国六涡轮增压柴油机喘振机理与喘振控制研究

梁帅帅,代子阳,冯海浩,梁恒山,庄洪霖,史彦晓

(1.内燃机可靠性国家重点实验室,山东 潍坊 261061;2.潍柴动力股份有限公司,山东 潍坊 261061)

随着法规对发动机油耗和排放要求越来越高,增压技术得到广泛应用,增压技术中最常见的方式是涡轮增压[1]。涡轮增压一般采用叶片式压气机,喘振是其所特有的一种异常工作现象,严重影响增压器工作效率和寿命。

压气机喘振主要原因为叶片扩压器流道内气体分离,工作轮进口处气流分离的扩大会使喘振进一步加剧[2-3]。这种气流分离会导致压气机内压力低于后面管路压力,因此发生气流由管路向压气机倒灌现象,管路压力降低后,气流又会在叶轮作用下正向流动,如此反复,压气机内产生强烈的脉动,叶片振动形成噪声[4]。发动机喘振常发生在突然卸载或急停过程中,此时进气气量急剧减小,但是涡轮增压器涡轮轴由于惯性不能立即响应,使得增压器转速和增压压比维持一定时间不变,导致工况运行点到达增压器喘振线区域[5]。增压器本体振动具有高频、宽频带、时变非稳态等特征,会影响动力系统运转可靠性和乘车舒适性[6-7]。

众多学者基于压气机压力、流量等特征量提出判断喘振的方法[8-11],可对识别喘振并采取一定措施提供借鉴。结合喘振阀,Budinis等[12]提出模型预测控制系统来防止压气机喘振,李剑锋等[13]将RBF神经网络引入到PI控制当中,以实现控制参数的在线自整定。但是以涡轮增压发动机作为研究对象,不增加喘振阀,而是通过优化策略抑制喘振的研究较少。针对汽油机,刘俊杰等[14]为解决当节气门开度迅速减小时增压后高压管路压力无法释放造成严重喘振的问题,提出节气门缓关配合发动机分缸断油的控制策略,经过验证该方法能够有效抑制喘振。本研究分析了国六涡轮增压柴油机不同模式、不同发动机转速、不同进气节流阀(Throttle Valve,TV阀)状态下的喘振规律,基于空气系统模型制定防喘振策略,降低国六发动机在热管理模式下的喘振风险。

1 研究对象与方法

1.1 研究对象

试验发动机为国六高压共轨增压中冷柴油机,排量为10.5 L,主要配套重型卡车,表1示出发动机主要参数,表2示出增压器主要参数。

表1 柴油机主要技术参数

表2 增压器主要参数

1.2 试验方法

试验过程中,控制相同的发动机出水温度、空调出口压力和温度、中冷后气温、涡轮后背压等边界,管路测点处安装数采模块进行相应性能参数采集,各参数测量位置见图1,采样频率为10 Hz。发动机在台架测功机控制下完成突降油门试验：满油门工况稳定30单位时长,油门在0.2单位时长内从100%阶跃到0%,然后稳定30单位时长。根据运行过程的联合运行曲线判断喘振程度。

图1 国六高压共轨增压中冷发动机示意

图1中：Pe,Te为环境压力、温度;P1,T1为压气机前压力、温度;Mf为质量流量;P20,T20为压气机后压力、温度;P21,T21为中冷后压力、温度;P22,T22为进气节流阀后压力、温度;P3,T3为涡轮机前压力、温度;P4,T4为涡轮机后压力、温度。

2 试验结果与讨论

2.1 涡轮增压器柴油机喘振原理分析

对于国六柴油机,由于经济性和热管理要求,发动机运行分为非热管理模式和热管理模式。非热管理模式通常重点关注油耗,热管理模式通常通过减小TV阀开度来减小进气流量,恶化燃烧,提高排气温度,进而提高后处理效率。

2.1.1 相同发动机转速下喘振原理分析

外特性联合运行曲线见图2,增压器稳态运行距离喘振线满足10%余量。

正常模式稳定在1 200 r/min满油门工况,进行突降油门试验。联合运行曲线规律较为统一,部分运行轨迹如图3所示。0%油门阶跃到满油门过程中,随着发动机喷油量增加,进气量迅速增加,在图3a中为E到F;压比增加到一定程度后,增压器转速逐渐提高,压气机后压力随即迅速建立,压比陡增,在图3a中为F到A。增压器的迟滞现象导致加油门过程分两个阶段。

