冷先銀，趙強(qiáng)，隆武強(qiáng)，田江平，魏勝利，王愛國(guó)，鐘兵，王紅新

(1. 江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江，212013；2. 陜西柴油機(jī)重工有限公司，陜西 興平，7131003；3. 大連理工大學(xué) 內(nèi)燃機(jī)研究所，遼寧 大連，116023)

隨著人們對(duì)環(huán)境保護(hù)的不斷重視，國(guó)際海事組織(IMO)、美國(guó)環(huán)保局(EPA)等機(jī)構(gòu)都針對(duì)船舶發(fā)動(dòng)機(jī)推出了嚴(yán)格的船舶尾氣排放法規(guī)。其中，IMO Tier III法規(guī)將于2016 年開始實(shí)施，其對(duì)船舶發(fā)動(dòng)機(jī)NOx排放的限值比當(dāng)前正在實(shí)施的IMO Tier II法規(guī)下降75%左右，這給船舶發(fā)動(dòng)機(jī)性能研究和技術(shù)開發(fā)提出了重大挑戰(zhàn)。另外，考慮到溫室氣體排放控制的壓力以及船東對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)生命周期成本控制的要求，希望NOx排放控制措施的技術(shù)成本及其對(duì)柴油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性的負(fù)面影響降到最低[1]。目前，選擇性催化還原(SCR)、雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)(DF)和廢氣再循環(huán)(EGR)都被認(rèn)為是可達(dá)到IMO Tier III 排放法規(guī)的技術(shù)，但由于受多種不確定因素的影響，目前尚難明確哪種技術(shù)為最佳的解決方案，因此，有必要對(duì)所有可能的技術(shù)進(jìn)行深入細(xì)致分析，探討各種技術(shù)的NOx減排潛力、對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性的影響及其生命周期成本，建立相關(guān)數(shù)據(jù)庫(kù)，從而根據(jù)用戶的具體需求設(shè)計(jì)適當(dāng)?shù)娜紵到y(tǒng)和NOx排放控制裝置。Miller 循環(huán)、兩級(jí)渦輪增壓和EGR 技術(shù)的聯(lián)合應(yīng)用被認(rèn)為是一條可行的IMO Tier III 排放技術(shù)路線[2]。一些學(xué)者對(duì)于利用Miller 循環(huán)控制發(fā)動(dòng)機(jī)的NOx排放進(jìn)行了熱力學(xué)循環(huán)模擬分析[3-4]，但這種分析所采用的預(yù)設(shè)放熱規(guī)律難以準(zhǔn)確預(yù)測(cè)Miller 循環(huán)條件下氣缸邊界條件的變化對(duì)柴油機(jī)燃燒和排放特性的影響。三維CFD 模擬可以較準(zhǔn)確地模擬缸內(nèi)流動(dòng)、噴霧、混合氣形成和燃燒等與NOx生成密切相關(guān)的現(xiàn)象，從而更加準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)性能和排放[5-7]。為探索某船用中速柴油機(jī)Miller 循環(huán)條件下的燃燒和排放特性，本文作者采用3D CFD 計(jì)算程序AVL FIRE，模擬該型柴油機(jī)的缸內(nèi)工作過程，探討充量溫度、噴油定時(shí)和幾何壓縮比等參數(shù)對(duì)燃燒和排放的影響，以期為該機(jī)型滿足IMO Tier III 法規(guī)而進(jìn)行的燃燒系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。鑒于IMO 的排放法規(guī)沒有對(duì)碳煙排放進(jìn)行定量限制，本文只討論NOx的排放。

1 研究對(duì)象和研究方法

1.1 研究對(duì)象

以某型號(hào)船用大功率中速柴油機(jī)為研究對(duì)象，該機(jī)為四沖程渦輪增壓中冷柴油機(jī)，氣門數(shù)4 個(gè)，噴油器中心正置，9 個(gè)噴孔沿圓周方向均勻分布，孔徑為0.68 mm，噴孔夾角為140°。燃燒室形狀為中心淺盆形，其主要技術(shù)參數(shù)如表1 所示，NOx排放處于IMO Tier I 水平。

