陽(yáng)焱屏，劉敬平，王樹青，付建勤，朱國(guó)輝

(1.湖南大學(xué)先進(jìn)動(dòng)力總成技術(shù)研究中心，長(zhǎng)沙 410082;2.湖南大學(xué)教育部汽車電子與控制工程中心，長(zhǎng)沙 410082)

前言

為了改善發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和排放性能，目前國(guó)內(nèi)外絕大部分柴油機(jī)都采用了增壓系統(tǒng)，汽油機(jī)增壓也呈上升趨勢(shì)，并且渦輪增壓汽油機(jī)的小型化趨勢(shì)越來(lái)越明顯［1－4］。本文中研究的增壓樣機(jī)是由1.0L自然吸氣式汽油機(jī)在不改變發(fā)動(dòng)機(jī)本體設(shè)計(jì)的前提下進(jìn)行中度增壓。實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)表明，增壓樣機(jī)已基本滿足預(yù)定目標(biāo)，最大功率達(dá)到65kW，在轉(zhuǎn)速2 000～4 000r/min范圍內(nèi)轉(zhuǎn)矩達(dá)到120N·m。但增壓后為了防止爆燃，采取的降低壓縮比和推遲點(diǎn)火提前角等措施導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)的有效熱效率有所下降，在相同轉(zhuǎn)速和平均有效壓力條件下增壓樣機(jī)的有效燃油消耗率比原機(jī)的有效燃油消耗率高［5－6］。圖1為原機(jī)與增壓樣機(jī)的萬(wàn)有特性油耗曲線圖，圖2為外特性上油耗對(duì)比圖。

圖1表明:轉(zhuǎn)速和平均有效壓力相同條件下，增壓樣機(jī)的有效燃油消耗率幾乎全部高于自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)。圖2所示的1.0L增壓樣機(jī)外特性上有效燃油消耗率全部高于欲替代的1.3L NA發(fā)動(dòng)機(jī)。圖1和圖2所示結(jié)果容易引起人們對(duì)汽油機(jī)增壓升級(jí)搭載整車后是否能節(jié)油的疑問。為了分析增壓樣機(jī)代替整車原1.3L非增壓發(fā)動(dòng)機(jī)后的節(jié)油潛力，本文中利用整車燃油經(jīng)濟(jì)性計(jì)算軟件GT-Drive并借助發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)測(cè)萬(wàn)有特性上的有效燃油消耗率數(shù)據(jù)，分析了同一款車型分別搭載該1.0L增壓樣機(jī)與1.3L自然吸氣式汽油機(jī)在整車5擋行駛工況和新歐洲道路循環(huán)工況(NEDC)的燃油消耗情況，對(duì)其進(jìn)行節(jié)油原因分析;并為進(jìn)一步挖掘增壓樣機(jī)的節(jié)油潛能提出了改進(jìn)方向。

1 模型的建立

圖3所示為GT-Drive模型，搭載增壓樣機(jī)的整車參數(shù)與搭載1.3L自然吸氣式汽油機(jī)的整車參數(shù)相同，只改變發(fā)動(dòng)機(jī)性能MAP，這樣能夠很好地分析整車搭載兩種不同汽油機(jī)在燃油經(jīng)濟(jì)性方面的優(yōu)劣情況。

2 模擬結(jié)果與分析

2.1 整車5擋行駛模擬結(jié)果與分析

基于所建的整車模型，在整車5擋行駛工況下進(jìn)行GT-Drive模擬，其結(jié)果如圖4～圖6所示。由圖可見:同一行駛阻力下1.0L增壓樣機(jī)在大部分轉(zhuǎn)速下的有效燃油消耗率比1.3L自然吸氣式汽油機(jī)的有效燃油消耗率低;在工況點(diǎn)5 000r/min，1.0L增壓樣機(jī)的有效燃油消耗率比1.3L NA發(fā)動(dòng)機(jī)的有效燃油消耗率減少了8.68%，節(jié)油效果非常明顯。

主要原因在于同一整車轉(zhuǎn)矩需求對(duì)應(yīng)的不同排量的發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷不同，由于1.0L增壓樣機(jī)排量減小，同一轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)的小排量增壓樣機(jī)負(fù)荷高，從而1.0L增壓樣機(jī)實(shí)際使用工況下的有效燃油消耗率要比1.3L自然吸氣式汽油機(jī)要低。

2.2 新歐洲道路循環(huán)工況模擬結(jié)果分析

在新歐洲道路循環(huán)工況 NEDC(總時(shí)間為1 180s)下的模擬結(jié)果如圖7所示。從圖中可明顯看出搭載1.0L增壓樣機(jī)的整車燃油消耗較低。

本文中把新歐洲道路循環(huán)分為轉(zhuǎn)矩輸出、怠速停車和制動(dòng)3個(gè)階段來(lái)闡述節(jié)油的原因，圖8所示為新歐洲道路循環(huán)各階段所占時(shí)間。

