進氣門晚關米勒循環對高強化柴油機燃燒和換氣影響的研究

王子玉， 張巖， 王雷， 劉金龍， 白洪林， 李玉峰

(中國北方發動機研究所， 天津 300400)

0 引言

在日益嚴格的排放法規推動下，車用柴油機正朝著小型強化方向發展，升功率不斷提高。目前，單缸排量為0.4～0.5 L轎車和輕型卡車用柴油機的功率密度已經強化到60～90 kW/L[1-4]，某些研究中的機型甚至超過了100 kW/L[5-6]；在單缸排量超過1 L的重型柴油機中，雖然大多數機型的升功率仍低于40 kW/L，但特種車輛高強化柴油機的升功率已達到90 kW/L[7].

為了研究高強化柴油機的燃燒過程，Zhang等[8]開發了一個高強化單缸柴油機試驗平臺，其最高轉速可達4 500 r/min，允許最大爆發壓力達25 MPa，通過組織快速燃燒過程獲得了超過80 kW/L的有效升功率。但是，由于高強化柴油機循環進氣量和循環噴油量都很大，燃燒放熱速率和累計放熱量都很高，熱流密度大，造成機械負荷和熱負荷問題突出，成為制約高強化柴油機發展的重要瓶頸之一。

近年來，米勒循環因其在減少NOx排放、提高熱效率等方面的優越性受到了廣泛關注，并得到大量的研究和開發[9-14]，它通過進氣門早關或晚關方式，形成高膨脹比、低壓縮比工作循環，對于降低缸內燃燒壓力和溫度有明顯作用。Nevin等[15]在1臺4氣門直噴單缸柴油機上開展了進氣門關閉(IVC)時刻對發動機性能影響的研究，發現在保持一定進氣壓力的前提下，隨著IVC時刻的推遲，活塞位于上止點時缸內壓力和溫度明顯下降。Millo等[16]針對一款2級增壓重型柴油機進行了仿真研究，發現采用米勒循環后抑制了燃燒溫度和燃燒壓力，使發動機功率可以進一步強化；在維持相同最高燃燒壓力的前提下，性能計算的結果表明，發動機功率有大約5%的提升潛力，油耗也有一定程度的改善(約2%)。Kovacs等[17]系統地闡述了重型柴油機應用米勒循環后性能和排放方面的改善潛力，并對1臺中等負荷高壓共軌柴油機進行了米勒循環試驗研究，結果表明：采用米勒循環后發動機的排放明顯改善；與此同時，由于最高燃燒壓力下降，可以帶來近10%的功率收益(燃油消耗率僅增加0.5%)。

迄今為止，雖然關于米勒循環對柴油機燃燒和性能影響的研究已經非常廣泛，但這些研究主要集中在中低轉速和部分負荷工況下降低NOx排放和提高熱效率，應用于高強化柴油機在高轉速和大負荷工況下，探索米勒循環技術對于燃燒和換氣過程影響的研究還很少。為了抑制過高的機械負荷和熱負荷，為米勒循環用于高強化柴油機提供技術支持，本文開展了進氣門晚關的米勒循環對燃燒過程和換氣過程影響的研究，在1臺高強化單缸柴油機上對米勒循環開展研究，著重分析米勒循環對燃燒壓力、燃燒溫度、泵氣損失、米勒損失、充量系數等參數的影響規律。

1 試驗系統和數值仿真模型

1.1 試驗系統及方法

試驗在1臺高強化單缸柴油機上進行，其主要結構參數如表1所示。該單缸機是為研究高強化燃燒過程專門設計的，其承受的最大爆發壓力可達25 MPa，最高轉速可達4 500 r/min.

表1 發動機技術參數

高強化單缸機試驗系統布置如圖1所示。由圖1可見，在進氣過程中，空氣首先被1臺空壓機壓縮，經過1個帶有冷卻裝置的穩壓箱后進入單缸機試驗室，構成一個模擬增壓系統。在單缸試驗室中，壓縮空氣再經過2級穩壓箱后進入氣缸。進氣溫度和進氣壓力均可根據所設定的數值進行調節和反饋控制。

