發動機起動引起的混合動力汽車振動分析與控制?

2019-03-11 12:11:58張振東于海生程輝軍

汽車工程 2019年2期

王博，張振東，于海生，程輝軍，王晨

(1.上海理工大學汽車工程研究所，上海 200093； 2.上海交通大學國家汽車電子工程實驗室，上海 200240；3.科力遠混合動力技術有限公司，上海 201501； 4.同濟大學汽車學院，上海 201804)

前言

目前，復合功率分流機構發動機起動首次點火抖動問題原理分析和解決比較復雜。國際上，豐田分析了其混合動力系統發動機起動抖動產生的原因，認為主要激勵源是起動反作用力、氣缸壓力波動和點火后快速上升的發動機轉矩，提出了減小空燃比、延遲點火以及VVT溫和介入解決起動點火抖動的方法[1]。福特研究人員認為在混合動力發動機起動過程中的抖動是由氣缸壓力波動、點火后發動機轉矩突變、電機補償轉矩不足或不合理導致的[2]。一些學者對混合動力發動機重復起動的燃燒特性進行了研究，認為噴油脈寬和點火提前角設置不合理是導致重復起動第一個點火循環燃燒不穩定的原因[3]。對混合動力發動機起動第一次噴油時刻的研究表明，在進氣門打開、進氣門關閉或進氣門關閉到打開過程中噴油對熱機起動燃燒影響不大，冷機起動不能采用進氣門打開后再開始噴油的方式[4]。國內對混合動力發動機起動首循環燃燒狀態的研究認為，噴油量影響燃燒質量，滯燃期隨首循環點火時刻轉速的升高而增長[5]。

本文中針對某搭載了復合功率分流機構的混合動力車輛在發動機起動點火瞬間出現的抖動問題，開展了試驗研究，建立了懸置懸架和動力傳遞系統動力學模型，采用激勵源-傳遞路徑-響應的方法對振動進行了深入研究，制定了優化方案，并通過試驗驗證了有效性。

1 現象描述及振動試驗研究

1.1 功率分流機構和現象描述

某復合功率分流機構由發動機、扭轉減振器、雙排行星機構和大小電機組成。在混合動力汽車發動機起動工況的點火瞬間，駕駛員感覺到明顯的沖擊。

功率分流機構如圖1所示，其中，S1為大太陽輪，大電機與大太陽輪嚙合，大太陽輪與后排行星輪嚙合；S2為小太陽輪，小電機與小太陽輪嚙合，小太陽輪與前排行星輪嚙合；前排行星輪與后排行星輪嚙合，前后排行星輪共用行星架C，前排行星輪與輸出齒圈R嚙合；發動機飛輪通過輸入軸與行星架剛性連接，發動機自帶扭轉減振器；B1為行星架鎖止器，B2為小太陽輪鎖止器。

圖1 功率分流機構

1.2 振動試驗準備

根據以上現象，設計了振動試驗。試驗對象為搭載了如圖1所示功率分流機構的國內某品牌緊湊型轎車，試驗采用的整車控制策略和發動機控制策略未做任何減振或駕駛性優化。

加速度傳感器的測點布置在主駕駛室座椅支撐面上，如圖2所示；試驗選擇在安靜開闊具有光滑路面的場地進行，試驗設備清單見表1。

圖2 加速度傳感器測點布置

表1 振動試驗設備清單

混合動力汽車發動機起停頻繁，研究發動機起動引起的車身振動問題，需要消除其它因素如路面等對振動的影響，此次設計的振動試驗只針對車輛掛D擋踩制動踏板靜止的發動機起動工況。在試驗開始前，對發動機進行充分熱機。當發動機冷卻液溫度達到90℃時，關閉發動機，車輛靜止，手動設置起動條件，使系統進入發動機起動工況。

1.3 振動數據處理及分析

發動機起動是短時間的瞬態過程，其振動信號屬于典型的瞬態非平穩信號。考慮到快速傅里葉變換(FFT)和振動劑量值(VDV)在處理瞬態非平穩信號時存在固有時頻分辨率和數據長度對計算結果有較大影響的問題，本文中采用時域分析法分析發動機起動引起的車身振動。

