王霞 李杰 代子陽(yáng) 馮海浩 于佳

（濰柴動(dòng)力股份有限公司，濰坊 261001）

主題詞：溫耗比 排氣熱管理 全球統(tǒng)一瞬態(tài)試驗(yàn)循環(huán) 車(chē)載排放檢測(cè)系統(tǒng)

1 前言

目前，重型商用車(chē)主要依靠后處理系統(tǒng)來(lái)控制污染物排放量，而后處理系統(tǒng)對(duì)排氣溫度有著近乎苛刻的要求，因此超低排放控制技術(shù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理提出了嚴(yán)峻的挑戰(zhàn)。如何在保證足夠的后處理溫度的前提下維持較高的經(jīng)濟(jì)性，成為重型商用車(chē)研發(fā)中的難點(diǎn)。

針對(duì)上述問(wèn)題，本文對(duì)重型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)低溫工況下的熱管理策略進(jìn)行優(yōu)化，通過(guò)研究發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)燃燒噴射參數(shù)、進(jìn)氣節(jié)流閥（Throttle Valve，TVA）和電控放氣閥（Electronically Controlled Waste Gate Valve，EWGT）提升排氣溫度的規(guī)律，提出溫耗比（Ratio of fuel Consumption to exhaust Temperature，RCT）的概念用于表征排氣溫度提升效率。此外，針對(duì)冷態(tài)全球統(tǒng)一瞬態(tài)試驗(yàn)循環(huán)（World Harmonized Transient Cycle，WHTC）工況下污染物排放量高、加熱時(shí)間長(zhǎng)的問(wèn)題，分析溫度提高幅度與加熱時(shí)長(zhǎng)的關(guān)系，并對(duì)熱管理控制策略進(jìn)行優(yōu)化，以期在不影響循環(huán)油耗的前提下提升排氣溫度、縮短加熱時(shí)長(zhǎng)。

2 試驗(yàn)設(shè)備及試驗(yàn)方法

2.1 試驗(yàn)設(shè)備

研究對(duì)象為某重型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，后處理系統(tǒng)采用高效氧化型催化器（Diesel Oxidation Catalyst，DOC）+顆粒物捕集器（Diesel Particulate Filter，DPF）+選擇性催化還原器（Selective Catalytic Reduction，SCR）的方案，排放性能滿(mǎn)足國(guó)家第六階段污染物排放標(biāo)準(zhǔn)，試驗(yàn)地點(diǎn)為內(nèi)燃機(jī)國(guó)家可靠性重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，發(fā)動(dòng)機(jī)主要技術(shù)參數(shù)和試驗(yàn)設(shè)備信息如表1、表2所示。

表1 柴油發(fā)動(dòng)機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

表2 試驗(yàn)設(shè)備信息

2.2 試驗(yàn)方法

首先，采用優(yōu)化前的電控?cái)?shù)據(jù)進(jìn)行WHTC和10%負(fù)載的車(chē)載排放檢測(cè)系統(tǒng)（Portable Emission Measurement System，PEMS）試驗(yàn)，二者運(yùn)行工況相似，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速主要集中在最高轉(zhuǎn)速的40%～60%范圍內(nèi)，運(yùn)行負(fù)荷主要集中在最高負(fù)荷的30%以下，WHTC 和10%負(fù)載PEMS試驗(yàn)的渦輪后排氣溫度變化曲線(xiàn)分別如圖1 和圖2 所示。

