[go: up one dir, main page]

CN104632359A - 用于控制涡轮增压内燃发动机中的排气泄压阀的方法 - Google Patents

用于控制涡轮增压内燃发动机中的排气泄压阀的方法 Download PDF

Info

Publication number
CN104632359A
CN104632359A CN201410645285.4A CN201410645285A CN104632359A CN 104632359 A CN104632359 A CN 104632359A CN 201410645285 A CN201410645285 A CN 201410645285A CN 104632359 A CN104632359 A CN 104632359A
Authority
CN
China
Prior art keywords
contribution rate
obj
function
relief valve
pressure relief
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN201410645285.4A
Other languages
English (en)
Other versions
CN104632359B (zh
Inventor
M·潘奇罗利
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Marelli Europe SpA
Original Assignee
Magneti Marelli SpA
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Magneti Marelli SpA filed Critical Magneti Marelli SpA
Publication of CN104632359A publication Critical patent/CN104632359A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN104632359B publication Critical patent/CN104632359B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B25/00—Engines characterised by using fresh charge for scavenging cylinders
    • F02B25/14—Engines characterised by using fresh charge for scavenging cylinders using reverse-flow scavenging, e.g. with both outlet and inlet ports arranged near bottom of piston stroke
    • F02B25/145—Engines characterised by using fresh charge for scavenging cylinders using reverse-flow scavenging, e.g. with both outlet and inlet ports arranged near bottom of piston stroke with intake and exhaust valves exclusively in the cylinder head
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/16—Control of the pumps by bypassing charging air
    • F02B37/162—Control of the pumps by bypassing charging air by bypassing, e.g. partially, intake air from pump inlet to pump outlet
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/18—Control of the pumps by bypassing exhaust from the inlet to the outlet of turbine or to the atmosphere
    • F02B37/183—Arrangements of bypass valves or actuators therefor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0261—Controlling the valve overlap
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D23/00—Controlling engines characterised by their being supercharged
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/14—Introducing closed-loop corrections
    • F02D41/1401—Introducing closed-loop corrections characterised by the control or regulation method
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/14—Introducing closed-loop corrections
    • F02D41/1401—Introducing closed-loop corrections characterised by the control or regulation method
    • F02D2041/1413—Controller structures or design
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/14—Introducing closed-loop corrections
    • F02D41/1401—Introducing closed-loop corrections characterised by the control or regulation method
    • F02D2041/1433—Introducing closed-loop corrections characterised by the control or regulation method using a model or simulation of the system
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

用于控制适于允许空气从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的涡轮增压的内燃发动机(1)中的排气泄压阀(16)的方法，所述方法提供成用于确定控制规则(CL)，该控制规则提供作为在没有从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气情况下的贡献率(WGNOSCAV)的函数的控制排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标开度以及作为从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量的函数的贡献率(WGSCAVeff)。

