1、新型可變排量發動機與功率分流液壓混合動力系統輸出耦合的仿真研究摘要 為了使無節流發動機能夠工作在部分負荷，從而消除泵氣損失，所以在對可變排量發動機充分研究的基礎上做出了仿真。在這項工作中做建立的模型機制從赫夫利發動機的概念中衍生而來。渦輪增壓技術和停缸技術是上述發動機的其他顯著特征。停缸技術結合可變排量可以進一步擴展無節流發動機的工作范圍，與此同時，渦輪增壓技術增加了發動機的功率密度，使得發動機可以在沒有性能損失的前提下進一步減小體積。雖然上述的具有可變排量渦輪增壓發動機的概念可以使發動機擁有很大的工作范圍，但是接近怠速運行依然是不切實際的。所以，集成有混合動力傳動系的可變排量渦輪增壓發動機（

2、VDTCE）允許在控制發動機，消除發動機空轉，以及解決在發動機瞬態和模式轉換中可能發生的問題時保持靈活。在基本物理原理和1-D氣體動力學的基礎上，發動機模型在AMESIM基礎上開發。功率分流液壓混合動力傳動系統的預測模型在SIMULINK中創建，從而與發動機模型集成。集成的仿真工具是用來在確定包括可變排量渦輪增壓發動機和液壓混合動力傳動系統的動力系統的燃油經濟潛力之前，解決設計和控制方面問題的。簡介 現代汽車的發展，不僅要求解決能源安全和氣候變化問題，而且要提高汽車的燃油經濟性，同時也要滿足嚴格的排放法規。混合動力技術是減少排放和車輛油耗的關鍵。這是由于（）小型化的發動機，（）在再生過程中回收

3、能量，以及（iii）優化發動機運行的可能性。后者在配備有SI發動機的混合動力汽車上一直是很重要的。SI發動機的泵氣損失（節流操作）不僅是它的軟肋，而且是其在部分負荷下燃油經濟性較差的主要原因。因此，混合動力系統的設計和控制通常試圖盡量避免發動機低負荷運轉，從而提高了駕駛循環中平均燃料轉換效率。隨著時間推移，像可變氣門正時和可變氣缸排量這樣可以減少泵氣損失的概念已將被提出，因此也提供了進一步改進動力總成整體效率的途徑。我們的目的就是探索這樣一個將可變排量發動機與混合動力系統將結合的系統的潛力。在這種情況下，混合動力的作用就是使一個先進的發動機概念在一定工作范圍內是可行的。 可變排量技術的概念在過

4、去的幾十年中已經出現在許多出版物中，但它尚未被證明能夠應用在已經生產的發動機中。一些作者1，2，3提出了不同的機制來實現可變氣缸內位移。波略特等4提出構造并研究5缸，四連桿機構發動機。王等人5利用二次活塞和輔助室，提出和分析了一種具有阿爾瓦周期的四缸發動機。一些作者運用這個概念的理論知識探索出一些能夠獨立實現可變排量的實際手段。根據史格拉和施維德6的早期工作，他們估計可變行程發動機可以改善燃料經濟性高達20%，但這取決于可允許的NOx排放和車輛的功率 - 重量比。在后續的試驗研究中施維德7發現，在很短的行程中，發動機會發生燃燒惡化，熱量損失也會增加。Alsterfalk等8通過準二維SI發動機

5、的仿真研究了可變行程發動機的潛力和局限性，他們發現通過改變行程長度和無節流操作可以使發動機的效率在30%至70%的負荷范圍內得到顯著提升。當發動機符合低于30%時發動機效率變差是因為在極短行程時出現的效率下降已經超過了無節流操作時的效率提升；與此同時，接近怠速運轉時就必須進行節流操作。這篇文章試圖通過將可變排量發動機和其他兩項技術即停缸技術和混合動力技術相結合，從而克服上述挑戰。可變排量發動機與停缸技術的結合可以降低無節流操作的下限使其更加接近怠速，而功率分流液壓混合動力系統能夠避免不可行的操作范圍。發動機也采用了渦輪增壓技術從最大限度減小發動機的體積。在9中，普銳斯的豐田混合動力系統的功率分

