羅 坤，黃勇成，朱 贊，董 偉

(1.西安交通大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，西安 710049；2.廣西玉柴機(jī)器股份有限公司，玉林 537005)

0 概述

隨著能源危機(jī)和環(huán)境污染的加劇，清潔替代能源在內(nèi)燃機(jī)上的應(yīng)用受到越來越多的關(guān)注。在替代燃料中，天然氣的應(yīng)用技術(shù)相對較為成熟。天然氣的儲量較大，其主要成分甲烷在化學(xué)燃料中碳?xì)浔仁亲畹偷?，因此燃用天然氣產(chǎn)生的二氧化碳排放也相對較低[1]。近十年來天然氣被廣泛應(yīng)用于各種車型當(dāng)中，截至2019年7月底，中國天然氣汽車保有量超過670萬輛，加氣站超過9 000座，數(shù)量都位于世界第一[2]。

隨著排放法規(guī)日益嚴(yán)格，天然氣發(fā)動機(jī)采用稀薄燃燒結(jié)合選擇性催化還原(selective catalytic reduction, SCR)后處理方案的成本頗高，且難以滿足重型發(fā)動機(jī)國六排放法規(guī)要求[3]。而文獻(xiàn)[4-6]研究表明，采用當(dāng)量燃燒模式結(jié)合高比例廢氣再循環(huán)(exhaust gas recirculation, EGR)方案時可在僅加裝三效催化轉(zhuǎn)化器(three-way catalyst, TWC)的條件下滿足國六排放法規(guī)要求，可有效地降低天然氣發(fā)動機(jī)成本。

在當(dāng)量燃燒結(jié)合高比例EGR模式下，天然氣火焰?zhèn)鞑ニ俣扰c汽油相比偏慢[7]，加之大排量天然氣發(fā)動機(jī)缸徑偏大，其缸徑一般為100～120 mm，兩個因素的耦合作用使得大缸徑點(diǎn)燃式天然氣發(fā)動機(jī)的燃燒持續(xù)期較長，指示熱效率偏低。點(diǎn)燃式發(fā)動機(jī)缸內(nèi)燃燒速度主要受控于點(diǎn)火后火核發(fā)展和湍流火焰?zhèn)鞑ニ俣?，而兩者均與缸內(nèi)氣流運(yùn)動、湍流強(qiáng)度大小和分布密切相關(guān)[8]。優(yōu)化缸內(nèi)氣流運(yùn)動和提升湍流強(qiáng)度可加快燃燒過程，從而提高點(diǎn)燃式發(fā)動機(jī)的指示熱效率。而發(fā)動機(jī)進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)和燃燒室形狀是控制缸內(nèi)氣流運(yùn)動和燃燒過程的關(guān)鍵參數(shù)，所以優(yōu)化進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)和燃燒室形狀是提升大缸徑天然氣發(fā)動機(jī)指示熱效率的重要途徑。

