专利名称：涡轮增压器控制系统和改善瞬态性能的方法
技术领域：
本发明涉及内燃发动机，更具体地涉及涡轮增压器控制系统。
背景技术：
本文中提供的背景技术描述是为了总体上介绍本发明背景的目的。当前提及的发 明人的工作-以在此背景技术部分中所描述的为限-以及在提交时否则可能不构成现有技 术的该描述的各方面，既不明示地也不默示地被承认为针对本发明的现有技术。内燃发动机可以使用涡轮增压器来增加空气密度从而增加进入发动机的空气量。 增加的空气量使得能够将更多的燃料喷射到发动机中，由此提高发动机功率。涡轮增压器 通常包括涡轮、空气压缩器、和将涡轮连接到空气压缩器上的共用轴。从排气歧管中流出 的废气驱动涡轮。涡轮则驱动空气压缩器从而压缩进入进气歧管中的空气。
发明内容
一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，包括涡轮 模式确定模块和转换控制模块。涡轮模式确定模块确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转 换。高压涡轮增压器在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起作用。转换控制模块 确定高压涡轮增压器的期望涡轮效率，并且在转换期间根据期望涡轮效率来控制高压涡轮 增压器。在一个特征中，在转换期间转换控制模块根据期望涡轮效率来控制高压涡轮增压 器的涡轮和旁通阀。在其他特征中，高压涡轮增压器是可变几何涡轮增压器(VGT)。期望涡轮效率是基 于给定的可变几何涡轮增压器位置和跨高压涡轮增压器的给定压力比的最大涡轮效率。可 变几何涡轮增压器位置和压力比满足预定的最大涡轮效率方程式。—种操作高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的方法，包括确定从双涡轮模式向 单涡轮模式的转换，其中高压涡轮增压器在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起 作用；根据对转换的确定来确定高压涡轮增压器的期望涡轮效率；以及在转换期间根据期 望涡轮效率来控制高压涡轮增压器的涡轮和旁通阀。本发明还涉及以下技术方案方案1. 一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，包 括涡轮模式确定模块，其确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中所述高压涡 轮增压器在所述双涡轮模式下起作用而在所述单涡轮模式下则不起作用；以及转换控制模块，其在所述转换期间确定所述高压涡轮增压器的期望涡轮效率，并 且在所述转换期间根据所述期望涡轮效率来控制所述高压涡轮增压器。方案2.如方案1所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述高压涡轮增压器 是可变几何涡轮增压器。
方案3.如方案2所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述期望涡轮效率是 基于可变几何涡轮增压器位置和压力比的最大涡轮效率。方案4.如方案3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述最大涡轮效率随 着所述可变几何涡轮增压器位置和所述压力比而变化。方案5.如方案3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述压力比是根据通 过所述涡轮的废气流率和所述可变几何涡轮增压器位置来确定的。方案6.如方案3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括旁通阀控制模 块，其当所述压力比超过阈值压力比时打开旁通阀。方案7.如方案6所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括压力比确定模 块，其在所述旁通阀打开后确定第二压力比。方案8.如方案7所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括可变几何涡轮 增压器位置确定模块，其根据所述第二压力比和涡轮效率来确定第二可变几何涡轮增压器 位置。方案9.如方案8所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括可变几何涡轮 增压器控制模块，其根据所述第二可变几何涡轮增压器位置来控制所述可变几何涡轮增压ο方案10.如方案9所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述第二可变几何涡 轮增压器位置和所述第二压力比满足最大涡轮效率方程式。方案11. 