Description

用于控制涡轮增压内燃发动机中的排气泄压阀的方法
技术领域
本发明涉及用于控制通过涡轮增压器来涡轮增压的内燃发动机中的排气泄压阀的方法。
背景技术
如已知的那样，一些内燃发动机设置有涡轮增压器增压系统，其能够增加由发动机通过利用排气的焓所产生的动力来压缩由发动机所吸入的空气，从而增加进气的容积效率。
涡轮增压器增压系统包括涡轮增压器，涡轮增压器设有涡轮和压缩机，所述涡轮沿着排气管道布置以便在从发动机排出的排气推力下以高速旋转，而所述压缩机由涡轮使其旋转，并沿着供气管道布置以压缩由发动机所吸入的空气。在涡轮增压器增压系统中，出于功能性的原因(即，以便防止不规则的操作或在任何情况下的低效率)以及出于结构上的原因(即，以便防止损坏涡轮增压器)，有必要将涡轮增压器的操作范围保持在取决于发动机点的有用区域内。为了限制增压压力(即压缩机下游侧的压缩空气压力)，受控于排气泄压阀的旁通管道并联于涡轮布置；当排气泄压阀打开时，排气的一部分沿着所述旁通管道流动，从而旁通通过涡轮，这导致叶轮旋转速度的降低，由此导致增压的降低。
为了控制所述排气泄压阀，使用受控于控制电磁阀的气动致动器，其允许控制所述排气泄压阀的干预。气动致动器包括在内部支撑柔性膜的密封外壳，柔性膜将密封外壳分为两个相互水密性的腔室。柔性膜机械地连接到刚性杆，该刚性杆控制排气泄压阀以便控制排气泄压阀本身的打开和关闭。第一腔室连接到大气压力，而第二腔室连接到增压压力并且还可通过受控于比例控制电磁阀的管道连接到大气压力，比例控制电磁阀适于在关闭位置和最大打开位置之间对管道节流，其中在关闭位置下管道被完全关闭。
阻力弹簧(contrast spring)布置于第一腔室内，其在外壳的壁和柔性膜28之间受到压缩并在杆的相对侧上倚靠到柔性膜上。当两个腔室之间的压力差异低于(由阻力弹簧的预加载荷决定的)干预阈值时，所述杆保持排气泄压阀处于完全关闭位置，而当两个腔室之间的压力差异高于干预阈值时，阻力弹簧在柔性膜的推力下开始受到压缩，该柔性膜从而变形，导致所述杆的位移，所述杆的位移相应地使得所述排气泄压阀朝向打开位置移动。通过对控制电磁阀进行控制，可以利用可变通道间隙的方式将第二腔室连接到大气压力，从而能够调节两个腔室之间的压力差异，这又导致排气泄压阀的打开或关闭。应当指出的是，直到增压压力与大气压力之间的压力差异不超过干预阈值(等于由阻力弹簧所产生的预加载荷除以柔性膜的面积)，排气泄压阀才不能由控制电磁阀所施加的动作打开(其只能减小而不能增大增压压力与大气压力之间的差异)。
在已知的内燃发动机中，产生目标增压压力，其用于通过增加开环贡献率(contribution)和闭环贡献率来产生对排气泄压阀的控制：开环贡献率通过使用通过试验得到的控制映射(control map)而生成，而闭环贡献率通过PID调节器来提供，所述PID调节器试图消除压力误差，即目标增压压力与由传感器所测得的实际增压压力之间的差异。
然而，由气动致动器的阻力弹簧所产生的预加载荷具有高的结构分散(construction dispersion)、相当大的热漂移、还有一定的时间漂移。此外，气动致动器具有相当大的滞后性，即气动致动器的行为在打开运动和相反的关闭运动之间显著变化。因此，用于确定闭环贡献率的控制映射是强非线性的，以及目标增压压力的实现(pursuing)是复杂的；因此，在已知的内燃发动机中，实现目标增压压力趋向于具有大的过冲或下冲(即，实际增压压力超过或甚至显著低于目标增压压力)，从而尤其是当增压压力跨越干预阈值时产生振荡，在低于该干预阈值的情况下排气泄压阀不能由控制电磁阀所施加的动作而打开。
增压压力的过冲(即峰值)是特别烦人的，因为它们会在内燃发动机机械组件内导致显著的(并因此在时间上具有潜在危害)应力，以及因为它们会产生由车辆乘员感知的噪声以及由所述内燃发动机所产生的在驱动转矩上的相应非期望的振荡两者。
为了减小过冲的程度，可以减小用于计算排气泄压阀的闭环控制贡献率的PID调节器的额外贡献率。
例如，专利EP2314850描述了一种用于控制排气泄压阀的方法，所述方法包括以下步骤：在设计步骤中确定控制规则，其提供作为增压压力的函数的控制所述排气泄压阀的致动器的目标开度；确定目标增压压力；测量实际增压压力；通过控制规则并作为目标增压压力的函数而确定控制排气泄压阀的致动器目标位置的第一开环贡献率；确定控制排气泄压阀的致动器的目标位置的第二闭环贡献率；通过将两个贡献率加到一起来计算控制排气泄压阀的致动器的目标位置；以及对控制排气泄压阀的致动器进行控制以便实现控制排气泄压阀的致动器的目标位置。
其中，确定第二闭环贡献率的步骤提供成通过控制规则并作为实际增压压力的函数而确定控制排气泄压阀的致动器虚拟位置；通过计算控制排气泄压阀的致动器的目标位置的第一开环贡献率和控制排气泄压阀的致动器的虚拟位置之间的差异来计算位置误差；并通过试图消除位置误差本身的第一调节器处理所述位置误差来确定第二闭环贡献率。
然而，在专利EP2314850中所述的控制方法仅在下述操作状态下是相当健壮的、迅速的且没有振荡，所述操作状态是其中没有从进气歧管直接到内燃发动机1排气装置的显著空气流。
发明内容
本发明的目的在于提供用于控制通过涡轮增压器来涡轮增压的内燃发动机中的排气泄压阀的方法，该校正方法不具有上述的缺陷，且具体地可以容易和成本有效地来实施。
根据本发明，提供用于控制通过设有涡轮和压缩机的涡轮增压器来涡轮增压的内燃发动机中的排气泄压阀的方法；其中所述内燃发动机包括进气歧管和排气歧管，并且适于允许空气从进气歧管直接流动到排气歧管；所述方法包括以下步骤：
确定目标增压压力；
测量实际增压压力；
在设计阶段确定控制规则，其提供作为压缩机的质量流率、优选降低的质量流率的函数以及选择性地作为由目标增压压力和压缩机上游侧的压力之间的比率得到的目标压缩比的函数或作为由实际增压压力和压缩机上游侧的压力之间的比率得到的压缩比的函数的控制所述排气泄压阀的致动器的目标开度；
通过控制规则确定作为目标压缩比的函数的控制排气泄压阀的致动器目标位置的第一开环贡献率；
通过控制规则确定作为压缩比的函数的控制排气泄压阀的致动器目标位置的第二闭环贡献率；
通过将第一开环贡献率和第二闭环贡献率加到一起来计算控制排气泄压阀的致动器的目标位置；以及
对控制排气泄压阀的致动器进行控制以便实现控制排气泄压阀的致动器的目标位置；
其中，在设计阶段确定提供控制所述排气泄压阀的致动器的目标开度的控制规则的步骤包括以下子步骤：
在没有直接从进气歧管流动到排气歧管的空气情况下确定控制排气泄压阀的致动器的目标位置的贡献率；
确定控制所述排气泄压阀的致动器的目标位置的贡献率，其指示从进气歧管直接流动到排气歧管的空气量；以及
通过在没有直接从进气歧管流动到排气歧管的空气情况下的贡献率和指示空气直接从进气歧管流动到排气歧管的空气量的贡献率的代数和来确定控制排气泄压阀的致动器的目标位置的第一开环贡献率和/或控制排气泄压阀的致动器的目标位置的第二闭环贡献率。
附图说明
现在将参照示出其非限制性实例的附图对本发明进行描述，其中：
-图1是内燃发动机的示意图，所述内燃发动机通过涡轮增压器增压并设有实施用于控制本发明的排气泄压阀对象的方法的控制单元；
-图2是排气泄压阀的气动致动器的示意图；
-图3是示出试验性控制映射的图表；以及
-图4至图6是排气泄压阀控制逻辑的框图。
具体实施方式
在图1中，附图标记1总体表示通过涡轮增压器增压系统2增压的内燃发动机。
