CN102042080B - 涡轮增压器控制系统和改善瞬态性能的方法 - Google Patents

涡轮增压器控制系统和改善瞬态性能的方法 Download PDF

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Abstract

本发明涉及涡轮增压器控制系统和改善瞬态性能的方法。具体地，提供了一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，该涡轮增压器控制系统包括：涡轮模式确定模块和转换控制模块。涡轮模式确定模块确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换。高压涡轮增压器在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起作用。在转换期间，转换控制模块确定高压涡轮增压器的涡轮效率并且根据预定的最大涡轮效率方程式来控制高压涡轮增压器。

Description

涡轮增压器控制系统和改善瞬态性能的方法
技术领域
本发明涉及内燃发动机，更具体地涉及涡轮增压器控制系统。
背景技术
本文中提供的背景技术描述是为了总体上介绍本发明背景的目的。当前提及的发明人的工作-以在此背景技术部分中所描述的为限-以及在提交时否则可能不构成现有技术的该描述的各方面，既不明示地也不默示地被承认为针对本发明的现有技术。
内燃发动机可以使用涡轮增压器来增加空气密度从而增加进入发动机的空气量。增加的空气量使得能够将更多的燃料喷射到发动机中，由此提高发动机功率。涡轮增压器通常包括：涡轮、空气压缩器、和将涡轮连接到空气压缩器上的共用轴。从排气歧管中流出的废气驱动涡轮。涡轮则驱动空气压缩器从而压缩进入进气歧管中的空气。
发明内容
一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，包括：涡轮模式确定模块和转换控制模块。涡轮模式确定模块确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换。高压涡轮增压器在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起作用。转换控制模块确定高压涡轮增压器的期望涡轮效率，并且在转换期间根据期望涡轮效率来控制高压涡轮增压器。
在一个特征中，在转换期间转换控制模块根据期望涡轮效率来控制高压涡轮增压器的涡轮和旁通阀。
在其他特征中，高压涡轮增压器是可变几何涡轮增压器(VGT)。期望涡轮效率是基于给定的可变几何涡轮增压器位置和跨高压涡轮增压器的给定压力比的最大涡轮效率。可变几何涡轮增压器位置和压力比满足预定的最大涡轮效率方程式。
一种操作高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的方法，包括：确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中高压涡轮增压器在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起作用；根据对转换的确定来确定高压涡轮增压器的期望涡轮效率；以及在转换期间根据期望涡轮效率来控制高压涡轮增压器的涡轮和旁通阀。
本发明还涉及以下技术方案：
方案1.一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，包括：
涡轮模式确定模块，其确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中所述高压涡轮增压器在所述双涡轮模式下起作用而在所述单涡轮模式下则不起作用；以及
转换控制模块，其在所述转换期间确定所述高压涡轮增压器的期望涡轮效率，并且在所述转换期间根据所述期望涡轮效率来控制所述高压涡轮增压器。
方案2.如方案1所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述高压涡轮增压器是可变几何涡轮增压器。
方案3.如方案2所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述期望涡轮效率是基于可变几何涡轮增压器位置和压力比的最大涡轮效率。
