基于轉(zhuǎn)矩模型的高壓共軌柴油機控制策略

周 哲，張振東，尹叢勃，梁承友，周正祥，李 凱

基于轉(zhuǎn)矩模型的高壓共軌柴油機控制策略

周 哲1，張振東1，尹叢勃1，梁承友2，周正祥2，李 凱1

(1.上海理工大學(xué)汽車工程研究所，上海 200093； 2.上海汽車集團股份有限公司商用車技術(shù)中心，上海 200438)

針對基于轉(zhuǎn)矩模型的柴油發(fā)動機控制中，在中高轉(zhuǎn)速時常會因機械損失MAP精度低，造成動力不足和輸出轉(zhuǎn)矩延遲的問題，在基于轉(zhuǎn)矩模型的高壓共軌柴油機控制策略的基礎(chǔ)上，利用GT-Power軟件搭建了柴油發(fā)動機工作過程的仿真模型。通過仿真研究了發(fā)動機的機械損失特性與轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換的關(guān)系，得到了理論MAP圖，并根據(jù)臺架試驗結(jié)果進(jìn)行了相應(yīng)修改。采用改進(jìn)后的MAP圖對ECU控制參數(shù)進(jìn)行了臺架試驗驗證，并依據(jù)實際需求調(diào)整了控制燃燒的相關(guān)參數(shù)。發(fā)動機臺架性能試驗、整車轉(zhuǎn)鼓試驗和整車路試的結(jié)果表明，與改進(jìn)前相比，發(fā)動機的經(jīng)濟性提升了0.8%、動力性提升了1%，整車排放符合國家法規(guī)要求；發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩跟隨特性改善了1.6%。

柴油機；轉(zhuǎn)矩模型；控制策略；臺架試驗

前言

1997年，文獻(xiàn)[1]中首次提出基于轉(zhuǎn)矩的發(fā)動機控制算法。此算法考慮到汽車上其它附件和控制器對發(fā)動機輸出功率的需求，克服了傳統(tǒng)發(fā)動機控制器在整車控制中不易集成和擴展的缺陷，以轉(zhuǎn)矩為各控制單元與ECU之間的唯一接口，當(dāng)汽車上需要增加新的子系統(tǒng)時，只須將新增加的子系統(tǒng)并入CAN網(wǎng)絡(luò)，通過CAN網(wǎng)絡(luò)將轉(zhuǎn)矩請求發(fā)送給ECU，ECU在協(xié)調(diào)各部件的轉(zhuǎn)矩請求后，依據(jù)發(fā)動機當(dāng)前工作狀態(tài)計算出發(fā)動機的指示轉(zhuǎn)矩，再將此指示轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化為噴油時刻、噴油量和噴油次數(shù)等控制參數(shù)，以達(dá)到最佳的轉(zhuǎn)矩輸出[2]。但在發(fā)動機處于中高轉(zhuǎn)速時，往往會出現(xiàn)動力不足和輸出轉(zhuǎn)矩延遲現(xiàn)象。針對此問題，德國博世公司開發(fā)的EDC17柴油機控制系統(tǒng)和日本電裝公司提出的一種基于轉(zhuǎn)矩的控制算法能精確地滿足整車中高轉(zhuǎn)速時的控制需求；而我國目前主要利用柴油機模擬計算的方法，通過搭建具體的物理模型和求解，得出柴油機各個階段的工作過程，從而進(jìn)行相應(yīng)的優(yōu)化[3]。

本文中通過對發(fā)動機轉(zhuǎn)矩控制策略的研究，分析指示轉(zhuǎn)矩的影響因素，和與指示轉(zhuǎn)矩相關(guān)參數(shù)的計算方法。使用GT-Power搭建了發(fā)動機模型，并對其進(jìn)行性能驗證。對發(fā)動機的機械損失特性和轉(zhuǎn)矩與油量的轉(zhuǎn)換關(guān)系進(jìn)行仿真研究，針對仿真MAP圖，進(jìn)行發(fā)動機臺架試驗[3]。同時對發(fā)動機部分工況參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化標(biāo)定和臺架驗證，使發(fā)動機整機性能得到相應(yīng)提升。