大缸徑天然氣發(fā)動機(jī)一般在柴油機(jī)上對關(guān)鍵性能部件進(jìn)行改制而來，其氣流運(yùn)動方式與柴油機(jī)類似。國內(nèi)外學(xué)者針對大缸徑天然氣發(fā)動機(jī)的燃燒過程開展了大量理論與試驗研究[9-14]。文獻(xiàn)[15-16]中在一臺缸徑為112 mm的大缸徑天然氣發(fā)動機(jī)上研究了進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)和燃燒室型線對天然氣發(fā)動機(jī)燃燒過程的影響，研究發(fā)現(xiàn)增加湍動能有利于加快燃燒放熱過程，點(diǎn)火時刻較低的湍動能不利于縮短火焰發(fā)展期。文獻(xiàn)[17]在一臺缸徑為113 mm的大缸徑天然氣發(fā)動機(jī)上研究了不同燃燒室?guī)缀谓Y(jié)構(gòu)對缸內(nèi)火焰?zhèn)鞑ズ桶l(fā)動機(jī)熱效率的影響，研究發(fā)現(xiàn)不均勻的湍流分布及由此產(chǎn)生的非對稱火焰?zhèn)鞑够鹧嬖谀骋环较蛏系陌l(fā)展受到抑制，增加燃燒持續(xù)時間。文獻(xiàn)[18]中對一臺由柴油機(jī)改裝而來的天然氣發(fā)動機(jī)燃燒室形狀進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計，研究發(fā)現(xiàn)，當(dāng)采用星型燃燒室時發(fā)動機(jī)性能提升最為明顯，有效燃?xì)庀穆式档土?.92 %。文獻(xiàn)[19]中研究了燃燒室形狀對高性能天然氣發(fā)動機(jī)性能的影響，研究表明燃燒室形狀對滾流運(yùn)動存在影響，當(dāng)滾流比和湍動能增加時，燃燒持續(xù)時間明顯縮短。但這些研究中燃燒室形狀設(shè)計基于直口或縮口型燃燒室，沿用柴油機(jī)的氣流組織形式，即缸內(nèi)氣流運(yùn)動呈現(xiàn)高渦流、低滾流輔以一定擠流的特點(diǎn)。然而，點(diǎn)燃式天然氣發(fā)動機(jī)的燃燒方式與柴油機(jī)不同，沿用柴油機(jī)氣流組織形式并不利于點(diǎn)燃式天然氣發(fā)動機(jī)燃燒過程中火核形成和火焰?zhèn)鞑?。目前，針對點(diǎn)燃式大缸徑天然氣發(fā)動機(jī)弱渦流、強(qiáng)滾流、高湍流強(qiáng)度的新型缸內(nèi)氣流運(yùn)動形式對發(fā)動機(jī)性能影響的研究還較少。

本研究中利用STAR-CD軟件對一臺大缸徑天然氣發(fā)動機(jī)的缸內(nèi)燃燒過程進(jìn)行三維模擬，并通過進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)和燃燒室形狀的合理匹配來改善缸內(nèi)的流場分布，組織弱渦流、強(qiáng)滾流、高湍流強(qiáng)度的缸內(nèi)氣流運(yùn)動形式，增加天然氣火焰前鋒面?zhèn)鞑ニ俣?，縮短天然氣發(fā)動機(jī)的燃燒持續(xù)期，從而提高天然氣發(fā)動機(jī)的指示熱效率。

1 試驗裝置及測試設(shè)備

試驗用發(fā)動機(jī)為一臺玉柴直列4缸四氣門增壓中冷點(diǎn)燃式天然氣發(fā)動機(jī)，表1給出了該天然氣發(fā)動機(jī)的主要參數(shù)。圖1給出了發(fā)動機(jī)試驗臺架的主要測試配置。利用AVL電力測功機(jī)測量發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速和輸出轉(zhuǎn)矩，采用上海同圓CMF025型氣耗儀來測量天然氣消耗量，利用上海同圓20N150型空氣流量計測量進(jìn)氣流量。試驗中，采用了KISTLER公司6125A型缸壓傳感器、5018型電荷放大器和2614A4型角標(biāo)儀，并利用AVL燃燒分析儀采集示功圖，獲得燃燒放熱率等相關(guān)數(shù)據(jù)。

表1 試驗用天然氣發(fā)動機(jī)的主要參數(shù)

圖1 天然氣發(fā)動機(jī)測試臺架示意圖

2 模型建立及合理性驗證

天然氣發(fā)動機(jī)的三維計算網(wǎng)格由STAR-CD軟件中ES-ICE模塊生成。圖2給出了發(fā)動機(jī)三維計算模型網(wǎng)格的俯視圖和剖視圖。

