EGR率對阿特金森發(fā)動機(jī)稀薄燃燒及排放的影響

武曉琦，付建勤，袁碩，劉琦

(1. 湖南大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，湖南 長沙，410082；2. 湖南大學(xué) 重慶研究院，重慶，401120)

近年來，隨著全球排放法規(guī)的實(shí)施以及大眾環(huán)保意識的日益增強(qiáng)，國內(nèi)外越來越多的研究者致力于節(jié)能減排及新能源汽車研究。同時，在我國“碳達(dá)峰、碳中和”等一系列節(jié)能減排政策的實(shí)施，新能源汽車因其綠色環(huán)保的特點(diǎn)呈現(xiàn)出迅猛的發(fā)展趨勢[1]。截至2022年3月，我國新能源汽車的保有量已達(dá)891.5 萬輛。在國務(wù)院印發(fā)的《新能源汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展規(guī)劃(2021—2035)》[2]中也提到，要以純電動汽車、插電式混合動力(含增程式)汽車、燃料電池汽車為“三縱”，布局整車技術(shù)創(chuàng)新鏈。混合動力汽車作為傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)汽車向純電動汽車過渡的交通工具，兼顧了兩者的優(yōu)點(diǎn)，得到了廣泛的認(rèn)可和應(yīng)用。阿特金森循環(huán)(Atkinson cycle)是混合動力發(fā)動機(jī)的典型特征。與奧托循環(huán)[3]不同，阿特金森循環(huán)的膨脹行程長，進(jìn)氣和壓縮行程短，通常通過一套復(fù)雜的多連桿運(yùn)動機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)[4]。因此，額外的膨脹行程可以增加實(shí)際功率輸出，進(jìn)而顯著提高發(fā)動機(jī)的熱效率，進(jìn)一步減少有害氣體的排放。

為了方便阿特金森循環(huán)的應(yīng)用，避免復(fù)雜的連桿機(jī)構(gòu)，大多數(shù)阿特金森循環(huán)發(fā)動機(jī)采用了可變配氣正時機(jī)構(gòu)(variable valve timing, VVT)，通過調(diào)節(jié)進(jìn)排氣閥門的開閉時間實(shí)現(xiàn)過膨脹[5]。本文所采用的發(fā)動機(jī)也是通過該方法實(shí)現(xiàn)阿特金森循環(huán)。稀薄燃燒是指發(fā)動機(jī)運(yùn)行在空燃比(一般可高達(dá)20)高于當(dāng)量比(14.7)時[6-7]，提高進(jìn)氣量使缸內(nèi)可燃混合氣體燃燒更充分，更多的一氧化碳(CO)和碳?xì)浠衔?HC)得到氧化，因此，可以在降低排放的同時顯著提高發(fā)動機(jī)熱效率[8-9]。稀薄燃燒以其在高效節(jié)油、降低排放方面所具有的潛力而被廣泛應(yīng)用于發(fā)動機(jī)上。但較大的空燃比不可避免地生成氮氧化物(nitrogen oxide, NOx)，為解決這一問題，李鈺懷等[10]針對1臺渦輪增壓汽油機(jī)，采用不同的三效催化反應(yīng)器組合，以驗(yàn)證在稀薄燃燒下不同催化器對NOx的凈化效果。結(jié)果表明，稀薄燃燒能夠顯著降低燃油消耗率，在部分負(fù)荷下可減少3.1%～10.1%。同時，在稀薄燃燒模式下，三元催化反應(yīng)器對NOx的轉(zhuǎn)換能力降低。另外，在相同稀釋率下，當(dāng)循環(huán)變動率小于3%時，EGR稀釋相較于空氣稀釋在燃油經(jīng)濟(jì)性上效果更佳[11]。林佳眉[12]研究了廢氣再循環(huán)(exhaust gas recirculation,EGR)耦合稀薄燃燒對汽油機(jī)的綜合影響，利用一維仿真建立了汽油機(jī)的油路和氣路模型并進(jìn)行標(biāo)定，隨后采用三步非線性控制器實(shí)現(xiàn)了對空燃比的精準(zhǔn)控制，這使得在稀薄燃燒中應(yīng)用EGR 成為可能。BENAJES等[13]對引入EGR后的阿特金森柴油機(jī)性能進(jìn)行了試驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)點(diǎn)火延遲時間明顯延長，NOx排放顯著下降，而碳煙排放略有增加。類似的研究發(fā)現(xiàn)汽油機(jī)引入EGR后，NOx大幅降低(高達(dá)57.5%)，CO和顆粒數(shù)基本不變，燃油消耗率最多可降低4 g/(kW?h)[14]。綜上所述，EGR在控制排放方面具有良好的潛力，特別是在抑制NOx的生成上。這是因?yàn)闅堄鄰U氣中大多為比熱容較高的三原子氣體，廢氣和新鮮空氣混合使得缸內(nèi)的熱容量升高，繼而顯著降低缸內(nèi)溫度。因此，即便是稀薄燃燒下氧氣量過于充足導(dǎo)致的NOx排放過高，也可通過引入EGR 降低缸內(nèi)溫度，實(shí)現(xiàn)對NOx排放的控制。通過引入EGR 來調(diào)控過量空氣系數(shù)較大時所存在的排放問題是可行的。為此，本文作者針對一款混合動力用阿特金森循環(huán)發(fā)動機(jī)開展EGR 率對阿特金森發(fā)動機(jī)稀薄燃燒的影響研究，以實(shí)現(xiàn)混合動力發(fā)動機(jī)高效率、低排放的雙重目的。

