匹配EGR和二級增壓系統的柴油機性能仿真

劉 凱，施 新

（北京理工大學 機械與車輛學院，北京100081）

為滿足未來日益嚴格的排放法規的要求，國外對于達到歐Ⅳ以上標準柴油機主要采用兩種技術路線降低NOx和PM 排放［1－2］：（1）通過優化燃燒來降低 PM 排放，再使用選擇性催化還原技術（SCR）來降低NOx排放；（2）通過廢氣再循環（EGR）降低NOx排放，再用顆粒捕集器（DPF）捕集顆粒物。

采用EGR技術后NOx排放降低，但增加廢氣再循環率必將降低氣缸內氧氣的濃度，從而使柴油機功率下降，油耗增加，為了保證氣缸內足夠的氧氣濃度，必須采用更高的增壓壓力，普通的單級增壓難以達到相應的壓力要求。本文應用GT－POWER軟件，對匹配EGR和二級增壓系統的柴油機進行仿真計算，研究不同EGR率和壓比分配對柴油機動力性、經濟性和排放特性的影響。

1 原機模型的建立與驗證

本文計算研究的對象是長春第一汽車廠CA6DL2柴油機，主要用于重型貨車和大型客車，其主要技術參數如表1所示。仿真計算采用的是GT－Power軟件，原機計算模型由氣缸、進氣管、排氣管、中冷器和帶有放氣閥的廢氣渦輪增壓器5個系統組成，由于軟件中沒有膜片式放氣閥的模型，所以高壓級放氣閥采用一個PID控制模型代替。選取外特性上800～2 100r／min的9個轉速進行發動機性能仿真，計算結果如圖1所示。由圖1可以看出，模擬計算結果與試驗結果吻合很好，相對誤差最大不超過3%，該模型用來對柴油機進行性能預測和分析是可行的。

表1 發動機主要技術參數

圖1 原機功率和燃油消耗率仿真與試驗結果比較

2 二級增壓系統方案設計

2.1 二級增壓系統方案

圖2為二級增壓系統方案圖，高低壓級增壓器采用串聯方式布置，渦輪端調節閥門采用高壓級放氣閥門的方案，調節閥門及執行器都集成于高壓級渦輪端。廢氣旁通閥主要用于調節通過兩級渦輪的廢氣流量，調整高低壓級壓比，在高速大負荷工況降低高壓級渦輪功和進氣壓比，以限制由于進氣壓力過高，使柴油機動力性和經濟性能下降。由于空氣經低壓級和高壓級壓氣機壓縮后溫度升高，從而使發動機的進氣密度降低，所以方案中采用二級中冷技術，以降低增壓后的空氣溫度，提高進氣量。采用EGR技術可降低氣缸內燃燒溫度和氣缸內氧氣濃度，能有效降低NOx排放。

圖2 二級增壓系統設計方案示意圖

2.2 二級增壓系統參數匹配計算

選定外特性1 400r／min作為增壓系統匹配設計點，根據原機試驗數據和目標EGR率，進行增壓系統參數計算。計算過程如下：

（1）根據式（1）計算進氣密度

式中MC為進氣流量；n為標定點轉速；ηV為容積效率；φH為掃氣效率；VH為氣缸工作總容積；EGR%為EGR率。

（2）根據進氣溫度和中冷器壓降計算增壓壓力，確定總壓比。由理想氣體方程得高壓級中冷器出口壓力

式中TC為進氣溫度。

高壓級壓氣機的出口壓力為：

式中△P為中冷器壓降。

總壓比為：

（3）根據壓比分配確定高低壓級壓比。對于壓比分配，當兩級壓比均勻分配時，所耗壓縮功最少［3］，但是這種情況只有當兩級壓氣機進口溫度相同時才成立，這樣的條件實際中無法實現。本文采用兩種壓比分配方案：第1種方案采用的設計點壓比分配比例為4：6，即高壓級壓比占總壓比40%，低壓級壓比占總壓比60%；第2種方案采用的壓比分配比列為6：4，即高壓級壓比占總壓比60%，低壓級壓比占總壓比40%。

（4）根據所確定的高低壓級壓比分配，計算高壓級壓氣機進口參數，計算出折合流量。

（5）為了更好的選配和設計高、低壓級增壓器，另選取800～2 100r／min 7個外特性點采取和設計點1 400 r／min相同的計算方法進行增壓系統參數計算。根據計算結果，第1和第2方案都選用JP85G型增壓器為低壓級增壓器，其壓氣機特性圖如圖3（a）所示，圖中還表示出了外特性運行線。由圖可以看出，第1方案發動機運行線穿過了壓氣機的高效區，能夠滿足低壓級的匹配要求，第2方案由于低壓級設計點壓比較低，因此需要重新設計渦輪箱來滿足匹配要求。第1方案高壓級增壓器是在JP68B增壓器基礎上進行設計的，圖3（b）為新設計的壓氣機特性圖，由圖可以看出，由于設計點壓比較低，發動機運行線落在低效區，因此也需要重新設計渦輪箱來滿足匹配要求。第2方案高壓級增壓器選用JP68B型增壓器，如圖3（c）所示，發動機運行線穿過了壓氣機的高效區，能夠滿足匹配要求。對于渦輪箱的設計，在渦輪葉輪尺寸一定時，渦輪箱O－O截面A／R值的大小決定了渦輪流量特性，通過不同O－O截面的渦輪箱與同一葉輪相配，得到不同渦輪流量特性，以實現與發動機不同匹配要求［4］。