表1 柴油機(jī)的主要參數(shù)Table 1 Specification of engine

1.2 計(jì)算模型

湍流模型采用k-ζ-f 四方程模型[8]。壁面邊界層采用復(fù)合壁函數(shù)處理，噴霧破碎模型采用KH-RT 模型[9]。噴霧/壁面碰撞模型采用Naber-Reitz 模型[10]，油滴蒸發(fā)模型采用Dukowicz 模型[11]，油粒與湍流渦團(tuán)的相互作用采用Gosman-Ioannides 隨機(jī)湍流擴(kuò)散模型[12]。燃燒模型采用ECFM-3Z 模型[13]，該模型既能預(yù)混合燃燒，又能模擬擴(kuò)散燃燒，適用于中速柴油機(jī)中2 種燃燒方式都存在的情況。NOx排放模型采用Zeldovich 模型[14]。

采用查表法對(duì)滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角進(jìn)行計(jì)算。首先采用正庚烷的化學(xué)動(dòng)力學(xué)反應(yīng)機(jī)理(與柴油的著火機(jī)理非常相似)[15]模擬得到工質(zhì)在不同壓力、溫度、空燃比、EGR 率條件下的滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角，形成數(shù)據(jù)庫(kù)。計(jì)算時(shí)，程序根據(jù)每個(gè)網(wǎng)格內(nèi)物質(zhì)的狀態(tài)參數(shù)從表格中插值求得滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角。一旦某網(wǎng)格的滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角到達(dá)，便根據(jù)化學(xué)動(dòng)力學(xué)特征時(shí)間計(jì)算燃料的氧化燃燒反應(yīng)。

1.3 計(jì)算方案

計(jì)算采用1/9 氣缸空間模型。計(jì)算網(wǎng)格采用ESE工具劃分。對(duì)網(wǎng)格尺寸和時(shí)間步長(zhǎng)進(jìn)行敏感性分析，分別采用邊長(zhǎng)為2～5 mm 的4 種網(wǎng)格對(duì)缸內(nèi)過程進(jìn)行計(jì)算，發(fā)現(xiàn)當(dāng)網(wǎng)格邊長(zhǎng)為3 mm 時(shí)，再減小網(wǎng)格邊長(zhǎng)將不會(huì)改變計(jì)算結(jié)果。分別采用時(shí)間步長(zhǎng)為16，32，64，160 和320 μs 進(jìn)行計(jì)算，發(fā)現(xiàn)噴霧和燃燒過程的計(jì)算結(jié)果對(duì)時(shí)間步長(zhǎng)比較敏感，當(dāng)時(shí)間步長(zhǎng)降低到32 μs 時(shí)，曲軸轉(zhuǎn)角計(jì)算結(jié)果基本穩(wěn)定；壓縮和膨脹過程的計(jì)算結(jié)果對(duì)時(shí)間步長(zhǎng)不太敏感，當(dāng)時(shí)間步長(zhǎng)減小到曲軸轉(zhuǎn)角為160 μs 時(shí)，計(jì)算結(jié)果不再變化。根據(jù)敏感性分析，在燃油噴射之前，曲軸轉(zhuǎn)角取為160 μs，在噴霧和燃燒過程中，曲軸轉(zhuǎn)角取為32 μs，燃燒基本結(jié)束后，曲軸轉(zhuǎn)角取為160 μs；平均網(wǎng)格邊長(zhǎng)為3 mm，上止點(diǎn)時(shí)網(wǎng)格數(shù)為4.5 萬，下止點(diǎn)時(shí)網(wǎng)格數(shù)為23.4 萬。上止點(diǎn)網(wǎng)格如圖1 所示，在活塞外圍設(shè)置了補(bǔ)償容積，以替代氣門坑和火力岸等縫隙容積，確保余隙高度和幾何壓縮比與實(shí)際柴油機(jī)的相同。

計(jì)算從原機(jī)進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻(曲軸轉(zhuǎn)角為上止點(diǎn)前140°)開始，到排氣門打開時(shí)刻(曲軸轉(zhuǎn)角為上止點(diǎn)后120°)結(jié)束。本文研究采用進(jìn)氣門早關(guān)閉形成Miller循環(huán)的方案，在原機(jī)進(jìn)氣門關(guān)閉時(shí)刻，Miller 循環(huán)方案下氣缸也都處于封閉狀態(tài)，因此，可以將所有工況從該時(shí)刻開始計(jì)算，以方便比較。

