配氣相位對(duì)船用柴油機(jī)性能的影響

摘要：使用仿真軟件建立某船用柴油機(jī)的仿真模型，利用臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)仿真模型進(jìn)行標(biāo)定，研究配氣相位對(duì)柴油機(jī)進(jìn)氣質(zhì)量流量、渦前溫度、燃油消耗率、有效功率及爆發(fā)壓力的影響。結(jié)果表明：排氣提前角增大，柴油機(jī)的進(jìn)氣質(zhì)量流量增大，渦前溫度降低，燃油消耗率先減少后增大，有效功率先增大后減小；同一轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下，爆發(fā)壓力隨排氣提前角的變化不明顯；進(jìn)氣遲閉角增大，柴油機(jī)的進(jìn)氣質(zhì)量流量先增大后減小，渦前溫度不斷升高，燃油消耗率先減少后升高，有效功率先升高后減少；同一轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下，爆發(fā)壓力隨排氣遲閉角度的變化也不明顯。該機(jī)型柴油機(jī)配氣正時(shí)采用排氣提前角為下止點(diǎn)前曲軸轉(zhuǎn)角75°，進(jìn)氣遲閉角為下止點(diǎn)后曲軸轉(zhuǎn)角50°的最優(yōu)方案時(shí)，可使柴油機(jī)在100%額定負(fù)荷和50%額定負(fù)荷下的有效功率分別提高2.78%和4.28%，燃油消耗率分別降低2.75%和4.30%。

關(guān)鍵詞：船用柴油機(jī)；配氣相位；爆發(fā)壓力；燃油消耗率；有效功率；進(jìn)氣質(zhì)量流量；渦前溫度

中圖分類號(hào)：TK421文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A文章編號(hào)：1673-6397（2024）06-0026-07

引用格式：穆振仟，馮歆，李猛猛，等.配氣相位對(duì)船用柴油機(jī)性能的影響［J］.內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2024，41（6）：26-32.

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0 引言

當(dāng)前全球航運(yùn)業(yè)正在向低碳、高效轉(zhuǎn)型的方向升級(jí)，船用柴油機(jī)作為船舶的主要?jiǎng)恿?lái)源，其性能直接影響船舶的推進(jìn)效率、燃油經(jīng)濟(jì)性和環(huán)境友好性。船用柴油機(jī)在工作過(guò)程中，其燃燒效率、排放水平及整體性能受到多種因素的影響，其中配氣相位是決定發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部燃燒過(guò)程和換氣效率的關(guān)鍵因素。適當(dāng)?shù)呐錃庀辔荒軌虼_保燃燒室內(nèi)的空氣燃料混合物達(dá)到最佳狀態(tài)，提高燃燒效率，既可減少排放，還能提高動(dòng)力輸出和燃油經(jīng)濟(jì)性，對(duì)改善柴油機(jī)性能、節(jié)約能源和保護(hù)環(huán)境具有十分重要的意義^[1-2]。

配氣相位是影響內(nèi)燃機(jī)性能的關(guān)鍵參數(shù)。Khudhur等^[3]通過(guò)調(diào)整進(jìn)、排氣門(mén)正時(shí)，發(fā)現(xiàn)進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)間適當(dāng)提前能有效提高缸內(nèi)氣體交換效率，從而增加轉(zhuǎn)矩輸出并降低燃油消耗；Arnau等^[4]研究排氣門(mén)關(guān)閉時(shí)刻對(duì)燃燒殘余廢氣的影響，指出排氣門(mén)適時(shí)延遲關(guān)閉可以促進(jìn)缸內(nèi)廢氣再循環(huán)，有利于降低NOx排放；陳晉兵等^[5]優(yōu)化了某柴油機(jī)的配氣相位并開(kāi)展試驗(yàn)驗(yàn)證，優(yōu)化了該柴油機(jī)高工況下的性能，降低了排氣溫度，提高了柴油機(jī)的經(jīng)濟(jì)性，滿足了指標(biāo)要求。

