小功率非道路用柴油機燃燒過程優化與降噪

馬志豪，劉瑜娜，董永超，王旭東，吳士清

小功率非道路用柴油機燃燒過程優化與降噪

馬志豪1，劉瑜娜1，董永超1，王旭東2，吳士清2

（1. 河南科技大學車輛與交通工程學院，洛陽 471003；2. 浙江新柴股份有限公司，紹興 312000）

為了保證4D29G31非道路用柴油機動力性、經濟性以及有害物排放等滿足限值要求的同時，降低燃燒噪聲和降低整機噪聲，該研究對缸內燃燒過程進行優化。通過對油嘴凸出量、噴油嘴孔數、噴孔直徑和渦流比優化匹配，改善缸內油氣混合和燃燒過程；通過對動態供油提前角的優化，縮短滯燃期，進而抑制快速燃燒期內的燃燒速率和壓力振蕩。各參數優化匹配后，標定工況下柴油機的最高燃燒壓力和壓力升高率與原機相比分別下降了18%和44.9%，整機噪聲降低了0.73 dB；最大扭矩工況下柴油機的最高燃燒壓力和壓力升高率與原機相比分別下降了39%和40%，整機噪聲降低了1.07 dB。研究可為小功率非道路用柴油機通過缸內燃燒過程優化降低噪聲提供技術參考。

柴油機；燃燒；噪聲；小功率；非道路用；渦流比；燃料噴射系統

0 引 言

伴隨著工程機械、農業機械等非道路移動機械行業的快速發展，柴油機由于其動力性、經濟性和可靠性的優勢，在非道路移動機械行業中有著廣泛的應用。然而柴油機由于其壓燃的工作方式，工作過程粗暴，盡管滿足整機噪聲的國家標準，但無法滿足舒適性的要求[1-2]，故還需采取措施進一步降低整機噪聲。

柴油機噪聲主要包括氣動噪聲、機械噪聲和燃燒噪聲。柴油機總噪聲中，燃燒噪聲起主導作用，是柴油機噪聲的主要來源[3-4]，對直噴式柴油機尤為如此。燃燒噪聲與柴油機燃燒過程密切相關，燃燒過程越劇烈，燃燒噪聲越高。優化燃燒參數，調整燃燒過程可以達到降低燃燒噪聲的目的[5]。因此，對缸內燃燒過程進行優化對柴油機降噪具有重要意義。由于EGR（Exhaust Gas Recirculation）、高壓共軌與渦輪增壓等高新技術的出現，國內外學者更傾向于研究這些高新技術來改善缸內燃燒過程，從而降低燃燒噪聲。Kondo等[6]在單缸直噴式柴油機上，采用高EGR和合適的噴油正時改善了燃燒過程，使燃燒噪聲明顯降低。Carlucci等[7]利用方差分析和神經網絡方法研究了預、主噴油正時和預噴油持續時間對直列四缸渦輪增壓柴油機的輻射噪聲和燃燒噪聲水平的影響；Gen等[8-9]通過在上止點附近進行多次燃油噴射，探究多次燃油噴射對燃燒噪聲的影響，并且還研究了增壓和EGR的降噪機理，證明了EGR和增壓相結合可以降低發動機的燃燒噪聲。國內的學者也做了一些研究。李兆文等[10-11]研究了主預噴間隔和EGR對燃燒噪聲的影響，并對增壓前后燃燒噪聲進行對比。王平等[12-13]研究了共軌壓力、主噴正時以及預噴射對高壓共軌直噴柴油機燃燒噪聲的影響。Zhang等[14]改變多個噴油參數，研究了主噴提前角和預噴射對柴油機燃燒噪聲的影響。

雖然預噴射、EGR、渦輪增壓技術是降低燃燒噪聲的措施[15-19]，但是對于小功率非道路用柴油機，由于其成本、結構、使用對象及用途限制，導致這些技術暫無法得到廣泛的應用。因此，在現有小功率非道路用柴油機零部件的基礎上進行合理的參數選擇，使“油、氣、室”三者合理匹配，通過改善缸內燃燒過程，達到降低燃燒噪聲的目的。由于高壓共軌燃料噴射系統成本較高，對功率在37 kW以下的發動機而言，采用電控VE泵-管-嘴燃料噴射系統已經足以滿足當前執行的非道路國三排放法規。國內對裝有此類燃料噴射系統的柴油機性能與排放研究較多[20-24]，但是對于此類柴油機燃燒噪聲的研究尚未引起重視。由于國家對非道路用柴油機制定了嚴格的排放法規[25]，并對燃油消耗率做出了嚴格規定[26]。所以，對于裝有電控VE泵-管-嘴燃料噴射系統的柴油機，在降低燃燒噪聲的同時，還要保證柴油機動力性、燃油經濟性以及NOx和碳煙等排放指標維持在限值以內。