圖1 優(yōu)化前冷態(tài)WHTC試驗(yàn)渦輪后排氣溫度

圖2 優(yōu)化前10%負(fù)載PEMS試驗(yàn)渦輪后排氣溫度

全球統(tǒng)一穩(wěn)態(tài)試驗(yàn)循環(huán)（World Harmonized Steady Cycle，WHSC）共包含13 個(gè)工況，其中6、8 和12 工況點(diǎn)負(fù)荷率相對(duì)較低，因此選取這3個(gè)工況點(diǎn)作為缸內(nèi)燃燒噴射參數(shù)的研究對(duì)象。由于這3 個(gè)工況點(diǎn)位于WHTC和10%負(fù)載PEMS 運(yùn)行工況的高頻次區(qū)域內(nèi)，且處于發(fā)動(dòng)機(jī)的常用工況區(qū)內(nèi)，具有典型性，本文基于溫耗比理論從降低油耗和提高排氣溫度、提升效率的角度對(duì)標(biāo)定數(shù)據(jù)進(jìn)行優(yōu)化。此外，對(duì)執(zhí)行器EWGT 和TVA 提升排氣溫度的規(guī)律進(jìn)行研究，基于溫耗比對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)萬(wàn)有特性曲線(xiàn)進(jìn)行分區(qū)標(biāo)定，在標(biāo)定過(guò)程中同時(shí)考慮煙度和動(dòng)力性等問(wèn)題。

2.3 溫耗比

本文提出溫耗比的概念用于表征排氣溫度提升效率：

式中，為溫耗比；Δ為提升的排氣溫度；Δ為提升相應(yīng)的排氣溫度所損失的燃油消耗率。

溫耗比越高，表明提高排氣溫度的效率越高，即犧牲盡量小的燃油消耗率便能獲得需求的排氣溫度。

3 燃燒噴射參數(shù)對(duì)提升排氣溫度的影響

3.1 主噴

主噴需要控制的2 個(gè)關(guān)鍵參數(shù)為主噴時(shí)刻和主噴壓力，通過(guò)減小噴油提前角和降低軌壓可以惡化燃燒，達(dá)到提升排氣溫度的目的。

3.1.1 主噴時(shí)刻

主噴時(shí)刻影響柴油機(jī)的油氣混合過(guò)程，在本文試驗(yàn)過(guò)程中，控制其他參數(shù)不變，噴油提前角減小時(shí)各參數(shù)變化情況如圖3所示，由圖3可以看出：隨著主噴時(shí)刻的推遲，NO排放量呈下降趨勢(shì)，而燃油消耗率和煙度均呈現(xiàn)惡化趨勢(shì)，主要原因?yàn)橥七t主噴時(shí)刻會(huì)縮短點(diǎn)火延遲時(shí)間，從而導(dǎo)致油氣混合程度變差，燃燒溫度降低，NO生成量減小，但會(huì)延長(zhǎng)后燃期，導(dǎo)致燃油消耗率提高、煙度升高；減小噴油提前角，排氣溫度提升并不明顯，提前角減小7°CA，、和點(diǎn)排氣溫度僅分別提升了13.8 ℃、21.6 ℃和14.4 ℃，排氣溫度提升效率較低，溫耗比分別為2.9、6.2和2.3。

圖3 噴油提前角減小時(shí)各參數(shù)變化情況

3.1.2 主噴壓力

主噴壓力影響柴油機(jī)的油氣混合程度，本文試驗(yàn)過(guò)程中，控制其他參數(shù)不變，軌壓降低時(shí)各參數(shù)的變化情況如圖4所示。

圖4 軌壓降低時(shí)各參數(shù)變化情況

由圖4 可知，降低軌壓時(shí)，各參數(shù)的變化規(guī)律與減小提前角時(shí)一致。主要原因?yàn)椋褐鲊妷毫档蜁r(shí)，燃油霧化變差、油氣混合程度變差，進(jìn)而引起燃燒惡化，最終導(dǎo)致燃燒持續(xù)期變長(zhǎng)，排氣溫度提升，同時(shí)使得油耗和煙度增加。軌壓降低帶來(lái)的排氣溫度的增長(zhǎng)并不明顯，軌壓降低50 MPa，工況、和點(diǎn)溫度僅分別提升了12.2 ℃、8.1 ℃和7.6 ℃，排氣溫度提升效率較低，3個(gè)工況點(diǎn)的溫耗比分別為3.6、2.6和2.4。

