渦輪增壓器旁通廢氣能量回收利用

樊之鵬, 王 雷, 徐煥祥, 竇文博, 李道飛, 俞小莉

(浙江大學 動力機械及車輛工程研究所,浙江 杭州 310027)

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渦輪增壓器旁通廢氣能量回收利用

樊之鵬, 王 雷, 徐煥祥, 竇文博, 李道飛, 俞小莉

(浙江大學 動力機械及車輛工程研究所,浙江 杭州 310027)

以壓縮空氣作為儲能介質,提出一種廢氣能量回收方法,用以回收高速大負荷工況下被廢氣閥旁通的廢氣能量.建立數值仿真模型,分析該方法的回收效果,并在循環工況中計算總能效率的提升幅度.結果表明：壓縮空氣最大回收功率約6.9 kW,旁通廢氣能量回收效率最高達55%；在NEDC、UDDS和HWFET這3種循環工況中,采用該方法均可使系統總能效率提升0.3%.針對回收的壓縮空氣,提出2種利用途徑：作為車輛制動能量回收系統的進氣氣源,可使回收的氣體壓力和制動轉矩增幅最高達到167%和140%；用于發動機進氣總管補氣,可使車輛加速性能提升約15%.

廢氣能量；廢氣閥；渦輪增壓器；壓縮空氣；回收利用

隨著化石能源的日益緊缺和排放法規的逐步嚴格,為改善發動機性能、油耗與排放,渦輪增壓技術得到了廣泛的應用[1].為提高傳統單級渦輪增壓器中低工況的響應性能,通常采用廢氣閥將高速大負荷工況部分廢氣旁通,以限制增壓壓力和增壓器轉速[2].

由于廢氣閥的旁通作用,增壓器并未充分回收發動機廢氣能量.為提高增壓器工況適應性并在全工況下高效回收廢氣能量,一些研究人員提出了改進技術.例如,變幾何截面渦輪增壓器可滿足發動機不同工況的進氣與響應需求[3-4],但該渦輪增壓器的可變截面結構加工精度要求高,制造成本大；復合渦輪則在常規渦輪增壓器之后再串聯一個動力渦輪,通過動力渦輪回收部分廢氣能量并轉化為電能儲存或者直接耦合曲軸做功[5-6]；電輔助渦輪增壓器通過電機限制高速大負荷工況轉速以回收廢氣能量,還可以在低速、加速工況為渦輪增壓器提速[7-9].然而,高速電機和蓄電池價格昂貴,可靠性差,且制造過程易導致二次污染.

為解決上述問題,本文提出一種以壓縮空氣作為儲能介質的增壓發動機廢氣能量回收方法,用以回收被廢氣閥旁通的廢氣能量.通過數值仿真計算廢氣能量回收效率以及不同駕駛循環工況下的總能效率提升幅度，并探討2種壓縮空氣利用的可行途徑.

1 系統介紹

傳統渦輪增壓發動機結構與運行方式如圖1所示,當發動機運行至高速大負荷工況時,廢氣閥根據壓氣機出口壓力自動打開旁通部分廢氣,該部分廢氣未通過渦輪而直接排入大氣,其能量未回收.

圖1 傳統渦輪增壓發動機工作示意圖Fig.1 Working process diagram of traditional turbocharged engine

本文提出一種以壓縮空氣為儲能介質的增壓發動機廢氣能量回收系統,其結構示意圖如圖2所示,在進氣總管上連接一個儲氣罐以儲存回收的壓縮空氣,儲氣罐通過一個開度可調的電磁閥控制壓縮空氣質量流量.

圖2 廢氣能量回收系統結構示意圖Fig.2 Structure diagram of waste energy recovery system

該系統的工作原理：當發動機運行至高速大負荷工況時,為將進氣總管內氣體壓力維持在限制范圍之內,電磁閥開啟使壓氣機壓縮后的部分氣體流入儲氣罐,直至儲氣罐被充滿；當發動機轉速負荷進一步升高使渦輪機的進口壓力過高,上、下游壓比達到渦輪機臨界值時,廢氣閥打開以分流部分廢氣,防止渦輪機壓比超限.相比于傳統增壓發動機,此系統可以回收旁通的廢氣能量.

