轉速拓展下噴油策略對柴油機低負荷預混燃燒的影響

范 超, 鹿盈盈, 劉一澤

(1. 南京工業大學 機械與動力工程學院, 南京 211816;2. 天津大學 內燃機燃燒學國家重點實驗室, 天津 300072)

隨著柴油機尾氣排放標準日趨嚴格,降低NOx、顆粒污染物(PM)、CO以及碳氫化合物(HC)等廢氣排放,改善其燃燒過程,成為傳統柴油機的研究方向.近年來,針對柴油機的燃燒相關研究[1]提出了均質充量壓燃、預混充量壓燃(PCCI)、活性充量壓燃等低溫燃燒模式,其本質都是通過對缸內油氣混合以及燃燒等理化過程的控制來實現高熱效率和低排放的目標.

PCCI燃燒模式采用廢氣再循環(EGR)、多次噴油策略以及推遲噴油定時與高壓共軌燃油噴射等技術,在柴油機低負荷實際運用中取得良好的效果.Lu等[2]研究了噴油模式和噴油定時對重型柴油機低、中負荷PCCI燃燒和排放的影響,發現相比單次噴油,多次噴油工況下,缸內油氣混合時間增加、混合程度提高,碳煙、CO和未燃碳氫化合物(UHC)排放顯著減少.梅德清等[3]對柴油機多次噴油策略進行數值模擬發現,隨著噴油定時推遲,缸內壓力逐漸降低,主放熱峰值下降且不斷遠離上止點,預混燃燒比例增加,缸內低溫PCCI燃燒模式更加明顯.Jain等[4]為研究不同噴油策略和EGR對PCCI燃燒的影響,在不同的主噴油啟動條件下進行發動機試驗,結果表明,中等程度的預噴策略更加適合PCCI燃燒模式,提前預噴定時能夠降低NOx和碳煙的排放量.為進一步研究多次噴油策略對PCCI燃燒模式的增益效果,Doll等[5]利用紋影技術提取燃油噴霧輪廓和射流參數,揭示多次噴射策略中參數的變化對局部混合場和點火動力學的多維影響.Li等[6]在一臺船用發動機上進行5種不同比例的缸內直噴燃氣試驗(8%、10%、15%、20%、25%),結果表明,缸內最大爆發壓力與放熱率低于單次噴射策略, 采用不同比例的噴油策略能有效減少UHC與NOx排放.D’Ambrosio等[7]研究了柴油機在高EGR條件下采用單次噴油策略、預噴和后噴組合策略、兩次預噴策略對燃燒的影響,發現噴射策略對缸內燃油預混程度影響較大,經多次噴油策略后,CO、碳煙、NOx等有害物質排放量均得到顯著降低,燃燒噪聲也顯著降低.根據文獻[8]中對一臺重型柴油機的預噴油研究,先導預噴降低了主燃燒的點火延遲、缸壓升高速率和燃燒噪聲,NOx排放量隨著主噴射的延遲而降低,但碳煙排放量由于燃燒擴散階段的增加而增加.王軍等[9]將多次噴射策略與柴油機各典型工況進行匹配試驗,發現柴油機低轉速小負荷時采用較大的主、預噴間隔和較小的預噴油量可以改善NOx和碳煙排放量的折衷關系[9].

上述內燃機研究大多局限于對某一定轉速中的工況進行噴油策略的優化,沒有對轉速改變后噴油規律變化對缸內燃燒的影響進行探討,而實際的柴油機運行工況復雜多變.為探究轉速拓展下多次噴油策略對低負荷PCCI燃燒的影響,采用試驗與數值模擬相結合的方法,研究重型柴油機低負荷轉速拓展下優化的多次噴射策略對熱效率和排放的影響,為發動機轉速拓展優化提供理論依據.

1 試驗裝置

試驗在改裝的濰柴WP10H型6缸直列重型柴油機上進行.為滿足單缸試驗方案的需要,將第6缸改裝為試驗缸,配備單獨的電控高壓共軌供油系統、模擬增壓進氣系統以及EGR系統,用于實時精確控制燃料和缸內氣體的狀態.發動機具體參數如表1所示.