一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，包 括涡轮模式确定模块，其确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中所述高压涡 轮增压器在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起作用；以及转换控制模块，其在所述转换期间确定所述高压涡轮增压器的涡轮的期望涡轮效 率，并且在所述转换期间根据所述期望涡轮效率来控制所述涡轮和旁通阀。方案12. —种操作高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的方法，包括确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中所述高压涡轮增压器在所述双涡轮 模式下起作用而在所述单涡轮模式下则不起作用；根据对所述转换的确定来确定跨所述高压涡轮增压器的期望涡轮效率；以及在所述转换期间，根据所述期望涡轮效率来控制旁通阀和所述高压涡轮增压器的 涡轮。方案13.如方案12所述的方法，其特征在于，所述高压涡轮增压器是可变几何涡 轮增压器。方案14.如方案13所述的方法，其特征在于，还包括在所述转换期间确定可变几 何涡轮增压器位置和跨所述可变几何涡轮增压器的涡轮的压力比，其中所述期望涡轮效率 是基于所述可变几何涡轮增压器位置和所述压力比的最大涡轮效率。方案15.如方案14所述的方法，其特征在于，还包括根据经过所述涡轮的废气流 率和所述可变几何涡轮增压器位置来确定所述压力比。方案16.如方案15所述的方法，其特征在于，还包括当所述压力比超过阈值压力 比时打开所述旁通阀。
方案17.如方案16所述的方法，其特征在于，还包括在打开所述旁通阀后确定第 二压力比。方案18.如方案17所述的方法，其特征在于，还包括根据所述第二压力比和涡轮 效率来确定所述第二可变几何涡轮增压器位置。方案19.如方案18所述的方法，其特征在于，所述第二可变几何涡轮增压器位置 和所述第二压力比满足最大涡轮效率方程式。从本文所提供的描述中，本发明的进一步的应用范围将变得显而易见。应当理解 的是，描述和具体实例仅仅是用于说明的目的，而不是意图限制本发明的范围。
本文所描述的附图仅仅是用于说明的目的，而不是意图以任何方式限制本发明的范围。图1是根据本发明教示的发动机系统的框图；图2是根据本发明教示的涡轮增压器控制模块的框图；图3是高压涡轮增压器的示例性涡轮效率图；图4是示例性的最大涡轮效率方程式的图；以及图5是根据本发明教示的控制涡轮增压器系统的方法的流程图。
具体实施例方式以下描述在性质上仅仅是示例性的，而不是意图限制本发明、其应用或者用途。应 当理解的是，在全部的附图中相应的附图标记表示相同或者相应的部件和特征。如本文中所使用的那样，术语“模块”指的是专用集成电路(ASIC)、电子电路、执行 一个或多个软件程序或固件程序的处理器(共享的、专用的、或成组的)和存储器、组合逻 辑电路、和/或提供所述功能的其他合适部件。在从双涡轮模式向单涡轮模式转换期间，本发明的涡轮增压器控制系统通过保持 最大涡轮效率来改善二级涡轮增压器系统的瞬态性能。最大涡轮效率是通过控制旁通阀和 经过高压涡轮增压器的涡轮的体积流率来保持的。参见图1，发动机系统10包括发动机12、进气歧管14、和排气歧管16。发动机12 可以是柴油发动机并且包括多个汽缸18。虽然图示有八个汽缸18，但发动机12可以包括 任意数量的汽缸18，其数量包括但不限于2、4、5、6、10和12。任选地，可以将节气门20设 置在进气歧管14的上游。空气可以经节气门20被吸入进气歧管14，进气歧管14将空气分 配至汽缸18中。当未设置节气门20时，空气可以直接被吸入进气歧管14中。共轨燃料喷 射系统(未图示)可以将燃料喷射至汽缸18中，从而在汽缸18中产生空气/燃料混合物。 汽缸18的热量可以点燃空气/燃料混合物从而导致空气/燃料混合物的燃烧。空气/燃 料混合物的燃烧产生燃烧力以驱动活塞(未图示)，而活塞则驱动曲轴(未图示)旋转。废 气从汽缸18中排出，经排气歧管16进入排气系统(未图示)。二级涡轮增压器系统22可以与节气门20和排气歧管16连通，以提供对用于再循 环的废气的最佳控制并且增加(即，增压)质量空气压力(MAP)。当未设置节气门20时， 二级涡轮增压器系统22可以与进气歧管14和排气歧管16连通。二级涡轮增压器系统22包括以串联方式相连的高压涡轮增压器M和低压涡轮增压器26。相对于废气流的方向， 将高压涡轮增压器M设置在低压涡轮增压器26的上游。高压涡轮增压器M包括经由共 用轴30相连的高压涡轮27和高压压缩器28。低压涡轮增压器沈包括经由共用轴36相 连的低压涡轮32和低压压缩器34。旁通阀38被设置在高压涡轮增压器M的高压涡轮27 一侧。设置另一个旁通阀39从而旁路绕过高压涡轮增压器M的高压压缩器28。二级涡轮增压器系统22可以在双涡轮模式和单涡轮模式下运行。在双涡轮模式 下，废气流经高压涡轮增压器M和低压涡轮增压器26。进气经受较高程度的压缩，从而导 致质量空气压力(MAP)的较高程度的增压。