2 仿真模型建立與驗證

2.1 原型機模型建立

選用一臺6缸7.1 L渦輪增壓柴油機作為原型機,其缸徑為108 mm,行程為130 mm,曲柄連桿比為0.3,壓縮比為18∶1,最大功率為214 kW,最大扭矩為1 085 N·m.

燃燒模型選用零維單區模型,放熱模型采用韋伯放熱模型,平均換熱系數選用Woschni經驗公式計算,進、排氣閥門及管道中的氣體流動近似為一維定熵準穩定流動.

渦輪增壓器模型由壓氣機、渦輪機和連接軸組成,來用控制容積法研究壓氣機和渦輪機.

壓氣機功率消耗為

(1)

渦輪輸出功率為

(2)

渦輪機與壓氣機通過傳動軸連接,其能量傳遞關系為

Pc=ηmechPt.

(3)

式中：ηmech為壓氣機與渦輪機之間的動力傳動機械效率.

2.2 模型驗證

通過仿真獲得發動機外特性下有效功率和油耗曲線,并與實驗數據對比,結果如圖3所示,圖中Pe為發動機輸出功率,be為燃油消耗率,N發動機為轉速.可見,仿真和實驗數值變化趨勢基本一致,有效功率最大誤差為3.8%,燃油消耗率最大誤差為3.4%.結果表明所建立模型較為準確,可以用于下一步仿真計算.

圖3 原型發動機模型和實驗數據的功率和燃油消耗率隨轉速的變化曲線Fig.3 Chang of power and fuel consumption rate with rotation speed in simulation and experiment of prototype engine

3 廢氣能量回收計算及分析

結合發動機模型、儲氣罐模型以及電磁閥模型,構建完整的發動機廢氣能量回收系統(以下簡稱新機)模型,計算并分析廢氣能量回收特性.

3.1 發動機性能分析

圖4 新機和原機進氣壓力與渦前壓力的對比Fig.4 Comparison of intake pressure and turbine entrance pressure between prototype engine and new engine

外特性下原機和新機進氣管壓力和渦輪入口壓力對比如圖4所示,圖中p0為進氣壓力,pt為渦前壓力.可見,新機進氣管內壓力變化規律與原機基本一致,兩者壓力維持在0.24 MPa；而新機渦前壓力比原機大,這是因為新機工作過程中更多的廢氣通過渦輪機.

外特性下新機與原機有效功率及燃油消耗率對比如圖5所示.在中低速工況(轉速<1 300 r/min),兩機廢氣閥以及新機電磁閥處于關閉狀態,兩者有效功率和燃油消耗率相同；隨著轉速升高,新機排氣背壓逐漸增大,其有效功率略低于原機,而燃油消耗率則略高于原機,功率最大降幅約為3.2%,燃油消耗率最大增幅約為3.3%.

圖5 新機和原機的有效功率與燃油消耗率的對比Fig.5 Comparison of braking power and BFSC between prototype engine and new engine

3.2 發動機廢氣余能回收效果

定義氣體的可用能流率為

(4)

(5)

同時定義旁通廢氣回收效率：

ηexer=Pgas/Pexh.

(6)

式中：Pgas為新機回收的壓縮空氣可用能流率,Pexh為原機旁通廢氣可用能流率.

外特性工況下原機廢氣閥旁通廢氣、新機廢氣閥旁通廢氣和新機回收壓縮空氣的可用能流率如圖6所示.可見,在1 300～1 700 r/min時,新機廢氣閥關閉而電磁閥打開,原機被旁通的廢氣能量在新機中被回收并以壓縮空氣的形式儲存于儲氣罐中；轉速超過1 700 r/min時,新機廢氣閥打開以穩定渦前壓力,防止渦輪機壓比超限,回收壓縮空氣可用能流率減小.外特性工況下,回收的壓縮空氣可用能最大功率約6.9 kW,旁通廢氣最大回收效率約55%.

圖6 旁通廢氣與回收壓縮空氣可用能流率隨轉速的變化曲線Fig.6 Power change of bypass exhaust and recovered compressed air with engine speed

4 循環工況下的能效分析

4.1 循環工況模型的建立

本文采用后向仿真結構進行整車循環工況仿真[9],通過計算獲得整個循環工況下的油耗和回收的壓縮空氣的可用能.