1 發(fā)動機(jī)試驗(yàn)平臺

本文研究對象為1 臺1.5 L 直列三缸四沖程缸內(nèi)直噴汽油機(jī)。該汽油機(jī)通過可變配氣正時機(jī)構(gòu)調(diào)整進(jìn)氣閥的關(guān)閉時間進(jìn)而實(shí)現(xiàn)阿特金森循環(huán)。此外，為了避免爆震工況出現(xiàn)，該汽油機(jī)采用自然吸氣模式，其具體結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 阿特金森循環(huán)發(fā)動機(jī)具體參數(shù)Table 1 Atkinson cycle engine specific parameters

圖1所示為發(fā)動機(jī)臺架試驗(yàn)原理。在發(fā)動機(jī)上安裝了大量的傳感器來監(jiān)測不同測試條件下熱力學(xué)、燃燒和排放參數(shù)的變化。在氣缸蓋上安裝壓力傳感器，記錄氣缸內(nèi)的壓力信號，將測量的壓力信號先通過電荷放大器傳輸?shù)饺紵治鰞x，進(jìn)而可以得到放熱率變化規(guī)律。過量空氣系數(shù)通過Lambda 測量儀實(shí)時調(diào)控。通過探頭對排氣管道中的廢氣進(jìn)行采樣，然后傳輸?shù)脚欧欧治鰞x，在排放分析儀中可以獲得發(fā)動機(jī)排氣成分及濃度，包括HC、CO、NOx、CO2、顆粒數(shù)(particle number,PN)和顆粒物(particle mass, PM)的濃度。

圖1 發(fā)動機(jī)臺架試驗(yàn)原理Fig. 1 Principle of engine bench test

臺架試驗(yàn)中所用到的測試儀器與設(shè)備參數(shù)如表2 所示。為研究不同EGR 率和稀薄燃燒對阿特金森發(fā)動機(jī)熱力學(xué)、燃燒和排放特性的耦合影響，在AVL 臺架試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，開展不同EGR 率下的過量空氣系數(shù)的掃描試驗(yàn)。本文中對于EGR 率的定義如下：

表2 試驗(yàn)設(shè)備規(guī)格Table 2 Specification of test equipment

式中：ηEGR為EGR 率；VEGR為進(jìn)氣中的殘余廢氣體積；Vintake為進(jìn)入氣缸的進(jìn)氣總量。

試驗(yàn)選擇該發(fā)動機(jī)的常用工況，即轉(zhuǎn)速1 800 r/min、負(fù)荷(brake mean effective pressure,BMEP)固定在6×105Pa左右。具體的試驗(yàn)邊界條件設(shè)置如表3所示。

