周 哲，張振東，尹叢勃，梁承友，周正祥，李 凱

基于轉(zhuǎn)矩模型的高壓共軌柴油機(jī)控制策略

周 哲1，張振東1，尹叢勃1，梁承友2，周正祥2，李 凱1

(1.上海理工大學(xué)汽車(chē)工程研究所，上海 200093； 2.上海汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司商用車(chē)技術(shù)中心，上海 200438)

針對(duì)基于轉(zhuǎn)矩模型的柴油發(fā)動(dòng)機(jī)控制中，在中高轉(zhuǎn)速時(shí)常會(huì)因機(jī)械損失MAP精度低，造成動(dòng)力不足和輸出轉(zhuǎn)矩延遲的問(wèn)題，在基于轉(zhuǎn)矩模型的高壓共軌柴油機(jī)控制策略的基礎(chǔ)上，利用GT-Power軟件搭建了柴油發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程的仿真模型。通過(guò)仿真研究了發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械損失特性與轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換的關(guān)系，得到了理論MAP圖，并根據(jù)臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了相應(yīng)修改。采用改進(jìn)后的MAP圖對(duì)ECU控制參數(shù)進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證，并依據(jù)實(shí)際需求調(diào)整了控制燃燒的相關(guān)參數(shù)。發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架性能試驗(yàn)、整車(chē)轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)和整車(chē)路試的結(jié)果表明，與改進(jìn)前相比，發(fā)動(dòng)機(jī)的經(jīng)濟(jì)性提升了0.8%、動(dòng)力性提升了1%，整車(chē)排放符合國(guó)家法規(guī)要求；發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩跟隨特性改善了1.6%。

柴油機(jī)；轉(zhuǎn)矩模型；控制策略；臺(tái)架試驗(yàn)

前言

1997年，文獻(xiàn)[1]中首次提出基于轉(zhuǎn)矩的發(fā)動(dòng)機(jī)控制算法。此算法考慮到汽車(chē)上其它附件和控制器對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率的需求，克服了傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)控制器在整車(chē)控制中不易集成和擴(kuò)展的缺陷，以轉(zhuǎn)矩為各控制單元與ECU之間的唯一接口，當(dāng)汽車(chē)上需要增加新的子系統(tǒng)時(shí)，只須將新增加的子系統(tǒng)并入CAN網(wǎng)絡(luò)，通過(guò)CAN網(wǎng)絡(luò)將轉(zhuǎn)矩請(qǐng)求發(fā)送給ECU，ECU在協(xié)調(diào)各部件的轉(zhuǎn)矩請(qǐng)求后，依據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)當(dāng)前工作狀態(tài)計(jì)算出發(fā)動(dòng)機(jī)的指示轉(zhuǎn)矩，再將此指示轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化為噴油時(shí)刻、噴油量和噴油次數(shù)等控制參數(shù)，以達(dá)到最佳的轉(zhuǎn)矩輸出[2]。但在發(fā)動(dòng)機(jī)處于中高轉(zhuǎn)速時(shí)，往往會(huì)出現(xiàn)動(dòng)力不足和輸出轉(zhuǎn)矩延遲現(xiàn)象。針對(duì)此問(wèn)題，德國(guó)博世公司開(kāi)發(fā)的EDC17柴油機(jī)控制系統(tǒng)和日本電裝公司提出的一種基于轉(zhuǎn)矩的控制算法能精確地滿(mǎn)足整車(chē)中高轉(zhuǎn)速時(shí)的控制需求；而我國(guó)目前主要利用柴油機(jī)模擬計(jì)算的方法，通過(guò)搭建具體的物理模型和求解，得出柴油機(jī)各個(gè)階段的工作過(guò)程，從而進(jìn)行相應(yīng)的優(yōu)化[3]。

本文中通過(guò)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩控制策略的研究，分析指示轉(zhuǎn)矩的影響因素，和與指示轉(zhuǎn)矩相關(guān)參數(shù)的計(jì)算方法。使用GT-Power搭建了發(fā)動(dòng)機(jī)模型，并對(duì)其進(jìn)行性能驗(yàn)證。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械損失特性和轉(zhuǎn)矩與油量的轉(zhuǎn)換關(guān)系進(jìn)行仿真研究，針對(duì)仿真MAP圖，進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)[3]。同時(shí)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)部分工況參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化標(biāo)定和臺(tái)架驗(yàn)證，使發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)性能得到相應(yīng)提升。