图2 外特性联合运行曲线

图3 正常模式1 200 r/min突降油门试验

图3中,A时刻到E时刻为发动机从满油门突降到0%油门的过程。A时刻为折合流量开始降低的时刻,在油门阶跃到0%,喷油器停止喷油,发动机停止做功,发动机气量和折合流量与输出扭矩几乎同时降低。压比在B时刻开始降低,晚于折合流量降低时刻,主要由于增压器具有一定转动惯量,其在进气流量降低瞬间来不及响应[15]。喘振压比基于增压器喘振线得到,越靠近喘振压比则喘振发生风险越高。可以看出压比降低晚于折合流量降低会导致超出喘振线。B时刻到D时刻,压比出现波动,这是由于喘振发生时气道内存在脉冲[4]。脉冲过程机理：B时刻由于压后压力较高,导致气体正向朝发动机气缸流动,折合流量逐渐升高到C时刻,随着增压器转速降低增压能力下降,折合流量再次骤降,到D时刻,再次超出喘振线。D时刻后管路中气体脉冲基本消失,压力降低到E。通过上述分析,正常模式在突降油门过程同样有喘振风险,由于进气管脉冲的影响,运行过程中不止一次超出喘振线。

2.1.2 不同发动机转速下喘振对比

台架发动机正常模式运行,在不同转速下进行突降油门试验,联合运行曲线见图4。从图4可以看出,发动机转速超过一定值后,由于进气流量较高,在压气机气流速度矢量三角形中气流角大于压气机叶片角,喘振风险降低[4];发动机转速低于一定值(1 600 r/min)后,气流角小于压气机叶片角,此时满油门突降至零油门过程喘振风险较高。通过上述分析可知,中低转速突降油门过程喘振风险较高。

图4 正常模式不同发动机转速下突降油门试验联合运行曲线

2.2 热管理模式下TV阀最小开度和关闭速度对喘振的影响

发动机热管理模式下通常在中低负荷区域减小TV阀开度,以达到提升排温的目的。图5示出热管理模式下,在发动机转速1 200 r/min控制TV阀最小开度不变(20%),改变关闭速度的突降油门过程。2.8单位时长TV阀开始关闭,关闭速度分别为4.4%/单位时长,12.1%/单位时长,25.0%/单位时长,30.0%/单位时长,对应的到达TV阀最小开度的时间分别为18.8,8.5,5.6,5.2单位时长。从图5中可以看出,TV阀关闭速度越大,喘振风险越大,这是因为：突降油门过程中,随着TV阀关闭进气管路气体流动受阻,折合流量迅速降低,增压压力由于气体流动不畅反应滞后,导致超出喘振线,TV阀关闭速度越快这种阻塞作用越强,超过喘振线面积越大。图5中,当TV阀最小开度为20%时,速度为25.0%/单位时长关闭过程不会超出喘振线,此速度为最小开度20%能接受的最大速度。

图5 热管理模式下TV阀关闭速度对喘振的影响

热管理模式下,在发动机转速1 200 r/min控制TV阀关闭速度不变(25%/单位时长),改变最小开度的突降油门过程见图6。3.6单位时长TV阀开始关闭,以相同关闭速度25.0%/单位时长关闭TV阀,最小开度55%,40%,30%,20%,15%对应的关闭时间分别为5.0,5.6,6.0,6.2,6.5单位时长。TV阀最小开度越小,曲线越靠左侧,喘振风险越大,这是因为TV阀最小开度越小,阻塞作用越强,进气流量越小。由图6可知,TV阀关闭速度为25.0%/单位时长时,最小关闭开度小于20%会超出喘振线。

图6 热管理模式下TV阀最小开度对喘振的影响

表3示出了TV阀不同状态下的喘振情况。为尽量少地影响热管理效果,存在一个喘振临界的最大关闭速度和最小关闭开度,可兼顾热管理和喘振的性能标定。

表3 不同TV阀最小开度和关闭速度下的喘振情况

2.3 国六高效路线柴油机空气系统模式

电控单元(ECU)可以通过其内部空气系统模型,结合进气压力温度传感器和标定的关键参数计算出压气机运行指标,监控发动机运行过程。空气系统模型中压比计算公式如下：

(1)

