魏勝利，劉鑫，冷先銀，梁昱，紀(jì)坤鵬，王飛虎

（1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江212013；2.江蘇大學(xué)能源研究院，江蘇鎮(zhèn)江212013；3.貴陽學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院，貴州貴陽550005）

進(jìn)氣門晚關(guān)米勒循環(huán)對柴油機(jī)燃燒和排放影響的研究

魏勝利1，劉鑫1，冷先銀2，梁昱3，紀(jì)坤鵬1，王飛虎1

（1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江212013；2.江蘇大學(xué)能源研究院，江蘇鎮(zhèn)江212013；3.貴陽學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院，貴州貴陽550005）

基于D6114柴油機(jī)的BOOST模型，分析了進(jìn)氣門晚關(guān)米勒循環(huán)對柴油機(jī)燃燒和排放的影響。結(jié)果表明：推遲進(jìn)氣門關(guān)閉時刻可以減小壓縮階段的壓力和溫度，從而使滯燃期增長；但是由于缸內(nèi)工質(zhì)的減少，缸內(nèi)平均溫度和碳煙排放升高；增壓壓力的提高可以彌補(bǔ)進(jìn)氣損失，研究發(fā)現(xiàn)進(jìn)氣門晚關(guān)結(jié)合提高增壓壓力及推遲噴油，可同時降低NOx和碳煙的排放；在保持爆發(fā)壓力與原機(jī)相同時，采用米勒循環(huán)度M60、噴油正時推遲2°CA的方案，油耗降低4 g/（kW·h），碳煙排放降低6%，而NOx的排放量降低了31%.

動力機(jī)械工程；D6114柴油機(jī)；米勒循環(huán)；NOx排放；燃油經(jīng)濟(jì)性

0 引言

非道路柴油機(jī)國Ⅲ排放標(biāo)準(zhǔn)的實施，促進(jìn)了該類柴油機(jī)技術(shù)的革新。高增壓技術(shù)是進(jìn)一步優(yōu)化柴油機(jī)燃燒和排放的有效方法之一［1-4］。但在重型柴油機(jī)高負(fù)荷工況下，由于缸內(nèi)燃燒峰值壓力較高，柴油機(jī)所能承受的機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷是限制其進(jìn)一步提高增壓壓力的主要因素。如果同時采用米勒循環(huán)進(jìn)氣正時，即通過改變進(jìn)氣門的關(guān)閉時刻使有效壓縮行程變短，缸內(nèi)氣體壓力和溫度將有一定幅度的下降，可以使柴油機(jī)的最高燃燒壓力和溫度顯著下降，從而使柴油機(jī)機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷下降，同時具有降低NOx和碳煙排放的潛力［5-8］。大量的研究證明［9-13］：米勒循環(huán)匹配增壓系統(tǒng)能保證重型柴油機(jī)在缸內(nèi)峰值壓力在不超過極限值時，進(jìn)一步對柴油機(jī)熱效率和排放進(jìn)行優(yōu)化。

本文在D6114柴油機(jī)中引入米勒循環(huán)技術(shù)，以期滿足非道路國Ⅲ排放法規(guī)要求，利用AVL BOOST發(fā)動機(jī)穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)性能分析軟件建立該柴油機(jī)的模型，在對數(shù)值模型進(jìn)行了驗證的基礎(chǔ)上，探索米勒循環(huán)下進(jìn)排氣流動和缸內(nèi)燃燒發(fā)展過程。分別分析了進(jìn)氣門關(guān)閉時刻、增壓壓力、噴油正時等參數(shù)對柴油機(jī)性能和排放的影響。

1 數(shù)值模擬

1.1 研究對象

研究對象D6114柴油機(jī)是一款6缸廢氣渦輪增壓中冷柴油機(jī)，該柴油機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。根據(jù)該柴油機(jī)各部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)和技術(shù)規(guī)格，應(yīng)用AVL BOOST軟件建立該柴油機(jī)仿真模型，如圖1所示。模型中主要包含渦輪增壓器、中冷器、容腔、氣缸以及其他連接管路等。

