基于GTPower增壓柴油機EGR系統(tǒng)設計及分析

1、基于 gt-power 增壓柴油機 egr 系統(tǒng)設計及分析楊洋，李麗，王麗娜，方娜，馬朝臣*5101520253035（北京理工大學機械與車輛學院，北京 100081）摘要：本文以某車用重型增壓柴油機為研究對象，利用 gt-power 搭建其仿真模型,并針對此柴油機設計了一套帶中冷的 egr 系統(tǒng)。通過仿真分析，以高 egr 率、低損耗為目標，對egr 系統(tǒng)的管徑及安裝位置進行了優(yōu)化，最后計算分析了此設計模型對于柴油機整機性能的影響。本研究對于 egr 系統(tǒng)的優(yōu)化設計以及柴油機排放性能的改善具有重要意義。關鍵詞：egr；柴油機；gt-power中圖分類號：tk422design and ana

2、lysis of egr system based on gt-poweryang yang, li li, wang lina, fang na, ma chaochen(school of mechanical engineering,beijing institute of technology, beijing 100081)abstract: this paper built a model of a vehicle heavy turbocharged diesel engine by gt-power,designed an egr system for the diesel e

3、ngine. to get the target of high egr rate and low loss, thediameter and installation location of egr system were optimized, and analyzed the model effecton the performance of the diesel engine. the study had great significance for optimizing egrsystem and improving diesel engine emission performance

4、.keywords: egr; diesel engine; gt-power0 引言隨著排放法規(guī)的日益嚴格，提高發(fā)動機排放性能勢在必行。對于柴油機，其污染物的控制主要集中在 nox 和顆粒排放物上，顆粒的排放主要靠先進的燃油噴射技術，而控制 nox排放的最有效措施是采用廢氣再循環(huán)技術(egr)1。egr 是將發(fā)動機排放的部分廢氣引入進氣管，與新鮮混合氣混合后再進入氣缸，利用廢氣中的大量 co2 降低最高燃燒壓力，從而減少 nox 的排放。廢氣再循環(huán)技術可有效降低發(fā)動機 nox 排放，已經(jīng)成為汽車發(fā)動機必不可少的排放控制措施之一2。目前，國內(nèi)外對于 egr 技術的研究，主要趨向于 egr 與柴

5、油機的優(yōu)化匹配3，egr 的精確控制及 egr 率提高策略的研究。本研究是針對某車用重型增壓柴油機，設計了一套 egr 系統(tǒng)，應用仿真模擬的方法設計選擇了與此發(fā)動機匹配良好且 egr 率高的廢氣再循環(huán)系統(tǒng)。1 增壓柴油機基本參數(shù)本研究利用大型商業(yè)軟件 gt-power 建立柴油機仿真模型，選用某車用重型增壓柴油機為研究對象，仿真模型中柴油機的主要參數(shù)如表 1 所示。40作者簡介：楊洋，（1988-），男，碩士，主要研究方向：渦輪增壓。通信聯(lián)系人：馬朝臣，男，博導，教授，主要研究方向為內(nèi)燃機增壓技術和葉輪機械、內(nèi)燃機環(huán)境污染與控制。e-mail: mcc1900-1-參數(shù)名稱型式增壓方式缸徑&#

6、215;沖程排量標定功率（轉(zhuǎn)速）壓縮比工作順序表 1 柴油機基本參數(shù)tab.1 basic parameters of diesel engine參數(shù)值四沖程直列六缸水冷柴油機一級廢氣渦輪增壓中冷132mm×145 mm11.9l263kw（1900r/min）17.5:11-5-3-6-2-445505560利用 gt-power 建立的增壓柴油機仿真模型如圖 1 所示。圖 1 增壓柴油機 gt 模型fig.1 gt model of turbocharged diesel engine2 egr 模型的建立egr 有中冷和非中冷兩種型式，非中冷的再循環(huán)廢氣溫度高，當與新鮮空氣混合

7、時，使進入氣缸的新鮮空氣溫度升高，粘性增加，從而損失增大。若采用中冷 egr，即將再循環(huán)的廢氣加以冷卻，可使進入氣缸內(nèi)的新鮮空氣的損失減少，避免了大負荷燃油經(jīng)濟性變差、排氣煙度增加等問題4。圖 2 是帶 egr 的單級增壓原理示意圖。空氣經(jīng)壓氣機壓縮，經(jīng)中冷器冷卻以增加空氣密度、減小體積流量；冷卻后的空氣通過進氣總管進入氣缸。從發(fā)動機排出的廢氣有一部分經(jīng)廢氣再循環(huán)系統(tǒng)從發(fā)動機排氣管引出，經(jīng) egr 中冷器連接到發(fā)動機入口。圖 2 帶 egr 的單級增壓原理示意圖fig.2 single stage booster principle diagram with egr利用 gt-power 軟件

