基于转矩模型的高压共轨柴油机控制策略

周 哲，张振东，尹丛勃，梁承友，周正祥，李 凯

基于转矩模型的高压共轨柴油机控制策略

周 哲1，张振东1，尹丛勃1，梁承友2，周正祥2，李 凯1

(1.上海理工大学汽车工程研究所，上海 200093； 2.上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心，上海 200438)

针对基于转矩模型的柴油发动机控制中，在中高转速时常会因机械损失MAP精度低，造成动力不足和输出转矩延迟的问题，在基于转矩模型的高压共轨柴油机控制策略的基础上，利用GT-Power软件搭建了柴油发动机工作过程的仿真模型。通过仿真研究了发动机的机械损失特性与转矩油量转换的关系，得到了理论MAP图，并根据台架试验结果进行了相应修改。采用改进后的MAP图对ECU控制参数进行了台架试验验证，并依据实际需求调整了控制燃烧的相关参数。发动机台架性能试验、整车转鼓试验和整车路试的结果表明，与改进前相比，发动机的经济性提升了0.8%、动力性提升了1%，整车排放符合国家法规要求；发动机输出转矩跟随特性改善了1.6%。

柴油机；转矩模型；控制策略；台架试验

前言

1997年，文献[1]中首次提出基于转矩的发动机控制算法。此算法考虑到汽车上其它附件和控制器对发动机输出功率的需求，克服了传统发动机控制器在整车控制中不易集成和扩展的缺陷，以转矩为各控制单元与ECU之间的唯一接口，当汽车上需要增加新的子系统时，只须将新增加的子系统并入CAN网络，通过CAN网络将转矩请求发送给ECU，ECU在协调各部件的转矩请求后，依据发动机当前工作状态计算出发动机的指示转矩，再将此指示转矩转化为喷油时刻、喷油量和喷油次数等控制参数，以达到最佳的转矩输出[2]。但在发动机处于中高转速时，往往会出现动力不足和输出转矩延迟现象。针对此问题，德国博世公司开发的EDC17柴油机控制系统和日本电装公司提出的一种基于转矩的控制算法能精确地满足整车中高转速时的控制需求；而我国目前主要利用柴油机模拟计算的方法，通过搭建具体的物理模型和求解，得出柴油机各个阶段的工作过程，从而进行相应的优化[3]。

本文中通过对发动机转矩控制策略的研究，分析指示转矩的影响因素，和与指示转矩相关参数的计算方法。使用GT-Power搭建了发动机模型，并对其进行性能验证。对发动机的机械损失特性和转矩与油量的转换关系进行仿真研究，针对仿真MAP图，进行发动机台架试验[3]。同时对发动机部分工况参数进行优化标定和台架验证，使发动机整机性能得到相应提升。

1 基于转矩的柴油机控制算法原理

1.1 算法模型的搭建

本文中使用开环控制来控制转矩，如图1所示。其中，转矩的精准输出通过实验标定的方法来保证，并通过大量的实测数据，在当前理论的基础上建立喷油量与输出转矩间的关系。就柴油发动机而言，很重要的一步就是将指示转矩转变成对应的喷油量[4-5]。

图1 转矩的开环控制

1.2 机械损失的计算

英国Ricardo使用拖动法导出了计算平均机械损失压力pm的经验公式：

对于指定的发动机，压缩比ε和活塞行程l是确定的，故式(1)可简化为

其中：C1＝0.0067(ε-4)

C2＝0.001449/l

C3＝0.000401

基于Ricardo经验公式的Chen-Flynn模型如下：

式中：vm为活塞平均速度，m/s；pm为平均摩擦压力，MPa；pmax为缸内最大压力，MPa；C为机械损失常数部分；C1为最大缸压因数；C2为活塞平均速度因数；C3为活塞平均速度二次因数，此模型公式运用于柴油机后期建模过程。第1项表示受压缩比影响的部分；第2项表示与热损失、冷却水温度相关的部分；第3项表示随转速变化的，轴承和活塞与活塞环等部分的损失；第4项表示泵气损失部分[6-7]。

