高充量密度重型柴油机燃烧室形状优化数值模拟研究

郭建军, 刘一泽, 邬斌扬, 苏万华

(天津大学 内燃机燃烧学国家重点实验室, 天津 300072)

0 概述

在日益严峻的能源环境局势下，节能减排成为了内燃机领域的研究重点。合理组织缸内油气混合是使柴油机获得良好性能的关键，其重点在于保证燃烧室、进气系统、喷油系统三者的合理匹配[1]。其中，燃烧室的形状对缸内气流运动[2]、喷雾的撞壁与附壁发展[3]、缸内燃烧过程[4]、壁面传热损失[5]、大气污染物的生成与氧化[6]等均有较大影响，因此燃烧室的优化设计是燃烧系统优化的重要内容。

对燃烧室形状进行合理优化可有效改善发动机性能。例如，文献[7]中在标定转速全负荷工况下，通过对一台增压重型柴油机的燃烧室的唇口直径、唇口深度和中央凸台高度的优化，减少了60%的颗粒物排放，使其只需加装选择性催化还原装置而无需加装颗粒捕集器即可满足Tier 4排放法规要求，同时燃油消耗率降低了2%。文献[8]中对一台车用柴油机的燃烧室进行了优化，使外特性油耗平均降低了约2.0 g/(kW·h)，欧洲稳态测试循环加权油耗降低了2.2 g/(kW·h)，而加权NOx比排放基本不变。

重型柴油机常运行于高负荷工况，此时每循环喷油量大,喷油持续期长，缸内可燃混合气难以快速形成并参与燃烧。这使得在高负荷工况进一步改善重型柴油机的性能相对困难。

高密度-低温燃烧技术[9]具有在高负荷甚至全负荷工况下实现高效率低排放燃烧的潜力。在高密度-低温燃烧中，充量密度起着重要的作用，通常利用高增压技术配合深度米勒循环技术，实现较常规柴油机更大的缸内充量密度，从而降低缸内温度的升高幅度，提高油气混合速率[10]。而充量密度也同时影响着喷雾形态，缸内充量密度的增大导致喷雾锥角增大，贯穿距离缩短[11]。此外，采用高增压技术获得较高充量密度时，为了控制缸内最高燃烧压力不超过限值，需要适当推迟喷油定时[12]。喷雾特性和喷油定时的变化导致原机燃烧室与喷雾原有的良好匹配无法得到继续保证。此时，有必要对燃烧室形状进行优化以合理组织高充量密度条件下缸内的油气混合和燃烧过程。

本文中基于一台6缸重型柴油机，以原机在中低转速全负荷工况、较高充量密度条件下的较高热效率工况点为基准，通过数值模拟研究燃烧室形状的变化对缸内油气混合、燃烧过程、传热损失的影响，并以提高高压循环指示热效率为主要目标对燃烧室进行优化。研究结果可为重型柴油机燃烧系统的开发提供理论参考。

1 仿真模型及其验证

基于三维计算流体动力学软件CONVERGE建立发动机仿真模型，对缸内混合和燃烧过程进行数值模拟研究。表1为仿真模型采用的各类物理化学模型。在计算中，分别利用正十四烷和正庚烷对柴油的物理和化学特性进行模拟。

表1 仿真模型采用的各物理化学模型

本研究基于一台6缸重型柴油机开展，其主要技术参数如表2所示。在几何建模过程中采用了1/8燃烧室模型以节约算力。计算中，设置基础网格尺寸为4.0 mm并辅以自适应加密，最小网格尺寸为0.5 mm，最大网格数约20万个。压缩上止点时刻的计算网格如图1所示。计算域由进气门关闭时刻持续到排气门开启时刻。本文中，曲轴转角负值代表上止点前，正值代表上止点后。

