柴油机配高压废气再循环增压器防喘振的控制方法与流程

本发明涉及及高压共轨柴油机标定应用领域，尤其涉及一种柴油机配高压废气再循环增压器防喘振的控制方法。

背景技术

在当前汽油车配备的涡轮增压器上，一般都会安装泄压阀，在松油门或爬坡急降转速等容易出现喘振的工况下开启泄压阀，使空气气流不经过压气机叶轮直接旁通到增压器后的管路中，以解决增压器喘振问题。而对于柴油汽车用涡轮增压器，普遍不配备类似的泄压阀装置；只能通过其他方式解决增压器喘振问题，通常采用的方式是：

1）减小各负荷条件特别是外特性时的进气压力，保证足够大的喘振裕度，该方法的直接结果就是减少发动机的进气量，限制了发动机的扭矩输出。

2）减缓油门的响应，使进气量与进气压力变化减慢，该方法会影响加速性能，减缓松油门扭矩变化也会使得油耗略有提升。

技术实现要素：

本发明的目的在于提供一种柴油机配高压废气再循环增压器防喘振的控制方法，可以在不降低发动机排放和性能指标的前提下，解决柴油车正常行驶时出现的增压器喘振问题，从而避免因喘振带来的噪音和窜动。

本发明是这样实现的：

一种柴油机配高压废气再循环增压器防喘振的控制方法，包括如下步骤：

步骤1：ecu读取发动机进气压力、进气温度和空气流量信号，计算增压器上、下游实际压比及折合的进气质量流量，折合的进气质量流量mcor的计算公式如下：

mcor=m*sqrt(t1/293k)/(p1/1013hpa)

其中，t1为增压器进口温度，p1为增压器进口压力。

步骤2：判断增压器上下游的实际压力比是否超过当前折合的进气质量流量对应喘振的临界压比，若是，执行步骤3，若否，废气再循环阀、节气门和增压器无动作。

步骤3：ecu读取发动机转速和扭矩，并计算发动机转速变化率和扭矩变化率。

步骤4：判断下列条件：

i）发动机转速变化率是否超过第一转速变化率限值；

ii）扭矩变化率是否超过第一扭矩变化率限值；

若满足条件i和ii任意一项，执行步骤5，若不满足条件i和ii，废气再循环阀、节气门和增压器无动作。

步骤5：进入防喘振状态，ecu控制废气再循环阀和节气门完全打开，控制增压器调节到全开位置。

步骤6：退出防喘振状态。

在所述的步骤1中，计算增压器的实际压比的步骤如下：

步骤1.1：计算增压器压气机的出口压力p20，计算公式如下：

p20=p21+（dmair²×t21×fac1/p21）

其中，p21是进气压力，dmair是空气质量流量，t21是进气中冷下游温度，fac1为中冷器及附属管路损失系数；

步骤1.2：计算增压器进口压力p1，计算公式如下：

p1=p0-(dmair²×t1×fac2/p0)

其中，p0是环境压力，dmair是空气质量流量，t1是增压器进口温度，fac2为空滤及附属管路损失系数；

步骤1.3：计算增压器上下游实际压比cr，计算公式如下：cr=p20/p1。

在所述的步骤6中，退出防喘振状态的条件为：

i）进入防喘振状态的时间达到0.5-2秒；

ii）发动机扭矩变化率大于第二扭矩变化率限值；

iii）发动机转速变化率大于第二转速变化率限值；

iv）增压器（1）上下游实际压比小于喘振压比限值；

当条件i、ii、iii、iv中任意一项满足，增压器（1）退出防喘振状态。

本发明在不增加任何硬件成本的条件下，通过对空气系统信号的监控判断喘振是否即将发生，提前采取措施控制废气再循环阀、节气门和增压器动作，使增压器下游空气能经废气再循环阀顺畅流入排气管路中，减小增压器的进气阻力，避免喘振的产生；本发明适合在各种柴油机汽车上应用，有效解决不同环境条件和运行工况下增压器的喘振问题，且完全不影响发动机稳态及加速性能，从而保护增压器并减少驾驶员抱怨。

本发明可以在不降低发动机排放和性能指标的前提下，解决柴油车正常行驶时出现的增压器喘振问题，从而避免因喘振带来的噪音和窜动。

附图说明

图1是本发明柴油机配高压废气再循环增压器防喘振的控制方法的流程图；

图2是本发明柴油机配高压废气再循环增压器防喘振的控制方法的软件控制图；

图3是实施例1的结构示意图。

图中，1增压器，2进气中冷器，3节气门，4废气再循环阀。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施例对本发明作进一步说明。

请参见附图1，一种柴油机配高压废气再循环增压器防喘振的控制方法，包括如下步骤：

步骤1：ecu读取发动机进气压力、进气温度和空气流量信号，计算增压器1上、下游实际压比及折合的进气质量流量，下游压力与上游压力比通常为1-3。

折合的进气质量流量mcor的计算公式如下：

mcor=m*sqrt(t1/293k)/(p1/1013hpa)

