路試狀態汽油機缸內熱功轉換過程性能及影響因素的檢測與分析

唐琦軍，劉敬平，付建勤，易鵬，朱國輝

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路試狀態汽油機缸內熱功轉換過程性能及影響因素的檢測與分析

唐琦軍，劉敬平，付建勤，易鵬，朱國輝

(湖南大學先進動力總成技術研究中心，湖南長沙，410082)

提出一種能對整車實際路試工況下汽油機的多項運行及性能參數進行連續檢測與診斷的方法，應用于某車輛的實際路試工況，獲得汽油機瞬態參數，并對該樣機進行系統的穩態臺架試驗。研究結果表明：無論是臺架穩定工況還是實車瞬變工況，汽油機缸內熱功轉換效率主要與50%放熱量的位置以及過量空氣系數相關；當50%放熱量的位置出現在上止點后10°左右(高速略早、低速略晚)時，高壓循環熱效率達到峰值；而影響50%放熱量的位置有點火提前角、轉速、負荷、缸內殘余廢氣系數和過量空氣系數等參數；該樣機標定時由于對缸內殘余廢氣系數的變化缺乏了解，瞬變工況下的過量空氣系數與理想值有偏差，從而影響實際熱效率；某些過渡工況下點火提前角變化異常，導致熱效率偏離理想值。

汽油機；瞬變工況；燃燒放熱規律；熱功轉換效率

在實際道路工況尤其是城市工況下，整車運行存在大量過渡工況，發動機在這些瞬變工況下的性能直接影響到整車的經濟性和排放性能。汽油機增壓技術和混合動力技術使汽油機盡可能地工作在最佳效率區域[1?2]，從而實現整車的節能減排?？梢姡芯繉嶋H道路工況下發動機的瞬態性能變化規律并對其進行有效控制是實現節能減排的有效途徑。國內外對發動機瞬態過程進行了大量研究。劉希玲等[3]對我國5個城市汽車道路行駛工況進行了研究，將汽車道路行駛過程分成4種工況(怠速、加速、減速和勻速)，其中瞬變工況(加速和減速)時間約占54.78%，可見瞬態過程才是常態。目前，人們在模擬計算和試驗研究[4?7]、增壓器的瞬態特性模擬[8]和整車道路循環試驗[9?10]等方面取得較好成果，較真實地反映了發動機瞬態過程的性能變化規律。EBRAHIMI等[11]根據氧傳感反饋的信號，利用PID控制方法對瞬態過程空燃比延遲效應進行動態補償，并進行了瞬態試驗驗證。TAN等[12]研究了相同工況汽油機瞬態性能和穩態性能的區別，指出瞬態過程的污染物排放量明顯比穩態過程的多。目前，人們對發動機瞬態過程的研究還集中在實驗室階 段[13]，對于復雜多變的道路工況下發動機性能參數的精確監測還未取得突破性進展，有必要研究基于實際道路工況發動機各參數的實時、連續監測，為實時糾偏提供指導。為此，本文作者提出一種能對車用發動機實際道路工況下多項運行與性能參數進行連續監測與診斷的方法，并進行整車道路試驗驗證，獲得實際道路工況下發動機10 000個循環的性能參數。分析發動機穩態性能及汽油機缸內燃燒和熱功轉換變化規律，以便揭示實際工況下汽油機缸內性能參數變化的根本原因。

1 瞬變工況汽油機性能檢測方法

基于動態信號實測及氣道內氣體動力學方程/氣缸內熱力學方程耦合求解的方法，結合發動機的基礎參數，開發一種能夠對發動機的運行與性能參數進行連續、在線監測與診斷的方法。該方法主要包含：1) 缸內、進排氣系統內動態壓力與溫度信號實測，ECU控制信號如點火、噴油、VVT的獲得與提取；2) 氣道內的氣體動力學過程和缸內熱力學過程的數值模擬耦合求解[14]。參數測量主要依靠高頻響、高精度傳感器和汽車診斷儀獲取；氣體交換過程的偏微分方程組(氣體狀態方程、連續性方程、動量守恒方程和能量守恒方程)求解采用改進型的2步Lax?Wendroff差分法，并對氣閥的瞬時氣體質量和成分進行“跟蹤”，最終求得通過氣閥的氣體質量流量和成分[15?17]。進一步計算可得到缸內新鮮空氣量、殘余廢氣系數、充氣效率、空燃比等參數。缸內燃燒放熱與熱功轉換過程通過分析缸內的能量平衡方程得到，缸內燃燒放熱規律以及燃燒特征參數通過求解實測的缸壓曲線得到，泵氣損失通過對實測的進排氣沖程的壓力進行積分得到，高壓循環平均指示壓力通過對壓縮和膨脹沖程的實測壓力進行積分得到。為了更真實地反映缸內熱功轉換過程性能，需剔除泵氣損失的影響，通常以高壓循環熱效率來評價，其定義為高壓循環中活塞所作的指示功除以循環噴油量的低熱值。研究表明[16?17]，該方法滿足汽油機瞬態測量要求。