表1 試驗發動機參數Tab.1 Engine specifications

2 CONVERGE軟件模型與標定

2.1 數學模型的構建

由于本文主要研究柴油機缸內燃燒與排放,所以利用8孔噴油器和燃燒室的對稱性建立柴油機燃燒室1/8缸內數學模型,如圖1所示.將三維立體印刷(STL)格式文件導入CONVERGE軟件,利用軟件自帶的正交網格劃分方法,設置缸內整體網格為 2 mm,啟用局部網格加密功能,將缸蓋、缸套、活塞頂部網格加密至1 mm,噴霧錐區域網格加密至 0.5 mm;啟用自適應網格加密(AMR)功能,自動捕捉缸內速度、溫度與排放濃度場,將其網格加密至 0.5 mm.不同的網格大小能夠適應不同梯度的改變,可以在確保模擬計算精確性的同時,提高計算機求解速度.

圖1 柴油機燃燒室1/8缸內模型、網格模型及優化原理Fig.1 1/8 cylinder model, grid model, and optimization principle of diesel engine combustion chamber

2.2 物理模型選擇

CONVERGE軟件具有豐富的物理模型,根據發動機不同的工況條件選擇恰當的物理模型,可使模擬工況最大程度地接近實際工況,減小誤差.

本文仿真采用噴霧模型中的KH-RT[10]一次破碎與二次破碎模型、O’Rourke[11]霧滴碰撞模型和NTC (No Time Counter)[12]聚合模型、Wall film[13]撞壁模型以及Frossling[14]油氣蒸發模型,利用燃燒機理文件耦合SAGE[15]燃燒模型、Extended Zeldovich NOx[16]、Hiroyasu[17]碳煙排放模型、RNGk-ε[18]湍流模型以及Boundary Heat Flux[19]壁面傳熱模型,數值仿真燃油化學組分物理性質與燃燒化學反應用正庚烷.

2.3 噴油策略與初始和邊界條件的設定

多次噴油策略是一項改善柴油機性能的技術,采用預噴、主噴的噴油模式.圖2為噴油策略示意圖,其由多次預噴和主噴組成.圖中:P1SOI、P2SOI、MSOI分別表示預噴1、預噴2與主噴油定時,定義上止點處為0° CA (CA為曲軸轉角,用φCA表示,1° CA表示曲軸轉動360° 中的1°);D1、D2、D為對應持續期.

圖2 噴油策略示意Fig.2 Fuel injection strategy

進行計算之前對發動機的邊界和初始條件進行設定,使得構建的仿真模型更加接近發動機的實際工況.針對 1 000 r/min 與 1 400 r/min 兩組模擬工況,根據試驗參數設置缸內初始溫度為300 K、初始壓力為0.196 MPa,活塞頂部壁面溫度為530 K,缸蓋溫度為520 K,缸套壁面溫度為450 K,噴油量為50 mg,共軌油壓為160 MPa,EGR率為70%.

2.4 模型標定

標定仿真的燃燒和排放模型,將模擬計算的缸內壓力、瞬時放熱率、NOx和碳煙排放量與試驗值進行對比.控制環境變量,探究轉速以及噴油規律對缸內燃燒的影響,共對表2所示不同轉速的6個單次噴油工況(R=0%)以及12個不同比例兩次噴油工況進行標定.表中:S為轉速;R為預噴比例;E為指示熱效率.圖3給出不同轉速以及不同噴油策略的模型標定缸壓和放熱率曲線各一例.圖中:P為缸內壓力;Q為瞬時放熱率.圖4和圖5分別為NOx和碳煙排放對比圖.圖中:X為排放量.

圖3 低、中轉速工況下噴射標定Fig.3 Calibration of injection under low and medium speed conditions

圖4 NOx排放模型標定Fig.4 Calibration of NOx emission model

圖5 碳煙排放模型標定Fig.5 Calibration of carbon smoke emission model

表2 各標定工況噴油參數Tab.2 Injection parameters of each calibration condition

試驗燃油噴射由燃油高壓共軌提供,噴油壓力一定;CONVERGE軟件仿真計算時,單次噴射時噴油規律與試驗一致,多次噴射時燃油被多次、少量拆分噴射,為確保噴油壓力,需要增加噴射速率.為保證噴射燃油量一定,提升噴射速率的同時需縮短噴油時間[20].

