大負荷工況下柴油機低溫燃燒的模擬與優(yōu)化*

張志強，趙福全，，鄧 俊，李理光，沈 源

(1.同濟大學(xué)汽車學(xué)院，上海 200092;2.浙江吉利汽車研究院有限公司，杭州 311201)

前言

憑借在動力性、經(jīng)濟性和可靠性等方面的優(yōu)勢，柴油機在商用車和乘用車得到廣泛的使用。但傳統(tǒng)的柴油機為擴散燃燒方式，其燃燒過程中形成的高溫過濃區(qū)和高溫火焰區(qū)分別會形成大量的碳煙和NOx排放。理論研究證明傳統(tǒng)的柴油機存在著碳煙和NOx排放的最低極限［1］。為突破排放極限和提高熱效率，近年來國內(nèi)外廣泛開展新型燃燒方式的研究，其中最典型的是均質(zhì)混合氣壓縮著火燃燒方式(homogeneous charge compression ignition，HCCI)和基于EGR稀釋的低溫燃燒(low temperature combustion，LTC)方式［2-4］。

LTC燃燒方式能夠在保持低排放的同時，具有工況范圍較寬的優(yōu)勢。因此該技術(shù)獲得高度重視，學(xué)術(shù)界對此已經(jīng)展開大量的研究。

文獻［5］中的研究結(jié)果表明，隨著 EGR的增加，碳煙前驅(qū)體呈現(xiàn)二次曲線變化趨勢。文獻［6］中對生物柴油和柴油進行低溫燃燒試驗研究也得到類似結(jié)果。文獻［7］中利用激光成像診斷技術(shù)進行低溫燃燒過程研究，發(fā)現(xiàn)與傳統(tǒng)燃燒相比，NOx生成不局限在油束周圍的稀薄火焰區(qū)，而是貫穿生成于油束橫截面的大量區(qū)域;碳煙的生成集中在油束頭部區(qū)域。文獻［8］～文獻［12］中進行渦流比、進氣溫度、噴油時刻、進氣增壓度、EGR率和噴油壓力等參數(shù)對低溫燃燒影響的研究，并獲得最佳的參數(shù)和低溫燃燒效果。

縱觀目前的研究現(xiàn)狀，低溫燃燒的研究主要集中在中低負荷，向大負荷拓展仍有較多問題有待解決，并且研究相對較少。為此本文中首先通過仿真，分析大負荷工況下不同EGR率對燃油霧化過程、燃燒過程、排放歷程和發(fā)動機熱效率與經(jīng)濟性的影響;然后利用噴油定時和后噴手段實現(xiàn)低溫燃燒過程的優(yōu)化。

1 計算模型、工況條件和模型驗證

1.1 計算模型簡介

1.1.1 湍流模型

基于Durbin 橢圓松弛概念［13-14］的 k-ζ-f模型用來模擬缸內(nèi)氣流的湍流運動。該模型以速度尺度比ζ替代傳統(tǒng)k-ε模型中的速度尺度，同時運用基于準線性壓力-應(yīng)變模型的壁面邊界條件橢圓方程f［15-16］，因而比 k-ε 模型具有更好的計算穩(wěn)定性和對計算網(wǎng)格的適應(yīng)性［17］。

1.1.2 燃油霧化和壁面油膜形成模型

燃油的霧化過程采用WAVE模型來模擬，并假設(shè)噴射的初始油滴尺寸與噴孔出口直徑相同［18］。

采用Wallfilm模型計算燃油噴射碰壁后形成的油膜。該模型基于文獻［19］和文獻［20］中的試驗成果而建立，其中影響油膜形成的關(guān)鍵因素有壁面溫度、燃油的黏度和表面張力等［21］。在該模型中通過K值來判斷是否形成油膜，K值的計算公式為

式中:Oh為歐尼索格數(shù)，反映表面張力和黏性力的綜合作用;Re為雷諾數(shù)，反映慣性力與黏性力之比;ρ為燃油密度;d為油滴直徑;un為燃油沿壁面法向速度;μ和σ分別為燃油的黏度和表面張力。

當K＜57.7時，碰壁后燃油將全部粘附在壁面，沒有任何反彈或破碎;當K＞57.7時，碰壁后的燃油將發(fā)生破碎和反彈，并隨著K值的增大，燃油破碎得更加充分，油滴直徑變得更小。

