充量溫度對某中速柴油機(jī)燃燒和NOx排放的影響

冷先銀，魏勝利，田江平，何爽，隆武強(qiáng)，郭海娥，張旭東，鐘兵，李煥英

（1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江212013；2.大連理工大學(xué)內(nèi)燃機(jī)研究所，遼寧大連116023；3.陜西柴油機(jī)重工有限公司，陜西興平713100）

充量溫度對某中速柴油機(jī)燃燒和NOx排放的影響

冷先銀1，魏勝利1，田江平2，何爽2，隆武強(qiáng)2，郭海娥3，張旭東3，鐘兵3，李煥英3

（1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江212013；2.大連理工大學(xué)內(nèi)燃機(jī)研究所，遼寧大連116023；3.陜西柴油機(jī)重工有限公司，陜西興平713100）

為了研究米勒循環(huán)條件下充量溫度的變化對某中速柴油機(jī)燃燒和NOx排放的影響，采用三維計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)模擬方法對其缸內(nèi)流動(dòng)、噴霧、燃燒和NOx生成過程進(jìn)行了數(shù)值模擬分析。結(jié)果表明：隨著充量溫度的降低，著火滯燃期、預(yù)混合燃燒放熱率峰值和最高壓力升高率不斷增加，在充量初始溫度比原機(jī)降低40 K之后尤為顯著；指示油耗率和NOx排放率先降低后升高，說明過低的充量溫度不利于降低NOx排放，其原因是滯燃期太長，預(yù)混合燃燒放熱太多，促進(jìn)了熱NOx生成。

柴油機(jī)；中速；燃燒；NOx排放；數(shù)值模擬；米勒循環(huán)；充量溫度

國際海事組織（international maritime organization，IMO）對船用柴油機(jī)的排放控制法規(guī)日趨嚴(yán)格，較之正在全球海域?qū)嵤┑腎MO Tier II排放法規(guī)，將于2016年開始在氮氧化物（NOx）排放控制區(qū)實(shí)施的IMO Tier III法規(guī)對NOx排放的限值下降75%左右。另一方面，鑒于當(dāng)前能源短缺和IMO關(guān)于CO2排放水平的新船能效設(shè)計(jì)指數(shù)控制方面的壓力［1］，在滿足排放法規(guī)的基礎(chǔ)上，還希望使NOx排放控制措施的技術(shù)成本及其對柴油機(jī)燃油經(jīng)濟(jì)性的負(fù)面影響降到最低。因此，有必要對所有可能滿足IMO Tier III排放法規(guī)的技術(shù)措施進(jìn)行細(xì)致的分析，探討各種技術(shù)的NOx減排潛力、對燃油經(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，從而可以根據(jù)用戶需求設(shè)計(jì)適當(dāng)?shù)娜紵到y(tǒng)和NOx排放控制裝置［2］。

對于船用中速柴油機(jī)，采用米勒循環(huán)氣門正時(shí)降低充量溫度從而控制NOx排放是一種制造成本和運(yùn)行成本都很低且對燃油經(jīng)濟(jì)性負(fù)面影響很小的技術(shù)措施，MAN［5］等公司在其中速柴油機(jī)上都采用這一技術(shù)以滿足IMO Tier II排放法規(guī)。隨著增壓技術(shù)的進(jìn)步，目前兩級渦輪增壓的總增壓比達(dá)到10以上，那么即使很短的進(jìn)氣門開啟持續(xù)相位也能充分進(jìn)氣，達(dá)到既定的功率密度，故而可采用更高強(qiáng)度的米勒循環(huán)，以充分發(fā)揮其NOx減排效應(yīng)，再進(jìn)一步結(jié)合EGR［6］，燃油噴射率控制［7］等技術(shù)措施，使柴油機(jī)的NOx排放不需后處理即可滿足IMO Tier III法規(guī)［5］。因此，米勒循環(huán)有望成為可實(shí)現(xiàn)IMO Tier III排放法規(guī)的技術(shù)措施之一。