1 基于轉(zhuǎn)矩的柴油機(jī)控制算法原理

1.1 算法模型的搭建

本文中使用開(kāi)環(huán)控制來(lái)控制轉(zhuǎn)矩，如圖1所示。其中，轉(zhuǎn)矩的精準(zhǔn)輸出通過(guò)實(shí)驗(yàn)標(biāo)定的方法來(lái)保證，并通過(guò)大量的實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)，在當(dāng)前理論的基礎(chǔ)上建立噴油量與輸出轉(zhuǎn)矩間的關(guān)系。就柴油發(fā)動(dòng)機(jī)而言，很重要的一步就是將指示轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)變成對(duì)應(yīng)的噴油量[4-5]。

圖1 轉(zhuǎn)矩的開(kāi)環(huán)控制

1.2 機(jī)械損失的計(jì)算

英國(guó)Ricardo使用拖動(dòng)法導(dǎo)出了計(jì)算平均機(jī)械損失壓力pm的經(jīng)驗(yàn)公式：

對(duì)于指定的發(fā)動(dòng)機(jī)，壓縮比ε和活塞行程l是確定的，故式(1)可簡(jiǎn)化為

其中：C1＝0.0067(ε-4)

C2＝0.001449/l

C3＝0.000401

基于Ricardo經(jīng)驗(yàn)公式的Chen-Flynn模型如下：

式中：vm為活塞平均速度，m/s；pm為平均摩擦壓力，MPa；pmax為缸內(nèi)最大壓力，MPa；C為機(jī)械損失常數(shù)部分；C1為最大缸壓因數(shù)；C2為活塞平均速度因數(shù)；C3為活塞平均速度二次因數(shù)，此模型公式運(yùn)用于柴油機(jī)后期建模過(guò)程。第1項(xiàng)表示受壓縮比影響的部分；第2項(xiàng)表示與熱損失、冷卻水溫度相關(guān)的部分；第3項(xiàng)表示隨轉(zhuǎn)速變化的，軸承和活塞與活塞環(huán)等部分的損失；第4項(xiàng)表示泵氣損失部分[6-7]。

1.3 轉(zhuǎn)矩與油量的轉(zhuǎn)換

ECU將接收到的各個(gè)轉(zhuǎn)矩需求進(jìn)行整理排序，然后由控制算法中的需求轉(zhuǎn)矩模塊算得發(fā)動(dòng)機(jī)的指示轉(zhuǎn)矩，然后通過(guò)轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換關(guān)系計(jì)算出當(dāng)前的噴油量。由發(fā)動(dòng)機(jī)指示效率的定義得

式中：ηi為發(fā)動(dòng)機(jī)指示效率；Pi為發(fā)動(dòng)機(jī)指示功率，kW；B為小時(shí)油耗，kg/h；Hu為柴油的燃燒熱值，kJ/kg。

其中發(fā)動(dòng)機(jī)指示功率為

式中：Ti為發(fā)動(dòng)機(jī)指示轉(zhuǎn)矩；n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min。

小時(shí)油耗B為

式中：Qi為發(fā)動(dòng)機(jī)每缸每循環(huán)的噴油量，λ為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)量，τ為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)。

本研究中的發(fā)動(dòng)機(jī)為4缸4沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，故λ為4，τ為4；Hu為4.018×104kJ/kg。 聯(lián)立式(4)～式(6)得

通過(guò)以上關(guān)系式可得出指示轉(zhuǎn)矩Ti轉(zhuǎn)化為噴油量Qi的方程，此方程與發(fā)動(dòng)機(jī)指示效率有關(guān)。本文中基本噴油量的獲得，是參照發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和發(fā)動(dòng)機(jī)需求轉(zhuǎn)矩查二維MAP圖獲得的，再分別對(duì)油量進(jìn)行修正獲得每缸每循環(huán)噴射的油量[3-8]。

2 基于仿真模型的標(biāo)定

2.1 整機(jī)模型的搭建

目標(biāo)柴油發(fā)動(dòng)機(jī)各部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)、邊界參數(shù)、運(yùn)行參數(shù)和相關(guān)部件的臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)見(jiàn)表1。

表1 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)基本參數(shù)

在調(diào)節(jié)與驗(yàn)證整機(jī)模型時(shí)，以發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果為基準(zhǔn)，在模擬發(fā)動(dòng)機(jī)Setup中輸入這一基準(zhǔn)參數(shù)，并調(diào)節(jié)模型中的部分修正系數(shù)使輸出值盡可能靠近目標(biāo)值。調(diào)試好的柴油機(jī)模型見(jiàn)圖2。