8、建立帶 egr 的單級增壓柴油機仿真模型如圖 3 所示。對于自然吸氣的柴油機，進排氣之間有足夠的壓力差，egr 的控制比較容易實現(xiàn)。本研究涉及的是增壓柴油機，為了避免污染壓氣機葉輪，排氣引入口設置在壓氣機后；計算模型中壓氣機后-2-6570有中冷器，為了避免中冷器芯子受到排氣污染，將排氣引入口設置在中冷器后；為了實現(xiàn)egr 的最佳效果，要保證各缸的 egr 率一致，所以本研究將排氣引入口設置在進氣總管上；渦輪后壓力接近大氣壓力，遠小于壓氣機后壓力，如果將排氣引出口設置在渦輪后，基本不能實現(xiàn)廢氣再循環(huán)，因此本計算將排氣引出口設置在渦輪前的排氣主管上。圖 3 帶 egr 的增壓柴油機 gt 模型f

9、ig.3 gt model of turbocharged diesel engine with egr3 egr 結(jié)構(gòu)設計753.1egr 管徑選擇由于 egr 率受到管徑和安裝位置的影響，其中管徑的影響很大，本研究先根據(jù)經(jīng)驗公式計算了 egr 的大致尺寸，并對 egr 的各段管徑進行了模擬計算，最后確定出一個合理的管徑。以發(fā)動機標定工況作為設計工況，取該負荷下的數(shù)據(jù)作為設計依據(jù)來設計 egr 管徑5。在發(fā)動機標定工況下，進排氣管壓差為äp =24.15pa、排氣管壓力為 p排 =224.7pa、排氣溫度80為 t排 =900k。由流體力學伯努力方程可以推得qegr = aegr

10、2äp ñ排（1）qegr =g排ñ 排ô ega（2）ñ 排 = p排 rt排（3）85其中，qegr 為廢氣再循環(huán)的體積流量， aegr 為待求的 egr 引管的面積， ñ 排 為再循環(huán)廢氣密度，由以上公式得aegr =（4）帶入已知參數(shù)，計算結(jié)果為 r=30.22mm由于估算的管徑為 30.22mm，本計算分別對：20mm、25mm、30mm、35mm、40mm、9045mm 的管徑進行了仿真，下面是仿真結(jié)果對比（橫坐標為 egr 閥開度）：-3-（g排 ñ排）ô egr2äp ñ排a)c

11、)b)d)95100105圖 4 標定工況時不同 egr 管徑發(fā)動機性能曲線a)egr 率 b) nox 排放 c)發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 d)發(fā)動機功率fig.4 performance curves of engine with different egr pipe diameter in the calibration conditiona) egr rate b) nox exhaust c) torque d) power發(fā)動機在標定工況時，隨著 egr 閥開度增加，egr 率增加，隨著 egr 管徑的增加，egr 率增加；管徑達到 45mm 時，egr 率可以增加到 27%，管徑為 20mm

12、時，egr 閥開度增大到 60°以上時，egr 率下降；隨著 egr 閥的開度增加，nox 的排放減少，在 0°60°之間，隨著閥開度的增大，nox 排放降低速率降低，隨著管徑的增加，降低速率越大，但是在管徑在 30mm 以上時，egr 閥開度在 60°以上時，隨著閥開度的增大，nox 的排放增加；隨著 egr 閥開度的增加，發(fā)動機輸出扭矩減小，管徑越大，減小的越多，管徑為 20mm時，發(fā)動機工況不穩(wěn)定；隨著 egr 閥開度的增加，發(fā)動機輸出功率減小，管徑越大，減小的越多，管徑為 20mm時，發(fā)動機工況不穩(wěn)定；1103.2綜合考慮 egr 管徑對 nox