内燃发动机1包括四个汽缸3，每个汽缸3通过至少一个相应的进气门(未示出)连接到进气歧管4以及通过至少一个相应的排气门(未示出)连接到排气歧管5。进气歧管4通过进气管道6接收新鲜空气(即来自外部环境的空气)，所述进气管道6上设有空气过滤器7且受控于节气门8。具有冷却吸入空气的功能的中间冷却器9沿着进气管道6布置。排气管道10连接到排气歧管5，所述排气歧管5将通过燃烧所产生的排气供应到排气系统，所述排气系统将通过燃烧所产生的气体释放到大气中且通常包括至少一个催化器11以及布置于催化器11下游侧的至少一个消音器(未示出)。
内燃发动机1的增压系统2包括设有涡轮13和压缩机14的涡轮增压器12，其沿着排气管道10布置以便在通过汽缸3排出的排气作用下高速转动，而所述压缩机14沿着所述进气管道6布置并机械地连接到涡轮13以便通过涡轮13自身使其旋转，从而增加供应到供应管道6内的空气的压力。
旁通管道15沿着排气管道10设置，旁通管道15并联地连接到涡轮13，以使得其端部连接到涡轮13本身上游侧和下游侧；排气泄压阀16沿着旁通管道15布置，其适于控制流动通过旁通管道15的排气的流率并且受到气动致动器17的控制。旁通管道18沿着进气管道6设置，旁通管道18并联地连接到压缩机14，以使得其端部连接到压缩机14自身的上游侧和下游侧；Poff阀19沿着旁通管道18布置，其适于控制流动通过旁通管道18的空气流率并且受到电动致动器20的控制。
内燃发动机1受到电子控制单元21的控制，电子控制单元21监控内燃发动机1的所有组件的操作，其中包括增压系统2。具体地，电子控制单元21控制排气泄压阀16和Poff阀19的致动器17和20。电子控制单元21连接到测量沿着压缩机14上游侧的进气管道6的温度和压力的传感器22，以及连接到测量沿着节气门8上游侧的进气管道6的温度和压力的传感器23，以及连接到测量进气歧管4内部的温度和压力的传感器24。此外，电子控制单元21连接到测量内燃发动机1传动轴的角位置(以及由此测量旋转速度)的传感器25以及测量进气门和/或排气门相位的传感器26。
如图2中所示，排气泄压阀16的气动致动器17包括密封外壳27，密封外壳27在内部支撑着柔性膜28，所述柔性膜28将密封外壳27分成两个相互隔离的腔室29和30。柔性膜28机械地连接到刚性杆31，刚性杆31控制排气泄压阀16，以便控制排气泄压阀16本身的打开和关闭。腔室29通过管道32连接到压缩机14上游侧的压力(其可与大气压力PATM一致或可与大气压力PATM不一致)，而腔室30通过管道33连接到增压压力(在压缩机14的下游侧画出)且通过管道34连接到压缩机14上游侧的压力(其可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)。管道34不是自由的，而是受到控制电磁阀35的控制，控制电磁阀35适于在关闭位置和最大打开位置之间对管道34节流，其中在关闭位置下管道34被完全关闭。
阻力弹簧36布置于腔室29内，其在外壳27的壁和柔性膜28之间受到压缩并在杆31的相对侧上倚靠到柔性膜28上。当腔室30和腔室29之间的压力差异低于干预阈值(由阻力弹簧36的预加载荷决定)时，所述杆31保持排气泄压阀16处于完全关闭位置，而当腔室29和腔室30之间的压力差异高于干预阈值时，阻力弹簧36在柔性膜28的推力下开始受到压缩，其从而变形，导致所述杆31的位移，所述杆31的位移相应地使得所述排气泄压阀16朝向打开位置移动。通过对控制电磁阀35进行控制，可以利用可变通道间隙的方式将腔室30连接到大气压力，从而能够调节两个腔室29和腔室30之间的压力差异，这又导致排气泄压阀16的打开或关闭。
应当指出的是，直到增压压力P与压缩机14上游侧的压力(其可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)之间的差异不超过干预阈值(等于由阻力弹簧36所产生的预加载荷除以柔性膜28的面积)，排气泄压阀16才不能由控制电磁阀35所施加的作用打开(其只能减小而不能增大增压压力P与压缩机14上游侧的压力之间的差异，压缩机14上游侧的压力可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)。由于结构分散、热漂移，和时间漂移，已知由阻力弹簧36所产生的预加载荷仅仅具有相当相关的不确定性(在±20％的数量级内)。
在内燃发动机1的设计步骤中，控制规则CL由试验确定，其提供作为增压压力P(或者更确切地而言，等于增压压力P和压缩机14上游侧的压力之间比率的增压比RP，压缩机14上游侧的压力可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)和压缩机14的降低的质量流率MR的函数的控制排气泄压阀16的电磁阀35的目标开度WG。换言之，控制规则CL提供控制排气泄压阀16的电磁阀35的开度WG，其在存在某一降低的质量流率MR的情况下应该允许得到所需的增压压力P(或确切地而言是所需的增压比RP)。根据例如在图3中所示的优选实施例，控制规则CL由试验映射(即表格或确切地而言是矩阵)(如在图3中显然的那样其是强非线性的)构成；备选地，控制规则CL可由数学函数构成。控制规则CL存储到电子控制单元21的存储器内，以便如下文所述那样使用。
在使用中，在内燃发动机1的正常操作期间，电子控制单元21测量实际增压压力P(即沿着压缩机14下游侧的进气管道6的空气压力)，(以已知方式)测量或估计压缩机14上游侧的压力(其可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)，并(以已知方式)估计压缩机14的实际的降低的质量流率MR。此外，在内燃发动机1的正常操作期间，电子控制单元21以已知方式确定目标增压压力Pobj，如有必要的话，该目标增压压力必须通过对控制排气泄压阀16的电磁阀35进行控制来实现。为了对控制排气泄压阀16的电磁阀35进行控制，电子控制单元21确定控制排气泄压阀16的电磁阀35的目标位置WGobj，所述电磁阀35通常以开环控制来实施。
如图4中所示，控制排气泄压阀16的电磁阀35的目标位置WGobj通过将四个贡献率代数相加(即，将符号考虑在内)来计算，所述四个贡献率为：开环贡献率WGOL，闭环贡献率WGCL1，闭环贡献率WGCL2和自适应贡献率WGA。
利用控制规则CL来确定开环贡献率WGOL：作为目标增压压力Pobj的函数来确定目标压缩比RPobj(其等于目标增压压力Pobj和压缩机14上游侧的压力之间的比率，压缩机14上游侧的压力可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)；然后，将目标压缩比RPobj和实际的降低的质量流率MR提供到计算框37，计算框37利用控制规则CL提供开环贡献率WGOL。
优选地，在提供给计算框37之前，目标压缩比RPobj通过一阶低通滤波器38来滤波以便降低变化率；换言之，目标压缩比RPobj通过低通滤波器38来滤波以减缓目标压缩比RPobj的演化(evolution)，进而“平滑化”任何阶跃变化。低通滤波器38的功能是使得目标压缩比RPobj的演化更“真实”(即，更贴近实际中发生的)，因为显然的是在实际增压压力P中的阶跃(或在任何情况下都很快)变化因为由于所涉及的惯性所导致的明显物理极限而是不可能的。根据一个优选实施例，根据通过试验确定的规则，作为压缩机14的降低的质量流率MR和实际增压比RP的函数来确定低通滤波器38的截止频率。