1.1.3 燃燒和排放模型

燃燒過程采用Extended Coherent Flame-3Z(簡稱為ECFM-3Z)模型進行模擬。

NOx的生成采用擴展的Zeldovich模型進行模擬;碳煙形成和氧化過程采用Kennedy_Hiroyasu_Magnussen模型［22-23］來模擬，該模型將燃燒過程的化學(xué)反應(yīng)率和物理反應(yīng)率的方程進行結(jié)合，可以模擬出碳煙的成核、表面生長和氧化過程。

1.2 網(wǎng)格的劃分和研究工況條件

由于柴油機燃燒室具有軸對稱特點，為節(jié)省計算時間，計算區(qū)域根據(jù)噴油器噴孔數(shù)(8孔)，取為燃燒室的1/8，計算過程從進氣門關(guān)閉時刻(213°CA)到排氣門打開時刻(499°CA)。圖1給出位于上止點時刻的燃燒室網(wǎng)格，其側(cè)壁邊緣凸起部分是燃燒室補償容積，該補償容積能夠保證在不同曲軸轉(zhuǎn)角下壓縮比的一致性［24］，整個燃燒室網(wǎng)格數(shù)為24127個。

本文中研究對象為高壓共軌、增壓中冷、高速輕型柴油機，其主要參數(shù)如表1所示。

表1 柴油機基本參數(shù)

為了研究大負荷工況下低溫燃燒對柴油機性能的影響，故選擇中間轉(zhuǎn)速(2200r/min)下，平均指示有效壓力為1.5MPa的工況點(每循環(huán)噴油量為55mg)，其他工況參數(shù)如表2所示。

表2 模擬研究工況參數(shù)

1.3 模型的驗證

圖2和圖3為模擬得到的缸壓、NOx和碳煙排放數(shù)據(jù)與試驗結(jié)果的對比，二者基本一致，說明所建模型是合理的，并能應(yīng)用于后續(xù)的模擬研究。

2 不同EGR率下低溫燃燒研究與分析

由于研究中工況為大負荷工況，為避免大EGR率導(dǎo)致燃燒過于惡化，所以采用的最大EGR率為20%;同時研究中的EGR均為經(jīng)充分冷卻后的廢氣(溫度均為45℃)，以保持各個研究工況下的初始溫度相同;為簡化研究，噴油模式為單次噴射，噴油定時和原機一樣，固定為4°CA BTDC。

2.1 缸內(nèi)霧化過程分析

圖4和圖5分別為不同EGR率(0、5%、10%、15%、20%)下蒸發(fā)燃油、碰壁燃油和壁面形成的油膜的質(zhì)量分數(shù)(質(zhì)量分數(shù)為對應(yīng)質(zhì)量占噴油量的分數(shù);壁面統(tǒng)指燃燒室表面、缸壁面和缸蓋底面等計算域內(nèi)部壁面)。

隨著EGR率的增大，缸內(nèi)的溫度(如圖6所示)和壁面溫度(如圖5所示)隨之降低，導(dǎo)致燃油蒸發(fā)速度變緩和更多的燃油噴射碰壁，并形成較多的油膜。為此采用EGR后，將導(dǎo)致發(fā)動機的熱效率降低和油耗增加。另外形成較多的油膜將會增加對缸壁機油的侵蝕［25］，并導(dǎo)致碳氫排放的增加。

2.2 缸內(nèi)燃燒過程分析

圖6～圖9分別為不同EGR率下缸內(nèi)溫度、壓力、放熱率、累計放熱量、滯燃期和燃燒持續(xù)期的對比(滯燃期定義為自噴油開始至累計放熱量達10%時的曲軸轉(zhuǎn)角;燃燒持續(xù)期為累計放熱量達10%至90%之間的曲軸轉(zhuǎn)角)。

隨著EGR率的增大，缸內(nèi)氣體的比熱容隨之增大，缸內(nèi)溫度降低。如圖6所示，在360°CA(即壓縮上止點)，EGR=20%與EGR=0時相比，缸內(nèi)溫度降低近20K;缸內(nèi)溫度的峰值也降低150K。采用EGR后，較低的缸內(nèi)溫度和缸內(nèi)壓力(如圖7所示)導(dǎo)致滯燃期的增大，如圖8所示，EGR率從0增大到20%，滯燃期從8.4°CA增大到9°CA，燃燒持續(xù)期從44.3°CA增大到47.7°CA，整個燃燒過程遠離TDC，導(dǎo)致燃燒定容度和燃燒效率下降;同時如圖9所示，放熱率峰值和累計放熱量下降，這也解釋了采用EGR后熱效率的降低和油耗的增加。

