基于温耗比的重型柴油发动机排气热管理试验研究

王霞 李杰 代子阳 冯海浩 于佳

（潍柴动力股份有限公司，潍坊 261001）

主题词：温耗比 排气热管理 全球统一瞬态试验循环 车载排放检测系统

1 前言

目前，重型商用车主要依靠后处理系统来控制污染物排放量，而后处理系统对排气温度有着近乎苛刻的要求，因此超低排放控制技术对发动机热管理提出了严峻的挑战。如何在保证足够的后处理温度的前提下维持较高的经济性，成为重型商用车研发中的难点。

针对上述问题，本文对重型柴油发动机低温工况下的热管理策略进行优化，通过研究发动机气缸内燃烧喷射参数、进气节流阀（Throttle Valve，TVA）和电控放气阀（Electronically Controlled Waste Gate Valve，EWGT）提升排气温度的规律，提出温耗比（Ratio of fuel Consumption to exhaust Temperature，RCT）的概念用于表征排气温度提升效率。此外，针对冷态全球统一瞬态试验循环（World Harmonized Transient Cycle，WHTC）工况下污染物排放量高、加热时间长的问题，分析温度提高幅度与加热时长的关系，并对热管理控制策略进行优化，以期在不影响循环油耗的前提下提升排气温度、缩短加热时长。

2 试验设备及试验方法

2.1 试验设备

研究对象为某重型柴油发动机，后处理系统采用高效氧化型催化器（Diesel Oxidation Catalyst，DOC）+颗粒物捕集器（Diesel Particulate Filter，DPF）+选择性催化还原器（Selective Catalytic Reduction，SCR）的方案，排放性能满足国家第六阶段污染物排放标准，试验地点为内燃机国家可靠性重点实验室，发动机主要技术参数和试验设备信息如表1、表2所示。

表1 柴油发动机主要技术参数

表2 试验设备信息

2.2 试验方法

首先，采用优化前的电控数据进行WHTC和10%负载的车载排放检测系统（Portable Emission Measurement System，PEMS）试验，二者运行工况相似，发动机转速主要集中在最高转速的40%～60%范围内，运行负荷主要集中在最高负荷的30%以下，WHTC 和10%负载PEMS试验的涡轮后排气温度变化曲线分别如图1 和图2 所示。

图1 优化前冷态WHTC试验涡轮后排气温度

图2 优化前10%负载PEMS试验涡轮后排气温度

全球统一稳态试验循环（World Harmonized Steady Cycle，WHSC）共包含13 个工况，其中6、8 和12 工况点负荷率相对较低，因此选取这3个工况点作为缸内燃烧喷射参数的研究对象。由于这3 个工况点位于WHTC和10%负载PEMS 运行工况的高频次区域内，且处于发动机的常用工况区内，具有典型性，本文基于温耗比理论从降低油耗和提高排气温度、提升效率的角度对标定数据进行优化。此外，对执行器EWGT 和TVA 提升排气温度的规律进行研究，基于温耗比对发动机万有特性曲线进行分区标定，在标定过程中同时考虑烟度和动力性等问题。

2.3 温耗比

本文提出温耗比的概念用于表征排气温度提升效率：

式中，为温耗比；Δ为提升的排气温度；Δ为提升相应的排气温度所损失的燃油消耗率。

温耗比越高，表明提高排气温度的效率越高，即牺牲尽量小的燃油消耗率便能获得需求的排气温度。

3 燃烧喷射参数对提升排气温度的影响

3.1 主喷

主喷需要控制的2 个关键参数为主喷时刻和主喷压力，通过减小喷油提前角和降低轨压可以恶化燃烧，达到提升排气温度的目的。

3.1.1 主喷时刻

主喷时刻影响柴油机的油气混合过程，在本文试验过程中，控制其他参数不变，喷油提前角减小时各参数变化情况如图3所示，由图3可以看出：随着主喷时刻的推迟，NO排放量呈下降趋势，而燃油消耗率和烟度均呈现恶化趋势，主要原因为推迟主喷时刻会缩短点火延迟时间，从而导致油气混合程度变差，燃烧温度降低，NO生成量减小，但会延长后燃期，导致燃油消耗率提高、烟度升高；减小喷油提前角，排气温度提升并不明显，提前角减小7°CA，、和点排气温度仅分别提升了13.8 ℃、21.6 ℃和14.4 ℃，排气温度提升效率较低，温耗比分别为2.9、6.2和2.3。

