路试状态汽油机缸内热功转换过程性能及影响因素的检测与分析

唐琦军，刘敬平，付建勤，易鹏，朱国辉



路试状态汽油机缸内热功转换过程性能及影响因素的检测与分析

唐琦军，刘敬平，付建勤，易鹏，朱国辉

(湖南大学先进动力总成技术研究中心，湖南长沙，410082)

提出一种能对整车实际路试工况下汽油机的多项运行及性能参数进行连续检测与诊断的方法，应用于某车辆的实际路试工况，获得汽油机瞬态参数，并对该样机进行系统的稳态台架试验。研究结果表明：无论是台架稳定工况还是实车瞬变工况，汽油机缸内热功转换效率主要与50%放热量的位置以及过量空气系数相关；当50%放热量的位置出现在上止点后10°左右(高速略早、低速略晚)时，高压循环热效率达到峰值；而影响50%放热量的位置有点火提前角、转速、负荷、缸内残余废气系数和过量空气系数等参数；该样机标定时由于对缸内残余废气系数的变化缺乏了解，瞬变工况下的过量空气系数与理想值有偏差，从而影响实际热效率；某些过渡工况下点火提前角变化异常，导致热效率偏离理想值。

汽油机；瞬变工况；燃烧放热规律；热功转换效率

在实际道路工况尤其是城市工况下，整车运行存在大量过渡工况，发动机在这些瞬变工况下的性能直接影响到整车的经济性和排放性能。汽油机增压技术和混合动力技术使汽油机尽可能地工作在最佳效率区域[1−2]，从而实现整车的节能减排。可见，研究实际道路工况下发动机的瞬态性能变化规律并对其进行有效控制是实现节能减排的有效途径。国内外对发动机瞬态过程进行了大量研究。刘希玲等[3]对我国5个城市汽车道路行驶工况进行了研究，将汽车道路行驶过程分成4种工况(怠速、加速、减速和匀速)，其中瞬变工况(加速和减速)时间约占54.78%，可见瞬态过程才是常态。目前，人们在模拟计算和试验研究[4−7]、增压器的瞬态特性模拟[8]和整车道路循环试验[9−10]等方面取得较好成果，较真实地反映了发动机瞬态过程的性能变化规律。EBRAHIMI等[11]根据氧传感反馈的信号，利用PID控制方法对瞬态过程空燃比延迟效应进行动态补偿，并进行了瞬态试验验证。TAN等[12]研究了相同工况汽油机瞬态性能和稳态性能的区别，指出瞬态过程的污染物排放量明显比稳态过程的多。目前，人们对发动机瞬态过程的研究还集中在实验室阶 段[13]，对于复杂多变的道路工况下发动机性能参数的精确监测还未取得突破性进展，有必要研究基于实际道路工况发动机各参数的实时、连续监测，为实时纠偏提供指导。为此，本文作者提出一种能对车用发动机实际道路工况下多项运行与性能参数进行连续监测与诊断的方法，并进行整车道路试验验证，获得实际道路工况下发动机10 000个循环的性能参数。分析发动机稳态性能及汽油机缸内燃烧和热功转换变化规律，以便揭示实际工况下汽油机缸内性能参数变化的根本原因。

1 瞬变工况汽油机性能检测方法

基于动态信号实测及气道内气体动力学方程/气缸内热力学方程耦合求解的方法，结合发动机的基础参数，开发一种能够对发动机的运行与性能参数进行连续、在线监测与诊断的方法。该方法主要包含：1) 缸内、进排气系统内动态压力与温度信号实测，ECU控制信号如点火、喷油、VVT的获得与提取；2) 气道内的气体动力学过程和缸内热力学过程的数值模拟耦合求解[14]。参数测量主要依靠高频响、高精度传感器和汽车诊断仪获取；气体交换过程的偏微分方程组(气体状态方程、连续性方程、动量守恒方程和能量守恒方程)求解采用改进型的2步Lax−Wendroff差分法，并对气阀的瞬时气体质量和成分进行“跟踪”，最终求得通过气阀的气体质量流量和成分[15−17]。进一步计算可得到缸内新鲜空气量、残余废气系数、充气效率、空燃比等参数。缸内燃烧放热与热功转换过程通过分析缸内的能量平衡方程得到，缸内燃烧放热规律以及燃烧特征参数通过求解实测的缸压曲线得到，泵气损失通过对实测的进排气冲程的压力进行积分得到，高压循环平均指示压力通过对压缩和膨胀冲程的实测压力进行积分得到。为了更真实地反映缸内热功转换过程性能，需剔除泵气损失的影响，通常以高压循环热效率来评价，其定义为高压循环中活塞所作的指示功除以循环喷油量的低热值。研究表明[16−17]，该方法满足汽油机瞬态测量要求。