本文開展整車實際道路工況下汽油機運行參數連續檢測試驗[16?17]，樣機的主要參數如表1所示。

試驗采用Kistler傳感器，其精度滿足瞬態測量要求。傳感器的布置如圖1所示[16?17]。每個氣缸的進、排氣道入口都安裝動態壓力傳感器和溫度傳感器，每個氣缸安裝1個動態壓力傳感器，排氣總管處安裝過量空氣系數分析儀。實線區域是氣體動力學與熱力學仿真計算區域。

表1 試驗汽油機的主要參數

注：汽油機類型為直列四缸自然吸氣；氣閥形式為進排氣雙VVT。

圖1 汽油機結構及實驗裝置示意圖

2 路試瞬態工況熱功轉換過程分析

根據編寫的程序對記錄的道路工況瞬態試驗數據進行離線處理。利用進排氣動態壓力與溫度計算進排氣閥處的氣體流量，跟蹤氣體成分，求得換氣過程中瞬時空燃比、充氣效率、殘余廢氣系數等狀態參數；利用缸內動態壓力、狀態參數和汽油機ECU信號(如點火信號)計算缸內指示性能參數如高壓循環熱效率、燃燒特征參數等。圖2所示為實際道路工況下汽油機經過2 000個循環的性能參數變化規律，依次為汽油機轉速、平均指示壓力、點火提前角、高壓循環熱效率、50%放熱量的位置、過量空氣系數及殘余廢氣系數。對于負荷很低的工況(如圖2(b)所示的第375~410個循環、第1 190~1 240個循環、第1 320~1 350個循環和第1 430~1 520個循環)，由于點火提前角較小，燃燒大部分發生在上止點后，50%放熱量的位置推后很多，加之缸內殘余廢氣系數大，因此，平均指示壓力出現較大波動。比較圖2(b)，(c)和(d)可見：在第100~115個循環、第170~185個循環、第280~210個循環、第1 750~1 765個循環和第1 920~1 935個循環的換擋過程中，循環點火提前角出現“鋸齒”狀后移，導致平均指示壓力和高壓循環熱效率迅速降低。瞬態過程數據分析結果表明該汽油機點火提前角標定結果仍存在可改進之處：首先是換擋過程中點火提前角后移，導致50%放熱量的位置后移，進而導致缸內高壓循環熱效率出現“鋸齒”狀的“低谷”；其次，汽油機負荷降低時的點火提前角推遲，例如第350~400個循環之間點火提前角的推遲直接導致這一過程指示熱效率下降，形成熱效率的1個“低谷”；第1 180~1 200個循環和第1 400~1 450個循環都有類似的點火提前角標定謬誤。事實上，在該過程中，汽油機的轉速基本保持不變，而負荷下降，汽油機的爆震傾向降低，此時，可以加大點火提前角來提高汽油機的缸內熱效率，也不會出現爆震現象，就像第75~85個循環、第1 360~1 440個循環、第1 660~1 690個循環一樣。負荷增加時，通過增大點火提前角大幅度提高了汽油機的高壓循環熱效率。此外，汽油機在低速小負荷的標定也不甚合理，例如在第1~60個循環、第1 200~1 270個循環和第1 500~1 650個循環中，只要進一步增大點火提前角，高壓循環熱效率可望得到大幅度提高。比較圖2(d)和圖2(e)可知：在瞬態過程中，高壓循環熱效率與50%放熱量的位置有非常明顯的對應關系；當50%放熱量的位置處于上止點后10°左右時，高壓循環熱效率達到峰值；當50%放熱量的位置偏離該“最佳位置”時，高壓循環熱效率降低，且偏離越遠，熱效率越低，從而形成了50%放熱量的位置與高壓循環熱效率曲線形態之間的“鏡面反射”效應。圖2(f)所示為瞬態過程該汽油機的過量空氣系數變化曲線，圖中實線根據ECU預測的循環進氣量與循環噴油量之比計算得到，虛線為實測值。該段區域內實測的過量空氣系數偏小，第1 700~2 000個循環之間汽油機由于接近全負荷而需要多噴油，這符合常理。但在1 700循環之前大部分工況的平均指示壓力在0.85 MPa以下(對應的平均有效壓力在0.70 MPa以下)，汽油機通常是采用當量空燃比，在這樣的工況下過量冷氣系數偏小值得商榷?？諝饬髁客ǔＪ且詫崪y進氣壓力、溫度和汽油機轉速在預存參數中進行插值求得，而汽油機缸內的實際進氣量不只是與進氣總管處的進氣密度相關，而且與缸內的殘余廢氣系數密切相關，而后者的確定需要特定的方法與工具[18?20]。推測原機標定參數中“假定”的缸內殘余廢氣系數低于實際值(見圖2(g)，在第1 700循環之前缸內殘余廢氣系數較大)，高估了實際進氣量，使得循環噴油量虛高，導致過量冷氣系數偏小。因此，通過精確標定缸內殘余廢氣系數，對過量空氣系數“糾偏”可望進一步提高汽油機的運行經濟性，降低實際過程中的油耗率。