根据一个优选实施例，由计算框37所提供的开环贡献率WGOL首先由三个补偿参数Katm、KH2O和Kair进行补偿，然后通过一阶低通滤波器39进行滤波以便降低变化率。补偿参数Kair由计算框40作为进气空气的温度Tair的函数并且利用具有试验所确定系数的线性方程来确定；补偿参数KH2O由计算框41作为内燃发动机1的冷却液的温度TH2O的函数并利用具有试验所确定系数的线性方程来确定；以及补偿参数Katm由计算框42作为压缩机14上游侧的压力(其可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)的函数并利用具有试验所确定系数的线性方程来确定；作为压缩机14上游侧的压力(其可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)函数提供补偿参数Katm的线性方程的系数可以不是恒定的，而是根据通过试验确定的规则作为压缩机14的降低的质量流率MR和实际增压比RP的函数来变化。
开环贡献率WGOL通过低通滤波器39来滤波以减缓开环贡献率WGOL的演化，从而“平滑化”任何阶跃变化。低通滤波器39的功能是使得开环贡献率WGOL的演化更“真实”(即，更贴近实际中发生的)，因为显然的是在控制电磁阀35的位置中的阶跃(或在任何情况下都很快)变化因为由于所涉及的惯性所导致的明显物理极限而是不可能的。根据一个优选实施例，根据通过试验确定的规则，作为实际增压比RP的函数来确定低通滤波器39的截止频率。根据一个优选的实施例，开环贡献率WGOL由低通滤波器39来非对称地滤波：只有当开环贡献率WGOL变化以打开排气泄压阀16时而不是当开环贡献率WGOL变化以关闭排气泄压阀16时，开环贡献率WGOL才由低通滤波器39来滤波；以这种方式，压缩机14的干预更快(更灵敏)，从而有利于内燃发动机1响应敏捷性(因此降低了“涡轮迟滞”)，同时压缩机14的关断更平缓。但是应当指出的是，当为了得到最高性能时，接受内燃发动机1的“突然”反应(事实上，在某些所需情况下)，而在其它情况下，基本希望“平缓”的行为，即没有过快和强烈的干预。但是应当指出的是，由于存在低通滤波器39，也消除或显著减少所述排气泄压阀16气动致动器17中的任何振荡现象；这一结果是由于以下事实来实现的，所述事实即所述低通滤波器39的作用防止给柔性膜28和阻力弹簧36提供可能会触发振荡现象的过快应力。
通过将排气泄压阀16的虚拟位置WGF(从而在物理现实中没有确切对应的控制幅度)用作反馈变量来得到控制排气泄压阀16的控制电磁阀35的目标位置WGobj的闭环贡献率WGCL1，其不是通过用实际测量传感器的直接测量来确定，而是使用作为测量控制规则CL的传感器来确定。换言之，计算框43通过将控制规则CL用作实际增压压力P(或者更确切地而言实际增压比RP)和压缩机14的降低的质量流率MR的函数来提供排气泄压阀16的虚拟位置WGF；因此，排气泄压阀16的虚拟位置WGF对应于排气泄压阀16根据控制规则CL(因而受到控制规则CL的所有误差的影响)与所述实际增压比RP和压缩机14的实际的降低的质量流率MR相结合而应该具有的位置。排气泄压阀16的虚拟位置WGF与开环贡献率WGOL相比较，所述开环贡献率WGOL对应于排气泄压阀16根据控制规则CL(因而受到控制规则CL的所有误差的影响)与目标压缩比RPobj和压缩机14的实际的降低的质量流率MR相结合而应该具有的位置；换言之，开环贡献率WGOL当其利用目标压缩比RPobj计算时表示虚拟位置WGF的目标。具体地，位置误差εWG通过计算控制排气泄压阀16的电磁阀35的目标位置WGobj的开环贡献率WGOL和排气泄压阀16的虚拟位置WGF之间的差异来计算，并且这种位置误差εWG提供给试图消除位置误差εWG本身的PID调节器44。
比较通过控制规则CL所得到的两个值(表示虚拟位置WGF的目标的开环贡献率WGOL和虚拟位置WGF)的事实允许补偿控制规则CL的误差且将排气泄压阀16的强非线性行为线性化；以这种方式，PID调节器44可以更大的稳定性工作，以及PID调节器44的控制参数的校准(即比例、积分、微分系数和饱和阈值)是相对简单的。此外，PID调节器44的控制环路相对于进气温度Tair、所述内燃发动机1冷却液的温度TH2O以及大气压力Patm是自补偿的。
控制排气泄压阀16的电磁阀35的目标位置WGobj的闭环贡献率WGCL2通过使用作为反馈变量的增压压力P来确定；然后，通过计算目标增压压力Pobj和实际增压压力P之间的差异来计算压力误差εp，并且压力误差εWG提供给试图消除压力误差εWG本身的PID调节器44。
优选地，在与实际增压压力P进行比较之前，目标增压压力Pobj通过一阶低通滤波器46来滤波以便降低变化率；换言之，目标增压压力Pobj通过低通滤波器46来滤波以减缓目标增压压力Pobj的演化，因此“平滑化”任何阶跃变化。低通滤波器46的功能是使得目标增压压力Pobj的演化更“真实”(即，更贴近实际中发生的)，因为显然的是在实际增压压力P中的阶跃(或在任何情况下都很快)变化因为由于所涉及的惯性所导致的明显物理极限而是不可能的。根据一个优选实施例，根据通过试验确定的规则，作为压缩机14的降低的质量流率MR和实际增压比RP的函数来确定低通滤波器46的截止频率。
为了防止调节器44的作用和调节器45的作用之间的有害干扰，调节器44的动力学与调节器45的动力学不同；具体地，调节器44基本是比例和微分的(即具有高的比例和微分系数，以及小的积分系数)，以便迅速(即快速行动)，而调节器45基本上是积分的(即具有小的比例和微分系数，以及高的积分系数)，以确保目标增压压力Pobj和实际增压压力P之间的收敛性。因此，调节器44用于对目标增压压力Pobj的变化进行快速和及时的反应，而调节器45用于使得实际增压压力P在瞬变结束时收敛于目标增压压力Pobj。
控制排气泄压阀16的电磁阀35的目标位置WGobj的自适应贡献率WGA基本上是排气泄压阀16的前面实施方式的“历史存储值”，并将过去所进行的控制干预考虑在内。自适应贡献率WGA存储于电子控制单元21的存储器47内，并且当涡轮增压器12处于稳定速度下时(例如当压缩机14的降低的质量流率MR和增压比RP在至少一预定持续时间的时间间隔下保持近似恒定时)并使用PID调节器45和/或PID调节器44的积分项周期性地更新；基本上而言，自适应贡献率WGA等于PID调节器45和/或PID调节器44在涡轮增压器12稳定方案下的过去积分项的“平均值”。存储于存储器47内的自适应贡献率WGA当涡轮增压器12处于稳定速度下时利用PID调节器45和/或PID调节器44的通过权重W加权的积分项进行更新，权重W基本上是以当排气泄压阀16控制上的滞后最大时权重W最小的方式而控制排气泄压阀16的电磁阀35的实际位置WG的函数，以这种方式，自适应总是逐步的(即PID调节器45和/或PID调节器44的最后积分项不能改变存储到存储器47内的自适应贡献率WGA)，并防止将滞后变形值上传到自适应贡献率WGA。
通常而言，自适应贡献率WGA可作为压缩机14的降低的质量流率MR和增压比RP的函数来变化。此外，自适应贡献率WGA通过一阶低通滤波器48来滤波以便降低变化率；换言之，不是突然提供自适应贡献率WGA，而是逐步提供以便防止从不对应于物理现实的阶跃干预，从而便于控制收敛性。根据一个优选的实施例，所述低通滤波器48的截止频率是恒定的；备选地，低通滤波器48的截止频率可作为压缩机14的降低的质量流率MR和增压比RP的函数来改变。