3.2 后噴

后噴是指在缸內(nèi)燃燒的后燃期再次噴入柴油，能夠有效提升尾氣的排氣溫度和氧化因燃燒不充分生成的碳顆粒。后噴標(biāo)定的2個(gè)主要控制參數(shù)是后噴角度和后噴油量，二者的增加都能夠提升排氣溫度，但也會(huì)增加總碳?xì)浠衔铮═otal Hydro Carbons，THC）的泄漏，本文分別對(duì)2個(gè)參數(shù)進(jìn)行研究。此外，后噴的標(biāo)定還需要考慮后噴扭矩貢獻(xiàn)因子的標(biāo)定，后噴扭矩貢獻(xiàn)因子的作用是保證后噴開(kāi)啟前、后發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的扭矩一致。

3.2.1 后噴油量

后噴柴油進(jìn)入氣缸后，一部分在氣缸內(nèi)完全燃燒，可以提高排氣溫度和氧化碳煙，另一部分沒(méi)有燃燒，隨排氣排出，即THC 泄漏。控制其他影響排氣溫度提升的參數(shù)保持不變，隨著后噴油量的增加，工況點(diǎn)、和的排氣溫度和THC 泄漏量的變化趨勢(shì)如圖5 所示。

圖5 后噴油量與排氣溫度和THC泄漏量的關(guān)系

由圖5 可知，隨著后噴油量的增加，排氣溫度逐步提升，但變化規(guī)律不是線(xiàn)性的，當(dāng)后噴油量達(dá)到一定數(shù)值后，排氣溫度的提升幅度變得很小，這是因?yàn)椴裼蜋C(jī)的后燃期是短暫的，不足以燃燒噴入氣缸的所有燃油，而且后燃期的溫度和壓力不高，柴油的氧化也受到一定限制，THC 的變化趨勢(shì)也可以印證這一點(diǎn)，隨著后噴油量的逐漸增加，THC泄漏量逐漸加大。

增加后噴油量可以大幅提高排氣溫度，通過(guò)每循環(huán)增加28 mg 的噴油量，可以使、和點(diǎn)的排氣溫度分別提升30 ℃、55.6 ℃和82.1 ℃，但是其排氣溫度提升效率很低，溫耗比僅為1.6、2.6和3.1。

3.2.2 后噴時(shí)刻

控制其他影響排氣溫度提升的參數(shù)保持不變，確定初始后噴角度為噴油器允許的最小值，隨后噴角度增加，工況、和點(diǎn)的排氣溫度和THC泄漏量的變化趨勢(shì)如圖6所示。

圖6 后噴角度與排氣溫度和THC泄漏量的關(guān)系

由圖6可知，推遲后噴角度與排氣溫度的提升不是一直為正相關(guān)關(guān)系。推遲角度從25°增加到30°時(shí)溫度提升速率最快，、和點(diǎn)排氣溫度分別提升了12.9 ℃、12.3 ℃和15.1 ℃，溫耗比分別為4.9、9.6 和4.8。隨著后噴角度的進(jìn)一步推遲，排氣溫度反而略有降低，主要是因?yàn)閴毫蜏囟认陆祵?dǎo)致未燃燒的柴油增多，放熱率變小，而且未燃燒的柴油還會(huì)帶走部分熱量。THC泄漏量的變化趨勢(shì)也是一致的，隨著后噴角度的加大，THC泄漏量保持上升趨勢(shì)。

合理的后噴油量和后噴角度可以顯著提升排氣溫度，但是總體的溫耗比偏低，只是在某一段區(qū)間內(nèi)有著良好的排氣溫度提升效率；后噴角度和后噴油量最佳組合可以通過(guò)DOE方法來(lái)確定，在此不再贅述。

4 執(zhí)行器排氣溫度提升規(guī)律研究

TVA 和EWGT 是重型商用車(chē)提高排氣溫度的主要執(zhí)行器，通過(guò)進(jìn)氣節(jié)流來(lái)提升排氣溫度，其原理是：柴油機(jī)燃燒屬于富氧燃燒，在小負(fù)荷區(qū)域，過(guò)量空氣系數(shù)較大，減少進(jìn)氣新鮮充量，可以提高可燃混合氣濃度，假設(shè)燃燒放出的總熱量不變，根據(jù)理想氣體定律，進(jìn)氣量的減少會(huì)導(dǎo)致燃燒產(chǎn)物溫度的提升，最終實(shí)現(xiàn)排氣溫度的提升。但是TVA 和EWGT 基于溫耗比的排氣溫度提升效率在發(fā)動(dòng)機(jī)萬(wàn)有特性曲線(xiàn)的不同區(qū)域特性不同，本文以轉(zhuǎn)速為1 500 r/min、扭矩為1 kN·m的工況點(diǎn)為例進(jìn)行分析，試驗(yàn)結(jié)果如圖7 所示，分析方法如下：

