增壓器結構對發動機性能的影響

李東輝 趙錚 申景倩 關昊 張孚

摘要：本文采用一維三維耦合的方法，論證了雙流道增壓器不同結構形式對于發動機性能的影響，并結合試驗結果驗證了該方法的準確性，雙流道增壓器不同結構形式對于發動機的泵氣損失有影響，泵氣損失對于功率點的影響遠大于對低速扭矩的影響。

Abstract： This article adopts the method of one-dimensional three-dimensional coupling， demonstrates the twin scroll turbocharger is the influence of different structure forms for engine performance， and combined with the experimental results verify the accuracy of the method， the twin scroll turbocharger to different structure forms have impact to engine pumping losses， pumping loss effects on power point is greater than the impact on the torque at low speed.

關鍵詞：一維三維耦合;泵氣損失;雙流道增壓器

Key words： one-dimensional three-dimensional coupling;pumping loss;twin scroll turbocharger

中圖分類號：TK421.6? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2021）18-0006-04

0? 引言

隨著國家對油耗和排放的限制要求越來越嚴，一系列新的汽油機技術被研發并實現產業化，其中，高增壓、高壓縮比、高滾流直噴汽油機正成為新一代汽油機的重要發展方向。增壓器的匹配成為了汽油機小型化的關鍵技術，以往匹配是以供應商提供的壓氣機map、渦輪機map作為輸入，結合一維熱力學軟件評估發動機的性能，該方法簡單便捷，但無法準確反應增壓器結構變化對發動機性能的影響，本文采用一維三維耦合的方法，論證了增壓器結構尺寸變化對發動機性能的影響，同時結合試驗結果也驗證了該方法的可行性。

1? 仿真方法和模型

發動機的主要參數如表1所示，本文采用一維三維耦合的方法進行計算，一維熱力學模型與三維數模，通過固定的接口連接，由star_CCM+驅動GT_Power實現數據的傳遞與交換。本次仿真的方法為保證發動機增壓壓力相同，渦輪機旁通閥開度相同，進排氣VVT相同，過量空氣系數相同，只是渦輪機結構發生變化，論證渦輪機結構變化對發動機性能的影響。

1.1 仿真模型的校核

選取外特性6000rpm、1000rpm臺架數據進行一維模型校核，并將一維計算的流量壓力提供給三維，進行旁通閥開度的校核，獲得該工況下對應的增壓壓力與旁通閥開度。如表2所示。

1.2 不同方案對比

本次研究的重點為渦輪機結構變化對發動機性能的影響，v1方案為雙流道增壓器，如圖1所示。v2方案為雙流道增壓器，只是在v1方案基礎上增加（15mm×16mm）通孔如圖2所示，兩方案的流道、渦輪尺寸均未發生改變。

2? 仿真結果

2.1 外特性6000rpm

v2方案與v1方案相比各缸喉口處壓力及渦前壓力整體降低，最大降低幅度5%，如圖3所示。缸內殘余廢氣整體降低，最大降幅0.5%，如圖4所示。

v2方案與v1方案相比功率升高4.4%，泵氣損失降低22.91%，進氣量變化0.86%，如圖5所示，通過對比如上變量（喉口壓力、缸內殘余廢氣、進氣量、泵氣損失），功率提升的主要原因為泵氣損失改善。

通過四缸排氣時壓力場的分布，我們也能夠看出v1方案在該時刻下的最大背壓為3.28bar，v2方案在該時刻下的背壓為2.84bar，v2方案排氣流通能力優于v1方案，如圖6所示。

2.2 外特性1000rpm

v2方案與v1方案相比各缸喉口處壓力及渦前壓力整體降低，最大降低幅度為8%，如圖7所示。由于排氣VVT保持和v1方案一致，更換增壓器結構后，排氣倒流增加，缸內殘余廢氣整體升高，最大增幅5%，如圖8、圖9所示。

v2方案與v1方案相比扭矩降低19N·m（-10.38%），泵氣扭矩升高1.63N·m（148%），進氣量降低16.31kg/h（-18.67%），如圖10所示，由于低速進氣壓力高于大氣壓力和排氣壓力，為此泵氣損失對于扭矩提升起到正向作用，通過對比如上變量（喉口壓力、缸內殘余廢氣、進氣量、泵氣損失），低速扭矩降低的主要原因為進氣量減少。

3? 臺架試驗與分析

3.1 試驗裝置

臺架示意圖如圖11所示，主要包括AVL電渦流測功機、Indimodul621燃燒分析儀，缸壓傳感器、電控系統等。

3.2 試驗結果

3.2.1 外特性6000rpm

v2方案與v1方案相比功率升高6.57%，泵氣損失降低26.38%，進氣量降低2.39%，如圖12所示，仿真與試驗的趨勢一致，變化幅度接近，功率提升的主要原因為泵氣損失降低。

3.2.2 外特性1000rpm

v2方案與v1方案相比扭矩降低61.23N·m，泵氣扭矩升高0.93N·m，進氣量降低32.75kg/h，如圖13所示，仿真與試驗的趨勢一致，扭矩降低的主要原因為進氣量減小。

低速扭矩試驗與仿真的幅值變化較大，造成該現象的原因為，渦前壓力低、渦前溫度低、渦前能量低、旁通閥關死狀態下，歧管壓力低，從而進氣量進一步降低。如圖14所示。

4? 結論

①v2方案與v1方案相比功率提升的原因為泵氣損失的改善。②v2方案與v1方案相比扭矩降低的原因為排氣相位并非最優、增壓器低速廢氣能量低，從而導致進氣量下降較多。③泵氣損失對于功率的影響遠超過對于低速扭矩的影響。④雙流道之間增加通孔可以降低喉口處的壓力，改善發動機的泵氣損失。⑤采用一維三維耦合分析的方法可以準確反映出增壓器結構變化對發動機性能的影響。

參考文獻：

[1]周松，王銀燕，明平劍，朱元清，等.內燃機工作過程仿真技術[M].北京航空航天大學出版社，2012.

[2]劉崢，王建昕.汽車發動機原理教程[M].清華大學出版社，2001.

[3]朱大鑫.渦輪增壓與渦輪增壓器[M].北京：機械工業出版社，1992.

[4]CCM+用戶手冊.