汽油機電動增壓系統研究

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)

隨著油耗法規日益嚴苛，渦輪增壓技術成為現行主流的技術方案。應用該技術可降低發動機排量，提高發動機的平均運行負荷，使發動機運行在高效區域，改善發動機的燃油經濟性，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響應差，高轉速時渦端放氣的特點，從而限制了發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逐漸進入人們的視野[1-3]。電動增壓技術利用高速電機直接驅動壓氣機對進氣進行增壓，由于電機能快速響應，這將能有效地抵消渦輪的遲滯效應[4-5]；通常1 kW電功率增加的進氣量，能使發動機多產生7～10 kW功率[2]；此外，由于電動增壓器的應用降低了發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，以提高發動機的最大功率和扭矩[6]。

基于電動增壓器的優點，本研究在某2.0TGDI發動機的基礎上，開展了復合增壓系統技術方案和仿真模型的研究，并搭建試驗臺架，驗證復合增壓系統的低速扭矩、瞬態響應和高速功率等，以尋求更優的動力方案。

1 復合增壓系統方案

為了更好地利用電動增壓器的特性和挖掘原發動機的性能，本研究期望通過復合增壓系統實現更優越的性能，與原機相比，復合增壓系統的設計目標見表1。

表1 復合增壓系統的設計目標

1.1 電動增壓器布置方案及其影響

復合增壓系統中，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 復合增壓系統三種布置方案

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，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雜化會增加壓氣機前端的進氣壓損，再經過壓氣機壓縮后，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動機本體，其對發動機的瞬態響應的貢獻越大。

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，降低了氣缸內的實際進氣量，甚至過高的進氣溫度會促使發動機的早燃趨勢加大，因此該方案一般不予以選用。

三種方案各有優缺點，為了獲得更好的瞬態響應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，其關鍵參數見表2。

表2 電動增壓器主要參數

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]。水冷冷卻的應用拓寬了電動增壓器的應用范圍，同時保證了電動增壓器的持續運行的可能性。與第一代電動增壓器相比，第二代電動增壓器實現了可持續運行的特性。

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動機本體的冷卻水供應，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，雙渦道增壓器的優點是更有利于發動機低轉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響應性的需求，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，尋求更大流量的渦輪增壓系統，以達到更大扭矩平臺的同時，提高發動機的最大輸出功率。

圖2 單、雙渦道增壓器比較

1.4 旁通閥及并聯管路

本研究采用機械式單向閥，其結構見圖3。由圖1方案二所示，機械式單向閥與電動增壓器并聯后，再與渦輪增壓器串聯。在發動機未運行時，單向閥在彈簧力的作用下關閉氣道；當發動機開始運行，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，進氣推動彈簧打開單向閥，以此路為主要的進氣通道；當發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，單向閥關閉，進氣氣流只走電動增壓器這一通道。可見，機械單向閥的一個最大的優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開關切換。

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，同一氣缸內壓縮后的壓力和溫度會明顯提高，氣缸內壓后壓力和溫度的上升會增加發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。影響早燃和爆燃的因素有燃燒室結構、發動機運行情況、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]。本研究從下調原機壓縮比出發，有效地降低發動機缸內壓縮終點的壓力和溫度，進而降低發動機異常燃燒的趨勢，最終保證設計目標得以實現。燃燒室形狀不變，只下調連桿小頭圓心位置，減小連桿長度，以減小壓縮比和改善氣缸內的壓后溫度。

2 仿真模型搭建及計算優化

為更好地實現開發目標，本研究利用GT-Power軟件搭建了發動機的一維熱力學仿真模型，以模擬復合增壓系統的工作情況，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

根據原發動機實際結構參數搭建一維仿真模型，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。采用臺架的試驗數據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；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%的曲軸轉角)、AI10-90(燃燒10%～90%的曲軸轉角)；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%，則對上述的參數進行優化調整，直至誤差控制在5%以內。由圖4可見仿真結果與臺架試驗結果的重合度較高，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 仿真結果與試驗結果比較