(a) 轉速；(b) 平均指示壓力；(c) 點火提前角；(d) 高壓循環熱效率；(e) 50%放熱量的位置；(f) 過量空氣系數；(g) 殘余廢氣系數

圖3所示為本次整車瞬態試驗的另一段結果，進一步驗證了前面的分析結果，即：該汽油機在換擋和負荷迅速降低時點火時刻迅速推遲，導致50%放熱量的位置后移，高壓循環熱效率降低；在第4 095~4 110個循環、第4 570~4 590個循環、第4 950~5 050個循環和第5 450~5 490個循環中，因點火提前角推遲導致50%放熱量位置后移，高壓循環熱效率出現“波谷”；相反，在第4 120~4 140個循環、第4 600~4 630個循環、第5 100~5 130個循環和第5 500~5 550個循環中，點火提前角迅速增加促使50%放熱量的位置大幅度提前，使之更加接近其最佳值，進而使高壓循環熱效率大幅度提高。以上分析說明試驗樣機標定的點火提前角在道路工況下存在可優化之處。高壓循環熱效率在50%放熱量的位置為上止點后10°左右出現峰值，偏離該最佳位置熱效率下降，高壓循環熱效率與50%放熱量的位置的曲線形狀有“鏡面反射”關系。如圖3(g)所示，在第4 250~4 500個循環和第5 200~5 300個循環之間殘余廢氣系數較小，對應圖3(f)中的過量空氣系數ECU預測值與實測值吻合較好；在其他缸內殘余廢氣系數較大的工況點，缸內過量空氣系數的實測值比標定的目標值偏小，這進一步驗證了前面的推測，說明試驗樣機標定參數中“假定”的缸內殘余廢氣系數偏低。

(a) 轉速；(b) 平均指示壓力；(c) 點火提前角；(d) 高壓循環熱效率；(e) 50%放熱量的位置；(f) 過量空氣系數；(g) 殘余廢氣系數

3 汽油機穩態工況缸內過程分析

為了便于分析瞬變工況下汽油機的實測性能，并對其共性規律進行歸納與總結，以利于對控制參數(點火提前角和過量空氣系數)進行修正，對汽油機臺架穩態工況進行系統測試與分析。在穩態試驗臺架上通過改變點火提前角對汽油機在不同轉速、不同負荷下進行系統試驗研究，并對93號汽油和97號汽油進行對比，分析不同辛烷值對汽油機性能的影響。圖4所示為穩態工況的缸內高壓循環指示熱效率隨50%放熱量的位置、汽油機轉速、負荷以及燃油辛烷值的變化規律。從圖4可知：