如圖1所示，進氣流量由安裝在第1級穩壓箱后的層流空氣流量計測量；進氣管和排氣管的瞬態壓力通過安裝在進氣管和排氣管上的兩支壓阻式壓力傳感器測量。

關于模擬增壓的單缸柴油機排氣系統，按照文獻[18-19]的方法，首先，在排氣道與排氣穩壓箱之間的排氣管上安裝1個雙級錐形背壓調節閥，該調節閥能夠較好地模擬廢氣渦輪的焓降過程，并容易根據工況需求來調節排氣背壓；然后，廢氣經過1個排氣穩壓箱，以穩定排氣氣流波動；最后，在穩壓箱出口安裝1個壓力調節閥，以調節排氣穩壓箱中的壓力。正如文獻[19]所指出的，單缸機排氣過程很難同時在多個工況點完全模擬多缸機排氣過程，但是筆者經過多年大量單缸機試驗數據和對應工況多缸機試驗數據發現，對于所研究的高強化運行工況點，當單缸機排氣背壓設置為進氣壓力的1/3值時(平均表壓)，單缸機指示燃燒參數和指示性能參數與相應工況的多缸機指示參數比較接近，二者誤差值在5%以內。因此，在原機燃燒試驗時，排氣背壓設置為進氣壓力的1/3(表壓)；在進行米勒試驗時，由于發動機工況不變且進氣壓力的增加幅度較小，米勒試驗過程中的背壓調節閥開度保持不變。

本文設計了3個IVC時刻，分別為：上止點后-110°CA(原機)、-86°CA和-70°CA，并在該高強化單缸柴油機上，在發動機轉速為3 600 r/min、指示升功率77 kW/L和過量空氣系數1.6工況下開展IVC時刻對燃燒過程和換氣參數的影響研究，并建立了試驗平臺的一維熱力學計算模型，對換氣過程參數進行進一步分析。高壓共軌燃油系統通過1臺附加電機單獨驅動，電磁閥式噴油器垂直布置在燃燒室中心，軌壓設定為180 MPa. 通過安裝在油箱和高壓油泵之間的油耗儀來測量燃油消耗量。

試驗采用瑞士Kistler公司生產的Kistler 6052型氣缸壓力傳感器，最大測量壓力為25 MPa. 自制的氣缸壓力采集和燃燒過程分析系統在每個工況下采集100個循環的氣缸壓力數據，并對其進行平均和光順處理。燃燒分析儀采樣頻率為0.5°CA. 根據實測氣缸壓力，采用熱力學第一定律可計算出燃燒過程的特征參數，如燃燒溫度、瞬時放熱速率、循環指示功率等。排氣測量使用日本HORIBA公司生產的MEXA-584L自動排放分析儀，其中NOx測量范圍是0～5×10-3.

該單缸柴油機采用進氣和排氣雙頂置凸輪軸配氣結構，進氣門和排氣門升程曲線如圖2所示，最大氣門升程均為8 mm. 試驗過程中排氣門相位保持不變，通過更換不同型線的進氣凸輪軸，在保持進氣開啟時刻不變的同時，通過推遲IVC時刻以實現3種不同的米勒進氣相位：原機為上止點后-110°CA，其他兩種米勒循環分別為上止點后-86°CA和-70°CA. 本文將這3種工況分別標記為IVC-110、IVC-86和IVC-70，各IVC時刻的進氣溫度和壓力如表2所示。

表2 試驗中的進氣狀態

為了探索米勒循環對高強化柴油機燃燒與換氣過程的影響，試驗在高速、高負荷工況下進行，高強化柴油機轉速為3 600 r/min，平均指示壓力為2.5 MPa(指示升功率為77 kW/L)。在進行不同米勒進氣相位試驗時，為了保持輸出功率不變，將噴油壓力固定在180 MPa，通過調節進氣壓力補償米勒相位造成的進氣量變化(見表2)，將過量空氣系數維持在1.6附近，此時噴油脈寬可能會稍作調整；通過對噴油提前角的調整，使燃燒分數為50%時對應的曲軸轉角(即CA50)保持在上止點后18°CA附近。試驗中的冷卻水溫度保持為80 ℃.

