两级匹配论文（精选3篇）
两级匹配论文 篇1
当前高功率密度柴油机在军用及民用领域都有广泛的用途。要得到高的功率密度需要多种技术作为支撑, 其中高压比增压系统是实现以上技术的基础。在高增压技术中, 两级增压器因具有良好的技术基础、较高的系统效率而逐渐成为增压系统中的首选方案。国内现在对两级增压研究较少, 大多处在理论分析阶段, 缺少实际产品验证作为支撑。本研究在充分分析两级增压两级压比分配基础上, 对两级增压和发动机联合工作时各项参数相互之间的影响关系进行了深入研究, 提出了两级增压设计中压比分配的一般系数, 并对两级增压与发动机联合工作的特性做了一定研究。
方案设计
1.概述
匹配发动机主要性能参数见表1。
两级增压拟采用串联式布置, 如图1所示。系统工作时, 新鲜空气首先进入低压压气机, 经过压缩后, 空气温度和压力得到提高, 然后流入中冷器, 经中冷器冷却后流入高压压气机, 再次经过压缩后, 压力进一步提高。经过两级压缩的空气经中冷后首先进入发动机气缸, 经燃烧后废气流入高压级涡轮机, 经高压级涡轮膨胀作功后排出的废气进入低压级涡轮机继续膨胀作功, 最后排入大气。
2.匹配计算
采用两级增压后, 高压级与低压级的压比分配对性能有很大影响, 如何确定发动机在各个工况下高压级与低压级的压比关系, 如何选择相应的高、低压级涡轮增压器尤为重要。一般而言, 确定了两级增压发动机的性能参数 (见表1) 后, 可采用通流模型计算在各个工况下发动机所需的压比、流量。这时, 可将两级增压作为一个系统、一个整体来考虑, 对于这个整体, 计算所得的压比、流量就是两级增压系统的输出量, 我们要求的就是压比、流量在高、低压级增压器中的分配问题。这样原单级增压所用的计算方法也可适用于两级增压。计算所得结果见表2。
3.两级增压高压级、低压级增压器选型
压比、流量分配的原则是达到所需的目标后, 系统总的压缩功最小、效率最高。
根据热力学模型, 设低压压气机所消耗的功为:
高压级压气机所消耗的功为:
现在总压比一定, 求Wcl+Wch的和为最小的结果是
也就是说, 当两级压比均匀分配时, 所消耗的压缩功最小。但是在公式中也可以看出, 只有当两个压气机的效率相等, 两个压气机的进口温度相等的条件下才能得到上述结论, 但这些条件在两级增压中实际上都不可能达到, 即使是同型号的两台涡轮增压器在性能上也不尽相同。使高压级压气机入口的空气温度恢复到环境温度也是难以实现的。当高压级入口温度超过环境温度时, 如果仍保持两级压气机压比均匀分配, 则高压压气机的压缩功就要增大, 而在两台型号相同压气机的串联系统中, 只有在压缩功均匀分配时所消耗的总压缩功才最小。因此, 在实际的两级涡轮增压系统中压比并不是均匀分配的, 一般低压级分配的比例较大。
在实际情况下研究两级增压的压比分配时, 仅仅考虑全负荷工况是不够的, 必须兼顾部分负荷工况。随着负荷的变化, 尤其是沿推进特性运转时, 两级的能量分配会发生剧烈的变化, 因为当负荷下降时涡轮进口处的参数 (压力、温度) 下降, 这时在高压级中的焓降变化较小, 但低压级涡轮背压保持不变, 当进口处压力及温度下降时, 涡轮级内的膨胀功减小。
根据发动机工作特点, 采用串联式两级增压时, 在发动机低转速工况下主要是高压级小增压器工作;在扭矩点附近高低压级增压器开始切换, 也就是高压级放气阀打开。在额定点附近主要是低压级大增压器工作, 在结合了国外同类型两级增压设计、试验基础上, 定义高低压级压比分配见表3。
低压级压气机进口为大气条件, 可以直接转换为标准条件下的折合参数。因此, 将上述计算所得的低压级压气机压比和流量分别标在我公司现有的增压器压气机特性图上, 考虑到计算结果的误差, 88系列的压气机可以满足要求, 在实际方案设计中因安装和整机布置的影响, 需对压气机蜗壳和压气机叶轮尺寸重新调整。
高压级压气机进口为低压级压气机出口空气, 虽然经过级间中冷, 但进口的温度和压力与标准值差了很多。根据资料介绍, 高压级的空气流动还是属于雷诺数自模区, 可以将高压级的实际测量参数按照马赫数相似准则转化为标准状态下的折合参数。
根据低压级的特性计算高压级的折合流量如表4所示 (设级间中冷冷却效率为0.7, 不考虑级间中冷压降) 。