1.3 转矩与油量的转换

ECU将接收到的各个转矩需求进行整理排序，然后由控制算法中的需求转矩模块算得发动机的指示转矩，然后通过转矩油量转换关系计算出当前的喷油量。由发动机指示效率的定义得

式中：ηi为发动机指示效率；Pi为发动机指示功率，kW；B为小时油耗，kg/h；Hu为柴油的燃烧热值，kJ/kg。

其中发动机指示功率为

式中：Ti为发动机指示转矩；n为发动机转速，r/min。

小时油耗B为

式中：Qi为发动机每缸每循环的喷油量，λ为发动机气缸数量，τ为发动机冲程数。

本研究中的发动机为4缸4冲程发动机，故λ为4，τ为4；Hu为4.018×104kJ/kg。 联立式(4)～式(6)得

通过以上关系式可得出指示转矩Ti转化为喷油量Qi的方程，此方程与发动机指示效率有关。本文中基本喷油量的获得，是参照发动机转速和发动机需求转矩查二维MAP图获得的，再分别对油量进行修正获得每缸每循环喷射的油量[3-8]。

2 基于仿真模型的标定

2.1 整机模型的搭建

目标柴油发动机各部件的结构参数、边界参数、运行参数和相关部件的台架试验数据见表1。

表1 柴油发动机基本参数

在调节与验证整机模型时，以发动机台架试验结果为基准，在模拟发动机Setup中输入这一基准参数，并调节模型中的部分修正系数使输出值尽可能靠近目标值。调试好的柴油机模型见图2。

图2 柴油发动机整机模型

在完成建模后，以200r/min为间隔，将1 000～3 200r/min范围的转速等距划分为12个点，在各个转速下进行全油门的仿真运算，得到仿真的发动机外特性数据，其与台架试验测得的外特性数据的对比如图3所示。

图3 柴油发动机仿真与实测外特性曲线

从图3可以看出，仿真结果与试验结果的最大功率点均为3 000r/min，最大转矩点均为2 000r/min，符合发动机原机设计参数。在1 000～3 200r/min范围内，模型计算出的仿真值与台架试验得出的实测值很接近，燃油消耗率在各转速下的误差均在5%以内，转矩和功率在低速状况下的仿真值与实测值很接近，在高速情况下误差有所增大，但最大误差不超过10%，故所建立的柴油发动机模型是准确的，可用来预测发动机相关参数的MAP图。

2.2 相关MAP的计算、验证与校准

2.2.1 机械损失MAP的计算验证与校准

油泵损失相对于机械损失可视为一个常量，在模型计算中应用基于若干个精确的基础数据校准过后的Chen-Flynn模型对本文中柴油发动机的机械损失功率进行预测，Chen-Flynn模型中含有最大缸压这一参数，无法直接测定发动机的摩擦损失转矩。然而，发动机的摩擦损失与发动机的转速、冷却水的温度有关。将模型在-30～120℃范围的水温划分12个点，在各个温度点下进行仿真运算，得到发动机在该温度点各转速下的仿真摩擦损失转矩。

本文中用倒拖测量法测定机械损失。图4为不同冷却水温度下摩擦损失转矩实测值与仿真值的差值。

图4 柴油发动机摩擦损失转矩实测值与仿真值比较

由图4可见，转速在1 000～3 000r/min区间内时，仿真值的误差在±2N.m以内，在3 000r/min以上时，误差逐渐增大，但最大误差也在15%以内。由此可见，仿真值的误差在合理的范围内，将实测值带入仿真模型重新校准后，得到较为准确的发动机摩擦损失MAP，见图5。