一些學(xué)者對船用中速柴油機(jī)的米勒循環(huán)進(jìn)行熱力學(xué)循環(huán)模擬分析，得到了有意義的結(jié)論［8-10］。但是熱力學(xué)循環(huán)分析中所采用的經(jīng)驗(yàn)放熱規(guī)律難以準(zhǔn)確預(yù)測米勒循環(huán)條件下充量溫度的大幅度降低對柴油機(jī)燃燒和NOx生成特性的影響。為探索中速大缸徑柴油機(jī)米勒循環(huán)條件下充量溫度的降低對其缸內(nèi)燃燒和NOx排放的影響，本文采用三維CFD計(jì)算程序AVL FIRE，模擬某型中速柴油機(jī)的缸內(nèi)工作過程，探討充量溫度變化時(shí)缸內(nèi)燃燒和NOx生成特性的變化趨勢，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)。

1 研究對象和研究方法

1.1 研究對象

研究對象為某型船用六缸直列四沖程渦輪增壓中冷柴油機(jī)，額定轉(zhuǎn)速520 r／min，額定功率為3 300 kW，缸徑和行程分別為400 mm和460 mm，壓縮比為11.4。燃燒室形狀為中心淺盆形，氣門數(shù)4個(gè)，噴油器中心正置，9個(gè)直徑為0.68 mm的噴孔圓周方向均勻分布，噴孔夾角為140°。

1.2 計(jì)算模型

湍流模型采用k-ζ-f四方程模型［11］。壁面邊界層處理采用復(fù)合壁函數(shù)。噴霧破碎模型采用基于KH（Kelvin-Helmholtz）破碎模型和RT（Rayleigh-Taylor）破碎模型聯(lián)合機(jī)理的KH-RT模型［12］。噴霧／壁面碰撞模型采用Naber-Reitz模型［13］。油滴蒸發(fā)模型采用Dukowicz模型［14］。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［15］。燃燒模型采用ECFM-3Z模型［16］。NOx生成模型采用Zeldovich模型［17］。

ECFM-3Z模型是基于火焰面密度假設(shè)的燃燒模型的一種?；鹧婷娣e密度Σ是指單位體積所擁有的火焰面積：Σ＝δA／δV?；鹧婷婷芏茸鳛橥牧魅紵^程的一個(gè)特征參數(shù)，也是一個(gè)可輸運(yùn)量，因而可以建立其輸運(yùn)方程。為便于求解，引入變量S＝ρ－Σ~，并建立S的輸運(yùn)方程：

式中：帶“～”的符號表示該變量的質(zhì)量平均值。ηt和Sc分別為湍流粘性系數(shù)和Schmidt數(shù)，最后兩項(xiàng)分別為火焰面的增生項(xiàng)（下標(biāo)p）和消減項(xiàng)（下標(biāo)d），可根據(jù)當(dāng)時(shí)的火焰、湍流和混合氣的特性求得。

式（1）適用于均勻混合氣預(yù)混合燃燒的模擬，為模擬柴油機(jī)的湍流燃燒，增加了混合模型，能夠描述非均勻預(yù)混合燃燒和擴(kuò)散燃燒過程，其基本思想是將每個(gè)計(jì)算網(wǎng)格分為空氣區(qū)、混合氣區(qū)和燃油區(qū)，又將每一個(gè)區(qū)進(jìn)一步細(xì)分為已燃區(qū)和未燃區(qū)。

