GT-SUITE论文｜低压EGR系统的瞬态响应性研究

由于废气再循环（EGR）技术显著的降油耗效果，近些年来被越来越多地应用于汽油机。EGR系统根据其取气和引入位置的不同，分为高压EGR和低压EGR。与高压EGR系统相比，低压EGR系统具有使用工况范围更广和EGR各缸分配更均匀的优点，一般来说其降油耗效果好于高压EGR系统。但由于EGR气体流经管路较长，低压EGR也具有响应性较慢的缺点，这给发动机的瞬态工况控制带来挑战。本文采用GT-Power软件，模拟发动机瞬态工况，研究EGR气体响应规律，为后续的发动机瞬态工况控制提供依据。

低压EGR、瞬态响应、GT-Power软件

过去数十年中，废气再循环（EGR）系统因其降低NOX排放的效果明显，已经成为柴油机的主流技术，应用较为成熟。在越来越严苛的排放和油耗法规压力下，汽车行业需要研制出更高功率密度的点燃式发动机。由于EGR技术显著的降油耗效果，近些年来被越来越多地研究应用于汽油机^[1]~[4]。

由于EGR气体的比热容较大，引入后可以降低缸内温度，减少散热损失。在较低负荷区域，引入EGR，还可以增大节气门开度，降低泵气损失，从而降低发动机油耗。在高负荷区域，由于缸内温度降低，还可以抑制爆震倾向，采用更大的点火提前角，提升燃烧热效率，从而降低发动机油耗。在高速高负荷区域，由于排温降低，引入EGR还可以扩展Lambda等于1的区域，改善排放性能。

如图1所示，EGR系统应用于增压汽油发动机时，根据其取气和引入位置的不同，分为高压EGR系统（HP-EGR）和低压EGR系统（LP-EGR）。HP-EGR从排气系统的涡轮之前取气，通入压气机之后，EGR气体压力较高。而LP-EGR从涡轮后取气，通入压气机前，EGR气体压力较低。从使用工况范围比较，LP-EGR的使用范围更广。在低速高负荷区域，由于增压压力高于涡前压力，HP-EGR无法引入EGR气体。另外，HP-EGR引入EGR气体的位置离气缸距离较近，存在EGR在各缸分配不均匀的问题。EGR的引入虽然可以抑制爆震，但过多的EGR气体也会影响燃烧稳定性，因此存在EGR率引入限值。若存在各缸分配不均匀现象，通入EGR较多的气缸，会较早达到EGR率限值，从而影响降油耗效果。综上所述，一般来说，LP-EGR的降油耗效果好于HP-EGR。但LP-EGR也存在缺点，由于EGR气体在压气机之前通入进气系统，其流经管路较长，因此EGR响应性较慢。从EGR阀的打开到EGR气体流入进气歧管和气缸存在一定的时间间隔，这可能会给发动机的瞬态工况控制带来挑战。EGR气体的引入会影响点火角控制和进气量计算，因此很可能需要增加控制策略估算和追踪EGR气体何时到达进气歧管。本文所做研究，就是为了了解采用LP-EGR系统的发动机在瞬态工况下，EGR气体存在多少迟滞，以及对发动机精确控制可能带来的影响。

图1 高压EGR和低压EGR

本文研究基于如表1所示的1.5L发动机。

表1 发动机技术参数

搭建采用LP-EGR系统的发动机GT-Power模型如图2所示。EGR系统包括EGR管路、EGR冷却器和EGR阀。根据单体试验结果，输入EGR冷却器效率和EGR阀的流量系数。根据全负荷发动机台架试验结果，对模型进行标定。标定参数包括：发动机进排气系统各处温度及压力、充气效率、进气量、功率、扭矩、缸压和比油耗等。如图3和图4所示，分别为进气量和进气歧管压力的标定结果，计算误差在3%之内，可以用于仿真研究。

图2 GT-Power模型

图3 进气流量标定结果

图4 进气歧管压力标定结果

仿真分析中EGR率的定义如式（1）所示，其中mEGR为EGR气体的质量流量，mair为进气中的空气质量流量。

式（1）

分别进行如下四种瞬态工况的仿真：

1）发动机工况固定在转速3000rpm负荷 BMEP 11bar，EGR率由20%过渡到0。该工况在实际车辆运行中并不出现，仅作为现象研究的对照。实际中，3000rpm 11bar下可引入EGR率较大，达到20%左右。

2）3000rpm转速下，负荷由BMEP 11bar到全负荷过渡。全负荷工况下，不引入EGR，EGR率为0。

3） 2000rpm 2bar到3000rpm 11bar。如上所述，3000rpm 11bar下EGR率为20%，而2000rpm 2bar下，由于负荷较小，可以采用较大比例的内部EGR，外部EGR率为0。