图5 校准后的机械损失MAP

从图5可以看出，随着发动机转速的提高，摩擦损失转矩逐渐增大；随着发动机冷却水温度的提高，摩擦损失转矩逐渐变小。

2.2.2 转矩油量MAP的计算、验证与校准

由于台架试验的发动机没有空调等附件，故附件损失不考虑。油泵损失转矩是通过在油泵试验台上测定油泵损失得到的，并在不同转速、轨压和喷油量下精确标定[3-9]。

将所得的MAP数据输入ECU中对应的MAP中，则ECU可根据冷却水温度和转速计算出摩擦损失和油泵损失转矩，台架可实时测量当前发动机的输出转矩，此时可得到一个较为精确的指示转矩值。依据油耗仪测出当前工况下发动机的油耗，就得到了不同转速不同指示转矩下的喷油量，图6为转矩油量转换仿真误差。

图6 转矩油量转换仿真误差

由图6可见，仿真值很接近实测值，误差很小，仿真结果有很高的参考性。以台架实测值为基准再次校准仿真模型，得到转矩油量转化MAP图，如图7所示。

图7 校准后的转矩油量转化MAP

由图7可知，喷油量随发动机指示转矩增加而增加，随着转速的增加，同一指示转矩下的油量总体呈下降趋势。这是由于在不同工况下发动机的燃烧效率不同，在中高负荷下的燃烧效率较高，而在低转速和低负荷时燃烧效率较低。

3 试验验证与对比

3.1 性能验证与对比

3.1.1 发动机台架试验平台

试验在某公司发动机试验台架上进行，在线标定系统包括PUMA操作试验台和INCA标定系统。图8为发动机试验台架布置示意图。

图8 发动机试验台架布置示意图

3.1.2 优化后油耗验证

由于主喷提前角对整车动力性影响较大，因此在研究转矩模型控制策略的前提上为提升整车性能，在之前参数标定的基础上重新标定了全负荷下的主喷提前角，并通过台架试验验证循环喷油量。结果如图9所示。

由于重新标定了发动机主喷提前角，故需重新验证发动机的各项特性。此处重点关注最大缸压的变化情况，在台架上实测全负荷工况下各转速点4缸的最大缸内压力，并整理出最大缸内压力随转速的变化关系，如图10所示。

图9 外特性主喷提前角和循环喷油量

图10 最大缸内压力随转速的变化关系

由图10可见，优化主喷提前角后，4缸最大缸内压力由 147升至 153MPa，其中在 2 000～2 800r/min转速区间内最大缸压提升较大。

图11为外特性下发动机的油耗与燃油消耗率曲线。在高速大负荷时，大的喷油提前角通常用来降低燃油消耗。通过计算燃油消耗率可得，优化后燃油经济性提升了0.8%。

图11 外特性油耗与燃油消耗率

3.1.3 输出转矩精度验证

由于重新标定转矩油量转化MAP和机械损失MAP，而机械损失MAP的精度直接影响发动机输出转矩的精度，转矩油量转化MAP精度会影响柴油发动机燃烧，间接影响发动机的输出转矩精度，因此须验证ECU内部模型计算的输出转矩值与台架实测发动机输出转矩值的误差大小。

由于输出转矩受到较多因素的影响，本次试验做了冷却水温度在90℃下全工况输出转矩精度验证。针对每个转速试验点测试不同油门开度下ECU内部计算的输出转矩和台架实测转矩，两者的差值如图12所示。

由图可见，其误差很小，小负荷时小于行业规定的输出转矩误差±5N.m。当发动机负荷增大时，转矩误差绝对值虽然逐渐增大，但最大误差也在5%以内。说明ECU内部计算输出转矩的误差在合理范围内，有很高的参考价值。