方案4.如方案3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述最大涡轮效率随着所述可变几何涡轮增压器位置和所述压力比而变化。
方案5.如方案3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述压力比是根据通过所述涡轮的废气流率和所述可变几何涡轮增压器位置来确定的。
方案6.如方案3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括：旁通阀控制模块，其当所述压力比超过阈值压力比时打开旁通阀。
方案7.如方案6所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括：压力比确定模块，其在所述旁通阀打开后确定第二压力比。
方案8.如方案7所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括：可变几何涡轮增压器位置确定模块，其根据所述第二压力比和涡轮效率来确定第二可变几何涡轮增压器位置。
方案9.如方案8所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括：可变几何涡轮增压器控制模块，其根据所述第二可变几何涡轮增压器位置来控制所述可变几何涡轮增压器。
方案10.如方案9所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述第二可变几何涡轮增压器位置和所述第二压力比满足最大涡轮效率方程式。
方案11.一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，包括：
涡轮模式确定模块，其确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中所述高压涡轮增压器在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起作用；以及
转换控制模块，其在所述转换期间确定所述高压涡轮增压器的涡轮的期望涡轮效率，并且在所述转换期间根据所述期望涡轮效率来控制所述涡轮和旁通阀。
方案12.一种操作高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的方法，包括：
确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中所述高压涡轮增压器在所述双涡轮模式下起作用而在所述单涡轮模式下则不起作用；
根据对所述转换的确定来确定跨所述高压涡轮增压器的期望涡轮效率；以及
在所述转换期间，根据所述期望涡轮效率来控制旁通阀和所述高压涡轮增压器的涡轮。
方案13.如方案12所述的方法，其特征在于，所述高压涡轮增压器是可变几何涡轮增压器。
方案14.如方案13所述的方法，其特征在于，还包括：在所述转换期间确定可变几何涡轮增压器位置和跨所述可变几何涡轮增压器的涡轮的压力比，其中所述期望涡轮效率是基于所述可变几何涡轮增压器位置和所述压力比的最大涡轮效率。
方案15.如方案14所述的方法，其特征在于，还包括：根据经过所述涡轮的废气流率和所述可变几何涡轮增压器位置来确定所述压力比。
方案16.如方案15所述的方法，其特征在于，还包括：当所述压力比超过阈值压力比时打开所述旁通阀。
方案17.如方案16所述的方法，其特征在于，还包括：在打开所述旁通阀后确定第二压力比。
方案18.如方案17所述的方法，其特征在于，还包括：根据所述第二压力比和涡轮效率来确定所述第二可变几何涡轮增压器位置。
方案19.如方案18所述的方法，其特征在于，所述第二可变几何涡轮增压器位置和所述第二压力比满足最大涡轮效率方程式。
从本文所提供的描述中，本发明的进一步的应用范围将变得显而易见。应当理解的是，描述和具体实例仅仅是用于说明的目的，而不是意图限制本发明的范围。
附图说明
本文所描述的附图仅仅是用于说明的目的，而不是意图以任何方式限制本发明的范围。
图1是根据本发明教示的发动机系统的框图；
图2是根据本发明教示的涡轮增压器控制模块的框图；