隨著計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)的發(fā)展，利用仿真軟件對(duì)柴油機(jī)的工作過(guò)程進(jìn)行模擬分析成為研究柴油機(jī)性能的重要手段^[6-8]。大量研究人員通過(guò)仿真技術(shù)，研究不同配氣相位對(duì)柴油機(jī)性能的影響^[9-10]，為柴油機(jī)的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供理論支持。江嘉堃等^[11]研究了增壓方式對(duì)配氣相位的影響規(guī)律并總結(jié)了最佳配氣相位的選取原則；王毅等^[12]建立某增壓柴油機(jī)仿真模型，分析不同壓縮比及配氣相位時(shí)柴油機(jī)性能參數(shù)的變化，并優(yōu)化了壓縮比和配氣相位；Shu等^[13]采用仿真技術(shù)，模擬不同配氣相位對(duì)柴油機(jī)排放特性的細(xì)致影響，結(jié)果顯示優(yōu)化的配氣策略能夠顯著改善排放質(zhì)量，同時(shí)保持良好的燃油經(jīng)濟(jì)性。

上述研究大多集中在陸用柴油機(jī)或中小功率柴油機(jī)，船用柴油機(jī)由于長(zhǎng)時(shí)間在海洋環(huán)境中高負(fù)荷運(yùn)行，其配氣相位的優(yōu)化設(shè)計(jì)面臨更多挑戰(zhàn)。本文中以某船用柴油機(jī)為研究對(duì)象，利用AVL BOOST軟件建立柴油機(jī)一維仿真模型，并通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)仿真模型進(jìn)行標(biāo)定，研究配氣相位變化對(duì)船用柴油機(jī)性能的影響規(guī)律，得出最優(yōu)配氣相位方案，為船用柴油機(jī)配氣相位優(yōu)化和性能提高提供參考。

1 數(shù)值仿真模型建立及驗(yàn)證

1.1 模型建立

某6缸船用柴油機(jī)的進(jìn)氣箱集成在機(jī)體上，容積大，起到一定的穩(wěn)壓作用且能夠保持充足的進(jìn)氣能量，提高進(jìn)氣效率，保證各缸進(jìn)氣均勻性；進(jìn)氣道采用較低的渦流比，可以組織一定進(jìn)氣渦流，同時(shí)減少進(jìn)氣能量損失，提高充量系數(shù)；燃油系統(tǒng)采用單體高壓油泵，泵端最高壓力可達(dá)到90 MPa；采用ω型燃燒室，保證缸內(nèi)油氣混合更均勻，燃燒更充分；采用脈沖渦輪增壓排氣系統(tǒng)，改善柴油機(jī)的部分負(fù)荷性能和加速響應(yīng)性，滿足船用主機(jī)快速加載和負(fù)荷頻繁變化的需求。該柴油機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

根據(jù)該機(jī)型柴油機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)建立的一維仿真模型如圖1所示。模型主要包含進(jìn)氣箱、增壓器、中間冷卻器、進(jìn)氣歧管、氣缸、排氣歧管、排氣總管等模塊；使用管道連接各相關(guān)元件，布置測(cè)量點(diǎn)及充量系數(shù)計(jì)算的參考點(diǎn)，便于讀取和分析計(jì)算結(jié)果。

仿真計(jì)算時(shí)，渦輪增壓器采用簡(jiǎn)化模型，中間冷卻器模型采用進(jìn)出溫度設(shè)置模式。模擬計(jì)算時(shí)設(shè)定的溫度及壓力均為實(shí)測(cè)結(jié)果。

進(jìn)氣管位于機(jī)體背側(cè)，為矩形箱式結(jié)構(gòu)，容積大，穩(wěn)壓作用較好，建模時(shí)采用容積腔的方式。排氣系統(tǒng)采用管道和連接器的方式建模，能夠較真實(shí)地反映壓力波傳遞，同時(shí)保證排氣管路模型準(zhǔn)確。建立一維非定常流動(dòng)進(jìn)排氣管計(jì)算模型，利用有限容積法求解分析壓力波的變化規(guī)律。本文中不考慮柴油機(jī)排放，燃燒模塊采用Vibe燃燒放熱模型，缸內(nèi)傳熱采用Woschni經(jīng)驗(yàn)傳熱模型。為了簡(jiǎn)化模型，不考慮氣缸壁和管路壁溫的變化，系統(tǒng)只計(jì)算穩(wěn)態(tài)時(shí)的壁溫。管道中流體傳遞到管道壁面的熱量由對(duì)流換熱公式得到，模擬計(jì)算時(shí)設(shè)定的參數(shù)均為經(jīng)驗(yàn)值。