為提高精度，信號采樣頻率較高。采樣頻率高會導致信號噪聲，因此在試驗數據分析前，首先對原始數據進行了零相位低通濾波。發動機起動工況時域分析如圖3所示。圖中發動機轉矩為發動機控制器發送的發動機名義轉矩，非轉矩傳感器測試得到。

圖3 振動測試時域響應

從圖3中可以看出，混合動力汽車發動機起動過程劃分為4個階段，其中Ⅰ為起動初始化階段，Ⅱ為拖轉階段，Ⅲ為初始燃燒階段，Ⅳ為起動結束轉矩加載階段。在發動機起動初始化階段，動力源處于待機狀態，各項振動加速度均較小，在初始化階段末期，一些振動信號有小幅波動，是B1從鎖止到打開以及其它部件如油泵等工作導致的；在拖轉階段，電機施加轉矩快速拖轉發動機至目標點火轉速，各向振動加速度波動較大，500r·min-1時縱向加速度達到最大幅值，為0.98m·s-2，拖轉階段末期，發動機轉速上升至730r·min-1，此時發生了第一次點火，橫向和垂向加速度均達到最大幅值；初始燃燒階段，發動機轉速持續上升，此時為避免初始燃燒階段發動機轉矩不穩定導致轉速波動情況出現，系統仍分配一定的電機轉矩拖轉發動機，在這個階段，發動機轉矩不穩定導致橫向和垂向加速度波動較大；在起動結束轉矩加載階段，發動機轉矩估算不精確導致發動機轉速波動，各向振動加速度幅值有增大的趨勢，其中垂向加速度增加明顯。

1.4 試驗結果一致性分析

為考察試驗結果的一致性，在相同條件下進行了12次發動機起動試驗，通過數據對比分析，發現加速度峰值出現的時刻與圖3所示的基本一致，峰值趨勢一致，起動前發動機停缸位置不一致導致了峰值大小不一致。綜上所述，車輛掛D擋踩制動踏板靜止狀態的發動機起動對車身振動影響的試驗有效。

2 振動理論分析

發動機起動過程引起的車身振動是多激勵源和多傳遞路徑相互耦合作用下的復雜動態響應。懸置和懸架是車輛固有的部件，為了找到快速解決振動的方案，假設懸置和懸架系統問題不能在短時間內解決，只針對動力傳動系統進行分析。

2.1 混合動力傳動系統分析

人體對低頻振動較為敏感，此次研究只針對低頻振動特性，首先對動力傳動系統進行簡化和等效，如圖4所示。

圖4 動力傳動系統振動模型等效圖

圖中：Jeng為發動機等效慣量；Jc為行星架等效慣量；Jm為大電機和大太陽輪等效慣量；Jm1為小電機和小太陽輪等效慣量；Jr為主減速器、輸出齒圈和差速器等效慣量；Jfw為前輪轉動慣量；Jv為車身等效慣量；Kd為扭轉減振器剛度；Kh為半軸扭轉剛度；Kt為輪胎扭轉剛度；Cd為扭轉減振器等效線性阻尼；Ch為半軸等效線性阻尼；Ct為輪胎等效線性阻尼。整個傳動系統等效為多慣量扭轉振動動力學模型。

2.2 系統激勵分析

從圖4可以看出，系統的激勵有發動機、電機和功率分流機構各部件。發動機激勵頻率與轉速成正比，在起動過程中，可以把發動機看作是一個動態掃頻激勵。電機有快速響應轉矩的特點，電機對傳動系統的激勵主要是轉矩的突變與階躍變化，可以看作是一個廣譜激勵，此次研究暫不涉及電機轉矩變化對混合動力汽車振動的影響。此外，系統還有來自功率分流機構各部件的激勵，這種激勵非常復雜，此次研究暫不涉及。

車用往復式內燃機具有運動不均勻性的特征。發動機起動過程中，由其受力分析可知，缸內氣體壓力變化、活塞連桿機構往復慣性力和初始點火階段燃燒不穩定導致曲軸轉矩波動，這種波動通過懸置和懸架傳遞給車身，導致振動和噪聲。

