蔡玉潔，趙昌普，王?科

進氣加濕耦合渦流比對船用柴油機燃燒和排放的影響

蔡玉潔，趙昌普，王?科

(天津大學內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津 300072)

針對某一款四沖程船用柴油機，利用商業(yè)模擬軟件AVL-Fire建立柴油機三維數(shù)值模型，研究進氣加濕耦合渦流比對燃燒的影響以及改善NO和碳煙折中關系的潛力，給出優(yōu)化方案，得到滿足Tier Ⅲ排放法規(guī)的技術路線并保證指示燃油消耗率增長在2%以下．結果表明，加濕率增大，缸內溫度和壓力的峰值均降低，且最大降幅都約為2%；滯燃期延長，燃燒重心后移，對燃燒熱效率不利．缸內溫度和進氣氧濃度的下降有效降低了NO排放，最大降低幅度約為56.7%．一定的渦流比可以促進油氣混合，而太大的渦流比會降低油束貫穿距，使噴霧前端偏轉角度增大，影響油氣混合．渦流比的增大對NO和碳煙的排放形成先增后降的影響，在渦流比為0.5時碳煙排放最低．此外，對各種進氣加濕率和初始渦流比獲得的結果進行優(yōu)化，其中有9種算例同時降低了NO和碳煙排放，并且在初始渦流比為0.50時，加濕率100%和80%的兩種方案滿足Tier Ⅲ的排放標準．

進氣加濕；渦流比；船用柴油機；數(shù)值模擬；燃燒；排放

隨著經濟全球化趨勢的增強，船用運輸業(yè)不斷發(fā)展，而由于船用柴油機高熱效率和低油耗率的特點，使其成為船用運輸業(yè)最主要的動力來源．據(jù)過去幾年的報道，國際航運業(yè)所帶來的廢氣污染排放量占全球氮氧化物(NO)排放量的13％，占全球溫室氣體排放量的2.1％[1]．由于船用柴油機的燃燒特點，其最主要排放物是NO和碳煙[2]．國際海洋組織IMO(Inter-national Maritime Organization)推出了船用柴油機的排放法規(guī)．2016年1月1日開始實施的Tier Ⅲ法規(guī)在排放控制區(qū)ECA(emission control area)相較于TierⅡ對NO排放的限制下降了大約75%[3]，這使得相應的關于船機降排的技術快速發(fā)展．而通過合理地組織缸內燃燒來降低NO和碳煙排放是簡潔有效且成本可控的方法．

近年來，船用發(fā)動機制造商應用了一系列降低排放的技術，如加濕燃燒[4]、廢氣再循環(huán)(EGR)[5]、改變渦流比、可變氣門技術等[6]，使發(fā)動機能夠滿足更嚴格的排放法規(guī)．NO生成的條件離不開高溫富氧以及持續(xù)時間，向燃燒室添加水以降低明顯影響NO形成的峰值燃燒溫度，對于重型柴油機來說，該方法是降低NO生成的有效途徑．進氣加濕技術由于其成本低、易實現(xiàn)、效益高的特點得到廣泛重視．其通過改變進入氣缸的空氣相對濕度，改變進入氣缸充量的組分，可以降低缸內燃燒時的氧氣濃度和最高溫度，有效地抑制了NO的生成[7]．但是燃燒溫度的降低和氧氣濃度的降低帶來了瞬時放熱率降低、有效燃油消耗率升高等一系列負面效應，通過耦合進氣初始渦流比來改善缸內油氣混合質量，改善進氣加濕的負效應，使得燃燒更加充分，污染物排放更低[8]．

