梁帥帥,代子陽,馮海浩,梁恒山,莊洪霖,史彥曉

(1.內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室,山東 濰坊 261061;2.濰柴動力股份有限公司,山東 濰坊 261061)

隨著法規(guī)對發(fā)動機油耗和排放要求越來越高,增壓技術(shù)得到廣泛應(yīng)用,增壓技術(shù)中最常見的方式是渦輪增壓[1]。渦輪增壓一般采用葉片式壓氣機,喘振是其所特有的一種異常工作現(xiàn)象,嚴(yán)重影響增壓器工作效率和壽命。

壓氣機喘振主要原因為葉片擴壓器流道內(nèi)氣體分離,工作輪進口處氣流分離的擴大會使喘振進一步加劇[2-3]。這種氣流分離會導(dǎo)致壓氣機內(nèi)壓力低于后面管路壓力,因此發(fā)生氣流由管路向壓氣機倒灌現(xiàn)象,管路壓力降低后,氣流又會在葉輪作用下正向流動,如此反復(fù),壓氣機內(nèi)產(chǎn)生強烈的脈動,葉片振動形成噪聲[4]。發(fā)動機喘振常發(fā)生在突然卸載或急停過程中,此時進氣氣量急劇減小,但是渦輪增壓器渦輪軸由于慣性不能立即響應(yīng),使得增壓器轉(zhuǎn)速和增壓壓比維持一定時間不變,導(dǎo)致工況運行點到達增壓器喘振線區(qū)域[5]。增壓器本體振動具有高頻、寬頻帶、時變非穩(wěn)態(tài)等特征,會影響動力系統(tǒng)運轉(zhuǎn)可靠性和乘車舒適性[6-7]。

眾多學(xué)者基于壓氣機壓力、流量等特征量提出判斷喘振的方法[8-11],可對識別喘振并采取一定措施提供借鑒。結(jié)合喘振閥,Budinis等[12]提出模型預(yù)測控制系統(tǒng)來防止壓氣機喘振,李劍鋒等[13]將RBF神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)引入到PI控制當(dāng)中,以實現(xiàn)控制參數(shù)的在線自整定。但是以渦輪增壓發(fā)動機作為研究對象,不增加喘振閥,而是通過優(yōu)化策略抑制喘振的研究較少。針對汽油機,劉俊杰等[14]為解決當(dāng)節(jié)氣門開度迅速減小時增壓后高壓管路壓力無法釋放造成嚴(yán)重喘振的問題,提出節(jié)氣門緩關(guān)配合發(fā)動機分缸斷油的控制策略,經(jīng)過驗證該方法能夠有效抑制喘振。本研究分析了國六渦輪增壓柴油機不同模式、不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速、不同進氣節(jié)流閥(Throttle Valve,TV閥)狀態(tài)下的喘振規(guī)律,基于空氣系統(tǒng)模型制定防喘振策略,降低國六發(fā)動機在熱管理模式下的喘振風(fēng)險。

1 研究對象與方法

1.1 研究對象

試驗發(fā)動機為國六高壓共軌增壓中冷柴油機,排量為10.5 L,主要配套重型卡車,表1示出發(fā)動機主要參數(shù),表2示出增壓器主要參數(shù)。

表1 柴油機主要技術(shù)參數(shù)

表2 增壓器主要參數(shù)

1.2 試驗方法

試驗過程中,控制相同的發(fā)動機出水溫度、空調(diào)出口壓力和溫度、中冷后氣溫、渦輪后背壓等邊界,管路測點處安裝數(shù)采模塊進行相應(yīng)性能參數(shù)采集,各參數(shù)測量位置見圖1,采樣頻率為10 Hz。發(fā)動機在臺架測功機控制下完成突降油門試驗：滿油門工況穩(wěn)定30單位時長,油門在0.2單位時長內(nèi)從100%階躍到0%,然后穩(wěn)定30單位時長。根據(jù)運行過程的聯(lián)合運行曲線判斷喘振程度。

