓力，需要渦輪入口的壓力能夠提供足夠高的排氣能量，且遠遠超出了驅(qū)動壓氣機所需的能量。常規(guī)的渦輪增壓器無法利用這些額外的排氣能量，但是機械渦輪復合渦輪增壓器可以將這些額外的能量通過渦輪耦合器輸出給發(fā)動機。圖12為基準的兩級渦輪增壓器和機械渦輪復合增壓系統(tǒng)在相同轉(zhuǎn)速、滿負荷運行工況時的排氣能量利用情況。

圖12 在相同轉(zhuǎn)速和滿負荷工況下基準增壓器和 機械渦輪復合增壓系統(tǒng)對排氣功率的利用

基準兩級渦輪增壓器的渦輪能從排氣中回收利用部分能量，而壓氣機則通過消耗能量來提供增壓壓力水平。機械渦輪復合增壓系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)更高的增壓器效率，因為能量回收利用了額外的渦輪功率，將額外的功率輸出到發(fā)動機，增加了發(fā)動機的綜合效率。

3.4 渦輪效率的比較

當前的基準渦輪增壓器是系列化的，采用旁通閥使得增壓器運行在一定的特性區(qū)域。即使單個的渦輪或壓氣機的效率很高，但是由于在渦輪采用旁通閥，導致增壓器從廢氣獲得的能量轉(zhuǎn)化為進氣增壓壓力的總體效率較低。表8為發(fā)動機4個主要運行工況點的渦輪和壓氣機的功率流的評估。考慮到機械損失在內(nèi)，基準兩級渦輪增壓器的功率流是基于液力軸承進行評估的。基準渦輪增壓器必須使渦輪的總功率等于壓氣機功率加上機械損失功率，很多排氣的可用能沒有被利用。

表8 當前的增壓器與機械渦輪增壓器在發(fā)動機4個主要運行工況點時對功率的利用

機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的機械損失較高，但是渦輪和壓氣機效率更高，因此能夠從排氣中獲得更多的能量，而且把額外的能量傳遞給功率耦合器，轉(zhuǎn)化為發(fā)動機功率。在工況點B和C時，由于機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的渦輪幾何尺寸是固定的，渦輪入口的壓力較高，從排氣中額外獲得功率。高排氣壓力導致發(fā)動機的泵氣損失增加，但是回收到發(fā)動機的額外功率更多，足以抵消增加的泵氣損失。表9為這些運行工況點渦輪和壓氣機效率的評估結果。

盡管基準的兩級增壓器單獨的部件效率可能較高，但是由于采用旁通閥和多級增壓，導致總體效率的降低，特別是運行點B的效率較低。由于發(fā)動機運行工況在2個增壓器的最優(yōu)點，所以旁通閥開度較大。機械渦輪復合增壓系統(tǒng)保持了更高的單級渦輪和壓氣機的效率。

4 結論

日本五十鈴汽車公司對多年來模型仿真研究和樣機試驗研究進行了總結，在空氣動力學和機械設計研究的同時開展了機械渦輪復合增壓系統(tǒng)如何獲得收益的研究。首先，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)可以通過額外的控制實現(xiàn)對增壓壓力和空氣流量的精確控制；然后，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)可以將高壓EGR工況下渦輪獲得的額外功率輸出到發(fā)動機。通過模型仿真手段，對空燃比、EGR流量和渦輪輸出功率進行了控制，找到了最優(yōu)的運行條件。隨后，通過幾輪次的硬件試驗測試，修正了基本性能的預測值。研究主要關注了穩(wěn)態(tài)工況下的效率收益，下一步研究將重點關注其他的收益，例如超級增壓的效率、瞬態(tài)響應性能、駕駛循環(huán)效率、發(fā)動機有效功率提升，以及有害排放物的降低。

表9 當前的兩級增壓和機械渦輪復合增壓系統(tǒng)在發(fā)動機4個主要運行工況點的壓氣機和渦輪效率的評估

由于發(fā)動機空氣流量控制具有眾多好處，加上很多可實現(xiàn)的收益，機械渦輪復合增壓系統(tǒng)會成為發(fā)動機大幅提升效率的裝置。其他改進的持續(xù)實現(xiàn)，將使得機械渦輪復合增壓系統(tǒng)像常規(guī)渦輪增壓器一樣常見。

圖13為當前的機械渦輪復合增壓系統(tǒng)與原來設計的機械渦輪復合增壓系統(tǒng)的對比。其中的1個主要變化是將連續(xù)可變的行星齒輪機構集成到主殼體內(nèi)，代替了原來采用的單獨殼體，質(zhì)量與原來的設計相比降低了18.14 kg。由于采用大框架尺寸設計，該機械渦輪復合增壓系統(tǒng)可應用于7.5～16.0 L范圍內(nèi)的大多數(shù)發(fā)動機，只需要改動除定制渦輪機械部件外的幾個部件。

圖13 當前的設計與之前設計的大框架尺寸(7.5～16.0 L)機械渦輪復合增壓系統(tǒng)對比

高英英 曹 杰 譯自 SAE Paper 2019-01-0318

虞 展 編輯

(收稿時間：2019-11-25)