3.1.4 优化后外特性验证

由于重新计算了转矩油量转换MAP和修改了主喷提前角，故须确定优化后发动机外特性与优化前的差距，结果如图13所示。

图13 优化前后的外特性曲线

由图13可见，在优化主喷提前角后，发动机的输出转矩和功率有小幅度提升，在中高转速时，发动机性能提升明显。通过计算转矩可得，优化后动力性提升了1%。

3.2 整车转鼓试验

试验在AVL公司发动机实验台架上进行，试验规范使用《轻型汽车污染物排放限值及测量方法》中国第五阶段中Ⅰ型试验用运转循环[10]。

在转鼓试验中通过碳平衡法测出百公里油耗：在城市运转循环中为10.386L，在市郊运转循环中为8.497L。其综合百公里油耗为9.19L，对于一款轻型客车来说，这一油耗在市场上极有竞争力。

排放验证是本次转鼓试验的核心，这也是使用Ⅰ型试验用运转循环作为试验规范的根本原因。发动机的排放实测数据见表2。

表2 各运转循环下的排放结果 g.km-1

由于轻型客车属于第二类、Ⅲ型车，其国四的排放限值见表2，法规未对柴油发动机的HC单独列出限值，只有HC+NOx的限值，从表中可以看出，CO，NOx，HC+NOx和PM的实测值均小于法规限值，最差的NOx也只有限值的90%，本轮MAP标定后的整车排放性能符合国家排放标准，可作为整车标定MAP数据使用。

3.3 整车路试

采用某公司的AMT工程样车进行路试，参考了轻型客车路试规范、综合试验道路条件和工程样车的特性。试验分为2挡全油门加速试验和0-60km/h全油门加速试验两个项目，2挡全油门加速是2挡下以11km/h的最低车速加速到车辆自动换挡，0-60km/h全油门加速试验是车从静止开始踩油门一直到车速为60km/h。每项均做不开空调和将空调开到冷风最大挡位下的性能验证[9-11]。

3.3.1 转矩跟随试验

试验过程中，通过ETAS的相关设备和车上所布置的传感器监测优化前后车辆的转矩跟随状态，结果如图14～图17所示。

从图14～图17中可以看出，各试验条件下优化标定后的转矩跟随特性比优化前的明显改善，改善幅度为1.6%。

3.3.2 动力性验证

动力性是评价整车性能的重要评价标准，在2挡全油门加速试验和0-60km/h全油门加速试验

图14 标定参数修改前2挡转矩跟随

图15 标定参数修改后2挡转矩跟随

图16 标定参数修改前0-60km/h转矩跟随

图17 标定参数修改后0-60km/h转矩跟随

中，通过发动机转速与车速的变化比较标定前后动力性的变化，如图18～图21所示。

图18 2挡全油门加速发动机转速图

图19 2挡全油门加速车速图

图20 0-60km/h全油门加速发动机转速图

图21 0-60km/h全油门加速车速图

从图18～图21中可以看出，在2挡全油门加速和0-60km/h全油门加速中，无论车辆是否开启空调，优化标定MAP数据后的车辆动力性明显优于未优化前的动力性。

4 结论

为改善柴油发动机在中高转速时的动力性和转矩跟随特性，通过仿真与整车试验对某柴油发动机进行了匹配优化。主要结论如下：

(1)利用GT-Power软件搭建了柴油发动机的仿真模型，对发动机的机械损失特性和转矩油量转换关系进行了仿真，得出了机械损失特性MAP和转矩油量转换MAP；

(2)经过仿真和台架验证后的转矩油量转换MAP和机械损失MAP符合发动机实际需求，在仿真结果的基础上调整了主喷提前角后，发动机的经济性提升了0.8%，动力性提升了1%，且优化标定数据后发动机的外特性满足设计要求；

(3)在整车转鼓试验中，测得的整车排放符合国家法规要求，且综合油耗满足市场定位，在整车路试中，优化标定后的转矩跟随特性比优化前的明显改善，改善幅度为1.6%，车辆动力性有显著提高。

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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

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

周哲，男，硕士研究生，E-mail：815348660＠ qq.com。