图3 喷油提前角减小时各参数变化情况

3.1.2 主喷压力

主喷压力影响柴油机的油气混合程度，本文试验过程中，控制其他参数不变，轨压降低时各参数的变化情况如图4所示。

图4 轨压降低时各参数变化情况

由图4 可知，降低轨压时，各参数的变化规律与减小提前角时一致。主要原因为：主喷压力降低时，燃油雾化变差、油气混合程度变差，进而引起燃烧恶化，最终导致燃烧持续期变长，排气温度提升，同时使得油耗和烟度增加。轨压降低带来的排气温度的增长并不明显，轨压降低50 MPa，工况、和点温度仅分别提升了12.2 ℃、8.1 ℃和7.6 ℃，排气温度提升效率较低，3个工况点的温耗比分别为3.6、2.6和2.4。

3.2 后喷

后喷是指在缸内燃烧的后燃期再次喷入柴油，能够有效提升尾气的排气温度和氧化因燃烧不充分生成的碳颗粒。后喷标定的2个主要控制参数是后喷角度和后喷油量，二者的增加都能够提升排气温度，但也会增加总碳氢化合物（Total Hydro Carbons，THC）的泄漏，本文分别对2个参数进行研究。此外，后喷的标定还需要考虑后喷扭矩贡献因子的标定，后喷扭矩贡献因子的作用是保证后喷开启前、后发动机输出的扭矩一致。

3.2.1 后喷油量

后喷柴油进入气缸后，一部分在气缸内完全燃烧，可以提高排气温度和氧化碳烟，另一部分没有燃烧，随排气排出，即THC 泄漏。控制其他影响排气温度提升的参数保持不变，随着后喷油量的增加，工况点、和的排气温度和THC 泄漏量的变化趋势如图5 所示。

图5 后喷油量与排气温度和THC泄漏量的关系

由图5 可知，随着后喷油量的增加，排气温度逐步提升，但变化规律不是线性的，当后喷油量达到一定数值后，排气温度的提升幅度变得很小，这是因为柴油机的后燃期是短暂的，不足以燃烧喷入气缸的所有燃油，而且后燃期的温度和压力不高，柴油的氧化也受到一定限制，THC 的变化趋势也可以印证这一点，随着后喷油量的逐渐增加，THC泄漏量逐渐加大。

增加后喷油量可以大幅提高排气温度，通过每循环增加28 mg 的喷油量，可以使、和点的排气温度分别提升30 ℃、55.6 ℃和82.1 ℃，但是其排气温度提升效率很低，温耗比仅为1.6、2.6和3.1。

3.2.2 后喷时刻

控制其他影响排气温度提升的参数保持不变，确定初始后喷角度为喷油器允许的最小值，随后喷角度增加，工况、和点的排气温度和THC泄漏量的变化趋势如图6所示。

图6 后喷角度与排气温度和THC泄漏量的关系

由图6可知，推迟后喷角度与排气温度的提升不是一直为正相关关系。推迟角度从25°增加到30°时温度提升速率最快，、和点排气温度分别提升了12.9 ℃、12.3 ℃和15.1 ℃，温耗比分别为4.9、9.6 和4.8。随着后喷角度的进一步推迟，排气温度反而略有降低，主要是因为压力和温度下降导致未燃烧的柴油增多，放热率变小，而且未燃烧的柴油还会带走部分热量。THC泄漏量的变化趋势也是一致的，随着后喷角度的加大，THC泄漏量保持上升趋势。

合理的后喷油量和后喷角度可以显著提升排气温度，但是总体的温耗比偏低，只是在某一段区间内有着良好的排气温度提升效率；后喷角度和后喷油量最佳组合可以通过DOE方法来确定，在此不再赘述。

4 执行器排气温度提升规律研究

TVA 和EWGT 是重型商用车提高排气温度的主要执行器，通过进气节流来提升排气温度，其原理是：柴油机燃烧属于富氧燃烧，在小负荷区域，过量空气系数较大，减少进气新鲜充量，可以提高可燃混合气浓度，假设燃烧放出的总热量不变，根据理想气体定律，进气量的减少会导致燃烧产物温度的提升，最终实现排气温度的提升。但是TVA 和EWGT 基于温耗比的排气温度提升效率在发动机万有特性曲线的不同区域特性不同，本文以转速为1 500 r/min、扭矩为1 kN·m的工况点为例进行分析，试验结果如图7 所示，分析方法如下：