圖1 國六高壓共軌增壓中冷發(fā)動機示意

圖1中：Pe,Te為環(huán)境壓力、溫度;P1,T1為壓氣機前壓力、溫度;Mf為質(zhì)量流量;P20,T20為壓氣機后壓力、溫度;P21,T21為中冷后壓力、溫度;P22,T22為進氣節(jié)流閥后壓力、溫度;P3,T3為渦輪機前壓力、溫度;P4,T4為渦輪機后壓力、溫度。

2 試驗結(jié)果與討論

2.1 渦輪增壓器柴油機喘振原理分析

對于國六柴油機,由于經(jīng)濟性和熱管理要求,發(fā)動機運行分為非熱管理模式和熱管理模式。非熱管理模式通常重點關(guān)注油耗,熱管理模式通常通過減小TV閥開度來減小進氣流量,惡化燃燒,提高排氣溫度,進而提高后處理效率。

2.1.1 相同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下喘振原理分析

外特性聯(lián)合運行曲線見圖2,增壓器穩(wěn)態(tài)運行距離喘振線滿足10%余量。

正常模式穩(wěn)定在1 200 r/min滿油門工況,進行突降油門試驗。聯(lián)合運行曲線規(guī)律較為統(tǒng)一,部分運行軌跡如圖3所示。0%油門階躍到滿油門過程中,隨著發(fā)動機噴油量增加,進氣量迅速增加,在圖3a中為E到F;壓比增加到一定程度后,增壓器轉(zhuǎn)速逐漸提高,壓氣機后壓力隨即迅速建立,壓比陡增,在圖3a中為F到A。增壓器的遲滯現(xiàn)象導(dǎo)致加油門過程分兩個階段。

圖2 外特性聯(lián)合運行曲線

圖3 正常模式1 200 r/min突降油門試驗

圖3中,A時刻到E時刻為發(fā)動機從滿油門突降到0%油門的過程。A時刻為折合流量開始降低的時刻,在油門階躍到0%,噴油器停止噴油,發(fā)動機停止做功,發(fā)動機氣量和折合流量與輸出扭矩幾乎同時降低。壓比在B時刻開始降低,晚于折合流量降低時刻,主要由于增壓器具有一定轉(zhuǎn)動慣量,其在進氣流量降低瞬間來不及響應(yīng)[15]。喘振壓比基于增壓器喘振線得到,越靠近喘振壓比則喘振發(fā)生風(fēng)險越高?？梢钥闯鰤罕冉档屯碛谡酆狭髁拷档蜁?dǎo)致超出喘振線。B時刻到D時刻,壓比出現(xiàn)波動,這是由于喘振發(fā)生時氣道內(nèi)存在脈沖[4]。脈沖過程機理：B時刻由于壓后壓力較高,導(dǎo)致氣體正向朝發(fā)動機氣缸流動,折合流量逐漸升高到C時刻,隨著增壓器轉(zhuǎn)速降低增壓能力下降,折合流量再次驟降,到D時刻,再次超出喘振線。D時刻后管路中氣體脈沖基本消失,壓力降低到E。通過上述分析,正常模式在突降油門過程同樣有喘振風(fēng)險,由于進氣管脈沖的影響,運行過程中不止一次超出喘振線。

2.1.2 不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下喘振對比

臺架發(fā)動機正常模式運行,在不同轉(zhuǎn)速下進行突降油門試驗,聯(lián)合運行曲線見圖4。從圖4可以看出,發(fā)動機轉(zhuǎn)速超過一定值后,由于進氣流量較高,在壓氣機氣流速度矢量三角形中氣流角大于壓氣機葉片角,喘振風(fēng)險降低[4];發(fā)動機轉(zhuǎn)速低于一定值(1 600 r/min)后,氣流角小于壓氣機葉片角,此時滿油門突降至零油門過程喘振風(fēng)險較高。通過上述分析可知,中低轉(zhuǎn)速突降油門過程喘振風(fēng)險較高。

