对于船舶柴油机来说，NO_x的排放逐渐成为亟待解决的问题之一^[1]。而对此行之有效的米勒循环国内外研究者做了很多研究，瓦锡兰公司(Wärtsilä)对一台六缸直喷柴油机进行了米勒循环对柴油机NO_x排放的影响研究，采用了GT-Suite软件对两个不同提前关闭角做了仿真模拟^[2]，再对其两个工况进行实验，仿真和实验数据误差不足1%，最后在提前关闭角为100℃A、增压压力为1.2 MPa时，NO_x排放降低了50%^[3-6]。根据NO_x的生成机理，其生成条件的主控因素为高温、富氧和高温状态下的停留时间^[7]，所以，要从根本上解决NO_x的排放问题，就要从这两个因素着手。文中利用GT-power软件建立TBD620单缸机仿真模型，并利用准维燃烧模型分析缸内燃烧过程^[8-10]，并运用NO_x生成的扩展捷尔杜维奇机理^[11]为基础的NO_x模型，来模拟柴油机NO_x的生成情况。同时设计了通过平移进气阀凸轮升程曲线来实现的变气阀重叠角(VVO)、通过改变进气凸轮升程曲线的变凸轮型线(VCT)两种米勒循环方案以降低发动机的NO_x排放。并对二者进行发动机工作过程各性能参数进行对比，最终选出最佳方案。

1 整机模型的建立与校验 1.1 整机模型的建立

文中进行性能(动力性、经济性和排放性)研究分析对象是TBD620单缸机，其主要技术参数如表 1所示。

利用GT-power软件建立TBD620单缸机的仿真模型如图 1所示。

1.2 仿真模型的校核及验证

以准维燃烧模型作为该机的燃烧模型，以NO_x模型为排放模型进行仿真计算，得到25%、50%、75%和100%负荷时示功图、燃烧放热率曲线的试验值与仿真值的对比，如图 2所示。

由图 2可以看出在各个负荷下示功图的仿真数据曲线和实际试验测量数据曲线吻合很好，且放热率曲线的计算值与仿真值的趋势一致，说明所建立的仿真模型的参数设置以及边界条件的设置是准确的, 可以用于仿真研究。

2 米勒循环对柴油机性能影响

由于文中的试验对象为单缸机，排气压力波不稳定，不能直接应用涡轮增压，故对于增压压力随米勒度变化趋势的分析只是理论预测性分析，但可以满足文中的研究目的。为使其结果能够应用到多缸机，故计算时所用到的增压压力和涡前压力都是参照该型号的多缸机的试验值用边界条件的形式直接给出。

2.1 米勒定时方案

采用两种米勒定时方案，分别为变气阀重叠角(VVO)米勒循环和变凸轮型线(VCT)米勒循环。变气阀重叠角方案每提前10℃A为一种情况，最大提前70℃A。由于TBD620单缸机在负荷较大工况时进气压力较大，相应的增压压力也较大，所以在100%、75%工况米勒度最大提前50℃A；变凸轮型线方案，每提前10℃A为一种情况，100%、75%、50%、25%工况时米勒度最大提前的角度分别为40℃A、50℃A、60℃A、70℃A。两种米勒循环方案的气阀升程曲线如图 3所示。其中VVO方案如图 3 (a)所示，该方案的实现相当于只平移进气阀凸轮升程曲线，而排气阀升程曲线不变，从而使气门重叠角增大，但是进气门早关会使得进气量减少，为保持试验机在各个负荷工况下的输出功率不随米勒度变化，需相应增大增压压力；VCT方案如图 3(b)所示，该方案的实现则为改变进气凸轮升程曲线，而进气阀开启时刻不变，关闭提前，排气阀升程曲线不变，气阀重叠角不变。根据气阀升程与流量系数μ的函数关系μ=0.98-3.3($ \frac{{{\mathit{h}_\mathit{v}}}}{{{\mathit{D}_\mathit{v}}}}$)²，气阀升减小流量系数设定值应当相应减小，其产生的节流作用在其他条件不变的情况下使进气量降低，同样为保持各个负荷工况下输出功率不随米勒度变化，需相应提高增压压力来平衡进气量的减少。

2.2 两种米勒循环方案下发动机性能参数的对比

设计米勒循环方案的主要目的是降低NO_x的排放，主要分析两种米勒循环方案下NO_x的排放量的对比，对发动机动力性能和经济性能参数直接比较。

VVO与VCT两种米勒循环方式在25%、50%、75%、100%负荷下的增压压力、进气流量、有效燃油消耗率、充气效率、最高燃烧温度和NO_x排放量随米勒度的变化情况对比分别如图 4~9所示。

在图 4中，可以看出随着米勒度的增大，两种方案的增压压力在各个负荷都随米勒度的增大而增大，且负荷越大增长速度越快。其原因是随着米勒度的增加，要维持原有的功率输出，需要更高的增压压力来提供更多的进气量。此外，还可以看出在100%负荷两种方案和在75%负荷时的VCT方案在米勒度大于40℃A时增压压力过大，实际工作时不易实现，故在上述工况下最佳米勒度的取值不宜超过40℃A。VVO方案75%工况时增压压力的增幅最大为74%，25%工况时增压压力的增幅最小为44.2%；而VCT方案75%工况时的增压压力增幅最大为81%，25%工况时的增压压力增幅为54%。VVO方案的增压压力增长速度与VCT方案增长差距随米勒度的增大而逐渐增大。

