缸內壓力信號中燃燒激勵引起高頻諧波的特征參數

趙秀亮, 孔令沂, 汪若塵, 李小華, 王麗梅

(江蘇大學 汽車與交通工程學院, 江蘇 鎮江 212013)

為滿足日趨嚴格的排放法規和進一步提高內燃機經濟性,增壓、直噴及低溫燃燒等技術應運而生.這些新技術的引入帶來了著火和變工況運行控制困難等問題,解決這些問題的難點之一在于缺乏有效的燃燒反饋信息,實時獲取燃燒過程的反饋信息成為實現新型燃燒技術燃燒過程控制不可或缺的部分[1-2].機體表面振動信號中包含豐富的與燃燒過程相關信息,可用于燃燒特征參數的提取,且振動傳感器價格便宜、安裝方便,能夠實現發動機的不解體監測,因而受到廣泛關注[3-5].

利用數字信號技術直接處理振動信號,基于處理后的振動信號特征點與缸內壓力信號特征點對應關系,可實現燃燒特征參數的辨識[6-8].然而,在利用振動信號特征點辨識燃燒特征參數時,振動信號特征點相位與基于缸內壓力信號識別的相位燃燒特征參數間存在一定的滯后角.CHENG Y.等[9]將該滯后角視為系統偏差予以修正,提高相位燃燒特征參數的識別精度.S. LEE等[10]通過統計分析振動信號特征點與燃燒特征參數的線性關系,建立了描述兩者間關系的函數關系式,進而修正相應參數的滯后角.通過系統偏差或擬合手段修正滯后角,可提高部分工況下的相位燃燒特征參數識別精度,但缺乏物理含義.相位滯后角主要由激勵信號中高頻諧波分量引起,而且不同工況下能夠引起相位滯后角的高頻諧波分量不同.

文中以單缸柴油機為研究對象,研究相位燃燒特征參數滯后角產生機理,分析缸內壓力信號特征參數與高頻諧波分量的關聯性,進而提出利用振動信號中特征參數定量描述缸內壓力激勵信號中的高頻諧波能量.

1 臺架搭建及信號測試

為了便于進行研究,選擇了結構簡單、激勵源較為單一的單缸柴油機作為研究對象.

試驗所用柴油機為臥式、四沖程、水冷柴油機,型號為SD195,壓縮比為17 ∶1,額定功率為13.2 kW,額定轉速為2 200 r·min-1.傳感器安裝位置如圖1所示,缸內壓力測量中使用的缸壓傳感器為Kistler 6054BRU55,電荷放大器為5018A1000,用PCB公司的VO622A01測量振動速度信號,電荷放大器為482C05調理儀.振動傳感器安裝方式為磁座式,通過磁力吸附到發動機表面;同步信號和齒圈信號通過磁電傳感器測得.用北京雙諾測控技術有限公司的MP426型數據采集卡采集數據,該采集卡為12通道同步采樣,單通道最大采樣頻率為100 kHz.

圖1 傳感器布置示意圖

利用數據采集卡同步采集轉速800～1 400 r·min-1、轉矩0～50 N·m范圍的缸內壓力、振動速度信號、磁電傳感器與飛輪齒圈產生的轉角信號,以及與相位信號觸發塊產生的每轉一個的同步信號,各通道的采樣頻率均為50 kHz.數據采集完成后,參考轉角及同步信號,利用飛輪每一個齒對應的曲軸轉角和齒內的采樣點數,將振動信號和缸內壓力信號從時間域轉到角度域.

2 相位滯后角產生機理分析

圖2為1 400 r·min-1，50 N·m工況下振動速度和壓升率曲線.由圖2可見,燃燒上止點附近,振動速度信號與壓升率有近似的變化規律,且在相位上,振動速度信號略微滯后于壓升率.通常認為振動速度信號是壓升率的響應[11],根據機械振動的基本知識,振動響應的相頻特性可表示[12]為

(1)

式中:j為激勵信號諧波分量的階次;β為阻尼比;r為頻率比.由式(1)可知,影響相角的因素包括j,β,r;對于某一振動系統,系統固有頻率與阻尼比均為定值,激勵信號與響應之間的相位差主要取決于激勵信號的能量在頻譜上的分布.根據傅里葉定理,任何關于時間的周期函數都能用若干階諧波的和來表示.根據疊加原理,系統響應可以由單個簡諧力作用引起響應的疊加得到[12].不同工況下缸內壓力信號中高頻諧波分量不同,導致了振動信號與激勵信號間的相位發生變化.