1 基于轉(zhuǎn)矩的柴油機控制算法原理

1.1 算法模型的搭建

本文中使用開環(huán)控制來控制轉(zhuǎn)矩，如圖1所示。其中，轉(zhuǎn)矩的精準(zhǔn)輸出通過實驗標(biāo)定的方法來保證，并通過大量的實測數(shù)據(jù)，在當(dāng)前理論的基礎(chǔ)上建立噴油量與輸出轉(zhuǎn)矩間的關(guān)系。就柴油發(fā)動機而言，很重要的一步就是將指示轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)變成對應(yīng)的噴油量[4-5]。

圖1 轉(zhuǎn)矩的開環(huán)控制

1.2 機械損失的計算

英國Ricardo使用拖動法導(dǎo)出了計算平均機械損失壓力pm的經(jīng)驗公式：

對于指定的發(fā)動機，壓縮比ε和活塞行程l是確定的，故式(1)可簡化為

其中：C1＝0.0067(ε-4)

C2＝0.001449/l

C3＝0.000401

基于Ricardo經(jīng)驗公式的Chen-Flynn模型如下：

式中：vm為活塞平均速度，m/s；pm為平均摩擦壓力，MPa；pmax為缸內(nèi)最大壓力，MPa；C為機械損失常數(shù)部分；C1為最大缸壓因數(shù)；C2為活塞平均速度因數(shù)；C3為活塞平均速度二次因數(shù)，此模型公式運用于柴油機后期建模過程。第1項表示受壓縮比影響的部分；第2項表示與熱損失、冷卻水溫度相關(guān)的部分；第3項表示隨轉(zhuǎn)速變化的，軸承和活塞與活塞環(huán)等部分的損失；第4項表示泵氣損失部分[6-7]。

1.3 轉(zhuǎn)矩與油量的轉(zhuǎn)換

ECU將接收到的各個轉(zhuǎn)矩需求進(jìn)行整理排序，然后由控制算法中的需求轉(zhuǎn)矩模塊算得發(fā)動機的指示轉(zhuǎn)矩，然后通過轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換關(guān)系計算出當(dāng)前的噴油量。由發(fā)動機指示效率的定義得

式中：ηi為發(fā)動機指示效率；Pi為發(fā)動機指示功率，kW；B為小時油耗，kg/h；Hu為柴油的燃燒熱值，kJ/kg。

其中發(fā)動機指示功率為

式中：Ti為發(fā)動機指示轉(zhuǎn)矩；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min。

小時油耗B為

式中：Qi為發(fā)動機每缸每循環(huán)的噴油量，λ為發(fā)動機氣缸數(shù)量，τ為發(fā)動機沖程數(shù)。

本研究中的發(fā)動機為4缸4沖程發(fā)動機，故λ為4，τ為4；Hu為4.018×104kJ/kg。 聯(lián)立式(4)～式(6)得

通過以上關(guān)系式可得出指示轉(zhuǎn)矩Ti轉(zhuǎn)化為噴油量Qi的方程，此方程與發(fā)動機指示效率有關(guān)。本文中基本噴油量的獲得，是參照發(fā)動機轉(zhuǎn)速和發(fā)動機需求轉(zhuǎn)矩查二維MAP圖獲得的，再分別對油量進(jìn)行修正獲得每缸每循環(huán)噴射的油量[3-8]。

2 基于仿真模型的標(biāo)定

2.1 整機模型的搭建

目標(biāo)柴油發(fā)動機各部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)、邊界參數(shù)、運行參數(shù)和相關(guān)部件的臺架試驗數(shù)據(jù)見表1。

表1 柴油發(fā)動機基本參數(shù)