6、配架構已經被采用。但是，這個豐田混合動力系統是由行星齒輪組和兩個泵或電機以及液壓氣動蓄能器組成的液壓混合動力系統，而沒有使用電氣元件。液壓元件具有非常高的功率密度和轉換效率，這使得它們非常有效地在制動過程中回收動能。另一個優點是相比于非常先進的電池，前者的成本相對較低10。然而液壓蓄能器相對較低的能量密度也產生了特殊的困難，需要用新的方法來發展對其的監視和控制技術。并聯和串聯的液壓混合動力系統的結構特征在之前就已經被深入研究，特別是在重型車輛上11,12,13，與此同時在設計和控制策略上的優化使得汽車的燃油經濟性有顯著的改進。功率分流系統在混合動力汽車和電動汽車領域都已被廣泛研究，他表現出同時

7、對串聯和并聯系統的最佳性能進行匹配的能力。所以我們的目標有兩方面，一方面要調查功率分流液壓混合動力系統在正常駕駛條件下能否使可變排量渦輪增壓發動機無節流運轉，另一方面要了解對功率分流液壓混合動力系統監視控制技術的發展方面的挑戰。由于液壓能量轉換元件處于非常不同的速度范圍并且能量存儲容量較低，所以監控問題的約束條件在混合動力系統中顯著不同。當然，這項研究通過給出的動力總成的配置提供了汽車燃油經濟性潛力的所在。 這項調查基于預測模擬工具。兩升四缸渦輪增壓缸內直噴可變排量發動機的模型在AMESIM中建立。缸內模型考慮了熱力學控制因素，質量和能量守恒因素，以及燃燒和傳熱因素。支管和端口的一維氣體動力學

8、模型使渦輪增壓器能夠與發動機氣缸進行耦合。機械損失會根據發動機轉速的經典經驗公式進行估計，但是我們一定要明白，在赫夫利發動機中，其復雜的軸承組件和軸向加載器可能具有比傳統的基本略高的損失。液壓能量轉換和存儲元件，以及功率分流變速器模型是在SIMULINK中基于物理原理建立，并且動力總成和車輛模型最終的集成也是在同一軟件中建立。而上述研究整合的基礎是原先研究人員在美國密歇根大學汽車研究中心開發的車用發動機仿真模擬平臺。除此之外，該車用發動機仿真平臺之前也配置了利用平行和系列架構的液壓混合動力系統的研究。 本文的結構如下。首先說明可變排量渦輪增壓發動機（VDTCE）的概念以及建模方法。發動機的主要

9、特點以及在部分負荷燃油消耗率的改善將通過仿真結果說明。接下來，我們討論功率分流液壓混合動力系統的液壓組件的配置和傳動系統的建模，以及車輛的動態模擬。對不同電源進行有效監控是充分利用混合動力系統潛力的關鍵，因此與PS-HHV系統的控制相關的獨特挑戰將在一個單獨的小節探討。然后提出了一個可以對發動機最佳燃油消耗率工作點的定位的蓄電池荷電狀態的調制控制。最后，提出的包括可變排量渦輪增壓發動機（VDTCE）和功率分流液壓混合動力系統的動力總成的配置將在EPA城市和公路行駛工況中進行仿真，并與配備了傳統SI發動機和5速自動變速箱的傳統基準車輛進行對比。文章最后以結論結尾。可變排量渦輪增壓發動機（VDTC

10、E）的概念及建模 可變排量發動機允許氣缸工作容積基于執行命令而改變。氣缸腔室大小的變化是通過移動活塞上止點（TDC）和下止點（BDC）的位置來實現的。其主要思想是通過改變排量而不是節流吸入空氣來實現對發動機輸出的調制。通過使發動機節氣門全開（WOT），從而在部分負荷消除過多的泵氣損失，進而顯著提高了部分負荷效率。 本研究選擇的可變排量發動機概念是基于赫夫利發動機設計的15。圖1示出了所提出的發明的機理示意圖。赫夫利發動機的氣缸徑向圍繞曲軸，但在相對于上述曲軸的旋轉平面呈一角度。這使得活塞被一個以一種特殊軸承組件構成的單一曲軸連接，從而能夠沿著這個傾斜的曲軸移動。球形接頭相當于連接桿的大端部，它