表1 D6114柴油機(jī)的基本參數(shù)Tab.1 Basic parameters of D6114 diesel engine

1.2 計算模型

BOOST中氣缸內(nèi)燃燒模型的設(shè)定對計算的準(zhǔn)確性影響很大。本文缸內(nèi)燃燒模型選用AVL MCC模型。該模型由輸入的噴油器的參數(shù)及噴油規(guī)律計算得到燃油噴入氣缸時的噴射速率及動能［14-15］。

燃燒放熱率是可燃燃油質(zhì)量函數(shù)和湍流動能密度的函數(shù)：

式中：

式中：QMCC為燃料放熱量；α為曲軸轉(zhuǎn)角；CC為燃燒常數(shù)；mF為燃料蒸發(fā)的質(zhì)量；k為局部湍動能密度；V為氣缸容積；Hu為燃料低熱值；ωO為噴油開始時刻可用氧的質(zhì)量分?jǐn)?shù)；CEGR為排氣再循環(huán)（EGR）率影響常數(shù)；CR為混合速率常數(shù)。

由于擠流和旋流的動能相對較少，因此氣缸內(nèi)燃油的動能由燃料噴射的速率決定：

式中：Ek，F(xiàn)為缸內(nèi)燃油的動能；vF為噴射速率；n為柴油機(jī)轉(zhuǎn)速；μA為有效噴孔面積；ρF為燃油密度。

NOx的生成采用Zeldovich機(jī)理［16］，根據(jù)由放熱率計算出的溫度值和燃燒區(qū)內(nèi)氣體成分計算得出的。

碳煙量的瞬時變化是基于Schubiger等［17］方法，由碳煙生成和氧化之間的差值計算得到的。

圖1 D6114柴油機(jī)的計算模型Fig.1 Computation model of D6114 diesel engine

1.3 模型的合理性驗證

本次仿真選定轉(zhuǎn)速1400 r/min、滿負(fù)荷工況（循環(huán)供油量112 mg/cycle）、噴油壓力為100 MPa為計算工況。圖2所示為該工況下計算得到的示功圖與試驗值進(jìn)行對比。從圖2中可以看出，計算結(jié)果和試驗結(jié)果最大爆發(fā)壓力對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角位置基本相同，且數(shù)值相差0.56 MPa，誤差為4.01%.

圖2 計算和試驗缸內(nèi)壓力的對比Fig.2 Comparison of calculated in-cylinder pressure and experimental data

圖3為1 400 r/min轉(zhuǎn)速下不同負(fù)荷下扭矩和油耗的對比，可以看出不同負(fù)荷下扭矩的計算結(jié)果略低于試驗結(jié)果，但相差不大；油耗的計算值和試驗值在中小負(fù)荷下相差較大，而在高負(fù)荷下吻合較好，但總體都在誤差許可范圍內(nèi)。

圖3 計算和試驗扭矩和油耗的對比Fig.3 Comparison of calculated and experimental torques and fuel consumption

該轉(zhuǎn)速滿負(fù)荷工況下，NOx排放計算值為5.2 g/（kW·h），試驗值為5.64 g/（kW·h），誤差為7.8%.碳煙排放計算值為0.23 g/（kW·h），試驗值為0.24 g/（kW·h），誤差為4.2%.因此本文針對該型柴油機(jī)建立的BOOST模型是可信的，其參數(shù)設(shè)置對于該機(jī)型的模擬是合理的，可以對模擬結(jié)果進(jìn)行定性分析。

2 模擬結(jié)果及分析

2.1 進(jìn)氣門關(guān)閉正時對燃燒排放的影響

在研究進(jìn)氣門關(guān)閉正時對燃燒及排放的影響時，保持噴油正時、噴油量、進(jìn)氣壓力、進(jìn)氣溫度、EGR率等參數(shù)不變。圖4所示為進(jìn)氣門最大升程不變時，將進(jìn)氣門關(guān)閉時刻由574.5°CA推遲至634.5°CA.把原機(jī)進(jìn)氣門關(guān)閉角度與進(jìn)氣門晚關(guān)閉角度的差值定義為米勒循環(huán)度（M），M0為原機(jī)進(jìn)氣門升程曲線。180°CA、540°CA為活塞行程下止點（BDC），360°CA為活塞行程上止點（TDC）。