在混合氣區(qū)，混合量根據(jù)湍流模型的特征時(shí)間尺度來計(jì)算，混合時(shí)間τm定義為

式中：βm是常數(shù)，默認(rèn)為1。燃油的氧化燃燒過程采用兩步化學(xué)反應(yīng)機(jī)理來計(jì)算：

1.3 計(jì)算方案

計(jì)算采用了1／9氣缸空間模型，計(jì)算網(wǎng)格采用ESE工具劃分。對網(wǎng)格尺寸和時(shí)間步長進(jìn)行了敏感性分析。分別采用2～5 mm的4種網(wǎng)格進(jìn)行了缸內(nèi)過程計(jì)算，發(fā)現(xiàn)網(wǎng)格尺寸為3 mm時(shí)，再增加網(wǎng)格數(shù)將不會(huì)改變計(jì)算結(jié)果。分別采用0.05、0.1、0.2、0.5、1.0°CA的時(shí)間步長進(jìn)行了計(jì)算，發(fā)現(xiàn)噴霧和燃燒過程的計(jì)算結(jié)果對時(shí)間步長比較敏感，時(shí)間步長降低到0.1°CA后計(jì)算結(jié)果基本穩(wěn)定；壓縮和膨脹過程的計(jì)算結(jié)果對時(shí)間步長不太敏感，時(shí)間步長減小到0.5°CA后計(jì)算結(jié)果不再變化。根據(jù)敏感性分析，時(shí)間步長在燃油噴射之前取為0.5°CA，噴霧和燃燒過程取為0.1°CA，燃燒基本結(jié)束后取為0.5°CA；平均網(wǎng)格尺寸為3 mm，上止點(diǎn)時(shí)網(wǎng)格數(shù)4.5×104，下止點(diǎn)時(shí)網(wǎng)格數(shù)23.4×104。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，用以替代氣門坑、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)相同。計(jì)算從原機(jī)時(shí)刻（－140°CA ATDC）開始，到排氣門打開時(shí)刻（120°CA ATDC）結(jié)束。

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

模擬研究所采用的初始條件來自經(jīng)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證過的一維CFD模擬計(jì)算，額定工況下初始壓力和溫度分別取為0.37 MPa和350 K?；钊敽透咨w底面的溫度設(shè)置為560 K，缸套溫度設(shè)置為470 K，循環(huán)噴油量0.74 mg，噴油定時(shí)為12°CA ATDC。原機(jī)時(shí)刻缸內(nèi)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)算一組，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必然可以實(shí)現(xiàn)，本文不作詳述。每次計(jì)算都調(diào)節(jié)初始壓力以使進(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。

2 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%這4個(gè)負(fù)荷）的性能和排放試驗(yàn)數(shù)據(jù)，對本文所建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1。

表1 E3循環(huán)實(shí)驗(yàn)參數(shù)Table 1 Parameters of the E3 work cycle

圖2給出了上述4個(gè)負(fù)荷氣缸壓力和NOx排放的模擬預(yù)測值與試驗(yàn)結(jié)果的對比?？梢?，E3工作循環(huán)4個(gè)負(fù)荷下氣缸壓力的預(yù)測值和試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合良好，在所有測點(diǎn)的誤差小于0.05 MPa。

表2給出了E3循環(huán)4個(gè)負(fù)荷下試驗(yàn)和模擬NOx排放率的對比，可見，對于NOx排放結(jié)果，各個(gè)工況下模擬計(jì)算的結(jié)果都比實(shí)測值大，25%負(fù)荷相對誤差約8%，其余3個(gè)負(fù)荷相對誤差大約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)測精度稍差。盡管存在一定的誤差，數(shù)值模擬結(jié)果仍然較好地預(yù)測了不同初始條件和邊界條件下NOx排放的相對變化趨勢。因此可以認(rèn)為，本文采用的模型對于該柴油機(jī)初始和邊界條件變化情況下NOx排放相對變化的預(yù)測具有較高的可信度。

圖2 試驗(yàn)和模擬缸內(nèi)壓力Fig.2 The experimental and numerical in-cylinder pressure

表2 試驗(yàn)和計(jì)算的NOx模擬結(jié)果對比Table 2 The experimental and numerical NOxemissoins

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，本文所建模型都得到了較為合理的預(yù)測精度。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)流動(dòng)、噴霧擴(kuò)散運(yùn)動(dòng)的初始條件和邊界條件，以及滯燃期、放熱率等燃燒特性參數(shù)也有較大差異，而本文的計(jì)算結(jié)果在各工況條件下都符合該機(jī)缸內(nèi)燃燒和NOx生成變化趨勢的特點(diǎn)。這說明本文針對該型柴油機(jī)建立的CFD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，可以用于預(yù)測不同初始條件和邊界條件下的燃燒特性和NOx的生成。

