基于溫耗比的重型柴油發動機排氣熱管理試驗研究

王霞 李杰 代子陽 馮海浩 于佳

（濰柴動力股份有限公司，濰坊 261001）

主題詞：溫耗比 排氣熱管理 全球統一瞬態試驗循環 車載排放檢測系統

1 前言

目前，重型商用車主要依靠后處理系統來控制污染物排放量，而后處理系統對排氣溫度有著近乎苛刻的要求，因此超低排放控制技術對發動機熱管理提出了嚴峻的挑戰。如何在保證足夠的后處理溫度的前提下維持較高的經濟性，成為重型商用車研發中的難點。

針對上述問題，本文對重型柴油發動機低溫工況下的熱管理策略進行優化，通過研究發動機氣缸內燃燒噴射參數、進氣節流閥（Throttle Valve，TVA）和電控放氣閥（Electronically Controlled Waste Gate Valve，EWGT）提升排氣溫度的規律，提出溫耗比（Ratio of fuel Consumption to exhaust Temperature，RCT）的概念用于表征排氣溫度提升效率。此外，針對冷態全球統一瞬態試驗循環（World Harmonized Transient Cycle，WHTC）工況下污染物排放量高、加熱時間長的問題，分析溫度提高幅度與加熱時長的關系，并對熱管理控制策略進行優化，以期在不影響循環油耗的前提下提升排氣溫度、縮短加熱時長。

2 試驗設備及試驗方法

2.1 試驗設備

研究對象為某重型柴油發動機，后處理系統采用高效氧化型催化器（Diesel Oxidation Catalyst，DOC）+顆粒物捕集器（Diesel Particulate Filter，DPF）+選擇性催化還原器（Selective Catalytic Reduction，SCR）的方案，排放性能滿足國家第六階段污染物排放標準，試驗地點為內燃機國家可靠性重點實驗室，發動機主要技術參數和試驗設備信息如表1、表2所示。

表1 柴油發動機主要技術參數

表2 試驗設備信息

2.2 試驗方法

首先，采用優化前的電控數據進行WHTC和10%負載的車載排放檢測系統（Portable Emission Measurement System，PEMS）試驗，二者運行工況相似，發動機轉速主要集中在最高轉速的40%～60%范圍內，運行負荷主要集中在最高負荷的30%以下，WHTC 和10%負載PEMS試驗的渦輪后排氣溫度變化曲線分別如圖1 和圖2 所示。

圖1 優化前冷態WHTC試驗渦輪后排氣溫度

圖2 優化前10%負載PEMS試驗渦輪后排氣溫度

全球統一穩態試驗循環（World Harmonized Steady Cycle，WHSC）共包含13 個工況，其中6、8 和12 工況點負荷率相對較低，因此選取這3個工況點作為缸內燃燒噴射參數的研究對象。由于這3 個工況點位于WHTC和10%負載PEMS 運行工況的高頻次區域內，且處于發動機的常用工況區內，具有典型性，本文基于溫耗比理論從降低油耗和提高排氣溫度、提升效率的角度對標定數據進行優化。此外，對執行器EWGT 和TVA 提升排氣溫度的規律進行研究，基于溫耗比對發動機萬有特性曲線進行分區標定，在標定過程中同時考慮煙度和動力性等問題。

2.3 溫耗比

本文提出溫耗比的概念用于表征排氣溫度提升效率：

式中，為溫耗比；Δ為提升的排氣溫度；Δ為提升相應的排氣溫度所損失的燃油消耗率。

溫耗比越高，表明提高排氣溫度的效率越高，即犧牲盡量小的燃油消耗率便能獲得需求的排氣溫度。

3 燃燒噴射參數對提升排氣溫度的影響

3.1 主噴

主噴需要控制的2 個關鍵參數為主噴時刻和主噴壓力，通過減小噴油提前角和降低軌壓可以惡化燃燒，達到提升排氣溫度的目的。

3.1.1 主噴時刻

主噴時刻影響柴油機的油氣混合過程，在本文試驗過程中，控制其他參數不變，噴油提前角減小時各參數變化情況如圖3所示，由圖3可以看出：隨著主噴時刻的推遲，NO排放量呈下降趨勢，而燃油消耗率和煙度均呈現惡化趨勢，主要原因為推遲主噴時刻會縮短點火延遲時間，從而導致油氣混合程度變差，燃燒溫度降低，NO生成量減小，但會延長后燃期，導致燃油消耗率提高、煙度升高；減小噴油提前角，排氣溫度提升并不明顯，提前角減小7°CA，、和點排氣溫度僅分別提升了13.8 ℃、21.6 ℃和14.4 ℃，排氣溫度提升效率較低，溫耗比分別為2.9、6.2和2.3。

