停缸對發動機瞬態性能的影響研究

邵 強 簡 輝 S.STAVELEY

(1 上海汽車集團股份有限公司技術中心，上海 201804；2上海汽車集團股份有限公司英國技術中心，伯明翰)

0 引言

發動機停缸(CDA)作為1項降低油耗的有效技術，越來越受到業內人士的關注。目前，大眾、福特、通用等多家整車廠都已將停缸技術應用到汽油機產品上，而且應用的發動機從最初的V8、V6機型延伸至直列4缸，甚至直列3缸機型上[1]。

發動機停缸的原理是在中低負荷工況下，根據車輛的真實扭矩需求和實際行駛狀態，適時暫停其中若干個氣缸的吸氣、燃燒、做功、排氣的過程，僅靠其余氣缸的運行維持動力的輸出[2]。而在相同的動力輸出情況下，停缸狀態的工作缸擁有更高的運行負荷，此時的泵氣損失更小，缸內的燃燒也更充分，所以發動機的熱效率有所提升，整車油耗相應得到了改善。

然而，發動機停缸會對其瞬態性能、噪聲-振動-平順性(NVH)等方面產生影響[3]，尤其是當其應用到乘用車用小排量汽油機上，發動機乃至整個動力總成的集成控制會面臨不小的挑戰[4]。本文針對發動機在4缸正常模式與2缸停缸模式之間的相互切換過程，對發動機瞬態性能的影響開展研究。

1 試驗系統及方法

本次課題研究基于某品牌乘用車的帶停缸功能的直列4缸1.5 L渦輪增壓汽油機開展試驗研究。該發動機的主要參數及特征如表1所示。

試驗發動機在低轉速低負荷工況區域實現停缸，如圖1所示的陰影區域為停缸工況區域，區域轉速范圍為1 300～3 200 r/min，平均有效壓力(BMEP)在0.5 MPa以下，且停缸的負荷邊界隨著轉速的增加而略有提升。

圖1 發動機停缸工況區域示意圖

除了在停缸工況區域實際運行，發動機在車載狀態下還須滿足一定條件才能進入停缸模式，主要判別條件有：(1)發動機運行在負荷和轉速不會產生大幅度變化的穩定工況；(2)發動機運行在冷卻液溫度高于某個閾值的非暖機工況；(3)停缸機構處于正常狀態；(4)發動機管理系統(EMS)診斷功能處于正常狀態。

對于處于停缸狀態的發動機，一旦其中任何1項條件不滿足要求，便會脫離2缸停缸工作模式，切換為4缸正常運行模式。

考慮到實際駕駛過程中停缸工況區域范圍和將條件(1) 作為最常見的判別依據，本文設定在以下2種特定情況下，研究發動機的瞬態性能及相關參數的動態變化：(1)在整車進入勻速狀態，發動機進入停缸工況區域合，發動機從4缸狀態進入2缸停缸模式的過程；(2)整車從勻速狀態進行急加速，發動機從2缸停缸模式切換為4缸正常模式的過程中，研究發動機性能、運行/控制參數的動態變化。

2 停缸切換的試驗結果

在4缸模式切換為2缸模式的動態試驗過程中，固定整車油門踏板開度及檔位，將發動機轉速控制在2 800 r/min，BMEP控制在0.3 MPa左右，隨著整車進入勻速狀態并維持穩定后，發動機開始進入2缸停缸模式狀態。圖2所示為發動機在4缸切換為2缸過程中，發動機轉速和扭矩的動態變化過程。

圖2 4缸切換至2缸過程中發動機轉速和扭矩的變化

從圖2可見，在數據記錄的100個發動機工作循環中，即在4.28 s時長內，整車的車速和扭矩需求并未發生變化，發動機在第50個循環時，由4缸模式切換為2缸模式，第2缸和第3缸關閉點火-燃燒過程，不再對外做功輸出。而在切換開始時刻的前5個循環和后10個循環發動機扭矩出現了較大幅度的波動，尤其在第49和第50個循環，扭矩最大波動幅度約為±18 N·m。而在第60個循環之后，隨著發動機在2缸模式下逐漸穩定，扭矩的波動幅度降低至4缸模式水平，僅波動頻率比4缸模式稍高。而發動機轉速在整個切換過程中基本都保持平穩。

圖3所示則為發動機從4缸模式切換為2缸停缸模式前后發動機比油耗(BSFC)和泵氣損失(PMEP)的變化情況。從圖中可見，從第50個循環完成停缸后，發動機的PMEP在往后的50個循環中逐步減小，這也導致了發動機的BSFC在由停缸引起的波動之后，呈現了一定程度的改善。