圖2 天然氣發(fā)動機(jī)的三維計算網(wǎng)格

由于采用預(yù)混燃燒方式時火焰結(jié)構(gòu)受缸內(nèi)氣流運(yùn)動影響較大，為更好地捕捉缸內(nèi)的流場信息，計算從進(jìn)氣行程開始至排氣門開啟時刻結(jié)束。進(jìn)排氣邊界條件由原機(jī)型臺架試驗測量獲得，模擬工況為1 500 r/min全負(fù)荷，混合氣當(dāng)量比為1.0，進(jìn)氣方式為渦輪增壓，進(jìn)氣總管壓力為0.259 MPa，進(jìn)氣總管溫度為59.5℃，排氣總管壓力為0.293 MPa，排氣總管溫度為739 ℃，EGR率為18.68%，點(diǎn)火提前角為20°，即點(diǎn)火時刻為上止點(diǎn)前(before top of dead center, BTDC)20°曲軸轉(zhuǎn)角(記為-20°)，單缸每循環(huán)點(diǎn)火能量為0.06 J，天然氣的低熱值為49.93 MJ/kg。計算中湍流模型選擇基于RNGk-ε湍流模型；燃燒模型采用改進(jìn)后的擬序火焰模型(extended coherent flame model-three zones model, ECFM-3Z model)，以方便捕捉天然氣點(diǎn)燃后的火焰?zhèn)鞑ミ^程。計算中所使用的主要數(shù)值模型如表2所示。

表2 主要數(shù)值模型

為研究網(wǎng)格尺寸的影響，分別在網(wǎng)格基本尺寸為2.0 mm、1.5 mm、1.0 mm和0.8 mm下進(jìn)行數(shù)值模擬計算，并對缸內(nèi)壓力曲線進(jìn)行了比較，對比結(jié)果如圖3所示。由圖3可知，當(dāng)網(wǎng)格基本尺寸為1.0 mm時，進(jìn)一步縮小網(wǎng)格基本尺寸，計算結(jié)果無明顯變化。因此本文中選擇網(wǎng)格基本尺寸為1.0 mm進(jìn)行模擬計算，此時上止點(diǎn)網(wǎng)格數(shù)為544 875個，下止點(diǎn)網(wǎng)格數(shù)為1 213 869個。

圖3 不同網(wǎng)格基本尺寸下的缸內(nèi)壓力對比

對比試驗和模擬計算得到的缸壓和瞬時放熱率曲線以驗證模型的可靠性。圖4給出了1 500 r/min全負(fù)荷下試驗和模擬所得缸內(nèi)壓力和瞬時放熱率曲線的對比。在壓縮階段和膨脹階段，試驗與模擬所得缸內(nèi)壓力曲線吻合較好；在燃燒階段，模擬所得缸壓和放熱率曲線均處于試驗所得4個氣缸缸壓和放熱率曲線覆蓋區(qū)域。由試驗所得示功圖計算得到的發(fā)動機(jī)指示熱效率為39.5%，由模擬所得示功圖計算得到的指示熱效率為39.51%，兩者具有良好的一致性。由此可認(rèn)為所建立的三維燃燒模型對于缸內(nèi)壓力及瞬時放熱率曲線均具有較高的預(yù)測精度，能夠用于開展燃燒系統(tǒng)優(yōu)化的模擬計算。

圖4 1 500 r/min全負(fù)荷下模擬與試驗所得缸內(nèi)壓力及瞬時放熱率曲線對比

3 進(jìn)氣道和燃燒室的優(yōu)化

3.1 原機(jī)型流場分析

首先分析原天然氣發(fā)動機(jī)的缸內(nèi)氣流運(yùn)動特征。本文中標(biāo)量或矢量圖的橫截面為火花塞間隙處橫截面，縱截面為經(jīng)過火花塞的氣缸中心截面。圖5為1 500 r/min全負(fù)荷時壓縮上止點(diǎn)附近原始燃燒室缸內(nèi)速度場及湍動能的分布。由圖5可知，原始天然氣發(fā)動機(jī)缸內(nèi)組織的氣流運(yùn)動與原柴油機(jī)類似，以強(qiáng)渦流為主，輔以一定的擠流，滾流較弱，壓縮沖程末期缸內(nèi)尤其是火花塞附近的湍動能較低。