表3 邊界條件設(shè)置Table 3 Set up of boundary conditions

試驗(yàn)時通過增大進(jìn)氣壓力以增加進(jìn)氣量，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)目標(biāo)過量空氣系數(shù)。過量空氣系數(shù)掃描范圍為1.0～1.4，以0.05為間隔，共9組數(shù)據(jù)。臺架試驗(yàn)結(jié)果表明在確定的轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下，當(dāng)EGR 率分別為7%和13%時，過量空氣系數(shù)均存在相應(yīng)的極限值(即稀薄燃燒極限)。當(dāng)EGR 率為7%和13%時，最大過量空氣系數(shù)分別為1.30和1.20。超過這一極限值，由于稀薄混合氣協(xié)同殘余廢氣對缸內(nèi)燃燒有一定負(fù)面影響，此時，即使節(jié)氣門全開也無法使負(fù)荷達(dá)到6×105Pa，故本研究只考慮極限過量空氣系數(shù)以內(nèi)的稀薄燃燒工況。

2 試驗(yàn)結(jié)果及分析

2.1 不同EGR率對稀薄燃燒的影響

不同EGR 率下該汽油機(jī)稀薄燃燒缸內(nèi)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化如圖2所示。為了控制變量，選取稀薄燃燒程度最高的過量空氣系數(shù)，即λ為1.20。由圖2 可知：在稀薄燃燒條件下，隨著EGR 率增大，峰值壓力均有所降低，且峰值壓力出現(xiàn)位置也有所變化[15]。不同過量空氣系數(shù)和EGR 率下缸內(nèi)峰值壓力及其對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角見圖3。從圖3(a)可知：在不同過量空氣系數(shù)下，隨著EGR率增加，峰值壓力均出現(xiàn)明顯下降。引入的殘余廢氣在一定程度上會對缸內(nèi)燃燒產(chǎn)生抑制作用，降低缸內(nèi)溫度，進(jìn)而影響燃燒壓力；隨著過量空氣系數(shù)不斷增大，在EGR率為0和7%時均出現(xiàn)了缸壓驟降的現(xiàn)象，特別是當(dāng)EGR 率為0 時，純空氣稀釋使得缸壓幾乎呈線性下降，最大降低了26.8%；而在空氣與殘余廢氣的共同稀釋作用下(圖中紅色虛線區(qū)域)，隨空氣稀釋程度的增加，峰值壓力先緩慢降低后又有所增加。較大的空氣稀釋程度與殘余廢氣的耦合效果使得缸內(nèi)峰值壓力出現(xiàn)略微上升；當(dāng)λ為1.20時，過量空氣系數(shù)的增大幾乎可以彌補(bǔ)EGR 引入對缸內(nèi)壓力的負(fù)面影響。從圖3(b)可知：峰值壓力所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角也發(fā)生了明顯的變化；當(dāng)EGR率為0時，隨λ的增大，峰值壓力出現(xiàn)位置先延遲然后提前；當(dāng)λ為1.0 時，當(dāng)量比混合氣的燃燒相對較快，此時，峰值壓力出現(xiàn)位置較前，這主要是燃燒速度相對較快所致。隨著過量空氣系數(shù)增大，混合氣逐漸稀薄，燃燒速度變化逐漸變緩，缸內(nèi)峰值壓力直線下降，峰值壓力對應(yīng)位置也因此出現(xiàn)后移，在λ為1.20～1.25 時，峰值壓力出現(xiàn)位置最為滯后。然而，隨著過量空氣系數(shù)的進(jìn)一步增大，缸內(nèi)所引入的工質(zhì)質(zhì)量增大，壓縮終了時的缸內(nèi)壓力較大，后期燃燒壓力的增長十分有限，因此，峰值壓力出現(xiàn)位置向壓縮壓力最大值方向移動。此時，由于過量空氣系數(shù)過大，缸內(nèi)的燃燒穩(wěn)定性大幅降低[16]，見圖4(a)。當(dāng)EGR率為7%時，在較小λ下，相應(yīng)位置沒有明顯變化，隨后隨λ的增大而提前。當(dāng)EGR 率為13%時，最大壓力位置隨稀薄燃燒程度的增大而提前?？傮w而言，在不同EGR 率下均存在1 個相對滯后的峰值壓力，隨EGR 率的增大，滯后的曲軸轉(zhuǎn)角出現(xiàn)工況由稀薄向當(dāng)量比混合氣移動。由圖2可知：隨著EGR 率的增大，壓縮壓力不斷增大，燃燒壓力明顯下降，這說明殘余廢氣的引入使得缸內(nèi)工質(zhì)增多，但燃燒被抑制。過量空氣系數(shù)的增大也可使缸內(nèi)工質(zhì)增多，因此，在殘余廢氣和空氣的雙重作用下，缸內(nèi)峰值壓力出現(xiàn)的位置不斷前移。