图3是高压涡轮增压器的示例性涡轮效率图；
图4是示例性的最大涡轮效率方程式的图；以及
图5是根据本发明教示的控制涡轮增压器系统的方法的流程图。
具体实施方式
以下描述在性质上仅仅是示例性的，而不是意图限制本发明、其应用或者用途。应当理解的是，在全部的附图中相应的附图标记表示相同或者相应的部件和特征。
如本文中所使用的那样，术语“模块”指的是专用集成电路(ASIC)、电子电路、执行一个或多个软件程序或固件程序的处理器(共享的、专用的、或成组的)和存储器、组合逻辑电路、和/或提供所述功能的其他合适部件。
在从双涡轮模式向单涡轮模式转换期间，本发明的涡轮增压器控制系统通过保持最大涡轮效率来改善二级涡轮增压器系统的瞬态性能。最大涡轮效率是通过控制旁通阀和经过高压涡轮增压器的涡轮的体积流率来保持的。
参见图1，发动机系统10包括：发动机12、进气歧管14、和排气歧管16。发动机12可以是柴油发动机并且包括多个汽缸18。虽然图示有八个汽缸18，但发动机12可以包括任意数量的汽缸18，其数量包括但不限于2、4、5、6、10和12。任选地，可以将节气门20设置在进气歧管14的上游。空气可以经节气门20被吸入进气歧管14，进气歧管14将空气分配至汽缸18中。当未设置节气门20时，空气可以直接被吸入进气歧管14中。共轨燃料喷射系统(未图示)可以将燃料喷射至汽缸18中，从而在汽缸18中产生空气/燃料混合物。汽缸18的热量可以点燃空气/燃料混合物从而导致空气/燃料混合物的燃烧。空气/燃料混合物的燃烧产生燃烧力以驱动活塞(未图示)，而活塞则驱动曲轴(未图示)旋转。废气从汽缸18中排出，经排气歧管16进入排气系统(未图示)。
二级涡轮增压器系统22可以与节气门20和排气歧管16连通，以提供对用于再循环的废气的最佳控制并且增加(即，增压)质量空气压力(MAP)。当未设置节气门20时，二级涡轮增压器系统22可以与进气歧管14和排气歧管16连通。二级涡轮增压器系统22包括：以串联方式相连的高压涡轮增压器24和低压涡轮增压器26。相对于废气流的方向，将高压涡轮增压器24设置在低压涡轮增压器26的上游。高压涡轮增压器24包括经由共用轴30相连的高压涡轮27和高压压缩器28。低压涡轮增压器26包括经由共用轴36相连的低压涡轮32和低压压缩器34。旁通阀38被设置在高压涡轮增压器24的高压涡轮27一侧。设置另一个旁通阀39从而旁路绕过高压涡轮增压器24的高压压缩器28。
二级涡轮增压器系统22可以在双涡轮模式和单涡轮模式下运行。在双涡轮模式下，废气流经高压涡轮增压器24和低压涡轮增压器26。进气经受较高程度的压缩，从而导致质量空气压力(MAP)的较高程度的增压。在单涡轮模式下，旁通阀38是打开的，并且废气绕过高压涡轮增压器24。高压涡轮增压器24变得不起作用。
更具体地，当发动机12处于稳态状态并在相对较高的发动机转速和扭矩下运行时，或者当发动机12在“急剧加速(hard acceleration)”时，可以使高压涡轮增压器24的轴转速增加至接近设计极限。“急剧加速”指的是在加速期间将大量的负荷施加在发动机12上的情形。为了降低高压涡轮增压器24的轴转速，减小跨高压涡轮增压器24的排气压力。通过打开旁通阀38以允许废气绕过高压涡轮增压器24并流经旁通阀38，来降低排气压力。当废气流绕过高压涡轮增压器24时，高压涡轮增压器24变得不起作用。这样，涡轮增压器系统22就转换为“单涡轮模式。”
高压涡轮增压器24例如可以是可变几何涡轮增压器(VGT)24并且可以包括在涡轮27中的可变入口导向叶片(未图示)。当改变入口导向叶片的位置(即，可变几何涡轮增压器的位置)时，可变几何涡轮增压器24的几何构造发生改变，因此经过可变几何涡轮增压器24的涡轮27的体积流率也发生改变。在下文中，将可变几何涡轮增压器24用作高压涡轮增压器。但是，要理解并且认识到的是，如果可以调整经过高压涡轮增压器的体积流率，则也可以使用除可变几何涡轮增压器以外的任意类型的涡轮增压器。
低压涡轮增压器26例如可以是带有内部废气门(未图示)的涡轮增压器。该废气门设置在低压涡轮32一侧。当废气门打开时，过剩的废气流入排气系统(未图示)以减小增压压力(即，歧管空气压力)。通常，增压压力与发动机转速成比例。当在给定的发动机转速下增压压力超过阈值压力时，可以将废气门打开以减小增压压力，从而保护发动机12和涡轮增压器以免受到损坏。