11、允許活塞能夠活塞組件允許的范圍內的不同位置做往復運動。如果需要使用不同的排量，曲軸的軸承組件將被向上或向下移動從而改變發動機行程。我們的研究就是利用這一概念探討提高發動機循環效率的潛力，并試圖了解這樣做的局限性以及整合動力系統可能系統可能遇到的挑戰。所以，雖然我們的本意不是解決這個機構的組件的設計以及這種發動機的可靠性和成本等等這些細節，這樣一個機構的運動學和機和約束卻被看做一個現實的平臺。 對于赫夫利發動機的實際考慮和約束如下。該發動機的壓縮比可以保持恒定或者在小范圍內變化。在這項工作中首先需要考慮的就是保持壓縮比恒定。由于有幾何約束，發動機排量的最小值被限制，它也決定了發動機功率的下限。初

12、步分析表明，發動機排量的最小值依然與可變排量渦輪增壓發動機非節流時的值相距較遠，由于現實范圍不同，他們排量之比大約為2:1。降低鈍化作用被認為是為了進一步擴大非節流操作的很好方法。在上止點，渦輪增壓增加了功率范圍。因此，2升可變排量渦輪增壓發動機被設計成可以達到3.6升常規自然吸氣基線的效果。表1包含主機規格。表1：主機規格排量1-2L缸徑83mm行程41.5-83mm連桿長160mm壓縮比10.2汽缸數4每個氣缸閥數4圖1：赫夫利發動機概念圖 發動機熱力學模型和氣體動力學過程模型采用LMS Imagine建立。實驗室的AMESIM 是一個多域軟件平臺。該平臺允許單個模塊在一個圖形化編程環境（

13、見圖2）中集成，方便實現控制器，并提供了SIMULINK的接口（如需要）。接下來的部分提供了建模方法的細節，并說明了可變排量渦輪增壓發動機的操作。圖2：可變排量渦輪增壓發動機的AMESIM模型發動機氣缸模型 AMESIM中的燃燒模型 是用于開發可變排量渦輪增壓發動機氣缸模型的基礎。該模型考慮了熱力學控制因素，質量和能量守恒因素，以及燃燒和傳熱因素。為了允許發動機排量的動態變化，瞬時氣缸容積的計算必須進行修改，這些細節將在下面單獨一個小節。氣缸內的氣體包含三種氣體，即空氣，燃料蒸汽和燃燒后氣體的混合物。燃料是由碳原子和氫原子的數目（CxHy）和其較低的熱值來定義。燃料像液體一樣被噴射，而且液體液

14、體的蒸發將會影響氣缸中電荷的熱力學狀態。燃料蒸發的模型是根據一個依賴于混合物溫度的蒸發時間長度建立的。氣體和燃燒室壁之間的熱傳遞是使用Woschni模型計算。燃燒模型考慮了兩個區域，在這其中，根據氣體未燃燒和已經變成燃燒后氣體而被分離開來。反應速率是利用相干火焰模型，這需要對流層火焰速度和總的火焰面信息計算出來的。層流速度是由 Metghalchi和 Keck，以及瞬時溫度和未燃燒氣體的壓力共通過決定的。總的火焰區域是平均火焰表面和火焰起皺前緣的組合。平均火焰面積的計算是先假設一個球形向前與中心的火花塞傳播，直到與活塞接觸。火焰向后接觸到活塞是通過假設火焰的形狀像氣缸形狀簡化。火焰起皺前緣是基

15、于Damköhler“S解析表達式18，它考慮的火焰起皺的湍流效應。零維能量的梯級模型用來計算湍流動能。 預測爆震是確定現實的助力極限的關鍵。它是通過計算之前實物19的演變來實現的。當該前體實物的質量分數和初始燃料質量分數之間的比率達到1時，就會超過誘導時間而發生自燃。法國石油研究所開發的一個簡單代數模型提供了爆震強度19的估計。可變排量發動機的曲軸模型 我們創建了一個新的曲軸模型讓發動機根據軸承組件的位置改變而改變發動機的排量。圖1所示的赫夫利發動機是通過修改標準模型的曲軸，使曲軸模型和曲軸軸頸的相對位置發生變化。這個模型還包括一個用來表示用于移動曲軸軸承組件的執行器的延遲，作為第