在单涡轮模式下，旁通阀38是打开的，并且废 气绕过高压涡轮增压器对。高压涡轮增压器M变得不起作用。更具体地，当发动机12处于稳态状态并在相对较高的发动机转速和扭矩下运行 时，或者当发动机12在“急剧加速(hard acceleration)”时，可以使高压涡轮增压器M的 轴转速增加至接近设计极限。“急剧加速”指的是在加速期间将大量的负荷施加在发动机 12上的情形。为了降低高压涡轮增压器M的轴转速，减小跨高压涡轮增压器M的排气压 力。通过打开旁通阀38以允许废气绕过高压涡轮增压器M并流经旁通阀38，来降低排气 压力。当废气流绕过高压涡轮增压器M时，高压涡轮增压器M变得不起作用。这样，涡轮 增压器系统22就转换为“单涡轮模式。”高压涡轮增压器M例如可以是可变几何涡轮增压器(VGT) 24并且可以包括在涡 轮27中的可变入口导向叶片(未图示)。当改变入口导向叶片的位置(即，可变几何涡轮 增压器的位置)时，可变几何涡轮增压器M的几何构造发生改变，因此经过可变几何涡轮 增压器M的涡轮27的体积流率也发生改变。在下文中，将可变几何涡轮增压器M用作高 压涡轮增压器。但是，要理解并且认识到的是，如果可以调整经过高压涡轮增压器的体积流 率，则也可以使用除可变几何涡轮增压器以外的任意类型的涡轮增压器。低压涡轮增压器沈例如可以是带有内部废气门(未图示)的涡轮增压器。该废 气门设置在低压涡轮32—侧。当废气门打开时，过剩的废气流入排气系统(未图示)以减 小增压压力(即，歧管空气压力)。通常，增压压力与发动机转速成比例。当在给定的发动 机转速下增压压力超过阈值压力时，可以将废气门打开以减小增压压力，从而保护发动机 12和涡轮增压器以免受到损坏。控制模块60与多个传感器进行通信，并根据来自该多个传感器的信号控制发动 机工作。所述多个传感器包括但不限于歧管空气压力(MAP)传感器42、质量空气流量 (MAF)传感器44、发动机转速传感器46、和可变几何涡轮增压器位置传感器M。歧管空气 压力传感器42测定歧管空气压力。质量空气流量传感器44测定进入进气歧管14中的质 量空气流量。发动机转速传感器46测定发动机转速(RPM)。可变几何涡轮增压器位置传感 器M设置在高压涡轮27处，并且测定高压涡轮27的可变几何涡轮增压器位置。控制模块60可以包括控制二级涡轮增压器系统22的运行的涡轮增压器控制模块 61。当涡轮增压器系统22从双涡轮模式转换为单涡轮模式时，涡轮增压器控制模块61将 涡轮效率保持在预定的涡轮效率。预定的涡轮效率是在可变几何涡轮增压器位置和压力比 下的最大涡轮效率。因此，改善了涡轮增压器系统22的瞬态性能。现在参见图2，涡轮增压器控制模块61包括涡轮模式确定模块62、可变几何涡轮 增压器控制模块64、可变几何涡轮增压器位置确定模块66、压力比确定模块68、转换控制模块70、和旁通阀控制模块72。涡轮模式确定模块62根据发动机扭矩和发动机转速来确定期望涡轮模式。例如， 当发动机转速等于或大于阈值转速时，涡轮模式确定模块62可以确定单涡轮模式。高压涡 轮增压器M在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起作用。当期望涡轮模式与当 前的涡轮模式不同时，涡轮模式确定模块62确定转换。当希望从双涡轮模式转换到单涡轮 模式时，会打开旁通阀38。废气绕过高压涡轮增压器M并且仅驱动低压涡轮32。高压涡 轮增压器M变得不起作用。因此，当旁通阀38打开时，发动机扭矩和歧管空气压力开始下 降。在转换期间，转换控制模块70控制涡轮增压器系统22以改善瞬态性能。可变几何涡轮增压器位置确定模块66确定涡轮增压器系统22的可变几何涡轮增 压器位置。可变几何涡轮增压器位置确定了废气经过可变几何涡轮增压器M的涡轮27的 体积流率。可变几何涡轮增压器位置确定模块66可以根据来自可变几何涡轮增压器传感 器M的信号来确定当前的可变几何涡轮增压器位置(即，第一可变几何涡轮增压器位置)。 可替代地，可变几何涡轮增压器位置确定模块66可以根据由可变几何涡轮增压器控制模 块64发送至可变几何涡轮增压器M的指令信号(如用虚线所表示)来确定当前的可变几 何涡轮增压器位置。压力比确定模块68确定跨高压涡轮增压器M的涡轮27的压力比。该压力比的定 义是涡轮入口压力与涡轮出口压力的比率。压力比确定模块68可以包括涡轮图(turbine map)，该涡轮图包括了在压力比、经过涡轮的废气流率、和可变几何涡轮增压器(叶片)位 置之间的相关性。该压力比是废气流率和可变几何涡轮增压器位置的函数。压力比确定模 块68根据废气流率和可变几何涡轮增压器位置来确定该压力比。转换控制模块70包括压力比比较模块74、涡轮效率图76、和最大涡轮效率曲线 78。在转换期间，转换控制模块70确定要被控制的最大涡轮效率。在转换期间，根据给定 的可变几何涡轮增压器位置和给定的压力比来确定最大涡轮效率。参见图3，涡轮效率图76包括在压力比、可变几何涡轮增压器位置、和涡轮效率 之间的关系。可变几何涡轮增压器位置可以描述为可变几何涡轮增压器M的闭合的百分 率。