譚丕強(qiáng)，周 捷，樓狄明，胡志遠(yuǎn)，房 亮，趙彬皓

（同濟(jì)大學(xué) 汽車學(xué)院，上海 201804）

0 概述

近年來，全球汽車保有量持續(xù)增加，對化石燃料的需求量呈持續(xù)上升趨勢，同時產(chǎn)生了大量的尾氣，給環(huán)境帶來了巨大的壓力，汽車領(lǐng)域的節(jié)能減排需求極為迫切。在諸多節(jié)能減排的措施中，提高汽車發(fā)動機(jī)的壓縮比可以顯著提高發(fā)動機(jī)的熱效率，進(jìn)一步會影響排放。近年來，為降低汽油機(jī)的油耗，汽油機(jī)廣泛采用缸內(nèi)直噴技術(shù)，且壓縮比不斷提高。國內(nèi)外學(xué)者對此開展了大量研究。文獻(xiàn)［1］中研究發(fā)現(xiàn)在不發(fā)生爆震的情況下，隨著壓縮比從8 增大到10，燃燒變得更加穩(wěn)定，壓縮比可作為減小循環(huán)波動、提高性能的優(yōu)化參數(shù)。文獻(xiàn)［2］中研究發(fā)現(xiàn)壓縮比從8 提高到10 有利于燃料的燃燒，利于凈熱釋放的增加。文獻(xiàn)［3］中研究發(fā)現(xiàn)壓縮比從9.4 增大到11.5，整車的動力性提高，比油耗降低。但是汽油機(jī)壓縮比的提高易導(dǎo)致爆震，甚至不利于熱效率的提高。文獻(xiàn)［4］中研究發(fā)現(xiàn)隨著壓縮比從5 增大至13，制動燃油消耗率（brake specific fuel consumption，BSFC）略有降低，但由于燃燒階段不受控制，發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩受到限制。文獻(xiàn)［5］中研究發(fā)現(xiàn)壓縮比從9.3 提高到12.0 后部分負(fù)荷油耗特性改善，但高負(fù)荷工況下爆震會加劇，油耗反而變差。文獻(xiàn)［6］中研究發(fā)現(xiàn)提高壓縮比至12.1 有助于改善汽油機(jī)中低負(fù)荷工況燃油經(jīng)濟(jì)性，但對于高負(fù)荷工況的改善效果不明顯，尤其對于外特性工況，由于爆震的限制，提高壓縮比反而導(dǎo)致油耗明顯惡化。以上研究表明，提高壓縮比的確可以提高熱效率，但同時會導(dǎo)致爆震等不正常燃燒，反而影響汽油機(jī)的整體性能。

廢氣再循環(huán)（exhaust gas recirculation，EGR）作為一種能改善發(fā)動機(jī)NOx排放的技術(shù)手段［7］被廣泛應(yīng)用。EGR 不僅用于控制NOx排放，還可以提升經(jīng)濟(jì)性和降低排溫［8］，將廢氣引入缸內(nèi)能夠有效降低缸內(nèi)溫度，從而有效地抑制爆震。文獻(xiàn)［9］中研究了EGR 對汽油機(jī)爆震的影響，發(fā)現(xiàn)對于壓縮比為10的汽油機(jī)，EGR 可以有效抑制滿負(fù)荷爆震。文獻(xiàn)［10］中研究發(fā)現(xiàn)，在壓縮比為11.5 的汽油機(jī)上，12% 的EGR 率抑制了氣缸邊緣的溫升，降低了爆震強(qiáng)度。文獻(xiàn)［11］中研究表明，在爆震極限下，采用EGR 時允許壓縮比為10.2 的汽油機(jī)在低速高負(fù)荷下在打開油門時使用更加提前的點(diǎn)火正時。文獻(xiàn)［12］中研究發(fā)現(xiàn)在壓縮比為11 的發(fā)動機(jī)上，低壓EGR 技術(shù)能夠降低缸內(nèi)最高溫度，減輕爆震傾向，因此可以適當(dāng)提前主燃燒相位，有利于提升經(jīng)濟(jì)性，16% 的EGR 率將使外特性比油耗降低2.7%～6.7%。文獻(xiàn)［13］中研究發(fā)現(xiàn)在壓縮比10.9 的汽油機(jī)上采用18%～25% 的EGR 率后，有效熱效率提高了2.1%～3.5%，燃油經(jīng)濟(jì)性提高了6%～9%。