控制模块60与多个传感器进行通信，并根据来自该多个传感器的信号控制发动机工作。所述多个传感器包括但不限于：歧管空气压力(MAP)传感器42、质量空气流量(MAF)传感器44、发动机转速传感器46、和可变几何涡轮增压器位置传感器54。歧管空气压力传感器42测定歧管空气压力。质量空气流量传感器44测定进入进气歧管14中的质量空气流量。发动机转速传感器46测定发动机转速(RPM)。可变几何涡轮增压器位置传感器54设置在高压涡轮27处，并且测定高压涡轮27的可变几何涡轮增压器位置。
控制模块60可以包括控制二级涡轮增压器系统22的运行的涡轮增压器控制模块61。当涡轮增压器系统22从双涡轮模式转换为单涡轮模式时，涡轮增压器控制模块61将涡轮效率保持在预定的涡轮效率。预定的涡轮效率是在可变几何涡轮增压器位置和压力比下的最大涡轮效率。因此，改善了涡轮增压器系统22的瞬态性能。
现在参见图2，涡轮增压器控制模块61包括：涡轮模式确定模块62、可变几何涡轮增压器控制模块64、可变几何涡轮增压器位置确定模块66、压力比确定模块68、转换控制模块70、和旁通阀控制模块72。
涡轮模式确定模块62根据发动机扭矩和发动机转速来确定期望涡轮模式。例如，当发动机转速等于或大于阈值转速时，涡轮模式确定模块62可以确定单涡轮模式。高压涡轮增压器24在双涡轮模式下起作用而在单涡轮模式下则不起作用。当期望涡轮模式与当前的涡轮模式不同时，涡轮模式确定模块62确定转换。当希望从双涡轮模式转换到单涡轮模式时，会打开旁通阀38。废气绕过高压涡轮增压器24并且仅驱动低压涡轮32。高压涡轮增压器24变得不起作用。因此，当旁通阀38打开时，发动机扭矩和歧管空气压力开始下降。在转换期间，转换控制模块70控制涡轮增压器系统22以改善瞬态性能。
可变几何涡轮增压器位置确定模块66确定涡轮增压器系统22的可变几何涡轮增压器位置。可变几何涡轮增压器位置确定了废气经过可变几何涡轮增压器24的涡轮27的体积流率。可变几何涡轮增压器位置确定模块66可以根据来自可变几何涡轮增压器传感器54的信号来确定当前的可变几何涡轮增压器位置(即，第一可变几何涡轮增压器位置)。可替代地，可变几何涡轮增压器位置确定模块66可以根据由可变几何涡轮增压器控制模块64发送至可变几何涡轮增压器24的指令信号(如用虚线所表示)来确定当前的可变几何涡轮增压器位置。
压力比确定模块68确定跨高压涡轮增压器24的涡轮27的压力比。该压力比的定义是涡轮入口压力与涡轮出口压力的比率。压力比确定模块68可以包括涡轮图(turbinemap)，该涡轮图包括了在压力比、经过涡轮的废气流率、和可变几何涡轮增压器(叶片)位置之间的相关性。该压力比是废气流率和可变几何涡轮增压器位置的函数。压力比确定模块68根据废气流率和可变几何涡轮增压器位置来确定该压力比。
转换控制模块70包括：压力比比较模块74、涡轮效率图76、和最大涡轮效率曲线78。在转换期间，转换控制模块70确定要被控制的最大涡轮效率。在转换期间，根据给定的可变几何涡轮增压器位置和给定的压力比来确定最大涡轮效率。
参见图3，涡轮效率图76包括在压力比、可变几何涡轮增压器位置、和涡轮效率之间的关系。可变几何涡轮增压器位置可以描述为可变几何涡轮增压器24的闭合的百分率。例如，当可变几何涡轮增压器24完全闭合时，可变几何涡轮增压器位置可以被认定为100％。当可变几何涡轮增压器24完全打开时，可变几何涡轮增压器位置可以被认定为0％。可以根据涡轮效率图、可变几何涡轮增压器位置、和压力比来确定涡轮效率。最大涡轮效率是可变几何涡轮增压器位置与压力比的每种组合下的最大可得效率，如最大涡轮效率曲线所显示的那样。
参见图4，转换控制模块70对最大涡轮效率曲线执行坐标变换，从而在分别使用压力比(Pr)和可变几何涡轮增压器位置(VGTpos)作为X-轴和Y-轴的笛卡儿坐标上获得最大涡轮效率曲线。在整个转换过程中，压力比和可变几何涡轮增压器位置满足预定的关系，即最大涡轮效率方程式。换句话说，当压力比和可变几何涡轮增压器位置满足最大涡轮效率方程式时，在整个转换过程中高压涡轮增压器24在给定的可变几何涡轮增压器位置和给定的压力比下产生最大涡轮效率。在整个转换过程中，当高压涡轮增压器24在任意给定的可变几何涡轮增压器位置和压力比下产生最大可得涡轮效率时，涡轮增压器系统22提供从双涡轮模式向单涡轮模式的平滑转换。在整个转换过程中，最大涡轮效率可以取决于可变几何涡轮增压器位置和压力比而变化。