在調(diào)節(jié)與驗證整機模型時，以發(fā)動機臺架試驗結(jié)果為基準(zhǔn)，在模擬發(fā)動機Setup中輸入這一基準(zhǔn)參數(shù)，并調(diào)節(jié)模型中的部分修正系數(shù)使輸出值盡可能靠近目標(biāo)值。調(diào)試好的柴油機模型見圖2。

圖2 柴油發(fā)動機整機模型

在完成建模后，以200r/min為間隔，將1 000～3 200r/min范圍的轉(zhuǎn)速等距劃分為12個點，在各個轉(zhuǎn)速下進(jìn)行全油門的仿真運算，得到仿真的發(fā)動機外特性數(shù)據(jù)，其與臺架試驗測得的外特性數(shù)據(jù)的對比如圖3所示。

圖3 柴油發(fā)動機仿真與實測外特性曲線

從圖3可以看出，仿真結(jié)果與試驗結(jié)果的最大功率點均為3 000r/min，最大轉(zhuǎn)矩點均為2 000r/min，符合發(fā)動機原機設(shè)計參數(shù)。在1 000～3 200r/min范圍內(nèi)，模型計算出的仿真值與臺架試驗得出的實測值很接近，燃油消耗率在各轉(zhuǎn)速下的誤差均在5%以內(nèi)，轉(zhuǎn)矩和功率在低速狀況下的仿真值與實測值很接近，在高速情況下誤差有所增大，但最大誤差不超過10%，故所建立的柴油發(fā)動機模型是準(zhǔn)確的，可用來預(yù)測發(fā)動機相關(guān)參數(shù)的MAP圖。

2.2 相關(guān)MAP的計算、驗證與校準(zhǔn)

2.2.1 機械損失MAP的計算驗證與校準(zhǔn)

油泵損失相對于機械損失可視為一個常量，在模型計算中應(yīng)用基于若干個精確的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)校準(zhǔn)過后的Chen-Flynn模型對本文中柴油發(fā)動機的機械損失功率進(jìn)行預(yù)測，Chen-Flynn模型中含有最大缸壓這一參數(shù)，無法直接測定發(fā)動機的摩擦損失轉(zhuǎn)矩。然而，發(fā)動機的摩擦損失與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速、冷卻水的溫度有關(guān)。將模型在-30～120℃范圍的水溫劃分12個點，在各個溫度點下進(jìn)行仿真運算，得到發(fā)動機在該溫度點各轉(zhuǎn)速下的仿真摩擦損失轉(zhuǎn)矩。

本文中用倒拖測量法測定機械損失。圖4為不同冷卻水溫度下摩擦損失轉(zhuǎn)矩實測值與仿真值的差值。

圖4 柴油發(fā)動機摩擦損失轉(zhuǎn)矩實測值與仿真值比較

由圖4可見，轉(zhuǎn)速在1 000～3 000r/min區(qū)間內(nèi)時，仿真值的誤差在±2N.m以內(nèi)，在3 000r/min以上時，誤差逐漸增大，但最大誤差也在15%以內(nèi)。由此可見，仿真值的誤差在合理的范圍內(nèi)，將實測值帶入仿真模型重新校準(zhǔn)后，得到較為準(zhǔn)確的發(fā)動機摩擦損失MAP，見圖5。

圖5 校準(zhǔn)后的機械損失MAP

從圖5可以看出，隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的提高，摩擦損失轉(zhuǎn)矩逐漸增大；隨著發(fā)動機冷卻水溫度的提高，摩擦損失轉(zhuǎn)矩逐漸變小。

2.2.2 轉(zhuǎn)矩油量MAP的計算、驗證與校準(zhǔn)

由于臺架試驗的發(fā)動機沒有空調(diào)等附件，故附件損失不考慮。油泵損失轉(zhuǎn)矩是通過在油泵試驗臺上測定油泵損失得到的，并在不同轉(zhuǎn)速、軌壓和噴油量下精確標(biāo)定[3-9]。