式中：εc为压比;Pc2为压气机后总压;Pc1为压气机前总压;P20为压气机后静压;Pe为环境压力;Pcv2为压气机后动压;P1为压气机前静压;Pcv1为压气机前动压;T1为压气机前温度;T20为中冷前气温;Dc1,Dc2分别为压气机前后管径;Mf为新鲜进气量。

(2)

式中：φ为充气效率,不同稳态工况下标定基于转速油量的表格,通过查询该表得到φ;P21为中冷后气压(静压);Veng为发动机排量;n为发动机转速;M为空气摩尔质量;R为理想气体常数;T21为中冷后气温。

(3)

式中：Pe为环境压力;fac1为压气机前压降系数;Te为环境温度。

(4)

式中：fac2为压气机后压降系数;P22,T22通过进气歧管BPS传感器测得,T22与T21相等。P21通过节流阀有效流动面积、T21等计算得到。

(5)

式中：k空气的比热比;Nc为压气机效率,通过稳态标定的相应MAP得到。

(6)

式中：Ac为压气机折合流量,模型中T1=Te。

上述压力相关变量的单位均为kPa,温度变量的单位均为K。模型中部分参数在稳态下标定,虽然具有较多偏差修正,但是在瞬态情况下模型与实测值不可避免有一定误差。

为对比空气系统模型和台架传感器测量差异,进行热管理模式1 200 r/min突降油门试验,对比曲线见图7。满油门和零油门稳定工况下,压比和折合流量计算值的偏差在5%之内,但在突降油门过程中传感器测量计算的联合运行曲线三次超过喘振线,而模型计算的折合流量由于滤波作用波动较小,反映不出前两次超喘振线,但能反映第一次喘振过程超10%裕度线现象;当TV阀逐渐关闭,模型计算和传感器测量趋于一致,能反映出第三次超喘振线过程。

图7 热管理模式下模型计算值与传感器测量值对比

2.4 国六涡轮增压器柴油机喘振控制

根据喘振发生的机理,在空气系统模型基础上制定喘振控制策略,在不同发动机、整车状态下,通过控制TV阀关闭速度和最小开度,有效防止喘振发生。控制流程见图8,基本原理如下：空气系统模型计算压比,当发动机和整车满足防喘振相关条件,根据模型计算压比与喘振线距离,分为正常、弱喘振和强喘振状态,按需求执行防喘振策略。当防喘振效果较差则进行闭环反馈,继续执行喘振程度判断。如果发动机和整车不满足防喘振相关条件或者防喘振有效,则最终通过TV阀控制策略输出TV阀动作。

图8 喘振控制流程

防喘振策略中涉及强、弱喘振压比线,用来判断喘振程度。策略验证中,强喘振压比线为10%喘振线,强喘振固定开度为55%;弱喘振压比线分为Hi和Lo线滞环控制,分别标定为15%、20%喘振线,防止频繁进入、退出弱喘振状态,弱喘振TV阀关闭速度为25%/单位时长。

图9示出热管理模式下,转速为1 200 r/min时策略优化前后突降油门试验结果。1.5单位时长油门开度降到0%,策略优化前,TV阀开度由90%线性降低到14%;策略优化后,当模型计算压比超过强喘振压比时,判断为强喘振状态,TV阀开度执行强喘振固定开度,该状态持续1.2单位时长,3.0单位时长强喘振状态结束。同理,如果实时压比超过弱喘振压比线且未超过强喘振压比线,则判断为弱喘振状态,TV阀关闭速度执行25%/单位时长。

通过对比联合运行曲线可以看出,防喘振策略可以有效避免超出喘振线,降低了喘振风险。

3 结论

a) 正常模式下突降油门过程同样有喘振风险,由于进气管脉冲的影响,突降油门过程不止一次超出喘振线;喘振通常发生在发动机中低转速突降油门过程;

b) TV阀关闭速度越快,进气阻塞作用越强,TV阀最小开度越小,最小折合流量越小,在突降油门过程中这两种情况会导致喘振风险增加,所以为兼顾喘振和热管理效果,存在一个喘振临界的最大关闭速度和最小关闭开度;

c) 结合空气系统模型搭建防喘振策略,在热管理模式突降油门过程中防喘振策略降低了喘振风险,有效解决了利用进气节流阀提高热管理性能的国六涡轮增压柴油机的喘振问题。