2.3 傳動路徑分析

激勵通過懸置、動力總成傳動系統和懸架傳遞至車身，產生振動。懸置橡膠的阻尼與剛度以及安裝位置、懸置支架的剛度、懸架的阻尼與剛度、半軸的剛度和扭轉減振器的阻尼與剛度等對車身振動均有不同程度的影響。

3 發動機轉矩分析

本文中主要針對初始點火階段的振動問題，采用控制激勵源的方法，對混合動力汽車NVH性能進行優化。發動機的轉矩波動是主要的激勵源，下文將對影響發動機起動過程轉矩的因素進行詳細分析。

3.1 發動機輸出轉矩分析

發動機輸出轉矩可表達為

式中：Ti為發動機指示轉矩；ηλ為空燃比效率；ηL為點火角效率；Tf為發動機阻力矩。工程上的Ti是通過臺架測試獲得的理論值，一般處理成轉速和相對進氣量的表格，測試時發動機已經充分熱機，燃燒穩定；在實際工況，尤其是起動點火及點火后的暖機過程中，通過式(1)計算得到的發動機輸出轉矩與實際轉矩值存在差異。

針對空燃比和點火角對指示轉矩的影響，在車輛匹配的自然吸氣發動機上進行了試驗研究，發動機參數見表2，試驗方法見表3。

根據不同工況下測試得到的數據，擬合后的空燃比和點火效率曲線見圖5，其中空燃比在0.899～1區域，效率為100%。

3.2 發動機指示轉矩分析

實際點火過程中發動機指示轉矩理論表達式可用HENDRICKS E[8]總結的公式和功率轉矩換算公式推導得出。

表2 發動機參數

表3 試驗方法

圖5 空燃比和點火效率擬合曲線

整合式(2)和式(3)可得

ηi與空燃比效率和點火效率有關，式(4)可進一步表達為

式中：Pi為發動機指示功率，kW；n為轉速，r·min-1；Hu為汽油低熱值，取 43 960kJ/kg；ηi為指示熱效率；mf為進入氣缸的燃油質量流量，g/s；τ為噴油脈寬，s；τd為無效噴油脈寬，s；Ti為指示轉矩，N·m。

3.3 噴油脈寬分析

計算進入氣缸的燃油流量需要首先得到噴油脈寬和無效噴油脈寬的公式，有研究表明，噴油閥開啟和關閉均有一定的延時，關閉的延時時間不能抵消開啟延時時間，開啟和關閉延時時間的差值可定義為無效噴油脈寬，這里用τd表示。τd隨車載12V蓄電池電壓升高而逐漸減小[9]，隨著噴油器的不同，具體的值有所不同，本次研究采用的噴油器無效噴油脈寬特征如圖6所示。

圖6 無效噴油脈寬特征曲線

噴油脈寬τ與相對進氣量有關，相對進氣量是指進入氣缸的新鮮空氣量占標準狀態(大氣壓力101.3kPa，溫度273K)下氣缸充氣量的百分比，可表示為

式中：p為絕對壓力，Pa；V為體積，m3；m為質量，kg；R為氣體常數，N·m/(kg·K)；T為熱力學溫度，K；mN為進入氣缸的新鮮空氣質量，kg；pN為進氣壓力，Pa；Vh為氣缸容積(單缸)，m3；TN為進氣溫度，K；m0為標準狀態下氣缸內空氣質量，kg；p0為標準狀態下大氣壓力，Pa；T0為標準狀態下溫度，K；Rair為理論相對進氣量。對于單個氣缸而言，每個工作循環進入氣缸的空氣包括兩部分，一部分為新鮮空氣，另一部分為殘留在缸內的空氣，殘留在缸內的空氣又分為滯留廢氣和回流廢氣，因此，理論進氣量還應減去這部分殘余空氣量，才能得到實際的進氣量，可表示為