根据计算得出的高压级压比和流量, 标在70系列压气机特性图上, 可满足要求, 但在发动机额定转速点附近时, 因高压级增压器基本已不工作, 所以效率较低。
整机布置如图2所示。
发动机台架匹配试验研究
将试制完成的两级增压装在发动机试验台架上进行, 试验发动机为直列泵, 试验中保持原机各点的功率、扭矩不变, 对比其他参数如图3、图4、图5所示。
两级增压一般还需对低压级增压后的空气进行级间中冷, 以尽量保证两级压气机都工作在等温压缩状态。此次就级间中冷温度变化对发动机性能的影响进行了试验对比, 如图6、图7、图8所示
试验中, 用外接气源控制高压级增压器涡轮端放气压力。外特性试验时, 高压级放气设定在发动机1500r/min时打开, 开起压力初定为160k Pa, 试验中, 保持发动机在1500r/min时功率、扭矩不变, 调整放气压力从160kPa到280kPa (最大位置) , 每20kPa记录一次数据, 观测其他参数变化, 如图9、图10、图11所示。
结论
通过两级增压的设计和匹配试验, 总结以下几点:
(1) 确定一般串联式两级增压高、低压级压比分配较为复杂、困难, 本研究确定了一种高低压级压比分配比例系数的规律, 可直观应用在设计中, 具有普通指导意义。
(2) 从外特性试验数据看, 采用两级增压后可大大提高发动机低速性能, 低速的增压压力大大提升, 油耗大幅下降。
(3) 研究表明, 级间中冷对高压级压气机压缩功影响较大, 相应的增压压力也随温度升高而降低, 但因系统整体压力比单级增压时高得多, 反映在试验时对发动机比油耗影响并没有太大, 最高加大了4g/kW·h。
(4) 通过调节放气压力, 控制高、低压级能量利用, 低压级增压器采用较大的增压器, 对放气压力的调节反映较慢, 而高压级增压器随着放气量的加大, 做功能力下降很快。
车用柴油机两级涡轮增压系统匹配 篇2
随着社会的发展, 国际社会对地球大气环境的保护不断重视, 人们对汽车柴油发动机的动力性、经济性和排放标准要求越来越严格, 为了解决柴油发动机以上的问题, 涡轮增压技术随之出现, 同时对车用柴油机先进的涡轮增压技术越来越得到重视和应用。可变喷嘴环涡轮增压广泛应用在宾利、宝马、玛莎拉蒂等高档汽车发动机上。可调两级增压系统在BMW535 3.0L柴油机、Opel 1.9L等轿车发动机上得到应用。
为了兼顾柴油机的低速高扭矩和较高的额定功率, 两级涡轮增压系统在低速工况使用小流量高压级增压器;在高速工况使用大流量低压级涡轮增压器工作。这样, 可以降低油耗、改善排放、提高动力性与瞬态响应性。本文以某型柴油机为例研究了车用柴油机与两级涡轮增压器的匹配过程, 为今后两级涡轮增压器与发动机的匹配提供理论基础。
2 柴油机与两级涡轮增压器的匹配
为了提高柴油机低速时的扭矩及额定工况的功率, 并保证增压后的机械负荷不超过16MPa。设定了两级增压后, 柴油机的最大扭矩420 N·m/1800 rpm、额定功率140KW/4000rpm。
为了满足上述要求, 首先假定高压级涡轮旁通阀在最大扭矩点处为关闭极限并选用最大扭矩点作为匹配设计点。增大发动机转速, 为了防止高压级增压器超速相应开大阀门甚至完全旁通。
2.1 匹配点高、低压级的压比分配
两级增压系统中, 柴油机的性能受高、低压级的压比分配影响很大。此两级涡轮增压系统中, 采用了级间冷却实现最小压缩耗功, 当高、低压级的压比为1:1时, 二级增压系统所耗的功最小。因此, 在两级涡轮增压系统的匹配计算中采用1:1的压比分配原则。
2.2 选配高、低压级涡轮增压器
利用MATLAB编程计算出柴油机在目标最大扭矩点 (420 N·m/1800 rpm) 所需空气流量及进气压力, 然后由估算值确定低压级增压器所提供的增压压力及空气量, 再根据压气机特性图选择合适的增压器。
计算流经高、低压压气机的折合流量GKH=0.0532kg/s、GKL=0.0974 kg/s。