在图 5中, 各个负荷下的米勒度在0~30℃A两种方案进气流量差别并不明显，之后随着米勒度增大，VVO方案与VCT方案的进气流量差距逐渐增大。在高负荷大米勒度时候差别逐渐明显。如VVO方案75%工况时进气流量增幅高达22.2%，25%工况时进气流量增幅约为12.5%；可以看出进气流量与增压压力变化趋势相同，增压压力增长越大进气流量增幅也越大，说明增压压力对进气流量的影响较大且呈现正相关。并且为了保证所需的功率与爆发压力，需要更多的进气量和更快的气体流动速率，即适当增大增压压力。而在100%负荷米勒度40℃A时，VCT方案进气流量增幅骤减，原因是此时变凸轮型线的凸轮升程较小，气阀喉口处气体流通面积较小，增压压力增大到一定值会形成超临界流动^[12-14]，即流动速度达到当地音速，此时即使继续加大的增压压力也无法使进气流量继续增加。所以在进气流量方面VVO方案优于VCT方案。

在图 6中可以看出，在低负荷工况(25%)时，VVO与VCT两种方案下发动机的的有效燃油消耗率都是随着米勒度增加而下降。其中VVO方案在米勒度为70℃A时，25%负荷时降幅最大可达13.6%；VCT方案在此时有效油耗率的降幅最大为16.6%。而在高负荷工况(50%和75%)时两种方案的有效油耗率都是先下降后上升，VVO方案的有效油耗率的最大降幅出现在米勒度为40℃A下75%负荷为20.5%；VCT方案也在此时有效油耗率达到最大降幅为20.3%。故在有效油耗率方面两种方案在不同的米勒度负荷下增长幅度大小关系不同，但是都达到了降低油耗的指标。

在图 7中，两种方案的充气效率随米勒度增大而增大，并且VVO方案下发动机的充气效率高于VCT方案并且二者的差距随米勒度增大而增大。原因是随米勒度的增大，两种方案的增压压力的差值越来越大，且在同一循环进气量增加，气缸容积不变，由充气效率的定义可知充气效率增大。

在图 8中可以看出两种方案的各个负荷工况下的发动机缸内最高燃烧温度随着米勒度的增加呈现出不同程度的降低。米勒循环提前关闭进气门，使气体在进气过程中提前膨胀吸热从而降低缸内工质温度。米勒度越大，进气量增多会吸收更多热量，排气量也随之增大，排走更多热量，所以最高燃烧温度下降的趋势逐渐增加。VVO方案随着米勒度的增加，最高燃烧温度最大降幅出现在米勒度为40℃A下75%负荷，达到20.5%；VCT方案随着米勒度的增加，最高燃烧温度最大降幅出现在米勒度为40℃A下75%负荷，达20.3%。

在图 9中可以看出两种方案下发动机NO_x排放量随米勒度增大而降低。在75%和100%负荷下VVO方案的NO_x排放小于VCT但差距不明显；而在25%和50%负荷下，VVO方案NO_x排放量降低的幅度明显大于VCT方案。在图 8中看出米勒度为0~30℃A时，两种情况最高燃烧温度差别很小，因为此时缸内温度高于1 300 K，温度成为NO_x的生成的主控因素^[15]，所以此时NO_x的排放量变化趋势与缸内最高燃烧温度变化趋势相同；米勒度为40℃A时，缸内温度低于1 300 K，此时NO_x的生成主要受温度与氧气浓度两个因素的制约影响，由于VCT方式进气量小于VVO方式，虽然此时氧气含量相对较少，但气缸温度更高，受高温影响而生成的NO_x高于受含氧量影响生成的，所以VVO方案下的米勒循环NO_x排放低于VCT方案。

通过上述对比，在保证相同爆发压力和功率的条件下，VVO方案米勒循环进气量大、油耗相对较低、充气效果好、增压压力要求相对较低，NO_x的排放降低较为明显。并且考虑到实际操作，VVO方案的实现只需要改变进排气凸轮的安装角度，并不需要改变凸轮形状，操作较为方便。变气阀重叠角(VVO)米勒循环方案既能保证柴油机经济性，同时减少有害排放物NO_x的排放，并且较VCT方案容易实现。综合考虑之下，VVO方案与VCT方案相比较优。

3 结论

文中针对两种不同的米勒循环方式进行了模拟并分析研究，得到如下结论：

1) 与VCT米勒循环方案相比，VVO方案下的米勒循环达到原标准的最高爆发压力和输出功率时所需的增压压力较小；

2) 二者的有效燃油消耗率在各个负荷下随米勒度的增加而减小，在高负荷、低负荷时减小幅度大小不同，但差别不明显；

3) 两种方案的各个工况下随着米勒度的增大，缸内最高燃烧温度与NO_x排放量明显减少，且VVO方案的NO_x排放量的降低幅度大于VCT方案。

故VVO方案在控制NO_x排放方面优于VCT方案，且在高负荷下VVO方案的经济性优于VCT方案。与VCT米勒循环方案相比，VVO米勒循环方案更优。