圖4 米勒循環(huán)的氣門升程曲線Fig.4 Valve lift profiles for a variety of Miller cycles

圖5（a）顯示了進(jìn)氣門關(guān)閉正時對缸內(nèi)平均壓力和放熱率的影響。隨著米勒循環(huán)度加深，有效壓縮行程變短，同時會引起缸內(nèi)氣流倒流進(jìn)氣管，導(dǎo)致缸內(nèi)平均壓力降低。M60方案的最大缸內(nèi)壓力比M0方案降低了3 MPa，這樣柴油機(jī)的機(jī)械負(fù)荷下降，有利于柴油機(jī)的可靠性，也為進(jìn)一步增壓提供條件；對放熱率曲線，著火始點延遲、滯燃期增長，且放熱率曲線不斷升高。由于滯燃期的加長，則在滯燃期內(nèi)積累的可燃混合氣量和參加預(yù)混燃燒的燃料量增多，燃燒初期愈強(qiáng)烈，放熱率峰值增大。

圖5（b）所示為不同進(jìn)氣門關(guān)閉正時缸內(nèi)平均溫度的對比。壓縮時缸內(nèi)平均溫度從M0到M60逐漸降低，M60方案在噴油時刻的缸內(nèi)平均溫度比M0降低了約44 K，這正是米勒循環(huán)期望達(dá)到的效果。隨著缸內(nèi)溫度的降低，燃燒滯燃期增加，而影響滯燃期的主要因素是缸內(nèi)溫度和壓力。在相同的進(jìn)氣溫度下，壓縮溫度僅與有效壓縮比有關(guān)。

著火燃燒后，缸內(nèi)平均溫度從M0到M60逐漸升高。由于此時進(jìn)排氣門均關(guān)閉，氣缸和缸內(nèi)工質(zhì)組成閉口熱力學(xué)系統(tǒng)。取缸內(nèi)微小混合氣團(tuán)為研究對象，根據(jù)閉口熱力學(xué)第一定律，混合氣團(tuán)在單位時間內(nèi)的溫度變化ΔT的表達(dá)式［18］如下：

式中：Qf為單位時間內(nèi)混合氣團(tuán)的放熱量；W和Qc分別為混合氣團(tuán)對外做的功和傳熱量；Σmicvi表示氣團(tuán)的總熱容，mi和cvi分別為組分的質(zhì)量和定容比熱容；i表示組分，包括空氣、EGR、未燃燃料等。

圖5 進(jìn)氣門晚關(guān)定時對燃燒過程的影響Fig.5 Effect of late intake closing time on combustion process

由于不同米勒循環(huán)度下，循環(huán)噴油量不變，缸內(nèi)工質(zhì)燃燒總放熱量變化不大，而缸內(nèi)工質(zhì)總量越少，氣團(tuán)的總熱容越小，ΔT越大。

圖6給出了進(jìn)氣門關(guān)閉正時對NOx和碳煙排放的影響。隨著米勒循環(huán)度的增加，NOx排放量略有升高，這是由于進(jìn)氣門晚關(guān)導(dǎo)致缸內(nèi)氣體回流，進(jìn)而使缸內(nèi)溫度升高、氧濃度降低。氧濃度降低抑制了NOx的生成，但溫度對NOx的生成占主導(dǎo)因素。進(jìn)氣量的減少造成缸內(nèi)過濃混合氣區(qū)增多，碳煙生成增多，因此米勒循環(huán)度的增加同時也引起了碳煙排放的迅速升高。

圖6 進(jìn)氣門晚關(guān)定時對NOx和碳煙排放的影響Fig.6 Effect of late intake closing time on NOxand soot emissions

2.2 增壓壓力對米勒循環(huán)的影響

針對柴油機(jī)采用進(jìn)氣門晚關(guān)方案時進(jìn)氣損失造成的缸內(nèi)溫度升高和碳煙排放增多問題，可提高增壓壓力以便向缸內(nèi)提供更多的新鮮充量。因此，模擬分析了不同增壓壓力下米勒循環(huán)柴油機(jī)的性能和排放。當(dāng)增壓壓力增大時，缸內(nèi)的燃燒壓力也會隨之增大。為保證柴油機(jī)的可靠性，最大增壓壓力應(yīng)使缸內(nèi)最大壓力滿足低于缸壓限值14.5 MPa的條件。另外，為了與原機(jī)有更好的對比，計算了增壓過程中不同米勒循環(huán)度下維持爆發(fā)壓力與原機(jī)相同的方案。