圖2 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)模型

在完成建模后，以200r/min為間隔，將1 000～3 200r/min范圍的轉(zhuǎn)速等距劃分為12個(gè)點(diǎn)，在各個(gè)轉(zhuǎn)速下進(jìn)行全油門(mén)的仿真運(yùn)算，得到仿真的發(fā)動(dòng)機(jī)外特性數(shù)據(jù)，其與臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)得的外特性數(shù)據(jù)的對(duì)比如圖3所示。

圖3 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)仿真與實(shí)測(cè)外特性曲線

從圖3可以看出，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的最大功率點(diǎn)均為3 000r/min，最大轉(zhuǎn)矩點(diǎn)均為2 000r/min，符合發(fā)動(dòng)機(jī)原機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù)。在1 000～3 200r/min范圍內(nèi)，模型計(jì)算出的仿真值與臺(tái)架試驗(yàn)得出的實(shí)測(cè)值很接近，燃油消耗率在各轉(zhuǎn)速下的誤差均在5%以?xún)?nèi)，轉(zhuǎn)矩和功率在低速狀況下的仿真值與實(shí)測(cè)值很接近，在高速情況下誤差有所增大，但最大誤差不超過(guò)10%，故所建立的柴油發(fā)動(dòng)機(jī)模型是準(zhǔn)確的，可用來(lái)預(yù)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)相關(guān)參數(shù)的MAP圖。

2.2 相關(guān)MAP的計(jì)算、驗(yàn)證與校準(zhǔn)

2.2.1 機(jī)械損失MAP的計(jì)算驗(yàn)證與校準(zhǔn)

油泵損失相對(duì)于機(jī)械損失可視為一個(gè)常量，在模型計(jì)算中應(yīng)用基于若干個(gè)精確的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)校準(zhǔn)過(guò)后的Chen-Flynn模型對(duì)本文中柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械損失功率進(jìn)行預(yù)測(cè)，Chen-Flynn模型中含有最大缸壓這一參數(shù)，無(wú)法直接測(cè)定發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦損失轉(zhuǎn)矩。然而，發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦損失與發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速、冷卻水的溫度有關(guān)。將模型在-30～120℃范圍的水溫劃分12個(gè)點(diǎn)，在各個(gè)溫度點(diǎn)下進(jìn)行仿真運(yùn)算，得到發(fā)動(dòng)機(jī)在該溫度點(diǎn)各轉(zhuǎn)速下的仿真摩擦損失轉(zhuǎn)矩。

本文中用倒拖測(cè)量法測(cè)定機(jī)械損失。圖4為不同冷卻水溫度下摩擦損失轉(zhuǎn)矩實(shí)測(cè)值與仿真值的差值。

圖4 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦損失轉(zhuǎn)矩實(shí)測(cè)值與仿真值比較

由圖4可見(jiàn)，轉(zhuǎn)速在1 000～3 000r/min區(qū)間內(nèi)時(shí)，仿真值的誤差在±2N.m以?xún)?nèi)，在3 000r/min以上時(shí)，誤差逐漸增大，但最大誤差也在15%以?xún)?nèi)。由此可見(jiàn)，仿真值的誤差在合理的范圍內(nèi)，將實(shí)測(cè)值帶入仿真模型重新校準(zhǔn)后，得到較為準(zhǔn)確的發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦損失MAP，見(jiàn)圖5。

圖5 校準(zhǔn)后的機(jī)械損失MAP

從圖5可以看出，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，摩擦損失轉(zhuǎn)矩逐漸增大；隨著發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水溫度的提高，摩擦損失轉(zhuǎn)矩逐漸變小。

2.2.2 轉(zhuǎn)矩油量MAP的計(jì)算、驗(yàn)證與校準(zhǔn)

由于臺(tái)架試驗(yàn)的發(fā)動(dòng)機(jī)沒(méi)有空調(diào)等附件，故附件損失不考慮。油泵損失轉(zhuǎn)矩是通過(guò)在油泵試驗(yàn)臺(tái)上測(cè)定油泵損失得到的，并在不同轉(zhuǎn)速、軌壓和噴油量下精確標(biāo)定[3-9]。