本文以一臺標定功率為36.8 kW的小功率非道路用柴油機為原機，通過對燃油噴射系統和噴油策略等多參數協同優化，對發動機的燃油經濟性、排放水平和噪聲進行分析，找出最佳匹配參數，在保證發動機動力性、經濟性以及NOx和碳煙等排放要求的同時，降低燃燒噪聲，從而降低整機噪聲。

1 試驗設備與方法

本文在不改變柴油機燃燒室結構的基礎上，通過改變油嘴墊片厚度、噴油嘴孔數和噴孔直徑、渦流比以及調整動態供油提前角等措施降低柴油機最高燃燒壓力和最大壓力升高率，從而降低燃燒噪聲。同時監測柴油機功率、扭矩、光吸收系數、燃油消耗率和排氣溫度等數據，以保證柴油機動力性、經濟性和排放性能。

噴油器油嘴凸出量關系到燃油的油束落點位置，影響油氣混合質量，對發動機的性能和排放有重大影響。油嘴墊片厚度，決定了油嘴凸出量的大小。原機的油嘴墊片厚度為1 mm，本試驗在原機油嘴墊片厚度的基礎上，選取0.5、1、1.5、2和2.5 mm油嘴墊片厚度。

由于進氣渦流不但影響到“油、氣、室”的匹配，也對進氣噪聲和容積效率產生影響。較強的渦流雖然可以促進油氣混合，但會導致傳熱損失增加，容積效率降低，氣流噪聲增大，從而影響發動機的動力性、經濟性和噪聲。因此在原機渦流比2.5的基礎上，本文選取較低的渦流比2.2與原機渦流比2.5進行比較分析。

噴油嘴噴孔數目與直徑會影響油氣混合質量和燃油的噴射霧化質量，從而影響缸內燃燒過程。原機的噴孔數為5孔，噴孔直徑為0.18 mm，本試驗選取5孔0.17 mm孔徑噴油嘴和6孔0.16 mm孔徑噴油嘴與原機進行比較，找出最佳噴油嘴參數。

本試驗選用4組不同參數的噴油嘴和渦流比進行優化匹配。如表1所示，分別將這4組方案記為P1（噴孔數目5、噴油嘴孔徑0.18 mm，記為P518噴油嘴，下同，渦流比2.5）、P2（P518噴油嘴，渦流比2.2）、P3（噴孔數目5、噴油嘴孔徑0.17 mm，記為P517噴油嘴，下同，渦流比2.5）、P4（P517噴油嘴，渦流比2.2）、P5（噴孔數目6、噴油嘴孔徑0.16 mm，記為P616噴油嘴，下同，渦流比2.5）、P6（P616噴油嘴，渦流比2.2）。

表1 噴油嘴與渦流比參數

動態供油提前角影響柴油機的缸內燃燒過程，減小動態供油提前角可以降低發動機最高燃燒壓力和最大壓力升高率，最高燃燒壓力和最大壓力升高率的大小反映發動機燃燒噪聲的高低[27-28]。在油嘴凸出量、噴油嘴噴孔數、噴孔直徑和渦流比優化的基礎上，將標定工況下原機的動態供油提前角由20°CA BTDC分別調整為18、16、15和14 °CA BTDC，將最大扭矩工況下原機的動態供油提前角由20°CA BTDC分別調整為16、15和14°CA BTDC進行試驗研究。

在上述試驗研究的基礎上，將選取的最佳油嘴墊片厚度、噴油嘴偶件、渦流比和動態供油提前角參數優化匹配，最后與原機的動力性、經濟性、排放性能和噪聲進行比較。

試驗樣機為浙江新柴股份有限公司生產的4D29G31型柴油機。試驗中采用Kistler公司生產的KiBox燃燒分析儀進行數據采集，精度為±0.5%，采用6056A型壓力傳感器測量氣缸壓力，2614B型曲軸轉角編碼器采集曲軸轉角信號，精度為±0.002%，采用AVL DISMOKE 4000光吸收系數計對排氣中的煙度進行測量，不透光煙度測量精度為0.1%，消光系數測量精度為0.01 m-1，采用MEXA-7100DEGR型排放分析儀來檢測柴油機排氣中的NOx，采用B＆K公司生產2250—S型聲級計進行噪聲測試。表2為4D29G31型柴油機基本技術參數。圖1為柴油機性能試驗臺架。