圖4 正常模式不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下突降油門試驗聯(lián)合運行曲線

2.2 熱管理模式下TV閥最小開度和關(guān)閉速度對喘振的影響

發(fā)動機熱管理模式下通常在中低負(fù)荷區(qū)域減小TV閥開度,以達到提升排溫的目的。圖5示出熱管理模式下,在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 200 r/min控制TV閥最小開度不變(20%),改變關(guān)閉速度的突降油門過程。2.8單位時長TV閥開始關(guān)閉,關(guān)閉速度分別為4.4%/單位時長,12.1%/單位時長,25.0%/單位時長,30.0%/單位時長,對應(yīng)的到達TV閥最小開度的時間分別為18.8,8.5,5.6,5.2單位時長。從圖5中可以看出,TV閥關(guān)閉速度越大,喘振風(fēng)險越大,這是因為：突降油門過程中,隨著TV閥關(guān)閉進氣管路氣體流動受阻,折合流量迅速降低,增壓壓力由于氣體流動不暢反應(yīng)滯后,導(dǎo)致超出喘振線,TV閥關(guān)閉速度越快這種阻塞作用越強,超過喘振線面積越大。圖5中,當(dāng)TV閥最小開度為20%時,速度為25.0%/單位時長關(guān)閉過程不會超出喘振線,此速度為最小開度20%能接受的最大速度。

圖5 熱管理模式下TV閥關(guān)閉速度對喘振的影響

熱管理模式下,在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 200 r/min控制TV閥關(guān)閉速度不變(25%/單位時長),改變最小開度的突降油門過程見圖6。3.6單位時長TV閥開始關(guān)閉,以相同關(guān)閉速度25.0%/單位時長關(guān)閉TV閥,最小開度55%,40%,30%,20%,15%對應(yīng)的關(guān)閉時間分別為5.0,5.6,6.0,6.2,6.5單位時長。TV閥最小開度越小,曲線越靠左側(cè),喘振風(fēng)險越大,這是因為TV閥最小開度越小,阻塞作用越強,進氣流量越小。由圖6可知,TV閥關(guān)閉速度為25.0%/單位時長時,最小關(guān)閉開度小于20%會超出喘振線。

圖6 熱管理模式下TV閥最小開度對喘振的影響

表3示出了TV閥不同狀態(tài)下的喘振情況。為盡量少地影響熱管理效果,存在一個喘振臨界的最大關(guān)閉速度和最小關(guān)閉開度,可兼顧熱管理和喘振的性能標(biāo)定。

表3 不同TV閥最小開度和關(guān)閉速度下的喘振情況

2.3 國六高效路線柴油機空氣系統(tǒng)模式

電控單元(ECU)可以通過其內(nèi)部空氣系統(tǒng)模型,結(jié)合進氣壓力溫度傳感器和標(biāo)定的關(guān)鍵參數(shù)計算出壓氣機運行指標(biāo),監(jiān)控發(fā)動機運行過程?？諝庀到y(tǒng)模型中壓比計算公式如下：

(1)

式中：εc為壓比;Pc2為壓氣機后總壓;Pc1為壓氣機前總壓;P20為壓氣機后靜壓;Pe為環(huán)境壓力;Pcv2為壓氣機后動壓;P1為壓氣機前靜壓;Pcv1為壓氣機前動壓;T1為壓氣機前溫度;T20為中冷前氣溫;Dc1,Dc2分別為壓氣機前后管徑;Mf為新鮮進氣量。

(2)

式中：φ為充氣效率,不同穩(wěn)態(tài)工況下標(biāo)定基于轉(zhuǎn)速油量的表格,通過查詢該表得到φ;P21為中冷后氣壓(靜壓);Veng為發(fā)動機排量;n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速;M為空氣摩爾質(zhì)量;R為理想氣體常數(shù);T21為中冷后氣溫。

(3)

式中：Pe為環(huán)境壓力;fac1為壓氣機前壓降系數(shù);Te為環(huán)境溫度。

(4)

式中：fac2為壓氣機后壓降系數(shù);P22,T22通過進氣歧管BPS傳感器測得,T22與T21相等。P21通過節(jié)流閥有效流動面積、T21等計算得到。

(5)

式中：k空氣的比熱比;Nc為壓氣機效率,通過穩(wěn)態(tài)標(biāo)定的相應(yīng)MAP得到。

(6)