本文开展整车实际道路工况下汽油机运行参数连续检测试验[16−17]，样机的主要参数如表1所示。

试验采用Kistler传感器，其精度满足瞬态测量要求。传感器的布置如图1所示[16−17]。每个气缸的进、排气道入口都安装动态压力传感器和温度传感器，每个气缸安装1个动态压力传感器，排气总管处安装过量空气系数分析仪。实线区域是气体动力学与热力学仿真计算区域。

表1 试验汽油机的主要参数

注：汽油机类型为直列四缸自然吸气；气阀形式为进排气双VVT。

图1 汽油机结构及实验装置示意图

2 路试瞬态工况热功转换过程分析

根据编写的程序对记录的道路工况瞬态试验数据进行离线处理。利用进排气动态压力与温度计算进排气阀处的气体流量，跟踪气体成分，求得换气过程中瞬时空燃比、充气效率、残余废气系数等状态参数；利用缸内动态压力、状态参数和汽油机ECU信号(如点火信号)计算缸内指示性能参数如高压循环热效率、燃烧特征参数等。图2所示为实际道路工况下汽油机经过2 000个循环的性能参数变化规律，依次为汽油机转速、平均指示压力、点火提前角、高压循环热效率、50%放热量的位置、过量空气系数及残余废气系数。对于负荷很低的工况(如图2(b)所示的第375~410个循环、第1 190~1 240个循环、第1 320~1 350个循环和第1 430~1 520个循环)，由于点火提前角较小，燃烧大部分发生在上止点后，50%放热量的位置推后很多，加之缸内残余废气系数大，因此，平均指示压力出现较大波动。比较图2(b)，(c)和(d)可见：在第100~115个循环、第170~185个循环、第280~210个循环、第1 750~1 765个循环和第1 920~1 935个循环的换挡过程中，循环点火提前角出现“锯齿”状后移，导致平均指示压力和高压循环热效率迅速降低。瞬态过程数据分析结果表明该汽油机点火提前角标定结果仍存在可改进之处：首先是换挡过程中点火提前角后移，导致50%放热量的位置后移，进而导致缸内高压循环热效率出现“锯齿”状的“低谷”；其次，汽油机负荷降低时的点火提前角推迟，例如第350~400个循环之间点火提前角的推迟直接导致这一过程指示热效率下降，形成热效率的1个“低谷”；第1 180~1 200个循环和第1 400~1 450个循环都有类似的点火提前角标定谬误。事实上，在该过程中，汽油机的转速基本保持不变，而负荷下降，汽油机的爆震倾向降低，此时，可以加大点火提前角来提高汽油机的缸内热效率，也不会出现爆震现象，就像第75~85个循环、第1 360~1 440个循环、第1 660~1 690个循环一样。负荷增加时，通过增大点火提前角大幅度提高了汽油机的高压循环热效率。此外，汽油机在低速小负荷的标定也不甚合理，例如在第1~60个循环、第1 200~1 270个循环和第1 500~1 650个循环中，只要进一步增大点火提前角，高压循环热效率可望得到大幅度提高。比较图2(d)和图2(e)可知：在瞬态过程中，高压循环热效率与50%放热量的位置有非常明显的对应关系；当50%放热量的位置处于上止点后10°左右时，高压循环热效率达到峰值；当50%放热量的位置偏离该“最佳位置”时，高压循环热效率降低，且偏离越远，热效率越低，从而形成了50%放热量的位置与高压循环热效率曲线形态之间的“镜面反射”效应。图2(f)所示为瞬态过程该汽油机的过量空气系数变化曲线，图中实线根据ECU预测的循环进气量与循环喷油量之比计算得到，虚线为实测值。该段区域内实测的过量空气系数偏小，第1 700~2 000个循环之间汽油机由于接近全负荷而需要多喷油，这符合常理。但在1 700循环之前大部分工况的平均指示压力在0.85 MPa以下(对应的平均有效压力在0.70 MPa以下)，汽油机通常是采用当量空燃比，在这样的工况下过量冷气系数偏小值得商榷。空气流量通常是以实测进气压力、温度和汽油机转速在预存参数中进行插值求得，而汽油机缸内的实际进气量不只是与进气总管处的进气密度相关，而且与缸内的残余废气系数密切相关，而后者的确定需要特定的方法与工具[18−20]。推测原机标定参数中“假定”的缸内残余废气系数低于实际值(见图2(g)，在第1 700循环之前缸内残余废气系数较大)，高估了实际进气量，使得循环喷油量虚高，导致过量冷气系数偏小。因此，通过精确标定缸内残余废气系数，对过量空气系数“纠偏”可望进一步提高汽油机的运行经济性，降低实际过程中的油耗率。