將所得的MAP數(shù)據(jù)輸入ECU中對(duì)應(yīng)的MAP中，則ECU可根據(jù)冷卻水溫度和轉(zhuǎn)速計(jì)算出摩擦損失和油泵損失轉(zhuǎn)矩，臺(tái)架可實(shí)時(shí)測(cè)量當(dāng)前發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩，此時(shí)可得到一個(gè)較為精確的指示轉(zhuǎn)矩值。依據(jù)油耗儀測(cè)出當(dāng)前工況下發(fā)動(dòng)機(jī)的油耗，就得到了不同轉(zhuǎn)速不同指示轉(zhuǎn)矩下的噴油量，圖6為轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換仿真誤差。

圖6 轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換仿真誤差

由圖6可見(jiàn)，仿真值很接近實(shí)測(cè)值，誤差很小，仿真結(jié)果有很高的參考性。以臺(tái)架實(shí)測(cè)值為基準(zhǔn)再次校準(zhǔn)仿真模型，得到轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)化MAP圖，如圖7所示。

圖7 校準(zhǔn)后的轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)化MAP

由圖7可知，噴油量隨發(fā)動(dòng)機(jī)指示轉(zhuǎn)矩增加而增加，隨著轉(zhuǎn)速的增加，同一指示轉(zhuǎn)矩下的油量總體呈下降趨勢(shì)。這是由于在不同工況下發(fā)動(dòng)機(jī)的燃燒效率不同，在中高負(fù)荷下的燃燒效率較高，而在低轉(zhuǎn)速和低負(fù)荷時(shí)燃燒效率較低。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證與對(duì)比

3.1 性能驗(yàn)證與對(duì)比

3.1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)平臺(tái)

試驗(yàn)在某公司發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架上進(jìn)行，在線標(biāo)定系統(tǒng)包括PUMA操作試驗(yàn)臺(tái)和INCA標(biāo)定系統(tǒng)。圖8為發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架布置示意圖。

圖8 發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架布置示意圖

3.1.2 優(yōu)化后油耗驗(yàn)證

由于主噴提前角對(duì)整車(chē)動(dòng)力性影響較大，因此在研究轉(zhuǎn)矩模型控制策略的前提上為提升整車(chē)性能，在之前參數(shù)標(biāo)定的基礎(chǔ)上重新標(biāo)定了全負(fù)荷下的主噴提前角，并通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證循環(huán)噴油量。結(jié)果如圖9所示。

由于重新標(biāo)定了發(fā)動(dòng)機(jī)主噴提前角，故需重新驗(yàn)證發(fā)動(dòng)機(jī)的各項(xiàng)特性。此處重點(diǎn)關(guān)注最大缸壓的變化情況，在臺(tái)架上實(shí)測(cè)全負(fù)荷工況下各轉(zhuǎn)速點(diǎn)4缸的最大缸內(nèi)壓力，并整理出最大缸內(nèi)壓力隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，如圖10所示。

圖9 外特性主噴提前角和循環(huán)噴油量

圖10 最大缸內(nèi)壓力隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系

由圖10可見(jiàn)，優(yōu)化主噴提前角后，4缸最大缸內(nèi)壓力由 147升至 153MPa，其中在 2 000～2 800r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)最大缸壓提升較大。

圖11為外特性下發(fā)動(dòng)機(jī)的油耗與燃油消耗率曲線。在高速大負(fù)荷時(shí)，大的噴油提前角通常用來(lái)降低燃油消耗。通過(guò)計(jì)算燃油消耗率可得，優(yōu)化后燃油經(jīng)濟(jì)性提升了0.8%。

圖11 外特性油耗與燃油消耗率

3.1.3 輸出轉(zhuǎn)矩精度驗(yàn)證

由于重新標(biāo)定轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)化MAP和機(jī)械損失MAP，而機(jī)械損失MAP的精度直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩的精度，轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)化MAP精度會(huì)影響柴油發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒，間接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩精度，因此須驗(yàn)證ECU內(nèi)部模型計(jì)算的輸出轉(zhuǎn)矩值與臺(tái)架實(shí)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩值的誤差大小。

由于輸出轉(zhuǎn)矩受到較多因素的影響，本次試驗(yàn)做了冷卻水溫度在90℃下全工況輸出轉(zhuǎn)矩精度驗(yàn)證。針對(duì)每個(gè)轉(zhuǎn)速試驗(yàn)點(diǎn)測(cè)試不同油門(mén)開(kāi)度下ECU內(nèi)部計(jì)算的輸出轉(zhuǎn)矩和臺(tái)架實(shí)測(cè)轉(zhuǎn)矩，兩者的差值如圖12所示。