1.2 數值仿真模型及模型驗證

為了分析米勒循環對高強化柴油機換氣過程的影響規律，利用奧地利AVL公司開發的熱力學計算軟件BOOST，建立高強化單缸柴油機試驗系統的計算模型，如圖3所示。

圖3模型中各元件的布置與試驗室布置相同，其中氣缸代表發動機燃燒室，其相關參數按發動機實際參數設置；進氣邊界和排氣邊界分別代表試驗室進氣管入口和排氣管出口，進氣邊界與模擬增壓用空氣壓縮機出口相連，排氣邊界與實驗室排氣泵入口相連。圖3中1級進氣穩壓箱(其中裝有進氣加熱系統)用于消除進氣壓力波動和控制進氣溫度，2級進氣穩壓箱可進一步消除進氣壓力波動；排氣穩壓箱(裝有冷卻水系統)用于降低排氣溫度和消除排氣泵帶來的排氣壓力波動。背壓調節閥用于調節排氣壓力；采用兩支獨立的進氣道和一種Y型并聯排氣道連接到模型的氣缸中；圖3中的箭頭為氣體流動的方向。

燃燒模型采用Wiebe模型，傳熱模型采用Woschni-1978模型。進氣道和排氣道的流量系數通過穩流氣道試驗臺測量獲得；循環油量、進氣壓力等參數按照試驗數據設置。

該一維熱力學模型采用下列參數進行標定：通過實測進氣流量和燃油消耗量來標定計算模型中的空氣量和循環油量；通過實測進氣歧管瞬態壓力來校驗計算的進氣壓力波；通過實測示功圖來標定氣缸壓力，在保證最高燃燒壓力與試驗值一致基礎上，根據示功圖法計算出該工況下的平均摩擦壓力(0.5 MPa)設置模型中的參數，即可獲得與試驗結果一致的平均指示壓力和機械效率。

標定結果如圖4所示。由圖4(a)可見，在保持一定過量空氣系數(λ=1.6)的條件下，根據實測進氣壓力設定的壓力邊界計算出的進氣流量仿真值與試驗值有較好的一致性，二者差異在3%以內；由圖4(b)可見，由于仿真過程中的進氣系統與實際進氣系統存在結構細節偏差(如管道形狀、過渡圓角等)，管道、接頭和閥門等處的流動系數選取也與實際進氣系統略有差別，進氣壓力波振幅的仿真值略大于試驗值，但壓力波相位吻合良好；由圖4(c)可見，仿真得到的氣缸壓力峰值和相位等特征均與試驗值相吻合。綜上所述，仿真計算結果與試驗測試結果有較好的一致性，表明該模型可以用于燃燒與換氣過程的分析。

2 結果與分析

2.1 試驗結果分析

2.1.1 米勒循環對進氣壓縮功耗的影響

為了在不同IVC時刻保持相同的功率輸出，試驗中隨著IVC時刻的推遲，進氣壓力少許增加(見表2)，以彌補米勒相位帶來的進氣量損失，因此需要研究米勒進氣相位對進氣能量的影響。

由于本試驗中單缸機試驗采用外部壓縮機提供進氣壓力，可以通過進氣口熱力學狀態氣體估算出工質從大氣狀態壓縮到進氣狀態所需要的壓縮功耗；由于不同IVC時刻的實際進氣量是變化的(見圖4(a))，采用單位質量進氣壓縮功耗來評價米勒相位對進氣壓縮功耗的影響，如(1)式所示：

(1)

單位質量進氣壓縮功耗隨IVC時刻的變化規律如圖5所示。由圖5可見，單位進氣質量所消耗的壓縮功隨著IVC時刻的推遲而顯著增加，特別是上止點后-70°CA的深度米勒，其進氣壓縮功耗比原機進氣功耗增加了2.5%. 采用米勒循環后，雖然要提高進氣壓力以彌補進氣量的回流損失，但是從表2看到，進氣壓力變化不大。實際上，發動機這部分增加的功耗，能夠通過優化燃燒參數(如噴油提前角、預噴等)來提高排氣能量，使渦輪增壓器工作在高效工況點，實現進氣壓力的提高，從而使得循環熱效率不降低。

2.1.2 米勒循環對工質狀態的影響

由于米勒循環推遲了IVC時刻，造成了有效壓縮比的降低以及壓縮終了工質壓力和溫度的下降。

本試驗中單缸機上由米勒進氣相位造成的有效壓縮比下降如圖6所示。由圖6可見，當IVC時刻推遲到上止點后-86°CA和-70°CA時，有效壓縮比分別減小到8.20和6.28. 由于有效壓縮比的下降，在幾乎相同的進氣量條件下(見圖4(a))壓縮終了缸內工質溫度和壓力也相應降低，如表3所示。當IVC時刻推遲到上止點后-86°CA和-70°CA時，壓縮終了時刻缸內工質壓力和溫度分別減小到15.05 MPa、13.51 MPa和1 090.43 K、969.93 K. 但在壓力和溫度共同變化的情況下，壓縮終了時刻工質密度變化不大，其變化幅度在3%之內。