圖1 上止點(diǎn)時(shí)的計(jì)算網(wǎng)格Fig.1 CFD meshes at TDC

模擬研究所采用的初始條件、邊界條件及相關(guān)參數(shù)如表2 所示。其中，參數(shù)對(duì)應(yīng)工況為原機(jī)額定負(fù)荷，邊界條件來自實(shí)測(cè)結(jié)果，初始?jí)毫统跏紲囟葋碜越?jīng)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證過的一維CFD 模擬結(jié)果。

原機(jī)初始充量溫度為350 K。在研究充量溫度的影響時(shí)，初始溫度取值范圍為300～360 K，每隔5 K計(jì)算1 組。這些初始溫度范圍通過合適的氣門型線、增壓器和中冷器匹配可以實(shí)現(xiàn)。每次計(jì)算時(shí)都調(diào)節(jié)初始?jí)毫?，使進(jìn)氣充量的質(zhì)量保持不變。噴油量為定值，因此，總的過量空氣系數(shù)保持不變。

表2 模擬計(jì)算的條件和參數(shù)Table 2 Initial and boundary conditions

2 計(jì)算結(jié)果和討論

2.1 計(jì)算模型的驗(yàn)證

利用該型柴油機(jī)原機(jī)E3 工作循環(huán)(即按推進(jìn)特性100%，75%，50%和25%共4 種負(fù)荷率)的性能和排放試驗(yàn)結(jié)果，對(duì)本文所建CFD 數(shù)值模型進(jìn)行驗(yàn)證。模型驗(yàn)證研究時(shí)所采用的實(shí)驗(yàn)參數(shù)見表3。

表3 柴油機(jī)E3 循環(huán)實(shí)驗(yàn)參數(shù)Table 3 Parameters of E3 work cycle

圖2 所示為上述4 個(gè)負(fù)荷氣缸壓力和NOx排放的模擬預(yù)測(cè)值與試驗(yàn)值的對(duì)比。從圖2 可見：在E3 工作循環(huán)4 個(gè)負(fù)荷下，氣缸壓力的預(yù)測(cè)值和試驗(yàn)值較吻合，所有測(cè)點(diǎn)的氣缸壓力相對(duì)誤差均小于1%；對(duì)于NOx排放結(jié)果，各個(gè)工況下模擬計(jì)算值都比實(shí)測(cè)值大，負(fù)荷率為25%時(shí)相對(duì)誤差約為8%，其余3 個(gè)負(fù)荷相對(duì)誤差約為6%。NOx的生成受到多種物理因素和化學(xué)動(dòng)力學(xué)條件的影響，預(yù)測(cè)精度稍低。盡管存在一定的誤差，數(shù)值模擬結(jié)果仍然較好地預(yù)測(cè)了不同初始條件和邊界條件下NOx排放的相對(duì)變化趨勢(shì)。

圖2 氣缸壓力及NOx 排放量模擬結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比Fig.2 Comparison of numerical and experimental results for cylinder pressure and emission of MOx in cylinder pressure

總之，不論是氣缸壓力的發(fā)展歷程還是NOx排放在不同條件下的變化趨勢(shì)，采用本文所建模型都得到了較合理的預(yù)測(cè)精度。注意到該柴油機(jī)E3 工作循環(huán)4個(gè)負(fù)荷下，柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速、增壓比、熱負(fù)荷各不相同，其缸內(nèi)湍流運(yùn)動(dòng)的初始條件、邊界條件以及噴霧和燃燒特性也有較大差異，而本文的模擬預(yù)測(cè)結(jié)果在各工況條件下都符合該機(jī)缸內(nèi)燃燒和NOx排放生成特點(diǎn)，這說明本文針對(duì)該型柴油機(jī)建立的CFD 模型是可信的，其參數(shù)設(shè)置對(duì)于該機(jī)型的模擬合理，可以用于預(yù)測(cè)不同初始條件、邊界條件和燃燒特性下缸內(nèi)的燃燒和NOx排放的變化。

保持該柴油機(jī)額定工況下邊界條件和過量空氣系數(shù)不變，改變充量溫度、噴油定時(shí)和壓縮比等參數(shù)，用上述CFD 模型計(jì)算其缸內(nèi)工作過程。