3 匹配二級增壓柴油機不同壓比分配性能仿真

3.1 放氣閥和EGR閥門關閉

在原機模型基礎上增加二級增壓系統模塊、EGR模塊和中冷器模塊構成新的計算模型，通過輸入高壓級和低壓級壓氣機和渦輪性能曲線，進行匹配二級增壓系統柴油機的外特性循環模擬計算。將原機的PID高壓級控制閥換為可以精確控制的可控閥門，通過改變閥門的開度來調節廢氣流量和EGR流量的大小。流量系數采用近似蝶閥的流量系數，開度為0時，表示閥門全關，流量系數為零；開度為90°時，表示閥門全開，流量系數為1。選取外特性上800～2 100r／min的8個轉速進行發動機性能仿真，首先將高壓級放氣閥門和EGR閥門都關閉，計算時保持各工況點循環噴油量和原機相同。圖4為第1方案和第2方案的進氣壓力和排氣壓力隨不同轉速的變化曲線，由圖可以看出，兩種方案在800～1 200r／min時，進氣壓力和排氣壓力差值很小，在不附加任何外部設備的條件下不能實現EGR；在1 400～2 100r／min時隨著進氣壓力和排氣壓力的差值越來越大，可實現的EGR率也越大。對于進氣壓力在1 200～1 600r／min時第1方案高于第2方案，所以通過調節高壓級放氣閥在調節到相同的進氣壓力情況下，第1方案高壓級放氣閥門開度要大于第2方案。

由圖4可知，由于在1 200～1 600r／min時第1方案進氣壓力高于第2方案，所以在調節到相同的進氣壓力情況下，第1方案高壓級放氣閥開度要大于第2方案。排氣壓力隨著高壓級放氣閥開度增大而降低，開度越大，進排氣壓差就越小。較小的進排氣壓差導致第1方案在1 200～2 000r／min時不能實現預定的目標EGR率，而第2方案在1 600～2 100r／min時可實現預定的目標EGR率。

圖3 發動機運行點在高低壓級壓氣機特性圖上的位置

圖4 進氣壓力和排氣壓力隨轉速的變化曲線

3.2 優化EGR閥門開度和高壓放氣閥開度

為了比較采用兩種不同壓比分配方案的二級增壓系統對柴油機性能的影響，仿真計算時，分別調節第1方案和第2方案高壓放氣閥和EGR閥開度，使第1方案和第2方案在各工況點的進氣壓力大致相同，且EGR率調節為初始目標值21%左右。計算時采用和原機相同的循環噴油量。計算結果如圖5所示。EGR率仿真結果如表2所示。

表2 第1方案和第2方案各工況點EGR率

如圖5所示，經過調節后，第1方案和第2方案的進氣壓力大致相同且較原機單級增壓大幅提高，進氣壓力的提高使進氣密度增大，保證了氣缸內足夠的氧氣濃度。由于采用和原機相同的循環噴油量，第1方案和第2方案的功率基本和原機持平，而燃油消耗率較原機略有下降。采用EGR后，氮氧化物排放較原機下降明顯，在1 400～2 100r／min時第2方案明顯優于第1方案，并隨著轉速的升高呈降低的趨勢。在設計點1 400 r／min時，第2方案氮氧化物排放較原機下降達69%，在額定功率點下降達91%。

圖5 第1方案、第2方案和原機功率、燃油消耗率、氮氧化物排放和進氣壓力對比

對于高壓閥調節，隨著放氣閥角度的增大，高壓級壓比開始下降，低壓級壓比繼續增大，兩級總壓比略有增大后基本維持不變。高、低壓氣機和發動機的匹配如圖6所示。從圖中可以看出，第1方案低壓級與發動機匹配良好，基本穿過壓氣機高效區并離喘振線有一定的喘振裕度，而高壓級經過放氣后壓比有所下降，效率降低。第2方案采用高低比為6∶4的分配方案，由于放氣閥開啟開度比較小，所以高壓級基本工作在高效區，而低壓級由于壓比較低，工作效率只有65%左右。

圖6 發動機和高低壓級壓氣機聯合運行時的特性曲線

4 結論

（1）采用EGR的二級增壓系統較原機單級增壓氮氧化物排放顯著降低。

（2）在相同的進氣壓力條件下，二級增壓系統采用低高比為4∶6的壓比分配方案較低：高低比為6∶4的壓比分配方案在發動機功率和燃油消耗率基本相當的情況下，能實現更大的EGR率，顯著提高了柴油機的排放特性。

［1］Shizuo Sasaki，Jayant Sarlashkar，Gary D.Neely.Investigation of Alternative Combustion，Airflow－Dominant Control and Aftertreatment System for Clean Diesel Vehicles［C］.SAE Paper 2007－01－1937.

［2］Leet J A，et al.Solutions for 2007and 2010heavy－duty diesel engines［C］.SAE Paper 2004－01－0124.

［3］何義團，馬朝臣，魏名山，等.二級增壓系統壓比分配試驗研究［J］.車輛與動力技術，2007（2）：1－3.

［4］施 新，張 銳.一種增壓器渦輪箱 截面計算方法［J］.車用發動機，2009（2）：21－23.