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摘要：本文采用一维三维耦合的方法，论证了双流道增压器不同结构形式对于发动机性能的影响，并结合试验结果验证了该方法的准确性，双流道增压器不同结构形式对于发动机的泵气损失有影响，泵气损失对于功率点的影响远大于对低速扭矩的影响。
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.
关键词：一维三维耦合;泵气损失;双流道增压器
Key words： one-dimensional three-dimensional coupling;pumping loss;twin scroll turbocharger
中图分类号：TK421.6 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）18-0006-04
0 引言
随着国家对油耗和排放的限制要求越来越严，一系列新的汽油机技术被研发并实现产业化，其中，高增压、高压缩比、高滚流直喷汽油机正成为新一代汽油机的重要发展方向。增压器的匹配成为了汽油机小型化的关键技术，以往匹配是以供应商提供的压气机map、涡轮机map作为输入，结合一维热力学软件评估发动机的性能，该方法简单便捷，但无法准确反应增压器结构变化对发动机性能的影响，本文采用一维三维耦合的方法，论证了增压器结构尺寸变化对发动机性能的影响，同时结合试验结果也验证了该方法的可行性。
1 仿真方法和模型
发动机的主要参数如表1所示，本文采用一维三维耦合的方法进行计算，一维热力学模型与三维数模，通过固定的接口连接，由star_CCM+驱动GT_Power实现数据的传递与交换。本次仿真的方法为保证发动机增压压力相同，涡轮机旁通阀开度相同，进排气VVT相同，过量空气系数相同，只是涡轮机结构发生变化，论证涡轮机结构变化对发动机性能的影响。
1.1 仿真模型的校核
选取外特性6000rpm、1000rpm台架数据进行一维模型校核，并将一维计算的流量压力提供给三维，进行旁通阀开度的校核，获得该工况下对应的增压压力与旁通阀开度。如表2所示。
1.2 不同方案对比
本次研究的重点为涡轮机结构变化对发动机性能的影响，v1方案为双流道增压器，如图1所示。v2方案为双流道增压器，只是在v1方案基础上增加（15mm×16mm）通孔如图2所示，两方案的流道、涡轮尺寸均未发生改变。
2 仿真结果
2.1 外特性6000rpm
v2方案與v1方案相比各缸喉口处压力及涡前压力整体降低，最大降低幅度5%，如图3所示。缸内残余废气整体降低，最大降幅0.5%，如图4所示。
v2方案与v1方案相比功率升高4.4%，泵气损失降低22.91%，进气量变化0.86%，如图5所示，通过对比如上变量（喉口压力、缸内残余废气、进气量、泵气损失），功率提升的主要原因为泵气损失改善。
通过四缸排气时压力场的分布，我们也能够看出v1方案在该时刻下的最大背压为3.28bar，v2方案在该时刻下的背压为2.84bar，v2方案排气流通能力优于v1方案，如图6所示。
2.2 外特性1000rpm
v2方案与v1方案相比各缸喉口处压力及涡前压力整体降低，最大降低幅度为8%，如图7所示。由于排气VVT保持和v1方案一致，更换增压器结构后，排气倒流增加，缸内残余废气整体升高，最大增幅5%，如图8、图9所示。
v2方案与v1方案相比扭矩降低19N·m（-10.38%），泵气扭矩升高1.63N·m（148%），进气量降低16.31kg/h（-18.67%），如图10所示，由于低速进气压力高于大气压力和排气压力，为此泵气损失对于扭矩提升起到正向作用，通过对比如上变量（喉口压力、缸内残余废气、进气量、泵气损失），低速扭矩降低的主要原因为进气量减少。
3 台架试验与分析
3.1 试验装置
台架示意图如图11所示，主要包括AVL电涡流测功机、Indimodul621燃烧分析仪，缸压传感器、电控系统等。
3.2 试验结果
3.2.1 外特性6000rpm
v2方案与v1方案相比功率升高6.57%，泵气损失降低26.38%，进气量降低2.39%，如图12所示，仿真与试验的趋势一致，变化幅度接近，功率提升的主要原因为泵气损失降低。
3.2.2 外特性1000rpm
v2方案与v1方案相比扭矩降低61.23N·m，泵气扭矩升高0.93N·m，进气量降低32.75kg/h，如图13所示，仿真与试验的趋势一致，扭矩降低的主要原因为进气量减小。
低速扭矩试验与仿真的幅值变化较大，造成该现象的原因为，涡前压力低、涡前温度低、涡前能量低、旁通阀关死状态下，歧管压力低，从而进气量进一步降低。如图14所示。
4 结论
①v2方案与v1方案相比功率提升的原因为泵气损失的改善。②v2方案与v1方案相比扭矩降低的原因为排气相位并非最优、增压器低速废气能量低，从而导致进气量下降较多。③泵气损失对于功率的影响远超过对于低速扭矩的影响。④双流道之间增加通孔可以降低喉口处的压力，改善发动机的泵气损失。⑤采用一维三维耦合分析的方法可以准确反映出增压器结构变化对发动机性能的影响。
参考文献：
[1]周松，王银燕，明平剑，朱元清，等.内燃机工作过程仿真技术[M].北京航空航天大学出版社，2012.
[2]刘峥，王建昕.汽车发动机原理教程[M].清华大学出版社，2001.