下文將保持該柴油機(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，用上述CFD模型計(jì)算其缸內(nèi)燃燒和NOx生成過程。

3 計(jì)算結(jié)果和討論

3.1 充量溫度對缸內(nèi)狀態(tài)參數(shù)的影響

計(jì)算發(fā)現(xiàn)，充量初始溫度下降到300 K時(shí)將發(fā)生失火。圖3給出了柴油機(jī)在充量初始溫度在305～350 K變化時(shí)缸內(nèi)壓力的模擬預(yù)測結(jié)果?？梢姡S著米勒循環(huán)條件下充量初始溫度的降低，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，初始壓力也會(huì)成比例地降低；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)刻的缸內(nèi)溫度下降導(dǎo)致滯燃期延長。較長的滯燃期內(nèi)形成了更多的可燃混合氣，致使充量溫度降低后缸內(nèi)預(yù)混合燃燒階段的放熱率升高，促使缸內(nèi)壓力更快地上升。因此，盡管圖中6條曲線在壓縮階段差異較為明顯，而在燃燒發(fā)生之后卻都到達(dá)與原機(jī)相同或更高的爆發(fā)壓力，在膨脹階段所有壓力曲線基本重合。

圖3 初始溫度對缸內(nèi)壓力的影響Fig.3 The effects of charge temperature on in-cylinder pressure

圖4 給出了柴油機(jī)在充量初始溫度在305～350 K變化時(shí)缸內(nèi)平均溫度的模擬結(jié)果?？梢婋S著充量初始溫度的降低，在壓縮階段缸內(nèi)平均溫度逐漸下降，缸內(nèi)平均溫度開始快速上升的相位，即燃燒開始時(shí)刻也逐漸滯后。而在大多數(shù)充量溫度降低的工況下，缸內(nèi)平均溫度快速上升達(dá)到原機(jī)相同相位的缸內(nèi)平均溫度之后，就與原機(jī)的平均溫度曲線幾乎重合，以相對較低的上升速率在約25°CA ATDC到達(dá)最高平均溫度；此后的膨脹階段，缸內(nèi)平均溫度開始緩慢下降，充量初始溫度較低的工況缸內(nèi)平均溫度下降更快，但是各工況缸內(nèi)平均溫度的差異沒有燃燒之前顯著。唯一的例外是初始溫度為305 K的工況，即本文計(jì)算中可以著火的最低充量溫度，該工況缸內(nèi)平均溫度開始快速上升的相位最晚，但卻最快達(dá)到最高值。所有工況下缸內(nèi)平均溫度的最大值比較接近。

圖4 初始溫度對缸內(nèi)平均溫度的影響Fig.4 The effects of charge temperature on in-cylinder mean temperature

3.2 充量溫度對燃燒特性的影響

圖5給出了柴油機(jī)的充量初始溫度在305～360 K變化時(shí)，噴油開始時(shí)刻缸內(nèi)平均溫度和滯燃期的模擬結(jié)果?？梢姡S著充量初始溫度從360 K下降到305 K，噴油開始時(shí)刻的缸內(nèi)平均溫度從約830 K下降到約720 K，基本呈線性下降，其下降速率大約為：初始溫度每下降1 K，噴油時(shí)刻的缸內(nèi)平均溫度下降2 K。

充量初始溫度影響噴油開始時(shí)刻以及上止點(diǎn)附近的缸內(nèi)溫度，進(jìn)而影響滯燃期。圖5顯示，滯燃期隨著充量初始溫度的降低而升高。其中，滯燃期在初始溫度變化范圍處于360～320 K內(nèi)時(shí)，隨溫度下降基本呈線性緩慢增加；再進(jìn)一步降低初始溫度，滯燃期將會(huì)更快地增加。

圖5 初始溫度對噴油時(shí)刻溫度和滯燃期的影響Fig.5 The effects of charge temperature on in-cylinder temperature at the start of injection and ignition delay