2.2 復合增壓系統模型搭建及發動機性能匹配計算

在復合增壓系統模型中，將原模型中發動機的壓縮比下調為設計值，用傳統的單渦道增壓器替代原機的雙渦道增壓器，并輸入新的MAP數據。添加電動增壓器模塊(見圖5)，電動增壓器由壓氣機、轉子、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、初始轉速。發動機中低轉速下，常規渦輪增壓器廢氣閥門全關，扭矩不達標時，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

通過調整AI50、進氣歧管壓力、電動增壓器電機的功率等，最終尋求復合增壓發動機達到預定的功率和扭矩目標 。若未達到目標值，則分析數據，更換增壓器MAP數據進行重新計算，直至達到設計目標為止。由圖6可見，優化后的仿真結果達到設計目標，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 復合增壓系統仿真結果

圖7示出復合增壓系統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域。渦輪增壓器最小喘振裕度為12.4%(1 500 r/min)，轉速裕度為11.8%，都滿足大于行業標準10%的要求。渦輪增壓器中高速段運行線位于最高效率區域，這能有效地保證發動機最大功率得以實現。發動機轉速越低，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，該復合增壓系統匹配合理，滿足設計要求。

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示出復合增壓系統臺架布置總圖，圖9示出電動增壓器、機械單向閥所組成的并聯進氣管路。

圖8 臺架布置總圖

圖9 電動增壓器并聯管路

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

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發動機，方案2為在原機的基礎上加裝電動增壓器。由圖10可見，加裝電動增壓器后發動機的低速扭矩特性明顯提高，表現為1 000 r/min，1 200 r/min，1 500 r/min下的扭矩在原機的基礎上分別增加89%，53%，26%，1 500 r/min以后達到設計目標的扭矩平臺。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，導致缸內壓縮后溫度提高，發生早燃的概率也逐漸增加，從而限制了更大扭矩的實現。

方案3是在方案2的基礎上變更連桿，降低壓縮比。由圖10可見，發動機下調壓縮比后，缸內壓后溫度降低，1 000 r/min和1 200 r/min的早燃現象有所改善，發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計目標。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計目標。

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，發動機的背壓降低，增壓器效率提高，缸內充量系數進一步加大，發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上分別增加130%，73%，33%。同時，更大的輪子系統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動機，以幫助最大功率設計目標的實現。由圖10可見，與原機相比，最大功率提高超過35 kW。

圖10 復合增壓系統臺架試驗結果

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。隨著發動機轉速的增加，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 瞬態響應試驗

通常情況下，發動機由平均有效壓力0.2 MPa到該轉速下最大扭矩90%時所需要的最短時間為該轉速下的瞬態響應時間。工程上常用1 500 r/min下的瞬態響應時間表征發動機瞬態響應的好壞。圖12示出發動機1 500 r/min時原機與方案4的瞬態響應比較。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的瞬態響應比較

圖13示出方案4不同電動增壓器轉速時的瞬態響應。由圖13可見，電動增壓器的轉速越高，對進氣離心做功能力越大，發動機的響應時間越短。

圖13 方案4不同轉速的瞬態響應

圖14示出不同方案下，電動增壓器都保持在最大轉速時的瞬態響應。由圖14可見，即使各方案下最大扭矩相差比較明顯，但發動機前期的響應速度基本一致，即電動增壓器的運行工況對瞬態響應時間起到決定作用。

圖14 不同方案的瞬態響應

由表4可見，本研究的設計目標都得到很好的實現，試驗結果甚至超過了設計目標值。由此可見，加裝電動增壓器的復合增壓系統能為發動機提供優越的動力輸出能力。

表4 試驗結果實現情況

4 結論

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

b) 選配大流量的渦輪增壓器，可以提高發動機的最大功率；

c) 適當降低壓縮比，有利于降低氣缸內壓縮終點的壓力和溫度，降低發動機早燃或爆燃趨勢，協助復合增壓系統更好地實現發動機兩端的性能。