16、一階動力。該模型是AMESIM中用C語言實現的，它的預測示于圖3。該圖表示出氣缸 容積從最大到最小時執行器命令的階躍變化。為了保持壓縮比恒定，最小和最大體積之間的比值也要保持恒定。這可以通過改變凈空高度與沖程長度的比例來實現。圖3：從最多到最少命令后，氣缸容積變化的情況進氣和排氣系統 進氣和排氣系統是通過將支管和管道相連，從而構建一維氣體動力學模型。這使得模型能夠預測支管等的波浪作用，以及發動機的呼吸準確性。渦輪增壓器 渦輪增壓器模型包含三個組成部分：壓縮機，渦輪和轉子。壓縮機和渦輪車型都是從AMESIM的庫20，21中查找建立的。利用具有可變節氣門的可壓縮流體方程可以計算出廢氣排放的質量流速

17、。為了實現在低轉速的增壓，渦輪的大小進行了優化。為了防止過度的高轉速運行，所以又加上了廢氣門。廢氣門的控制命令是基于發動機轉速，所需的增壓壓力和實際的增壓壓力計算的。排氣泄壓閥控制器的框圖如圖4所示。圖4：廢氣們前饋和反饋控制 為了計算所需的最大增壓壓力，我們在不同的發動機轉速下分析了爆震強度值。在這一過程中，可以創建一個前饋排泄閥控制的查詢表。圖5和圖6示出了對于3000的每分鐘轉數的發動機速度測試方案。如圖5所示，增壓壓力在逐步增加。整個瞬態的爆震強度都被記錄，爆震發生約1秒內進入瞬態（見圖6）。這相當與1-2倍升壓，所以實際提升界限的安全值被選為1.8。同樣道理我們可以為可變排量渦輪增壓

18、發動機做出對不同發動機轉速的增壓壓力圖。圖5：從零開始的進氣壓力積聚。發動機工況：3000每分鐘轉速和50%排量 圖6：圖5所示的增壓壓力歷史的爆震強度變化圖7：進氣支管壓力圖燃料控制器 用于可變排量渦輪增壓發動機燃料控制器是由姆拉德諾維奇（GM）發明的一種概念改進而成的22。節流估計空氣流速是基于支管的氣體壓力，溫度和空氣質量流量確定的。通過對原方法的修改，我們實現了計算可變氣缸容積的效果。圖 8：燃料控制框圖 因此，燃料控制器的前饋部分依賴于經過節流閥的空氣質量流量信號，溫度和活塞行程，從而可以估算支管壓力。然后用實際質感的壓力信號與這個估計的壓力相比較，從而創建一個錯誤值。根據錯誤模塊可

19、以使用PI控制估計氣缸空氣流量，從而可以計算燃料噴射的期望量。通過標準化的空氣-燃料比的反饋回路可以實現精細調整。估計的燃料噴射量，噴射時間，發動機轉速，和每轉然老燃燒量來計算整體靜態供油率（SFR）。停缸 停缸的實施是為了讓非節流發動機運行在非常小的負荷。停缸時關閉兩個缸，可以使發動機的排量降低一半。停缸技術使發動機在排氣沖程期間停用一缸。下一個被停用的氣缸是與它配對另一個液壓缸。通常氣缸是1和4配對，2和3配對。當氣缸停用時，其進氣口和排氣門保持關閉，以保持缸內較高的溫度，并防止富氧廢氣流經氧氣傳感器并進入催化轉換器。圖9：停缸時的平均發動機轉矩 圖9顯示了在氣缸停用過程中，可變排量渦輪增

20、壓發動機的平均發動機扭矩值。由于相對機械損失增加，停缸后會出現下沖，我們可以通過所述控制器來調整一個赫夫利發動機的沖程從而迅速糾正。摩擦模型 摩擦模型是基于發動機轉速和相同的經驗表達關系而建立，可以同時用于可變排量渦輪增壓發動機和常規基線發動機。 我們認識到一個帶有執行器和較大軸向載荷的復雜軸承組件的赫夫利發動機的機械損失可能與那些傳統的發動機上所觀察到的不同，但目前還沒有公布的數據能夠在赫夫利發動機上量化摩擦。因此，采用相同的FMEP要比試圖不根據任何實際測量的指導做出的估計更加安全。上述警告意味著我們需要謹慎查看制動比油耗值，這將在下一小節提交，但作為可變排量渦輪增壓發動機的整體效率水平時