進氣加濕降低NO的作用主要通過以下3種效應：水在高溫下離解的化學效應，水有較高比熱容的熱效應，水蒸氣代替進氣充量的稀釋效應[9]．渦流比則通過改變燃油噴霧和進氣充量的流動進而提高油氣混合程度．Rahai等[10]在一個小型柴油機上，建立了可變蒸汽流量空氣加濕系統(tǒng)，結果表明，在兩個不同負荷下保持相對濕度為75%和95%時，NO分別降低了3.7%和22.5%．Tauzia等[11]通過試驗研究了進氣道噴水的冷卻效應和稀釋效應，并且和EGR技術在降排能力上進行了比較，得出相比于EGR，在高負荷下進氣道噴水在PM排放惡化相對較小的情況下更能降低NO排放．Liu等[12]利用數(shù)值模擬研究了燃油乳化耦合EGR降低NO排放的方法，通過米勒循環(huán)和提高壓縮比彌補燃油乳化和EGR帶來的燃油消耗率增加問題，改善NO和燃油消耗率的折中關系．Henein等[13]通過試驗研究了不同的渦流比和EGR對直噴柴油機滯燃期和排放的影響．得出了渦流比在高轉速使滯燃期先降后升，改善了由于EGR帶來的碳煙和CO排放惡化問題．Zhu等[14]模擬了不同渦流比與不同噴油正時，柴油機NO和碳煙排放及有效燃油消耗率的折中關系，結果表明在渦流比較高時，噴油正時推遲2°CA，EGR率為10%時，可以同時降低NO和碳煙，改善其折中關系．

當前，針對向燃燒室里加水和渦流比對柴油機的影響的研究大部分是單獨的，而針對二者對柴油機的相互作用的研究還較少，合適的進氣加濕率和渦流比可以優(yōu)化缸內燃燒．因此筆者采取數(shù)值模擬的方法，利用三維模擬軟件AVL-Fire研究了關于進氣加濕和渦流比的相互作用對船用柴油機的影響規(guī)律，為降低排放提供可行性途徑．

1?模型介紹與驗證

1.1?發(fā)動機參數(shù)及初始條件

本研究模擬所用原型機為四沖程增壓中冷直噴式船用柴油機，該發(fā)動機的主要參數(shù)如表1所示．初始條件和邊界條件見表2．其中，初始條件為試驗初始值．計算域內的所有網格都設置為統(tǒng)一的初始值．

表1?發(fā)動機參數(shù)

Tab.1?Specifications of engine

表2?邊界和初始條件

Tab.2?Boundary and initial conditions

1.2?計算網格及參數(shù)設置

發(fā)動機采用部分負荷在1350r/min轉速運行，為了減少計算時間，又因為噴嘴在燃燒室內呈中心布置，在不影響計算結果的情況下，采用1/8即45°扇形燃燒室模擬混合物的形成和燃燒過程．模擬上止點為720°CA，計算在進氣門關閉時開始，排氣門打開時結束，即模擬范圍為595～837°CA．噴油開始時刻為－14.5° CA ATDC，結束時刻為20° CA ATDC，歷時34.5° CA．圖1為發(fā)動機燃燒室在上止點時的計算網格．使用AVL ESE Diesel軟件創(chuàng)建三維網格，在上止點總數(shù)大約為47000．模型網格的疏密程度對模擬計算結果的影響較大，因此，對網格獨立性的驗證是很有必要的．圖2為在上止點時，缸內平均壓力的峰值隨網格數(shù)的變化圖．從圖中可以看出，隨著網格數(shù)的增加，平均壓力的峰值逐步增大，當網格數(shù)增大超過約45000時，缸內平均壓力的峰值趨于平穩(wěn).此時，網格數(shù)的大小對計算結果的影響可以忽略．為了平衡計算時間和計算精確度，采用網格總數(shù)為47000的模型進行模擬計算．

為了研究進氣加濕率和渦流比對燃燒和排放的影響，在整個模擬過程中，保持發(fā)動機轉速和噴射的燃料質量等恒定，選取了6種加濕率和5種渦流比來進行分析比較．加濕率使用進氣空氣的相對濕度來表示，分別設置相對濕度為：0、20%、40%、60%、80%和100%．其水蒸氣的質量分數(shù)分別為0、0.61%、1.23%、1.85%、2.48%和3.11%．渦流比分別選取0.5、0.85(原機)、1.3、1.6和1.8．如表3所示，考慮加濕率和渦流比耦合的情況，共有30種不同的算例．