圖3 4缸切換至2缸過程中BSFC和PMEP的變化

但在圖3中BSFC和PMEP的變化曲線并沒有呈現出強相關性規律，所以試驗對發動機進氣-噴油-燃燒的相關參數進行了進一步采集與分析。從圖4和圖5所示的發動機進氣、噴油相關參數可以看出，發動機進氣可變氣門正時(VVT)首先在停缸切換前的第45個循環開始進行調節，通過適當推遲進氣門開啟相位(IVO)來提高充氣效率。隨著進氣量的增加，過量空氣系數則有所減小。而從之后的第46個循環起，節氣門出現了1個持續6個循環開啟-回位的動態過程，同時進氣歧管的壓力在停缸前達到并保持了2缸模式下的穩態壓力水平。而在歧管壓力有所增加的情況下，為了保證缸內混合氣不至于過稀，IVO又出現了一個“提前-推后-回位”的動態調節過程，在短時間內，通過減小氣缸的充氣效率，從而降低了混合氣的過量空氣系數。

圖4 4缸切換至2缸過程中發動機進氣狀態的動態變化

圖5 4缸切換至2缸過程中發動機燃油噴射的動態變化

與此同時，為了控制過量空氣系數，如圖5所示，發動機的燃油噴射壓力和噴射時長從第46個循環開始提升，以增加噴油量。其中第2缸和第3缸在短暫增加噴油量之后，從第49個循環開始便停止噴油，進入停缸模式。對于第1缸和第4缸，噴油量在第52個循環時達到最大，此時充氣效率又隨著IVO的延后而降低，所以混合氣出現了1個短期加濃的過程，而后又迅速地回到過量空氣系數等于1的狀態。

對于發動機缸內點火及燃燒的情況，由圖6可見，從第45個循環起，4個缸的點火角向后推遲，CA50燃燒相位也相應推遲，這使發動機在進氣量和噴油量都有所增加的情況下，輸出扭矩不會出現較大幅度的增長。從第50個循環停缸后，點火角從滯后的狀態逐步往前提至2缸運行狀態下的最佳點火角，因2缸模式下單缸的工作負荷比4缸模式高，所以穩定后的點火角和CA50燃燒相位都要晚于4缸模式狀態。

從4缸切換為2缸的過程來看，發動機通過進氣相位、節氣門開度、噴油壓力、噴油脈寬、點火角等眾多控制參數的協同動態調節，使發動機的輸出扭矩和過量空氣系數在整個過程中表現得相對較為平穩，不至于影響到整車的駕駛平順性及排放。

3 試驗結果

2缸切換為4缸動態過程試驗是基于典型的發動機瞬態響應性工況而開展的，即在整車轉鼓試驗臺上固定車速及檔位，先將發動機轉速控制在1 500 r/min，BMEP控制在0.2 MPa左右。隨后在極短的時間內使油門踏板開度全開，記錄油門調節前后，發動機轉速、扭矩及其他運行/控制參數的動態變化情況。同時，在相同試驗工況下，對比分析了關閉停缸功能后的發動機性能及運行狀態。

如圖7所示，在0 s時刻，油門踏板的開度從20%瞬間提升至100%，發動機的輸出扭矩在0.2 s后逐步提升。從圖7中可見，初始狀態為4缸模式(CDA off)，在油門開啟后的2 s內，輸出的扭矩要高于初始狀態為2缸模式的(CDA on)工況，尤其在扭矩開始提升后的0.05～0.10 s內，扭矩提升速率明顯提高；而在油門開啟后的0.25～0.30 s后，在CDA off狀態下的扭矩提升的速率則比在CDA on狀態下的略低。至2 s后，2種狀態的發動機輸出扭矩基本都達到了外特性扭矩，整個過程平均扭矩提升速率基本相同。

圖7 整車全油門加速過程中發動機性能的動態變化

為了進一步分析CDA on/CDA off 2種狀態下瞬態扭矩響應性差異的原因，本文又將2種狀態下的進氣、油氣混合，以及缸內燃燒的相關參數進行了比對。如圖8所示，從油門踏板動作后到發動機節氣門全開啟，大約持續0.2 s左右，其中包含了0.1 s節氣門響應遲滯。在此過程中，進氣歧管壓力從初始狀態快速提升至大氣壓水平，在CDA on的初始停缸狀態下，歧管壓力要高于CDA off狀態下的初始壓力，所以此時壓力提升幅度較大，更快的進氣量增加使CDA off狀態下前0.2 s內的扭矩提升速率更快。從圖8中的壓氣機出口壓力曲線可以看出，前0.4 s內由于渦輪的響應遲滯，壓氣機出口壓力并未明顯提升，由于進氣慣性，反而在節氣門開啟過程中壓氣機出口壓力有1個短時間的降低過程。