圖2 不同EGR率下缸壓隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化Fig. 2 Changes of cylinder pressure with crankshaft angle at different EGR rates

圖3 EGR率對稀薄燃燒缸內(nèi)峰值壓力及曲軸轉(zhuǎn)角的影響Fig. 3 Effect of EGR rate on peak pressure and corresponding crankshaft angle in lean burn condition

圖4 EGR率對稀薄燃燒循環(huán)變動率及油耗的影響Fig. 4 Effect of EGR rate on cycle variation rate of combustion and fuel consumption

式中：RCOV-IMEP為基于IMEP 計算的循環(huán)變動率；pi為第i個循環(huán)的指示平均有效壓力；為連續(xù)k個循環(huán)的pi的平均值，本文中k=400。

由圖4(a)可知：EGR率及過量空氣系數(shù)的變化與RCOV-IMEP均成正比關(guān)系。由于工程上對可靠性的限制，RCOV-IMEP最大不應(yīng)超過10%，因此，其有效值如圖4(a)中紅色虛線區(qū)域所示。在2種不同稀釋手段下，隨著缸內(nèi)可燃混合物逐漸變稀，燃燒循環(huán)變動率均顯著增加。這是因?yàn)殡S著過量空氣系數(shù)增大，缸內(nèi)的可燃混合物較為稀薄，在點(diǎn)火時容易出現(xiàn)局部過稀導(dǎo)致的失火現(xiàn)象，因此，循環(huán)變動率較大。而引入EGR 后，指示平均有效壓力的平均值降低，且單個循環(huán)的指示平均有效壓力較為分散，燃燒循環(huán)波動較劇烈。在稀薄燃燒工況下，EGR 的引入不僅在一定程度上抑制了缸內(nèi)的燃燒，同時使得可燃混合氣更加稀薄，最終表現(xiàn)為燃燒放熱速度變緩，因此，循環(huán)變動變大。

由圖4(b)可知燃油消耗率受EGR 率和過量空氣系數(shù)的影響非常明顯?？傮w上，隨著EGR 率升高，指示燃油消耗率明顯上升，這與RCOV-IMEP的變化趨勢類似，說明殘余廢氣的引入對缸內(nèi)燃燒產(chǎn)生抑制，燃燒速度減慢，燃燒循環(huán)波動增大，最終導(dǎo)致油耗增加。在3 種不同工況下，均存在1個最佳的過量空氣系數(shù)使得燃油經(jīng)濟(jì)性最優(yōu)。當(dāng)EGR 率為7%和13%時，燃油消耗率先減小后增大，在λ=1.05時分別出現(xiàn)最低油耗257.13 g/(kW?h)和271.78 g/(kW?h)。而在EGR 率為0 時，其最小值出現(xiàn)在λ=1.15。與當(dāng)量比燃燒相比，油耗降低了6.62 g/(kW?h)。因此，在不同的EGR 率下，適度的稀薄燃燒能在一定程度上降低汽油機(jī)油耗，提高燃油經(jīng)濟(jì)性。

圖5 所示為不同EGR 率和過量空氣系數(shù)下燃燒參數(shù)的變化。本文對滯燃期的定義為從點(diǎn)火時(上止點(diǎn)前10°)開始到燃燒5%燃料時所經(jīng)歷的曲軸轉(zhuǎn)角間隔，CA50為50%燃料燃燒結(jié)束時所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角，CA10-90 為10%燃料燃燒開始到90%燃料放熱結(jié)束時所跨的曲軸轉(zhuǎn)角。圖5(a)所示為稀薄燃燒下滯燃期隨EGR 率的變化趨勢。由圖5(a)可知：對于EGR 率越大的工況，其滯燃期都相對較長，其原因主要是：1) 已燃?xì)怏w的引入會在一定程度上抑制缸內(nèi)的燃燒放熱反應(yīng)的正向進(jìn)行；2) 殘余廢氣的引入在降低缸內(nèi)可燃混合氣濃度的同時使得缸內(nèi)熱容量升高，溫度降低。以上兩點(diǎn)都不利于火焰核的形成與擴(kuò)散，因此，滯燃期有明顯延長。對于過量空氣系數(shù)而言，隨著λ的增大，滯燃期也逐漸延長，這主要是空氣稀釋所帶來的物理效果導(dǎo)致缸內(nèi)可燃混合氣過于稀薄，同時燃燒初始溫度降低，使得點(diǎn)火后較難形成穩(wěn)定的火焰擴(kuò)散面，最終表現(xiàn)為滯燃期延長。以EGR率為0、λ=1.0 為基本工況點(diǎn)，在兩種稀釋手段的影響下，滯燃期最大可增加29.73°。