圖1?上止點發(fā)動機計算網格

圖2?缸內平均壓力峰值隨網格數(shù)的變化

表3?計算方案

1.3?計算模型

在本次研究中，利于商業(yè)軟件AVL-Fire模擬柴油機噴霧燃燒過程中涉及到的物理化學過程，該軟件是基于有限體積法來求解控制守恒方程，并且使用噴霧、燃燒和排放模塊來詳細模擬柴油發(fā)動機缸內發(fā)生的過程．湍流模型采用由Hanjali?等[15]提出的四方程--模型，該模型有更高的計算精度和穩(wěn)定性．燃燒模型采用ECFM-3Z模型[16]，該模型將計算單元分為3個區(qū)域，以便對空氣燃料混合、自動點火、燃燒和污染物形成過程進行特定模擬．噴霧破碎模型采用Wave模型[17]，在該模型中，噴霧中液滴的大小取決于液滴速度的波長，模型中的參數(shù)C2設置為10.因為NO排放中絕大部分是NO，含有極少量的NO2和N2O，所以NO排放模型采用Extend Zeldovich Mechanism模型[17]，用NO排放來代替NO的排放．NO的生成忽略快速型NO和燃料型NO，只關注高溫NO，化學反應式為

本研究中所使用的其他子模型在表4中列出．

表4?計算子模型

Tab.4?Sub-models used in the calculation

1.4?模型驗證

為了驗證計算模型，運用原始發(fā)動機在部分負荷、1350r/min轉速下的試驗結果對模擬發(fā)動機的數(shù)值結果進行驗證．圖3給出了發(fā)動機缸內壓力和放熱率試驗值和模擬值的對比．在曲軸轉角為8°CA ATDC時，試驗缸壓峰值為13.52MPa．計算缸壓在曲軸轉角為8.8°CA ATDC時峰值為13.30MPa．計算缸壓比試驗值低了1.63%，相位落后0.8°CA．圖4給出了NO和碳煙排放物試驗值和模擬值的對比，NO排放的計算值比試驗值低了約2.7%，碳煙排放物的計算值比試驗值低了約3.9%.從以上可以看出，在壓縮、燃燒和膨脹階段期間，氣缸壓力和放熱率的模擬結果和試驗結果吻合良好，此外，發(fā)現(xiàn)NO和碳煙的排放預測與試驗數(shù)據(jù)也較為一致．因此，數(shù)值模擬的計算模型和邊界條件是可信的．

圖3?缸內壓力和瞬時放熱率模擬值和試驗值對比

圖4?NOx和碳煙排放模擬值和試驗值對比

1.5?參數(shù)定義

式中：為計算總網格數(shù)；m為網格內的質量；(x，y，z)為局部網格的中心；(u，v，w)為各網格在(，，)方向上的速度．

渦流數(shù)為渦流角速度與發(fā)動機角速度的比值，其中為發(fā)動機角速度．

2?模擬結果與分析

2.1?進氣加濕與渦流比對缸內燃燒的影響

圖5為渦流比為0.85時，不同加濕率下缸內平均溫度隨曲軸轉角的變化圖．由圖可見，隨著加濕率的增大，缸內平均溫度逐漸降低，峰值溫度降低了約2%．這主要是因為水有較大的比熱容，隨著水蒸氣的含量增多，進氣充量的比熱容增大，從而缸內氣體混合物可以吸收更多的熱量，缸內溫度降低．同時水有較大的汽化潛熱，在進入氣缸之后可以吸收更多的熱量，抑制了火焰燃燒，也導致溫度降低．

圖5?不同加濕率對缸內平均溫度的影響(渦流比為0.85)