圖8 整車全油門加速過程中發動機進氣狀態的動態變化

從圖9中能更清楚地看到在整個加速過程中增壓器的動態變化情況。同樣，增壓器的渦輪廢氣流量調節的執行器需要0.2 s才達到目標開度。在此之后，渦輪轉速才開始提升，渦輪進口壓力即發動機排氣壓力也隨之開始提升。由此可見，渦輪轉速在排氣壓力增長前的提前響應，主要得益于執行器開度的調整。從圖9中可見，在前0.5 s內，在CDA off狀態下渦輪轉速和排氣壓力增長的響應時間和增長速率均高于CDA on狀態，4缸狀態使渦輪在加速過程前期排氣流量較小的情況下擁有更好的響應性，而到加速起動1 s后，CDA off/CDA on 2種情況下的增壓系統基本處于相同的狀態。

圖9 整車全油門加速過程中發動機增壓系統的動態變化

圖10和圖11給出了CDA off/CDA on 2種狀態下缸內油氣混合和燃燒的試驗結果數據。

圖10 整車全油門加速過程中發動機過量空氣系數的動態變化

圖11 整車全油門加速過程中發動機燃燒壓力的動態變化

由圖10 可見，在節氣門開始調整后，過量空氣系數即出現了波動。在CDA off狀態下，在0.2 s附近由于進氣量的突增，混合氣出現了短暫的稀釋狀態后又回歸至當量比狀態，在0.5 s增壓器介入后使進氣量有所增加，又使混合氣出現1個變稀的過程。到2 s加速完成后，過量空氣系數依然維持在當量比。在CDA on狀態下，在0.2～0.5 s時間段內混合氣并未變稀，反而出現過量空氣系數為0.96的混合氣略微加濃的現象。結合圖11所示結果，CDA on在0.5 s時，停止工作的第2缸和第3缸恢復點火-燃燒-做功。正如圖5所示，在2缸模式切換至4缸模式前，會采取多噴油的策略來提升燃燒的穩定性，所以就出現了混合氣加濃的現象。而在0.5 s之后，2缸切換至4缸后的波動與增壓器介入后進氣量突增的影響疊加，致使0.5～2.0 s時間段內出現具有較長持續時間、稀釋程度更高的混合氣波動過程，最大過量空氣系數達到了1.14。這一點可從圖11所示的缸內峰值壓力數據可以看出。在CDA on狀態下，在0.5 s內完成2缸切換至4缸的過程后，原本正常工作的第1缸和第2缸的運行負荷在較長的一段時間內并不相同，所以噴油量需要兼顧2種不同的負荷狀態。而在0.5 s和2.0 s內，過大的負荷差異使整體混合氣很難維持在當量比的狀態。這個階段采用過稀混合氣的策略，一方面避免負荷較小的第2缸和第3缸由于缸內混合氣過濃而產生較多的顆粒物；另一方面，控制了第1缸和第4缸的負荷增長速率，使其盡快縮小與第2缸和第3缸的差異，達到4缸均衡。另外，通過試驗發現，過稀的混合氣可以使第1缸和第4缸在較高的負荷下，仍可采用與第2缸和第3缸相近的點火相位。從發動機缸內壓力水平也可看出，在CDA on狀態下，即使退出停缸模式后，第2缸和第3缸的峰值壓力比第1缸和第4缸更低，但峰值壓力對應的曲軸相位更接近上止點，這使得第2缸和第3缸的做功效率更高，可使4個缸各自的扭矩輸出更均衡。而CDA off狀態在2 s后的進氣和空燃比情況基本與CDA on狀態相同，但其采取了較晚的點火策略，峰值壓力的相位相對靠后，4個缸的峰值壓力也介于CDA off狀態下的第1缸和第2缸的峰值壓力水平之間，所以在2 s后的整機扭矩與CDA on狀態基本相同。在起動加速后6 s時，2種狀態下的發動機各缸的表現及參數基本一致。

4 結論

在低速穩態工況和全油門加速工況下，對搭載有停缸發動機的樣車進行了試驗。在4缸切換至2缸、2缸切換至4缸的動態過程中，研究了發動機的瞬態性能，得到如下結論。

(1)發動機停缸功能在車載狀態下須運行在停缸邁譜圖區域，并滿足所有必要條件，才能正式啟用。發動機通常只有在穩態工況下才會進入停缸模式。

(2)在發動機停缸后，PMEP明顯降低，油耗也因此改善。

(3)發動機在4缸切換成2缸模式的過程中，發動機瞬態扭矩的波動幅度會在切換前后的十多個循環內有所增加，但在2缸模式趨于穩定后，會逐步恢復至4缸工作水平。在切換過程中，進氣、噴油及燃燒均會進行動態調整以避免產生過大的扭矩波動。

(4)在加速工況下，停缸會影響加速前期的輸出扭矩響應性，加速后期停缸帶來的響應遲滯效果會減小。在加速工況下，2缸切換至4缸的過程中，會采取短時間過量空氣系數小于1的策略，來促使各缸工作狀態及扭矩輸出達到均衡狀態。