綜上所述，隨著對汽油機(jī)油耗要求的進(jìn)一步加嚴(yán)，迫切需要進(jìn)一步提高壓縮比，針對更高壓縮比發(fā)動機(jī)的性能進(jìn)行研究意義重大，而國內(nèi)外學(xué)者研究的汽油機(jī)壓縮比大都集中在8～13 區(qū)間。在此背景下，本研究基于一臺1.5 L 增壓直噴汽油機(jī)，探討高壓縮比（15.0）下EGR 率對汽油機(jī)燃燒性能和排放性能的影響。

1 試驗(yàn)系統(tǒng)與試驗(yàn)方案

1.1 試驗(yàn)設(shè)備

試驗(yàn)發(fā)動機(jī)為一臺4 缸渦輪增壓直噴汽油機(jī)，具體參數(shù)如表1 所示。試驗(yàn)所用燃料為市售92 號汽油。

表1 試驗(yàn)發(fā)動機(jī)參數(shù)

測試臺架布置如圖1 所示，在原發(fā)動機(jī)的基礎(chǔ)上增加了低壓EGR 系統(tǒng)，此系統(tǒng)包括EGR 中冷器、電控EGR 閥及進(jìn)排氣管路等。測試設(shè)備包括AVL系列排放測試系統(tǒng)、OBS-2200、EEPS3090 等，具體如表2 所示。

表2 測試設(shè)備

圖1 試驗(yàn)臺架布置示意圖

1.2 試驗(yàn)方案

結(jié)合EGR 系統(tǒng)對發(fā)動機(jī)不同工況下影響的特點(diǎn)及發(fā)動機(jī)實(shí)際運(yùn)行情況，選取表3 所示的4 個工況在不同EGR 率下進(jìn)行試驗(yàn)，以揭示高壓縮比下EGR 對GDI 汽油機(jī)部分負(fù)荷燃燒、油耗、排放的影響。本研究中負(fù)荷用制動平均有效壓力（brake mean effective pressure，BMEP）表征。

表3 試驗(yàn)方案表

試驗(yàn)過程中的邊界條件得以嚴(yán)格控制，以消除其對試驗(yàn)結(jié)果的影響，進(jìn)氣溫度保持在（25±3）℃；EGR 冷卻器采用水冷，冷卻液溫度保持在（80±2）℃；機(jī)油溫度控制在（100±2）℃；平均指示壓力循環(huán)變動控制在5% 以內(nèi)；保持過量空氣系數(shù)在1.00±0.03；保持轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、噴油時刻和噴油壓力等參數(shù)不變。對于給定工況，在原機(jī)標(biāo)定基礎(chǔ)上，保證進(jìn)氣開啟時刻、排氣關(guān)閉時刻不變，調(diào)整點(diǎn)火提前角使發(fā)動機(jī)處于最佳油耗狀態(tài)。一般認(rèn)為最佳油耗出現(xiàn)在主燃燒相位為8°左右［14］或爆震邊緣，通過調(diào)節(jié)EGR 閥門開度和排放分析儀讀數(shù)來控制EGR 率的大小，受制于發(fā)動機(jī)的排氣壓力與進(jìn)氣壓力差，選取EGR 率試驗(yàn)點(diǎn)分別為0%、5%、10%、15%。

試驗(yàn)中穩(wěn)態(tài)工況點(diǎn)的EGR 率通過測量進(jìn)氣歧管、排氣管路及大氣環(huán)境中的CO2體積分?jǐn)?shù)計算得到，如式（1）所示。

式 中，XEGR為EGR 率；Vin、Vex、Vam分別為進(jìn)氣歧管、排氣管、大氣中CO2的體積分?jǐn)?shù)。

著火時刻定義為累積放熱率為10% 時所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角（記為CA10），主燃燒相位定義為累積放熱率為 50% 時所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角（記為CA50），燃燒持續(xù)期定義為累積放熱率從10% 到90% 的曲軸轉(zhuǎn)角間隔期（記為CA1090），點(diǎn)火提前角定義為點(diǎn)火時刻相對于上止點(diǎn)的曲軸轉(zhuǎn)角。

2 試驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 缸壓與瞬時放熱率

圖2 為工況1～工況4 下缸內(nèi)壓力和瞬時放熱率隨EGR 率的變化關(guān)系。圖3 為工況1～工況4 下缸內(nèi)峰值壓力隨EGR 率的變化關(guān)系。