圖6為加濕率為0時，不同渦流比下缸內平均溫度隨曲軸轉角的變化．在渦流比為1.30時，缸內平均溫度的峰值最高，達到1561.83K．之后隨著渦流比繼續(xù)增大，平均溫度的峰值開始降低．這是因為渦流比增大時，可以促進油氣的混合，改善燃燒程度，缸內溫度升高．而渦流比太大時，會影響噴霧的貫穿距，使得噴霧出現(xiàn)彎曲并且相互之間有了輕微重疊干擾，燃燒速度受阻，燃燒變得不好．在燃燒后期，因為較大的渦流使得前期燃料燃燒較差，未燃的燃料變多，使得后燃增加，后期溫度反而升高了．圖7為進氣加濕耦合渦流比對最高平均溫度的影響．從圖中可以看出，隨著加濕率的增大，最高溫度逐漸降低，而隨著渦流比的增大，最高平均溫度出現(xiàn)一個先升高后降低的趨勢．在渦流比為0.50、加濕率為100%時，缸內平均溫度的峰值達到最低．

圖6?不同渦流比對缸內平均溫度的影響(加濕率為0)

圖8為在渦流比為0.85時，不同進氣加濕率下缸內平均壓力隨曲軸轉角的變化圖．從圖中可以看出，隨著加濕率從0到100%不斷增大，缸內平均壓力的峰值從13.39MPa降到13.13MPa，降低約0.26MPa，峰值相位基本沒有變化．這表明進氣充量中的水蒸氣可以降低缸內的平均壓力．加濕率的增大抑制了火焰燃燒，降低了燃燒定容度，導致缸內平均壓力逐漸降低．圖9為加濕率為0時，不同渦流比下缸內平均壓力隨曲軸轉角的變化．從圖中可以看出，隨著渦流比的增大，缸內最大壓力也跟著逐漸增大，但是上升趨勢變緩．在渦流比從1.60到1.80時，缸內壓力基本不再上升．這主要是因為初期渦流比增大，改善了缸內油氣混合，較大的渦流比也改善了燃油的霧化，有利于燃料燃燒．而太大的渦流比會影響缸內的擠流運動，使得缸內壓力上升不再明顯，可以預測當渦流比繼續(xù)增大時，缸內平均壓力反而會出現(xiàn)下降趨勢．

圖10為進氣加濕和渦流比對滯燃期和燃燒重心CA50的影響．從圖中可以看出，總體來說，隨著加濕率的增大，燃燒滯燃期變大，燃燒重心后移．這主要因為加濕率增大，進氣氧濃度降低，燃料不能得到足夠的氧氣來形成可燃混合物，導致早期擴散燃燒階段的燃燒速率降低，推遲了燃燒重心．而隨著渦流比的增大，滯燃期縮短，燃燒重心提前．渦流比增大到1.3時，渦流比對滯燃期基本沒有影響，燃燒重心略微推遲．

圖7 進氣加濕耦合渦流比對最高缸內平均溫度的影響

圖8?不同加濕率對缸內平均壓力的影響(渦流比為0.85)

圖9?不同渦流比對缸內平均壓力的影響(加濕率為0)