式中：Ac為壓氣機折合流量,模型中T1=Te。

上述壓力相關(guān)變量的單位均為kPa,溫度變量的單位均為K。模型中部分參數(shù)在穩(wěn)態(tài)下標(biāo)定,雖然具有較多偏差修正,但是在瞬態(tài)情況下模型與實測值不可避免有一定誤差。

為對比空氣系統(tǒng)模型和臺架傳感器測量差異,進行熱管理模式1 200 r/min突降油門試驗,對比曲線見圖7。滿油門和零油門穩(wěn)定工況下,壓比和折合流量計算值的偏差在5%之內(nèi),但在突降油門過程中傳感器測量計算的聯(lián)合運行曲線三次超過喘振線,而模型計算的折合流量由于濾波作用波動較小,反映不出前兩次超喘振線,但能反映第一次喘振過程超10%裕度線現(xiàn)象;當(dāng)TV閥逐漸關(guān)閉,模型計算和傳感器測量趨于一致,能反映出第三次超喘振線過程。

圖7 熱管理模式下模型計算值與傳感器測量值對比

2.4 國六渦輪增壓器柴油機喘振控制

根據(jù)喘振發(fā)生的機理,在空氣系統(tǒng)模型基礎(chǔ)上制定喘振控制策略,在不同發(fā)動機、整車狀態(tài)下,通過控制TV閥關(guān)閉速度和最小開度,有效防止喘振發(fā)生?？刂屏鞒桃妶D8,基本原理如下：空氣系統(tǒng)模型計算壓比,當(dāng)發(fā)動機和整車滿足防喘振相關(guān)條件,根據(jù)模型計算壓比與喘振線距離,分為正常、弱喘振和強喘振狀態(tài),按需求執(zhí)行防喘振策略。當(dāng)防喘振效果較差則進行閉環(huán)反饋,繼續(xù)執(zhí)行喘振程度判斷。如果發(fā)動機和整車不滿足防喘振相關(guān)條件或者防喘振有效,則最終通過TV閥控制策略輸出TV閥動作。

圖8 喘振控制流程

防喘振策略中涉及強、弱喘振壓比線,用來判斷喘振程度。策略驗證中,強喘振壓比線為10%喘振線,強喘振固定開度為55%;弱喘振壓比線分為Hi和Lo線滯環(huán)控制,分別標(biāo)定為15%、20%喘振線,防止頻繁進入、退出弱喘振狀態(tài),弱喘振TV閥關(guān)閉速度為25%/單位時長。

圖9示出熱管理模式下,轉(zhuǎn)速為1 200 r/min時策略優(yōu)化前后突降油門試驗結(jié)果。1.5單位時長油門開度降到0%,策略優(yōu)化前,TV閥開度由90%線性降低到14%;策略優(yōu)化后,當(dāng)模型計算壓比超過強喘振壓比時,判斷為強喘振狀態(tài),TV閥開度執(zhí)行強喘振固定開度,該狀態(tài)持續(xù)1.2單位時長,3.0單位時長強喘振狀態(tài)結(jié)束。同理,如果實時壓比超過弱喘振壓比線且未超過強喘振壓比線,則判斷為弱喘振狀態(tài),TV閥關(guān)閉速度執(zhí)行25%/單位時長。

通過對比聯(lián)合運行曲線可以看出,防喘振策略可以有效避免超出喘振線,降低了喘振風(fēng)險。

3 結(jié)論

a) 正常模式下突降油門過程同樣有喘振風(fēng)險,由于進氣管脈沖的影響,突降油門過程不止一次超出喘振線;喘振通常發(fā)生在發(fā)動機中低轉(zhuǎn)速突降油門過程;

b) TV閥關(guān)閉速度越快,進氣阻塞作用越強,TV閥最小開度越小,最小折合流量越小,在突降油門過程中這兩種情況會導(dǎo)致喘振風(fēng)險增加,所以為兼顧喘振和熱管理效果,存在一個喘振臨界的最大關(guān)閉速度和最小關(guān)閉開度;

c) 結(jié)合空氣系統(tǒng)模型搭建防喘振策略,在熱管理模式突降油門過程中防喘振策略降低了喘振風(fēng)險,有效解決了利用進氣節(jié)流閥提高熱管理性能的國六渦輪增壓柴油機的喘振問題。