(a) 转速；(b) 平均指示压力；(c) 点火提前角；(d) 高压循环热效率；(e) 50%放热量的位置；(f) 过量空气系数；(g) 残余废气系数

图3所示为本次整车瞬态试验的另一段结果，进一步验证了前面的分析结果，即：该汽油机在换挡和负荷迅速降低时点火时刻迅速推迟，导致50%放热量的位置后移，高压循环热效率降低；在第4 095~4 110个循环、第4 570~4 590个循环、第4 950~5 050个循环和第5 450~5 490个循环中，因点火提前角推迟导致50%放热量位置后移，高压循环热效率出现“波谷”；相反，在第4 120~4 140个循环、第4 600~4 630个循环、第5 100~5 130个循环和第5 500~5 550个循环中，点火提前角迅速增加促使50%放热量的位置大幅度提前，使之更加接近其最佳值，进而使高压循环热效率大幅度提高。以上分析说明试验样机标定的点火提前角在道路工况下存在可优化之处。高压循环热效率在50%放热量的位置为上止点后10°左右出现峰值，偏离该最佳位置热效率下降，高压循环热效率与50%放热量的位置的曲线形状有“镜面反射”关系。如图3(g)所示，在第4 250~4 500个循环和第5 200~5 300个循环之间残余废气系数较小，对应图3(f)中的过量空气系数ECU预测值与实测值吻合较好；在其他缸内残余废气系数较大的工况点，缸内过量空气系数的实测值比标定的目标值偏小，这进一步验证了前面的推测，说明试验样机标定参数中“假定”的缸内残余废气系数偏低。

(a) 转速；(b) 平均指示压力；(c) 点火提前角；(d) 高压循环热效率；(e) 50%放热量的位置；(f) 过量空气系数；(g) 残余废气系数

3 汽油机稳态工况缸内过程分析

为了便于分析瞬变工况下汽油机的实测性能，并对其共性规律进行归纳与总结，以利于对控制参数(点火提前角和过量空气系数)进行修正，对汽油机台架稳态工况进行系统测试与分析。在稳态试验台架上通过改变点火提前角对汽油机在不同转速、不同负荷下进行系统试验研究，并对93号汽油和97号汽油进行对比，分析不同辛烷值对汽油机性能的影响。图4所示为稳态工况的缸内高压循环指示热效率随50%放热量的位置、汽油机转速、负荷以及燃油辛烷值的变化规律。从图4可知：

1) 与瞬态过程实测结果类似，高压循环指示热效率的峰值出现在50%放热量的位置位于上止点后10°左右的区域；在高转时最佳50%放热量的位置略提前，低转速略推后；50%放热量的位置每偏离其“最佳”位置约10°，高压循环热效率下降约3%。

2)高压循环指示热效率随汽油机转速升高而升高。50%放热量的位置相同，高转速时的循环热效率高于低转速时的循环热效率，其原因主要是低转速时每一循环所占绝对时间较长，缸内散热损失量大，所占燃油放热量比例也较大。

3) 当50%放热量的位置偏离其最佳值5°以内时，汽油机即使在很低的转速或负荷下的热效率也不至于太低，例如600 r/min怠速时的指示热效率高于30%。由此可知图2与图3中汽油机的缸内热效率很低，其主要原因是燃烧相位太滞后，有效膨胀比低，膨胀做功少，进而导致效率急剧下降。

4) 燃用高辛烷值汽油可减小爆震倾向而使得汽油机50%放热量的位置接近或达到其峰值，从而明显地提高其高压循环热效率。

由图2、图3(瞬态)与图4(稳态)可知：要获得较高的热功转换效率，保证50%放热量的位置在其最佳值附近是最关键的。

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

汽油机怠速、部分负荷以及不同转速全负荷等几种典型稳态工况下50%放热量的位置随点火提前角的变化关系见图5。从图5可见：

1) 在同一工况(转速及负荷)下，50%放热量的位置与点火提前角有明确的线性关系，表明可通过控制点火提前角精确地控制50%放热量的位置，以获得最佳的热功转换效率。