式中：Ractl為實際相對進氣量；pr為殘余廢氣壓力，Pa，可由式(11)計算得到；feff為充氣系數，可由式(12)和式(13)推導得出。

式中：pre為滯留在缸內的廢氣壓力，Pa，根據理想氣體方程和修正系數計算得到，與排氣背壓、排氣門關閉時刻、排氣溫度和轉速有關，排氣背壓越高，滯留在缸內的廢氣壓力越高，排溫越高，滯留在缸內的廢氣壓力越低，排氣門關閉越早，滯留的廢氣壓力越高，轉速主要影響排氣的流動阻力；pref為氣門重疊時排氣背壓與進氣壓力差導致的回流廢氣壓力，Pa，氣門重疊角越小，回流的廢氣越少(回流廢氣量在排氣背壓低于進氣壓力時為負值)；fv為進氣容積占氣缸有效容積(氣缸有效容積是指發動機一個理論沖程，從上止點運動到下止點活塞掃過的容積)的百分比，進氣容積包括活塞運動到上止點時燃燒室的容積和進氣上止點到進氣門關閉整個過程活塞掃過的容積；ε為壓縮比；r為曲柄半徑，m；L為連桿長度，m；θ為進氣門關閉時距離進氣上止點的角度，°CA；fa為轉速和進氣門關閉時刻導致進氣量差異的修正系數，通過試驗得到。噴油脈寬τ可表示為

式中：fai為相對進氣量與噴油脈寬的換算系數，與噴油器特性相關；λ為空燃比。

3.4 進入氣缸燃油流量分析

進氣道多點噴射汽油機的油膜形成和蒸發時間主要與轉速和進氣壓力有關：油膜形成比例隨轉速升高而降低，隨進氣壓力升高而降低；油膜蒸發時間隨轉速升高而增加[9-11]。

3.5 點火時刻發動機指示轉矩影響因素分析

通過以上分析可知，影響點火瞬間發動機轉矩的因素有點火角、空燃比、點火時的進氣壓力、進氣溫度、進排氣門開啟和關閉角度以及點火時的轉速。

轉速、負荷和點火角確定時，指示轉矩在空燃比處于0.899～1范圍內時能得到較大值，隨著空燃比遠離0.899～1范圍，指示轉矩呈現下降的趨勢；相同轉速、負荷和空燃比確定情況下，點火角設置為最優點火角時，與非最優點火角相比，指示轉矩較大，在最優點火角基礎上推遲或提前點火角，指示轉矩均呈現下降趨勢。

點火階段的空燃比主要受進氣壓力和燃油加濃因子影響：燃油加濃因子隨發動機冷卻水溫升高而減小；調節節氣門開度實現對進氣壓力的控制，進氣壓力隨節氣門開度增大而升高。

4 優化方案及有效性驗證

4.1 優化方案分析

本文中主要針對熱機工況發動機起動點火瞬間進行優化。根據發動機控制策略的實際情況，考慮到進氣溫度在不同環境和工況下均有所不同；起動過程中VVT液壓系統壓力建立較慢和機油溫度低等導致VVT不能穩定工作，進排氣門的開啟和關閉角度優化在當前的發動機上無法實現；起動燃油加濃因子在完成排放標定后不能變更；本次研究采用優化點火角和點火時的進氣壓力的方法解決發動機轉矩波動問題。其中，推遲點火角以減小缸內爆發壓力和壓力升高率，從而達到減小指示轉矩幅值和變化率的目的；降低進氣壓力，調節混合氣空燃比，使得進入氣缸的混合氣利于穩定燃燒。

為了使發動機輸出轉矩在起動階段對車身振動影響最小，要求發動機輸出轉矩與設定的理想轉矩曲線無限逼近。因此，首先設定目標函數求取點火階段轉矩最小累積偏差和，可表示為

式中：ΔTEng為點火階段轉矩最小累計偏差和；ts為點火階段持續的時間，定義為從首次點火前1個周期(10ms為1個周期)開始到點火后第18個周期結束，共計0.2s；TEng(t)為發動機輸出轉矩函數，根據式(5)和式(9)處理為點火角A(t)、進氣壓力pN(t)的函數；Td(t)為抑制輸出齒圈轉速抖動的發動機目標輸出轉矩函數。

采用粒子群算法，求解目標函數，得出A(t)和pN(t)最優解。粒子群算法流程如圖7所示。