13、 排放和對發(fā)動機性能的影響，選擇管徑 30mm。egr 排氣引出端位置選擇為了優(yōu)化排氣引出端，使發(fā)動機轉(zhuǎn)矩和功率下降的最少，nox 排放減少的最多。排氣引出端設置在發(fā)動機排氣總管上，渦輪前，根據(jù)發(fā)動機外形尺寸及管路布置，這一管長為115mm，共設置了 4 個計算點如圖 11（圖中為 2 點示意）；為了驗證渦輪后由于氣體壓力115低，egr 不能回氣，設置了點 5 進行計算。egr 管中若裝單向閥, 可大幅度提高高負荷時的 egr 率。即使在全負荷,也可獲得高的 egr 率6。由于本設計是針對外特性，所以設置了單向閥。-4-120圖 5 排氣引出端設置點fig.5 output position

14、 of exhaust gas根據(jù)上部分的計算及選擇，egr 管道直徑選擇 30mm，安裝部分管道長 45mm。設置好管道位置后，以 egr 閥開度為變量，從 0°90°，轉(zhuǎn)速 1900r/min，噴油量 190mg/s，計算保存，輸出計算結(jié)果如圖 6 所示。125圖 6 不同排氣引出端發(fā)動機性能曲線fig.6 performance curves of engine in different output position of exhaust gas130135隨著 egr 閥開度的增加，egr 率增加，角度越大，增加速率越低，渦輪后測點 5 的egr 率為 0，其它點

15、基本不隨測試點的不同而有較大變化;隨著 egr 率的增加，nox 的排放降低，角度在 0°75°時，隨著閥開度的增加，nox排放急劇降低，測試點越靠近進氣歧管，nox 排放降低速率越大；當閥開度到 75°以后時，nox 排放基本保持不變，且基本不隨測試點的不同而變化；隨著 egr 率的增加，發(fā)動機輸出扭矩減小，測試點 1 減小的最大（78.41nm），測試點 4 減小的最小（76.09nm），平均減小約 5.68%；隨著 egr 率的增加，發(fā)動機輸出功率也減小，測試點 1 減小的最大（15.403kw），測試點 4 減小的最?。?5.141kw），平均減小約 5.

16、56%。綜合考慮各個性能的變化，選取 4 點為 egr 排氣引出端位置。-5-1403.3egr 排氣引入端位置選擇和排氣引出端相同，為了優(yōu)化排氣引入端，使發(fā)動機轉(zhuǎn)矩和功率下降的最少，nox 排放減少的最多。排氣引入端設置在發(fā)動機進氣總管上，中冷器之后，共設置了 8 個計算點如圖 7（圖中為 0 點示意）所示。145150155圖 7 排氣引入端設置點fig.7 input position of exhaust gas安裝結(jié)構(gòu)變量參數(shù)與排氣引出端相同，計算結(jié)果如圖 8 所示。圖 8 不同排氣引入端發(fā)動機性能曲線fig.8 performance curves of engine in dif

17、ferent input position of exhaust gas隨著 egr 閥開度的增加，egr 率增加，角度越大，增加速率越低，測試點 2 的 egr率波動較大，其它點基本不隨測試點的不同而有較大變化;隨著 egr 率的增加，nox 的排放降低，角度在 0°60°時，隨著閥開度的增加，nox排放急劇降低，測試點越靠近進氣歧管，nox 排放降低速率越大；當閥開度到 60°以后時，nox 排放基本保持不變，且基本不隨測試點的不同而變化；-6-隨著 egr 率的增加，發(fā)動機輸出扭矩減小，測試點 4 減小的最小（70.77nm），測試1601651701751

18、80185點 2 減小的最大（77.54nm），而且性能不穩(wěn)定，平均減小約 5.24%；隨著 egr 率的增加，發(fā)動機輸出功率也減小，測試點 4 減小的最?。?4.081kw），測試點 2 減小的最大（15.428kw），而且性能不穩(wěn)定，平均減小約 5.37%。綜合考慮各個性能的變化，選取 4 點為 egr 排氣引入端位置。4 結(jié)論對柴油機，通過增加 egr 系統(tǒng)，可以從一定程度上減少 nox 的排放，為了提高 egr的效率，應該匹配一個最佳的 egr 系統(tǒng)，無論從結(jié)構(gòu)上，安裝位置上，還是從控制上，本計算僅針對結(jié)構(gòu)中的 egr 管徑，安裝位置進行了優(yōu)化，最終取管徑為 30mm，排氣引入端取測試點 4 的位置，排氣引出端取測試點 4 的位置，這樣不僅使系統(tǒng)的 egr 率增加了，而且綜合考慮了增加本系統(tǒng)后，對發(fā)動機轉(zhuǎn)矩，功率的影響，使他們的降低達到最低。egr 系統(tǒng)是降低