表3 不同IVC壓縮終了時刻缸內工質狀態預測

2.1.3 米勒循環對米勒損失的影響

內燃機理想循環的壓縮過程為絕熱壓縮過程，但是由于存在著進氣門晚關現象，壓縮曲線會偏離理想的絕熱過程，形成了壓縮損失。如文獻[17]所述，在進氣門晚關的米勒循環中，由于壓縮始點被顯著推遲，其造成的壓縮損失就不能被忽視。將從下止點到IVC時刻之間的實際壓縮線與達到相同氣缸壓力(在IVC時刻)絕熱壓縮線之間的偏差定義為米勒損失，可根據(2)式進行計算米勒損失功。

(2)

式中：WM為米勒損失功；Vd為活塞位于下止點時刻的氣缸容積；VIVC為IVC時刻的氣缸容積；p(V)為不同氣缸容積下實際氣缸壓力；ps(V)為不同氣缸容積下絕熱壓縮過程的氣缸壓力；V為氣缸工作容積。

圖7所示為不同IVC時刻壓縮初期階段壓力-容積(p-V)曲線。圖中3條虛線是不同IVC時刻缸內壓力的理想絕熱壓縮線。由圖7可以明顯看出，隨著IVC時刻的推遲，實際氣缸壓力線與理想絕熱壓縮線之間的差距越來越大，即米勒損失增大。

由于這三篇小說通常被論者加入到先鋒寫作的序列中，其經典性便也在“先鋒”的闡釋框架內獲得。以先鋒精神為內核來理解這三篇小說，則其自然而然地被從后現代的理論出發解讀為是對傳統文體的“戲仿”，無論是在文體、題材、主題乃至價值觀都被全面“解構與顛覆”[1]，但僅僅從先鋒精神的角度來解讀顯然是“封鎖”了作品本身所具有的豐富性與復雜性，本文正是試圖從先鋒所倡導的形式實驗本身出發，并通過先鋒創作與社會歷史語境的互動，展開這樣一項反思性的工作，重新理解余華的這三篇傳統文體實驗小說。

根據試驗實測缸壓示功圖計算出的米勒損失功及其相對于循環指示功的占比如圖8所示。從圖8中可以看出：米勒損失功隨著IVC時刻的推遲而增加；由于本試驗中循環指示功保持不變，米勒損失功相對于指示功的比例也會隨之增大；在原機IVC時刻為上止點后-110°CA時米勒損失功占循環指示功的百分比不足0.2%；當IVC時刻推遲到上止點后-70°CA時，米勒損失功增加了6倍，占循環指示功的百分比增大到近1%.

2.1.4 米勒循環對泵氣損失的影響

采用進氣門晚關米勒循環后，由于在壓縮初期一部分已經進入缸內的新鮮充量又被推回到進氣系統，造成了進氣充量損失。為了保持循環功不變，需要通過提高進氣壓力來保持缸內的新鮮充量(見表2)，當IVC時刻從原機的上止點后-110°CA推遲到-70°CA 時，進氣壓力提高了0.011 MPa.

平均泵氣壓力與進氣和排氣壓力的變化有關，一般情況下，當進氣壓力大于排氣壓力波平均壓力時，平均泵氣壓力為正值；當進氣壓力小于排氣壓力波平均壓力時，平均泵氣壓力為負值。在理論上，對于進氣門在下止點后關閉的柴油機工作循環，平均泵氣壓力損失隨IVC時刻的推遲而單調變化，但由于泵氣損失數值相對較小，且在試驗中一些基本參量(如空燃比、噴油提前角等)略有變動，并且存在不可避免的測量誤差(如轉速、大氣環境、氣缸壓力等)，燃燒狀況難以精確控制和測量，使得平均泵氣壓力會出現非單調性的變化。不過從圖9中可以看出，原機相位下平均泵氣壓力為負值，泵氣損失較大，泵氣功為負。隨著IVC時刻的推遲，進氣壓力提高，平均泵氣壓力增加，泵氣功大于0，相應地也帶來了燃油消耗率的降低。這表明米勒進氣相位對于增加平均泵氣壓力是有幫助的。