21、可能有所高估。可變排量渦輪增壓發動機的實施 本節討論了系統內的交互和各種操作模式下的控制邏輯。在可變排量渦輪增壓發動機中發動機的動力可以通過以下方式進行控制：1-可變排量命令，2 -汽缸失活的命令，3 - 渦輪廢氣門的命令，4 - 點火正時。可變排量命令是電源監控的主要方法。如果在WOT中能量下降至最小排量命令的水平以下，則有必要使用停缸。平滑模式過渡是通過在停缸過程中對氣缸排量進行微調實現的。正如在渦輪增壓部分所解釋的，渦輪廢氣門的命令式根據預先的查找表確定的，它定義了不發生爆震所能達到的最大增壓壓力。鑒于在WOT可變排量渦輪增壓發動機工作在所有時間，點火提前受到爆震的限值，且與傳統發動機相

22、比還是滯后。 在成功建立了圖2所示的發動機系統仿真之后，經過幾次運行，生成了圖10所示的燃油消耗率圖。峰值轉矩是由最大位移和允許的升壓水平來確定。較高負荷和中等負荷區域可通過可變位移執行器控制。實際低負荷極限部分是結合停缸和可變排量命令的結果。可以看出，技術的組合可以使發動機在整個工作范圍都能有效運行。最低燃油消耗率值是大約190克/千瓦小時，最大是310克/千瓦小時，這也許比以往的SI發動機上觀察到的典型低負荷值還要低兩個數量級。圖表沒有覆蓋整個范圍，因為在最底層的負載范圍和接近怠速運轉時是無法實現的，除非我們開始對吸氣進行節流。正如我們目標中解釋的，我們計劃通過連接發動機與混合動力系統避免

23、低負荷，并使用控制權限以保持發動機在任何時候都高于低負荷極限運轉。圖10：可變排量渦輪增壓發動機的燃油消耗和最佳燃油消耗率的軌跡圖功率分流液壓混合動力推進系統 混合動力系統是一種允許自由加入額外的能量存儲裝置和輔助推進裝置的一種裝置。這提供了控制發動機的靈活性。另外，傳動系中的可逆電機是汽車在市區行駛時通過制動得到能量和燃料等經濟收益的再生。為了在并聯和串聯混合架構中同時獲得兩者的最佳特性，在功率分流的混合架構中也選擇這項工作。動力傳動系統組件模型，由SIMULINK軟件開發，并與由密歇根大學汽車研究中心的研究人員1113開發的車用發動機仿真相集成。表2給出了車輛系統規格的概況。表2：車輛規格

24、 發動機描述2L可變排量渦輪增壓發動機最大功率5000轉時156kW最大轉矩3000轉時350Nm馬達/泵描述軸向柱塞可變排量體積110 cc/rev最大轉速4000 RPM蓄能器種類充氣式氣體氮氣容量35L最大壓強350 bar最小壓強120 bar車輛種類四門轎車重量1535 kg迎風面積系數0.272 m2輪胎半徑0.327 m最終傳動比3.38行星齒輪傳動設計改進自豐田混合動力系統環齒輪/太陽齒輪2.6:1減速比3:1功率分流系統 功率分流系統的中心是一個集成了兩個能量轉換器和液壓泵/電機的行星傳動齒輪。它利用所謂的調速力矩器來控制發動機操作，同時給車輪提供所需扭矩。該系統結合了并聯和

25、串聯結構，在控制發動機時有很大的靈活性，以某些操作模式通過力矩器和機械傳動裝置將動力從發動機傳到車輪，從而避免了多次能量轉換造成的損失。圖11顯示了功率分流結構示意圖和杠桿模擬圖說明在功率分流裝置中轉速和轉矩的關系。 豐田混合動力系統（THS）9是由一個基礎的功率分流系統發展而來。與豐田混合動力系統類似，車輛和電機與環齒輪相連，發動機與傳動齒輪相連。但是由于液壓馬達的最大允許轉速要低得多，所以該泵通過減速器與太陽齒輪相連（見圖11）。發電機在原來的豐田混合動力系統中要求高速行駛，超過10000轉，而液壓馬達的轉速不應該超過4000轉。下面的公式顯示組件轉矩和速度之間的關系：圖11：帶有液壓元件

26、的功率分配架構以及功率分流混合動力系統的杠桿示意圖駕駛員 駕駛員在建模時被定義為一個由實際車輛速度和由選擇的駕駛時間表確定的期望車輛速度之間的誤差所得到的的比例積分控制器：發動機 發動機的模型在AMESIM中建立，它的的細節在前面的章節已經給出。在SIMULINK中的一個系統集成研究中，AMESIM預測模型被用來產生一個轉矩查找表作為發動機轉速與燃料噴射和質量的函數。從AMESIM預測模型到查找表的級聯使在預處理時將所有的設計和控制問題控制在適當水平，然后再選取與設計特征相符合的緊湊而快速的模塊。一階滯后加到模擬渦輪增壓器產生延遲。當發動機的控制命令為零時，控制器發出怠速命令。車輛 車輛被看做