2.2 充量溫度對(duì)缸內(nèi)燃燒和NOx 排放的影響

當(dāng)柴油機(jī)在充量初始溫度在310～350 K 變化時(shí)，缸內(nèi)壓力和放熱率的模擬預(yù)測(cè)結(jié)果如圖3 所示。從圖3 可見：隨著Miller 循環(huán)條件下充量初始溫度降低，在壓縮階段中缸內(nèi)壓力依次下降。這是因?yàn)橐３诌^量空氣系數(shù)不變，初始?jí)毫σ矔?huì)呈比例降低；在燃燒階段，缸內(nèi)壓力開始快速上升的相位隨著初始溫度的降低而推遲，其原因是噴油時(shí)缸內(nèi)的充量溫度下降導(dǎo)致滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角延長(zhǎng)。較長(zhǎng)的滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)形成了更多的可燃混合氣，致使預(yù)混合燃燒階段的放熱率升高，促使缸內(nèi)壓力更快上升，最終導(dǎo)致5 種初始溫度下缸內(nèi)爆壓基本相同，并且除了在初始溫度為310 K 的工況下明顯提前達(dá)到最高壓力外，在其余4種工況下幾乎在相同的曲軸相位下達(dá)到最高壓力；此后所有工況對(duì)應(yīng)的缸壓曲線基本重合。

從圖3 可知：隨著充量初始溫度降低，燃燒始點(diǎn)延遲，放熱率的第1 峰值即預(yù)混合燃燒峰值急劇上升，尤其在初始溫度低于340 K 后比較明顯。其原因是滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)形成可燃混合氣增加。

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經(jīng)計(jì)算發(fā)現(xiàn)，當(dāng)充量初始溫度下降到300 K 時(shí)將發(fā)生失火。當(dāng)缸內(nèi)充量初始溫度從305 K 到360 K 變化時(shí)柴油機(jī)的滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和最高壓力升高率的模擬結(jié)果如圖4 所示。從圖4 可見：滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和最高壓升率都隨著充量初始溫度的降低而升高。其中，當(dāng)初始溫度變化范圍處于360～320 K 內(nèi)時(shí)，滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角隨溫度下降基本呈線性緩慢增加；當(dāng)溫度進(jìn)一步降低時(shí)，滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角將會(huì)快速增加；隨著滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角增加，在滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)形成的可燃混合氣質(zhì)量也大幅度增加，促使預(yù)混合放熱峰值升高，這將導(dǎo)致燃燒加劇，其顯著標(biāo)志是缸內(nèi)最高壓力升高率大幅度提高。

圖3 初始溫度對(duì)氣缸壓力和放熱率的影響Fig.3 Effect of initial charge temperature on pressure and heat release rate

圖4 初始溫度對(duì)滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和最高壓力升高率的影響Fig.4 Effect of initial charge temperature on ignition delay and maximum pressure rising rate

從圖4 還可見：當(dāng)初始溫度不低于325 K 時(shí)，最高壓升率隨初始溫度的下降緩慢增長(zhǎng)，比原機(jī)增加的幅度在50%以內(nèi)；再進(jìn)一步降低初始溫度，壓升率的極值將大幅度增加；當(dāng)初始溫度為305 K 時(shí)，壓升率達(dá)到原機(jī)的6 倍。

圖5 所示為缸內(nèi)充量初始溫度從305 K 到360 K變化時(shí)柴油機(jī)的指示燃油消耗率和指示NOx排放率的模擬預(yù)測(cè)結(jié)果。需要說明的是：本文所述的所有指示參數(shù)都是針對(duì)從進(jìn)氣門關(guān)閉到排氣門打開期間的高壓循環(huán)功計(jì)算得到的，與完整循環(huán)的指示參數(shù)有一定差別。由圖5 可見：在Miller 循環(huán)條件下，隨著充量溫度降低，油耗率和NOx排放都有一個(gè)先降低后升高的過程。其中油耗率在充量溫度為310 K 時(shí)最低，進(jìn)一步降低充量初始溫度到305 K，油耗率稍有增大。結(jié)合圖3 可知：在不同初始溫度下，壓力曲線的后半段基本重合，過低的初始溫度將使滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角太長(zhǎng)，導(dǎo)致活塞做功減少，這正是指示油耗率曲線出現(xiàn)拐點(diǎn)的原因。