圖7 增壓結(jié)合米勒循環(huán)對油耗的影響Fig.7 Effects of supercharging and Miller cycle on fuel consumption

圖7陰影區(qū)域是增壓過程中不同米勒循環(huán)度下油耗的變化范圍。陰影區(qū)域的上邊界為保持與原機(jī)相同增壓壓力線，五角星線為保持與原機(jī)相同爆發(fā)壓力線，陰影區(qū)域的下邊界為最高燃燒壓力限值線（14.5 MPa）。隨米勒循環(huán)度加深，增壓壓力不變時油耗升高；另外兩種方案的油耗均隨米勒循環(huán)度的增加而降低。其中，當(dāng)爆發(fā)壓力不變時，M60方案比原機(jī)油耗降低了8 g/（kW·h）.隨著增壓壓力的升高，米勒循環(huán)度對應(yīng)的油耗降低。且米勒循環(huán)度越大，增壓范圍越大。

圖8陰影區(qū)域是增壓過程中不同米勒循環(huán)度NOx和碳煙排放的變化范圍。隨著增壓壓力的提高，同一米勒循環(huán)度下碳煙排放降低，NOx排放增加。然而當(dāng)采用進(jìn)氣門晚關(guān)結(jié)合提高增壓壓力可同時降低碳煙和NOx的排放。保持與原機(jī)相同爆發(fā)壓力時，M60方案NOx排放比原機(jī)降低19.6%，碳煙排放降低9%.

圖8 增壓結(jié)合米勒循環(huán)對排放的影響Fig.8 Effects of supercharging and Miller cycle on NOxand soot emissions

在柴油機(jī)燃燒過程中，氧原子的形成是NO形成的前提。由（6）式可以看出，氧分子分裂成原子需要很高的活化能，因此NO形成速率取決于燃燒溫度［16］。

圖9為不同米勒循環(huán)度下缸內(nèi)燃燒區(qū)的溫度。從圖中可以看出，爆發(fā)壓力不變時，隨米勒循環(huán)度的加深，燃燒溫度降低。而較低的火焰溫度是NOx排放降低的主要原因。當(dāng)增壓壓力提高時，燃燒溫度略有升高，此時缸內(nèi)氧含量增多，NOx生成量增加。降低碳煙最有效的方法是改善可燃混合氣的形成，避免局部過濃區(qū)。由于當(dāng)采用進(jìn)氣門晚關(guān)時，著火時刻延遲，增加了油氣混合的時間。因此，當(dāng)保持爆發(fā)壓力不變時，碳煙排放降低。

圖9 增壓結(jié)合米勒循環(huán)對燃燒溫度的影響Fig.9 Effects of supercharging and Miller cycle on combustion temperature

2.3 噴油正時對柴油機(jī)性能的影響

噴油正時是柴油機(jī)性能好壞的決定因素之一。適當(dāng)?shù)耐七t噴油時刻可以降低NOx的排放。為了更進(jìn)一步優(yōu)化柴油機(jī)的性能和排放，研究分析了不同噴油時刻結(jié)合米勒循環(huán)的影響。下文中，米勒循環(huán)方案均保持爆發(fā)壓力不變。

圖10顯示了米勒循環(huán)度為M60的放熱率曲線隨噴油正時φSOI的變化。噴油正時從上止點前（BTDC）9°CA推遲到5°CA，燃燒始點從上止點前1.8°CA延遲到上止點后1.6°CA，放熱率曲線向后平移同時峰值逐漸降低。由于噴油正時的推遲使整個燃燒過程主要發(fā)生在膨脹過程，同時放熱率峰值降低，在噴油正時推遲4°CA時缸內(nèi)最高燃燒溫度降低了30 K.