圖5 原始燃燒室點(diǎn)火時刻缸內(nèi)速度場及湍動能分布

3.2 進(jìn)氣道優(yōu)化

原天然氣發(fā)動機(jī)是在柴油發(fā)動機(jī)本體上對關(guān)鍵性能部件進(jìn)行改制而來的。由于天然氣發(fā)動機(jī)的燃燒方式和柴油機(jī)存在較大不同，對進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)要求也有較大差異。柴油機(jī)多采用螺旋式進(jìn)氣道，會在氣缸內(nèi)產(chǎn)生強(qiáng)烈的進(jìn)氣渦旋，有利于改善缸內(nèi)柴油和新鮮空氣的混合[26]。點(diǎn)燃式天然氣發(fā)動機(jī)的氣體燃料和空氣在進(jìn)入氣缸前已完成混合，希望壓縮沖程末期缸內(nèi)具有較強(qiáng)的湍流，增加火焰前鋒面的褶皺程度及傳播速率，以便于天然氣火焰的快速傳播。因此，對原有的螺旋氣道進(jìn)行改進(jìn)，以期降低渦流比，增大流量系數(shù)，在提高氣道流通能力的同時，增大滾流比改善燃燒[27]。

本文中基于組織對點(diǎn)燃式發(fā)動機(jī)燃燒有利的弱渦流、強(qiáng)滾流、高湍流強(qiáng)度的缸內(nèi)氣流運(yùn)動的理念，對進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。與原機(jī)型相比，缸蓋仍保持平底，但將原螺旋進(jìn)氣道改為直進(jìn)氣道以形成高強(qiáng)度滾流。優(yōu)化方案與原方案進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)差異見圖6。

圖6 原方案與優(yōu)化方案進(jìn)氣道結(jié)構(gòu)對比示意圖

3.3 燃燒室優(yōu)化

為了研究燃燒室形狀對缸內(nèi)流動和燃燒過程影響，提出了3種新型燃燒室設(shè)計方案與直進(jìn)氣道匹配。通過研究縮口型(原燃燒室)、直口型、敞口型和半球型燃燒室對天然氣火花點(diǎn)火后缸內(nèi)燃燒過程的影響，探究在當(dāng)量燃燒結(jié)合高比例EGR模式下，大缸徑天然氣發(fā)動機(jī)燃燒系統(tǒng)的設(shè)計思路。原機(jī)型和各優(yōu)化方案的燃燒室形狀示意圖如圖7。

圖7 不同方案燃燒室形狀對比

圖8給出了不同燃燒室方案的缸內(nèi)渦流比、滾流比和平均湍動能隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化。由圖8可知，配合直進(jìn)氣道，采用縮口型(原燃燒室)、直口型、敞口型和半球型燃燒室時在壓縮沖程中形成的最大滾流比分別可達(dá)0.76、0.83、1.03和1.71，半球型燃燒室配合直進(jìn)氣道在壓縮沖程中形成的滾流最強(qiáng)。半球型燃燒室配合直進(jìn)氣道在壓縮行程末期產(chǎn)生湍動能也最高；與原機(jī)相比，直進(jìn)氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室在點(diǎn)火時刻缸內(nèi)平均湍動能分別增加了35.27%、36.26%、50.33%和135.99%。

圖8 1 500 r/min，采用直進(jìn)氣道下不同燃燒室方案缸內(nèi)渦流比、滾流比及平均湍動能與原機(jī)方案的對比

圖9給出了曲軸轉(zhuǎn)角為-65°(壓縮沖程滾流比達(dá)到最大時所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角)時不同燃燒室方案缸內(nèi)流場的對比。由圖9可以看出，相同條件下半球型燃燒室更有利于壓縮行程中燃燒室內(nèi)滾流的形成。

圖9 壓縮行程滾流比最大時刻(-65°)不同燃燒室方案缸內(nèi)速度場的對比

圖10和圖11給出了點(diǎn)火時刻不同形狀燃燒室方案缸內(nèi)速度場和湍動能分布的對比。由圖中可以看出，與原縮口型燃燒室相比，點(diǎn)火時刻半球型燃燒室內(nèi)大尺度滾流更易被壓碎，產(chǎn)生較強(qiáng)的湍動能；按湍動能由高到低排列依次為半球型、敞口型、直口型和縮口型燃燒室(原燃燒室)。由缸內(nèi)流場計算結(jié)果可以得到，不同燃燒室方案在點(diǎn)火時刻火花塞間隙處(以火花塞為中心半徑為3 mm的球型區(qū)域內(nèi))的氣體平均流速。計算結(jié)果表明，在點(diǎn)火時刻，原機(jī)火花塞間隙處氣體平均流速為6.092 m/s，而直進(jìn)氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室火花塞間隙處氣體平均流速分別為6.220 m/s、6.745 m/s、6.916 m/s和7.132 m/s。與原機(jī)相比，直進(jìn)氣道配合不同形狀燃燒室時火花塞間隙處氣體平均流速增加幅度不超過17.1%，不會導(dǎo)致點(diǎn)火失敗。