發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩輸出階段:圖9和圖10分別為轉(zhuǎn)矩輸出階段1.0L增壓樣機(jī)和1.3L發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際運(yùn)行工況點(diǎn)，由圖可知，在同等動(dòng)力性的條件下，增壓發(fā)動(dòng)機(jī)由于排量小從而使用負(fù)荷較大，使發(fā)動(dòng)機(jī)大部分運(yùn)行工況點(diǎn)更接近萬(wàn)有特性圖的經(jīng)濟(jì)油耗區(qū)域。這是增壓發(fā)動(dòng)機(jī)在轉(zhuǎn)矩輸出階段達(dá)到節(jié)油的主要原因。

發(fā)動(dòng)機(jī)怠速停車階段:此階段發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速狀態(tài)，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)不需要向外輸出動(dòng)力，只要克服發(fā)動(dòng)機(jī)本身的平均摩擦有效壓力和泵氣損失，由于發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速油耗與發(fā)動(dòng)機(jī)的排量成正比，所以1.0L增壓樣機(jī)比1.3L NA汽油機(jī)怠速油耗低，實(shí)測(cè)結(jié)果表明低10.06%。

發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)階段:此階段節(jié)氣門全關(guān)，發(fā)動(dòng)機(jī)從高轉(zhuǎn)速逐漸過渡到低轉(zhuǎn)速或者怠速狀態(tài)，此階段的油耗為不同轉(zhuǎn)速下能維持發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)的最低油耗的積分，即發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速下怠速油耗的累加。

表1所示為兩款發(fā)動(dòng)機(jī)搭載同一整車NEDC循環(huán)油耗對(duì)比，搭載1.0L增壓樣機(jī)比搭載1.3L發(fā)動(dòng)機(jī)整車總油耗節(jié)省了5.18%，達(dá)到了整車油耗下降5%的預(yù)定目標(biāo)。

表1 兩款發(fā)動(dòng)機(jī)搭載同一整車NEDC循環(huán)油耗對(duì)比

3 進(jìn)一步節(jié)油潛力分析

發(fā)動(dòng)機(jī)在增壓升級(jí)開發(fā)過程中，一個(gè)非常重要但往往被忽視的環(huán)節(jié)是進(jìn)排氣系統(tǒng)流通面積須隨著通過發(fā)動(dòng)機(jī)的氣體流量的增加而增大［7－8］。圖11和圖12分別為增壓樣機(jī)不同轉(zhuǎn)速下排氣背壓與1.3L NA發(fā)動(dòng)機(jī)排氣背壓的對(duì)比。由圖可見:雖然1.0L增壓樣機(jī)已經(jīng)采用了1.3L NA發(fā)動(dòng)機(jī)的排氣系統(tǒng)，但由于增壓樣機(jī)在高轉(zhuǎn)速高負(fù)荷時(shí)排氣背壓高于1.3L NA發(fā)動(dòng)機(jī)，說(shuō)明增壓樣機(jī)的排氣系統(tǒng)流通面積設(shè)計(jì)得不夠大。

另一方面，也是更重要的方面，由于該1.0L增壓樣機(jī)沒有采用電控放氣閥，在發(fā)動(dòng)機(jī)中、小負(fù)荷下，渦輪對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)增壓，而進(jìn)氣側(cè)又受到節(jié)流(負(fù)荷控制)，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)的背壓(渦前壓力)在不增壓時(shí)仍遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于1.3L NA發(fā)動(dòng)機(jī)，增大了1.0L增壓樣機(jī)的泵氣損失。

為進(jìn)一步挖掘1.0L增壓樣機(jī)的節(jié)油潛能，本文中從理論上分析排氣背壓對(duì)增壓發(fā)動(dòng)機(jī)油耗的影響。假設(shè)降低該1.0L增壓樣機(jī)的排氣背壓后，發(fā)動(dòng)機(jī)平均有效壓力和平均摩擦損失壓力跟原1.0L增壓樣機(jī)的實(shí)驗(yàn)值相同，即在動(dòng)力性不變的情況下，分析排氣背壓對(duì)油耗的影響。排氣背壓對(duì)油耗影響的推導(dǎo)公式如下:

3種校正方法的對(duì)比如圖5和表1所示。從圖5中可見，二次擬合優(yōu)于分段擬合，分段擬合優(yōu)于線性擬合。對(duì)于利用FPGA等硬件實(shí)現(xiàn)非均勻性校正，除了從校正效果進(jìn)行考核外，還應(yīng)從校正參數(shù)的存儲(chǔ)空間，獲取時(shí)間和校正處理時(shí)間等方面考慮[11-13]。從表1可見，二次擬合的參數(shù)量和處理時(shí)間優(yōu)于分段校正。綜合考慮，二次擬合校正是最佳的選擇。