對比圖2、圖3 可知，工況1（BMEP 0.5 MPa）下隨著EGR 率的增加，缸內(nèi)壓力峰值下降，工況2～工況4（BMEP 為1.0 MPa）下隨著EGR 率的增加，缸內(nèi)壓力峰值呈先上升后下降趨勢。由圖2 可知，隨著EGR 率的增加，各工況下放熱率峰值均呈下降趨勢，放熱率曲線更加扁平。這是因?yàn)镋GR 率的稀釋效應(yīng)與熱容效應(yīng)降低了缸內(nèi)溫度與壓力，燃燒持續(xù)期變長，放熱減緩，但是增大EGR 率的同時增加了點(diǎn)火提前角，有利于提高缸內(nèi)壓力。EGR 率較小時EGR 率的影響有限，點(diǎn)火提前角的影響更大；EGR 率大時EGR 率為主導(dǎo)因素，缸內(nèi)壓力先上升后下降，但是負(fù)荷低，缸內(nèi)混合氣較稀，更容易受到EGR 率的影響，缸內(nèi)壓力持續(xù)下降。

圖2 缸內(nèi)壓力與瞬時放熱率隨EGR 率的變化關(guān)系

圖3 缸內(nèi)峰值壓力隨EGR 率的變化關(guān)系

2.2 點(diǎn)火提前角與燃燒持續(xù)期

圖4（a）為壓縮比為11.5 的GDI 汽油機(jī)與壓縮比為15.0 的GDI 汽油機(jī)在3 000 r/min、BMEP 為1.0 MPa 的工況（工況3 和工況4）下點(diǎn)火提前角和燃燒持續(xù)期隨EGR 率的變化關(guān)系；圖4（b）為工況1～工況3 下點(diǎn)火提前角和燃燒持續(xù)期隨EGR 率的變化關(guān)系。圖5 為工況3 和工況4 點(diǎn)火提前角和主燃燒相位隨EGR 率的變化關(guān)系。

圖4 各工況下點(diǎn)火提前角和燃燒持續(xù)期隨EGR 率的變化關(guān)系

圖5 工況3 和工況4（3 000 r/min、BEMP 為1.0 MPa）下的點(diǎn)火提前角與主燃燒相位隨EGR 率的變化

由圖4（a）可知，相同轉(zhuǎn)速和BMEP 下，采用高壓縮比時點(diǎn)火提前角增大，燃燒持續(xù)期延長，這與常規(guī)的汽油機(jī)規(guī)律不符。但是由圖5 可知，在此轉(zhuǎn)速和BMEP 下，低壓縮比下汽油機(jī)的主燃燒相位均在8°附近，而高壓縮比下汽油機(jī)的主燃燒相位均大于8°。這說明高壓縮比下汽油機(jī)處在爆震邊緣，其點(diǎn)火提前角并沒有增大的可能性，但是低壓縮比下點(diǎn)火提前角仍有增大的潛力，因此高壓縮比下點(diǎn)火提前角反而更大，同時雖然壓縮比增加，燃燒開始的缸內(nèi)溫度升高，但是低壓縮比下汽油機(jī)更加接近定容燃燒，燃燒持續(xù)時間反而更短。

由圖4 可知，隨著EGR 率的增加，各工況下燃燒持續(xù)期和點(diǎn)火提前角均呈增大趨勢。EGR 率從0到15%，工況1～工況3 的點(diǎn)火提前角分別增大15.87°、15.67°及17.29°。這是因?yàn)橐环矫鎻U氣的比熱容比較大，能吸收缸內(nèi)熱量，降低缸內(nèi)溫度（即EGR 的熱容效應(yīng)），另一方面廢氣的通入稀釋了混合氣，燃燒速度減緩，爆震傾向減?。碋GR 的稀釋效應(yīng)）。EGR 率的增加削弱了負(fù)荷對燃燒持續(xù)期延長的影響，也削弱了轉(zhuǎn)速對燃燒持續(xù)期縮短的影響。這是因?yàn)镋GR 率的增大抑制了汽油機(jī)爆震傾向的增加，點(diǎn)火提前角的增長幅度增加，燃燒持續(xù)期的增長幅度減小［15］。EGR 率的增加使缸內(nèi)殘余廢氣量增加，抑制火焰?zhèn)鞑ニ俣鹊脑黾?，燃燒持續(xù)期的縮短幅度下降。

