馬曉鋒 張力 張青,2 李祖成 鐘德妹

（1.重慶大學，重慶 400044；2.重慶長安汽車股份有限公司，重慶 400023）

主題詞：汽油機 直噴 渦輪增壓 恒速變扭 瞬態(tài)響應

1 前言

缸內直噴、渦輪增壓與可變氣門正時的組合為改善汽油機燃燒過程開辟了新的途徑，促進了直噴渦輪增壓汽油機的廣泛應用[1-4]。但增壓器響應遲緩是小排量渦輪增壓車用汽油機備受詬病的問題[5-8]，故對此類問題有較多研究，如鄭廣勇等人[9-11]通過在數值模型中加入載荷模塊，模擬增壓發(fā)動機及整車在瞬態(tài)過程中外部載荷的瞬時變化，但是在實際駕駛過程中，車用發(fā)動機外部載荷的瞬時變化相當復雜，涉及參數眾多，數值模型很難準確反映實際駕駛過程中的瞬時負載情況；Wei Z B等人[12-13]通過整車底盤測功機或道路測試來評價增壓發(fā)動機的響應特性，但該方法只能在發(fā)動機匹配完整的條件下才能進行，同時由于受到底盤測功機負荷加載特性的差異（或實際道路負載的差異）、駕駛習慣的差異等因素的影響，試驗結果具有一定的不可對比性。

因發(fā)動機臺架負載控制的差異，即不同類型、不同品牌測功機及不同測試工況等情況下負載控制參數很難完全定義相同，所以發(fā)動機動力輸出的動態(tài)響應特性很難在發(fā)動機臺架上進行準確的測試及進行合理評價，為此，結合直噴增壓汽油機臺架穩(wěn)態(tài)性能測試數據及熱力學循環(huán)模擬原理，提出了理想恒速模擬與評價方法，以此評價不同渦輪增壓器匹配方案下發(fā)動機的動態(tài)響應特性。

2 穩(wěn)態(tài)臺架性能測試與熱力學模型

2.1 穩(wěn)態(tài)臺架性能測試

根據標準GB/T 18297—2001《汽車發(fā)動機性能試驗方法》，在AVLDYNOROAD SL 220 kW/525N·m電力測功試驗臺架上完成某1.5TGDI汽油機的穩(wěn)態(tài)性能測試，1.5TGDI汽油機主要參數見表1。

表1 1.5TGDI汽油機主要參數

發(fā)動機試驗條件按標準GB/T 18297—2001執(zhí)行，測量儀表精度及測量部位符合相關規(guī)定；試驗中發(fā)動機的運行參數通過AVL735S油耗儀、ABM-10空燃比測量儀、Flows-onix空氣流量計、Kistler 4007B壓力傳感器和KEU型溫度傳感器等進行測量；同時，利用AVL INDICOM燃燒分析儀對各缸燃燒狀態(tài)進行監(jiān)測。

2.2 熱力學模型及校驗

利用GT-POWER軟件，并根據發(fā)動機實際幾何參數及相關測試數據建立了1.5TGDI汽油機穩(wěn)態(tài)熱力學循環(huán)模擬模型，如圖1所示。

圖1 1.5TGDI汽油機數值模擬模型

針對1.5TGDI汽油機工作特征，熱力學模型還設置了增壓壓力控制模塊、爆震控制模塊和中冷器控制模塊等。其中，增壓器控制模塊通過對排氣旁通閥開度的調節(jié)實現對壓氣機出口壓力的控制，模擬實際發(fā)動機增壓壓力控制過程；爆震控制模塊通過對缸內燃燒狀態(tài)的監(jiān)測，調節(jié)受爆震限制的燃燒時間，模擬發(fā)動機通過點火延遲抑制爆震現象的實際過程；中冷器控制模塊通過對換熱參數的調節(jié)實現對中冷后流體溫度的控制，模擬實際發(fā)動機增壓中冷器工作過程。為確保熱力學模型的準確性，利用發(fā)動機性能臺架測試數據對該熱力學模型進行多參數標定，圖2為發(fā)動機在轉速為1 200 r/min和1 600 r/min時負荷特性的標定結果（其它轉速按相同方法標定）。從圖2可看出，各參數模擬值與測試值基本一致，標定偏差在5%以內，表明該熱力學模型可以很好地指征發(fā)動機的穩(wěn)態(tài)熱力學性能。

圖2 發(fā)動機部分負荷多參數標定

3 理想恒速模擬方法與建模

3.1 理想恒速模擬方法

理想恒速模擬與評價方法首先假定平衡發(fā)動機動力輸出的負載響應時間為零，利用瞬態(tài)熱力學循環(huán)模擬計算發(fā)動機恒定轉速下動力輸出隨節(jié)氣門開度的瞬變關系，并在此理想條件下評價1.5TGDI汽油機的動態(tài)響應特性。雖然理想恒速模擬所基于的假設與發(fā)動機實際使用過程中的負載狀態(tài)存在較大差異，但這種差異并不直接影響渦輪增壓發(fā)動機排氣能量的變化到新的進氣壓力建立這一過程的熱力學固有特性，因此選擇最理想化的負載狀態(tài)（即平衡發(fā)動機動力輸出的負載響應時間為零）可評價不同渦輪增壓器匹配方案下增壓發(fā)動機的動態(tài)響應特性。