PID调节器44和45的积分项包含最近的过去中已发生的误差的“存储值”；因此，当边界条件发生变化时，在最近过去发生的包含在PID调节器44和45的积分项中的误差的“存储值”会具有负面影响，因为它是不再存在的一种情况。
在如果积分项本身较高(即绝对值大于预定阈值)且目标增压压力Pobj迅速变化即强烈瞬变的情况下，电子控制单元21将PID调节器44和45的各积分项复位(或可能的“冻结”，即防止其进一步增长)；换言之，当在目标增压压力Pobj中存在快速变化以及PID调节器44和45的积分项在绝对值上大于预定阈值时，则积分项本身被复位或冻结(即不再进行改变，直到强烈瞬变结束为止)。
为了确定存在目标增压压力Pobj的强烈瞬变(即，目标增压压力Pobj快速变化)，电子控制单元21将目标增压压力Pobj与通过低通滤波器38'滤波的目标增压压力Pobj-F进行比较以便确定表示目标增压压力Pobj变化率的目标增压压力Pobj的梯度ΔPobj。换言之，目标增压压力Pobj的梯度ΔPobj通过计算目标增压压力Pobj与通过低通滤波器38'滤波的目标增压压力Pobj-F之间的差异来计算。当目标增压压力Pobj的梯度ΔPobj高于阈值时，则电子控制单元21确立存在目标增压压力Pobj的强烈瞬变(即，目标增压压力Pobj的快速变化)，因而复位(或可能“冻结”)PID调节器44和45的积分项；这样的阈值可以是增压比RP和压缩机14的降低的质量流率MR的函数。根据一个优选的实施例，根据通过试验确定的规则，作为压缩机14的降低的质量流率MR和实际增压比RP的函数来确定低通滤波器38'的截止频率。
根据一个优选实施例，电子控制单元21改变作为压力误差εP的函数的PID调节器44和45的积分系数，以便根据所述压力误差εP的程度变化来改变控制的特性。具体地，电子控制单元21以与压力误差εP成反比的方式以压力误差εP越小则PID调节器44和45的积分系数越高的方式改变PID调节器44和45的积分系数，并以与压力误差εP成正比的方式以压力误差εP越大则PID调节器44和45的比例系数越高的方式改变PID调节器44和45的比例系数。换言之，PID调节器44和45(与PID调节器44和45的积分系数成正比)的积分项用于确保实际增压压力P和目标增压压力Pobj之间的收敛性，但当压力误差εP相对较小时在瞬变结束时达到这种收敛性；在瞬变开始时，当压力误差εP较高时，PID调节器44和45的积分项会产生振荡，因此为了防止这种风险，在瞬变开始时当压力误差εP较高时PID调节器44和45的积分系数降低。这反过来也适用于PID调节器44和45的比例项(与PID调节器44和45的比例和微分系数成正比)，当压力误差εP较高时该比例项必须是较高的，以确保迅速响应，并且当压力误差εP较小时该比例项必须是较小的，以确保收敛性。
在上述的低通滤波器38、46和38'中，作为压缩机14的降低的质量流率MR和实际增压比RP的函数来确定截止频率；根据等效实施例，作为内燃发动机1旋转速度的函数以及作为接收来自内燃发动机1的运动的齿轮箱内所啮合挡位的函数来确定截止频率。在该方面，重要的是应该指出涡轮增压器12的动力学基本作为所啮合挡位的函数来发生变化，因为在较低挡位中，内燃发动机1的旋转速度增加迅速，从而涡轮增压器12的旋转速度也同样增加迅速；另一方面，在较高挡位中，内燃发动机1的旋转速度增加缓慢，从而涡轮增压器12旋转速度增加也同样缓慢。
类似地，此外阈值可以是压缩机14的降低的质量流率MR和实际增压比RP的函数，或其可以是接收来自内燃发动机1的运动的齿轮箱内所啮合挡位以及内燃发动机1的旋转速度的函数，将目标增压压力Pobj的梯度ΔPobj与所述阈值进行比较以便确定是否存在目标增压压力Pobj的强烈瞬变。
但是应当指出的是，增压压力P和增压比RP是彼此完全等价的，因为压缩机14上游侧的压力(其可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)大致恒定并具有单位值附近的一个值；因此，利用增压比RP等价于利用增压压力P，而反之亦然。在图4中所示和上述的控制方案中，利用增压比RP，但是根据等效实施例的未示出，也可以利用增压压力P来代替增压比RP。
在上述实施例中，控制规则CL提供作为增压压力P(或者更确切地而言是增压比RP，其等于增压压力P和压缩机14上游侧的压力之间的比率，压缩机14上游侧的压力可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)和压缩机14的降低的质量流率MR的函数的控制排气泄压阀16的电磁阀35的目标开度WG；根据等效实施例，控制规则CL提供作为由内燃发动机1供给的功率和内燃发动机1容积效率的函数或作为内燃发动机1的旋转速度和内燃发动机1容积效率的函数(当然，内燃发动机1的参数的不同组合也是可能的)的控制排气泄压阀16的电磁阀35的目标开度WG。
电子控制单元21还适于控制增压式内燃发动机1，以便尽可能地减少称为涡轮迟滞的现象，即在由涡轮增压器12增压的响应上的延迟。
具体地，电子控制单元21适于控制所述增压式内燃发动机1以便以“扫气(scavenging)”模式操作，在该模式下显著空气流从进气歧管4直接提供给所述内燃发动机1的排气管道10内。
因此两种不同的操作配置是可能的，其中第一配置在下文被称为正常的或常规的配置而第二配置在下文被称为扫气配置，在该扫气配置下存在从进气歧管4直接流入到所述内燃发动机1的排气管道10内的显著空气流。
通常情况下，从进气歧管4直接流入到排气管道10内的空气流通过进气门(未示出)和排气门(未示出)的合适正时来实施，进气门将每个汽缸3连接到进气歧管4，而排气门将每个汽缸3连接到排气歧管5，以允许新鲜空气直接从进气歧管4流动到排气歧管5，因此流入到内燃发动机1的排气管道10内。
显然，将每个汽缸3连接到进气歧管4的进气门(未示出)和将每个汽缸3连接到排气歧管5的排气门(未示出)的实施可通过已知的致动器来实现，诸如VVT(可变气门正时)致动器，或甚至用电磁或电液式的无凸轮致动器。
根据进一步的变型，电子控制单元21还适于控制增压式内燃发动机1，以便相对于由增压式内燃发动机1在燃烧中以产生所希望功率而实际使用的空气流率来增加流动通过压缩机14和涡轮13的空气和/或排气质量和体积流率。
为了实施上述控制策略，所述电子控制单元21适于区分汽缸3的管理，特别是区分进气和捕获在每个汽缸3内的空气的流率，以及区分操作模式。电子控制单元21适于通过只有一部分汽缸3处于燃烧状态来产生车辆驱动器所需的目标转矩，而剩余汽缸3尽可能多地吸入空气。例如，在具有四个汽缸3的增压式内燃发动机1中，两个汽缸3激活并且通过吸入空气质量来产生所需的转矩，所述空气质量大约是它们将在正常操作条件(即如果所有的四个汽缸3都被激活)下所吸入空气质量的两倍。剩下的两个汽缸3不被激活而是受到控制以便吸入最大量的空气但不参与燃烧。由于流动通过两个非激活汽缸的空气质量不参与燃烧，其直接从进气歧管流动到排气装置。
因此两种不同的操作配置是可能的，其中第一配置具有四个被激活参与燃烧的汽缸(以下称为正常配置)，而第二配置具有被激活参与燃烧的两个汽缸3以及受到控制吸入空气但不参与喷射和燃烧(以下称为“扫气”配置或模式)的两个汽缸3。
用于控制扫气配置或虚拟扫气配置以及正常配置的策略在专利申请BO2012A000322，BO2012A000323，BO2012A000324中有所描述，上述专利申请通过引用并入本文。
在下文对在计算框37中提供开环贡献率WGOL的控制规则CL进行描述。