圖6 初始溫度對燃燒放熱率的影響Fig.6 The effects of charge temperature on heat release rate

圖6 給出了柴油機(jī)的充量初始溫度在305～350 K變化時(shí)缸內(nèi)燃燒放熱率的模擬結(jié)果?？梢?，隨著充量初始溫度的降低，燃燒始點(diǎn)延遲，放熱率的第一峰值，即預(yù)混合燃燒峰值急劇上升，而擴(kuò)散燃燒的峰值大多比較接近。當(dāng)充量初始溫度下降到最低值305 K時(shí)，燃燒放熱率只有一個(gè)預(yù)混合燃燒放熱的單峰，而其放熱率峰值比原機(jī)高一個(gè)數(shù)量級，比初始溫度為310 K的工況也增加了一倍以上。導(dǎo)致放熱率峰值劇烈變化的原因是該工況下上止點(diǎn)附近缸內(nèi)工質(zhì)溫度接近著火臨界狀態(tài)，滯燃期增加到17°CA，在燃油噴射過程幾乎完成之時(shí)才開始著火，成為預(yù)混合燃燒方式，燃燒速率非常高。

3.3 充量溫度對柴油機(jī)性能參數(shù)的影響

圖7給出缸內(nèi)充量初始溫度在305～360 K變化時(shí)柴油機(jī)的指示油耗率和最高壓力升高率的模擬結(jié)果。需要說明的是，本文所述的所有指示參數(shù)都是基于從到排氣門打開期間的高壓循環(huán)功所計(jì)算得到的，與完整循環(huán)的指示參數(shù)有一定差別。由圖7可見，在米勒循環(huán)條件下，隨著充量溫度的降低，指示油耗率先是逐漸降低，在充量初始溫度為310 K時(shí)達(dá)到最低值，比原機(jī)下降約4%；進(jìn)一步降低充量初始溫度到305 K，油耗率將稍有增加。

圖7 初始溫度對指示油耗率和最高壓力升高率的影響Fig.7 The effects of charge temperature on indicated specific fuel consumption and maximum pressure rise rate

參考圖4中的壓力曲線可以分析指示油耗率出現(xiàn)這種變化趨勢的原因。如上文所述，壓縮階段的缸內(nèi)壓力隨初始溫度降低而下降，這說明充量溫度降低后工質(zhì)在壓縮行程對活塞做負(fù)功減少，而所有初始溫度下壓力曲線的膨脹階段基本重合，即在膨脹階段燃?xì)鈱钊稣缀跸嗟?，那么綜合本文所計(jì)算的壓縮和膨脹過程，充量溫度降低后缸內(nèi)工質(zhì)對活塞所做總功將增加，其指示燃油消耗率會(huì)相應(yīng)地降低。當(dāng)充量初始溫度降低到最低值305 K時(shí)，一方面由于滯燃期太長，壓力曲線在15°CA ATDC才開始上升，使活塞做正功減少；另一方面，由圖6可知該工況下燃燒放熱率急劇升高，可能會(huì)致使氣缸壁面的傳熱損失增加，這兩個(gè)因素的影響都使燃?xì)鈱钊龉p少，導(dǎo)致指示油耗率略有增加，從而使圖7中指示油耗率曲線在310 K出現(xiàn)轉(zhuǎn)折。

圖7還顯示，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，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，最高壓力升高率將大幅增加，在初始溫度為305 K時(shí)更是達(dá)到原機(jī)的6倍，其原因是低充量溫度條件下在滯燃期內(nèi)形成更多可燃混合氣所致的燃燒放熱速率的急劇增加。需要注意的是，過高的壓力升高率將導(dǎo)致柴油機(jī)燃燒粗暴，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。

3.4 充量溫度對柴油機(jī)NOx排放生成的影響

圖8給出了柴油機(jī)的充量初始溫度在305～350 K變化時(shí)NOx生成速率的模擬結(jié)果?？梢姡跏紲囟葟脑瓩C(jī)350 K下降到320 K的4個(gè)工況，曲線的形狀比較接近，NOx在上止點(diǎn)附近開始生成，NOx生成速率隨初始溫度的降低而下降，在生成速率最大的15°CA ATDC附近，這種差異尤為明顯。當(dāng)初始溫度進(jìn)一步下降到310 K和305 K時(shí)，NOx開始生成的相位明顯地滯后，這是因?yàn)槠錅计诖蠓黾?，燃燒始點(diǎn)推遲的緣故。此外，在這2個(gè)較低的初始溫度工況下，NOx生成速率曲線上升的速度更快，尤其是初始溫度305 K的工況，NOx生成速率在2～3°CA之內(nèi)即達(dá)到最大值，而且該最大值比其他工況高2倍以上。在所有工況下，NOx排放都是在35°CA ATDC左右停止生成。