圖5 EGR率和過量空氣系數(shù)對燃燒參數(shù)的影響Fig. 5 Effects of EGR rate and excess air coefficient on combustion parameters

圖5(b)和圖5(c)所示分別為CA50 和CA10-90隨過量空氣系數(shù)和EGR 率的變化。由圖5(b)和圖5(c)可知：兩者的變化趨勢十分相似，均隨著過量空氣系數(shù)或者EGR 率的增大而增大。這說明可燃混合氣愈稀薄，缸內(nèi)的燃燒速度愈慢，同時，燃燒過程向遠(yuǎn)離上止點(diǎn)方向移動，且整個主燃燒期有所延長。由于過量空氣系數(shù)較好調(diào)控，其對燃燒期的影響更為明顯。相較于基準(zhǔn)工況點(diǎn)，在空氣稀釋下主燃期至多延長了14.33°，在EGR 稀釋作用下，主燃期延長了10.95°。

2.2 不同EGR率協(xié)同稀薄燃燒對排放的影響

不同過量空氣系數(shù)和EGR 率下發(fā)動機(jī)的污染物(NOx，HC，CO)排放量如圖6所示。圖6(a)所示為NOx排放量的變化趨勢。根據(jù)已有理論可知[18]，NOx排放中熱NO約占90%，而熱NO的生成有3個因素：高溫、高溫持續(xù)時間以及氧含量。由圖6(a)可知：在不同EGR率下，NOx均隨著λ的增大先增后減，且最大值均出現(xiàn)在λ=1.05 時。這表明在稀薄燃燒條件下(λ≥1)，當(dāng)λ較小時，由于缸內(nèi)氧含量增多，在一定程度上促進(jìn)了NOx的生成。而當(dāng)λ繼續(xù)增大時，缸內(nèi)混合氣被過度稀釋，缸內(nèi)燃燒溫度下降，燃燒速度受到影響，因此，NOx急劇下降。類似地，隨著EGR 率增大，NOx明顯下降，下降幅值隨EGR 率的增大而變小。由于殘余廢氣的引入導(dǎo)致燃燒速度減緩，缸內(nèi)溫度降低，因此，NOx的生成受到抑制[19]?？傮w而言，EGR和稀薄燃燒均可有效降低NOx排放，采用EGR 耦合稀薄燃燒與單純的EGR 或稀薄燃燒所達(dá)到的最低NOx排放量相當(dāng)，但最低值避免出現(xiàn)在稀薄燃燒極限工況。

圖6 EGR率和過量空氣系數(shù)對排放物的影響Fig. 6 Effects of EGR rate and excess air coefficient on emissions

