基于GT-Power增压柴油机EGR系统设计及分析.doc



基于 GT-Power 增压柴油机 EGR 系统设计
及分析
杨洋，李丽，王丽娜，方娜，马朝臣**

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（北京理工大学机械与车辆学院，北京 100081）
摘要：本文以某车用重型增压柴油机为研究对象，利用 GT-Power 搭建其仿真模型,并针对此
柴油机设计了一套带中冷的 EGR 系统。通过仿真分析，以高 EGR 率、低损耗为目标，对
EGR 系统的管径及安装位置进行了优化，最后计算分析了此设计模型对于柴油机整机性能
的影响。本研究对于 EGR 系统的优化设计以及柴油机排放性能的改善具有重要意义。
关键词：EGR；柴油机；GT-Power
中图分类号：TK422

Design and Analysis of EGR System Based on GT-Power
YANG 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 engine. To get the target of high EGR rate and low loss, the
diameter and installation location of EGR system were optimized, and analyzed the model effect
on the performance of the diesel engine. The study had great significance for optimizing EGR
system and improving diesel engine emission performance.
Keywords: EGR; diesel engine; GT-Power

0 引言
随着排放法规的日益严格，提高发动机排放性能势在必行。对于柴油机，其污染物的控
制主要集中在 NOx 和颗粒排放物上，颗粒的排放主要靠先进的燃油喷射技术，而控制 NOx
排放的最有效措施是采用废气再循环技术(EGR)[1]。EGR 是将发动机排放的部分废气引入进
气管，与新鲜混合气混合后再进入气缸，利用废气中的大量 CO2 降低最高燃烧压力，从而
减少 NOx 的排放。废气再循环技术可有效降低发动机 NOx 排放，已经成为汽车发动机必不
可少的排放控制措施之一[2]。目前，国内外对于 EGR 技术的研究，主要趋向于 EGR 与柴油
机的优化匹配[3]，EGR 的精确控制及 EGR 率提高策略的研究。
本研究是针对某车用重型增压柴油机，设计了一套 EGR 系统，应用仿真模拟的方法设
计选择了与此发动机匹配良好且 EGR 率高的废气再循环系统。

1 增压柴油机基本参数
本研究利用大型商业软件 GT-Power 建立柴油机仿真模型，选用某车用重型增压柴油机
为研究对象，仿真模型中柴油机的主要参数如表 1 所示。

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作者简介：杨洋，（1988-），男，硕士，主要研究方向：涡轮增压。
通信联系人：马朝臣，男，博导，教授，主要研究方向为内燃机增压技术和叶轮机械、内燃机环境污染与
控制。E-mail: mcc1900@

-1-

参数名称
型式
增压方式
缸径×冲程
排量
标定功率（转速）
压缩比
工作顺序


表 1 柴油机基本参数
Tab.1 basic parameters of diesel engine
参数值
四冲程直列六缸水冷柴油机
一级废气涡轮增压中冷
132mm×145 mm
11.9L
263kW（1900r/min）
17.5:1
1-5-3-6-2-4

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利用 GT-Power 建立的增压柴油机仿真模型如图 1 所示。

图 1 增压柴油机 GT 模型
Fig.1 GT model of turbocharged diesel engine

2 EGR 模型的建立
EGR 有中冷和非中冷两种型式，非中冷的再循环废气温度高，当与新鲜空气混合时，
使进入气缸的新鲜空气温度升高，粘性增加，从而损失增大。若采用中冷 EGR，即将再循
环的废气加以冷却，可使进入气缸内的新鲜空气的损失减少，避免了大负荷燃油经济性变差、
排气烟度增加等问题[4]。图 2 是带 EGR 的单级增压原理示意图。空气经压气机压缩，经中
冷器冷却以增加空气密度、减小体积流量；冷却后的空气通过进气总管进入气缸。从发动机
排出的废气有一部分经废气再循环系统从发动机排气管引出，经 EGR 中冷器连接到发动机
入口。

图 2 带 EGR 的单级增压原理示意图
Fig.2 Single stage booster principle diagram with EGR

利用 GT-POWER 软件建立带 EGR 的单级增压柴油机仿真模型如图 3 所示。对于自然
吸气的柴油机，进排气之间有足够的压力差，EGR 的控制比较容易实现。本研究涉及的是
增压柴油机，为了避免污染压气机叶轮，排气引入口设置在压气机后；计算模型中压气机后