氣缸模塊中，缸內(nèi)工作過(guò)程采用零維模型，利用Vibe函數(shù)對(duì)燃燒放熱規(guī)律進(jìn)行模擬分析。在固定壓差條件下，根據(jù)測(cè)量不同氣門(mén)升程時(shí)流過(guò)氣道的實(shí)際空氣流量，計(jì)算理論進(jìn)氣質(zhì)量流量，即可得到流量系數(shù)。氣道流量系數(shù)雖然與壓差有關(guān)，但壓差對(duì)流量系數(shù)的影響非常小，可以忽略。模擬計(jì)算時(shí)，進(jìn)氣道和排氣道流量系數(shù)均為計(jì)算結(jié)果。

摩擦損失包含所有軸承、活塞副運(yùn)動(dòng)系、配氣機(jī)構(gòu)的摩擦損失以及所有附件（如水泵、燃油泵、噴油泵、滑油泵等）的功耗。模擬計(jì)算時(shí)，摩擦損失通過(guò)示功圖及實(shí)測(cè)的功率計(jì)算得出。

1.2 模型驗(yàn)證

1.2.1 試驗(yàn)裝置

為了驗(yàn)證仿真模型，搭建了該柴油機(jī)專用試驗(yàn)臺(tái)架，主要試驗(yàn)設(shè)備如表2所示。試驗(yàn)用雙向水渦流測(cè)功機(jī)，額定功率為3 300 kW、轉(zhuǎn)速為3 000 r/min；質(zhì)量油耗測(cè)量?jī)x最大質(zhì)量流量為300 kg/h，爆發(fā)壓力表量程為0～25 MPa。分別控制燃油系統(tǒng)和冷卻系統(tǒng)溫度，實(shí)現(xiàn)恒溫條件，使燃油進(jìn)機(jī)溫度和冷卻水溫度按照設(shè)計(jì)條件變化，保證試驗(yàn)數(shù)據(jù)準(zhǔn)確。選用0號(hào)柴油和CF-4機(jī)油。根據(jù)船舶主機(jī)推進(jìn)特性運(yùn)行的特點(diǎn)，按文獻(xiàn)[14]進(jìn)行試驗(yàn)。

1.2.2 試驗(yàn)結(jié)果

仿真分析柴油機(jī)標(biāo)定點(diǎn)的性能，仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如表3所示。由表3可知：仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)基本吻合，仿真計(jì)算的有效功率為877.8 kW，與試驗(yàn)結(jié)果的相對(duì)誤差為0.59%；仿真計(jì)算的最高爆發(fā)壓力為13.6 MPa，與試驗(yàn)結(jié)果的相對(duì)誤差為0.74%；仿真計(jì)算的燃油消耗率為208.1 g/（kW·h），與試驗(yàn)結(jié)果的相對(duì)誤差為0.30%；中冷后壓力、進(jìn)氣流量、渦輪前溫度的仿真與試驗(yàn)結(jié)果的最大相對(duì)誤差為1.70%。各參數(shù)相對(duì)誤差均在5%以內(nèi)，滿足計(jì)算精度要求。

為了優(yōu)化船用柴油機(jī)在部分負(fù)荷工況下的性能，對(duì)柴油機(jī)按照推進(jìn)特性時(shí)50%額定負(fù)荷進(jìn)行仿真計(jì)算，仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如表4所示。由表4可知：各測(cè)試項(xiàng)目中，爆發(fā)壓力的計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的相對(duì)誤差最大，為3.03%，在合理范圍內(nèi)，可以使用該模型進(jìn)行仿真計(jì)算。