圖10為不同EGR率下發(fā)動機的指示熱效率ηi和指示燃油消耗率bi的對比。隨著EGR率的增大，燃燒定容度下降，并且形成較多油膜，導(dǎo)致燃燒效率的降低，最終導(dǎo)致發(fā)動機熱效率下降，同時指示燃油消耗率大幅增加。

2.3 缸內(nèi)排放物生成歷程分析

研究表明，導(dǎo)致NOx排放急劇增加的條件是局部當量比小于0.9和溫度超過2200K(將滿足該條件的區(qū)域稱為高溫稀區(qū))［25-26］。減少高溫稀區(qū)的存在將有效減少NOx的生成，這也正是采用低溫燃燒能夠大幅降低NOx排放的主要原因。而碳煙主要在高溫濃區(qū)(局部當量比大于1.5和溫度高于1500K的區(qū)域)內(nèi)生成［27］。為結(jié)合 NOx和碳煙的生成關(guān)鍵區(qū)域(分別指高溫稀區(qū)和高溫濃區(qū))來研究不同EGR率下NOx和碳煙排放歷程，編寫程序耦合到FIRE軟件中，以輸出不同曲軸轉(zhuǎn)角下NOx和碳煙生成關(guān)鍵區(qū)域的占總計算區(qū)域的體積分數(shù)。

圖11為不同EGR率下NOx生成歷程和高溫稀區(qū)體積分數(shù)的對比。從365°CA附近開始，伴隨著燃燒過程的進行，高溫稀區(qū)體積分數(shù)開始急劇增大，與此同時NOx迅速生成;隨著EGR率從0增大到20%，高溫稀區(qū)的出現(xiàn)時刻變晚和維持時間變短，同時其最大體積分數(shù)迅速減小(從0.15減至0.03)，NOx生成量也迅速減小(從1kg燃油排放44.4g減至1.3g)。由此證明基于EGR實現(xiàn)低溫燃燒能夠有效地將NOx排放降低至極低的范圍。

不同EGR率下碳煙生成歷程和高溫濃區(qū)體積分數(shù)的對比如圖12所示。從365°CA到380°CA，高溫濃區(qū)體積分數(shù)大幅增加至最大，與此同時碳煙迅速生成，同樣在380°CA達到最大;隨著EGR率的增大，缸內(nèi)空燃比變小，所以高溫濃區(qū)體積分數(shù)增大，同時碳煙生成量也在增加;從380°CA往后，燃燒趨于結(jié)束，缸內(nèi)的溫度開始降低，燃油逐漸消耗，所以高溫濃區(qū)體積逐漸減少，與此同時，主要受氧化作用影響，碳煙逐漸減小。

從上述分析可知，隨著EGR率的增大，NOx排放顯著減少，實現(xiàn)低溫燃燒降低NOx排放的目標;但過大的EGR率將導(dǎo)致碳煙排放惡化和熱效率降低及油耗激增。在此折中地選擇EGR率為10%，后面將基于此EGR率進行低溫燃燒的優(yōu)化研究。

3 低溫燃燒的優(yōu)化研究

采用EGR后，滯燃期增加，燃燒過程遠離TDC，燃燒定容度下降，影響發(fā)動機的熱效率和經(jīng)濟性，為此須對噴油定時進行優(yōu)化研究，以改善燃燒和提高發(fā)動機的性能。同時采用EGR后，碳煙排放大幅增加，為此通過后噴來實現(xiàn)對碳煙排放的降低。

3.1 噴油定時優(yōu)化研究

圖13～圖17分別為不同噴油定時(start of injection，SOI)下缸壓、缸內(nèi)溫度、放熱率、累計放熱量、滯燃期及燃燒持續(xù)期、指示熱效率和指示燃油消耗率的對比結(jié)果。