2.3 燃燒循環(huán)波動（coefficient of variation，COV）

用平均指示壓力變動系數(shù)COVIMEP表征燃燒的循環(huán)變動，它是燃燒穩(wěn)定性和評價車輛驅(qū)動性的參數(shù)，一般認(rèn)為此值不應(yīng)超過10%［16］。

圖6（a）為工況3 和工況4 的COVIMEP隨EGR率變化關(guān)系；圖6（b）為工況1～工況3 的COVIMEP隨EGR 率的變化關(guān)系。

圖6 各工況下COVIMEP 隨EGR 率的變化關(guān)系

由圖6（a）可知，相同轉(zhuǎn)速和BMEP 下，高壓縮比時缸內(nèi)壓力波動增加，COVIMEP增加。這是因?yàn)楦邏嚎s比下，3 000 r/min、BMEP 為1.0 MPa 時汽油機(jī)處在爆震邊緣，缸內(nèi)壓力波動較大。由圖6（b）可知，不同轉(zhuǎn)速負(fù)荷的COVIMEP均小于5%，轉(zhuǎn)速一定，負(fù)荷越大則COVIMEP越大。究其原因，對于GDI汽油機(jī)而言，負(fù)荷增加時，為了輸出更大的功率，需要增加混合氣濃度，導(dǎo)致燃料燃燒不完全，造成循環(huán)變動增大。負(fù)荷一定時，隨著轉(zhuǎn)速的增大，COVIMEP減小。其原因在于轉(zhuǎn)速增加，缸內(nèi)工質(zhì)流動增加，缸內(nèi)渦流強(qiáng)度增加，氣體混合更加均勻，循環(huán)變動減小。

由圖6 可知，隨著EGR 率的增大，COVIMEP逐漸增大，這是由于隨著EGR 率的增加，缸內(nèi)廢氣增加，缸內(nèi)混合氣分布不均，造成燃燒循環(huán)變動增大。

2.4 泵氣平均有效壓力

圖7（a）為工況3 和工況4 的泵氣平均有效壓力（pumping mean effective pressure，PMEP）隨EGR率的變化關(guān)系；圖7（b）為工況1～工況3 的PMEP隨EGR 率的變化關(guān)系。PMEP 是進(jìn)氣過程中克服進(jìn)氣道阻力所消耗的功與排氣過程中克服排氣道阻力所消耗的功的代數(shù)和。

由圖7（a）可知，高壓縮比下，缸內(nèi)溫度更高，進(jìn)氣阻力增大，PMEP 更大。由圖7（b）可知，轉(zhuǎn)速一定（工況1 和工況2）時，負(fù)荷越高，PMEP 越小。這是因?yàn)殡S負(fù)荷升高，節(jié)氣門開度增大，進(jìn)氣過程中進(jìn)氣阻力減小，PMEP 降低。負(fù)荷一定（工況2 和工況3）時，隨轉(zhuǎn)速上升，進(jìn)氣過程中進(jìn)氣流速增加，進(jìn)氣阻力上升，導(dǎo)致PMEP 增加。

圖7 泵氣平均有效壓力隨EGR 率的變化關(guān)系

由圖7 可知，在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、BMEP 為0.5 MPa 工況（工況1）下，隨著EGR 率的增加，PMEP逐漸下降，而BMEP 為1.0 MPa 下2 000 r/min 和3 000 r/min（工況2 和工況3）時，隨著EGR 率的增加，PMEP 反而增加。這是因?yàn)閺U氣的通入會使負(fù)荷降低，所以必須采取一些措施使負(fù)荷恢復(fù)到設(shè)定值，在BMEP 為0.5 MPa 的工況點(diǎn)采用的措施為增加節(jié)氣門開度，隨節(jié)氣門開度增加，進(jìn)氣的阻力減小，因此PMEP 減小；而BMEP 為1.0 MPa 下恢復(fù)負(fù)荷的方式是減小廢氣旁通閥的開度來提高增壓壓力，廢氣旁通閥開度減小導(dǎo)致排氣背壓增大，因而PMEP 增大。

2.5 有效熱效率和有效燃油消耗率

圖8（a）為工況3 和工況4 的有效燃油消耗率和有效熱效率隨EGR 率的變化關(guān)系；圖8（b）為工況1～工況3 下有效燃油消耗率和有效熱效率隨EGR率變化關(guān)系。