压力比与可变几何涡轮增压器位置之间的预定关系(即，最大涡轮效率方程式)会随着涡轮增压器系统的结构而变化。仅为了说明的目的，可以将用于一种具体涡轮增压器系统设计的最大涡轮效率方程式描述为如下：
VGTpos＝3.4771Pr3-28.239Pr2+96.72Pr-70.177
其中，VGTpos是可变几何涡轮增压器位置，Pr是压力比。
可以通过求取最大涡轮效率方程式的二阶导数并且将其设为零来确定过零点。作为非限制性的实例，当压力比大约为2.707并且可变几何涡轮增压器位置大约为54％时，会出现过零点。过零点指示了可变几何涡轮增压器叶片改变方向时的阈值。当可变几何涡轮增压器位置和压力比满足最大涡轮效率方程式时，该可变几何涡轮增压器位置与压力比的组合实现最大涡轮效率。
返回参见图2，压力比比较模块74将当前的压力比与阈值压力比进行比较，并且确定当前的压力比是否超过阈值压力比。阈值压力比可以对应于可变几何涡轮增压器24的机械极限。如果压力比超过阈值压力比，则旁通阀控制模块72打开旁通阀38。当压力比未超过阈值压力比时，压力比确定模块68持续地确定压力比。类似地，转换控制模块70持续地将压力比与阈值压力比进行比较，以确定压力比是否超过阈值压力比。
当打开旁通阀38时，涡轮增压器系统22开始从双涡轮模式转换为单涡轮模式。废气绕过高压涡轮增压器(即，可变几何涡轮增压器24)并且流到低压涡轮增压器26中，从而仅驱动低压涡轮。高压涡轮27处的出口压力开始减小，从而导致压力比的减小。
在打开旁通阀38后，压力比确定模块68持续地确定压力比(即，第二压力比)。转换控制模块70根据第二压力比和最大涡轮效率曲线来估计期望的可变几何涡轮增压器位置(即，第二可变几何涡轮增压器位置)。可变几何涡轮增压器控制模块64根据期望的可变几何涡轮增压器位置来移动可变几何涡轮增压器叶片位置。期望涡轮效率是在第二可变几何涡轮增压器位置和第二压力比下可得的最大涡轮效率。
当第一可变几何涡轮增压器位置小于第二可变几何涡轮增压器位置并且第二压力比小于阈值压力比时，使可变几何涡轮增压器位置增大。当使可变几何涡轮增压器位置增大时，使可变几何涡轮增压器24的叶片向闭合位置移动，从而允许较少的废气流经涡轮。当第一可变几何涡轮增压器位置大于第二可变几何涡轮增压器位置并且第二压力比大于阈值压力比时，使可变几何涡轮增压器位置减小。当使可变几何涡轮增压器位置减小时，使可变几何涡轮增压器24的叶片向打开位置移动，从而允许更多的废气流流经可变几何涡轮增压器24的涡轮27。
参见图5，操作涡轮增压器系统的方法80在步骤82中开始。在步骤84中，涡轮模式确定模块62确定是否希望从双涡轮模式转换为单涡轮模式。当希望进行转换时，在步骤86中可变几何涡轮增压器位置确定模块66确定第一(当前的)可变几何涡轮增压器位置并且压力比确定模块68确定第一(当前的)压力比。在步骤88中，转换控制模块70确定期望涡轮效率，该期望涡轮效率是在第一可变几何涡轮增压器位置和第一压力比下可得的最大涡轮效率。在步骤90中，当第一压力比超过阈值压力比时，在步骤92中打开旁通阀38。如果第一压力比未超过阈值压力比，则方法80返回至步骤86继续监测涡轮增压器系统22并且更新可变几何涡轮增压器位置和压力比。
在打开旁通阀38后，压力比减小。在步骤94中，压力比确定模块68确定第二压力比。在步骤96中，转换控制模块70根据最大涡轮效率曲线和第二压力比来估计第二可变几何涡轮增压器位置。
转换控制模块70将第一可变几何涡轮增压器位置与第二可变几何涡轮增压器位置进行比较并且将第二压力比与阈值压力比进行比较。在步骤98中，当第一可变几何涡轮增压器位置小于第二可变几何涡轮增压器位置并且第二压力比小于阈值压力比时，方法80进入到步骤102以增大可变几何涡轮增压器位置。否则，方法80进入到步骤100。在步骤102中当使可变几何涡轮增压器位置增大时，使可变几何涡轮增压器向闭合位置移动，从而减少流经可变几何涡轮增压器24的涡轮27的废气流。