SOI從 4°CA BTDC 提前到 10°CA BTDC，滯燃期從8.7°CA增加到9.1°CA，這主要是由于在較早的噴油時刻下缸內(nèi)的壓力和溫度較低，燃油無法立即開始燃燒，導(dǎo)致滯燃期較長。同時滯燃期越長，在滯燃期內(nèi)噴射的燃油越多，導(dǎo)致放熱率峰值越高，且燃燒持續(xù)期縮短(如圖15所示)，同時缸內(nèi)壓力和溫度也將隨之增高(如圖13和圖14所示)。其中SOI為8和10°CA BTDC時，缸壓峰值大于16MPa，超過發(fā)動機缸蓋的承受極限。另外缸內(nèi)溫度的升高將導(dǎo)致NOx排放的增大。

提前噴油會使得燃燒過程靠近TDC，作功能力得到提高，燃燒等容度加大［28］，所以如圖17所示，隨著 SOI從4°CA BTDC 提前到 10°CA BTDC，發(fā)動機指示熱效率增加，同時指示燃油消耗率減少。

圖18為不同SOI下，NOx和碳煙排放的對比。SOI從 4°CA BTDC 提前到 10°CA BTDC，1kg燃油NOx排放從9.1增大到24.3g，其主要原因是隨著噴油提前，缸內(nèi)燃燒溫度大幅升高所致;而碳煙排放基本維持0.025g左右，變化幅度較小，這主要是因為噴油時刻的改變不會改變空燃比。

綜合發(fā)動機的缸壓承受極限、發(fā)動機熱效率、經(jīng)濟性和排放的考慮，SOI優(yōu)化后選定其為6°CA BTDC，優(yōu)化前后各項性能對比如表3所示，其中優(yōu)化后的熱效率和經(jīng)濟性較優(yōu)化前得到了改善;碳煙排放在優(yōu)化前后差別不大;而1kg燃油NOx排放從優(yōu)化前的9.1g提高到優(yōu)化后的12.5g，有近37%的提高，但是相對于原始工況(1kg燃油 NOx排放為44.4g)仍處于較低水平。

表3 SOI優(yōu)化前后各項性能對比

3.2 后噴對發(fā)動機排放性能的影響研究

采用EGR后，NOx排放大幅的減少，但碳煙排放卻大量增加。利用后噴射引起缸內(nèi)的湍流擾動和后燃放熱可以加速碳煙的氧化，降低碳煙排放［29-30］。

后噴方案的命名方式為“Po主后噴間隔-后噴量”，如“Po15-3.75”表示主后噴間隔為 15°CA，后噴量為3.75mg。

分別將主后噴間隔固定為15°CA和后噴量固定為3.75mg，對比放熱率和碳煙的排放。

在主后噴間隔固定為15°CA，后噴量分別為3、3.75和4.5mg的后噴方案對比如圖19所示，不同后噴量下，放熱率曲線在主噴階段均與不帶后噴相似，但隨著后噴量增加，主噴油量相應(yīng)減少，主噴階段放熱率峰值下降;在392°CA開始出現(xiàn)后噴放熱，其放熱率峰值隨后噴量的增加而略有增大。不同后噴量下碳煙生成歷程在主噴階段均與不帶后噴相似，而隨后噴量的增加，主噴階段碳煙排放略有降低;在392°CA開始由于后噴射的擾動和加熱作用，碳煙氧化速度加快，碳煙排放明顯降低;但當后噴量為4.5mg時，由于后噴量過大，未能充分氧化和燃燒，導(dǎo)致碳煙排放比后噴量為3和3.75mg的要多。

后噴量固定為3.75mg時，不同主后噴間隔下的對比如圖20所示。在主后噴間隔為10°CA時，后燃的放熱率峰值較小，這是因為后噴過早時油束缺乏氧氣補給［31］，導(dǎo)致燃燒不充分，放熱不多，同時也導(dǎo)致碳煙排放較高。在主后噴間隔為20°CA下后燃過程過于拖后，促進碳煙的氧化效果不如主后噴間隔為15°CA的方案。

所有的后噴方案下的NOx和碳煙生成量對比如圖21和圖22所示。不同后噴方案下NOx排放相比不帶后噴時有一定的降低，并顯現(xiàn)出隨著后噴量增大而減小的趨勢，這主要是由于總噴油量不變，后噴油量的增加導(dǎo)致主噴油量的減少，進而主燃燒階段放熱量和高溫稀區(qū)體積分數(shù)減少，最終導(dǎo)致NOx排放減少。碳煙排放在較小后噴量方案(3和3.75mg)下較低;在最大的后噴量方案(4.5mg)下，碳煙排放相比不帶后噴降低不多，在主后噴間隔為10°CA時甚至比不帶后噴時大。