圖10 進氣加濕耦合渦流比對滯燃期和燃燒重心CA50的影響

2.2?進氣加濕與渦流比對缸內流場的影響

圖11為加濕率為0時，不同渦流比下缸內渦流數(shù)隨曲軸轉角的變化．從圖中可以看出，初始渦流比越大，渦流數(shù)就越大，并且初始渦流比大的在壓縮后期和膨脹初期渦流數(shù)衰減得更多．圖12為在加濕率為0時，不同渦流比下缸內當量比在上止點和20°CA ATDC的分布圖．在TDC處，從圖(a)中看出，噴射處于主噴射過程，噴射范圍相對較大，燃料和空氣的混合主要集中在燃料束和噴霧的前部．在渦流比較小(為0.50和0.85時)，油束可以撞壁，燃油與空氣的混合較好．隨著渦流比的增加，油束貫穿距逐漸減小，已經不能碰壁．這是因為太大的渦流使噴霧前端偏轉了一定角度，阻礙了燃油噴霧的射流運動，如圖(b)所示．這使得燃燒室壁面處的空氣利用變差，燃油集中在氣缸軸線區(qū)域，油氣混合反而變差．在20°CA ATDC，燃料噴射過程完成，此時噴霧能量已顯著降低，混合氣分布在燃燒室壁面附近．

圖13為在加濕率分別為0時，不同渦流比下缸內速度場和湍動能場的分布圖．從TDC時的速度場可以看出，初始渦流比較小時，只在噴霧的上側卷吸出一個逆時針大渦團.隨著渦流比增大，在油束兩側都出現(xiàn)較大速度的卷吸，形成兩個大渦團．在渦流比為1.30時油束卷吸速度最大．之后因為太大的初始渦流比使得繞氣缸軸線的氣流運動角動量太大，削弱了鉛直面上的滾流和湍流運動，降低了對燃燒室底部和燃燒室壁面的空氣卷吸，會導致不完全燃燒．在20°CA ATDC時，速度場變化基本延續(xù)了TDC處的變化，在擠流區(qū)，隨著渦流比增大，逆擠流運動增大，形成明顯的渦團．從圖(b)可以看出，在TDC處，湍動能主要由噴霧控制，在渦流比為0.85時有較大的湍動能，燃燒速度相對更快．如果渦流比太大，使得渦流運動非常強，前噴霧的彎曲角度將沿渦流方向顯著增加，導致相鄰噴霧相互干擾，混合物將惡化到不完全燃燒．

圖11?不同渦流比對渦流數(shù)的影響(加速率為0)

圖12?不同渦流比缸內當量比的分布(加濕率為0)

圖13?不同渦流比速度場和湍動能場的分布(加濕率為0)

2.3?進氣加濕與渦流比對排放的影響

圖14為渦流比為0.85時，不同加濕率下NO排放的變化圖．發(fā)動機燃燒室中的NO形成可以通過擴展的Zeldovich機理來描述．NO的生成主要由進氣空氣中氮氣和氧氣在高溫富氧區(qū)域生成．從圖中可以看出，隨著加濕率的增大，缸內NO排放依次降低，加濕率從0增加到100%，NO排放顯著減少，降低了約56.7%．并且NO的生成始點略微推遲，生成速率大幅下降．主要原因有兩點：第一，進氣濕度增加，進氣充量的水蒸氣含量增多，進入缸內的充量氧濃度降低，稀釋了缸內油氣混合可能存在的富氧區(qū)域；第二，如前所述，進氣濕度的增加使得進氣溫度降低，缸內平均溫度和最高燃燒溫度降低，NO的生成減少．

圖14?不同加濕率對NOx排放的影響(渦流比為0.85)

圖15為加濕率為0時，不同渦流比下NO排放的變化圖．從圖中可以看出，隨著渦流比增大，NO排放出現(xiàn)了一個先增大后減小的趨勢，渦流比從0.50增大到1.30時，NO排放不斷增大，生成速率也不斷增加．而隨著渦流比繼續(xù)增大到1.30，NO生成開始下降，因為缸內平均溫度峰值隨渦流比的變化也是先增大后減小，如圖6所示．在渦流比為1.30時平均溫度峰值最大，而高溫是影響NO生成的主要因素．從圖12也可以看出，缸內混合氣隨著渦流比增大混合地更充分，燃燒更好，而繼續(xù)增大渦流比會影響缸內燃油與空氣的混合，缸內燃燒不充分，NO排放降低.在低渦流比0.5和高渦流比1.8時NO排放較低．

圖15?不同渦流比對NOx排放的影響(加濕率為0)