由圖可見(jiàn)，其誤差很小，小負(fù)荷時(shí)小于行業(yè)規(guī)定的輸出轉(zhuǎn)矩誤差±5N.m。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷增大時(shí)，轉(zhuǎn)矩誤差絕對(duì)值雖然逐漸增大，但最大誤差也在5%以?xún)?nèi)。說(shuō)明ECU內(nèi)部計(jì)算輸出轉(zhuǎn)矩的誤差在合理范圍內(nèi)，有很高的參考價(jià)值。

3.1.4 優(yōu)化后外特性驗(yàn)證

由于重新計(jì)算了轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換MAP和修改了主噴提前角，故須確定優(yōu)化后發(fā)動(dòng)機(jī)外特性與優(yōu)化前的差距，結(jié)果如圖13所示。

圖13 優(yōu)化前后的外特性曲線

由圖13可見(jiàn)，在優(yōu)化主噴提前角后，發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩和功率有小幅度提升，在中高轉(zhuǎn)速時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)性能提升明顯。通過(guò)計(jì)算轉(zhuǎn)矩可得，優(yōu)化后動(dòng)力性提升了1%。

3.2 整車(chē)轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)

試驗(yàn)在AVL公司發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)驗(yàn)臺(tái)架上進(jìn)行，試驗(yàn)規(guī)范使用《輕型汽車(chē)污染物排放限值及測(cè)量方法》中國(guó)第五階段中Ⅰ型試驗(yàn)用運(yùn)轉(zhuǎn)循環(huán)[10]。

在轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)中通過(guò)碳平衡法測(cè)出百公里油耗：在城市運(yùn)轉(zhuǎn)循環(huán)中為10.386L，在市郊運(yùn)轉(zhuǎn)循環(huán)中為8.497L。其綜合百公里油耗為9.19L，對(duì)于一款輕型客車(chē)來(lái)說(shuō)，這一油耗在市場(chǎng)上極有競(jìng)爭(zhēng)力。

排放驗(yàn)證是本次轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)的核心，這也是使用Ⅰ型試驗(yàn)用運(yùn)轉(zhuǎn)循環(huán)作為試驗(yàn)規(guī)范的根本原因。發(fā)動(dòng)機(jī)的排放實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)見(jiàn)表2。

表2 各運(yùn)轉(zhuǎn)循環(huán)下的排放結(jié)果 g.km-1

由于輕型客車(chē)屬于第二類(lèi)、Ⅲ型車(chē)，其國(guó)四的排放限值見(jiàn)表2，法規(guī)未對(duì)柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的HC單獨(dú)列出限值，只有HC+NOx的限值，從表中可以看出，CO，NOx，HC+NOx和PM的實(shí)測(cè)值均小于法規(guī)限值，最差的NOx也只有限值的90%，本輪MAP標(biāo)定后的整車(chē)排放性能符合國(guó)家排放標(biāo)準(zhǔn)，可作為整車(chē)標(biāo)定MAP數(shù)據(jù)使用。

3.3 整車(chē)路試

采用某公司的AMT工程樣車(chē)進(jìn)行路試，參考了輕型客車(chē)路試規(guī)范、綜合試驗(yàn)道路條件和工程樣車(chē)的特性。試驗(yàn)分為2擋全油門(mén)加速試驗(yàn)和0-60km/h全油門(mén)加速試驗(yàn)兩個(gè)項(xiàng)目，2擋全油門(mén)加速是2擋下以11km/h的最低車(chē)速加速到車(chē)輛自動(dòng)換擋，0-60km/h全油門(mén)加速試驗(yàn)是車(chē)從靜止開(kāi)始踩油門(mén)一直到車(chē)速為60km/h。每項(xiàng)均做不開(kāi)空調(diào)和將空調(diào)開(kāi)到冷風(fēng)最大擋位下的性能驗(yàn)證[9-11]。

3.3.1 轉(zhuǎn)矩跟隨試驗(yàn)

試驗(yàn)過(guò)程中，通過(guò)ETAS的相關(guān)設(shè)備和車(chē)上所布置的傳感器監(jiān)測(cè)優(yōu)化前后車(chē)輛的轉(zhuǎn)矩跟隨狀態(tài)，結(jié)果如圖14～圖17所示。