綜合所有后噴方案，Po15-3.75方案的碳煙排放相比不帶后噴時降幅最大(為12.2%)，選為最優(yōu)后噴方案。

3.3 低溫燃燒優(yōu)化后排放與原機的對比

圖23和圖24為在380°CA和400°CA時原始工況(EGR=0)和低溫燃燒優(yōu)化后的缸內(nèi)NOx和碳煙質(zhì)量分數(shù)的對比。相比EGR=0，低溫燃燒優(yōu)化后，NOx排放得到極大的降低，NOx質(zhì)量分數(shù)和分布區(qū)域均大幅減少。通過低溫燃燒優(yōu)化后的碳煙排放相比EGR=0時變化不大，在380°CA時碳煙質(zhì)量分數(shù)和分布區(qū)域相似;但在400°CA時，由于少量后噴燃油噴入燃燒室唇口部位，所以相比EGR=0，在該區(qū)域出現(xiàn)少量碳煙。

圖25為從EGR=0到低溫燃燒及優(yōu)化后的排放物變化路徑，可以發(fā)現(xiàn)經(jīng)低溫燃燒及優(yōu)化后，在保持碳煙排放基本不變的前提下，實現(xiàn)了NOx排放的大幅降低(從原始工況下的1kg燃油排放44.4g降低到11g)，降幅為75.2%。

4 結(jié)論

(1)隨著EGR率的增大，缸內(nèi)溫度和壁面溫度下降，導(dǎo)致燃油霧化效果變差，形成的壁面油膜增加，發(fā)動機的指示熱效率降低和指示燃油消耗率增加，NOx排放大幅降低，而碳煙排放也有一定增加。

(2)對噴油定時優(yōu)化后(相比原機噴油定時提前2°CA)，發(fā)動機的熱效率和經(jīng)濟性得到改善。

(3)經(jīng)后噴優(yōu)化(優(yōu)化方案為Po15-3.75)，碳煙排放降低，并和原機的碳煙排放相近。

(4)經(jīng)低溫燃燒及優(yōu)化后，在保證熱效率、經(jīng)濟性和碳煙排放與原機相近前提下，實現(xiàn)NOx排放的大幅降低(從原始工況的1kg燃油排放44.4g降低到11g)，降幅為75.2%。

［1］Dickey D W，Ryan III T W.NOxControl in Heavy-Duty Diesel Engines-What is the Limit?［C］.SAE Paper 980174.

［2］Ryan T W，Callahan T J.Homogeneous Charge Compression Ignition of Diesel Fuel［C］.SAE Paper 961160.

［3］Gray AW，Ryan T W.Homogeneous Charge Compression Ignition(HCCI)of Diesel Fuel［C］.SAE Paper 971676.

［4］Mueller C，Upatnieks A.Dilute Clean Diesel Combustion A-chieves Low Emissions and High Efficiency While Avoiding Control Problems of HCCI［C］.11th Annual Diesel Engine Emissions Reduction Conference，Chicago，Illinois，2005.

［5］Salvador M Aceves，Daniel L Flowers.A Detailed Chemical Ki-netic Analysis of Low Temperature Non-Sooting Diesel Combustion［C］.SAE Paper 2005-01-0923.

［6］Zheng Ming，Mulenga M，Reader G，et al.Biodiesel Engine Performance and Emissions in Low Temperature Combustion［J］.Fuel，2007，87(6):714-722.

［7］Musculus M.Multiple Simultaneous Optical Diagnostic Imaging of Early-Injection Low-Temperature Combustion in a Heavy-Duty Diesel Engine［C］.SAE Paper 2006-01-0079.

［8］Choi D，Miles P.A Parametric Study of Low-Temperature，Late-Injection Combustion in a HSDI Diesel Engine［J］.JSME International Journal，Series B:Fluids and Thermal Engineering，2005，48(4):656-664.

［9］Yun H，Reitz R.Combustion Optimization in the Low-temperature Diesel Combustion Regime［J］.International Journal of Engine Research，2005，6(5):513-524.