圖5 初始溫度對(duì)指示油耗率和NOx 排放的影響Fig.5 Effect of initial charge temperature on indicated specified fuel consumption and NOx emission

圖5 還表明：NOx排放在充量溫度為315 K 時(shí)最低，比原機(jī)(初始溫度350 K)的NOx排放降低11.1%，進(jìn)一步降低充量初始溫度將會(huì)使NOx排放顯著升高。這說明對(duì)于該中速柴油機(jī)，若不調(diào)整其他參數(shù)，不斷加強(qiáng)Miller 循環(huán)度以降低充量溫度未必有利于降低NOx排放。結(jié)合燃燒放熱率和滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角的分析，可知NOx排放曲線在低溫段上升的原因是：過低的充量溫度導(dǎo)致滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角過度增長(zhǎng)，預(yù)混合燃燒放熱量增加，使得擴(kuò)散燃燒過程缸內(nèi)工質(zhì)的溫度上升，加速熱NOx的生成。

Kyrtatos 等[16]在1 臺(tái)W?rtsil? 6L20 船用中速柴油機(jī)上進(jìn)行的強(qiáng)Miller 循環(huán)(進(jìn)氣門早關(guān)閉方案，同樣保持燃油噴射條件和過量空氣系數(shù)不變)的試驗(yàn)結(jié)果表明：隨著充量溫度降低，滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角持續(xù)增加，而NOx排放隨滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角的增加呈現(xiàn)先降低后增加的趨勢(shì)。本文的模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果變化趨勢(shì)一致，這也在一定程度上間接驗(yàn)證了本文模擬預(yù)測(cè)結(jié)果的可信性。而Millo 等[4]采用一維CFD 程序模擬W?rtsil? 6L20 型柴油機(jī)Miller 循環(huán)，所得到的結(jié)論卻是隨著進(jìn)氣門關(guān)閉正時(shí)的提前，充量溫度單調(diào)下降，NOx排放率也單調(diào)下降，未能準(zhǔn)確預(yù)測(cè)NOx排放的復(fù)雜變化趨勢(shì)。這是因?yàn)樽髡卟捎昧藴?zhǔn)維燃燒模型計(jì)算燃燒過程，這種方法計(jì)算效率較高，但不能充分模擬缸內(nèi)燃燒現(xiàn)象所涉及的復(fù)雜物理-化學(xué)過程；在Miller 循環(huán)條件下，當(dāng)噴霧和燃燒邊界條件發(fā)生較大變化時(shí)，難以準(zhǔn)確預(yù)測(cè)充量溫度下降對(duì)噴霧擴(kuò)散、滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和放熱速率的影響，故不能準(zhǔn)確預(yù)測(cè)NOx排放。

總之，僅僅降低進(jìn)氣充量的溫度所能獲得的NOx排放降低程度較有限，而指示燃油消耗率能降低2%左右。此外，當(dāng)充量溫度大幅度降低時(shí)，壓力升高率將急劇增加，過高的壓升率將導(dǎo)致燃燒粗暴，循環(huán)變動(dòng)加快[16]，不利于柴油機(jī)的可靠性，在燃燒系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)該盡可能地避免這種現(xiàn)象。

為了在一定程度上避免該型號(hào)中速柴油機(jī)Miller循環(huán)在低充量溫度條件下滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角過長(zhǎng)所導(dǎo)致的對(duì)燃油經(jīng)濟(jì)性、NOx排放和可靠性的不利影響，采取推遲噴油定時(shí)和增加幾何壓縮比的措施，以增加噴油時(shí)刻缸內(nèi)充量的溫度，從而在一定程度上縮短滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角。

2.3 噴油定時(shí)對(duì)柴油機(jī)低充量溫度條件下燃燒和NOx 排放的影響

選取充量初始溫度為320 K，在原機(jī)噴油定時(shí)基礎(chǔ)上，依次將噴油曲軸轉(zhuǎn)角定時(shí)推遲2°～8°。圖6 所示為滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和最高壓力升高率的模擬預(yù)測(cè)結(jié)果。從圖6 可見：滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和最高壓力升高率總體上都有一種先降低后升高的變化趨勢(shì)，且降低幅度不大。推遲噴油很難顯著縮短滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角。

