量產汽油機可變渦輪幾何截面增壓方案

【德】 M.KLUIN C.GLAHN I.HERMANN A.K?NIGSTEIN

1 未來發動機設計的邊界條件

降低CO2排放和油耗是汽車制造商開發的重要目標。在量產情況下,需要兼顧成本效益達到低燃油耗的技術已成為開發的重點。

量產發動機要滿足以上要求,其設計方案還受到其他邊界條件的影響。如圖1所示,未來的汽油機開發需要確認基本結構(如氣缸數或噴射系統),確定燃燒過程(均質化學計量比)和功率目標值,確保平均有效壓力大于2 MPa、升功率大于85 k W。

圖1 未來汽油機設計的基本邊界條件

2 增壓是提高效率的關鍵

正如參考文獻[1]所介紹的那樣,隨著發動機進一步小型化或采用新的燃燒過程,增壓壓力的預期需求會提高。而且由于升功率和駕駛靈活性的要求,使最大扭矩特性曲線平臺的寬度增大,這就要求大大擴展增壓系統的運行范圍。而目前汽油機由廢氣放氣閥調節的單級廢氣渦輪增壓器已無法完全滿足如此寬廣的運行范圍要求,特別是渦輪側受其工作原理限制會使發動機低轉速時的高增壓壓力與額定功率時的高渦輪效率之間產生目標沖突,這會導致增壓方案扭矩特性曲線最大扭矩平臺的寬度、駕駛靈活性或升功率受到極大的限制。而多級增壓系統因其高成本,原則上排除了作為量產替代方案的可能性,因此可變渦輪幾何截面(VTG)增壓器就成為了提高增壓壓力可行的解決方案。

3 汽油機的渦輪增壓器方案

VTG增壓器在渦輪葉輪進口處安裝了可變導向葉片,而汽油機的廢氣溫度遠超過900℃,因成本和疲勞強度方面的缺陷,阻礙了VTG增壓器在汽油機上的應用。但是近年來,由于模擬方法計算機輔助工程(CAE)及制造工藝的進一步發展,使得導向葉片機構的結構設計特點和材料選擇已能滿足汽油機廢氣穩態溫度高達980℃的要求,渦輪效率和成本效益也隨之顯著提高,因而這種技術也能應用于量產。

VTG渦輪增壓器方案的特點是增壓壓力的調節被轉換成改變流入渦輪的條件,同時也取消了渦輪的旁通道,這樣在減少額外費用的同時,還使通過渦輪的全部質量流量都實現了膨脹作功,從而在發動機高功率時顯著提高渦輪效率。雖然由此必須放大渦輪的吸氣能力,但這能夠通過可變性在穩態低端扭矩范圍(低轉速時的扭矩建立)和瞬態過程中予以補償。在運行范圍內,流入渦輪葉片的氣流尚未達到最佳狀態,可以通過調整導向葉片減小渦輪流入橫截面,以及由此產生的高動壓頭能力得以補償,這就導致了更高的渦輪總功率。總而言之,與廢氣放氣閥渦輪增壓器相比,VTG渦輪增壓器在發動機低轉速時提供了更大的渦輪功率潛力,而在發動機高轉速時提供了更高的渦輪效率潛力,這顯著擴展了渦輪增壓器的運行范圍和增壓壓力的可支配性。

4 應用場景

VTG渦輪增壓器的特性被充分運用到以功率為導向和以效率為導向的發動機設計方案(圖2)。

圖2 VTG渦輪增壓器在汽油機上的應用場景

在以功率為導向的設計方案中,渦輪的可變性首先用于額定功率時降低廢氣背壓(較高的渦輪效率),從而擴展化學計量比混合氣的運行范圍及提高升功率的可能性,同時保持發動機低轉速時的大扭矩及渦輪增壓器的高瞬態響應特性,從而獲得出色的駕駛靈活性。

在以效率為導向的發動機設計方案中,首先需要寬廣的增壓壓力水平,用于補償燃燒過程的低充氣系數,而高增壓壓力時的高渦輪效率也有助于使發動機升功率保持在高水平上,不會因渦輪設計得過大而限制低轉速扭矩和駕駛靈活性,從而能獲得具有高壓縮比和良好功率值的高效燃燒過程。

這兩種應用場景可在試驗中轉換。基礎發動機采用了Ecotec直噴式汽油機系列的渦輪增壓器。功率導向方案采用了4缸1.6 L發動機,將原有增壓器換用VTG渦輪增壓器;效率導向方案以3缸1.0 L汽油機作為試驗樣機,除了采用VTG渦輪增壓器之外,還采用了全新的燃燒過程,并將幾何壓縮比提高到12.0,同時還使用了進氣門早關的米勒配氣定時。除此之外,氣缸中的充量運動水平通過進氣道和燃燒室的適應性,滿足了增壓壓力的負荷需求。發動機其他技術規格分別詳細地列于圖2。