圖10 點(diǎn)火時刻不同燃燒室方案缸內(nèi)速度場的對比

圖11 點(diǎn)火時刻不同燃燒室方案缸內(nèi)湍動能的對比

圖12給出了1 500 r/min全負(fù)荷下原機(jī)型與不同燃燒室方案的缸內(nèi)壓力和瞬時放熱率曲線的對比。由圖8和圖12可知，隨著缸內(nèi)滾流運(yùn)動增強(qiáng)，缸內(nèi)平均湍動能增加，瞬時放熱率峰值變大，燃燒速率加快，說明此時缸內(nèi)燃燒過程得到一定改善，同時更為集中的放熱過程也使得缸內(nèi)最高壓力略有提升。但原天然氣發(fā)動機(jī)由柴油發(fā)動機(jī)改裝而來，對缸內(nèi)最高壓力的耐受程度較高，其缸內(nèi)最高壓力可達(dá)20 MPa。在1 500 r/min全負(fù)荷下，原天然氣發(fā)動機(jī)缸內(nèi)最高壓力為9.57 MPa，直進(jìn)氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室缸內(nèi)最高壓力分別為10.11 MPa、10.91 MPa、11.12 MPa和11.56 MPa，與原機(jī)相比缸內(nèi)最高壓力增加幅度不超過20.8%，且均遠(yuǎn)小于原柴油機(jī)的缸內(nèi)最高壓力。燃燒過程的三維計算結(jié)果表明，與原機(jī)相比，直進(jìn)氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的燃燒速率更快。由模擬所得示功圖計算可得：直進(jìn)氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的指示熱效率分別為40.91%、41.35%、41.56%和42.14%；與原機(jī)相比，指示熱效率增加量分別為1.40%、1.84%、2.05%和2.63%。

圖12 1 500 r/min下不同燃燒室方案缸內(nèi)壓力和瞬時放熱率曲線的對比

圖13給出了不同燃燒室方案火焰發(fā)展期(從火花塞點(diǎn)火到累計燃燒放熱率達(dá)到10%之間的階段)和快速燃燒期(從累計燃燒放熱率達(dá)到10%到累計燃燒放熱率達(dá)到90%之間的階段)的對比?；鹧姘l(fā)展期和快速燃燒期之和定義為總?cè)紵凇Ｓ蓤D13可知，相較于原機(jī)，直進(jìn)氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的火焰發(fā)展期分別縮短了0.4°、0.6°、0.7°和2.6°，快速燃燒期分別縮短了7.9°、9.5°、10.0°和10.3°。

圖13 不同燃燒室方案火焰發(fā)展期和快速燃燒期的的對比

由ECFM-3Z燃燒模型計算結(jié)果可以得到不同燃燒室方案在點(diǎn)火后的火焰?zhèn)鞑ニ俣取D14給出了不同燃燒室方案點(diǎn)火后的火焰?zhèn)鞑ニ俣入S曲軸轉(zhuǎn)角的變化。由圖14可知，火焰?zhèn)鞑ニ俣扰c缸內(nèi)平均湍動能正相關(guān)。原天然氣發(fā)動機(jī)最大火焰?zhèn)鞑ニ俣葹?0.90 m/s，直進(jìn)氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室的最大火焰?zhèn)鞑ニ俣确謩e為11.20 m/s、11.45 m/s、11.73 m/s和11.86 m/s，最大增加幅度為8.8%。這說明較高的缸內(nèi)平均湍動能會提高點(diǎn)火后的火焰?zhèn)鞑ニ俣?，促進(jìn)火焰?zhèn)鞑?，縮短火焰發(fā)展期和快速燃燒期。