建立車輛動力學模型,計算發動機轉速與扭矩.不考慮坡道的情況下,車輛的縱向力表達式為

(7)

式中：Te為發動機輸出扭矩,ig為變速箱傳動比,i0為減速器傳動比,η為傳動系統總效率,r為輪胎半徑,G為車重,f為輪胎滾動阻力系數,CD為空氣阻力系數,A為迎風面積,u為車輛速度,mv為車輛質量,δ為車輛旋轉質量換算系數.車輛模型的參數如表2所示.

表2 配備增壓發動機的重型車輛的參數

Tab.2 Parameters of heary duty vehiche equipping turbocharged engine

參數名稱參數數值總質量/kg16550迎風面積/m25.8空氣阻力系數0.5滾動阻力系數0.012輪胎半徑/m0.537變速器速比:一擋/二擋/三擋/四擋/五擋/六擋6.98/4.06/2.74/1.69/1.31/1.00主減速器速比3.7傳動系效率0.95

定義原機總能效率η1與新機總能效率η2如下：

η1=Wv/Q1.

(8)

(9)

式中：Wv為驅動能量,即整個駕駛循環中車輛獲得的動能；Eg為壓縮空氣總可用能；Q1和Q2為原機與新機的燃料總能量.

全工況下新機的燃油消耗率如圖7所示,用以計算整個駕駛循環中的燃油消耗率和總油耗.全工況下新機的壓縮空氣回收功率如圖8所示,用以計算整個駕駛循環中壓縮空氣回收功率及壓縮空氣總可用能.圖中pre為壓縮空氣回收功率,α為油門開度.

圖7 新機全工況燃油消耗率云圖Fig.7 Engine BSFC in all working conditions

圖8 新機全工況能量回收功率云圖Fig.8 Power of recovered compressed air in all working conditions

4.2 循環工況計算結果

NEDC駕駛循環中車速與壓縮空氣回收功率的變化如圖9所示,其中v為車輛速度,t為運行時間.可見,新機壓縮空氣回收過程主要發生于車輛加速工況,這是由于在車輛加速過程中,發動機常處于高速大負荷工況.

在5種駕駛循環工況下,原機和新機性能對比如表3所示,其中α為驅動能量,β為原機油耗量,χ為原機燃料耗能,δ為原機總能效率,ε為新機油耗量,φ為新機燃料耗能,γ為回收總可用能,φ為新機總能效率,λ為總能效率增加.可見,在持續時間較長的NEDC、UDDS和HWFET工況中,新機油耗略微增加,幅度約0.25%～0.30%；而在CBDC工況下,發動機長期處于中低負荷和轉速,廢氣能量回收持續時間短,油耗幾乎無變化.

表3 汽車在5種駕駛循環工況下的總能效率變化對比

圖9 NEDC工況下的車速與壓縮空氣回收功率Fig.9 Vehicle speed and power of recovered compressed air in NEDC working condition

在車速和負荷相對較高的工況(如NEDC、UDDS和HWFET)中,由于新機將旁通的廢氣轉化為壓縮空氣儲存,最終系統總能效率均增加約0.30%.

5 壓縮空氣利用

如前文所述,新系統在循環工況中回收的能量對整機總能效率提升較少,因此將新系統與制動能量回收系統和補氣系統進行耦合,研究新系統回收的壓縮空氣在2種耦合方式下產生的作用及效果,為新系統的利用提供思路.

5.1 基于壓縮空氣儲能的制動能量回收

在車輛制動過程中,通過改變發動機氣門相位,使發動機處于空氣壓縮模式,可以將車輛動能轉化為壓縮空氣壓力能儲存,實現能量回收[10-11].利用新機回收的壓縮空氣作為空氣壓縮模式下發動機的進氣進行再次壓縮,可以有效增大制動功率以及回收的氣體能量[12].根據文獻[12]建立壓縮空氣再生制動系統熱力學模型,發動機參數參見表1,計算其性能特性.

圖10 不同壓縮空氣壓力對單壓縮循環回收質量與高壓儲氣罐最終壓力的影響Fig.10 Effect of different compressed air pressures on recovery mass and tank pressure of single compression cycle

不同壓縮空氣壓力對單壓縮循環回收質量與高壓儲氣罐最終壓力的影響如圖10所示,圖中mcyc為單壓縮循環回收質量,ptank為儲氣罐內壓力.可見,隨著壓縮空氣壓力增大,單壓縮循環回收質量與高壓儲氣罐最終壓力均大幅提升.當壓縮空氣壓力為0.24 MPa時,高壓儲氣罐最終壓力達到4 MPa,相比于以大氣作為進氣源的高壓儲氣罐最終礦壓力，提升幅度達167%.