[3]朱大鑫.涡轮增压与涡轮增压器[M].北京：机械工业出版社，1992.
[4]CCM+用户手册.
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.
关键词：一维三维耦合;泵气损失;双流道增压器
Key words： one-dimensional three-dimensional coupling;pumping loss;twin scroll turbocharger
中图分类号：TK421.6 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）18-0006-04
0 引言
随着国家对油耗和排放的限制要求越来越严，一系列新的汽油机技术被研发并实现产业化，其中，高增压、高压缩比、高滚流直喷汽油机正成为新一代汽油机的重要发展方向。增压器的匹配成为了汽油机小型化的关键技术，以往匹配是以供应商提供的压气机map、涡轮机map作为输入，结合一维热力学软件评估发动机的性能，该方法简单便捷，但无法准确反应增压器结构变化对发动机性能的影响，本文采用一维三维耦合的方法，论证了增压器结构尺寸变化对发动机性能的影响，同时结合试验结果也验证了该方法的可行性。
1 仿真方法和模型
发动机的主要参数如表1所示，本文采用一维三维耦合的方法进行计算，一维热力学模型与三维数模，通过固定的接口连接，由star_CCM+驱动GT_Power实现数据的传递与交换。本次仿真的方法为保证发动机增压压力相同，涡轮机旁通阀开度相同，进排气VVT相同，过量空气系数相同，只是涡轮机结构发生变化，论证涡轮机结构变化对发动机性能的影响。
1.1 仿真模型的校核
选取外特性6000rpm、1000rpm台架数据进行一维模型校核，并将一维计算的流量压力提供给三维，进行旁通阀开度的校核，获得该工况下对应的增压压力与旁通阀开度。如表2所示。
1.2 不同方案对比
本次研究的重点为涡轮机结构变化对发动机性能的影响，v1方案为双流道增压器，如图1所示。v2方案为双流道增压器，只是在v1方案基础上增加（15mm×16mm）通孔如图2所示，两方案的流道、涡轮尺寸均未发生改变。
2 仿真结果
2.1 外特性6000rpm
v2方案與v1方案相比各缸喉口处压力及涡前压力整体降低，最大降低幅度5%，如图3所示。缸内残余废气整体降低，最大降幅0.5%，如图4所示。
v2方案与v1方案相比功率升高4.4%，泵气损失降低22.91%，进气量变化0.86%，如图5所示，通过对比如上变量（喉口压力、缸内残余废气、进气量、泵气损失），功率提升的主要原因为泵气损失改善。
通过四缸排气时压力场的分布，我们也能够看出v1方案在该时刻下的最大背压为3.28bar，v2方案在该时刻下的背压为2.84bar，v2方案排气流通能力优于v1方案，如图6所示。
2.2 外特性1000rpm
v2方案与v1方案相比各缸喉口处压力及涡前压力整体降低，最大降低幅度为8%，如图7所示。由于排气VVT保持和v1方案一致，更换增压器结构后，排气倒流增加，缸内残余废气整体升高，最大增幅5%，如图8、图9所示。
v2方案与v1方案相比扭矩降低19N·m（-10.38%），泵气扭矩升高1.63N·m（148%），进气量降低16.31kg/h（-18.67%），如图10所示，由于低速进气压力高于大气压力和排气压力，为此泵气损失对于扭矩提升起到正向作用，通过对比如上变量（喉口压力、缸内残余废气、进气量、泵气损失），低速扭矩降低的主要原因为进气量减少。
3 台架试验与分析
3.1 试验装置
台架示意图如图11所示，主要包括AVL电涡流测功机、Indimodul621燃烧分析仪，缸压传感器、电控系统等。
3.2 试验结果
3.2.1 外特性6000rpm
v2方案与v1方案相比功率升高6.57%，泵气损失降低26.38%，进气量降低2.39%，如图12所示，仿真与试验的趋势一致，变化幅度接近，功率提升的主要原因为泵气损失降低。
3.2.2 外特性1000rpm
v2方案与v1方案相比扭矩降低61.23N·m，泵气扭矩升高0.93N·m，进气量降低32.75kg/h，如图13所示，仿真与试验的趋势一致，扭矩降低的主要原因为进气量减小。
低速扭矩试验与仿真的幅值变化较大，造成该现象的原因为，涡前压力低、涡前温度低、涡前能量低、旁通阀关死状态下，歧管压力低，从而进气量进一步降低。如图14所示。
4 结论
①v2方案与v1方案相比功率提升的原因为泵气损失的改善。②v2方案与v1方案相比扭矩降低的原因为排气相位并非最优、增压器低速废气能量低，从而导致进气量下降较多。③泵气损失对于功率的影响远超过对于低速扭矩的影响。④双流道之间增加通孔可以降低喉口处的压力，改善发动机的泵气损失。⑤采用一维三维耦合分析的方法可以准确反映出增压器结构变化对发动机性能的影响。
参考文献：
[1]周松，王银燕，明平剑，朱元清，等.内燃机工作过程仿真技术[M].北京航空航天大学出版社，2012.
[2]刘峥，王建昕.汽车发动机原理教程[M].清华大学出版社，2001.
[3]朱大鑫.涡轮增压与涡轮增压器[M].北京：机械工业出版社，1992.
[4]CCM+用户手册.