2 結(jié)果及討論

2.1 配氣正時(shí)的性能分析

進(jìn)氣門(mén)開(kāi)啟提前角主要取決于進(jìn)氣道壓力與氣缸內(nèi)壓力狀態(tài)，進(jìn)氣門(mén)遲閉角決定壓差狀態(tài)和流速。排氣門(mén)提前角決定排氣過(guò)程自由排氣和強(qiáng)制排氣的分配。

該柴油機(jī)為脈沖增壓排氣系統(tǒng)，第1、4、5缸的排氣管與第2、3、6缸排氣管的結(jié)構(gòu)相同，因此，本文中只對(duì)第1、4、5缸進(jìn)行分析。

該柴油機(jī)的發(fā)火順序?yàn)?—3—5—6—4—2—1，配氣正時(shí)為：排氣提前角為下止點(diǎn)前曲軸轉(zhuǎn)角 65°，排氣遲閉角為上止點(diǎn)后曲軸轉(zhuǎn)角 50°；進(jìn)氣提前角為上止點(diǎn)前曲軸轉(zhuǎn)角50°，進(jìn)氣遲閉角為下止點(diǎn)后曲軸轉(zhuǎn)角 40°。以第一缸壓縮上止點(diǎn)曲軸轉(zhuǎn)角0°為基準(zhǔn)，柴油機(jī)進(jìn)排氣相位為：第1缸排氣沖程曲軸轉(zhuǎn)角為115°～410°，其中310°～410°為第1缸的進(jìn)排氣重疊期；第5缸排氣沖程曲軸轉(zhuǎn)角為355°～650°，其中550°～650°為第5缸的進(jìn)排氣重疊期；第4缸排氣時(shí)曲軸轉(zhuǎn)角為595°～170°，其中70°～170°為第4缸的進(jìn)排氣重疊期。

100%額定負(fù)荷時(shí)，氣門(mén)重疊期內(nèi)第1缸的壓力曲線如圖2所示，進(jìn)氣質(zhì)量流量及進(jìn)、排氣管壓力曲線如圖3所示。

由圖2可知：進(jìn)氣歧管的壓力最高，排氣歧管壓力最小，氣缸壓力介于兩者之間，這說(shuō)明該柴油機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng)不存在進(jìn)氣門(mén)反吹及排氣門(mén)廢氣倒流。由圖3可知：該柴油機(jī)不存在進(jìn)氣門(mén)反吹，曲軸轉(zhuǎn)角為360°后，進(jìn)氣質(zhì)量流量略有下降，主要是由排氣壓力波突然上升引起的。

圖4 100%額定負(fù)荷排氣流量及排氣管壓力曲線

100%額定負(fù)荷時(shí)，排氣壓力曲線及排氣質(zhì)量流量由圖4所示。由圖4可知：?jiǎn)胃着艢夤軌毫κ冀K大于歧管總壓力，同時(shí)排氣質(zhì)量流量的變化符合理論規(guī)律，因此可以更加明確不存在廢氣倒流的問(wèn)題。

結(jié)合各缸排氣相位角可知：第4缸排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)，第1缸正處于進(jìn)排氣重疊期，第5缸對(duì)第1缸產(chǎn)生強(qiáng)烈的干擾，導(dǎo)致第1缸排氣出現(xiàn)波動(dòng)，排氣質(zhì)量流量下降；當(dāng)?shù)?缸排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)，第5缸正處于進(jìn)排氣重疊期，第4缸同樣對(duì)第5缸形成干擾，影響第5缸排氣，導(dǎo)致第5缸排氣質(zhì)量流量下降；當(dāng)?shù)?缸排氣門(mén)開(kāi)啟時(shí)，第4缸正處于進(jìn)排氣重疊期，第1缸對(duì)第4缸形成干擾，影響第4缸排氣質(zhì)量，導(dǎo)致第4缸排氣質(zhì)量流量下降。

2.2 排氣相位對(duì)柴油機(jī)性能的影響

設(shè)計(jì)5種排氣相位方案，排氣提前角分別為下止點(diǎn)前曲軸轉(zhuǎn)角95°、85°、75°、65°、55°，利用AVL BOOST軟件分別對(duì)各種不同排氣相位方案進(jìn)行仿真分析，通過(guò)仿真分析得到100%及50%額定負(fù)荷時(shí)的柴油機(jī)性能。