理想恒速模擬的恒定轉速條件可排除發(fā)動機本體轉動慣量對動態(tài)響應特性的作用，突出反映渦輪增壓器屬性對發(fā)動機動態(tài)響應特性的影響。同時，理想恒速模擬是基于發(fā)動機恒定轉速瞬變狀態(tài)的數值模擬，在數值方法上恒定轉速比非恒定轉速更容易獲得穩(wěn)定可靠的收斂解。

3.2 理想恒速模擬建模

為評價1.5TGDI發(fā)動機配置不同渦輪增壓器的動態(tài)響應特性，需要將前述穩(wěn)態(tài)熱力學循環(huán)模擬模型向瞬態(tài)模擬擴展。首先在GT-POWER軟件的模型求解器設置中采用時間（秒）來描述整個瞬態(tài)響應過程，以分析發(fā)動機各性能參數隨時間的瞬時變化。此外為保證該瞬態(tài)模擬過程在預設時間內完成，關閉GT-POWER求解器模塊中默認的“模型達到穩(wěn)定狀態(tài)后自動停止計算”程序。另外，考慮到模型中進排氣存在馬赫數大于0.3的流動，故選擇顯式求解方法對時間進行差分，經網格無關性驗證，時間步長的控制及數值收斂控制參數與穩(wěn)態(tài)熱力學循環(huán)模擬模型中的設置相同。在此基礎上，還需要增加發(fā)動機相關轉動慣量（渦輪增壓器轉動慣量）的定義。

在瞬變工況下，當節(jié)氣門開度突然減小或關閉時，節(jié)氣門與渦輪增壓器之間的背壓會劇增。為避免此現象發(fā)生，設置渦輪增壓器的進氣泄壓閥裝置會開啟，使一部分增壓氣體由壓氣機出口流回壓氣機進氣側。為模擬發(fā)動機瞬變工況進氣泄壓閥的工作過程，在前述熱力學模型基礎上添加進氣泄壓閥控制模型。進氣泄壓閥控制模型控制邏輯為：當發(fā)動機處于穩(wěn)態(tài)工況或節(jié)氣門開度增大時，進氣泄壓閥一直處于關閉狀態(tài)，而當節(jié)氣門位置傳感器中檢測到節(jié)氣門開度突然減小或關閉時，控制模塊會根據節(jié)氣門開度變化信號啟動進氣泄壓閥控制策略。

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圖3為發(fā)動機節(jié)氣門開度突然從90°減小到5°時進氣泄壓閥的控制策略，此時進氣泄壓閥由關閉狀態(tài)迅速打開，維持1 s放氣后又迅速關閉。

圖4為理想恒速工況下發(fā)動機節(jié)氣門開度突減時，進氣泄壓閥動作對增壓壓力變化過程的影響，由圖4可看出，當進氣泄壓閥關閉時，增壓壓力并不即刻隨節(jié)氣門開度的減小而減小，而是先有一段突增再下降；當進氣泄壓閥有效工作時，由于進氣泄壓閥的放氣作用，增壓壓力隨節(jié)氣門開度的減小而逐漸減小，該增壓壓力的變化趨勢與發(fā)動機負載減小狀態(tài)下的實際情況定性一致。

圖3 進氣泄壓閥控制策略

4 動態(tài)響應特性模擬

為研究1.5TGDI汽油機分別配置兩款渦輪增壓器（J型渦輪增壓器具有相對略低的轉動慣性，P型渦輪增壓器具有相對略高的壓氣機效率）的動態(tài)響應特性，選取發(fā)動機轉速為1 200 r/min和1 600 r/min時進行模擬計算，分析發(fā)動機在理想恒速升扭工況和理想恒速降扭工況下的瞬變過程。

4.1 理想恒速升扭工況的動態(tài)響應特性

在兩種發(fā)動機轉速下，模擬發(fā)動機的增壓壓力和扭矩在節(jié)氣門開度從5°急增到90°過程中的瞬態(tài)響應特性。圖5為匹配J、P兩款增壓器時發(fā)動機理想恒速升扭工況的瞬態(tài)響應計算結果。

由圖5a和圖5c可看出，當節(jié)氣門開度從5°突然增大時，兩種發(fā)動機轉速下的增壓壓力并未隨之上升，而是出現延遲性的增壓壓力突減現象。分析其原因主要是由于渦輪增壓器本身存在的旋轉慣性及進氣歧管內空氣的可壓縮性，導致節(jié)氣門突然打開時其進氣量無法快速建立，而且節(jié)氣門開度變大，氣體有效流通面積增大使得在加速初期增壓壓力減少。