將所得的MAP數(shù)據(jù)輸入ECU中對應(yīng)的MAP中，則ECU可根據(jù)冷卻水溫度和轉(zhuǎn)速計算出摩擦損失和油泵損失轉(zhuǎn)矩，臺架可實時測量當(dāng)前發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)矩，此時可得到一個較為精確的指示轉(zhuǎn)矩值。依據(jù)油耗儀測出當(dāng)前工況下發(fā)動機的油耗，就得到了不同轉(zhuǎn)速不同指示轉(zhuǎn)矩下的噴油量，圖6為轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換仿真誤差。

圖6 轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換仿真誤差

由圖6可見，仿真值很接近實測值，誤差很小，仿真結(jié)果有很高的參考性。以臺架實測值為基準(zhǔn)再次校準(zhǔn)仿真模型，得到轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)化MAP圖，如圖7所示。

圖7 校準(zhǔn)后的轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)化MAP

由圖7可知，噴油量隨發(fā)動機指示轉(zhuǎn)矩增加而增加，隨著轉(zhuǎn)速的增加，同一指示轉(zhuǎn)矩下的油量總體呈下降趨勢。這是由于在不同工況下發(fā)動機的燃燒效率不同，在中高負(fù)荷下的燃燒效率較高，而在低轉(zhuǎn)速和低負(fù)荷時燃燒效率較低。

3 試驗驗證與對比

3.1 性能驗證與對比

3.1.1 發(fā)動機臺架試驗平臺

試驗在某公司發(fā)動機試驗臺架上進(jìn)行，在線標(biāo)定系統(tǒng)包括PUMA操作試驗臺和INCA標(biāo)定系統(tǒng)。圖8為發(fā)動機試驗臺架布置示意圖。

圖8 發(fā)動機試驗臺架布置示意圖

3.1.2 優(yōu)化后油耗驗證

由于主噴提前角對整車動力性影響較大，因此在研究轉(zhuǎn)矩模型控制策略的前提上為提升整車性能，在之前參數(shù)標(biāo)定的基礎(chǔ)上重新標(biāo)定了全負(fù)荷下的主噴提前角，并通過臺架試驗驗證循環(huán)噴油量。結(jié)果如圖9所示。

由于重新標(biāo)定了發(fā)動機主噴提前角，故需重新驗證發(fā)動機的各項特性。此處重點關(guān)注最大缸壓的變化情況，在臺架上實測全負(fù)荷工況下各轉(zhuǎn)速點4缸的最大缸內(nèi)壓力，并整理出最大缸內(nèi)壓力隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，如圖10所示。

圖9 外特性主噴提前角和循環(huán)噴油量

圖10 最大缸內(nèi)壓力隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系

由圖10可見，優(yōu)化主噴提前角后，4缸最大缸內(nèi)壓力由 147升至 153MPa，其中在 2 000～2 800r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)最大缸壓提升較大。

圖11為外特性下發(fā)動機的油耗與燃油消耗率曲線。在高速大負(fù)荷時，大的噴油提前角通常用來降低燃油消耗。通過計算燃油消耗率可得，優(yōu)化后燃油經(jīng)濟性提升了0.8%。

圖11 外特性油耗與燃油消耗率

3.1.3 輸出轉(zhuǎn)矩精度驗證

由于重新標(biāo)定轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)化MAP和機械損失MAP，而機械損失MAP的精度直接影響發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩的精度，轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)化MAP精度會影響柴油發(fā)動機燃燒，間接影響發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)矩精度，因此須驗證ECU內(nèi)部模型計算的輸出轉(zhuǎn)矩值與臺架實測發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩值的誤差大小。

由于輸出轉(zhuǎn)矩受到較多因素的影響，本次試驗做了冷卻水溫度在90℃下全工況輸出轉(zhuǎn)矩精度驗證。針對每個轉(zhuǎn)速試驗點測試不同油門開度下ECU內(nèi)部計算的輸出轉(zhuǎn)矩和臺架實測轉(zhuǎn)矩，兩者的差值如圖12所示。