注意到在上文提出初始溫度305 K的工況燃燒方式為預(yù)混合燃燒，但在此處發(fā)現(xiàn)其NOx生成速率很高，與一般認(rèn)為預(yù)混合燃燒方式NOx排放低的觀點(diǎn)相左。這是因?yàn)楸疚挠?jì)算時(shí)并未采取早噴射等措施以改善混合氣的均勻性，17°CA的滯燃期內(nèi)燃油與空氣未來得及混合均勻，因而在充量溫度極低的情況下發(fā)生了濃混合氣的預(yù)混合燃燒，其燃燒速率非?？?，燃燒火焰溫度高，NOx生成速率也高，不同于可降低NOx排放的稀薄預(yù)混合燃燒。

圖8 初始溫度對NOx生成速率的影響Fig.8 The effects of charge temperature on NOxformation rate

圖9給出缸內(nèi)充量初始溫度從305～360 K變化時(shí)柴油機(jī)的指示NOx排放率的模擬結(jié)果?？梢姡S著米勒循環(huán)條件下充量初始溫度的降低，指示NOx排放率出現(xiàn)先降低后增加的趨勢，最低點(diǎn)出現(xiàn)在初始溫度為315 K時(shí)。在充量初始溫度下降到315 K之前，NOx排放隨充量溫度的降低而下降，其原因是隨著充量溫度的降低，柴油機(jī)燃燒火焰的溫度也相應(yīng)地有所降低，導(dǎo)致熱NOx生成速率下降，這種效果正是設(shè)計(jì)米勒循環(huán)所預(yù)期要達(dá)到的。但是在315 K的基礎(chǔ)上再進(jìn)一步降低充量初始溫度將會(huì)使NOx排放顯著升高，這是因?yàn)檫^低的充量溫度導(dǎo)致滯燃期過長，進(jìn)而使得預(yù)混合燃燒放熱量急劇增加，促使燃燒火焰的溫度上升，加速熱NOx的生成。

圖9 初始溫度對指示NOx排放率的影響Fig.9 The effects of charge temperature on indicated specific NOxemission

參考Kyrtatos等［18］最近在一臺(tái)W?rtsil? 6L20船用中速柴油機(jī)上進(jìn)行的強(qiáng)米勒循環(huán)（進(jìn)氣門早關(guān)閉方式）試驗(yàn)研究數(shù)據(jù)，和本文一樣，也是保持燃油噴射條件和過量空氣系數(shù)不變，其試驗(yàn)結(jié)果顯示，隨著充量溫度的降低，滯燃期持續(xù)增加，而NOx排放隨滯燃期的增加呈現(xiàn)先降低后增加的趨勢。本文的模擬結(jié)果與該文的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)變化趨勢完全一致，這也在一定程度上間接驗(yàn)證了本文模擬預(yù)測結(jié)果的可信性。而在此前MILLO等［5］進(jìn)行的W?rtsil? 6L20型柴油機(jī)米勒循環(huán)的一維CFD程序模擬研究中，進(jìn)氣門提前關(guān)閉的范圍與Kyrtatos等［15］所進(jìn)行的實(shí)驗(yàn)研究基本相同，所得到的結(jié)論卻是隨著時(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)測到NOx排放的復(fù)雜變化趨勢。這是因?yàn)樵撐淖髡卟捎昧藴?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，在米勒循環(huán)條件下噴霧和燃燒邊界條件具有較大變化時(shí)，難以準(zhǔn)確預(yù)測充量溫度下降對噴霧擴(kuò)散、滯燃期和燃燒速率的影響，故而不能準(zhǔn)確預(yù)測NOx排放。