圖14 1 500 r/min下不同燃燒室方案缸內(nèi)火焰?zhèn)鞑ニ俣鹊膶Ρ?/p>

圖15和圖16給出了1 500 r/min全負(fù)荷下原機(jī)與縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進(jìn)氣道方案的缸內(nèi)溫度分布情況對比。由圖15可以看出，當(dāng)采用縮口型燃燒室配合原螺旋氣道(原機(jī))時，由于此時整體缸內(nèi)流動呈現(xiàn)以強(qiáng)渦流為主，輔以一定的擠流，滾流較弱，湍動能較低的特點(diǎn)，縱截面上溫度徑向擴(kuò)展趨勢較弱；當(dāng)進(jìn)氣道改為直進(jìn)氣道時，由于此時渦流減弱、滾流和缸內(nèi)湍動能明顯增強(qiáng)，溫度徑向擴(kuò)展趨勢顯著增強(qiáng)。對比原機(jī)與縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進(jìn)氣道方案的縱截面溫度分布，結(jié)合圖8、圖10和圖11可知，溫度徑向擴(kuò)展趨勢強(qiáng)弱與缸內(nèi)湍動能大小正相關(guān)。由圖15氣缸橫截面溫度場分布可以看出，原機(jī)高溫區(qū)域較小，燃燒較為緩慢；縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進(jìn)氣道方案相較于原機(jī)高溫區(qū)域面積明顯增加，溫度沿半徑方向擴(kuò)展明顯增強(qiáng)，說明此時缸內(nèi)燃燒得到顯著改善。綜合來看，直進(jìn)氣道配合半球型燃燒室的火焰?zhèn)鞑ニ俣茸羁?，這得益于該方案在壓縮沖程中形成的滾流最強(qiáng)，在壓縮行程末期產(chǎn)生湍動能最高，從而有效地加快點(diǎn)燃式天然氣發(fā)動機(jī)缸內(nèi)火核形成，提高火焰?zhèn)鞑ニ俣?，縮短火焰發(fā)展期和快速燃燒期，提高指示熱效率。

圖15 原機(jī)與縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進(jìn)氣道方案的缸內(nèi)縱截面溫度分布情況對比

圖16 原機(jī)與縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室配合直進(jìn)氣道方案的缸內(nèi)橫截面溫度分布情況對比

4 結(jié)論

(1)當(dāng)保持原機(jī)縮口型燃燒室不變，與原機(jī)螺旋進(jìn)氣道相比，采用直進(jìn)氣道時壓縮沖程缸內(nèi)滾流運(yùn)動明顯增強(qiáng)，最大滾流比可達(dá)0.76，點(diǎn)火時刻缸內(nèi)平均湍動能提高了35.27%。缸內(nèi)流場模擬結(jié)果表明，原縮口型燃燒室并不能很好地配合直進(jìn)氣道將進(jìn)氣沖程中形成的強(qiáng)滾流維持到壓縮沖程。

(2)采用直進(jìn)氣道時，相較于原縮口型燃燒室，直口型、敞口型和半球型燃燒室缸內(nèi)滾流運(yùn)動進(jìn)一步增強(qiáng)，在壓縮沖程中形成的最大滾流比分別可達(dá)0.83、1.03和1.71；相較于原機(jī)，直口型、敞口型和半球型燃燒室點(diǎn)火時刻缸內(nèi)平均湍動能分別增加了36.26%、50.33%和135.99%。分析結(jié)果表明：直氣道配合半球型燃燒室在壓縮沖程中形成的滾流最強(qiáng)，在壓縮行程末期產(chǎn)生湍動能也最高。

(3)與原機(jī)相比，直氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的火焰?zhèn)鞑ニ俣戎饾u增加，火焰發(fā)展期和快速燃燒期逐漸縮短，指示熱效率逐漸增加。在1 500 r/min全負(fù)荷下，相較于原機(jī)，由模擬計算得到的直進(jìn)氣道配合原縮口型、直口型、敞口型和半球型燃燒室方案的指示熱效率增加量分別為1.40%、1.84%、2.05%和2.63%，其中半球型燃燒室配合直進(jìn)氣道方案的指示熱效率由原機(jī)的39.51%提高到42.14%。