在步骤100中当第一可变几何涡轮增压器位置大于第二可变几何涡轮增压器位置并且第二压力比大于阈值压力比时，在步骤104中使可变几何涡轮增压器位置减小。当使可变几何涡轮增压器位置减小时，使可变几何涡轮增压器叶片向打开位置移动，从而增加经过涡轮27的废气流。在步骤106中当转换未完成时，方法80返回至步骤86以更新可变几何涡轮增压器位置和压力比。在步骤106中当转换完成时，方法80在步骤108中结束。
本领域技术人员现在可以从上述描述中了解到，本发明的广泛教示可以通过多种形式来实施。因此，虽然已经结合具体实例对本发明进行了描述，但本发明的真实范围不应限制于此，因为其他修改在本领域技术人员研究附图、说明书和下列权利要求之后将会变得显而易见。

Claims (9)

1.一种用于高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的涡轮增压器控制系统，所述高压涡轮增压器包括可变几何涡轮增压器，所述涡轮增压器控制系统包括：
涡轮模式确定模块，其确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中所述高压涡轮增压器在所述双涡轮模式下起作用而在所述单涡轮模式下则不起作用；
转换控制模块，其在所述转换期间确定所述高压涡轮增压器的期望涡轮效率并且控制所述高压涡轮增压器以保持所述期望涡轮效率；以及
旁通阀控制模块；
旁通阀和经过所述高压涡轮增压器的涡轮的体积流率由所述涡轮增压器控制系统来控制，所述体积流率由所述高压涡轮增压器的涡轮的可变入口导向叶片的位置来确定；
其中所述期望涡轮效率是基于所述可变入口导向叶片的位置和压力比的预定涡轮效率；
其中所述压力比是涡轮入口压力与涡轮出口压力的比率；以及
其中所述旁通阀控制模块在所述压力比超过阈值压力比时打开所述旁通阀。
2.如权利要求1所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括：压力比确定模块，其在所述旁通阀打开后确定第二压力比。
3.如权利要求2所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括：可变几何涡轮增压器位置确定模块，其根据所述第二压力比和涡轮效率来确定第二可变几何涡轮增压器位置。
4.如权利要求3所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，还包括：可变几何涡轮增压器控制模块，其根据所述第二可变几何涡轮增压器位置来控制所述可变几何涡轮增压器。
5.如权利要求4所述的涡轮增压器控制系统，其特征在于，所述第二可变几何涡轮增压器位置和所述第二压力比满足最大涡轮效率方程式，其中当所述第二可变几何涡轮增压器位置和所述第二压力比满足最大涡轮效率方程式时，所述可变几何涡轮增压器在所述第二可变几何涡轮增压器位置与所述第二压力比下产生最大涡轮效率。
6.一种操作高压涡轮增压器和低压涡轮增压器的方法，所述高压涡轮增压器包括可变几何涡轮增压器，所述方法包括：
确定从双涡轮模式向单涡轮模式的转换，其中所述高压涡轮增压器在所述双涡轮模式下起作用而在所述单涡轮模式下则不起作用；
根据对所述转换的确定来确定所述高压涡轮增压器的期望涡轮效率；以及
在所述转换期间，控制所述高压涡轮增压器的涡轮以保持所述期望涡轮效率；
控制旁通阀和经过所述高压涡轮增压器的涡轮的体积流率，所述体积流率由所述高压涡轮增压器的涡轮的可变入口导向叶片的位置来确定；
其中所述期望涡轮效率是基于所述可变入口导向叶片的位置和压力比的预定涡轮效率；
其中所述压力比是涡轮入口压力与涡轮出口压力的比率；以及
在所述压力比超过阈值压力比时打开所述旁通阀。
7.如权利要求6所述的方法，其特征在于，还包括：在打开所述旁通阀后确定第二压力比。
8.如权利要求7所述的方法，其特征在于，还包括：根据所述第二压力比和涡轮效率来确定第二可变几何涡轮增压器位置。
9.如权利要求8所述的方法，其特征在于，所述第二可变几何涡轮增压器位置和所述第二压力比满足最大涡轮效率方程式，其中当所述第二可变几何涡轮增压器位置和所述第二压力比满足最大涡轮效率方程式时，所述可变几何涡轮增压器在所述第二可变几何涡轮增压器位置与所述第二压力比下产生最大涡轮效率。
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