另外，采用進氣門晚關的米勒循環后，由于壓縮線和膨脹線下移(即壓縮壓力/壓縮溫度和燃燒壓力/溫度下降)，再加上泵氣功損失減小(見圖9)，實際的循環功不會因為進氣門晚關而下降(見圖10)。即采用米勒循環后功率輸出并不下降(3種工況下功率相差不大，IVC-70工況下比IVC-86工況還略有增加)。

2.1.5 米勒循環對燃燒壓力的影響

高強化柴油機的機械負荷較高，而缸內最高燃燒壓力和最大壓力升高率是衡量機械負荷的重要指標之一。由圖4(c)可以看到，在壓縮行程開始時(見圖4(c)中-90°CA)，3條壓力曲線并沒有明顯差別。隨著活塞的上行，IVC時刻的推遲導致氣缸壓力上升速率減緩，在壓縮行程后期著火前不同IVC時刻之間的氣缸壓力相差了近2 MPa(見圖4(c)中-15°CA)；隨著燃燒過程的進行，氣缸壓力差會進一步增大，其中IVC時刻為上止點后-70°CA工況下最高燃燒壓力，比原機相位時降低了2.34 MPa. 因此，隨著IVC時刻的推遲，最高燃燒壓力顯著下降。

2.1.6 米勒循環對燃燒溫度的影響

發動機的熱負荷與缸內平均燃燒溫度、最高燃燒溫度和排氣溫度都有密切關系。下面根據實測的氣缸壓力曲線，并借助于理想氣體狀態方程計算缸內工質平均溫度的變化。

圖12所示為不同IVC時刻缸內平均溫度隨曲軸轉角的變化規律。由圖12可知，隨著IVC時刻的推遲，缸內工質平均溫度下降顯著，這主要是因為有效壓縮比降低的緣故。在噴油開始時刻(見圖12中-15°CA)，IVC時刻為上止點后-70°CA時的工質溫度已經比原機IVC時刻上止點后-110°CA時降低了150 K；隨著燃燒過程的進行，到壓縮上止點時刻，二者缸內平均溫度相差達到175 K；最大燃燒溫度出現在約上止點后30°CA，此時3個進氣相位造成的最大燃燒溫度差值約為200 K；在隨后的膨脹過程中，由于高溫氣體散熱量較大，不同IVC時刻的工質溫差會略有減小。在排氣門開啟時，不同IVC時刻的溫差已經降低到約75 K.

圖13所示為不同IVC時刻排氣溫度的變化規律。由圖13可知，米勒循環也在一定程度上降低了排氣溫度。在IVC時刻為上止點后-70°CA下的排氣溫度比原機上止點后-110°CA的排氣溫度降低了約40 K. 這對于降低排氣系統的熱負荷有明顯作用。

2.1.7 米勒循環對放熱、油耗和排放的影響

圖14所示為不同IVC時刻瞬時放熱率和累積放熱率的變化。由圖14可知，采用米勒進氣相位后，燃燒瞬時放熱速率的上升線隨IVC時刻變化不大，這主要是因為本試驗工況點的功率密度較高，缸內壓縮終了的壓力、溫度和密度均足夠高，由于米勒進氣相位引起缸內工質狀態的變化并不足以造成滯燃期、噴霧特性和油氣混合速率的顯著變化。但是，瞬時放熱速率峰值以及放熱速率下降線隨IVC時刻的推遲而減小，這可能是因為在噴油后期或停噴后，油氣混合缺乏高速噴霧特性的作用，此時IVC時刻引起的缸內溫度和壓力下降對擴散燃燒后期的油氣混合和燃燒作用得到彰顯。

在圖14中，以累積放熱率為5%時所對應的曲軸轉角作為燃燒始點，以累積放熱率達95%所對應的曲軸轉角作為燃燒終點，燃燒始點到燃燒終點所對應的曲軸轉角即為燃燒持續期。如表4所示，由于試驗過程中通過改變噴油正時，控制CA50保持在上止點后18°CA左右，因此隨著IVC時刻的推遲，燃燒始點變化不大，燃燒終點卻略有推遲，從而導致燃燒持續期有所延長。

表4 不同IVC時刻的放熱相位

圖15所示為不同IVC時刻指示燃油消耗率(ISFC)的試驗結果。由圖15可見，在過量空氣系數一定的前提下，隨著IVC時刻的推后，指示燃油消耗率從原機IVC時刻為上止點后-110°CA下的218 g/(kW·h)降低到米勒進氣相位上止點后-70°CA 的208 g/(kW·h)，節油大約4.6%. 這是因為一方面采用了米勒進氣相位后泵氣損失有所減小(見圖9)；另一方面，采用米勒進氣相位后壓縮壓力線顯著降低(見圖10)、而膨脹壓力線降低得較少(由于燃燒溫度低、壁面的散熱量減少)，造成高壓循環做功的增加；此外，排氣溫度降低也減少了整個循環的排氣熱損失。