圖16為渦流比為0.85時，不同加濕率下碳煙排放變化圖．碳煙的排放是由前期生成和后期氧化的共同作用的結果．從圖中可以看出，隨著加濕率的增加，生成速率略微下降，碳煙生成的峰值也略微降低.這是因為加濕率增大，燃燒滯燃期增大(見圖10)．這使得在燃燒開始前油氣混合的準備時間增多，油氣混合得更好，燃燒會更加充分，因此局部富油區(qū)產生的碳煙減少．但是隨著加濕率的增大，碳煙后期氧化的能力變弱．這是因為進氣充量中水蒸氣增多，氧濃度變小，并且加濕率增大，缸內平均溫度降低，這都不利于碳煙的氧化．最終導致加濕率增大，碳煙的最終排放增大．

圖17為加濕率為0時，不同渦流比下碳煙排放的變化圖．從圖中可以看出，渦流比從0.50增加到0.85時，碳煙生成顯著下降．如圖12所示，渦流比增大，缸內當量比更接近化學計量當量比．燃燒更加充分，碳煙生成降低．大的渦流比促進了油氣混合，碳煙的生成減小．當渦流比繼續(xù)增大到1.80時，碳煙生成增加，這是由于太大渦流使得油束之間出現(xiàn)輕微重疊，空氣利用率變差，富油區(qū)面積變大．碳煙的后期氧化在渦流比為0.50時速率最快，碳煙排放最低．這是因為后期缸內溫度在渦流比為0.50時最高(見圖6).渦流比為1.80時，碳煙的氧化速率比渦流比為1.30和1.60時快，也是由于其后期缸內平均溫度較高. 整體來說，隨著渦流比的增大，碳煙排放增大. 渦流比為0.85時碳煙生成較少，而渦流比為0.50時碳煙氧化能力較強，使得二者碳煙的最終排放都較低.

圖16?不同加濕率對碳煙排放的影響(渦流比為0.85)

圖17?不同渦流比對碳煙排放的影響(加濕率為0)

2.4?優(yōu)化分析

圖18為30個算例中碳煙和NO排放示意圖. 從圖中可以看出，隨著加濕率的增大，整體算例是向NO減小的方向移動．在小渦流比(0.50和0.85)下碳煙的排放基本不隨加濕率的增大而變化．這是因為小渦流比對缸內氣流的擾動影響較小，油氣混合較充分，沒有出現(xiàn)油束相互干擾，噴霧貫穿距太小的情況，使得缸內碳煙的排放基本沒有升高．在大渦流比下，碳煙排放隨著加濕率的增大出現(xiàn)波動．隨著渦流比的增大，碳煙排放出現(xiàn)先增大后減小的趨勢，正如圖17所示．從圖中可以看出，有9種算例的NO和碳煙排放相對于原機都降低了，很好地折中了NO和碳煙排放．分別為渦流比為0.50時的6種加濕率和渦流比為0.85的3種加濕率．其中渦流比為0.50時，加濕率分別為100%和80%這兩種算例不僅同時降低了碳煙和NO排放，而且達到了Tier Ⅲ法規(guī)的標準．而在圖18中還有另外3種算例達到Tier Ⅲ標準，但是由于碳煙排放高而不采納．

圖19給出了同時降低NO和碳煙排放的9種算例的指示燃油消耗率示意圖．從圖中可以看出，加濕率對指示燃油消耗率產生了負面效應，加濕率的增大升高了指示燃油消耗率．這是因為加濕之后，缸內燃燒溫度降低，滯燃期延長，燃燒重心CA50向后偏移，燃燒過程定容度減小；氧質量分數(shù)下降也使得燃燒有惡化的趨勢，使得燃燒熱效率降低，指示燃油消耗率上升．其中指示燃油消耗率增加最大的算例是加濕率為100%和渦流比為0.50，其指示燃油消耗率的升高率為1.8%，低于2%．總體來說，小渦流比(0.50)時耦合上大的加濕率在滿足指示燃油消耗率損耗條件下，在可接受程度內可同時降低NO和碳煙排放，并滿足TierⅢ法規(guī)．