總之，對于本文研究的中速柴油機(jī)型號，如果不調(diào)整其他參數(shù)，由于低溫條件下滯燃期變化的影響，一味地降低充量溫度未必總是有利于降低NOx排放。如何減小米勒循環(huán)低充量溫度條件下的燃燒滯燃期，是在對船用中速柴油機(jī)進(jìn)行米勒循環(huán)燃燒系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)需要重點(diǎn)關(guān)注的問題。在后續(xù)的研究中，針對這一問題，作者將探索采用增加幾何壓縮比、調(diào)整燃油噴射壓力和噴射策略等措施對船用中速柴油機(jī)米勒循環(huán)燃燒特性和NOx排放的影響。

4 結(jié)論

1）針對某船用中速柴油機(jī)建立三維CFD數(shù)值模型，在不同的初始條件和邊界條件下對缸內(nèi)壓力和NOx生成量變化趨勢的預(yù)測都獲得了合理的精度，驗(yàn)證了模型的可信性。

2）隨著米勒循環(huán)條件下充量溫度的降低，柴油機(jī)的滯燃期、預(yù)混合燃燒放熱率峰值和壓力升高率也不斷增加，在充量初始溫度比原機(jī)降低40 K之后尤為顯著。

3）在本文計(jì)算的曲軸轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，隨著充量溫度的降低，柴油機(jī)的指示油耗率逐漸下降，直到充量溫度接近失火極限時(shí)才會(huì)稍有增加；而NOx排放呈現(xiàn)先降低、后增加的趨勢，過低的充量溫度不利于降低NOx排放，其原因是滯燃期太長預(yù)混合燃燒放熱太多，促進(jìn)熱NOx生成。

［1］林浩然，鄭立娟，周碧峰.減少船舶溫室氣體排放政策建議［J］.珠江水運(yùn).2014，（4）：65-68.

［2］WIK C.TIER I I I technology development and its influence on ship installation and operation.［C］／／Proceedings of the 27th CIMAC World Congress on Combustion Engines.Shanghai，China，2013：No.159.

［3］BAUDER W，VOGEL C，HEIDER G，et al.The 32 bore engine program from MAN Diesel-SE：The Fexible adaption in terms of concept and layout in the propulsion and stationary market for diesel-and gas operations［C］／／Proceedings of the 26th CIMAC World Congress on Combustion Engines.Bergen，Norway，2010：No.167.

［4］HEIM K，TROBERG M，OLLUS R，et al.Latest developments in W?rtsil?'s medium-speed engine portfolio［C］／／Proceedings of the 26th CIMAC World Congress on Combustion Engines.Bergen，Norway，2010：No.206.

［5］PARK J K，AHN K H，KIM J T，et al.Continuous devel-opment of Hyundai HiMSEN engine family［C］／／Proceedings of the 26th CIMAC World Congress on Combustion Engines.Bergen，Norway，2010：No.222.

［6］SONG Enzhe，F(xiàn)AN Liyun，CHEN Chao，et al.Influence of pre-injection control parameters on main-injection fuel quantity for an electronically controlled double-valve fuel injection system of diesel engine［J］.Journal of Marine Science and Application，2013，12（3）：366-373.

［7］MILLO F，GIANOGLIO M，SERVETTO E，et al.Computational analysis of different egr systems combined with miller cycle concept for a medium speed marine diesel engine［C］／／Proceedings of the 27th CIMAC World Congress on Combustion Engines.Shanghai，China，2013：No.74.

［8］崔毅，鄧康耀.渦輪增壓柴油機(jī)米勒循環(huán)分析及優(yōu)化［J］.鐵道機(jī)車車輛，2011（Suppl1）：199-202.CUI Yi，DENG Kangyao.Miller cycle analysis and optimization of turbocharged diesel engine［J］.Railway Locomotive＆Car，2011（Suppl1）：199-202.

［9］MILLO F，GIANOGLIO M，DELNERI D.Combining dual stage turbo-charging with extreme Miller timings to achieve NOxemissions reductions in marine diesel engines［C］／／Proceedings of the 26th CIMAC World Congress on Combustion Engines.Bergen，Norway，2010：No.210.