5 功率導向方案的技術評價

按照穩態全負荷來評價VTG技術,其中發動機的整體邊界條件為額定功率點增壓空氣最高溫度35℃、壓氣機前壓力損失8 k Pa、渦輪后壓力損失40 k Pa,目標扭矩限制在300 N·m(平均有效壓力2.37 MPa),因而在發動機轉速4 700 r/min時功率達到147 k W,并一直保持到轉速6 000 r/min。就氣缸充量和廢氣而言,發動機以化學計量比混合氣運行,并在低轉速時力爭達到當時可實現的最大扭矩,而在高功率時除了扭矩之外首先也要將廢氣溫度限制在950℃以下。

圖3示出了采用廢氣放氣閥的基本型發動機(黑線)和采用VTG增壓器的發動機(黃線和棕線)的特性曲線。即使最大功率相同,采用VTG增壓器的發動機能顯著提高低速扭矩,其中發動機從VTG增壓器高的動壓頭中獲得好處,這會導致較大的熱焓落差,從而大幅提高增壓壓力,即使在額定功率范圍內,VTG渦輪增壓器相對于廢氣放氣閥也具有明顯的優勢。當渦輪前壓力大幅降低時,渦輪顯現出較高的效率,不僅降低了泵吸損失,而且因氣缸內殘余廢氣含量較少,明顯改善了燃燒重心位置,因此全負荷時發動機燃油耗最多可降低約10%。

VTG使渦輪前的廢氣背壓明顯降低,同時引入附加的廢氣后處理裝置將變得非常簡單且不會受到限制,而在采用廢氣放氣閥渦輪增壓器的發動機上,由于通過提高廢氣后處理裝置的壓力梯度,渦輪前的壓力大幅升高,導致功率降低。另一方面,能顯著提高絕對化學計量比額定功率,從相同的渦輪前廢氣背壓限值和燃空比出發,VTG渦輪增壓器發動機的最大功率達到163 k W,最大化學計量比功率達到120 kW(無整體式排氣歧管方案),分別提高了9.8%和14.6%(圖4)。

圖3 采用廢氣放氣閥渦輪增壓器和VTG渦輪增壓器的功率導向發動機方案的全負荷特性

圖4 渦輪入口前溫度限制在950℃和980℃時廢氣放氣閥渦輪增壓器和VTG渦輪增壓器的功率潛力

若容許的渦輪入口穩態最高溫度提高到980℃,則能進一步提供擴展額定功率的可能性。這種溫度極限的提高對兩種渦輪增壓器方案的最大化學計量比功率都產生了有利的效果,若采用VTG渦輪增壓器,由于不受渦輪前壓力的限制還可以提升最大額定功率。因此,采用VTG渦輪增壓器在λ為0.85時升功率能達到107 k W(絕對值171 k W)。這清楚地表明,采用VTG渦輪增壓器可顯著改善增壓壓力的可能性。

穩態測量僅受到渦輪側可能的熱焓落差和效率的影響,而在瞬態運行時轉子慣性還起著重要作用。VTG渦輪增壓器因通過葉輪的質量流量大,轉子慣性增加10%以上(較大的葉輪直徑),而在發動機轉速達到具有代表性的1 500 r/min時,平均有效壓力從0.2 MPa負荷突變至全負荷時與廢氣放氣閥渦輪增壓器的比較表明,VTG渦輪增壓器的這種缺陷因廢氣動力學能量的提高得到有效補償(圖5),特別是在瞬態扭矩建立的第二個階段在負荷突變期間渦輪效率的提高使扭矩曲線升高的斜率進一步增大,不僅改善了駕駛的靈活性,而且還能為滿足所有的廢氣排放要求進行可靠的低速扭矩標定,而不會對瞬態特性產生明顯的不利影響。

圖5 采用廢氣放氣閥和VTG渦輪增壓器的功率導向發動機方案的一般性瞬態特性(1 500 r/min,平均有效壓力0.2 MPa,節氣門全開)

采用VTG渦輪增壓器的發動機在高負荷范圍內顯示出優異的發動機效率與出色的駕駛靈活性,并可顯著降低燃油耗。如圖6所示,與采用廢氣放氣閥渦輪增壓器的基本型發動機相比,在全球統一的輕型車試驗循環(WLTP)中,VTG渦輪增壓器發動機有0.5%的節油潛力,主要是因為在部分負荷下燃油耗有輕微改善(泵吸損失減小)及在相對較低的負荷運行范圍內換檔點稍有移動(低速化)。而在以額定扭矩或額定功率為中心的極端負荷下,按照實際行駛排放(RDE)和全德汽車俱樂部(ADAC)的高速公路行駛循環,要求發動機運行在通過減少燃油加濃達到顯著節油效果的特性曲線場范圍內。