具体地，在计算框37中的开环贡献率WGOL允许得到作为“扫气”模式的函数进行校正的开环贡献率WGOL，在该模式下显著气流从进气歧管4直接提供到内燃发动机1的排气管道10内。
如图5中所示，在非“扫气”模式下在计算框49中确定贡献率WGNOSCAV，在非“扫气”模式下即不存在从进气歧管4直接流入到内燃发动机1的排气管道10内的显著空气流。作为目标增压压力的函数来确定目标压缩比RPobj(其等于目标增压压力Pobj和压缩机14上游侧的压力之间的比率，压缩机14上游侧的压力可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)；然后，将目标压缩比和实际的降低的质量流率MR提供给计算框49，其提供在非“扫气”模式下的贡献率WGNOSCAV。
在计算框50中确定处于最大“扫气”模式状态下的贡献率WGMAXSCAV，最大“扫气”模式状态即当从进气歧管4直接流入到内燃发动机1的排气管道10内的空气流量是最大可能的状态。作为目标增压压力的函数来确定目标压缩比RPobj(其等于目标增压压力Pobj和压缩机14上游侧的压力之间的比率，压缩机14上游侧的压力可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)；然后，将目标压缩比和实际的降低的质量流率MR提供给计算框50，其提供在最大“扫气”模式下的贡献率WGMAXSCAV。
从而在最大“扫气”模式状态下的贡献率WGMAXSCAV对应于排气泄压阀16根据控制规则CL(因而受到控制规则CL的所有误差的影响)与从进气歧管4直接流入到内燃发动机1的排气管道10内的最大空气流量相结合而应该具有的位置。
另一方面，在非“扫气”模式下的贡献率WGNOSCAV对应于排气泄压阀16根据控制规则CL(因而受到控制规则CL的所有误差的影响)在没有从进气歧管4直接流入到内燃发动机1的排气管道10内的空气流量的情况下而应该具有的位置。
将在非“扫气”模式下的贡献率WGNOSCAV与在最大“扫气”模式状态下的贡献率WGMAXSCAV进行比较。具体地，通过计算在最大“扫气”模式状态下的贡献率WGMAXSCAV与在非“扫气”模式下的贡献率WGNOSCAV之间的差异来计算“扫气”贡献率εSCAV，且将这样的“扫气”贡献率εSCAV提供给计算框51。
在计算框52中确定在最大“扫气”模式状态的效率ηSCAV_MAX，最大“扫气”模式状态即当从进气歧管4直接流入到内燃发动机1的排气管道10内的空气流量是最大时的状态。作为目标增压压力的函数来确定目标压缩比RPobj(其等于目标增压压力Pobj和压缩机14上游侧的压力之间的比率，压缩机14上游侧的压力可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)；然后，将目标压缩比和实际的降低的质量流率MR提供给计算框52，计算框52提供在最大“扫气”模式下的效率ηSCAV_MAX。
将在最大“扫气”模式状态下的效率ηSCAV_MAX与汽缸3的“扫气”效率ηSCAV进行比较，“扫气”效率ηSCAV通过流动通过内燃发动机1的总空气的质量流率m、优选降低的质量流率与捕获在汽缸3内的参与燃烧的空气的质量流率mCOM之间的比率来得到。
具体地，计算从在“扫气”效率ηSCAV和最大“扫气”模式状态下的效率ηSCAV_MAX之间的比率得到的相对“扫气”效率ηSCAV_rel，并将这样的“扫气”效率ηSCAV_rel提供给计算框53。
在框53中确定因数f(ηSCAV_rel)，其是上述的相对“扫气”效率ηSCAV_rel的函数。
在计算框51中将作为相对“扫气”效率ηSCAV_rel函数的因数f(ηSCAV_rel)，与“扫气”贡献率εSCAV进行比较。
具体地，计算由因数f(ηSCAV_rel)之间的乘积得到的实际贡献率WGSCAVeff，其是相对“扫气”效率ηSCAV_rel和“扫气”贡献率εSCAV的函数。由因数f(ηSCAV_rel)和“扫气”贡献率εSCAV的乘积得到的实际贡献率WGSCAVeff是从进气歧管4直接流入到内燃发动机1的排气管道10内的空气量的指标；即，其表示只由于“扫气”模式而在控制排气泄压阀16的控制电磁阀35中的贡献率。
然后，在计算框51中确定“扫气”模式状态下的实际贡献率WGSCAVeff，然后在计算框54中加到在非“扫气”模式下的贡献率WGNOSCAV以便在计算框37中得到开环贡献率WGOL。
图6示出完全类似于图5所示框图的一个框图，其在计算框37中提供开环贡献率WGOL，并在可能的情况下，共同的部分标以相同的附图标记。
图6包括计算框55，其从一些特性映射确定涡轮增压器12的旋转速度Nt，上述特性映射通常由涡轮增压器12的制造商作为目标压缩比RPobj和实际的降低的质量流率MR的函数来提供。
换言之，作为目标增压压力的函数来确定目标压缩比RPobj(其等于目标增压压力Pobj和压缩机14上游侧的压力之间的比率，压缩机14上游侧的压力可与大气压力Patm一致或可与大气压力Patm不一致)；然后，将目标压缩比RPobj和实际的降低的质量流率MR提供给计算框55，其提供涡轮增压器12的旋转速度Nt。
将涡轮增压器12的旋转速度Nt提供给计算框53'。
将从在最大“扫气”模式状态下的效率ηSCAV_MAX与“扫气”效率ηSCAV之间的比率得到的相对“扫气”效率ηSCAV_rel与涡轮增压器12的旋转速度Nt一起提供给计算框53'。
在计算框53'中确定因数f(ηSCAV_rel，Nt)，其是相对“扫气”效率ηSCAV_rel与涡轮增压器12的旋转速度Nt的函数，相对“扫气”效率ηSCAV_rel是在最大“扫气”模式状态下的效率ηSCAV_MAX与“扫气”效率ηSCAV之间的比率。
用于在计算框37中确定开环贡献率WGOL的上述方法可与在专利申请BO2013A000480中所述的在涡轮增压的内燃发动机1中对压缩机14的降低的质量流率MR的校正方法结合使用，上述专利申请以其全文通过引用并入本文。
上述控制规则CL还允许利用在计算框37中得到的控制排气泄压阀16的致动器35的目标位置WGobj的开环贡献率WGOL来确定闭环贡献率WGCL1。
换言之，在计算框43中使用上述控制规则CL来提供排气泄压阀16的虚拟位置WGF，其依次用于确定闭环贡献率WGCL1。在计算框43中使用的控制规则CL与在框37中使用的控制规则CL的不同之处仅在于使用代替目标压缩比RPobj的实际增压压力P或者更确切地而言的实际增压比RP。
显然的是，在所述的计算框37中确定开环贡献率WGOL的方法可有利地不仅应用于对控制排气泄压阀16的控制电磁阀35进行控制或用于确定控制排气泄压阀16的电磁阀35的目标位置WGobj，而且在机械调节排气泄压阀16(例如通过机电致动器)的情况下用于确定排气泄压阀16本身的目标位置WGobj。
用于在计算框37中确定开环贡献率WGOL的上述方法具有几项优势。具体地，其允许以有效的方式计算矫正为“扫气”模式的函数即作为实际从进气歧管4直接流入到内燃发动机1的排气管道10内的空气量的函数的开环贡献率WGOL，同时，其可在内燃发动机1的电子控制单元21内以简单且成本有效的方式实施，因为它利用由总是存在于现代内燃发动机1中的传感器所提供的测量值而无需大的计算能力也无需大的内存。此外，计算矫正为“扫气”模式的函数的开环贡献率WGOL的上述方法使得排气泄压阀16的控制在所有操作状态下、具体地在其中具有显著的从进气歧管直接流动到内燃发动机1的空气流动的操作状态下都是健壮的、迅速的且没有振荡。