當節(jié)氣門打開到一定開度后，進氣量逐漸增加，發(fā)動機的增壓壓力隨節(jié)氣門開度增大而逐漸增大。在節(jié)氣門開度迅速增大的過程中，P型增壓器比J型增壓器更能使發(fā)動機的增壓壓力快速達到目標值，即匹配P型增壓器后發(fā)動機能夠迅速得到加速過程所需要的進氣量。

由圖5b和圖5d可知，發(fā)動機扭矩的響應趨勢和增壓壓力的響應趨勢基本一致，只是在節(jié)氣門開度突然增大時沒有發(fā)生發(fā)動機扭矩急減現象。這是由于節(jié)氣門開度突變時刻，因為流動慣性而進入發(fā)動機氣缸的氣體量并不會隨增壓壓力的變化而波動。

4.2 理想恒速降扭工況的動態(tài)響應特性

在兩種發(fā)動機轉速下，模擬發(fā)動機的增壓壓力和扭矩在節(jié)氣門開度從90°急減到5°過程中的瞬態(tài)響應特性。圖6為匹配J、P兩款增壓器時發(fā)動機理想恒速降扭工況的瞬態(tài)響應計算結果。

由圖6a和圖6c可看出，當節(jié)氣門開度從90°突然減小時，兩種發(fā)動機轉速下的增壓壓力均先延遲再逐漸減小。這也是由于渦輪增壓器的旋轉慣性和進氣系統(tǒng)中的氣流慣性等原因，導致節(jié)氣門開度突然減小時，隨節(jié)氣門開度的逐漸減小，發(fā)動機進氣量減少，增壓壓力也開始逐漸減小，而增壓壓力基本無變化。

圖6 發(fā)動機理想恒速降扭工況瞬態(tài)響應計算結果

由圖6b和圖6d可看出，發(fā)動機扭矩的響應趨勢與增壓壓力的響應趨勢基本一致，只是扭矩響應更迅速。這是由于進氣泄壓閥的作用、節(jié)氣門有效流通面積的快速減少以及增壓壓力的建立依賴于進氣量的積累等原因，使得進氣充量減少的響應速度要大于增壓壓力減少的響應速度。

圖7a和圖7b為發(fā)動機進氣質量流量計算結果，相對于增壓壓力，實際進氣量的響應特性與發(fā)動機扭矩特性更相關。因此，在發(fā)動機理想恒速降扭工況下，扭矩的瞬態(tài)響應速度要大于增壓壓力的瞬態(tài)響應速度。

圖7 發(fā)動機進氣質量流量計算結果

由圖6還可看出，在理想恒速降扭工況下，匹配兩款增壓器后，發(fā)動機增壓壓力和扭矩的瞬態(tài)響應特性并未存在明顯差別。主要是因為在降扭矩過程中，除節(jié)氣門開度外，泄壓閥也是影響增壓壓力和進氣量的重要因素，泄壓閥的介入弱化了J和P兩款增壓器帶來的渦輪遲滯效應差別。因此，在發(fā)動機理想恒速降扭的瞬變過程中，兩款渦輪增壓器匹配方案的瞬態(tài)響應特性基本一致。

4.3 瞬態(tài)響應特性評價結果

對比發(fā)動機理想恒速變扭工況瞬態(tài)響應計算結果可知，在節(jié)氣門開度階躍變化的過程中，發(fā)動機在理想恒速降扭工況的響應特性比理想恒速升扭工況的響應特性迅速，特別是兩者的扭矩響應特性差別最明顯，其原因在于進氣泄壓閥的介入使得發(fā)動機的增壓壓力以及進氣量能夠迅速下降，進而使得發(fā)動機扭矩迅速下降達到穩(wěn)態(tài)扭矩。

對比兩款增壓器匹配方案可以得出，在發(fā)動機理想恒速升扭的瞬變過程中，P型增壓器的匹配方案使得發(fā)動機的動態(tài)響應更迅速；發(fā)動機理想恒速降扭的瞬變過程中，兩款渦輪增壓器匹配方案下發(fā)動機的瞬態(tài)響應特性基本一致?？傮w來看，從整車駕駛角度考慮，理想恒速升扭的動力響應性能更為重要，因此選用P型增壓器的匹配方案具有實際應用意義。

5 結束語

為在發(fā)動機產品開發(fā)的早期階段合理評估渦輪增壓汽油機動態(tài)響應特性，提出直噴渦輪增壓汽油機動態(tài)響應特性的理想恒速模擬方法。理想恒速模擬的恒定轉速條件可排除發(fā)動機本體轉動慣量對動態(tài)響應特性的作用，突出反映渦輪增壓器屬性對發(fā)動機動態(tài)響應特性的影響。由于該方法排除了其它外界條件的干擾，評價標準統(tǒng)一，可用于不同發(fā)動機的瞬態(tài)響應特性評價。將該方法運用于評估配置J、P兩型渦輪增壓器狀態(tài)下1.5TGDI發(fā)動機動態(tài)響應特性，實現了發(fā)動機和增壓器的合理匹配。