例如，当可变几何涡轮增压器M完全闭合时，可变几何涡轮增压器位置可以被认定 为100%。当可变几何涡轮增压器M完全打开时，可变几何涡轮增压器位置可以被认定为 0%。可以根据涡轮效率图、可变几何涡轮增压器位置、和压力比来确定涡轮效率。最大涡 轮效率是可变几何涡轮增压器位置与压力比的每种组合下的最大可得效率，如最大涡轮效 率曲线所显示的那样。参见图4，转换控制模块70对最大涡轮效率曲线执行坐标变换，从而在分别使用 压力比(Pr)和可变几何涡轮增压器位置(VGTP。S)作为X-轴和Y-轴的笛卡儿坐标上获得 最大涡轮效率曲线。在整个转换过程中，压力比和可变几何涡轮增压器位置满足预定的关 系，即最大涡轮效率方程式。换句话说，当压力比和可变几何涡轮增压器位置满足最大涡轮 效率方程式时，在整个转换过程中高压涡轮增压器M在给定的可变几何涡轮增压器位置 和给定的压力比下产生最大涡轮效率。在整个转换过程中，当高压涡轮增压器M在任意 给定的可变几何涡轮增压器位置和压力比下产生最大可得涡轮效率时，涡轮增压器系统22 提供从双涡轮模式向单涡轮模式的平滑转换。在整个转换过程中，最大涡轮效率可以取决 于可变几何涡轮增压器位置和压力比而变化。
压力比与可变几何涡轮增压器位置之间的预定关系(即，最大涡轮效率方程式) 会随着涡轮增压器系统的结构而变化。仅为了说明的目的，可以将用于一种具体涡轮增压 器系统设计的最大涡轮效率方程式描述为如下
权利要求
1.一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，包括涡轮模式确定模块，其确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中所述高压涡轮增 压器在所述双涡轮模式下起作用而在所述单涡轮模式下则不起作用；以及转换控制模块，其在所述转换期间确定所述高压涡轮增压器的期望涡轮效率，并且在 所述转换期间根据所述期望涡轮效率来控制所述高压涡轮增压器。
2.如权利要求1所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述高压涡轮增压器是可 变几何涡轮增压器。
3.如权利要求2所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述期望涡轮效率是基于 可变几何涡轮增压器位置和压力比的最大涡轮效率。
4.如权利要求3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述最大涡轮效率随着所 述可变几何涡轮增压器位置和所述压力比而变化。
5.如权利要求3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述压力比是根据通过所 述涡轮的废气流率和所述可变几何涡轮增压器位置来确定的。
6.如权利要求3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括旁通阀控制模块， 其当所述压力比超过阈值压力比时打开旁通阀。
7.如权利要求6所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括压力比确定模块， 其在所述旁通阀打开后确定第二压力比。
8.如权利要求7所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括可变几何涡轮增 压器位置确定模块，其根据所述第二压力比和涡轮效率来确定第二可变几何涡轮增压器位 置。
9.如权利要求8所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括可变几何涡轮增压 器控制模块，其根据所述第二可变几何涡轮增压器位置来控制所述可变几何涡轮增压器。
10.如权利要求9所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述第二可变几何涡轮增 压器位置和所述第二压力比满足最大涡轮效率方程式。 全文摘要
本发明涉及涡轮增压器控制系统和改善瞬态性能的方法。具体地，提供了一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，该涡轮增压器控制系统包括涡轮模式确定模块和转换控制模块。涡轮模式确定模块确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换。高压涡轮增压器在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起作用。在转换期间，转换控制模块确定高压涡轮增压器的涡轮效率并且根据预定的最大涡轮效率方程式来控制高压涡轮增压器。
文档编号F02B37/12GK102042080SQ20101052093
公开日2011年5月4日 申请日期2010年10月22日 优先权日2009年10月23日
发明者D·R·迈尔, P·葛 申请人:通用汽车环球科技运作公司