圖3 噴油提前角減小時各參數變化情況

3.1.2 主噴壓力

主噴壓力影響柴油機的油氣混合程度，本文試驗過程中，控制其他參數不變，軌壓降低時各參數的變化情況如圖4所示。

圖4 軌壓降低時各參數變化情況

由圖4 可知，降低軌壓時，各參數的變化規律與減小提前角時一致。主要原因為：主噴壓力降低時，燃油霧化變差、油氣混合程度變差，進而引起燃燒惡化，最終導致燃燒持續期變長，排氣溫度提升，同時使得油耗和煙度增加。軌壓降低帶來的排氣溫度的增長并不明顯，軌壓降低50 MPa，工況、和點溫度僅分別提升了12.2 ℃、8.1 ℃和7.6 ℃，排氣溫度提升效率較低，3個工況點的溫耗比分別為3.6、2.6和2.4。

3.2 后噴

后噴是指在缸內燃燒的后燃期再次噴入柴油，能夠有效提升尾氣的排氣溫度和氧化因燃燒不充分生成的碳顆粒。后噴標定的2個主要控制參數是后噴角度和后噴油量，二者的增加都能夠提升排氣溫度，但也會增加總碳氫化合物（Total Hydro Carbons，THC）的泄漏，本文分別對2個參數進行研究。此外，后噴的標定還需要考慮后噴扭矩貢獻因子的標定，后噴扭矩貢獻因子的作用是保證后噴開啟前、后發動機輸出的扭矩一致。

3.2.1 后噴油量

后噴柴油進入氣缸后，一部分在氣缸內完全燃燒，可以提高排氣溫度和氧化碳煙，另一部分沒有燃燒，隨排氣排出，即THC 泄漏。控制其他影響排氣溫度提升的參數保持不變，隨著后噴油量的增加，工況點、和的排氣溫度和THC 泄漏量的變化趨勢如圖5 所示。

圖5 后噴油量與排氣溫度和THC泄漏量的關系

由圖5 可知，隨著后噴油量的增加，排氣溫度逐步提升，但變化規律不是線性的，當后噴油量達到一定數值后，排氣溫度的提升幅度變得很小，這是因為柴油機的后燃期是短暫的，不足以燃燒噴入氣缸的所有燃油，而且后燃期的溫度和壓力不高，柴油的氧化也受到一定限制，THC 的變化趨勢也可以印證這一點，隨著后噴油量的逐漸增加，THC泄漏量逐漸加大。

增加后噴油量可以大幅提高排氣溫度，通過每循環增加28 mg 的噴油量，可以使、和點的排氣溫度分別提升30 ℃、55.6 ℃和82.1 ℃，但是其排氣溫度提升效率很低，溫耗比僅為1.6、2.6和3.1。

3.2.2 后噴時刻

控制其他影響排氣溫度提升的參數保持不變，確定初始后噴角度為噴油器允許的最小值，隨后噴角度增加，工況、和點的排氣溫度和THC泄漏量的變化趨勢如圖6所示。

圖6 后噴角度與排氣溫度和THC泄漏量的關系

由圖6可知，推遲后噴角度與排氣溫度的提升不是一直為正相關關系。推遲角度從25°增加到30°時溫度提升速率最快，、和點排氣溫度分別提升了12.9 ℃、12.3 ℃和15.1 ℃，溫耗比分別為4.9、9.6 和4.8。隨著后噴角度的進一步推遲，排氣溫度反而略有降低，主要是因為壓力和溫度下降導致未燃燒的柴油增多，放熱率變小，而且未燃燒的柴油還會帶走部分熱量。THC泄漏量的變化趨勢也是一致的，隨著后噴角度的加大，THC泄漏量保持上升趨勢。

合理的后噴油量和后噴角度可以顯著提升排氣溫度，但是總體的溫耗比偏低，只是在某一段區間內有著良好的排氣溫度提升效率；后噴角度和后噴油量最佳組合可以通過DOE方法來確定，在此不再贅述。

4 執行器排氣溫度提升規律研究

TVA 和EWGT 是重型商用車提高排氣溫度的主要執行器，通過進氣節流來提升排氣溫度，其原理是：柴油機燃燒屬于富氧燃燒，在小負荷區域，過量空氣系數較大，減少進氣新鮮充量，可以提高可燃混合氣濃度，假設燃燒放出的總熱量不變，根據理想氣體定律，進氣量的減少會導致燃燒產物溫度的提升，最終實現排氣溫度的提升。但是TVA 和EWGT 基于溫耗比的排氣溫度提升效率在發動機萬有特性曲線的不同區域特性不同，本文以轉速為1 500 r/min、扭矩為1 kN·m的工況點為例進行分析，試驗結果如圖7 所示，分析方法如下：