［10］Kong S，Reitz R.Use of Detailed Chemical Kinetics to Study HCCI Engine Combustion with Consideration of Turbulent Mixing Effects［J］.Journal of Engineering for Gas Turbines and Power，2002，124(3):702-707.

［11］Kong S，Ra Y.Performance of Multi-dimensional Models for Simulating Diesel Premixed Charge Compression Ignition Engine Combustion Using Low-and High-pressure Injectors［J］.International Journal of Engine Research，2005，6(5):475-486.

［12］Singh S，Reitz R.Validation of Engine Combustion Models A-gainst Detailed In-cylinder Optical Diagnostics Data for a Heavyduty Compression-ignition Engine［J］.International Journal of Engine Research，2007，8(1):97-126.

［13］Durbin P A.Near-wall Turbulence Closure Modeling Without Damping Functions［J］.Theoretical and Computational Fluid Dynamics，1991，3(1):1-13.

［14］Durbin P A.On the k-ε Stagnation Point Anomaly［J］.International Journal of Heat and Fluid Flow，1996，17(1):89-90.

［15］Speziale C G，Sarkar S，Gatski T.Modeling the Pressure-strain

Correlation of Turbulence:an Invariant System Dynamic Approach［J］.Journal of Fluid Mechanics，1991，227:245-272.

［16］Hanjalic K，Popovac M，Hadziabdic M.A Robust Near-wall Ellipticrelaxation Eddy-viscosity Turbulence Model for CFD［J］.International Journal of Heat and Fluid Flow，2004，25(6):1047-1051.

［17］舒紅.FIRE計算參數(shù)設(shè)置［R］.AVL報告會，2006.8.31.

［18］AVL List GMBH.Fire_V2008_Manual［M］.AVL List GMBH，2008.

［19］Mundo C，Sommerfeld M，Tropea C.Droplet-Wall Collisions:Experimental Studies of the Deformation and Breakup Process［J］.International Journal of Multiphase Flow，1995，21(2):151-173.

［20］Mundo C，Sommerfeld M，Tropea C.Experimental Studies of the Deposition and Splashing of Small Liquid Droplets Impinging on a Flat Surface［C］.ICLASS-94，Rouen，1994，1-18.

［21］Bai C，Gosman A D.Development of Methodology for Spray Impingement Simulation［C］.SAE Paper 950283.

［22］Tesner P A，Snegriova T D，Knorre V G.Kinetics of Dispersed Carbon Formation［J］.Combustion and Flame，1971，17(2):253-260.

［23］Hiroyasu H，Nishida K.Simplified Three Dimensional Modeling of Mixture Formation and Combustion in a DI Diesel Engine［C］.SAE Paper 890269.

［24］Bianchi G M，Pelloni P，Corcione F E，et al.Numerical Analysis of Passenger Car HSDI Diesel Engines with the 2nd Generaten of Common-rail Injection Systems:The Effects of Multiple Injections on Emissions［C］.SAE Paper 2001-01-1068.

［25］黃豪中，蘇萬華，裴毅強，等.MULINBUMP復(fù)合燃燒系統(tǒng)多次脈沖噴油控制參數(shù)的優(yōu)化研究II:5次脈沖噴油控制參數(shù)的優(yōu)化［J］.內(nèi)燃機學(xué)報，2009，27(4):289-296.

［26］金華玉.核心邊界條件對柴油機燃燒的影響及優(yōu)化［D］.長春:吉林大學(xué)，2008.

［27］Arcoumanis C，Schindler K.Mixture Formation and Combustion in the DI Diesel Engine［C］.SAE Paper 972681.

［28］田維，黃丫，林學(xué)東，等.高壓共軌縮口直噴柴油機軌壓的優(yōu)化匹配［J］.內(nèi)燃機工程，2010，131(1):1-6.

［29］解方喜，洪偉，段偉，等.近后噴對高壓共軌柴油機燃燒過程影響的數(shù)值計算［J］.吉林大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版)，2010，40(5):1193-1198.

［30］雒婧，堯命發(fā).后噴降低柴油機碳煙排放機理的數(shù)值模擬［J］.內(nèi)燃機學(xué)報，2010，28(6):500-505.

［31］劉忠長，金華玉，王忠恕，等.基于后噴策略的柴油機時序分區(qū)燃燒模擬［J］.燃燒科學(xué)與技術(shù)，2010，16(5):23-29.