4）3000rpm 11bar到2000rpm 2bar，EGR率由20%变为0。

如图5~8所示，分别为四个瞬态工况下流经发动机不同位置的EGR率随时间变化情况。虚线代表EGR开度，蓝色实线为EGR率目标，其他实线按顺序分别为流经EGR阀、进气歧管谐振腔、第一缸进气道入口和缸内的EGR率数值。以工况1为例，4s之前为3000rpm 11bar EGR率20%的稳定工况。4s后第一个循环，EGR率目标由20%变为0，EGR阀关闭。将时间换算为发动机循环，则EGR阀关闭后1个循环通过EGR阀处的EGR率由20%变为0.5%；EGR阀关闭后第8个循环进气歧管谐振腔处的EGR率由20%变为0.5%；EGR阀关闭后第9个循环通过进气道处的EGR率由22%变为约2%；EGR阀关闭后第11个循环缸内EGR率由24%变为约5%。进气道和缸内的EGR率最终稳定值高于EGR阀处的EGR率，这是由于EGR率中包括了外部EGR和内部EGR。

图5 工况1下发动机不同位置EGR率随时间变化

图6 工况2下发动机不同位置EGR率随时间变化

图7 工况3下发动机不同位置EGR率随时间变化

如表2所示，四个工况下EGR气体在流经不同位置时均存在不同程度的迟滞，距离EGR阀越远迟滞越多。由于进气歧管到进气道和缸内距离较短，故这三个位置之间的迟滞时间较短，主要的迟滞发生在EGR阀和进气歧管之间。工况2和工况1相比，迟滞时间减少一个发动循环，主要由于发动机工况过渡为全负荷后，进气流量增加，流速增大。而工况3和工况4中，起始工况和终了工况均为2000rpm 2bar，该工况下流量较小，故迟滞时间明显长于工况1和工况2。工况4过渡之后的流量小，其迟滞时间最长，但由于转速较低，一个发动机循环对应的时间较长，将迟滞时间换算到发动机循环后反而较小（2000rpm下一个发动机循环为0.06s，3000rpm下一个循环为0.04s）。

表2 发动机不同位置处的EGR迟滞情况

（单位：发动机循环）

EGR气体的引入会影响点火角控制和进气量计算，若仅根据EGR阀动作判断何时引入EGR气体，从计算结果可知，在一些工况下，将导致超过20个发动机循环的点火角不合理和进气量计算错误。ECU错误判断EGR引入后，将会过早地提前点火角，这可能导致发动机发生爆震；也会因为认为进气量中含有一定的EGR气体，而错误计算实际进气量，导致各种控制参数出现偏差。这将严重影响发动机的正常运行，因此有必要增加控制策略估算和追踪EGR气体何时到达进气歧管。

如图8所示，发动机工况由3000rpm 11bar变化到2000rpm 2bar后，气道和缸内的EGR率产生了一个峰值，缸内总EGR率已经超过了35%。如果出现这种情况，会导致燃烧不稳定和失火现象。出现该现象的原因是，在EGR阀动作之后，外部EGR率存在明显滞后，并没有立刻降低，而配气相位立刻动作到2000rpm 2bar下重叠角较大的状态，内部EGR率迅速增多，总EGR率超过限值。如图9所示，调整EGR阀动作后的VVT动作速度，使VVT缓慢过渡到2000rpm 2bar状态，可以将缸内总EGR率控制在可承受范围内。

图8 工况4下发动机不同位置EGR率随时间变化

图9 工况4下调整VVT过渡后EGR率随时间变化

本文基于某1.5L增压直喷发动机，采用GT-Power软件研究了瞬态工况下低压EGR存在的迟滞现象。结论如下：

1）低压EGR系统由于传播路径长，从EGR阀动作到EGR流量进入进气歧管和缸内，存在滞后现象。

2）该滞后量会影响发动机瞬态工况下的控制，需要增加控制策略估算和追踪EGR气体何时到达进气歧管，从而根据缸内的实际EGR率，进行点火角控制和进气量计算。

3）滞后时间跟进气流量相关，进气流量越小，流速越小，滞后越严重。

4）从通入较大外部EGR率的中速中负荷向内部残余废气较多且不通外部EGR的低速小负荷过渡时，由于外部EGR率降低存在迟滞，可能导致过渡过程中总EGR率超出燃烧系统所能承受的极限，出现燃烧不稳定现象。若在过渡过程中，适当减小气门重叠角，可避免该现象。