圖7 提升相同排氣溫度時各參數變化情況

a.基于油耗和NO排放量最低原則，采用DOE 方法選取提高相同溫度時EWGT 和TVA 組合的最優軌壓提前角并固定。

b.固定某一執行器開度，使其不起作用，然后單獨調整另一執行器開度，提升相同溫度。

c.分析不同手段的排氣溫度提升效果，及其對排放結果的影響規律，根據萬有特性曲線各區域功能選取合適的排氣溫度提升手段。由圖7可以看出，使用TVA和EWGT時排氣溫度提升幅度很大，針對此工況點使用TVA、EWGT 和TVA+EWGT 組合方案提高相同排氣溫度時溫耗比分別為8.9、13.5和12.2，執行器的排氣溫度提升效率整體很高，并且EWGT 明顯高于TVA，主要原因是此工況點TVA的泵氣損失較EWGT 高。TVA 和EWGT 的排氣溫度提升能力也很強，但是二者在萬有特性曲線各區域的溫耗比差異較大，總體的趨勢是TVA 在中低轉速區域溫耗比有優勢，而EWGT 在中高轉速區域溫耗比較高，原因是在中低轉速區域增壓器效率較高，泵氣功為正值，使用TVA 比使用EWGT 提升排氣溫度的泵氣功損失小，而在中高轉速區域，增壓器效率下降，且由于憋氣，導致泵氣功為負值，通過EWGT 放氣，不僅可以提升排氣溫度，還可以減少泵氣損失，因而在中高轉速區域使用EWGT提升排氣溫度時溫耗比很大，排氣溫度提升效率很高，但在標定過程中需考慮渦輪的遲滯效應，保證整車的動力性。

5 熱管理策略優化

發動機冷起動時，由于排氣溫度低，無法快速滿足尿素的起噴條件，后處理系統轉化效率低，污染物排放會出現氮氧峰值。為解決冷起動時污染物排放量高的問題，本文基于循環溫耗比對熱管理策略進行優化，并對進氣系統參數、燃燒參數進行調整，達到快速提升排氣溫度、滿足尿素起噴條件的目的。

熱管理模式標定過程需要關注排氣溫度的提升幅度與加熱時長的關系，提高加熱模式的排氣溫度并不一定導致循環油耗的惡化，因為排氣溫度的提升幅度與加熱模式運行時間存在此消彼長的關系，提升排氣溫度會導致油耗的惡化，但是可以縮短加熱模式的運行時間，減少油耗的損失，而且排氣溫度的提升幅度對于污染物排放的控制有益，排氣溫度的快速提升，可以提高SCR 系統的轉化效率，控制冷態氮氧峰值，因此這是一個迭代的問題，需要考慮后處理的能力，本文的試驗通過多次優化和改進，在保證排放滿足國家第六階段污染物排放標準的基礎上，確定了最佳的溫度和時長組合。

6 優化結果對比和分析

6.1 冷態WHTC優化結果

本文基于油耗比的標定策略對原開發數據進行了精細化標定，并且基于循環溫耗比優化了熱管理策略，優化前、后的數據對比如圖8 所示，冷態WHTC 油耗和加熱模式運行情況如圖9所示。

圖8 冷態WHTC優化前、后排氣溫度和NOx比排放量

圖9 冷態WHTC加熱模式優化前、后對比

由圖8和圖9可看出，冷態WHTC優化后，渦輪后平均溫度提升了5%，尿素起噴時刻提前了63 s，NO比排放量降低了32%。更重要的是，循環油耗略有下降，主要原因為：基于溫耗比理論對排氣溫度提升手段進行了優化，優化后排氣溫度提升較快，提升相同的溫度時，犧牲的油耗減少，雖然提高排氣溫度犧牲了一些油耗，但是加熱模式時間占比減小，發動機在最佳油耗模式下的運行時間變長，循環油耗并沒有變差。

6.2 10%負載PEMS優化結果

在滿足國家第六階段污染物排放標準的基礎上，發動機性能得到了大幅提升，優化前、后排氣溫度變化情況如圖10所示，加熱模式及油耗優化前、后情況如圖11所示。

圖10 10%負載PEMS優化前、后渦輪后排氣溫度

圖11 10%負載PEMS優化前、后對比

由圖10 和圖11 可以看出，渦輪后平均排氣溫度提升了17.8 ℃，優化后循環油耗降低了3.7%。主要原因為：通過改變提升排氣溫度的組合方式，選取相對較高的溫耗比，優化后加熱模式運行時間和油耗占總循環的比例均下降13%左右，發動機在經濟性最好的模式運行的時間變長。

7 結論

a.基于溫耗比的標定策略，可以在獲得足夠排氣溫度的前提下，保持較高的經濟性，即犧牲盡量少的油耗便能獲得需求排氣溫度。

b.在標定過程中不能只追求最佳溫耗比，應根據整車對發動機萬有特性曲線各區域的主要需求，選取相對較高的溫耗比，從而對萬有特性曲線各區域進行分區標定。

c.熱管理策略的關鍵在于權衡加熱模式時長和排氣溫度提升幅度之間的關系，合適的比例可以在不提高燃油消耗率的情況下，提升冷態排氣溫度和降低污染物排放量。