缸内直喷(Gasoline Direct Injection，GDI)发动机相比进气道喷射发动机在油耗和动力性方面具有明显的优点，因此广泛地应用到市场中^[1]。随着国六标准的实施，为了使GDI发动机达到国六标准，加装低压废气再循环(Exhaust Gas Recirculation, EGR)系统成为市场的趋势，废气的比热容高于新鲜空气，从而可降低缸内气体的温度，有效抑制CO和NO_x的生成；废气的引入可减少发动机的泵气损失，同时提高了燃油经济性^[2-3]。目前，EGR技术在柴油机中得到广泛的应用，在降低排放物方面取得良好的成效^[4]，而安装低压EGR系统的汽油机还在探索中，EGR率的精确控制存在巨大挑战。文献[5-7]研究了EGR率对缸内燃烧、经济性能和排放性能的影响，通过台架试验验证了模型的可行性。文献[8-10]提出了一种低压EGR流量估算的方法，以精确估算EGR率等参数。但相关文献中很少涉及到对EGR系统控制的研究。

本文提出一套控制策略，以精确控制EGR率和混合阀的开度。基于控制策略用simulink建立了低压EGR的仿真模型，通过台架试验验证模型准确性，同时研究EGR率对发动机的泵气损失、油耗和排放的影响。

1 低压EGR系统设计 1.1 EGR系统的选取

EGR根据气体取出和引入位置的不同，分为高压EGR和低压EGR；低压EGR从涡轮下游取出EGR气体并引入到压气机上游，如图1所示；高压EGR从涡轮增压器上游取出EGR气体并引入到电子节气门下游。相比高压EGR系统，低压EGR系统具有取出废气温度低、工作区更大的优点^[11-12]。故本文选取低压EGR系统进行研究。

低压EGR系统中，流经EGR阀的质量流量和出口温度为^[13-14]

$q_{m({{\rm{EGR}}})} = \dfrac{{{A_{{\rm{EGR}}}}{P_r}}}{{\sqrt {R{T_{{\rm{in}}}}} }}\sqrt {\frac{{2k}}{{k - 1}}({P_r}^{\frac{2}{k}} - {P_r}^{\frac{{k + 1}}{k}})} $

(1)

${P_r} = \max \left(\dfrac{{{P_{{\rm{in}}}}}}{{{P_{{\rm{out}}}}}},\left(\dfrac{2}{{k + 1}}\right){}^{k/(k + 1)}\right)$

(2)

式(1)中， $q_{m({{\rm{EGR}}})}$ 为通过EGR阀的气体质量流量，kg/s；A_EGR为阀截面积，mm²；T_in为气体流入EGR阀的温度，K；P_r为EGR阀前后的压力比；k为废气的绝热指数；R为气体常数。式(2)中，P_in、P_out分别为流入、流出阀的压力。

流过EGR冷却器后气体压力不变，则出口温度为

${T_{{\rm{out}}}} ={\lambda _{{\rm{EGR}}}}{T_{{\rm{coolent}}}} + (1 - {\lambda _{{\rm{EGR}}}}){T_{{\rm{in}}}}$

(3)

式(3)中，λ_EGR为EGR冷却效率；T_coolent为冷却器中水的温度，K；T_out为流出EGR阀的温度，K；T_in为流入EGR阀的温度，K。

1.2 试验设备及计算方法

本文基于一台2.0T涡轮增压汽油机，加装了低压EGR系统后进行发动机台架试验。表1为发动机的技术参数，配备了空气流量传感器、氧传感器、EGR温度传感器、EGR压差传感器和进气压力传感器，它们的作用是测试传感器安装位置的温度和压力，把采集到的信息反馈给发动机控制单元(Engine Control Unit, ECU)，进而实现准确的闭环控制。

EGR阀采用直流电机驱动的EGR蝶阀，可以精确控制EGR率，EGR率的公式为

${\eta _{{\rm_{EGR}}}}{\rm{ = }}\dfrac{{\eta {_{_{\rm{O_{2(air)}}}}} - \eta _{_{{\rm{O_{2(in)}}}}}}}{{\eta {_{_{\rm{O_{2(air)}}}}} - \eta _{_{{\rm{O_{2(exh)}}}}}}} \times 100\% $

(4)

式(4)中，η_EGR为EGR率，%； $\eta _{_{{\rm{O_{2(air)}}}}}$ ， $\eta _{_{{\rm{O_{2(in)}}}}}$ ， $\eta _{_{{\rm{O_{2(exh)}}}}}$ 分别为大气中、中冷器后及涡轮后废气中氧气体积百分比，%。