表2 4D29G31柴油機基本技術參數

本試驗采取2個典型的測試工況點：標定工況與最大扭矩工況。運用正交試驗法獲得優化后的最佳參數，再對優化后的最佳參數方案與原機的性能、缸內壓力、壓力升高率和整機噪聲進行比較，以分析缸內燃燒過程優化前后柴油機的動力性、經濟性和排放性能及整機噪聲的變化。

2 結果與分析

2.1 油嘴墊片厚度確定

噴油器油嘴凸出量是指噴油器油嘴伸出氣缸蓋底面的高度。對試驗機型，油嘴凸出量可以通過油嘴墊片厚度調節，墊片厚則油嘴凸出量小，墊片薄則油嘴凸出量大[28]。由于排氣溫度的高低可以間接反映發動機工作狀況，因此對于噴油器油嘴凸出量的優化，結果以燃油消耗率和排氣溫度作為判斷依據。圖2為柴油機采用P518噴油嘴，動態供油提前角為20°CA BTDC時，油嘴墊片厚度對燃油消耗率和排氣溫度的影響。

從圖2可以看出，油嘴墊片厚度為2 mm時，柴油機的燃油消耗率和排氣溫度最低，1.5 mm油嘴墊片厚度次之。使用0.5和1 mm油嘴墊片厚度時，噴油器油嘴凸出量太大，活塞接近上止點時，燃油會噴射到燃燒室凹坑處，使燃燒室偏上部的空氣利用率下降，導致油氣混合不均勻，燃料不能充分燃燒，燃油經濟性變差。當油嘴墊片厚度為2.5 mm時，噴油器油嘴凸出量過小，部分油束會噴射到活塞頂面，活塞頂面的燃油燃燒不充分，導致柴油機性能惡化。當墊片厚度為2 mm時，噴油嘴噴出的油束撞擊在燃燒室中間區域，空氣得到更有效的利用，燃燒過程得到改善，柴油機的性能有所提升。

2.2 噴油嘴結構參數與渦流比匹配

缸內氣體流動對柴油機缸內燃燒過程有重要影響。渦流比是衡量渦流強度的重要指標，渦流比越大，渦流強度越高，油氣混合越均勻，但過強的渦流會增大流動和傳熱損失。此外，噴油嘴噴孔數目和噴孔直徑也會影響缸內燃燒的過程。

表3為柴油機采用2 mm油嘴墊片厚度，動態供油提前角為20 °CA BTDC時，不同噴油嘴結構參數與渦流比匹配時的燃油消耗率、排氣溫度和光吸收系數的試驗結果。

由表3可以看出，采用P6方案（P616噴油嘴，渦流比2.2）時柴油機燃油消耗率、排氣溫度和光吸收系數最低。3種噴油嘴均存在一個最佳的渦流比與其相適應。對于P518噴油嘴，渦流比為2.5時柴油機燃油消耗率、排氣溫度和光吸收系數比渦流比為2.2時低，說明P518噴油嘴與2.5渦流比匹配更好；對于P517噴油嘴，渦流比為2.5時柴油機的燃油消耗率、排氣溫度和光吸收系數均低于渦流比2.2，說明P517噴油嘴與2.5渦流比匹配更佳；對于P616噴油嘴，渦流比為2.2時的柴油機燃油消耗率、排氣溫度和光吸收系數比渦流比為2.5時低。P517噴油嘴匹配2.5和2.2渦流比時柴油機的煙度較大，原因是P517噴油嘴噴孔數少，噴孔直徑小，過少的油束會降低空氣利用率，油、氣混合差，而缺乏足夠的空氣會使燃油裂解形成了大量碳煙，導致缸內燃燒過程惡劣，光吸收系數增大，排放指標不達標。由于P518噴油嘴噴孔數少，孔徑大，油束貫穿距離大，燃油霧化不好，較高的渦流比可以促進燃油霧化，促進缸內燃燒。而P616噴油嘴，噴孔數多，孔徑小，燃油噴出時油滴的索特平均直徑小，燃油霧化更好，適合匹配較小的渦流比，提高缸內空氣利用率，縮短滯燃期和后燃時間，改善缸內燃燒過程，提高了柴油機經濟性，同時降低了排放，為燃燒噪聲的降低奠定了基礎。因此，綜合比較可以看出，選用P616噴油嘴和渦流比2.2時，柴油機的性能和排放水平達到最佳。