式中:pe為發(fā)動(dòng)機(jī)平均有效壓力;pi為發(fā)動(dòng)機(jī)平均指示壓力;pp為發(fā)動(dòng)機(jī)的平均泵氣損失壓力;pm為發(fā)動(dòng)機(jī)的平均摩擦損失壓力。

根據(jù)式(1)可得

式中:pe1和pe2為1.0L增壓樣機(jī)排氣背壓修正前后的平均有效壓力;pi1和pi2為增壓樣機(jī)排氣背壓修正前后的平均指示壓力;pp1和pp2為增壓樣機(jī)排氣背壓修正前后的平均泵氣損失壓力;pm1和pm2為增壓樣機(jī)排氣背壓修正前后的平均摩擦損失壓力。

根據(jù)式(2)和式(3)可以得到平均泵氣損失壓力與平均指示壓力的關(guān)系為

其中平均泵氣損失壓力可根據(jù)進(jìn)排氣壓力值求出:

式中:pex為發(fā)動(dòng)機(jī)排氣歧管處排氣壓力;Pin為發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣歧管處進(jìn)氣壓力。

為分析排氣背壓對(duì)油耗的影響，假定進(jìn)氣壓力值相同，則根據(jù)式(4)和式(5)可以求出排氣背壓修正前后平均泵氣損失壓力的差值:

式中:Δpp為排氣背壓修正前后平均泵氣損失壓力的差值;Δpex為排氣背壓修正前后的差值。

結(jié)合式(4)和式(6)可得排氣背壓差值與修正前后1.0L增壓樣機(jī)平均指示壓力的關(guān)系:

式中:Δmfuel1和Δmfuel2分別為排氣背壓修正前后燃油質(zhì)量流量。

結(jié)合式(9)和式(10)可以得到:

將式(8)代入式(11)得

對(duì)式(12)進(jìn)行轉(zhuǎn)換后就可以得到排氣背壓修正前后油耗的表達(dá)式為

根據(jù)式(13)分析可得:降低增壓樣機(jī)排氣背壓能夠進(jìn)一步節(jié)省油耗。

從圖11和圖12所示的1.0L增壓樣機(jī)渦前壓力來(lái)看，在5 000r/min時(shí)增壓樣機(jī)渦前最大壓力達(dá)到0.255MPa，而此時(shí)增壓壓力才0.158MPa，導(dǎo)致較高的泵氣損失;從1.0L增壓樣機(jī)渦后排氣背壓來(lái)看，增壓樣機(jī)的最高排氣背壓達(dá)到0.062MPa，而發(fā)動(dòng)機(jī)排氣背壓應(yīng)該控制在0.040MPa以下才合理，排氣背壓偏高，導(dǎo)致渦前的壓力也跟著偏高，最終導(dǎo)致泵氣損失和油耗增加。

結(jié)合式(13)分析可知，在合理范圍內(nèi)降低發(fā)動(dòng)機(jī)的排氣背壓是節(jié)油的一個(gè)重要方面。如果將1.0L增壓樣機(jī)的排氣背壓在無(wú)須增壓的工作段降低到1.3L自然吸氣式發(fā)動(dòng)機(jī)水平(通過采用電控放氣閥和增大渦后排氣系統(tǒng)流通面積的方式實(shí)現(xiàn))，降低排氣背壓后對(duì)油耗的改善預(yù)測(cè)結(jié)果如圖13所示，各轉(zhuǎn)速下油耗都有所降低，低轉(zhuǎn)速油耗由于排氣流量不是太大，排氣背壓不是太高，節(jié)油率不是非常明顯，高轉(zhuǎn)速和高轉(zhuǎn)矩油耗改善非常明顯，最高油耗節(jié)省率超過了6%，這點(diǎn)與文獻(xiàn)［10］的分析結(jié)果較為吻合。

4 結(jié)論

(1)同一行駛阻力條件下，1.0L增壓樣機(jī)使用負(fù)荷較高，故使用狀態(tài)下有效燃油消耗率要低于1.3L自然吸氣式汽油機(jī)，節(jié)油效果非常明顯。

(2)在新歐洲道路循環(huán)工況下進(jìn)行模擬計(jì)算，動(dòng)力性保持一致的情況下搭載1.0L增壓樣機(jī)的整車比搭載1.3L NA發(fā)動(dòng)機(jī)的整車總?cè)加拖穆使?jié)省5.18%。

(3)增壓與降排量措施結(jié)合起來(lái)后發(fā)動(dòng)機(jī)的節(jié)油效果來(lái)自于使用負(fù)荷的增加，使得大部分運(yùn)行工況點(diǎn)更接近萬(wàn)有特性圖經(jīng)濟(jì)油耗區(qū)域。

(4)汽油機(jī)增壓升級(jí)過程中對(duì)放氣閥控制策略及渦后排氣系統(tǒng)的通流能力必須重點(diǎn)優(yōu)化，該二項(xiàng)參數(shù)對(duì)整車油耗的影響也非常明顯。

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