Claims (14)

1.用于控制通过设有涡轮(13)和压缩机(14)的涡轮增压器(12)来涡轮增压的内燃发动机(1)中的排气泄压阀(16)的方法；所述内燃发动机(1)包括进气歧管(4)和排气歧管(5)，并且适于允许空气从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)；所述方法包括以下步骤：
确定目标增压压力(Pobj)；
测量实际增压压力(P)；
在设计阶段确定控制规则(CL)，该控制规则提供控制所述排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标开度，该目标开度作为压缩机(14)的质量流率(MR)优选为降低的质量流率的函数，以及选择性地作为由目标增压压力(Pobj)和压缩机(14)上游侧的压力之间的比率得到的目标压缩比(RPobj)的函数，或作为由实际增压压力(P)和压缩机(14)上游侧的压力之间的比率得到的压缩比(RP)的函数；
通过控制规则(CL)确定控制排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的第一开环贡献率(WGOL)，该第一开环贡献率是目标压缩比(RPobj)的函数；
通过控制规则(CL)确定控制排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的第二闭环贡献率(WGCL1)，该第二闭环贡献率为压缩比(RP)的函数；
通过将第一开环贡献率(WGOL)和第二闭环贡献率(WGCL1)加到一起来计算控制排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)；以及
对控制排气泄压阀(16)的致动器(35)进行控制以便实现控制排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)；
所述控制方法的特征在于，在设计阶段确定控制规则(CL)的步骤包括以下子步骤，其中该控制规则(CL)提供控制所述排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标开度：
在没有空气直接从进气歧管(4)流动到排气歧管(5)的情况下确定控制排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的贡献率(WGNOSCAV)；
确定控制所述排气泄压阀(16)的致动器(15)的目标位置(WGobj)的贡献率(WGSCAVeff)，其指示从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量；以及
通过在没有直接从进气歧管(4)流动到排气歧管(5)的空气的情况下的贡献率(WGNOSCAV)和指示空气直接从进气歧管(4)流动到排气歧管(5)的空气量的贡献率(WGSCAVeff)的代数和，来确定控制排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的第一开环贡献率(WGOL)和/或控制排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的第二闭环贡献率(WGCL1)。
2.根据权利要求1所述的控制方法，其特征在于，在具有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的最大可能空气流量情况下的贡献率(WGMAXSCAV)与在没有从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气情况下的贡献率(WGNOSCAV)能够作为压缩机(14)的质量流率(MR)、优选降低的质量流率的函数以及选择性地作为由目标增压压力(Pobj)和压缩机(14)上游侧的压力之间的比率得到的目标压缩比(RPobj)的函数或作为由实际增压压力(P)和压缩机(14)上游侧的压力之间的比率得到的压缩比(RP)的函数来变化。
3.根据权利要求1所述的控制方法，其特征在于，包括进一步的步骤：
确定在具有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的最大可能空气流量情况下的控制所述排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的贡献率(WGMAXSCAV)；以及
作为在具有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的最大可能空气流量情况下的控制所述排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的贡献率(WGMAXSCAV)的函数来确定指示从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量的贡献率(WGSCAVeff)。
4.根据权利要求3所述的控制方法，其特征在于，包括进一步的步骤：作为在没有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的空气情况下的贡献率(WGNOSCAV)的函数来确定指示从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量的贡献率(WGSCAVeff)。
5.根据权利要求4所述的控制方法，其特征在于，包括进一步的步骤：
作为在具有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的最大可能空气流量情况下的贡献率(WGMAXSCAV)以及在没有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的空气情况下的贡献率(WGNOSCAV)之间差异的函数来确定指示从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量的贡献率(WGSCAVeff)。
6.根据权利要求1所述的控制方法，其特征在于，包括进一步的步骤：
确定指标(f(ηSCAV_rel，Nt))，其是从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量的函数；以及
作为指标(f(ηSCAV_rel，Nt))的函数来确定指示从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量的贡献率(WGSCAVeff)，指标(f(ηSCAV_rel，Nt))是从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量的函数。
7.根据权利要求5或6所述的控制方法，其特征在于，包括进一步的步骤：
作为指标(f(ηSCAV_rel，Nt))与在具有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的最大可能空气流量情况下的贡献率(WGMAXSCAV)和在没有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的空气情况下的贡献率(WGNOSCAV)之间差异的乘积的函数，来确定指示从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量的贡献率(WGSCAVeff)，其中指标(f(ηSCAV_rel，Nt))是从进气歧管(4)直接流动到排气歧管(5)的空气量的函数。
8.根据权利要求6所述的控制方法，其特征在于，包括进一步的步骤：
作为涡轮增压器(12)的旋转速度(Nt)的函数来确定所述指标(f(ηSCAV_rel，Nt))。
9.根据权利要求8所述的控制方法，其特征在于，包括进一步的步骤：
作为压缩机(14)的质量流率(MR)、优选降低的质量流率的函数，以及选择性地作为由目标增压压力(Pobj)和压缩机(14)上游侧的压力之间的比率得到的目标压缩比(RPobj)的函数，或作为由实际增压压力(P)和压缩机(14)上游侧的压力之间的比率得到的压缩比(RP)的函数，来计算涡轮增压器(12)的旋转速度(Nt)。
10.根据权利要求6所述的控制方法，其特征在于，包括进一步的步骤：
作为实际效率(ηSCAV)和在具有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的最大可能空气流量情况下的效率(ηSCAV_MAX)之间的比率(ηSCAV_rel)的函数来确定所述指标(f(ηSCAV_rel，Nt))。
11.根据权利要求10所述的控制方法，其特征在于，在具有从进气歧管(4)直接流入到排气歧管(5)的最大可能空气流量情况下的效率(ηSCAV_MAX)能够作为压缩机(14)的质量流率(MR)、优选降低的质量流率的函数以及选择性地作为由目标增压压力(Pobj)和压缩机(14)上游侧的压力之间的比率得到的目标压缩比(RPobj)的函数或作为由实际增压压力(P)和压缩机(14)上游侧的压力之间的比率得到的压缩比(RP)的函数来变化。
12.根据权利要求10所述的控制方法，其特征在于，通过流动通过内燃发动机(1)的总空气的质量流率(m)、优选降低的质量流率和捕获在汽缸(3)内的参与燃烧的空气的质量流率(mCOM)之间的比率来计算所述实际效率(ηSCAV)。
13.根据权利要求1所述的控制方法，其特征在于，通过控制规则(CL)确定控制排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的第二闭环贡献率(WGCL1)的步骤包括以下子步骤，其中第二闭环贡献率(WGCL1)作为压缩比(RP)的函数：
通过所述控制规则(CL)并作为压缩比(RP)的函数来确定控制所述排气泄压阀(16)的致动器(35)的虚拟位置(WGF)；
通过执行控制所述排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的第一开环贡献率(WGOL)和控制所述排气泄压阀(16)的致动器(35)的虚拟位置(WGF)之间的差异来计算位置误差(εWG)；以及
作为位置误差(εWG)的函数来确定第二闭环贡献率(WGCL1)，位置误差(εWG)通过执行控制所述排气泄压阀(16)的致动器(35)的目标位置(WGobj)的第一开环贡献率(WGOL)和控制所述排气泄压阀(16)的致动器(35)的虚拟位置(WGF)之间的差异来计算出。
14.根据权利要求13所述的控制方法，其特征在于，包括进一步的步骤：
通过试图消除位置误差(εWG)本身的第一调节器(44)来处理所述位置误差(εWG)。
CN201410645285.4A 2013-11-12 2014-11-12 用于控制涡轮增压内燃发动机中的排气泄压阀的方法 Expired - Fee Related CN104632359B (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
IT000618A ITBO20130618A1 (it) 2013-11-12 2013-11-12 Metodo di controllo di una valvola wastegate in un motore a combustione interna turbocompresso
ITBO2013A000618 2013-11-12