图7 提升相同排气温度时各参数变化情况

a.基于油耗和NO排放量最低原则，采用DOE 方法选取提高相同温度时EWGT 和TVA 组合的最优轨压提前角并固定。

b.固定某一执行器开度，使其不起作用，然后单独调整另一执行器开度，提升相同温度。

c.分析不同手段的排气温度提升效果，及其对排放结果的影响规律，根据万有特性曲线各区域功能选取合适的排气温度提升手段。由图7可以看出，使用TVA和EWGT时排气温度提升幅度很大，针对此工况点使用TVA、EWGT 和TVA+EWGT 组合方案提高相同排气温度时温耗比分别为8.9、13.5和12.2，执行器的排气温度提升效率整体很高，并且EWGT 明显高于TVA，主要原因是此工况点TVA的泵气损失较EWGT 高。TVA 和EWGT 的排气温度提升能力也很强，但是二者在万有特性曲线各区域的温耗比差异较大，总体的趋势是TVA 在中低转速区域温耗比有优势，而EWGT 在中高转速区域温耗比较高，原因是在中低转速区域增压器效率较高，泵气功为正值，使用TVA 比使用EWGT 提升排气温度的泵气功损失小，而在中高转速区域，增压器效率下降，且由于憋气，导致泵气功为负值，通过EWGT 放气，不仅可以提升排气温度，还可以减少泵气损失，因而在中高转速区域使用EWGT提升排气温度时温耗比很大，排气温度提升效率很高，但在标定过程中需考虑涡轮的迟滞效应，保证整车的动力性。

5 热管理策略优化

发动机冷起动时，由于排气温度低，无法快速满足尿素的起喷条件，后处理系统转化效率低，污染物排放会出现氮氧峰值。为解决冷起动时污染物排放量高的问题，本文基于循环温耗比对热管理策略进行优化，并对进气系统参数、燃烧参数进行调整，达到快速提升排气温度、满足尿素起喷条件的目的。

热管理模式标定过程需要关注排气温度的提升幅度与加热时长的关系，提高加热模式的排气温度并不一定导致循环油耗的恶化，因为排气温度的提升幅度与加热模式运行时间存在此消彼长的关系，提升排气温度会导致油耗的恶化，但是可以缩短加热模式的运行时间，减少油耗的损失，而且排气温度的提升幅度对于污染物排放的控制有益，排气温度的快速提升，可以提高SCR 系统的转化效率，控制冷态氮氧峰值，因此这是一个迭代的问题，需要考虑后处理的能力，本文的试验通过多次优化和改进，在保证排放满足国家第六阶段污染物排放标准的基础上，确定了最佳的温度和时长组合。

6 优化结果对比和分析

6.1 冷态WHTC优化结果

本文基于油耗比的标定策略对原开发数据进行了精细化标定，并且基于循环温耗比优化了热管理策略，优化前、后的数据对比如图8 所示，冷态WHTC 油耗和加热模式运行情况如图9所示。

图8 冷态WHTC优化前、后排气温度和NOx比排放量

图9 冷态WHTC加热模式优化前、后对比

由图8和图9可看出，冷态WHTC优化后，涡轮后平均温度提升了5%，尿素起喷时刻提前了63 s，NO比排放量降低了32%。更重要的是，循环油耗略有下降，主要原因为：基于温耗比理论对排气温度提升手段进行了优化，优化后排气温度提升较快，提升相同的温度时，牺牲的油耗减少，虽然提高排气温度牺牲了一些油耗，但是加热模式时间占比减小，发动机在最佳油耗模式下的运行时间变长，循环油耗并没有变差。

6.2 10%负载PEMS优化结果

在满足国家第六阶段污染物排放标准的基础上，发动机性能得到了大幅提升，优化前、后排气温度变化情况如图10所示，加热模式及油耗优化前、后情况如图11所示。

图10 10%负载PEMS优化前、后涡轮后排气温度

图11 10%负载PEMS优化前、后对比

由图10 和图11 可以看出，涡轮后平均排气温度提升了17.8 ℃，优化后循环油耗降低了3.7%。主要原因为：通过改变提升排气温度的组合方式，选取相对较高的温耗比，优化后加热模式运行时间和油耗占总循环的比例均下降13%左右，发动机在经济性最好的模式运行的时间变长。

7 结论

a.基于温耗比的标定策略，可以在获得足够排气温度的前提下，保持较高的经济性，即牺牲尽量少的油耗便能获得需求排气温度。

b.在标定过程中不能只追求最佳温耗比，应根据整车对发动机万有特性曲线各区域的主要需求，选取相对较高的温耗比，从而对万有特性曲线各区域进行分区标定。

c.热管理策略的关键在于权衡加热模式时长和排气温度提升幅度之间的关系，合适的比例可以在不提高燃油消耗率的情况下，提升冷态排气温度和降低污染物排放量。