表3 不同噴油嘴與渦流比的試驗結果

2.3 動態供油提前角確定

發動機的動態供油提前角對氣缸內的燃燒過程有重要影響。適當的動態供油提前角可以縮短滯燃期，減少滯燃期內產生的混合氣，抑制快速燃燒期內的燃燒速率和壓力振蕩，從而降低燃燒噪聲[14]。采用P616噴油嘴、渦流比2.2和2 mm油嘴墊片厚度參數，對動態供油提前角進行調整，從而找出最佳動態供油提前角。

2.3.1 動態供油提前角對缸內壓力和壓力升高率的影響

圖3為不同動態供油提前角的缸內壓力曲線和壓力升高率曲線。可以看出，隨著供油提前角的減小，發動機缸內的最高燃燒壓力和最大壓力升高率都逐漸降低。同時，發動機缸內的最高燃燒壓力和最大壓力升高率對應的曲軸轉角隨著供油提前角的減小而遠離上止點。這是因為，隨著活塞上行，動態供油提前角減小，燃油噴射更接近上止點，氣缸內溫度更高，燃油霧化更好，使滯燃期減短，且滯燃期內形成的混合氣減少，預混燃燒比例減小，從而降低了最高燃燒壓力和最大壓力升高率，減小燃燒噪聲。

注：P616噴油嘴，渦流比2.2，油嘴墊片厚度2 mm。下同。

Note: P616 nozzle, the swirl ratio is 2.2, and the thickness of nozzle gasket is 2 mm.

圖3 不同動態供油提前角的缸內壓力曲線和壓力升高率

Fig.3 Cylinder pressure curve and pressure rise rate with different dynamic fuel supply advance angle

2.3.2 動態供油提前角對燃油消耗率和光吸收系數的影響

圖4為在標定工況和最大扭矩工況下，不同動態供油提前角的燃油消耗率和光吸收系數。從圖4中可以看出，隨著動態供油提前角的減小，燃油消耗率和光吸收系數逐漸增大。這是因為動態供油提前角減小，燃燒遠離上止點，預混燃燒比例減小，混合燃燒比例增加，燃燒的持續時間增加，柴油機后燃更加嚴重，導致光吸收系數增加，燃油消耗率增大，燃油經濟性變差。在標定工況下，由于柴油機的轉速高，缸內空氣的利用率更好，缸內燃燒更加充分，碳煙生成量的變化不大。但是由于減小動態供油提前角是降低缸內壓力和壓力升高率的重要措施，因此，需要在提高性能的基礎上，選擇合適的動態供油提前角。

從圖3～圖4中看出，標定工況下，動態供油提前角為20 °CA BTDC時，柴油機的燃油消耗率和光吸收系數最低，但最高燃燒壓力和最大壓力升高率最高，不利于降低燃燒噪聲。當動態供油提前角為14 °CA BTDC，柴油機的最高燃燒壓力和最大壓力升高率最低，但柴油機的燃油消耗率和光吸收系數也增高，不能達到規定的燃油消耗率限值[26]。與動態供油提前角為20 °CA BTDC相比，動態供油提前角為16 °CA BTDC時，柴油機的燃油消耗率升高了0.6%，光吸收系數升高了17.3%，燃油消耗率變化不大，光吸收系數稍有增加，但仍滿足排放限值規定0.8 m-1[25]。綜合考慮柴油機燃油消耗率、光吸收系數、最高燃燒壓力和最大壓力升高率，對于標定工況，柴油機動態供油提前角選用16 °CA BTDC最佳。最大扭矩工況下，動態供油提前角為14 °CA BTDC時，柴油機的最高燃燒壓力和最大壓力升高率最低。與動態供油提前角為20 °CA BTDC相比，柴油機的燃油消耗率升高了2%，光吸收系數升高了8.7%，燃油消耗率基本不變，光吸收系數些許增加，但仍維持在限值以內[25]。所以，對于最大扭矩工況，動態供油提前角選用14 °CA BTDC最佳。