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN104632359A true CN104632359A (zh) 2015-05-20
CN104632359B CN104632359B (zh) 2018-12-28

Family

ID=49683830

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201410645285.4A Expired - Fee Related CN104632359B (zh) 2013-11-12 2014-11-12 用于控制涡轮增压内燃发动机中的排气泄压阀的方法

Country Status (4)

Country Link
US (1) US9926863B2 (zh)
EP (1) EP2871343B1 (zh)
CN (1) CN104632359B (zh)
IT (1) ITBO20130618A1 (zh)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN109209618A (zh) * 2017-07-07 2019-01-15 通用汽车环球科技运作有限责任公司 具有改进的后处理激活的车辆涡轮增压器系统和方法
CN111212968A (zh) * 2017-11-07 2020-05-29 Fca美国有限责任公司 用于具有扫气的涡轮增压发动机的升压控制技术
CN113027922A (zh) * 2021-03-12 2021-06-25 山东赛马力发电设备有限公司 一种高速气悬浮轴承
CN115263572A (zh) * 2022-06-15 2022-11-01 东风汽车集团股份有限公司 车辆、发动机降噪控制方法和相关设备

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9587556B2 (en) * 2014-07-09 2017-03-07 Ford Global Technologies, Llc Wastegate control
JP6381601B2 (ja) * 2016-10-12 2018-08-29 三菱電機株式会社 内燃機関の制御装置および制御方法

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0467423A1 (en) * 1988-01-29 1992-01-22 Mazda Motor Corporation Air supply control systems for internal combustion engines
CN101171411A (zh) * 2005-05-17 2008-04-30 丰田自动车株式会社 内燃机用控制系统
CN102042078A (zh) * 2009-10-15 2011-05-04 马涅蒂-马瑞利公司 控制涡轮增压内燃机中的排气泄压阀的方法
EP2208877A4 (en) * 2007-11-13 2012-11-21 Toyota Motor Co Ltd CONTROL FOR A COMBUSTION ENGINE
CN103080493A (zh) * 2010-07-07 2013-05-01 丰田自动车株式会社 内燃机

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102006019255A1 (de) * 2006-04-26 2007-10-31 Dr.Ing.H.C. F. Porsche Ag Verfahren und Steuergerät zum Einstellen eines variablen Turbolader-Turbinenströmungsquerschnitts
JP4277897B2 (ja) * 2006-12-21 2009-06-10 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
IT1395984B1 (it) * 2009-10-15 2012-11-09 Magneti Marelli Spa Metodo di controllo con adattivita' di una valvola wastegate in un motore a combustione interna turbocompresso
ITBO20130480A1 (it) * 2013-09-10 2015-03-11 Magneti Marelli Spa Metodo di correzione della portata massica ridotta di un compressore in un motore a combustione interna turbocompresso mediante un turbocompressore

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0467423A1 (en) * 1988-01-29 1992-01-22 Mazda Motor Corporation Air supply control systems for internal combustion engines
CN101171411A (zh) * 2005-05-17 2008-04-30 丰田自动车株式会社 内燃机用控制系统
EP2208877A4 (en) * 2007-11-13 2012-11-21 Toyota Motor Co Ltd CONTROL FOR A COMBUSTION ENGINE
CN102042078A (zh) * 2009-10-15 2011-05-04 马涅蒂-马瑞利公司 控制涡轮增压内燃机中的排气泄压阀的方法
CN103080493A (zh) * 2010-07-07 2013-05-01 丰田自动车株式会社 内燃机

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN109209618A (zh) * 2017-07-07 2019-01-15 通用汽车环球科技运作有限责任公司 具有改进的后处理激活的车辆涡轮增压器系统和方法
CN111212968A (zh) * 2017-11-07 2020-05-29 Fca美国有限责任公司 用于具有扫气的涡轮增压发动机的升压控制技术
CN111212968B (zh) * 2017-11-07 2022-11-11 Fca美国有限责任公司 用于具有扫气的涡轮增压发动机的升压控制技术
CN113027922A (zh) * 2021-03-12 2021-06-25 山东赛马力发电设备有限公司 一种高速气悬浮轴承
CN115263572A (zh) * 2022-06-15 2022-11-01 东风汽车集团股份有限公司 车辆、发动机降噪控制方法和相关设备
CN115263572B (zh) * 2022-06-15 2023-08-18 东风汽车集团股份有限公司 车辆、发动机降噪控制方法和相关设备

Also Published As

Publication number Publication date
US9926863B2 (en) 2018-03-27
ITBO20130618A1 (it) 2015-05-13
CN104632359B (zh) 2018-12-28
EP2871343A1 (en) 2015-05-13
EP2871343B1 (en) 2016-07-06
US20150128586A1 (en) 2015-05-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN102042077B (zh) 区域控制涡轮增压内燃机中的排气泄压阀的方法
US10830164B2 (en) Fresh air flow and exhaust gas recirculation control system and method
US9322323B2 (en) Method for correcting the reduced mass flow rate of a compressor in an internal combustion engine turbocharged with a turbocharger
EP3135885B1 (en) Feed forward exhaust throttle and wastegate control for an engine
US10634073B2 (en) Variable geometry turbocharger feed forward control system and method
CN100470035C (zh) 用于控制涡轮增压器压缩机喘振的系统
CN102042078B (zh) 控制涡轮增压内燃机中的排气泄压阀的方法
JP4306703B2 (ja) 過給機付き内燃機関の制御装置
CN104632359A (zh) 用于控制涡轮增压内燃发动机中的排气泄压阀的方法
US8515647B2 (en) Method for controlling with adaptivity a wastegate in a turbocharged internal combustion engine
JP2007127121A (ja) 特に自動車の内燃機関エンジン用の、可変ターボチャージャーの形状を制御するための方法及び装置
CN103518047A (zh) 增压发动机的控制装置
CN101657624A (zh) 借助虚拟的氮氧化物传感器、且通过氮氧化物传感器完成自适应调整的废气反馈率控制系统
JP5556891B2 (ja) 内燃機関の制御装置
JP6453121B2 (ja) 可変容量型ターボチャージャーの制御装置
JP6513440B2 (ja) 可変容量型ターボチャージャーの制御装置
JP2020526700A (ja) 過給式内燃エンジンを制御するための方法
CN108691677A (zh) 用于确定在内燃机中的气体系统量的方法和设备

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20181228

Termination date: 20211112