在單缸機試驗中，進氣壓力由外源壓氣機提供，與多缸機不同，單缸機在進氣增壓中不消耗發動機自身的功率。如果將進氣壓力的壓縮功耗折算為單缸機功耗的一部分，則從圖15中可以看到，折合計算的燃油消耗率顯著增加，但是折合油耗隨IVC時刻的推遲而下降的趨勢與原始指示油耗一致。需要注意的是，這個折合油耗是將所有進氣壓縮功耗假定為由發動機的一部分輸出功率提供的，與實際機械增壓式多缸機油耗相似，比廢氣渦輪增壓式多缸機油耗要高。

由于在發動機排放物分析中，未燃碳氫化合物(HC)和一氧化碳(CO)的排放量相對較小，本文未作比較。

不同IVC時刻的氮氧化合物(NOx)排放量如圖16所示。由圖16可見，隨著IVC時刻的推遲，對降低NOx排放是有明顯效果的。這主要是因為米勒循環降低了燃燒溫度。在過量空氣系數為1.6時，兩個米勒進氣相位的NOx排放較原機分別降低30%(IVC-86)和58%(IVC-70)。但是燃燒溫度降低對于燃料的轉換效率是不利的，從而導致煙度排放的增加。試驗中通過奧地利AVL公司生產的AVL 415 s煙度計自動采集和讀取煙度值。從圖16可知，在過量空氣系數為1.6時，IVC-70工況的煙度排放比原機和IVC-86工況時高。

2.2 模擬結果分析與討論

為了進一步分析進氣門晚關的米勒循環對進氣回流、充量系數等換氣過程參數的影響規律，借助于一維BOOST模型進行了數值計算分析。

2.2.1 米勒循環對進氣回流的影響

圖17所示為進氣門閥座處氣流平均速度在進氣過程中的變化規律。由圖17可見：在從上止點到下止點的主要進氣階段，3個IVC時刻的進氣流速基本相同；但在上止點前進氣門開始開啟的階段和下止點后IVC的過程中，進氣流速出現負值，即出現進氣回流。上止點前進氣門開啟時的進氣回流主要是由于缸內壓力高于進氣歧管壓力造成的，而且隨著IVC時刻的推遲，進氣壓力提高，此階段的進氣回流減少。而在下止點后進氣門關閉過程中的進氣回流現象，則主要是因為上行的活塞推動缸內工質，造成缸內工質壓力高于進氣歧管壓力；而且隨著IVC時刻的推遲，進氣回流量增加。對圖17中的進氣流速曲線進行積分可以得到下止點后進氣回流量與進氣量的比值，即進氣回流率。由計算結果可知，在上止點后-110°CA(原機)、-86°CA和-70°CA 3種IVC時刻，由于進氣門在下止點后關閉所造成的進氣回流率分別為0.61%、5.66%和13.33%.

2.2.2 米勒循環對充量系數的影響

圖18所示為不同IVC時刻缸內充量系數的變化。由圖18可知，隨著IVC時刻的推遲，充量系數隨之降低，從原機進氣相位的94.5%降低到米勒進氣相位上止點后-70°CA時的89%.這主要是因為上述進氣回流隨IVC時刻的推遲而增加的作用引起的。

3 結論

本文在1臺高強化單缸柴油機上針對轉速3 600 r/min、指示升功率77 kW/L的高強化工況進行了進氣門晚關的米勒循環對燃燒過程和換氣過程影響的試驗和仿真研究，主要得到如下結論：

1) 在功率輸出不變的情況下，隨著IVC時刻的推遲，最大燃燒壓力、最大壓力升高率、平均燃燒溫度、最高燃燒溫度以及排氣溫度均明顯下降，表明米勒循環對于降低高強化柴油機的熱力負荷有顯著作用。

2) 隨著IVC時刻的推遲，壓縮過程中米勒損失、進氣回流率增加，充量系數、泵氣損失下降。

3) 雖然采用米勒進氣相位有可能引起煙度的提高，但有降低NOx排放和改善燃油經濟性的潛力。