由圖3可見,模擬得到的缸壓與放熱率曲線與試驗值吻合較好,其中放熱率曲線的第1個峰為冷焰現象,是燃料在著火延遲時間區域內發生的一種預反應現象,其本質是烴類燃料在缸內溫度和壓力條件下發生分解與轉化.近年來隨著低溫燃燒與稀薄燃燒等燃燒模式研究的深入,非預混稀薄冷焰、熱焰、雙焰和三級火焰的實驗觀察以及計算建模方面進展顯著.但模型預測和冷焰試驗之間仍然存在很大的差異,可用于高壓、噴霧和湍流燃燒的冷焰試驗數據很少,涉及發動機條件下的冷焰試驗燃料更少.目前的火焰測量技術即使在大氣條件下,也無法捕捉冷焰的火焰速度;高壓下冷焰現象的不穩定性更 是一個具有挑戰性的問題[21].數值模型方面,現有的動力學模型能夠很好地再現低溫和高溫點火延遲,但無法預測冷焰和熱焰的熄滅極限和火焰速度,其中一個主要原因是缺乏冷火焰和熱火焰的驗證目標;另一方面,對于低溫化學而言,燃燒過程中的中間產物如氫過氧烷基自由基、酮氫過氧化物、烷基過氧自由基、水和部分氧化的大型異構體的量化也難度較大[22].高溫高壓下冷焰現象對本文主燃燒影響不大,且試驗難以捕捉,故此處不作深入研究.

NOx、碳煙排放數值與試驗值較為吻合,根據我國重型車用柴油機排放限值可知,國家第六階段機動車污染物排放標準規定PM污染物排放限值在 0.01 g/(kW·h)以內[23].圖5中碳煙標定試驗數值低于此標準1個量級,試驗環境參數的變化以及數值模擬中迭代計算產生的微小誤差都將對該量級的排放結果造成一定影響.排除個點工況的絕對誤差,從總體計算結果來看,趨勢與試驗一致,總體誤差控制在10%以內,可認為數值模擬所選用的數學物理模型以及各初邊界條件設定合理.這為后續采用數值模擬方法尋優奠定了模型基礎.

3 結果分析

3.1 低轉速結果分析

當柴油機轉速為1 000 r/min,即低轉速時,對MSOI定時分別以曲軸轉角為-30°、-25°、-15°的工況進行研究.從圖4和圖5可以看出,隨著噴油定時靠近上止點,NOx和碳煙排放量都呈現降低趨勢.為解釋這一現象,利用數值模擬(見圖6)發現,隨著噴油定時的推遲,一方面噴油時刻缸內密度增大,燃油貫穿距減小,進入燃燒室側隙的燃油隨之減小;另一方面,隨著噴油定時接近上止點,噴霧油束逐漸接近燃燒室的弧脊部分(見圖1),使油束分離成上下兩個渦團,可以同時充分利用燃燒室上部以及凹坑內的空氣,燃油分布更為合理,避免燃油形成局部濃區,空氣利用率提高,達到同時提高指示熱效率(見表2)、減少NOx和碳煙排放的目的.

圖6 不同轉速下單次噴油策略當量比分布Fig.6 Equivalent ratio distribution of single injection strategy at different rotation distributions

此外,按照噴油比例的不同進行上止點前兩次噴油研究.MSOI、P1SOI分別設置在 -20° CA、-30° CA.如選取較大的噴油間隔,預噴時缸內密度較小、噴油阻力小,噴出燃油撞擊壁面易產生濕壁現象,使燃燒不充分,降低燃燒效率,增加碳煙排放;合適的噴油間隔有利于提高缸內油氣混合速率,使燃燒更加平緩.故選取10° CA的主、預噴油間隔[24].

從圖4和圖5中轉速為 1 000 r/min時不同噴油比例的兩次噴油排放曲線看到,隨著預噴比例增加,NOx和碳煙排放量均逐漸降低.這是由于預噴比例增加,油氣混合時間增加(見圖3(a)和(b)),預混燃燒更加充分.但由圖7可見,當預噴比例達到70%時,主噴已呈現邊噴油邊燃燒的擴散燃燒現象.

圖7 低轉速下預噴70%兩次噴射的缸壓和放熱率Fig.7 Cylinder pressure and heat release rate of two injections at a low speed and a pre-injection of 70%

3.2 中轉速結果分析

由圖4和5可見,當柴油機轉速由 1 000 r/min 提高到1 400 r/min,即中轉速時,NOx排放量總體減小、碳煙排放總體增加、指示熱效率稍有降低(見表2).采用兩次噴油策略時,隨著預噴比例增加,NOx排放量變化不大,碳煙排放量緩慢升高.