3 整機燃燒過程、性能、排放與噪聲分析

根據前述試驗結果，選用2 mm油嘴墊片厚度，P616噴油嘴，渦流比2.2，標定工況下動態供油提前角為16 °CA BTDC，最大扭矩工況下動態供油提前角為14 °CA BTDC，優化參數條件下對整機燃燒過程、性能、排放與噪聲進行試驗分析。

3.1 缸內壓力與壓力升高率

圖5為標定工況和最大扭矩工況下原機與優化后的缸內壓力曲線和壓力升高率曲線。從圖5中可以看出：標定工況下，優化后的最高燃燒壓力為5.6 MPa，相比于原機的6.84 MPa下降了18%，優化后的最大壓力升高率為0.27 MPa/°CA，相比于原機的0.49 MPa/°CA下降了44.9%。最大扭矩工況下，優化后的最高燃燒壓力6.16 MPa，最大壓力升高率0.33 MPa/°CA相比于原機的10.1 MPa和0.55 MPa/°CA分別下降了39%和40%。說明優化后柴油機的最高燃燒壓力和最大壓力升高率均減小，柴油機的燃燒噪聲也得以降低。

3.2 燃油消耗率與排放

表4為原機與優化后柴油機燃油消耗率、NOx排放和光吸收系數試驗結果。從表中可以看出，優化后柴油機燃油消耗率、NOx排放和光吸收系數與原機相比相差不大。雖然動態供油提前角減小會使燃油消耗率和光吸收系數增大，但是采用優化的油嘴墊片厚度、噴油嘴結構參數和渦流比，改善了燃油霧化質量，柴油機的性能得以提升。因此優化后柴油機的性能和排放能夠達到原機水平，保證了柴油機的動力性、經濟性和排放性能。

表4 原機與優化后的燃油消耗率、NOx排放和光吸收系數

3.3 整機噪聲分析

聲功率級L計算公式為

式中為測量表面積，m2；0為基準面積，0=1 m2。

Note: 1-9 is the noise measurement points of the diesel engine.

圖6 柴油機整機噪聲測量點分布

Fig.6 Noise measurement points of the diesel engine

圖7為標定工況與最大扭矩工況下原機與優化后柴油機噪聲測量結果。從圖7中可以看出，與原機相比，標定工況下優化后的柴油機在9個測量點處的聲壓級均有所降低，降低范圍為0.5～1.5 dB左右，最大扭矩工況下降低了1～2.5 dB左右。原因是，與原機相比優化后柴油機的最大燃燒壓力和最高壓力升高率均減小，這使燃燒室內產生的壓力載荷減小，產生的振動能量也隨之減小，最終通過柴油機表面輻射到空氣中的燃燒噪聲也得以降低。

表5為原機與優化后的柴油機聲功率級計算結果。從表5中可以看出，標定工況和最大扭矩工況下，優化后的柴油機聲功率級比原機分別降低了0.73和1.07 dB。原因是，柴油機缸內燃燒過程優化，燃燒激勵減小，燃燒噪聲得以降低，從而降低整機噪聲。

從圖5、圖7、表4和表5綜合比較可以看出，優化后，柴油機的最高燃燒壓力和最大壓力升高率與原機相比均有明顯降低，并且燃油消耗率、NOx和光吸收系數與原機相比均相差不大。本研究在保證動力性、經濟性和排放性能的前提下，通過不同參數的優化匹配，降低了柴油機的缸內燃燒壓力和壓力升高率，從而降低了燃燒噪聲，達到了降低柴油機整機噪聲的目標。

表5 原機與優化后柴油機整機噪聲

4 結 論

通過對4D29G31小功率非道路用柴油機的油嘴凸出量、噴油嘴偶件和渦流比參數以及動態供油提前角進行優化匹配，得到以下結論：

1）合適的油嘴凸出量，可以提高空氣利用率，改善發動機性能。綜合來看，油嘴墊片厚度為2 mm時，柴油機的燃油消耗率和排氣溫度最低，故油嘴墊片厚度2 mm為最佳選擇。

2）通過噴油嘴與進氣渦流的優化匹配，可以看出：多孔數小孔徑噴油嘴與較小渦流比的匹配，燃油的霧化程度更好，改善了缸內燃燒過程，提高了柴油機的經濟性，并使柴油機的排放水平得到改善。

3）減小動態供油提前角，可以降低柴油機的最高燃燒壓力和最大壓力升高率，從而降低燃燒噪聲。在標定工況和最大扭矩工況下選取合適的動態供油提前角可以使柴油機的最高燃燒壓力和最大壓力升高率與柴油機的燃油經濟性、排放水平和燃燒噪聲取以折衷。