根据厂家提供的压气机特性图, 最终选择博格华纳1672 CX-AAA、2467 NRAKB作为高、低压级增压器。柴油机和增压器联合运行特性如图1所示, 从图中可以看出, 高、低压级增压器匹配点分别位于71%、75%的高效区。说明高、低压级压气机在最大扭矩点处选取比较合适, 但要使在柴油机运转的整个工况范围内, 高、低压级压气机不发生喘振与阻塞, 必须通过柴油机与两级涡轮增压器的联合运行线的验证
2.3 高、低压级涡轮增压器与柴油机的联合运行线图
在发动机转速低于最大扭矩点转速的工况下, 由于旁通阀关闭, 计算方法如匹配点。将两级增压后, 厂家要求的发动机外特性的工况点代入, 利用MATLAB编程得出高、低压压气机与柴油机发动机外特性上其它运行工况点 (n≤1800r/min) 。
在柴油机转速大于最大扭矩点转速的情况下, 旁通阀开启。由于旁通阀的作用, 柴油机外特性最大扭矩点到标定点的总压比可以不变。此时通过调节高压级涡轮的流量来控制进气压力, 旁通阀慢慢打开, 直到进气压力与最大扭矩点进气压力相同。不同的高速工况点均进行同样的调节, 来实现高速点进气压力不变。利用MAT-LAB编程得出高、低压压气机与此柴油机发动机外特性上其它运行工况点 (n≥1800r/min) 。画出联合运行线图2, 从图可以得出发动机在低速小负荷时, 高压级涡轮增压器的效率较高;随着转数、负荷的增加, 高、低压增压器效率增加;发动机转数大于1800r/min, 旁通阀打开, 低压级增压器的效率继续增大, 高压级增压器的效率逐渐减小;发动机发动机转数在2700r/min后, 旁通阀完全打开, 高压级增压器被旁通, 效率为0。
3 结论
3.1 根据增压器的选配标准, 计算出车用柴油机与两级涡轮增压器匹配时, 高、低压比的分配。
3.2 利用MATLAB编程计算出匹配点处高、低压涡轮增压器与柴油机的联合运行特性图, 选出高、低压涡轮增压器的型号。
3.3 计算出发动机外特性工况下, 高、低压压气机与柴油机的联合运行线图, 证明高、低压级增压器满足匹配要求。
摘要：针对柴油机的强化目标, 计算出匹配点所需的空气量与进气压力。根据计算结果, 为两级增压系统选取了高、低压级增压器, 并画出两级涡轮增压器与柴油机的联合运行图, 验证了所选涡轮增压器的正确性。
两级匹配论文 篇3
随着内燃机对高平均有效压力的追求及严格的排放法规实施,单级涡轮增压已经不能满足柴油机大范围流量使用需求[1,2]。特别是低温燃烧模式,燃烧方案多采用大废气再循环(EGR)率(>50%),要使柴油机在降低NOx排放维持输出功率的同时不产生更多的碳烟排放物,需保证缸内平均当量比在一定限值之内。提高柴油机进气压力来保持燃烧过程所需的空气量,是解决问题的关键[3,4,5]。而进一步增加EGR率,必然伴随着柴油机对更多的新鲜充量的需求,高增压技术就成为了必然[6]。
EGR在“高密度-低温燃烧”策略中得到大量应用,由于废气本身含CO2等比热容较大的物质,冷却后的废气通入进气管能增加滞燃期,为油气混合赢得时间;另外废气导入气缸必然降低缸内氧浓度,抑制化学反应速度,降低缸内平均燃烧温度,有利于降低NOx 排放[7,8];另外,从单位容积的组分来看,废气组分的加入对进气组分有稀释作用,能降低燃油分子与氧分子的接触几率,抑制燃烧反应速率。当然,加入过量的废气会使缸内局部缺氧,碳烟生成加剧。合理利用高增压技术,增加新鲜充量,在降低碳烟排放的同时适当加入EGR来降低NOx排放[9,10],是增压系统与EGR系统匹配的关键问题。本文在各转速中等负荷工况,通过对比低压EGR(LP-EGR)系统和高压EGR(HP-EGR)系统对增压系统运行规律的影响,进而分析其对燃烧过程的影响。
1试验设备和测控系统
为了研究燃烧方案对柴油机性能的影响,搭建了六缸重型柴油机台架,其气路系统采用两级涡轮增压和双EGR(HP-EGR和LP-EGR)系统,并在高压级涡轮端和压气机端均设计一条旁通道,以便对增压器运行状态进行调整,从而实现对进气状态参数的控制。HP-EGR系统和LP-EGR系统单独 或联合运用,既可以满足试验方案中大范围EGR率的变动需求,也能实现柴油机在瞬态工况中的快速响应[11]。由于燃烧方案需要,匹配的两级增压系统需在低速满负荷工况实现接近4.0的增压比,本试验系统配置了进气门晚关装置(IVCA),可避免气缸上止点最高压力超过极限值(16.5MPa),且这种装置本身能实现“拟米勒”循环,减小了压缩冲程而保持膨胀冲程不变,是一种有效提高柴油机热效率的方法。台架示意图和测试设备安装图如图1所示。柴油机参数和测试设备如表1和表2所示。