隨著噴油定時靠近上止點,單次噴油的碳煙排放逐漸升高,NOx排放稍有降低.碳煙排放與低轉速時結論相反.對比 1 000 與 1 400 r/min 的單次噴油策略燃氧當量比分布圖(見圖6)可以發現,轉速升高后噴油持續期延長,隨著單次噴油定時推遲,缸內逐漸增大的密度使噴出的燃油不能充分擴散,近壁面處形成局部燃油濃區;同時,噴油速率的降低使噴出的燃油自身的動能降低,缸內湍流運動效果減弱,油氣混合均勻程度下降,燃燒不充分,指示熱效率降低,形成較多碳煙排放.

4 優化方案

根據柴油機低轉速與中轉速試驗結果,在現有試驗基礎上可得出大體的優化方向:① 優化噴油定時,以充分利用燃燒室形狀,增加缸內空氣利用率、增強缸內氣體湍流強度及其持續時間;② 為避免柴油機轉速升高和噴油持續期延長帶來的碳煙排放升高、指示熱效率降低等負面作用,嘗試選取多次噴射策略并采用合適的預噴比例,如圖8所示.

圖8 柴油機噴油規律優化示意圖Fig.8 Schematic diagram of diesel engine injection

4.1 低轉速工況優化

綜合比較原機各試驗工況,可以選出柴油機低轉速時最優工況點是MSOI為-15° CA的單次噴油策略,將其設置為基準工況,進一步優化的方案如表3所示, 其中指示熱效率均對比基準點.表中:N為NOx排放量;C為碳煙排放量.

表3 低轉速優化方案Tab.3 Low speed optimization scheme

首先,為使噴油定時與燃燒室形狀相匹配,通過仿真找到優化點1,即MSOI為-11° CA單次噴油.對比基準工況當量比分布圖(見圖9), 可知MSOI為-11° CA單次噴射工況燃油分布更為合理.圖10中代表優化方案的點旁標注方案編號;代表單次噴油的點旁標注MSOI;代表二次噴油的點旁標注 噴油比例.圖10(a)也證實了這一結論,當單次噴油定時優化后,NOx排放量明顯降低,且指示熱效率提高2.41%,碳煙排放量雖然增加1倍,但是仍較低.根據優化方案1,將MSOI設為-11° CA.

圖9 低轉速下不同MSOI單次噴射當量比Fig.9 Equivalent ratio of single injection at a low speed and different MSOI values

根據兩次噴油試驗,對優化方案1按照多次噴射策略進一步優化.觀察圖10(a)發現,兩次噴油中預噴比例為60%時NOx與碳煙排放較少,故確定優化方案2.仿真計算結果見表3.該方案對比工況1,碳煙排放量明顯降低,NOx排放量有所上升,指示熱效率雖然升高,但仍然低于基準工況.從圖11所示當量比分布圖來看,優化噴油定時后雖然預噴沒有進入燃燒室側隙,但燃燒更劇烈從而產生較多NOx排放.

圖11 低轉速下優化方案當量比分布Fig.11 Equivalent ratio of optimization scheme at a low speed

根據優化方案1和2得出的結論,按照油束與燃燒室形狀的配合程度對噴油定時進行微調,將主預噴油量互換得到優化方案3(預噴比例為40%).較少的預噴油量可以降低油束的貫穿距,兩次噴油能夠增加油氣混合時間20%左右.隨著活塞上行將部分預噴燃油壓縮至燒室弧脊位置,一定程度上也加強了油束與燃燒室形狀的配合.相比基準工況,該方案NOx排放量降低38%,碳煙排放量降低1個數量級,指示熱效率也顯著提升8.66%,優化效果明顯.

利用Dolla等[5]得出的結論,在優化方案3的基礎上制定優化方案4, 將燃油預噴比例40%拆分為兩次預噴比例20%.該方案將預噴燃油的混合時間增加27%左右,同時在主噴定時前增加1次短噴,避免活塞上行抵消預噴的動能擾動效果,使缸內湍流運動持續時間增加13.4%,但在柴油機小負荷低轉速工況下,噴油持續期較短,該方案優化效果有限.