2) 负荷会影响50%放热量的位置与点火提前角的关系，例如当转速同为2 000 r/min，平均指示压力分别为0.26 MPa(部分负荷)和1.20 MPa(全负荷)时，同一点火提前角时小负荷的50%放热量的位置较全负荷推迟了约15°。

3) 点火提前角相同，在同一负荷、不同转速下50%放热量的位置随转速升高而推迟；转速每升高 2 000 r/min，50%放热量的位置推迟约4°。

图5 几种典型工况下50%放热量的位置随点火提前角的变化

图6所示为图5中诸试验工况对应的缸内残余废气系数。从图6可见：800 r/min怠速工况和2 000 r/min平均指示压力为0.26 MPa工况对应的缸内残余废气系数分别为约27%与21%，都远高于2 000，4 000和6 000 r/min时全负荷转速工况(3.5%~4.0%)的残余废气系数，由此可知缸内残余废气系数对50%放热量的位置也有重大影响。

图7所示为各种典型工况下10%~90%燃烧持续期随缸内残余废气系数的变化关系。由图7可知：燃烧持续期与缸内残余废气系数几乎呈线性增长关系。据图7可以有利于理解图5中同一转速(2 000 r/min)和不同负荷时50%放热量的位置变化大的原因，即缸内残余废气影响了燃烧过程(图6表明缸内残余废气系数随负荷的减小而增加)。因此，在同一点火提前角下，缸内50%放热量的位置随负荷减小而推后(见 图5)。

图6 对应于图5试验工况的缸内残余废气系数

图7 燃烧持续期与缸内残余废气系数的关系

影响缸内燃烧过程的另一个重要因素是过量空气系数。在瞬态过程中过量空气系数的精确控制较难(图2(f)与3(f)中实际循环过量空气系数波动明显)。图8所示为过量空气系数对燃烧持续期的影响，燃烧持续期随过量空气系数增大而呈近似线性变长，过量空气系数增加约0.4，燃烧持续期增加约10°。

据图5~8可知，该汽油机50%放热量的位置与点火提前角、转速、残余废气系数、过量空气系数等参数相关，通过拟合得到与诸项重要影响参数之间的关系式为

式中：为50%放热量的位置对应的曲轴转角(以压缩上止点为0°)；为常数，对于此汽油机，约为20；为点火提前角；为汽油机转速；为缸内残余废气系数；为过量空气系数。式(1)中各参数取值如下：转速每升高1 000 r/min，50%放热量的位置推迟2°；残余废气系数每升高1%，50%放热量的位置推迟1°；过量空气系数每增加0.1，50%放热量的位置将推迟2.5°。式(1)的意义在于将影响50%放热量位置的各重要参数整合到同一个公式中，表明50%放热量的位置不仅受点火提前角的影响，而且与汽油机转速、缸内残余废气系数、过量空气系数相关。

将式(1)进行变化可得

在整车实际运行状态下，据式(2)可获得以最佳燃油经济性为目的、考虑汽油机转速、缸内残余废气系数以及过量空气系数等参数影响的最佳点火提前角的标定依据。

图8 过量空气系数对燃烧持续期的影响

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

4 结论

1) 决定汽油机实际运行经济性的缸内热功转换效率主要与燃烧过程的相位相关，而后者可以用50%放热量的位置表征。无论是瞬态还是稳态工况，当50%放热量的位置出现在上止点后10°附近时，缸内热功转换效率达到峰值，偏离此值时缸内热功转换效率均下降，每偏离“最佳值”位置约10°，高压循环热效率下降约3%。

2) 缸内燃烧放热过程的相位及持续期不仅受点火提前角影响，而且与汽油机的转速、负荷、残余废气系数、过量空气系数等参数有关，本文依据影响程度总结出经验公式。

3) 缸内残余废气系数的存在与变化对目前ECU普遍采用的喷油策略(预估进气量和过量空气系数正反馈修正的方法)及点火控制策略在瞬态过程中的精度影响较大，进一步精细标定应该考虑残余废气系数的变化。

4) 从整车优化角度看，样机在实际道路工况下尤其是在换挡过程、小负荷区域和过渡工况下的空燃比控制、点火角度控制仍有待进一步优化。

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(编辑 陈灿华)

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

国家自然科学基金资助项目(51376057)；国家重点基础研究发展计划(973计划)项目(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，从事发动机性能开发研究；E-mail: fujianqinabc@163.com