圖2 壓升率、振動速度曲線(1400 r·min-1, 50 N·m)

3 高頻成分的表征參數

3.1 缸內壓力激勵的頻譜特點

振動響應信號取決于系統特性和激勵信號,當振動系統確定時,響應信號主要取決于激勵信號.為分析缸內壓力激勵信號的特點,對1 440 r·min-1拖動工況和1 200 r·min-1, 10 N·m工況下測得的缸內壓力信號進行了S變換,變換結果見圖3.

圖3 缸內壓力激勵S變換

由圖3可見,拖動工況的缸內壓力能量頻帶主要分布于250 Hz以下,而在1 200 r·min-1, 10 N·m工況時,在250～1 500 Hz頻帶內出現了新的能量分布.參考拖動工況的分析結果,可認為250～1 500 Hz頻帶的能量主要由燃燒激勵引起.如何表征該高頻諧波能量,下文將針對不同工況缸內壓力信號進行討論.

3.2 仿真模型建立

為了尋求缸內壓力信號中能夠表征高頻諧波分量的特征參數,同時兼顧不同工況時的可行性,采用AVL Boost構建了195柴油機的一維仿真模型,模型如圖4所示,該模型包含進、排氣道及單缸模型.其中燃燒模型選擇雙Vibe函數.柴油機燃燒放熱規律具有雙峰特性,分別是由于預混燃燒和擴散燃燒引起,在雙Vibe函數中,Vibe1用來表征預混燃燒,Vibe2用來表征擴散燃燒.為了驗證模型的正確性,圖5對比了1 000 r·min-1, 10 N·m工況下仿真得到的缸內壓力曲線與實測缸內壓力曲線.

由圖5可見,實測缸內壓力峰值為6.50 MPa,峰值相位為366.6°;仿真得到的缸內壓力峰值為6.62 MPa,峰值相位為367.0°.實測峰值與仿真峰值相對誤差為1.8 %,相位誤差為0.4°,盡管兩者之間存在一定的偏差,但本模型主要用于高頻諧波分量與特征參數間的關聯性,因此所構建的一維模型可用于后面的分析.

圖4 柴油機一維仿真模型

圖5 仿真與實測缸內壓力(1 000 r·min-1, 10 N·m)

3.3 缸內壓力信號中高頻諧波分量表征參數分析

基于3.2節建立的仿真模型,通過設定不同燃燒持續期,得到了不同工況下的缸內壓力曲線,如圖6a所示,圖中t為燃燒持續期.圖6b為仿真得到的缸內壓力曲線的傅里葉變換結果.由圖6可見,隨著燃燒持續期的增加,缸內壓力激勵信號中的高頻能量降低,為了計算了缸內壓力激勵信號中250～1 500 Hz頻帶的能量含量,將傅里葉分解后250～1 500 Hz頻帶的諧波能量求和,即該段頻帶能量;統計了缸內壓力和壓升率曲線特征參數和250～1 500 Hz頻帶能量的關系,結果如圖7所示.

圖6 不同燃燒持續期狀態缸內壓力

圖7 高頻能量與燃燒特征參數之間的關系

3.4 振動速度信號中高頻諧波分量表征參數分析

4 結 論

1) 不同工況下缸內壓力信號中高頻諧波分量存在差異,導致振動速度信號相對壓升率信號的相位滯后角隨發動機工況變化而改變.

2) 對缸內壓力信號進行S變換結果顯示,拖動工況的缸內壓力能量頻帶主要分布于250 Hz以下;燃燒工況時,在250～1 500 Hz頻帶內出現了新的能量分布,表明此段頻帶的高頻諧波能量主要由燃燒激勵引起.