圖6 噴油定時(shí)對(duì)滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和最高壓力升高率的影響Fig.6 Effect of injection timing on ignition delay and peak of pressure rising rate

噴油定時(shí)在上述范圍內(nèi)變化時(shí)柴油機(jī)的指示燃油消耗率和指示NOx排放率的模擬預(yù)測(cè)結(jié)果如圖7 所示。從圖7 可見：隨著噴油定時(shí)推遲，NOx排放率下降，其下降速率在噴油定時(shí)推遲4°之前較快，此后較緩慢。這是因?yàn)檫M(jìn)一步推遲噴油定時(shí)使滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角越過了上止點(diǎn)，活塞下行，缸內(nèi)溫度下降，使滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角反而增加，將不利于NOx排放率降低。此外，從圖7 還可以看出：隨著噴油定時(shí)的推遲，指示燃油消耗率幾乎呈線性增加，且增加的幅度較大。因此，對(duì)于本文研究的機(jī)型，在低充量溫度下，通過大幅度推遲噴油來降低NOx排放不利于節(jié)約燃油。若采取噴油定時(shí)曲軸轉(zhuǎn)角延遲2°的方案，則燃油消耗率與原機(jī)的燃油消耗率基本相等，而NOx排放在充量溫度320 K 的基礎(chǔ)上進(jìn)一步降低13.2%，相對(duì)原機(jī)降低24%。

圖7 噴油定時(shí)對(duì)指示油耗率和NOx 排放的影響Fig.7 Effect of injection timing on indicated specified fuel consumption and NOx emission

2.4 幾何壓縮比對(duì)柴油機(jī)低充量溫度條件下燃燒和NOx 排放的影響

選取初始充量溫度為320 K，過量空氣系數(shù)和燃油噴射條件保持與原機(jī)的相同，幾何壓縮比在原機(jī)11.4 的基礎(chǔ)上逐步增加，分別取值為12.0，13.0，14.0和15.0。圖8 所示為不同幾何壓縮比下缸內(nèi)壓力和放熱率的模擬預(yù)測(cè)結(jié)果。從圖8 可見：隨著壓縮比的增加，缸內(nèi)壓力從壓縮行程開始就不斷增加，而燃燒發(fā)生后，缸內(nèi)爆壓則更是顯著增加；當(dāng)壓縮比為15 時(shí)，缸內(nèi)爆壓接近18 MPa，說明若采用較高壓縮比的方案，則需要對(duì)原機(jī)的受力零件結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)化；此外，隨幾何壓縮比的增加，燃燒始點(diǎn)提前，預(yù)混合放熱峰降低，說明增加壓縮比有效地縮短了著火滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角，取得了預(yù)期的效果。

圖9 所示為不同幾何壓縮比下滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和最高壓力升高率的模擬預(yù)測(cè)結(jié)果。從圖9 可見：隨著幾何壓縮比增加，滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和最高壓力升高率都會(huì)發(fā)生大幅度下降，其中尤其是在幾何壓縮比增加到13 之前，滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和最高壓力升高率減小的速率很快；再進(jìn)一步增大幾何壓縮比，滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角減小的速率下降，而最高壓力升高率則只會(huì)微量下降。結(jié)合圖6 中的計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)：當(dāng)滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角曲軸轉(zhuǎn)角小于8°時(shí)，最高壓力升高率低于1.3 MPa/(°)，接近原機(jī)水平，不會(huì)產(chǎn)生粗暴燃燒現(xiàn)象。

圖8 幾何壓縮比對(duì)氣缸壓力和放熱率的影響Fig.8 Effect of geometric compression ratio on pressure and heat release rate

圖9 幾何壓縮比對(duì)滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角和壓力升高率的影響Fig.9 Effect of geometric compression ratio on ignition delay and peak of pressure rising rate