2试验结果及分析
2.1两种EGR系统对两级增压系统运行区域的影响
图2和图3为柴油机在1300r/min、50%负荷工况下,在相同喷油定时和进气门关闭时刻(IVCT)的条件下,采用两种EGR系统的两级增压器运行规律变化。由图2可知:采用LP-EGR系统时,随着EGR率增加 (图2中箭头所 指方向,第一个点 为EGR率为0时的情况),各级压气机增压比均略上升,进气流量略上升,但不太明显;而采用HP-EGR系统时,各级压气机增压比均快速下降,进气流量下降明显。这是因为采用LP-EGR系统时,由于循环油量不变,喷油定时在上止点后,随着EGR率增加,着火相位和燃烧中心逐渐远离上止点,柴油机输出功减小,且缸内平均温度下降,柴油机传热减少,故排气能量增加,此时涡前温度下降,故涡前压力增加。由图2和图3可知,两级压气机定熵效率变化不大,根据增压器自平衡方程可知,进气压力会增加。而采用HP-EGR系统时,随着EGR率增加,废气分流给EGR回路的能量不断增加,进入涡轮增压器的废气能量不断减少,各级增压器转速逐渐下降,则各级增压比逐渐减小。
2.2低速中等负荷工况下两种 EGR 系统对排放和热效率的影响
图4为1300r/min、50%负荷工况,两种喷油定时下单独使用LP-EGR系统或HP-EGR系统的情况(方框内数字代表EGR率)。由图4可知,在相同喷油定时的情况下,采用LP-EGR系统可得到更好的NOx和碳烟折中排放。这是因为在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,NOx排放几乎相等。如图5和图6所示,随着EGR率增加,采用LP-EGR系统时进气压力逐渐增加,而采用HP-EGR系统时进气压力逐渐减小,即在相同喷油定时和EGR率情况下,采用LP-EGR系统能得到更多的新鲜充量,故缸内平均温度相对采用HP-EGR系统时低。也就是说,采用LP-EGR系统时,相对“低温富氧”,而采用HP-EGR系统时,相对“高温贫氧”。最终在相同喷油定时和EGR率的条件下,采用两种EGR系统时NOx排放几乎相等。
在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用LP-EGR系统时碳烟排放更低。这是因为在相同喷油定时和相同EGR率下,采用LP-EGR系统时进气压力更大,进而进气流量更大,缸内平均当量比更小,故在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用LP-EGR系统时碳烟排放更低,如图7所示。
如图8所示,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用LP-EGR系统时有效热效率更高。这是因为如图9所示,采用LP-EGR系统时,燃烧重心CA50更远离上止点,柴油机膨胀功减小。同时,随着EGR率增加,采用LP-EGR系统时缸 内峰值压 力pLP-MAX略微增加,采用HP-EGR系统时缸内峰值压力pHP-MAX明显减小,即随着EGR率增加,pLP-MAX与pHP-MAX之间差值逐渐增加。综合这两方面因素可知,在相同喷油定时条件下,随着EGR率增加,柴油机所做膨胀功减小,故有用功减小,有用功占循环油量低热值的比例ηgr减小,且采用LP-EGR时更明显。然而,随着EGR率增加,pLP-MAX与pHP-MAX之间差值逐渐增加,采用HP-EGR系统时,由于进气压力下降迅速,导致有用功快速减小,有用功占循环油量低热值的比例ηgr也迅速下降。在两方面因素影响下,从图10可见,在相同EGR率情况下,采用LP-EGR系统时,有用功占循环油量低热值的比例ηgr更大。