［10］GONCA G，SAHIN B，UST Y.Performance maps for an air-standard irreversible DualeMiller cycle（DMC）with late inlet valve closing（LIVC）version［J］.Energy.2013，54：285-290.

［11］HANJALIC K，POPOVAC M，HADZIABDIC M.A robust near-wall elliptic-relaxation eddy-viscosity turbulence model for CFD［J］.International Journal of Heat Fluid Flow，2004（25）：1047-1051.

［12］SU T F，PATTERSON M A，REITZ R D，et al.Experimental and numerical studies of high pressure multiple injection sprays［R］／／.Detroit：SAE，1996：No.960861.

［13］NABER J D，REITZ R D.Modeling engine spray wall impingement［R］／／Detroit：SAE，1988：No.880107.

［14］DUKOWICZ J K.A particle-fluid numerical model for liquid sprays［J］.Journal of Computational Physics，1980（35）：229-253.

［15］GOSMAN A D，IOANNIDES E.Aspects of computer simulation of liquid-fueled combustors［J］.Journal of Energy，1983，7（6）：482–490.

［16］COLIN O，BENKENIDA A.The 3-zones extended coherent flame model（ecfm3z）for computing premixed／diffusion combustion［J］.Oil＆Gas Science and Technology，2004，59（6）：593-609.

［17］HIROYASU H，KADOTA T，ARAI M.Development and use of spray combustion modeling to predict diesel engine efficiency and pollutants emissions［J］.Bulletin of the Japan Society of Mechanical Engineers，1983（26）：569-575.

［18］KYRTATOS P，HOYER K，OBRECHT P，et al.Recent developments in the understanding of the potential of incylinder NOxreduction though extreme Miller valve timing［C］／／Proceedings of the 27th CIMAC World Congress on Combustion Engines.Shanghai，China，2013：No.225.

The influence of charge temperature on the combustion and NOxemission of a medium speed diesel engine

LENG Xianyin1，WEI Shengli1，TIAN Jiangping2，HE Shuang2，LONG Wuqiang2，GUO Haie3，ZHANG Xudong3，ZHONG Bing3，LI Huanying3
（1.School of Automotive and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，China；2.Institute of Internal Combustion Engines，Dalian University of Technology，Dalian 116023，China；3.Shanxi Diesel Heavy Industry Co.，Ltd.，Xingping 713100，China）

In order to investigate the influence of charge temperature on the combustion and nitrogen oxide（NOx）emission of a medium speed diesel engine under Miller cycle，three-dimensional computational fluid dynamic modeling was performed to simulate the in-cylinder flow，spray，combustion and NOxformation processes.The simulation results showed that，as the charge temperature decreases，the ignition delay，peak heat release rate of premixed combustion stage，and maximum pressure rise rate continuously increase，especially，at the point when the charge temperature decreases 40 K or more lower than that of the original engine.However，the indicated specific fuel consumption rates and NOxemission rates both decrease first and then increase.The results indicated that the overly lowered charge temperature is not beneficial to the reducing of NOxemission，because the excessively prolonged ignition delay results in too much heat released in the premixed combustion stage，which accelerate the formation of thermal NOx.

diesel engine；medium speed；combustion；nitrogen oxide emissions；Miller cycle；charge temperature

10.3969／j.issn.1006-7043.201308049

http：／／www.cnki.net／kcms／doi／10.3969／j.issn.1006-7043.201308049.html

TK421

A

1006-7043（2014）11-1351-07

2013-09-03.網(wǎng)絡(luò)出版時(shí)間：2014-09-29.

國家科技支撐計(jì)劃資助項(xiàng)目（2012BAG02B00）；江蘇省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（BK20130514）；江蘇大學(xué)高級專業(yè)人才科研啟動(dòng)基金資助項(xiàng)目（12JDG080）.

冷先銀（1980-），男，講師，博士；隆武強(qiáng)（1962-），男，教授，博士生導(dǎo)師.

隆武強(qiáng)，E-mail：longwq＠dlut.edu.cn.