從圖14～圖17中可以看出，各試驗(yàn)條件下優(yōu)化標(biāo)定后的轉(zhuǎn)矩跟隨特性比優(yōu)化前的明顯改善，改善幅度為1.6%。

3.3.2 動(dòng)力性驗(yàn)證

動(dòng)力性是評(píng)價(jià)整車(chē)性能的重要評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，在2擋全油門(mén)加速試驗(yàn)和0-60km/h全油門(mén)加速試驗(yàn)

圖14 標(biāo)定參數(shù)修改前2擋轉(zhuǎn)矩跟隨

圖15 標(biāo)定參數(shù)修改后2擋轉(zhuǎn)矩跟隨

圖16 標(biāo)定參數(shù)修改前0-60km/h轉(zhuǎn)矩跟隨

圖17 標(biāo)定參數(shù)修改后0-60km/h轉(zhuǎn)矩跟隨

中，通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與車(chē)速的變化比較標(biāo)定前后動(dòng)力性的變化，如圖18～圖21所示。

圖18 2擋全油門(mén)加速發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速圖

圖19 2擋全油門(mén)加速車(chē)速圖

圖20 0-60km/h全油門(mén)加速發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速圖

圖21 0-60km/h全油門(mén)加速車(chē)速圖

從圖18～圖21中可以看出，在2擋全油門(mén)加速和0-60km/h全油門(mén)加速中，無(wú)論車(chē)輛是否開(kāi)啟空調(diào)，優(yōu)化標(biāo)定MAP數(shù)據(jù)后的車(chē)輛動(dòng)力性明顯優(yōu)于未優(yōu)化前的動(dòng)力性。

4 結(jié)論

為改善柴油發(fā)動(dòng)機(jī)在中高轉(zhuǎn)速時(shí)的動(dòng)力性和轉(zhuǎn)矩跟隨特性，通過(guò)仿真與整車(chē)試驗(yàn)對(duì)某柴油發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行了匹配優(yōu)化。主要結(jié)論如下：

(1)利用GT-Power軟件搭建了柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的仿真模型，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械損失特性和轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換關(guān)系進(jìn)行了仿真，得出了機(jī)械損失特性MAP和轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換MAP；

(2)經(jīng)過(guò)仿真和臺(tái)架驗(yàn)證后的轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換MAP和機(jī)械損失MAP符合發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際需求，在仿真結(jié)果的基礎(chǔ)上調(diào)整了主噴提前角后，發(fā)動(dòng)機(jī)的經(jīng)濟(jì)性提升了0.8%，動(dòng)力性提升了1%，且優(yōu)化標(biāo)定數(shù)據(jù)后發(fā)動(dòng)機(jī)的外特性滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求；

(3)在整車(chē)轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)中，測(cè)得的整車(chē)排放符合國(guó)家法規(guī)要求，且綜合油耗滿(mǎn)足市場(chǎng)定位，在整車(chē)路試中，優(yōu)化標(biāo)定后的轉(zhuǎn)矩跟隨特性比優(yōu)化前的明顯改善，改善幅度為1.6%，車(chē)輛動(dòng)力性有顯著提高。

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Control Strategy for High Pressure Common Rail Diesel Engine Based on Torque Model

Zhou Zhe1， Zhang Zhendong1， Yin Congbo1， Liang Chengyou2， Zhou Zhengxiang2＆ Li Kai1

1.Institute of Automotive Engineering， University of Shanghai for Science and Technology， Shanghai 200093；2.Technique Center， SAIC Motor Commercial Vehicle， Shanghai 200438

Aiming at the problem of insufficient power and output torque delay often caused by the low accuracy of mechanical loss MAP at mid-high speed in diesel engine control based on torque model，a simulation model for the working process of diesel engine is created by using GT-Power software，on the basis of torque modelbased control strategy for high pressure common rail diesel engine.Then a simulation is conducted to study the relationship between the mechanical loss characteristics of engine and the conversion of torque into fuel quantity and a theoretical MAP is obtained with corresponding correction performed according to bench test results.Finally the control parameters of ECU are verified by bench test using modified MAP and the relevant parameters of combustion control are adjusted based on practical requirements.The results of bench test for engine performance and the dynamometer and road tests of vehicle show that after modification，the fuel economy and power performance of engine enhance by 0.8%and 1%respectively， the emission of vehicle meets the requirements of national regulations， and the output torque following characteristics of engine is improved by 1.6%.

diesel engine； torque model； control strategy； bench test

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.11.004

原稿收到日期為2016年4月18日，修改稿收到日期為2016年12月25日。

周哲，男，碩士研究生，E-mail：815348660＠ qq.com。