27、一個點質量模型。對于燃油經濟性的研究這被認為是足夠的。車輛的阻力在建模時被分為滾動阻力和滑動阻力。該車輛還包含一個被當做庫倫摩擦裝置的制動模型。車輛模型方程如下。蓄能器模型 將含有氮氣泡沫的囊式蓄能器作為能量存儲裝置。根據實際氣體和能量守恒定律的BWR方程，氮的狀態方程如下圖所示，這是從23，24，25中得出的。在等式20-21中，下標“g”表示關于氣體的變量，和“f”對應的變量，如質量比熱，表示關于泡沫的變量。通過添加彈性體泡沫，電荷的熱容量有所增加，充電-放電過程的效率也顯著提高。泵/電機模型 液壓泵/馬達模型是一個新版的威爾遜“泵/馬達理論”23。泵/馬達是軸向柱塞可變排量型。轉矩和流動

28、由位移指令控制。容積和機械效率公式如下所示。因此，實際的瞬時扭矩或流量要被乘以對應的瞬時位移和速度，按從方程23-24中確定的效率的理論值計算。整合與監控 將混合動力效益最大化的主要因素是專門最其選定的配置和為組件設計量身定做的監控策略。在混合動力系統中，能量存儲裝置相對較低的能量密度，要求對電池荷電狀態更加細致的管理，同時為了保證維持電池荷電狀態的最小值的發展，要同時優化整體性能和功率分流混合動力系統。Filipi和Kim提出了一種調制控制策略，當將其應用于串聯液壓混合動力系統時會產生優異的效果；所以它被選為針對PS-HHV系統開發控制器的基礎。 調制控制根據瞬時SOC的偏差與期望SOC和實

29、際SOC之間的差的變化率來調整對發動機的指令，如下： 為了提供足夠的存儲容量用于后續的能源再生，所以所需的SOC較低（0.2）13。與傳統的恒溫SOC控制不同，調制控制器避免劇烈的瞬態變化，平緩提升發動機功率，如圖12。根據所述控制器的發動機動力需求的信號，實際所需的轉矩和速度，由圖10所示的恒流電源線和最佳燃油消耗率的軌跡的交點來確定。這將在下一節詳細討論。圖12：FTP75工況下發動機功率需求與電池荷電狀態的預測仿真結果 PS-HVV系統的操作和燃油經濟性在FTP75城市行駛工況下進行評估。圖13示出有關駕駛時間表的一個片段的結果，包括：車速，發動機轉速，功率，車輪輸出功率，SOC，泵和馬

30、達的能量輸出。電機的轉速顯然與車輛期望速度直接相關，但是為了保持發動機在期望的操作點，泵要進行反轉，這將由負RPM值來表示。圖13：功率分流混合動力系統在FTP75工況下的部分：車輛和動力總成部件速度歷史（上圖），發動機和車輪速度以及SOC的實例（中圖），泵和馬達功率歷史（下圖 ） 圖13中間的圖表示的是，與豐田混合動力系統不同的是，發動機的功率在大部分片段都與總的功率要求接近。發動機提供了大部分的功率要求，控制器用以維持SOC的限制值，使其始終接近所需值。然而，這并不意味著發動機工作效率低下控制。恰恰相反，圖14示出了該發動機的工作點都分布在發動機最佳燃油消耗率的軌跡附近，這要歸功于混合動力

31、系統的發動機的靈活性。相對而言發動機的符合是非常低的，但是可變排量渦輪增壓發動機可以去除與傳統發動機部分負荷相關的不足，從而獲得更好的燃油消耗率特性。然而，工作點在第四象限的集中分布表現出該發動機寬大的尺寸，有進一步小型化的余量。在這項研究中選擇期望的額定功率來匹配現有的高性能車輛，在將來的研究中有可能會改變。車輪的扭矩偶爾會變成負值，這表示制動過程。 圖13示出的底部的細節圖表示出液壓泵/馬達的輸出行為。泵的功率類似發動機功率的輪廓，但是現實是不完全一樣的，因為一些發動機的動力被直接傳到了車輪上。每當車輪的動力指令為負是，電機轉到泵模式，從而滿足制動要求，并實現能源的再生回收。圖14：在FT