不同壓縮空氣壓力對缸內平均指示壓力的影響如圖11所示.由圖可見,隨著壓縮空氣壓力增大,平均指示壓力大幅提升.相比于以大氣作為進氣源的高壓氣罐最終壓力,當壓縮空氣壓力為0.24 MPa時平均指示壓力IMEP最大值可達0.6 MPa,提升幅度達140%.

圖11 不同壓縮空氣壓力對平均指示壓力的影響Fig.11 Effect of different compressed air pressures on indicated mean effective pressure

5.2 增壓發動機補氣

采用進氣總管補氣是解決增壓發動機加速工況響應遲滯的有效途徑[13-15].通過模擬新機廢氣能量回收獲得的壓縮空氣對發動機進行補氣,對其性能進行計算分析.

建立車輛補氣加速模型,其發動機和車輛參數見表1與表2,駕駛員產生的加速信號通過PID算法控制油門開度,增大的油門開度增加了噴油量從而提升發動機輸出扭矩并使車輛加速.補氣系統的控制策略流程圖如圖12所示.

圖12 補氣系統控制策略流程示意圖Fig.12 Control strategy flowchart of air injection system

利用以上模型計算車輛在二擋時從12 km/h加速至30 km/h所消耗的時間,如圖13所示,可見,采用發動機補氣可使加速耗時從原來的5.9 s減少至5.0 s,提速約15%.

圖13 采用補氣前、后車輛加速對比Fig.13 Vehicle acceleration comparison between using and without using air supply

6 結 論

(1) 旁通廢氣能量回收方法在發動機處于高速大負荷工況時起效.外特性下最大壓縮空氣回收功率為6.9 kW,旁通廢氣能量最大回收效率為55%.

(2) 含較多高速大負荷工況的駕駛循環工況(如NEDC、UDDS和HWFET)更利于旁通廢氣能量回收方法回收廢氣能量.在這些工況中油耗增加約0.25%～0.30%,但總能效率提升約0.30%.

(3) 將該方法回收的壓縮空氣作為發動機制動能量回收系統的進氣,使該系統壓縮空氣最大回收壓力提升了167%,最大制動扭矩提升了140%；將壓縮空氣應用于發動機進氣總管補氣,可縮短15%的車輛加速時間.

該方法可回收旁通廢氣能量,但由于排氣背壓的增高,發動機有效功率小幅降低.系統總能效率提升較小,應與制動能量回收系統及進氣管補氣系統耦合使用.

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Turbocharger bypassed exhaust energy recovery and utilization

FAN Zhi-peng, WANG Lei, XU Huan-xiang, DOU Wen-bo, LI Dao-fei, YU Xiao-li

(PowerMachineryandVehicularEngineeringInstitute,ZhejiangUniversity,Hangzhou310027,China)

An exhaust energy recovery method was proposed to recover exhaust energy wasted through wastegate under high speed and heavy load conditions, in which compressed air was used as energy storage medium. The simulation model was built to analyze the recovery performance; the promotion of energy recovery efficiency under driving cycle condition was calculated. Results show that the maximum recovery power of compressed air is 6.9 kW and the maximum recovery efficiency of bypassed exhaust energy is 55%. Total energy efficiency of NEDC, UDDS and HWFET driving cycles increases by 0.3% using this utilization method. Further more, two approaches were proposed to utilize recovered compressed air. One is utilizing compressed air as the intake of vehicle braking energy recovery system, which can improve the recovery pressure and braking torque up to 167% and 140%, respectively. The other is utilizing compressed air to realize intake pipe air injection of engine, which can improve acceleration performance of vehicles up to 15%.

waste energy; wastegate; turbocharger; compressed air; recovery and utilization

2015-10-31.

國家“973”重點基礎研究發展規劃資助項目(2011CB707205)；國家自然科學基金資助項目(51476143).

樊之鵬(1988—),男,博士生,從事車用動力能源多元化研究. ORCID: 0000-0002-1000-2056.E-mail: armyarmy999@sina.com 通信聯系人：俞小莉,女,教授.ORCID: 0000-0003-1846-7488.E-mail: yuxl@zju.edu.cn

10.3785/j.issn.1008-973X.2016.12.005

TK 421

A

1008-973X(2016)12-2277-06