由圖8（a）可知，高壓縮比下比油耗更低，熱效率更高。這是因?yàn)槠蜋C(jī)的實(shí)際循環(huán)可以簡化為定容加熱循環(huán)，定容加熱循環(huán)的熱效率公式如式（2）［17］所示。

圖8 有效燃油消耗率和有效熱效率隨EGR 率的變化關(guān)系

式中，ηt為熱效率；ε為壓縮比；Rg為氣體常數(shù)；cV為比定容熱容?？梢钥闯?，在比定容熱容一定的情況下，熱效率與壓縮比正相關(guān)，即壓縮比越大，熱效率越高。

壓縮比從11.5 提高到15.0，比油耗最多降低了11.56 g/（kW·h），有效熱效率最大提高了1.926%。

由圖8（b）可知，轉(zhuǎn)速一定（工況1 和工況2）時，隨著BMEP 的升高，比油耗下降，熱效率升高。這是因?yàn)樨?fù)荷越高，PMEP 越小，有效燃油消耗率越低。但是在未通入再循環(huán)廢氣時，2 000 r/min 下BMEP 為1.0 MPa（工況2）的有效燃油消耗率反而比BMEP 為0.5 MPa（工況1）時大。為分析其原因，列出主燃燒相位與點(diǎn)火提前角的比較，如圖9 所示。由圖9 可知，工況2 點(diǎn)火提前角比工況1 小，主燃燒相位差距也很明顯，雖然PMEP 小，但也無法彌補(bǔ)燃燒重心偏離造成的油耗損失。隨著再循環(huán)廢氣的加入，點(diǎn)火提前角增大，主燃燒相位提前，有效燃油消耗率逐漸下降甚至優(yōu)于工況1。負(fù)荷一定時，隨著轉(zhuǎn)速從2 000 r/min（工況2）升高至3 000 r/min（工況3），比油耗下降，有效熱效率升高。這是因?yàn)? 000 r/min、BMEP 為1.0 MPa 的工況點(diǎn)更接近最佳油耗點(diǎn)。

圖9 主燃燒相位與點(diǎn)火提前角的比較

由圖8 可知，工況1 下，隨著EGR 率的增加，有效燃油消耗率變化不明顯。這是因?yàn)锽MEP 為0.5 MPa 時，一方面隨著EGR 率增大，PEMP 逐漸減小，油耗逐漸降低；另一方面雖然EGR 的加入能夠抑制爆震增大點(diǎn)火提前角，但是在未加入EGR 時主燃燒相位已經(jīng)在8°附近，缸內(nèi)已經(jīng)接近定容燃燒，EGR 的加入反而會增大燃燒持續(xù)期，導(dǎo)致燃燒惡化，增加油耗。兩方面的綜合影響下，有效燃油消耗率未出現(xiàn)明顯變化。BMEP 為1.0 MPa 下2 000 r/min和3 000 r/min（工況2 和工況3）時，比油耗均先減小后增加。這是由于雖然EGR 能夠抑制爆震由此達(dá)到提高點(diǎn)火提前角和降低油耗的作用，但是由于廢氣的增多會使功率下降，通過減小廢氣旁通閥的開度來恢復(fù)功率導(dǎo)致PMEP 增大，PMEP 對油耗的惡化效果大于點(diǎn)火修正帶來的收益時油耗反而上升。

2.6 氣態(tài)排放物

圖10（a）為工況3 和工況4 的CO、碳?xì)浠衔铮╤ydrocarbon，HC）和氮氧化合物（nitrogen oxide，NOx）排放隨EGR 率的變化；圖10（b）為工況1～工況3 下氣態(tài)排放物隨EGR 率的變化關(guān)系。

由圖10（a）可知，相同轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下，高壓縮比時CO 排放降低而HC 和NOx排放增加。這是因?yàn)閴嚎s比增加，缸內(nèi)溫度升高，利于NOx的生成，不利于CO 的生成。壓縮比增加導(dǎo)致燃燒室面容比增加，燃燒室的狹縫、潤滑油膜和沉積物處生成的未燃HC量增加；除此之外壓縮比高則膨脹比也大，膨脹后期燃?xì)鉁囟认陆翟斐蒆C 氧化速率下降，使更多的燃料以未燃HC 的形式排出，HC 排放量反而增加。