100%額定負(fù)荷、轉(zhuǎn)速為1 000 r/min及50%額定負(fù)荷、轉(zhuǎn)速為794 r/min，各排氣相位下對(duì)應(yīng)的進(jìn)氣質(zhì)量流量、渦前溫度、燃油消耗率、有效功率分別如圖5、6所示。

由圖5、6可知：1）轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、100%額定負(fù)荷及轉(zhuǎn)速為794 r/min、50%額定額定負(fù)荷時(shí)，柴油機(jī)性能隨排氣提前角的變化規(guī)律一致。2）當(dāng)排氣提前角向后推移時(shí)，有利于缸內(nèi)廢氣排出，增加掃氣壓差，減小進(jìn)氣阻力，柴油機(jī)的進(jìn)氣質(zhì)量流量不斷增大，渦輪前溫度不斷降低，燃油消耗率先減小后增大，有效功率出現(xiàn)先增大后減小。3）5種排氣相位中，當(dāng)排氣提前角為75°時(shí)，有效功率最大，燃油消耗率最小，此時(shí)柴油機(jī)能夠發(fā)揮最大的動(dòng)力性能并具有良好的燃油經(jīng)濟(jì)性。4）100%額定負(fù)荷下，最大有效功率為882.2 kW，最小為858.3 kW，有效功率提高2.78%；最小燃油消耗率為207.1 g/（kW·h），最大為212.8 g/（kW·h），燃油消耗率降低2.75%。5）50%額定負(fù)荷下，最大有效功率為452.7 kW，最小為434.1 kW，有效功率提高4.28%；最小燃油消耗率為205.8 g/（kW·h），最大為214.7 g/（kW·h），燃油消耗率降低4.30%。

轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、100%額定負(fù)荷及轉(zhuǎn)速為794 r/min、50%額定負(fù)荷時(shí)第1、4、5缸的平均爆發(fā)壓力隨排氣提前角的變化如表5所示。由表5可知：轉(zhuǎn)速和負(fù)荷相同時(shí)，爆發(fā)壓力隨排氣提前角的變化不明顯；相比轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、100%負(fù)荷時(shí)，轉(zhuǎn)速為794 r/min、50%負(fù)荷時(shí)的爆發(fā)壓力減小了約41.7%。

2.3 進(jìn)氣相位對(duì)柴油機(jī)性能的影響

設(shè)計(jì)5種進(jìn)氣相位方案，進(jìn)氣遲閉角分別為下止點(diǎn)后曲軸轉(zhuǎn)角20°、30°、40°、50°、60°，利用AVL BOOST軟件分別對(duì)各種不同排氣相位方案進(jìn)行仿真分析，通過(guò)仿真分析得到100%及50%額定負(fù)荷時(shí)的柴油機(jī)性能。

轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、100%額定負(fù)荷及轉(zhuǎn)速為794 r/min、50%額定負(fù)荷時(shí)，不同進(jìn)氣相位方案對(duì)應(yīng)的有效功率、燃油消耗率、進(jìn)氣質(zhì)量流量、渦前溫度分別如圖7、8所示。

由圖7、8可知：1）轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、100%額定負(fù)荷及轉(zhuǎn)速為794 r/min、50%額定負(fù)荷時(shí)，兩種負(fù)荷下柴油機(jī)性能隨進(jìn)氣遲閉角的變化規(guī)律一致。2）進(jìn)氣遲閉角增大，柴油機(jī)的進(jìn)氣質(zhì)量流量先增大后減小，渦前排氣溫度不斷升高，有效功率先增大后減小，燃油消耗率先減小后增大；當(dāng)進(jìn)氣遲閉角為50°時(shí)，有效功率最大，燃油消耗率最小，此時(shí)柴油機(jī)能夠發(fā)揮最大的動(dòng)力性能并具有良好的燃油經(jīng)濟(jì)性；100%額定負(fù)荷下，最大有效功率為879.4 kW，最小為873.3 kW，有效功率提高0.70%；最小燃油消耗率為207.7 g/（kW·h），最大為209.2 g/（kW·h），燃油消耗率降低0.72%；50%額定負(fù)荷下，最大有效功率為451.1 kW，最小為449.6 kW，有效功率提高0.33%；最小燃油消耗率為206.5 g/（kW·h），最大為207.2 g/（kW·h），燃油消耗率降低0.34%。

轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、100%額定負(fù)荷及轉(zhuǎn)速為794 r/min、50%額定負(fù)荷時(shí)第1、4、5缸的平均爆發(fā)壓力隨進(jìn)氣遲閉角的變化規(guī)律如表6所示。由表6可知：轉(zhuǎn)速和負(fù)荷相同時(shí)，爆發(fā)壓力隨排氣遲閉角的變化也不明顯；相對(duì)于轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、100%負(fù)荷時(shí)，轉(zhuǎn)速為794 r/min、50%負(fù)荷時(shí)的爆發(fā)壓力減小了約40.6%。

3 結(jié)論

1）排氣提前角增大，柴油機(jī)進(jìn)氣質(zhì)量流量增大，渦前溫度降低，燃油消耗率先減小后增大，有效功率先增大后減小；同一轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下，爆發(fā)壓力隨排氣提前角的變化不明顯；當(dāng)排氣提前角為下止點(diǎn)前曲軸轉(zhuǎn)角75°時(shí)，柴油機(jī)動(dòng)力性能最佳并具有良好的燃油經(jīng)濟(jì)性。

2）進(jìn)氣遲閉角增大，柴油機(jī)進(jìn)氣流量先增大后減小，渦前溫度不斷升高，燃油消耗率先減小后增大，有效功率先增大后減小；同一轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下，爆發(fā)壓力隨排氣遲閉角的變化也不明顯；當(dāng)進(jìn)氣遲閉角為下止點(diǎn)后曲軸轉(zhuǎn)角50°時(shí)，柴油機(jī)動(dòng)力性能最佳并具有良好的燃油經(jīng)濟(jì)性。

3）排氣提前角為下止點(diǎn)前曲軸轉(zhuǎn)角75°、進(jìn)氣遲閉角為下止點(diǎn)后曲軸轉(zhuǎn)角50°為該機(jī)型柴油機(jī)配氣正時(shí)的最優(yōu)方案，此方案下，柴油機(jī)在轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、100%額定負(fù)荷和794 r/min、50%額定負(fù)荷下的有效功率分別提高2.78%和4.28%，燃油消耗率分別降低2.75%和4.30%。

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Effect of valve timing on the performance of marine diesel engine

MU Zhenqian1， FENG Xin2， LI Mengmeng3， XIE Zongfa^4*， LI Long1， LI Ke3

1.Zichai Power Co.， Ltd.， Zibo 255086， China; 2.Binzhou Senior Technical School， Binzhou 256600， China;

3.Binzhou Bohai Piston Co.， Ltd.， Binzhou 256602， China; 4.School of Mechanical Engineering， Shandong University， Jinan 250061， China

Abstract：A simulation calculation model of a marine diesel engine was established using AVL BOOST， and the simulation model is calibrated through bench tests. The influence of valve timing on the intake flow rate， pre-vortex temperature， fuel consumption rate， effective power of the diesel engine and explosion pressure are analyzed through simulation calculations. The results show that as the exhaust advance angle increases， the intake flow rate of the diesel engine continuously increases， the temperature before the turbine decreases， the fuel consumption first decreases and then increases， the effective power first increases and then decreases. At the same speed and load， the change of peak pressure with the exhaust advance angle is not significant. As intake lag angle increases， the intake flow rate of the diesel engine first increases and then decreases， the temperature before the turbine continuously increases， the fuel consumption first decreases and then increases， and the effective power first increases and then decreases. At the same speed and load， the change of explosion pressure with the intake lag angle is not significant. The optimal timing scheme for this diesel engine model， which adopts an exhaust advance angle of 75° and an intake lag angle of 50°， can increase the effective power of the diesel engine by 2.78% and 4.28% respectively at 100% and 50% load， and reduce fuel consumption by 2.75% and 4.30% respectively.

Keywords：marine diesel engine; valve timing; explosion pressure; fuel consumption rate; effective power; intake flow rate; pre-vortex temperature