圖7 提升相同排氣溫度時(shí)各參數(shù)變化情況

a.基于油耗和NO排放量最低原則，采用DOE 方法選取提高相同溫度時(shí)EWGT 和TVA 組合的最優(yōu)軌壓提前角并固定。

b.固定某一執(zhí)行器開(kāi)度，使其不起作用，然后單獨(dú)調(diào)整另一執(zhí)行器開(kāi)度，提升相同溫度。

c.分析不同手段的排氣溫度提升效果，及其對(duì)排放結(jié)果的影響規(guī)律，根據(jù)萬(wàn)有特性曲線(xiàn)各區(qū)域功能選取合適的排氣溫度提升手段。由圖7可以看出，使用TVA和EWGT時(shí)排氣溫度提升幅度很大，針對(duì)此工況點(diǎn)使用TVA、EWGT 和TVA+EWGT 組合方案提高相同排氣溫度時(shí)溫耗比分別為8.9、13.5和12.2，執(zhí)行器的排氣溫度提升效率整體很高，并且EWGT 明顯高于TVA，主要原因是此工況點(diǎn)TVA的泵氣損失較EWGT 高。TVA 和EWGT 的排氣溫度提升能力也很強(qiáng)，但是二者在萬(wàn)有特性曲線(xiàn)各區(qū)域的溫耗比差異較大，總體的趨勢(shì)是TVA 在中低轉(zhuǎn)速區(qū)域溫耗比有優(yōu)勢(shì)，而EWGT 在中高轉(zhuǎn)速區(qū)域溫耗比較高，原因是在中低轉(zhuǎn)速區(qū)域增壓器效率較高，泵氣功為正值，使用TVA 比使用EWGT 提升排氣溫度的泵氣功損失小，而在中高轉(zhuǎn)速區(qū)域，增壓器效率下降，且由于憋氣，導(dǎo)致泵氣功為負(fù)值，通過(guò)EWGT 放氣，不僅可以提升排氣溫度，還可以減少泵氣損失，因而在中高轉(zhuǎn)速區(qū)域使用EWGT提升排氣溫度時(shí)溫耗比很大，排氣溫度提升效率很高，但在標(biāo)定過(guò)程中需考慮渦輪的遲滯效應(yīng)，保證整車(chē)的動(dòng)力性。

5 熱管理策略?xún)?yōu)化

發(fā)動(dòng)機(jī)冷起動(dòng)時(shí)，由于排氣溫度低，無(wú)法快速滿(mǎn)足尿素的起噴條件，后處理系統(tǒng)轉(zhuǎn)化效率低，污染物排放會(huì)出現(xiàn)氮氧峰值。為解決冷起動(dòng)時(shí)污染物排放量高的問(wèn)題，本文基于循環(huán)溫耗比對(duì)熱管理策略進(jìn)行優(yōu)化，并對(duì)進(jìn)氣系統(tǒng)參數(shù)、燃燒參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，達(dá)到快速提升排氣溫度、滿(mǎn)足尿素起噴條件的目的。

熱管理模式標(biāo)定過(guò)程需要關(guān)注排氣溫度的提升幅度與加熱時(shí)長(zhǎng)的關(guān)系，提高加熱模式的排氣溫度并不一定導(dǎo)致循環(huán)油耗的惡化，因?yàn)榕艢鉁囟鹊奶嵘扰c加熱模式運(yùn)行時(shí)間存在此消彼長(zhǎng)的關(guān)系，提升排氣溫度會(huì)導(dǎo)致油耗的惡化，但是可以縮短加熱模式的運(yùn)行時(shí)間，減少油耗的損失，而且排氣溫度的提升幅度對(duì)于污染物排放的控制有益，排氣溫度的快速提升，可以提高SCR 系統(tǒng)的轉(zhuǎn)化效率，控制冷態(tài)氮氧峰值，因此這是一個(gè)迭代的問(wèn)題，需要考慮后處理的能力，本文的試驗(yàn)通過(guò)多次優(yōu)化和改進(jìn)，在保證排放滿(mǎn)足國(guó)家第六階段污染物排放標(biāo)準(zhǔn)的基礎(chǔ)上，確定了最佳的溫度和時(shí)長(zhǎng)組合。