如图6所示,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,虽然采用HP-EGR系统时排气与进气之间压力差值更小,但在1300r/min、50%负荷时,排气与进气之间压力差值均小于0.02MPa,故换气负功都较小,换气负功 占循环油 量低热值 的比例ηex较小。如图10所示,综合ηgr和ηex可知,采用HP-EGR系统时ηex更大(该值为负值),而采用LP-EGR系统时ηgr更大。综合两者可知,采用LP-EGR系统时,指示热效率ηit更大,且随着EGR率增加,增幅越大。而机械效率ηm随着EGR率变化不大,故在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用LP-EGR系统时有效热效率更高。
综上所述,柴油机在低速中等负荷时,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,相比采用HP-EGR系统,采用LP-EGR系统可得到更好的NOx和碳烟折中排放,同时有效热效率更高。
2.3中速中等负荷工况下两种 EGR 系统对排放和热效率的影响
图11为在1600r/min、50%负荷工况单独使用LP-EGR系统或HP-EGR系统的对比(图11中方框数字代表EGR率)。由图11可知,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用LP-EGR系统具有更好的NOx和碳烟折中排放。这是因为在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,NOx排放几乎相等,原因参考2.2节相关内容;在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用LP-EGR系统时,碳烟排放更少。采用LP-EGR时碳烟排放较少是因为在相同EGR率情况下:采用LP-EGR系统时当 量比更小(图12),如图14所示;同时,随着EGR率增加,采用LP-EGR时,进气压力逐渐增加,故在相同EGR率的情况下,废气流量也逐渐增加,废气作为大比热容工质,对着火时刻的延迟作用更明显,如图13和图14所示;而随着EGR率增加,采用HP-EGR时,进气压力逐渐减小,故在相同EGR率的情况下,废气流量也逐渐减小,其对着火时刻的延迟作用逐渐减弱。综上所述,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用LP-EGR系统时碳烟排放更低。
如图15所示,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用HP-EGR系统时有效热效率更高。这是因为如图16所示,相比LP-EGR系统,采用HP-EGR系统时,燃烧重心CA50更靠近上止点,若峰值压力相等,采用HP-EGR系统柴油机膨胀功更大;然而,随着EGR率增加,采用LP-EGR系统时缸 内峰值压 力pLP-MAX略微增加,采用HP-EGR系统时,缸内峰值压力pHP-MAX明显减小,即在燃烧重心CA50相等的情况下,采用HP-EGR系统时有用功更小;同时,采用HPEGR系统时,由于涡前压力随着EGR率增加而迅速下降,若要保持相同输出扭矩,其循环油量也逐渐减小,即在有用功相等的条件下,采用HP-EGR系统,有用功占循环油量低热值的比例ηgr更大。综合以上三方面因素,由图17可知,ηgr随着EGR率增加而下降,即在相同EGR率情况下,采用HP-EGR系统时ηgr更大,即此时采用HP-EGR系统,膨胀功增加,循环油量降低,两者的联合作用对ηgr的增幅大于进气压力迅速下降对ηgr的减少量。
如图18所示,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用HP-EGR系统时,排气与进气之间压力差值更小。EGR%为15%时,排气与进气之间压力差值仅0.06MPa,而采用LP-EGR时,却达到0.11MPa。故采用HP-EGR系统时,换气负功 更小,且随着EGR率增加,换气负功占循环油量低热值的比例ηex越小。如图17所示,综合ηgr和ηex可知,此时循环油量差值和排气与进气之间压力差值对指示热效率起主导作用,在相同EGR率时,差值越大两种EGR系统指示热效率ηit差值越大,而机械效率ηm随着EGR率变化不大,故在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用HP-EGR系统时有效热效率更高。