由圖可見，其誤差很小，小負(fù)荷時小于行業(yè)規(guī)定的輸出轉(zhuǎn)矩誤差±5N.m。當(dāng)發(fā)動機負(fù)荷增大時，轉(zhuǎn)矩誤差絕對值雖然逐漸增大，但最大誤差也在5%以內(nèi)。說明ECU內(nèi)部計算輸出轉(zhuǎn)矩的誤差在合理范圍內(nèi)，有很高的參考價值。

3.1.4 優(yōu)化后外特性驗證

由于重新計算了轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換MAP和修改了主噴提前角，故須確定優(yōu)化后發(fā)動機外特性與優(yōu)化前的差距，結(jié)果如圖13所示。

圖13 優(yōu)化前后的外特性曲線

由圖13可見，在優(yōu)化主噴提前角后，發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)矩和功率有小幅度提升，在中高轉(zhuǎn)速時，發(fā)動機性能提升明顯。通過計算轉(zhuǎn)矩可得，優(yōu)化后動力性提升了1%。

3.2 整車轉(zhuǎn)鼓試驗

試驗在AVL公司發(fā)動機實驗臺架上進(jìn)行，試驗規(guī)范使用《輕型汽車污染物排放限值及測量方法》中國第五階段中Ⅰ型試驗用運轉(zhuǎn)循環(huán)[10]。

在轉(zhuǎn)鼓試驗中通過碳平衡法測出百公里油耗：在城市運轉(zhuǎn)循環(huán)中為10.386L，在市郊運轉(zhuǎn)循環(huán)中為8.497L。其綜合百公里油耗為9.19L，對于一款輕型客車來說，這一油耗在市場上極有競爭力。

排放驗證是本次轉(zhuǎn)鼓試驗的核心，這也是使用Ⅰ型試驗用運轉(zhuǎn)循環(huán)作為試驗規(guī)范的根本原因。發(fā)動機的排放實測數(shù)據(jù)見表2。

表2 各運轉(zhuǎn)循環(huán)下的排放結(jié)果 g.km-1

由于輕型客車屬于第二類、Ⅲ型車，其國四的排放限值見表2，法規(guī)未對柴油發(fā)動機的HC單獨列出限值，只有HC+NOx的限值，從表中可以看出，CO，NOx，HC+NOx和PM的實測值均小于法規(guī)限值，最差的NOx也只有限值的90%，本輪MAP標(biāo)定后的整車排放性能符合國家排放標(biāo)準(zhǔn)，可作為整車標(biāo)定MAP數(shù)據(jù)使用。

3.3 整車路試

采用某公司的AMT工程樣車進(jìn)行路試，參考了輕型客車路試規(guī)范、綜合試驗道路條件和工程樣車的特性。試驗分為2擋全油門加速試驗和0-60km/h全油門加速試驗兩個項目，2擋全油門加速是2擋下以11km/h的最低車速加速到車輛自動換擋，0-60km/h全油門加速試驗是車從靜止開始踩油門一直到車速為60km/h。每項均做不開空調(diào)和將空調(diào)開到冷風(fēng)最大擋位下的性能驗證[9-11]。

3.3.1 轉(zhuǎn)矩跟隨試驗

試驗過程中，通過ETAS的相關(guān)設(shè)備和車上所布置的傳感器監(jiān)測優(yōu)化前后車輛的轉(zhuǎn)矩跟隨狀態(tài)，結(jié)果如圖14～圖17所示。