6 優(yōu)化結(jié)果對(duì)比和分析

6.1 冷態(tài)WHTC優(yōu)化結(jié)果

本文基于油耗比的標(biāo)定策略對(duì)原開(kāi)發(fā)數(shù)據(jù)進(jìn)行了精細(xì)化標(biāo)定，并且基于循環(huán)溫耗比優(yōu)化了熱管理策略，優(yōu)化前、后的數(shù)據(jù)對(duì)比如圖8 所示，冷態(tài)WHTC 油耗和加熱模式運(yùn)行情況如圖9所示。

圖8 冷態(tài)WHTC優(yōu)化前、后排氣溫度和NOx比排放量

圖9 冷態(tài)WHTC加熱模式優(yōu)化前、后對(duì)比

由圖8和圖9可看出，冷態(tài)WHTC優(yōu)化后，渦輪后平均溫度提升了5%，尿素起噴時(shí)刻提前了63 s，NO比排放量降低了32%。更重要的是，循環(huán)油耗略有下降，主要原因?yàn)椋夯跍睾谋壤碚搶?duì)排氣溫度提升手段進(jìn)行了優(yōu)化，優(yōu)化后排氣溫度提升較快，提升相同的溫度時(shí)，犧牲的油耗減少，雖然提高排氣溫度犧牲了一些油耗，但是加熱模式時(shí)間占比減小，發(fā)動(dòng)機(jī)在最佳油耗模式下的運(yùn)行時(shí)間變長(zhǎng)，循環(huán)油耗并沒(méi)有變差。

6.2 10%負(fù)載PEMS優(yōu)化結(jié)果

在滿(mǎn)足國(guó)家第六階段污染物排放標(biāo)準(zhǔn)的基礎(chǔ)上，發(fā)動(dòng)機(jī)性能得到了大幅提升，優(yōu)化前、后排氣溫度變化情況如圖10所示，加熱模式及油耗優(yōu)化前、后情況如圖11所示。

圖10 10%負(fù)載PEMS優(yōu)化前、后渦輪后排氣溫度

圖11 10%負(fù)載PEMS優(yōu)化前、后對(duì)比

由圖10 和圖11 可以看出，渦輪后平均排氣溫度提升了17.8 ℃，優(yōu)化后循環(huán)油耗降低了3.7%。主要原因?yàn)椋和ㄟ^(guò)改變提升排氣溫度的組合方式，選取相對(duì)較高的溫耗比，優(yōu)化后加熱模式運(yùn)行時(shí)間和油耗占總循環(huán)的比例均下降13%左右，發(fā)動(dòng)機(jī)在經(jīng)濟(jì)性最好的模式運(yùn)行的時(shí)間變長(zhǎng)。

7 結(jié)論

a.基于溫耗比的標(biāo)定策略，可以在獲得足夠排氣溫度的前提下，保持較高的經(jīng)濟(jì)性，即犧牲盡量少的油耗便能獲得需求排氣溫度。

b.在標(biāo)定過(guò)程中不能只追求最佳溫耗比，應(yīng)根據(jù)整車(chē)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)萬(wàn)有特性曲線(xiàn)各區(qū)域的主要需求，選取相對(duì)較高的溫耗比，從而對(duì)萬(wàn)有特性曲線(xiàn)各區(qū)域進(jìn)行分區(qū)標(biāo)定。

c.熱管理策略的關(guān)鍵在于權(quán)衡加熱模式時(shí)長(zhǎng)和排氣溫度提升幅度之間的關(guān)系，合適的比例可以在不提高燃油消耗率的情況下，提升冷態(tài)排氣溫度和降低污染物排放量。