圖6 采用廢氣放氣閥和VTG渦輪增壓器的功率導向發動機方案行駛循環的節油潛力

6 效率導向方案的技術評價

在以效率為導向的發動機方案中,改善的渦輪效率不是用來擴展λ為1.00的運行范圍,而是提高壓縮比降低部分負荷狀態下的燃油耗。與基本型發動機相比,此時λ為1.00的運行范圍保持不變,WLTP循環燃油耗降低了1.8%,但是在這種配置中額定功率范圍的有效效率仍保持在基本型發動機的水平。

為了能規避目標沖突并進一步消除節流,提高部分負荷效率,可應用米勒循環配氣定時。1.0 L發動機以廢氣放氣閥渦輪增壓器作為測試機型,最大升功率為85 k W,將幾何壓縮比改為12.0,在燃燒過程中使進氣門早關,重新匹配進氣道優化燃燒室設計,使燃燒過程適應充量運動要求。

圖7示出了1.0 L發動機及2種米勒循環方案的全負荷曲線比較,可以看到,采用米勒循環燃燒過程和廢氣放氣閥渦輪增壓器的基本型發動機方案的扭矩特性曲線達不到開發目標,進氣門早關導致充氣系數明顯降低,必須采用更高的增壓壓力予以補償,通過旁通閥調節的渦輪受增壓壓力特性曲線的限制平臺寬度無法滿足發動機整個目標運行范圍(渦輪前壓力被限制在325 k Pa),因此目標扭矩和目標功率只能通過加大發動機排量來實現,這樣就使升功率降低到70 k W,減小了發動機小型化的效果。圖7還示出了在廢氣最高溫度950℃情況下,VTG渦輪增壓器能夠在發動機整個轉速范圍內提供足夠的渦輪功率,采用這種渦輪增壓器方案就能將燃燒過程轉換成米勒循環配氣定時且無需加大發動機排量。在λ為1.00時發動機功率能達到85 k W,而且在常用的中等轉速范圍內提供了小于220 g/(k W·h)的優異燃油耗。在這樣的標定情況下,為滿足發動機低轉速范圍內的高增壓壓力需求,需要在運行范圍內調整壓氣機(移動喘振極限)和有效的增壓空氣冷卻,以便提升燃燒過程的總體潛力。

就循環燃油耗而言,應用VTG渦輪增壓器和米勒循環燃燒過程要防止為獲得更高的功率而加大發動機排量。除了具有最佳協調排量的米勒循環使發動機節油3.1%之外,相對于常規渦輪增壓器,如采用VTG渦輪增壓器的發動機,燃油耗還能進一步降低3.0%(圖8)。因此,總的來講,米勒循環燃燒過程與VTG渦輪增壓相結合,可以使1.0 L發動機在WLTP循環中的節油潛力約為6%。

圖7 采用廢氣放氣閥和VTG渦輪增壓器的米勒發動機方案的全負荷特性

7 結語和展望

圖8 采用廢氣放氣閥和VTG渦輪增壓器的米勒循環發動機方案在行駛循環中的燃油耗潛力

對兩種不同發動機方案的試驗研究已表明,即使在汽油機上采用VTG渦輪增壓器的增壓壓力可支配性也能顯著提高,其中對于以功率為導向的發動機方案,較高的轉速范圍內具有較高的渦輪效率,可以使廢氣背壓明顯降低,因此VTG渦輪增壓器為這種發動機方案提供了提高化學計量比功率的潛力,同時也保證了廢氣背壓升高的耐久性。此外,因為VTG方案容許高達980℃的渦輪前廢氣溫度,因而對于高的升功率極具吸引力。即使如此,在低速扭矩范圍和瞬態特性方面的可變性提供了足夠的儲備,因而即使在滿足所有RDE要求的情況下,仍能滿足所有的駕駛靈活性的要求。

正是在與高效燃燒過程的組合中,由于這種燃燒過程通常會導致充氣系數的降低,因而VTG是這種發動機方案必要的組成部分。通過應用這種技術,就能在寬廣的轉速范圍內提高增壓壓力水平,從而實現駕駛靈活性和達到提高功率的目的。但是,為了能可靠地達到這些目標,渦輪能耐受高達950℃廢氣溫度也是這種發動機方案必須具備的條件。

總而言之,試驗研究已表明,在汽油機上實現VTG也是未來提高效率措施的關鍵。采用這種技術的可靠耐久的渦輪增壓系統可用于高達950～980℃的廢氣溫度,從而成為未來汽油機的重要部件。