4）采用P616噴油嘴（噴孔數目6，噴油嘴孔徑0.16 mm）、渦流比2.2、油嘴墊片厚度2 mm、標定工況動態供油提前角16 °CA BTDC、最大扭矩工況供油提前角14 °CA BTDC的優化方案，柴油機在標定工況下的最高燃燒壓力和最大壓力升高率相比于原機分別下降了18%、44.9%，在最大扭矩工況下的最高燃燒壓力和最大壓力升高率相比于原機分別下降了39%、40%。與原機相比，標定工況和最大扭矩工況下，優化后柴油機的聲功率級分別降低了0.73和1.07 dB。

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Optimization of combustion process and noise reduction of a low power non-road diesel engine

Ma Zhihao1, Liu Yuna1, Dong Yongchao1, Wang Xudong2, Wu Shiqing2

(1.,471003;2..,.,312000,)

Diesel engine has widely been used in the non-road mobile machinery industry, because of its considerable advantages in power, economy, and reliability. However, the working process of an diesel engine is rough, due mainly to the compression ignition operating mode Furthermore, the noise of the diesel engine cannot meet the requirements of living comfort. Therefore, it is highly necessary to reduce the noise of diesel engines. The noise of the internal combustion engine mainly includes aerodynamic, mechanical, and combustion noise. Combustion noise plays a leading role in the total noise of diesel engines, especially for direct injection diesel engines. Combustion noise is also closely related to the combustion process of internal combustion engines. The combustion noise is greater, as the combustion process is more intense in recent years. Fortunately, the noise can be reduced via the optimized parameters and tunable process. Therefore, the in-cylinder combustion process can also be optimized for the noise reduction of diesel engines. Since the pre-injection, exhaust gas recirculation (EGR), and turbocharging technologies cannot be widely used to reduce combustion noise for low power non-road diesel engines, due to the cost, structure, and application object. Therefore, the reasonable selection of parameters can make the matching of "fuel, air, and chamber" more perfect on the basis of existing low-power non-road diesel engine parts, thereby improving the combustion process in the cylinder. In this study, an optimization experiment was performed on the in-cylinder combustion of a diesel engine, in order to ensure the power performance, economy, NOx, and soot emissions of low power non-road machinery, while reducing the combustion noise in the diesel engine. A low-power non-road 4D29G31 diesel engine was used as an original engine. The optimization was made on the nozzle protrusion, nozzle hole number, nozzle hole diameter, and swirl ratio. The “fuel, air, and chamber” achieved the best matching state to improve the fuel-air mixing, the combustion in cylinder, and performance of diesel engine. The dynamic fuel supply advance angle was optimized to shorter the ignition delay time. The combustion rate and pressure oscillations were then be suppressed during the rapid combustion period. The maximum combustion pressure and the rising rate of the diesel engine under the rated condition were reduced by 18% and 44.9% after optimization, respectively, where the noise of the engine was reduced by 0.73 dB, compared with the original engine. The maximum combustion pressure and the rising rate of the diesel engine were reduced by 39% and 40% under the maximum torque condition, respectively, where the noise of the engine was reduced by 1.07 dB than before. It demonstrated that the combustion noise was reduced significantly in the whole diesel engine after optimization. At the same time, the economy and emission performance of diesel engines reached optimal in a low-power non-road diesel engine.

diesel engine; combustion; noise; low power; non-road use; swirl ratio; fuel injection system

馬志豪，劉瑜娜，董永超，等. 小功率非道路用柴油機燃燒過程優化與降噪[J]. 農業工程學報，2021，37(15)：40-46.doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2021.15.005 http://www.tcsae.org

Ma Zhihao, Liu Yuna, Dong Yongchao, et al. Optimization of combustion process and noise reduction of a low power non-road diesel engine[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2021, 37(15): 40-46. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2021.15.005 http://www.tcsae.org

2021-04-06

2021-07-27

國家重點研發計劃資助項目（2016YFD0700800）；國家自然科學基金項目（51906061）；河南省重點研發與推廣專項項目（192102310238）

馬志豪，博士，教授，博士生導師，研究方向為內燃機燃燒過程與污染物排放控制。Email：mazhihao@haust.edu.cn

10.11975/j.issn.1002-6819.2021.15.005

TK42

A

1002-6819(2021)-15-0040-07