1) 與瞬態過程實測結果類似，高壓循環指示熱效率的峰值出現在50%放熱量的位置位于上止點后10°左右的區域；在高轉時最佳50%放熱量的位置略提前，低轉速略推后；50%放熱量的位置每偏離其“最佳”位置約10°，高壓循環熱效率下降約3%。

2)高壓循環指示熱效率隨汽油機轉速升高而升高。50%放熱量的位置相同，高轉速時的循環熱效率高于低轉速時的循環熱效率，其原因主要是低轉速時每一循環所占絕對時間較長，缸內散熱損失量大，所占燃油放熱量比例也較大。

3) 當50%放熱量的位置偏離其最佳值5°以內時，汽油機即使在很低的轉速或負荷下的熱效率也不至于太低，例如600 r/min怠速時的指示熱效率高于30%。由此可知圖2與圖3中汽油機的缸內熱效率很低，其主要原因是燃燒相位太滯后，有效膨脹比低，膨脹做功少，進而導致效率急劇下降。

4) 燃用高辛烷值汽油可減小爆震傾向而使得汽油機50%放熱量的位置接近或達到其峰值，從而明顯地提高其高壓循環熱效率。

由圖2、圖3(瞬態)與圖4(穩態)可知：要獲得較高的熱功轉換效率，保證50%放熱量的位置在其最佳值附近是最關鍵的。

1—600 r/min，97號汽油；2—600 r/min，93號汽油；3—2 000 r/min，97號汽油；4—2 000 r/min，93號汽油；5—4 000 r/min，97號汽油；6—4 000 r/min，93號汽油；7—6 000 r/min，

汽油機怠速、部分負荷以及不同轉速全負荷等幾種典型穩態工況下50%放熱量的位置隨點火提前角的變化關系見圖5。從圖5可見：

1) 在同一工況(轉速及負荷)下，50%放熱量的位置與點火提前角有明確的線性關系，表明可通過控制點火提前角精確地控制50%放熱量的位置，以獲得最佳的熱功轉換效率。

2) 負荷會影響50%放熱量的位置與點火提前角的關系，例如當轉速同為2 000 r/min，平均指示壓力分別為0.26 MPa(部分負荷)和1.20 MPa(全負荷)時，同一點火提前角時小負荷的50%放熱量的位置較全負荷推遲了約15°。

3) 點火提前角相同，在同一負荷、不同轉速下50%放熱量的位置隨轉速升高而推遲；轉速每升高 2 000 r/min，50%放熱量的位置推遲約4°。

圖5 幾種典型工況下50%放熱量的位置隨點火提前角的變化

圖6所示為圖5中諸試驗工況對應的缸內殘余廢氣系數。從圖6可見：800 r/min怠速工況和2 000 r/min平均指示壓力為0.26 MPa工況對應的缸內殘余廢氣系數分別為約27%與21%，都遠高于2 000，4 000和6 000 r/min時全負荷轉速工況(3.5%~4.0%)的殘余廢氣系數，由此可知缸內殘余廢氣系數對50%放熱量的位置也有重大影響。

圖7所示為各種典型工況下10%~90%燃燒持續期隨缸內殘余廢氣系數的變化關系。由圖7可知：燃燒持續期與缸內殘余廢氣系數幾乎呈線性增長關系。據圖7可以有利于理解圖5中同一轉速(2 000 r/min)和不同負荷時50%放熱量的位置變化大的原因，即缸內殘余廢氣影響了燃燒過程(圖6表明缸內殘余廢氣系數隨負荷的減小而增加)。因此，在同一點火提前角下，缸內50%放熱量的位置隨負荷減小而推后(見 圖5)。

圖6 對應于圖5試驗工況的缸內殘余廢氣系數

圖7 燃燒持續期與缸內殘余廢氣系數的關系

影響缸內燃燒過程的另一個重要因素是過量空氣系數。在瞬態過程中過量空氣系數的精確控制較難(圖2(f)與3(f)中實際循環過量空氣系數波動明顯)。圖8所示為過量空氣系數對燃燒持續期的影響，燃燒持續期隨過量空氣系數增大而呈近似線性變長，過量空氣系數增加約0.4，燃燒持續期增加約10°。