圖18?所有算例碳煙和NOx排放

圖19?9種算例的指示燃油消耗率

3?結?論

(1) 隨著加濕率的增大，在渦流比為0.85時，缸內平均溫度和壓力峰值降低幅度最大都約為2%．燃燒滯燃期增大，燃燒重心后移，不利于燃燒定容度．隨著渦流比的增大，缸內平均溫度先增后降，平均壓力增加變緩．渦流比大于1.30時，燃燒重心較提前，有利于燃燒定容度．

(2) 一定的渦流比，可以促進油氣混合變得更加均勻．而太大的渦流比，會降低油束貫穿距，影響噴霧距離和噴霧卷吸空氣的能力，并且使噴霧前端發(fā)生偏轉，油束之間互相重疊干擾，對油氣的混合產生不利影響．

(3) 進氣加濕可以有效地降低NO排放，在渦流比為0.85、加濕率100%時降低了約56.7%的NO排放，但是會導致碳煙排放惡化．而渦流比的增大會對NO和碳煙排放形成一個先增大后降低的影響，在低渦流比0.50和高渦流比1.80時，NO排放較低．同時在低渦流比0.50時碳煙排放最低，改善了因加濕導致的碳煙排放惡化問題．

(4) 在保證指示燃油消耗率增加2%以內，發(fā)現(xiàn)9種算例同時滿足降低NO和碳煙排放，其中渦流比為0.50時，加濕率分別為100%和80%這兩種方案達到了Tier Ⅲ排放標準，通過進氣加濕和渦流比的耦合改善了NO和碳煙的折中關系．

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Effects of Intake Air Humidification Coupled with Swirl Ratio on Combustion and Emissions in a Marine Diesel Engine

Cai Yujie，Zhao Changpu，Wang Ke

(State Key Laboratory of Engines，Tianjin University，Tianjin 300072，China)

A three-dimensional numerical model of a four-stroke marine diesel engine was established by a com-mercial simulation software AVL-Fire．Numerical investigations were conducted to explore the potential of intake air humidification coupled with swirl ratio to improve the trade-off relationship of NO-soot．This paper also provided a solution to meet Tier Ⅲemission regulations with a loss of indicated specific fuel consumption of no more than 2%．The simulation results indicate that both in-cylinder peak temperature and pressure decrease by about 2% with the increase of humidification rate．The ignition delay gets longer，and CA50 is delayed，resulting in reduced combustion thermal efficiency．The NOemissions can be significantly reduced due to the decrease in temperature and intake oxygen concentration，with the greatest decrease of about 56.7%．An appropriate swirl ratio is conducive to fuel/air mixing．However，with the increase of swirl ratio，jet penetration becomes shorter due to jet deflection，which will influence fuel/air mixing quality．The NOand soot emissions first increase and then decrease as the swirl ratio increases，and the soot emission is the lowest when the swirl ratio is 0.5. Furthermore，optimization is carried out on the results obtained for various humidification rates and initial swirl ratios．There are nine cases that can simultaneously reduce NOand soot emissions．When the initial swirl ratio is 0.5，the two cases with 100% and 80% humidification rate are found to have achieved the optimum emission and meet Tier Ⅲemission regulations．

intake air humidification；swirl ratio；marine diesel engine；numerical simulation；combustion；emission

TK421

A

1006-8740(2020)01-0060-09

10.11715/rskxjs.R201904007

2019-04-10．

國家高技術研究發(fā)展計劃(863計劃)資助項目(2012AA111705)；國家自然科學基金資助項目(50676067).

蔡玉潔（1995—??），男，碩士研究生，caiyujie613@163.com.

趙昌普，男，博士，副教授，cpzhao@tju.edu.cn.