圖6(b)所示為未燃HC 的排放量變化趨勢。從圖6(b)可以看出：在相同過量空氣系數(shù)下，EGR率越高，HC排放量越高。這說明惰性氣體的引入抑制了HC的進(jìn)一步氧化，并且缸內(nèi)溫度變低，不足以提供氧化反應(yīng)所需的活化能，導(dǎo)致不完全燃燒的程度加劇。另外，從圖6(b)還可以看出，隨過量空氣系數(shù)增大，HC排放量先減小后增大，這說明隨著過量空氣系數(shù)的增大，缸內(nèi)氧含量有所上升，對于HC的進(jìn)一步氧化和燃燒的完全程度起促進(jìn)作用，因此，HC排放量有一定下降。但隨著過量空氣系數(shù)進(jìn)一步增大，缸內(nèi)引入的空氣量增多，導(dǎo)致缸內(nèi)溫度降低，混合氣過于稀薄，又造成缸內(nèi)的燃燒較微弱，這雙重效果導(dǎo)致缸內(nèi)溫度無法滿足HC 的進(jìn)一步氧化需求。結(jié)合EGR 的影響可知，EGR的引入可進(jìn)一步降低缸內(nèi)溫度，因此，HC排放量最小值所對應(yīng)的λ隨EGR 率增大而減小。當(dāng)EGR率分別為13%、7%和0時，HC排放量最小值分別出現(xiàn)在λ為1.05、1.15 和1.15，與當(dāng)量比燃燒相比分別降低146.22×10-6、263.22×10-6和234.31×10-6。就HC 排放量而言，EGR 的引入始終帶來負(fù)面影響，在EGR 率為7%時的HC 排放量最小值甚至略低于EGR率為0時的HC排放量。因此，適當(dāng)濃度的稀薄燃燒對控制HC排放具有一定效果，甚至可以抵消EGR所加劇的不完全燃燒程度。

從圖6(c)可知：過量空氣系數(shù)對CO 排放量的影響較大；隨著λ增大，3 種EGR 率下的CO 排放量均出現(xiàn)急劇下降；當(dāng)λ繼續(xù)增大時，CO 排放量一直維持在一個較低水平。隨著缸內(nèi)氧含量的逐漸增加，為CO氧化反應(yīng)的進(jìn)行提供了條件，促進(jìn)CO 的進(jìn)一步氧化。因此，稀薄燃燒在控制CO 排放上具有顯著的優(yōu)勢。EGR率對CO排放量的影響在當(dāng)量比燃燒時較為明顯，主要表現(xiàn)為隨著EGR率增大，CO 排放量有所降低。總體上，從降低CO排放量的角度考慮，稀薄燃燒的效果明顯大于EGR 的效果，當(dāng)EGR 率為0 時，采用稀薄燃燒可使CO 最大下降86.7%(出現(xiàn)在λ=1.1)，此后，繼續(xù)增加λ對降低CO 的效果不明顯。在稀薄燃燒模式下，繼續(xù)引入EGR對CO幾乎沒有影響。因此，結(jié)合圖6可以推斷，稀薄燃燒可作為降低綜合排放的一個有效手段，在與適量EGR 耦合的情況下，可將效果發(fā)揮到最大。

3 結(jié)論

1) 當(dāng)EGR 率為7%和13%時，阿特金森循環(huán)發(fā)動機(jī)的極限過量空氣系數(shù)λ分別為1.30 和1.20。過量空氣系數(shù)和EGR 率的增大均會降低缸內(nèi)峰值壓力，并使循環(huán)變動參數(shù)RCOV-IMEP增大。但在不同EGR 率下，油耗隨著λ的增大均存在一個最低值，EGR率為0時的最大降幅可達(dá)6.62 g/(kW?h)。

2) 滯燃期和燃燒持續(xù)期隨著λ及EGR 率的增大均出現(xiàn)明顯延長。以EGR 率為0，λ=1.0 為基準(zhǔn)工況點(diǎn)，在稀薄燃燒耦合EGR 的影響下，滯燃期最大可增加29.73°。同樣地，CA50 及CA10-90 隨著EGR率和λ的增大有所增大，燃燒期向遠(yuǎn)離上止點(diǎn)方向移動。

3) EGR 可有效降低NOx排放，但會不可避免地引起HC排放增加，采用一定程度的稀薄燃燒可抑制HC 上升。在EGR 率為7%時，HC 排放量最小值略低于EGR率為0、λ=1.0的基準(zhǔn)工況點(diǎn)HC排放量?？扇蓟旌蠚庠较”?，CO排放越低。當(dāng)EGR率為0 時，相較于當(dāng)量比燃燒，CO 最大可降低86.7%。

4) 總體來說，從經(jīng)濟(jì)性考慮，單純的稀薄燃燒技術(shù)可以實(shí)現(xiàn)較好的節(jié)油效果，最低油耗出現(xiàn)在λ=1.15 時；單純從排放考慮，稀薄燃燒耦合EGR (EGR 率為7%)可以在幾乎不影響HC 排放的前提下，NOx和CO 排放量出現(xiàn)大幅下降且二者幾乎同時接近最低值。