-2-



65

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有中冷器，为了避免中冷器芯子受到排气污染，将排气引入口设置在中冷器后；为了实现
EGR 的最佳效果，要保证各缸的 EGR 率一致，所以本研究将排气引入口设置在进气总管上；
涡轮后压力接近大气压力，远小于压气机后压力，如果将排气引出口设置在涡轮后，基本不
能实现废气再循环，因此本计算将排气引出口设置在涡轮前的排气主管上。

图 3 带 EGR 的增压柴油机 GT 模型
Fig.3 GT model of turbocharged diesel engine with EGR

3 EGR 结构设计

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3.1

EGR 管径选择
由于 EGR 率受到管径和安装位置的影响，其中管径的影响很大，本研究先根据经验公

式计算了 EGR 的大致尺寸，并对 EGR 的各段管径进行了模拟计算，最后确定出一个合理的
管径。
以发动机标定工况作为设计工况，取该负荷下的数据作为设计依据来设计 EGR 管径[5]。
在发动机标定工况下，进排气管压差为äP =24.15Pa、排气管压力为 P排 =224.7Pa、排气温度

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为 T排 =900K。
由流体力学伯努力方程可以推得

QEGR = AEGR ⋅ 2äP ñ排
（1）

QEGR =
G排
ñ 排

⋅ô EGA

（2）

ñ 排 = P排 RT排
（3）

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其中，
QEGR 为废气再循环的体积流量， AEGR 为待求的 EGR 引管的面积， ñ 排 为再循

环废气密度，由以上公式得

AEGR =

（4）

带入已知参数，计算结果为 R=30.22mm
由于估算的管径为 30.22mm，本计算分别对：20mm、25mm、30mm、35mm、40mm、

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45mm 的管径进行了仿真，下面是仿真结果对比（横坐标为 EGR 阀开度）：

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（G排 ñ排）⋅ô EGR
2äP ñ排

a)

c)


b)

d)


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图 4 标定工况时不同 EGR 管径发动机性能曲线
a)EGR 率 b) NOx 排放 c)发动机转矩 d)发动机功率
Fig.4 Performance curves of engine with different EGR pipe diameter in the Calibration condition
a) EGR rate b) NOx exhaust c) Torque d) Power

发动机在标定工况时，随着 EGR 阀开度增加，EGR 率增加，随着 EGR 管径的增加，
EGR 率增加；管径达到 45mm 时，EGR 率可以增加到 27%，管径为 20mm 时，EGR 阀开度
增大到 60°以上时，EGR 率下降；
随着 EGR 阀的开度增加，NOx 的排放减少，在 0°~60°之间，随着阀开度的增大，
NOx 排放降低速率降低，随着管径的增加，降低速率越大，但是在管径在 30mm 以上时，
EGR 阀开度在 60°以上时，随着阀开度的增大，NOx 的排放增加；
随着 EGR 阀开度的增加，发动机输出扭矩减小，管径越大，减小的越多，管径为 20mm
时，发动机工况不稳定；
随着 EGR 阀开度的增加，发动机输出功率减小，管径越大，减小的越多，管径为 20mm
时，发动机工况不稳定；

110


3.2
综合考虑 EGR 管径对 NOx 排放和对发动机性能的影响，选择管径 30mm。

EGR 排气引出端位置选择

为了优化排气引出端，使发动机转矩和功率下降的最少，NOx 排放减少的最多。排气
引出端设置在发动机排气总管上，涡轮前，根据发动机外形尺寸及管路布置，这一管长为
115mm，共设置了 4 个计算点如图 11（图中为 2 点示意）；为了验证涡轮后由于气体压力

115
低，EGR 不能回气，设置了点 5 进行计算。EGR 管中若装单向阀, 可大幅度提高高负荷时
的 EGR 率。即使在全负荷,也可获得高的 EGR 率[6]。由于本设计是针对外特性，所以设置
了单向阀。

-4-

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图 5 排气引出端设置点
Fig.5 Output position of exhaust gas