4.2 中轉速工況優化

當柴油機小負荷工況由低轉速升高至中轉速后,相同工況下噴油持續期增加.從圖6可以觀察到,S=1 400 r/min時,MSOI為-15° CA單次噴射已與燃燒室形狀配合良好.由表2和表4、圖4和圖5可見,對比低轉速,中轉速指示熱效率總體降低,NOx排放量降低,碳煙排放量增加;兩次噴油試驗中,非擴散燃燒工況指示熱效率相比基準工況降低,但合適的預噴策略能在指示熱效率不下降的情況下明顯減少NOx、碳煙排放量.

表4 中轉速優化方案Tab.4 Optimization schemes of medium speed

為權衡指示熱效率與排放之間的關系,對柴油機中轉速工況進行尋優,優化方案如表4所示.參照低轉速優化方案,優化方案1選取40%的預噴比例, 將MSOI設置為原機最優點,其中MSOI為-15° CA.比較對比工況2,避免了燃油進入側隙(見圖12和13),碳煙排放降低,NOx排放量略有升高,指示熱效率增加,但相比基準工況,指示熱效率仍下降2.5%.由于噴油持續期延長,噴射速率降低,故優化方案2將方案1噴油定時推遲5° CA,NOx排放明顯降低,碳煙排放維持不變,指示熱效率增加2%.

圖12 中轉速下原機工況預噴50%與40%兩次噴射當量比分布Fig.12 Equivalent ratio distribution of two injections at a pre-injection of 50% and 40% in original engine at a medium speed

觀察圖10(b)可以發現,原試驗預噴50%兩次噴油排放總體較好, 調整優化方案2的預噴比例得到優化方案3.發現優化方案3的NOx排放量比優化方案2略有降低,碳煙排放明顯降低,且指示熱效率略升.在優化方案3的基礎上將預噴分為2次等比例預噴得到優化方案4,可以看到NOx排放進一步降低,指示熱效率略升,碳煙排放增加,但排放量較低.

結合圖13和圖14,優化多次噴油策略后,油氣混合階段燃油未向側隙發展,NOx與碳煙生成區由近壁面處轉移至缸內,充分利用燃燒室上下兩部分的空氣.相比傳統兩次噴油,優化方案缸內湍流運動時間增加14.3%左右,碳煙的生成量降低,指示熱效率提高,NOx排放量降低59.3%,碳煙排放量降低70%.

圖13 中轉速下當量比優化方案Fig.13 Optimized dequivalent ratio at a medium speed

圖14 中轉速下基準工況與優化方案4的NOx與碳煙排放Fig.14 NOx and soot emission at a medium speed, reference condition, and optimization Scheme 4

4.3 高轉速工況擴展

結合柴油機小負荷中、低轉速試驗與仿真結論,將其擴展至高轉速S=1 800 r/min工況.參考中低轉速優化方向,高轉速工況下,當噴油定時配合燃燒室形狀并優化噴油策略后,NOx與碳煙排放可明顯降低,指示熱效率也略有升高,如表5所示.

表5 高轉速方案比較Tab.5 Comparison of high speed schemes

對比方案1～3這3個不同定時的單次噴油策略,由圖6可見方案3與燃燒室形狀配合較好,可以充分利用燃燒室上方和凹坑內的空氣,但也同樣存 在因轉速升高帶來的燃油擴散程度不高、油氣混合不均勻等缺點.由圖15可見,該工況缸內燃燒不充分,產生較多的碳煙.圖15中代表優化方案的點旁標注方案編號;代表單次噴油的點旁標注MSOI.

圖15 高轉速下NOx與碳煙排放Fig.15 NOx and soot emissions at high speed

選取預噴比例40%～50%的兩次噴油策略,設置對照試驗組4和5,對方案1采用多次噴油策略,將MSOI設置為-15° CA (方案6和7).根據表5所得結果,對比試驗組4和5,可知方案6和7推遲主、預噴油定時后,與燃燒室形狀配合程度增加,可同時降低NOx與碳煙排放量,增加指示熱效率;對比方案3,可知方案6和7顯著提升指示熱效率,降低碳煙排放量,NOx排放量只少量增加,優化效果較好.

將方案6和7預噴分為等比例的兩次預噴,得到方案8和9.從圖15可以看出,方案8是最優點.從缸內湍動能歷程圖16可知,在主噴定時前加入1次較短的預噴,相比兩次噴射,使缸內湍流運動持續時間延長15.7%左右,主噴油氣混合更加充分,高轉速單次噴油工況,優化噴油策略后,指示熱效率略有升高,NOx排放稍有增加,碳煙排放量顯著減少.