圖10 所示為不同幾何壓縮比下指示燃油消耗率和指示NOx排放率的模擬預(yù)測(cè)結(jié)果。從圖10 可見：隨著幾何壓縮比從11.4 增加到14，NOx排放率逐漸下降，這主要?dú)w因于滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角縮短和預(yù)混合燃燒階段釋放的熱量減小，抑制了熱NOx的生成；再繼續(xù)增加幾何壓縮比到15，NOx排放基本保持不變。這是因?yàn)閴嚎s比增加到一定程度后，其所導(dǎo)致的充量壓縮溫度增加將促進(jìn)熱NOx生成。

從圖10 還可發(fā)現(xiàn)：指示燃油消耗率隨幾何壓縮比的增加呈現(xiàn)先增加后降低的變化趨勢(shì)；當(dāng)幾何壓縮比從11.4 增加到13.0 之前，指示燃油消耗率稍有增加。結(jié)合圖11分析其原因?yàn)椋涸诔淞砍跏紲囟葹?20 K時(shí)，幾何壓縮比為11.4 時(shí)滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角曲軸轉(zhuǎn)角約為11.5°，燃燒始點(diǎn)正好位于上止點(diǎn)；而壓縮比增加到12和13 后滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角減小，燃燒始點(diǎn)提前，柴油機(jī)所作負(fù)功增加，使燃油消耗率增加，但仍然低于原機(jī)基準(zhǔn)水平。進(jìn)一步增加壓縮比，燃油成本明顯降低。盡管同樣存在作負(fù)功的問題，但幾何壓縮比增加所導(dǎo)致的柴油機(jī)迪塞爾循環(huán)理論熱效率增加起主導(dǎo)作用。

當(dāng)幾何壓縮比為15 時(shí)，滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角縮短到比原機(jī)的更短，且燃油消耗率顯著降低，因此，應(yīng)當(dāng)可以接受比320 K 稍低的充量初始溫度，噴油定時(shí)也可以適當(dāng)推遲。將降低初始充量溫度、推遲噴油定時(shí)和提高幾何壓縮比這3 項(xiàng)措施相結(jié)合，將使NOx排放進(jìn)一步降低。最終選取充量初始溫度300 K、噴油定時(shí)曲軸轉(zhuǎn)角為上止點(diǎn)前8°、幾何壓縮比15 作為優(yōu)化方案，計(jì)算得到柴油機(jī)的性能和排放參數(shù)相對(duì)原機(jī)的變化幅度如表4 所示。從表4 可見：Miller 循環(huán)優(yōu)化方案使該型柴油機(jī)在指示燃油消耗率保持基本不變的同時(shí)，NOx排放降低52.4%，從而使該機(jī)型向IMO Tier III法規(guī)中規(guī)定的NOx排放控制目標(biāo)前進(jìn)了一大步。

圖10 幾何壓縮比對(duì)指示油耗率和NOx 排放的影響Fig.10 Effect of geometric compression ratio on indicated specified fuel consumption and NOx emission

表4 優(yōu)化方案的效果Table 4 Results of the optimized parameters

3 結(jié)論

1) 隨著Miller 循環(huán)條件下充量溫度降低，指示油耗率逐漸下降，直到充量溫度接近失火極限溫度時(shí)才會(huì)稍有增加；而NOx排放呈現(xiàn)先降低后增加的趨勢(shì)，過低的充量溫度不利于降低NOx排放，其原因是滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角太長(zhǎng)，預(yù)混合燃燒放熱較多，促進(jìn)熱NOx生成。

2) 最高壓力升高率和滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角隨充量溫度的降低而增加。滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角過長(zhǎng)易產(chǎn)生粗暴燃燒現(xiàn)象，控制滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角曲軸轉(zhuǎn)角小于8°，可以使最高壓力升高率基本保持在原機(jī)的水平。

3) 在低充量溫度下，延遲噴油定時(shí)對(duì)滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角的影響不太，雖然可使NOx排放顯著降低，但會(huì)導(dǎo)致燃油消耗率增加；增加幾何壓縮比可以有效縮短滯燃期曲軸轉(zhuǎn)角，降低NOx排放。

4) 對(duì)充量初溫度、噴油定時(shí)、幾何壓縮比3 個(gè)參數(shù)進(jìn)行綜合優(yōu)化，得到的最優(yōu)方案使該型柴油機(jī)額定負(fù)荷NOx排放降低52.4%，同時(shí)指示燃油消耗率基本保持不變。

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