综上所述,柴油机在中速中等负荷时,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,相比HP-EGR系统,采用LP-EGR系统具有更好的NOx和碳烟折中排放,但有效热效率低一些。
2.4高速中等负荷工况下两种 EGR 系统对排放和热效率的影响
图19为1900r/min、50% 负荷工况 单独使用LP-EGR系统或HP-EGR系统的NOx和碳烟排放情况。由图19可知,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用HP-EGR系统具有更好的NOx和碳烟折中排放。这 是因为在 相同喷油 定时和相 同EGR率的条件下,NOx排放几乎相等(原因参考2.2节相关内容)。在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用HP-EGR系统时碳烟排放更小。如图20和图21可知,随着EGR率增加,采用两种EGR系统时进气压力差值逐渐增加,进气流量差值也逐渐增加,缸内平均温度差值逐渐增加。采用HP-EGR系统时,相对处于“高温缺氧”的环境,不利于降低碳烟排放。但同时,如图22所示,随着EGR率增加,两种EGR系统燃油消耗率差值也逐渐增加。这是因为采用LP-EGR系统时,燃油消耗率随着EGR率增加而增加,而采用HP-EGR系统时,燃油消耗率随着EGR率增加而减小。从这个角度看,在柴油机处于高速工况时,缩短喷油持续期将非常有利于燃油在缸内的混合,使碳烟排放降低。从图19和图21可知,在高速工况,排气与进气之间的压力差值达到0.12MPa,采用HP-EGR系统能大 幅度降低 其差值,且随着EGR率增加,排气与进气之间的压力差值越小,燃油消耗率降低越多。而此时虽然进气流量也在减小,但当量比依然不大(图23),故当量比对碳烟排放的影响不及喷油持续期对碳烟排放的影响大。在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用HP-EGR系统时碳烟排放更小。
如图24所示,在相同喷油定时和相同EGR率条件下,采用HP-EGR系统时有效热效率更高。这是因为如图25所示,采用HP-EGR系统时,燃烧重心CA50更靠近上止点,柴油机膨胀功更大。同时,随着EGR率增加,两种EGR系统燃油消耗量差值增幅明显,即采用HP-EGR系统时,循环油量更小,有用功占循环油量低热值的比例ηgr更大。
如图21所示,在相同喷油定时和相同EGR率的条件下,采用HP-EGR系统时排气与进气之间压力差值更小,EGR率为13%时排气与进气之间压力差值仅0.06MPa,而采用LP-EGR时却达到0.12MPa,故采用HP-EGR系统时换气负功更小,且随着EGR率增加,换气功占 循环油量 低热值的 比例ηex越小。如图26所示,综合ηgr和ηex可知,柴油机在高速工况循环油量差值和排气与进气之间压力差值对指示热效率起主导作用,在相同EGR率时,差值越大两种EGR系统指示热效率ηit差值越大,而机械效率ηm随着EGR率变化不大,故在相同喷油定时和相同EGR率条件下,采用HP-EGR系统时有效热效率更高。
综上所述,柴油机在高速中等负荷时,在相同喷油定时和相同EGR率条件下,相比HP-EGR系统,采用HP-EGR系统具有更好的NOx和碳烟折中排放,同时具有更高的有效热效率。
3结论
(1)柴油机在喷油定时和IVCT相等的条件下,采用LP-EGR系统时,随着EGR率增加,各级压气机增压比均略微上升,进气流量略微上升,但不太明显;而采用HP-EGR系统时,各级压气机增压比均快速下降,进气流量下降明显。由此可知,HP-EGR系统是降低涡前压力的有效手段。
(2)在各转速中等负荷工况,单独使用LP-EGR系统或HP-EGR系统时,在相同喷 油定时的 情况下,NOx排放几乎相等。在 各中低转 速工况,采用LP-EGR系统时碳烟 排放更低;高速工况 时,采用HP-EGR系统时碳烟排放更低。