圖16 高轉速下不同方案缸內湍動能歷程Fig.16 Turbulent kinetic energy process in cylinder in different cases

4.4 低負荷工況轉速拓展的影響

從不同轉速的優化效果圖17看出,隨著轉速的升高,NOx排放量降低,碳煙排放量升高.采用噴射策略優化后,中、低轉速NOx、碳煙排放量能夠同時降低,高轉速碳煙排放量明顯降低,但NOx排放量略有升高.由圖9、10(a)、15可以看出,低轉速工況下噴油定時與燃燒室形狀的配合程度對指示熱效率與排放的影響最為明顯,僅對單次噴油定時進行調整,即可同時降低NOx與碳煙的排放、增加指示熱效率;中、高轉速工況下由于噴油持續期的延長,調整單次噴油定時的優化效果減弱,多次噴射策略對指示熱效率與排放的影響逐漸增強.

圖17 各轉速優化程度對比Fig.17 Comparison of optimization degree of each speed

從各轉速優化方案結論來看,轉速升高后,噴油持續期延長能夠降低噴油定時與燃燒室形狀配合的難度;但噴油持續期延長后,隨著活塞上行,噴射時單位燃油受到的缸內密度增加,傳統兩次燃油噴射策略對低負荷工況轉速拓展后油氣混合時間影響有限,上文三種轉速下油氣的混合時間平均增加23.4%,同時噴油速率降低,燃油不能充分擴散,近壁面處易形成局部燃油濃區,使燃燒不充分,降低指示熱效率,增加碳煙排放 (見圖6).

多次噴射策略解決了這一問題,將主噴延長后的一部分燃油采用預噴方式,使低負荷工況轉速拓展后油氣混合時間平均增加27.6%,使混合更加充分,燃燒更加完全.低速時多次噴射策略效果不如兩次噴射,這是由于噴油持續期較短,兩次噴射增加油氣混合時間的同時足夠使缸內湍流運動加強,多次噴射反而降低指示熱效率(見表3);中、高速時兩次噴射雖能增加油氣混合時間,但主噴時預噴對缸內湍流動能的增加效果逐漸降低,而多次噴射使缸內湍流運動持續時間平均延長14.5%左右,相較基礎工況指示熱效率平均增加8.82%,相較傳統兩次燃油噴射策略指示熱效率提升0.16%左右,降低碳煙排放較多,起到了更好的優化效果.

5 結論

以缸內直噴柴油機預混燃燒為對象,研究了噴油定時與燃燒室形狀的配合以及發動機轉速拓展后多次噴射策略對指示熱效率和主要有害物質排放的影響,得到的結論如下:

(1) 缸內直噴PCCI柴油機噴油定時與燃燒室形狀的配合對燃燒和排放的影響較大,優化噴油定時能使油、氣、室三者結合起來,最大程度地利用燃燒室的形狀優勢,加強油氣的混合程度,最終起到提高指示熱效率、降低排放的效果.

(2) 將低轉速MSOI為-15° CA單次噴油工況調整噴油定時并采用兩次噴射策略優化后,NOx排放量降低38%,碳煙排放量降低1個數量級,指示熱效率提高8.66%;中轉速MSOI為-15° CA單次噴油工況調整噴油定時并采用多次噴油策略后,在指示熱效率保持不變的情況下NOx排放量降低59.3%,碳煙排放量降低70%;高轉速單次噴油工況優化噴油策略后,指示熱效率和NOx排放量稍有升高,碳煙排放量顯著降低.

(3) 相對單次噴射而言,傳統兩次燃油噴射策略能夠使油氣的混合時間平均增加23.4%,優化后多次噴油策略能使混合時間平均增加27.6%,使預混更加充分,燃燒更加完全,能在降低排放的同時將指示熱效率平均增加8.82%;相比傳統兩次噴射,本文多次噴射策略在主噴階段前增加1次短脈沖小預噴,使優化工況缸內湍流運動持續時間平均延長14.5%左右,增強主噴油氣混合程度,總體指示熱效率提升0.16%左右,雖然NOx排放量稍有升高,但碳煙排放量顯著降低,優化效果較好.