根据上部分的计算及选择，EGR 管道直径选择 30mm，安装部分管道长 45mm。设置
好管道位置后，以 EGR 阀开度为变量，从 0°～90°，转速 1900r/min，喷油量 190mg/s，
计算保存，输出计算结果如图 6 所示。

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图 6 不同排气引出端发动机性能曲线
Fig.6 Performance curves of engine in different Output position of exhaust gas

130

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随着 EGR 阀开度的增加，EGR 率增加，角度越大，增加速率越低，涡轮后测点 5 的
EGR 率为 0，其它点基本不随测试点的不同而有较大变化;
随着 EGR 率的增加，NOx 的排放降低，角度在 0°~75°时，随着阀开度的增加，NOx
排放急剧降低，测试点越靠近进气歧管，NOx 排放降低速率越大；当阀开度到 75°以后时，
NOx 排放基本保持不变，且基本不随测试点的不同而变化；
随着 EGR 率的增加，发动机输出扭矩减小，测试点 1 减小的最大（78.41Nm），测试
点 4 减小的最小（76.09Nm），平均减小约 5.68%；
随着 EGR 率的增加，发动机输出功率也减小，测试点 1 减小的最大（15.403kW），测
试点 4 减小的最小（15.141kW），平均减小约 5.56%。
综合考虑各个性能的变化，选取 4 点为 EGR 排气引出端位置。

-5-



140

3.3

EGR 排气引入端位置选择

和排气引出端相同，为了优化排气引入端，使发动机转矩和功率下降的最少，NOx 排
放减少的最多。排气引入端设置在发动机进气总管上，中冷器之后，共设置了 8 个计算点如
图 7（图中为 0 点示意）所示。

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图 7 排气引入端设置点
Fig.7 Input position of exhaust gas

安装结构变量参数与排气引出端相同，计算结果如图 8 所示。

图 8 不同排气引入端发动机性能曲线
Fig.8 Performance curves of engine in different input position of exhaust gas

随着 EGR 阀开度的增加，EGR 率增加，角度越大，增加速率越低，测试点 2 的 EGR
率波动较大，其它点基本不随测试点的不同而有较大变化;
随着 EGR 率的增加，NOx 的排放降低，角度在 0°~60°时，随着阀开度的增加，NOx
排放急剧降低，测试点越靠近进气歧管，NOx 排放降低速率越大；当阀开度到 60°以后时，
NOx 排放基本保持不变，且基本不随测试点的不同而变化；

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随着 EGR 率的增加，发动机输出扭矩减小，测试点 4 减小的最小（70.77Nm），测试

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点 2 减小的最大（77.54Nm），而且性能不稳定，平均减小约 5.24%；
随着 EGR 率的增加，发动机输出功率也减小，测试点 4 减小的最小（14.081kW），测
试点 2 减小的最大（15.428kW），而且性能不稳定，平均减小约 5.37%。
综合考虑各个性能的变化，选取 4 点为 EGR 排气引入端位置。

4 结论
对柴油机，通过增加 EGR 系统，可以从一定程度上减少 NOx 的排放，为了提高 EGR
的效率，应该匹配一个最佳的 EGR 系统，无论从结构上，安装位置上，还是从控制上，本
计算仅针对结构中的 EGR 管径，安装位置进行了优化，最终取管径为 30mm，排气引入端
取测试点 4 的位置，排气引出端取测试点 4 的位置，这样不仅使系统的 EGR 率增加了，而
且综合考虑了增加本系统后，对发动机转矩，功率的影响，使他们的降低达到最低。
EGR 系统是降低 NOx 排放的有力措施，但是，同时会给发动机的性能和其他污染物的
排放带来影响，本计算通过优化计算，设置不同管径，安装位置等，选取影响最小的设计，
为 EGR 系统的进一步设计打下了基础。
高效的 EGR 还需要很好的控制系统来保证，通过控制 EGR 阀，使 EGR 阀在不同工况
下开度不同，从而调节 EGR 率，最终使排放和发动机特性达到最优。EGR 控制器应在保持
系统稳定的前提下,具有控制精度高、动态响应快的良好等品质。
虽然本计算在表定工况下使用 EGR 时效果比较好，但是其他工况不是很确定，在以后
的设计计算中，将综合考虑各种工况，确定其最优的 EGR 率。

[参考文献] (References)

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