圖10 M60不同噴油正時下的放熱率Fig.10 Effect of injecting time on heat release rate for M60

圖11顯示了米勒循環(huán)度為M20、M40、M60時不同噴油正時φSOI的油耗變化。隨著噴油正時的推遲，3種米勒循環(huán)度的油耗都升高，且M60的油耗升高量比M20和M40的大。由圖8放熱率曲線可知，米勒循環(huán)和噴油正時推遲共同作用使燃燒相位滯后，主要放熱過程發(fā)生在膨脹階段，降低了柴油機(jī)的熱效率，因此油耗升高。同時，米勒循環(huán)度越小燃燒開始的越早。

圖12顯示了噴油正時φSOI對NOx和碳煙排放的影響。從圖中可以看出，當(dāng)噴油正時推遲時，由于燃燒溫度的降低，NOx排放迅速下降，但碳煙排放呈相反趨勢。一方面，噴油時刻的延遲，不利于油氣的擴(kuò)散混合；另一方面，燃燒溫度的降低不利碳煙的氧化。

圖11 噴油正時對油耗的影響Fig.11 Effect of injecting time on fuel consumption

圖12 噴油正時對NOx和碳煙排放的影響Fig.12 Effect of injecting time on NOxand soot emissions

綜上所述，雖然采用推遲噴油正時，油耗升高，碳煙排放升高。但是米勒循環(huán)度為M60、噴油正時推遲了2°CA時，油耗仍比原機(jī)低4 g/（kW·h），碳煙排放比原機(jī)降低6%，而NOx的排放量降低了31%.

3 結(jié)論

根據(jù)對D6114柴油機(jī)的不同米勒循環(huán)度的模擬研究，得出以下結(jié)論：

1）相同的噴油正時、增壓壓力條件下，隨著米勒循環(huán)度的加深，滯燃期延遲，缸內(nèi)峰值壓力隨之降低。但進(jìn)氣量的大量損失，導(dǎo)致缸內(nèi)平均溫度升高、氧濃度降低，NOx和碳煙排放升高。

2）增加增壓壓力可以彌補(bǔ)進(jìn)氣損失，保證缸內(nèi)足夠的氧濃度，對降低碳煙排放尤為明顯。米勒循環(huán)度越大，增壓范圍越大，柴油機(jī)的性能和排放的改善也越大。在保持缸內(nèi)爆發(fā)壓力與原機(jī)相同時，油耗、NOx和碳煙排放均得到改善。

3）推遲噴油正時時可以使燃燒相位后移，放熱率曲線峰值降低，燃燒溫度降低。NOx的排放進(jìn)一步得到改善，但油耗和碳煙排放升高。

4）綜合進(jìn)氣門晚關(guān)、提高增壓壓力、推遲噴油正時等技術(shù)，可以改善柴油機(jī)的性能與排放。在米勒循環(huán)度為M60、噴油正時推遲了2°CA時，油耗仍比原機(jī)低4 g/（kW·h），碳煙排放比原機(jī)降低6%，而NOx的排放量降低了31%，有望滿足非道路柴油機(jī)國Ⅲ排放標(biāo)準(zhǔn)。

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Research on Effect of Late Intake Valve Closing Miller Cycle on Combustion and Emissions of Diesel Engine

WEI Sheng-li1，LIU Xin1，LENG Xian-yin2，LIANG Yu3，JI Kun-peng1，WANG Fei-hu1
（1.School of Automotive and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，Jiangsu，China；2.Institute for Energy Research，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，Jiangsu，China；3.School of Mechanical Engineering，Guiyang University，Guiyang 550005，Guizhou，China）

The effect of late intake valve closing（LIVC）Miller cycle on combustion and emissions of D6114 diesel engine is analyzed based on a BOOST model.The results show that the closing time of intake valve can be delayed to decrease the compression pressure and the temperature，thus increasing the ignition delay period.Due to lacking of oxygen，the average in-cylinder temperature and soot emission increase. The boost ratio can be enhanced to compensate the loss of intake.It is also found that the late closing of LIVC，in conjunction with the increase in boost pressure and the delay of injecting time，can simultaneously reduce NOxand soot emission.When the peak pressure is the same as that in the original engine，the fuel consumption is 4 g/（kW·h）lower than that the original engine，the soot emissions are reduced by 6%，and NOxemissions are reduced by 31%by using the scheme of M60 and 2°CA of injecting time.

power machinery engineering；D6114 diesel engine；Miller cycle；NOxemission；fuel efficiency

TK42

A

1000-1093（2015）08-1384-07

10.3969/j.issn.1000-1093.2015.08.002

2014-12-16

國家自然科學(xué)基金項目（51106065、51366002）

魏勝利（1978—），男，副教授，碩士生導(dǎo)師。E-mail：weishengli@ujs.edu.cn；劉鑫（1988—），男，碩士研究生。E-mail：xin_liu007@126.com