32、P75駕駛循環下功率分流車輛發動機的工作點示意圖為比較建立基線 為了了解帶有功率分流液壓混合動力系統和可變排量渦輪增壓發動機的車輛性能的提升，有必要建立一個傳統車輛的模型。我們的目標平臺是一個中等規模的高性能轎車。我們使用這種方法的目標是強調在保持高性能的同時顯著降低燃油功耗，而不是探索最佳燃油經濟性的可能性。但是，對于其他類似的配置這種一般的看法適用的，并且可以通過目前的研究為以后高性能汽車的研究提供指導。總之，如圖15所示，我們在AMESIM中模擬設置了3.6升V6吸氣式發動機的有代表性的基線。該發動機的規格總結于表3中。額定功率匹配的可變排量渦輪增壓發動機2.0升在500轉時產生的最大功

33、率。對節氣門和點火定時指令進行了優化，以產生如圖16所示的燃油消耗率圖。在SIMULINK中創建傳統車輛系統時，用一個五速自動變速器與發動機相配。圖15:3.6L V6發動機的AMESIM模型表3：基本發動機規格排量3.6L缸徑94mm行程85.6mm壓縮比11汽缸數6每個氣缸閥數4傳統車輛與功率分流混合動力系統對比：系統的相互作用和燃油經濟性 在3.6升V6發動機工作點被疊加在圖16所示的燃油經濟性圖上。顯然，帶有常規五速變速器的發動機的工作點散射在很寬的范圍，但是經常將發動機保持在不利的中速和低負荷區域。當扭矩需求大約是50牛米，且發動機燃油消耗率>550克/千瓦時，而不是約300克

34、/千瓦時的時候可變排量渦輪增壓發動機將對汽車的燃油經濟性有巨大的影響。 圖17示出了傳統車輛相對于可變排量渦輪增壓發動機操作之間的巨大差異。在傳統的傳動系統的情況下，發動機直接連接到所述車輛的速度，并且在相關車輛的功率要求和齒輪位移的突然變化下會發生頻繁的瞬變。與此相反，功率分流系統可以保持發動機的轉速相對較低，所以可以具有非常溫和的變化。從中間的圖表上可以看到明顯的具體差異，說明傳統車輛的發動機扭矩會有巨大且頻繁的波動。功率分流混合動力系統的整體扭矩水平與之相當，但是高頻瞬變完全消除，為發動機的渦輪增壓做好準備。下圖顯示了非常不同的發動機工作特性以及表示瞬時油耗影響程度的燃油消耗率圖。駕駛時

35、間表上下圖曲線下的面積能夠確定表4所示的車輛的燃油經濟性。將可變排量渦輪增壓發動機與功率分流混合動力系統耦合將對城市工況和高速公路工況都有顯著作用。這似乎有些意外，因為由于有能源再生的機會，混合動力系統在城市工況下經常能夠提供相對較高的收益。這一發現表明，大部分收益是源于可變排量渦輪增壓發動機在部分負荷下的高效，而不是混合動力系統的改進。圖16：帶有3.6升自然吸氣發動機的常規車輛在FTP75駕駛循環的模擬工作點圖圖17：傳統車輛和功率分流在FTP75駕駛循環的對比：發動機轉速（上圖），發動機轉矩（中圖），燃油消耗（下圖） 事實上，圖18比較了兩者超過一個駕駛周期段的發動機周期，并說明可變排量渦輪增壓發動機的瞬時效率要比傳統發動機計算的相應值大兩倍以上。圖18：在一個FTP75駕駛循環的發動機瞬時效率圖表4：傳統車輛發動機與功率分流混合動力可變排量渦輪增壓發動機燃油消耗率的比較城市（FTP75）（mpg）高速公路（HWFET）（mpg）傳統車輛發動機18.3430.41功率分流混合動力可變排量渦輪增壓發動機46.5077.68 最后，可變排量渦輪增壓發動機與功率分流液壓混合動力系統的耦合可以使車輛在燃油經濟性方面具有特殊優勢。對系統的相互作用的分析表明，大部分的燃油經濟性的改進來源可變排量渦輪增壓發動機在部分負荷的高效，而功率分流液壓混合動力系統可以被看做是可