其中，t1为增压器进口温度，p1为增压器进口压力。

步骤2：判断增压器1上、下游的实际压力比是否超过当前折合的进气质量流量对应喘振的临界压比crcritical，若是，执行步骤3，若否，废气再循环阀4、节气门3和增压器1无动作。

每一款增压器都有其对应的喘振线，当前进气量对应喘振的临界压比可通过下表查询得到。

表1：某增压器的喘振临界压比crcritical与进气流量dmair的关系表

步骤3：ecu读取发动机转速和扭矩，并计算发动机转速变化率和扭矩变化率。

步骤4：判断下列条件：

i）发动机转速变化率是否超过第一转速变化率限值，第一转速变化率限值约为-5000~-10000rpm/s；

ii）扭矩变化率是否超过第一扭矩变化率限值，第一扭矩变化率限值约为-350~-500nm/s；

若满足条件i和ii任意一项，执行步骤5，若不满足条件i和ii，废气再循环阀4、节气门3和增压器1无动作。

步骤5：进入防喘振状态，ecu控制废气再循环阀4和节气门3完全打开，控制增压器1调节到全开位置，即废气推动涡轮做功最小的位置，将增压器1增压后的下游高压气体的一部分通过发动机快速排入排气管道中，另一部分通过废气再循环阀4引入排气管道中，增大进气流量同时迅速减小增压器的出口压力，进而避免增压器1喘振的发生；减小增压器1的开度能使得排气气流更通畅的通过增压器1的涡轮端。

步骤6：退出防喘振状态，废气再循环阀4、节气门3和增压器1根据驾驶和排放的空气量、进气压力需求自动调整开度。

在所述的步骤1中，计算增压器1的实际压比的步骤如下：

步骤1.1：计算增压器1压气机的出口压力p20，计算公式如下：

p20=p21+（dmair²×t21×fac1/p21）

其中，p21是进气压力，dmair是空气质量流量，t21是进气中冷下游温度，fac1为中冷器及附属管路损失系数。

步骤1.2：计算增压器1进口压力p1，计算公式如下：

p1=p0-(dmair²×t1×fac2/p0)

其中，p0是环境压力，dmair是空气质量流量，t1是增压器进口温度，fac2为空滤及附属管路损失系数。

步骤1.3：计算增压器1上下游实际压比cr，计算公式如下：cr=p20/p1。

在所述的步骤6中，退出防喘振状态的条件为：

i）进入防喘振状态的时间达到0.5-2秒；

ii）发动机扭矩变化率大于第二扭矩变化率限值，第二扭矩变化率限值约为80nm/s；

iii）发动机转速变化率大于第二转速变化率限值，第二转速变化率限值约为50rpm/s；

iv）增压器1上下游实际压比小于喘振压比限值。

当条件i、ii、iii、iv中任意一项条件满足，增压器1退出防喘振状态。

请参见附图2，在所述的步骤2中，防喘振状态为true，进入防喘振模式：废气再循环阀4默认开度为0%即全开，增压器1默认开度为1%，节气门3默认开度为2%，也可以根据发动机的不同进行灵活设定。

在所述的步骤3中，防喘振状态为false，退出防喘振模式，增压器和废气再循环egr进入正常闭环控制模式。

实施例1：

请参见附图3，附图3是国五以上柴油发动机进排气系统的典型布置。考虑降低nox排放提高egr率，追求更高的发动机扭矩输出，通常会对增压器设定较高的目标压力，这就增大了增压器喘振的风险，特别在一些扭矩和转速突降的瞬态工况下。

利用进气压力传感器信号得到进口压力p21=1880hpa和空气质量流量dmair=170kg/h，根据管路压力模型计算得到增压器压气机出口压力p20=1904hpa；同理利用环境压力p0=1009hpa和空气质量流量dmair=170kg/h，根据管路压力模型计算得到增压器进口压力p1=1001hpa，最后得出增压器实际压力比cr=p20/p1=1.887。而每款增压器都有其对应的喘振线，如表1所示。每个进气流量点对应喘振的临界压比crcritical，本例中dmair=170kg/h时crcritical=1.871。当cr>crcritical时，则认为喘振条件i满足。

进入喘振状态，废气再循环阀4和节气门3完全打开，增压器1开度调整为5%，增压器1增压后的气体快速排入排气管道中，附图3中箭头所示为气体的排放流向，迅速减小增压压力，进而避免增压器1喘振的发生。

当增压器1的实际压比cr＜临界压比crcritical或满足其他退出喘振状态的条件时，退出喘振模式，增压器1和废气再循环进入正常闭环控制模式。

以上仅为本发明的较佳实施例而已，并非用于限定发明的保护范围，因此，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。