據圖5~8可知，該汽油機50%放熱量的位置與點火提前角、轉速、殘余廢氣系數、過量空氣系數等參數相關，通過擬合得到與諸項重要影響參數之間的關系式為

式中：為50%放熱量的位置對應的曲軸轉角(以壓縮上止點為0°)；為常數，對于此汽油機，約為20；為點火提前角；為汽油機轉速；為缸內殘余廢氣系數；為過量空氣系數。式(1)中各參數取值如下：轉速每升高1 000 r/min，50%放熱量的位置推遲2°；殘余廢氣系數每升高1%，50%放熱量的位置推遲1°；過量空氣系數每增加0.1，50%放熱量的位置將推遲2.5°。式(1)的意義在于將影響50%放熱量位置的各重要參數整合到同一個公式中，表明50%放熱量的位置不僅受點火提前角的影響，而且與汽油機轉速、缸內殘余廢氣系數、過量空氣系數相關。

將式(1)進行變化可得

在整車實際運行狀態下，據式(2)可獲得以最佳燃油經濟性為目的、考慮汽油機轉速、缸內殘余廢氣系數以及過量空氣系數等參數影響的最佳點火提前角的標定依據。

圖8 過量空氣系數對燃燒持續期的影響

Fig. 8 Relationship between and 10%?90% combustion duration

4 結論

1) 決定汽油機實際運行經濟性的缸內熱功轉換效率主要與燃燒過程的相位相關，而后者可以用50%放熱量的位置表征。無論是瞬態還是穩態工況，當50%放熱量的位置出現在上止點后10°附近時，缸內熱功轉換效率達到峰值，偏離此值時缸內熱功轉換效率均下降，每偏離“最佳值”位置約10°，高壓循環熱效率下降約3%。

2) 缸內燃燒放熱過程的相位及持續期不僅受點火提前角影響，而且與汽油機的轉速、負荷、殘余廢氣系數、過量空氣系數等參數有關，本文依據影響程度總結出經驗公式。

3) 缸內殘余廢氣系數的存在與變化對目前ECU普遍采用的噴油策略(預估進氣量和過量空氣系數正反饋修正的方法)及點火控制策略在瞬態過程中的精度影響較大，進一步精細標定應該考慮殘余廢氣系數的變化。

4) 從整車優化角度看，樣機在實際道路工況下尤其是在換擋過程、小負荷區域和過渡工況下的空燃比控制、點火角度控制仍有待進一步優化。

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(編輯 陳燦華)

Diagnostics and analysis of heat to work conversion process and major influencing parameters of IC engine under road test conditions

TANG Qijun, LIU Jingping, FU Jianqin, YI Peng, ZHU Guohui

(Research Center for Advanced Powertrain Technology, Hunan University, Changsha 410082, China)

A new approach was demonstrated which enables continuous detection and judgment of multi controlling and performance parameters in an automotive IC engine under actual road testing conditions. The transient performance parameters of engine were obtained from the typical road testing operations. Steady state engine tests were conducted to help understanding what were observed during the transient tests. The results show that 50% burning position and the relative air-fuel ratio (AFR) are the two most important key factors for the heat to work conversion efficiency in both conditions. The high pressure loop thermal efficiency produces a peak when 50% burning position is located at about 10° crank angle after the top dead center. In addition to the influencing trend of the spark timing over the 50% burning position, other parameters such as engine speed, load, burnt mass fraction and relative AFR also have significant influence. The relative air-fuel ratio errors observed during the transient tests are caused by the poor estimation of the residual gas fraction in the cylinder, and the spark timing is also identified to exercise dramatic and unreasonable changes under certain circumstances, resulting in significant drop in the thermal efficiency.

gasoline engine; transient process; law of combustion and heat release; heat to work conversion efficiency

10.11817/j.issn.1672-7207.2017.05.034

TK417+.4

A

1672?7207(2017)05?1384?07

2016?06?10；

2016?08?12

國家自然科學基金資助項目(51376057)；國家重點基礎研究發展計劃(973計劃)項目(2011CB707201) (Project(51376057) supported by the National Natural Science Foundation of China; Project(2011CB707201) supported by the National Basic Research Development Program (973 Program) of China)

付建勤，博士，從事發動機性能開發研究；E-mail: fujianqinabc@163.com