圖10 氣態(tài)排放物隨EGR 率的變化關(guān)系

由圖10（b）可知，轉(zhuǎn)速一定（工況1 和工況2）時，CO 和HC 的比排放隨著負(fù)荷的升高而降低。其原因在于隨負(fù)荷升高，缸內(nèi)溫度增加，利于燃料更充分地燃燒。NOx的生成條件是高溫、富氧及高持續(xù)期，因此隨著負(fù)荷升高，NOx的比排放反而增加。負(fù)荷一定（工況2 和工況3）時，隨著轉(zhuǎn)速的升高，缸內(nèi)湍動能增加，預(yù)混比例上升，缸內(nèi)溫度升高，利于NOx的生成；雖然轉(zhuǎn)速上升有利于提高缸內(nèi)燃燒溫度，但燃燒時間對CO 和HC 生成的影響更大，因此CO 和HC 排放隨著轉(zhuǎn)速上升而增加。

由圖10 可知，隨著EGR 率的升高，CO 比排放先減小后增加。這是因?yàn)橐环矫鎻U氣的通入對缸內(nèi)工質(zhì)有一定的加熱作用，另一方面廢氣具有熱容作用和稀釋作用，在EGR 率較小時，熱容作用與稀釋作用較小，缸內(nèi)溫度反而升高，不利于CO 的形成；EGR 率較大時，熱容作用與稀釋作用為主導(dǎo)，因此CO 的比排放升高。隨著EGR 率的升高，HC 排放逐漸升高，NOx排放逐漸降低，這是因?yàn)閺U氣的熱容作用與稀釋作用降低了缸內(nèi)溫度和混合氣濃度。工況1～工況3下，NOx的排放分別降低了72.2%、86.8%、81.1%。

2.7 顆粒物排放

圖11（a）為工況3 和工況4 下顆粒物質(zhì)量（particle mass，PM）、顆粒物數(shù)量（particles number，PN）隨EGR 率的變化關(guān)系；圖11（b）為工況1～工況3 下PM 和PN 隨EGR 率的變化關(guān)系。

圖11 顆粒物排放隨EGR 率的變化關(guān)系

由圖11（a）可知，高壓縮比下缸內(nèi)溫度升高，利于燃料的裂解與充分燃燒，因此PN 增加，PM 減少。由圖11（b）可知，轉(zhuǎn)速一定（工況1 和工況2）時，隨著負(fù)荷升高，缸內(nèi)溫度升高，利于燃料裂解成更細(xì)的小顆粒，PN 增加，同時溫度升高使燃料燃燒更加充分，PM 減少。負(fù)荷一定（工況2 和工況3）時，隨著轉(zhuǎn)速的升高，雖然缸內(nèi)混合更加均勻且燃燒溫度升高利于燃料的裂解與充分燃燒，使PN 增加，但是反應(yīng)持續(xù)時間對PM 的影響更大，最終使PM 增加。

由圖11 可知，隨著EGR 率的升高，PM 呈現(xiàn)逐漸升高的趨勢，但變化幅度較小。這是由于顆粒物的生成條件是高溫缺氧，EGR 的熱容效應(yīng)降低了缸內(nèi)溫度，不利于顆粒物的生成，但同時其稀釋效應(yīng)也使得缸內(nèi)的氧濃度降低，為顆粒物的生成創(chuàng)造條件，兩者的共同作用下，顆粒物有所增加但是增加幅度不大。隨著EGR 率的升高，PN 增多。其原因?yàn)镋GR 的加入稀釋了混合氣，形成類似缺氧環(huán)境，富油區(qū)形成更多的顆粒物。

3 結(jié)論

（1）隨著汽油機(jī)壓縮比的增大，缸內(nèi)最高燃燒壓力升高，點(diǎn)火正時提前，燃燒持續(xù)期延長，平均指示壓力變動系數(shù)增大，有效熱效率顯著提高，HC 排放增加，CO 排放降低，NOx排放略有升高，PM 降低，PN 增大。

（2）隨著EGR 率的增大，點(diǎn)火提前角增大，燃燒持續(xù)期延長，缸內(nèi)最大壓力和最大放熱率降低，HC 的比排放增加，CO 的比排放先減小后增加，NOx排放大幅降低，最大降低率達(dá)到86.8%。

（4）采用EGR 有利于降低排放，且能夠有效抑制爆震，進(jìn)而能夠增大汽油機(jī)壓縮比，提高熱效率，EGR 的采用可使熱效率最大增幅達(dá)到1.926%。