扭矩M、转速n和η_EGR的关系式见式(5)。

${\eta _{{\rm_{EGR}}}} = f(M,n)$

(5)

扭矩M、转速n和混合阀开度α的关系式见式(6)。

$\alpha = f(M,n)$

(6)

2 低压EGR控制系统 2.1 EGR阀的控制

图2为由台架试验得到的EGR率。通过发动机当前转速、扭矩，结合图3中目标EGR率控制模块和式(5)，算出目标EGR率。

根据实际点火角与最优点火角的差值、冷却液温度和进气温度系数对目标EGR率进行修正。为了降低发动机进入和退出EGR区域边缘的波动性，对修正后的目标EGR率进行滤波处理。结合修正后的目标EGR率、EGR处空燃比的值和不包含外部EGR的充气效率计算流过EGR阀处的目标流量，再由式(1)计算出EGR阀的目标开度。根据EGR阀的目标开度，ECU向直流电机发出对应的占空比信号，驱使直流电机带动EGR阀打开相应的角度，结合压差传感器测得的压差和式(1)计算出通过EGR阀处的流量。根据式(4)计算出进入到进气歧管的EGR率。

2.2 混合阀的控制

图4为根据发动机转速和扭矩标定的台架试验混合阀开度。结合图3混合阀目标开度控制模块和式(6)可计算混合阀目标开度，当有EGR率需求时，根据当前EGR阀前后压比和混合阀目标开度控制进气混合阀的开度。比例、积分、微分(Proportion，Integration，Differentiation，PID)控制模块根据混合阀目标开度与混合阀实际开度的差值^[15]，对混合阀的实际开度进行调节，从而达到闭环控制的目的。

3 仿真和试验数据的分析 3.1 仿真数据和试验数据的对比

图5所示为混合阀开度的仿真与试验结果对比，混合阀的准确控制为EGR率的计算提供了依据。

如图6所示为EGR率的仿真与试验结果对比，仿真结果验证了此控制策略的可行性。精确的EGR率控制，为分析EGR率对油耗、泵气损失和排放的影响提供了基础。

3.2 EGR率对泵气损失和油耗的影响

如图7所示为在2 500 r/min、109 N·m工况下，节气门开度与EGR率的关系。EGR率从0增大到18%时，节气门开度增加幅度最大。由于泵气损失与节气门开度成反比，所以泵气损失降低最小。在2 500 r/min、180 N·m时，引入的EGR气体达到20%时，节气门处于全开状态，此工况下泵气损失降低幅度最小。

图8所示为不同工况下比油耗的变化情况，在引入EGR气体后，每个工况下的比油耗都在降低。在3600 r/min、158 N·m工况下，加入EGR气体大于15.1%时，比油耗出现上升的情况，是由于过多地加入EGR气体造成燃油燃烧不稳定，从而出现了上升的趋势。

如图9所示为全球统一轻型车辆测试循环(Worldwide Light-duty Test Cycle, WLTC)和新欧洲标准行驶循环(New European Driving Cycle, NEDC)分别打开和关闭EGR功能的4种试验。对比WLTC工况下打开和关闭EGR功能，在低转速、中负荷的情况下，引入的废气在打开EGR功能时能得到合理利用，燃油消耗量减少了4%。对比NEDC工况下打开和关闭EGR功能，打开EGR功能的NEDC循环比关闭EGR功能的NEDC循环燃油消耗量降低了2%。

3.3 EGR率对排放的影响

图10和图11为THC和NO_x排放随EGR率的变化情况。随着EGR率的增加，NO_x排放出现明显降低的趋势，在2 000 r/min、160 N·m工况下，表现得更加明显。废气与新鲜空气混合后提高了混合气的比热容，同时，废气的引入稀释了新鲜空气，延长了缸内气体温度升高的时间。以上两种原因都会降低缸内燃烧温度，抑制了NO_x的生成条件，从而使NO_x排放降低。另一方面，随着引入废气量的增加，造成缸内燃油燃烧不充分，从而造成THC排放量略有增加。

如图12所示为随着EGR率的增大，CO排放呈现减小的趋势，在2400 r/min、160 N·m工况下，CO排放降低最多。这是由于EGR的引入降低了燃烧室内的温度，减少了二氧化碳(CO₂)的裂解反应，并且燃烧持续期的延长促进了CO的化学反应时间，这都有利于CO的减少。

4 结论

低压EGR系统模型仿真和发动机台架试验实测数据对比结果基本一致，证明了本文控制策略和模型的准确性。

随着EGR率的升高，泵气损失减小，燃油经济性明显提高，NO_x排放得到有效控制，CO排放逐渐减少，但THC排放相比原排放稍有增加。