從圖14～圖17中可以看出，各試驗條件下優(yōu)化標(biāo)定后的轉(zhuǎn)矩跟隨特性比優(yōu)化前的明顯改善，改善幅度為1.6%。

3.3.2 動力性驗證

動力性是評價整車性能的重要評價標(biāo)準(zhǔn)，在2擋全油門加速試驗和0-60km/h全油門加速試驗

圖14 標(biāo)定參數(shù)修改前2擋轉(zhuǎn)矩跟隨

圖15 標(biāo)定參數(shù)修改后2擋轉(zhuǎn)矩跟隨

圖16 標(biāo)定參數(shù)修改前0-60km/h轉(zhuǎn)矩跟隨

圖17 標(biāo)定參數(shù)修改后0-60km/h轉(zhuǎn)矩跟隨

中，通過發(fā)動機轉(zhuǎn)速與車速的變化比較標(biāo)定前后動力性的變化，如圖18～圖21所示。

圖18 2擋全油門加速發(fā)動機轉(zhuǎn)速圖

圖19 2擋全油門加速車速圖

圖20 0-60km/h全油門加速發(fā)動機轉(zhuǎn)速圖

圖21 0-60km/h全油門加速車速圖

從圖18～圖21中可以看出，在2擋全油門加速和0-60km/h全油門加速中，無論車輛是否開啟空調(diào)，優(yōu)化標(biāo)定MAP數(shù)據(jù)后的車輛動力性明顯優(yōu)于未優(yōu)化前的動力性。

4 結(jié)論

為改善柴油發(fā)動機在中高轉(zhuǎn)速時的動力性和轉(zhuǎn)矩跟隨特性，通過仿真與整車試驗對某柴油發(fā)動機進(jìn)行了匹配優(yōu)化。主要結(jié)論如下：

(1)利用GT-Power軟件搭建了柴油發(fā)動機的仿真模型，對發(fā)動機的機械損失特性和轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換關(guān)系進(jìn)行了仿真，得出了機械損失特性MAP和轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換MAP；

(2)經(jīng)過仿真和臺架驗證后的轉(zhuǎn)矩油量轉(zhuǎn)換MAP和機械損失MAP符合發(fā)動機實際需求，在仿真結(jié)果的基礎(chǔ)上調(diào)整了主噴提前角后，發(fā)動機的經(jīng)濟性提升了0.8%，動力性提升了1%，且優(yōu)化標(biāo)定數(shù)據(jù)后發(fā)動機的外特性滿足設(shè)計要求；

(3)在整車轉(zhuǎn)鼓試驗中，測得的整車排放符合國家法規(guī)要求，且綜合油耗滿足市場定位，在整車路試中，優(yōu)化標(biāo)定后的轉(zhuǎn)矩跟隨特性比優(yōu)化前的明顯改善，改善幅度為1.6%，車輛動力性有顯著提高。

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Control Strategy for High Pressure Common Rail Diesel Engine Based on Torque Model

Zhou Zhe1， Zhang Zhendong1， Yin Congbo1， Liang Chengyou2， Zhou Zhengxiang2＆ Li Kai1

1.Institute of Automotive Engineering， University of Shanghai for Science and Technology， Shanghai 200093；2.Technique Center， SAIC Motor Commercial Vehicle， Shanghai 200438

Aiming at the problem of insufficient power and output torque delay often caused by the low accuracy of mechanical loss MAP at mid-high speed in diesel engine control based on torque model，a simulation model for the working process of diesel engine is created by using GT-Power software，on the basis of torque modelbased control strategy for high pressure common rail diesel engine.Then a simulation is conducted to study the relationship between the mechanical loss characteristics of engine and the conversion of torque into fuel quantity and a theoretical MAP is obtained with corresponding correction performed according to bench test results.Finally the control parameters of ECU are verified by bench test using modified MAP and the relevant parameters of combustion control are adjusted based on practical requirements.The results of bench test for engine performance and the dynamometer and road tests of vehicle show that after modification，the fuel economy and power performance of engine enhance by 0.8%and 1%respectively， the emission of vehicle meets the requirements of national regulations， and the output torque following characteristics of engine is improved by 1.6%.

diesel engine； torque model； control strategy； bench test

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.11.004

原稿收到日期為2016年4月18日，修改稿收到日期為2016年12月25日。

周哲，男，碩士研究生，E-mail：815348660＠ qq.com。