表2 发动机主要技术参数

图1 压缩上止点时刻的计算网格

为保证仿真模型的准确性，分别对喷雾贯穿距、喷雾形态、缸压、放热率及NOx和碳烟排放进行了标定验证。

利用文献[11]中相关试验数据，对贯穿距和喷雾形态进行标定，标定结果如图2所示。相同边界条件下，喷孔直径0.18 mm，喷射压力180 MPa，环境温度950 K，环境充量密度60 kg/m3。计算和试验获得的喷雾最大贯穿距及喷雾贯穿距随时间的发展相近，喷雾形态基本吻合，可以认为模型能较准确地描述高充量密度条件下的喷雾现象。

图2 试验和模拟条件下喷雾贯穿距随时间变化的对比及喷油后0.7 ms时刻喷雾形态的对比

由原机万有特性图获知，在发动机的全工况范围内，高效率区间主要处于中低转速高负荷工况。为进一步改善整机的燃油经济性和动力性，并将高效率区间向更高负荷拓展，本文中基于台架试验结果，选取原机在中低转速全负荷(平均有效压力约为2.3 MPa)工况下的较高热效率工况点作为基准开展研究。该工况点下，压缩上止点缸内充量密度ρ较高，约为60 kg/m3，对应的高压循环指示热效率(gross indicated thermal efficiency，ITEg，定义为进气门全关到排气门全开的时间内活塞对外做功与燃料总热值之比)为49.00%。

在该工况点下对仿真模型进行标定，参照试验工况，设定边界条件如表3所示，标定结果如图3所示。如图3所示，通过模拟和试验获得的缸压曲线和放热率曲线形态相近，缸压曲线峰值的误差小于0.5%，最高燃烧压力对应曲轴转角的误差小于0.1°。这表明该模型可较好地反映该工况下的缸内燃烧过程。通过试验检测和模拟计算获得的NOx排放分别为7.91 g/(kW·h)和7.18 g/(kW·h)，而对应的碳烟排放分别为0.79 mg/(kW·h)和0.75 mg/(kW·h)，误差在可接受范围内。综合而言，所建模型具有较高的可信度。

表3 边界参数设置

图3 试验和模拟条件下缸内压力和燃烧放热速率的对比

2 燃烧室优化设计

2.1 燃烧室尺寸参数定义

原机采用的燃烧室为阶梯(stepped-lip)型燃烧室[14]，该型燃烧室基于传统的缩口ω型燃烧室演变而来，其主要特征是阶梯状下陷的唇口。考虑到采用该型燃烧室时的油耗比传统缩口ω型燃烧室更低且碳烟排放明显更低[15]，本文中不改变原机燃烧室构型，重点对其尺寸参数进行优化。

图4对阶梯型燃烧室的结构主要尺寸参数进行了定义，包括活塞外径D0、活塞凹坑开口直径D1、活塞凹坑台阶部分最大外径D2、唇口圆弧半径R0、唇口直径d、底部凹弧半径R、唇口深度h、余隙高度H0、凹坑深度H1、中央凸台高度H2与中央凸台锥角α等。

图4 阶梯型燃烧室各尺寸参数的定义

2.2 燃烧室优化设计

为明确燃烧室优化设计的方向，首先对采用原机燃烧室时缸内油气的分布进行分析。

分析过程中，利用局部燃氧当量比Φ反映缸内未燃燃料(及其燃烧中间产物)的分布情况。Φ的定义见式(1)。

(1)

式中,Ni为计算网格单元中组分i的摩尔数，i中不包含CO2与H2O；ηC,i、ηH,i、ηO,i分别为组分i中的C、H、O原子数。

图5定义了在对缸内油气分布的分析中使用的3组切片。其中，O-A切面为过喷孔轴线的纵切面；O-B切面为两条相邻喷孔轴线的夹角的角平分面；O-C切面为同时经过各喷孔轴线的圆锥面。

图5 分析缸内油气分布时所用的切片示意图

提高充量密度后，喷雾贯穿距缩短,锥角增大，并需要采用相对靠后的喷油定时以保证缸内最高燃烧压力不超过限值，因此喷雾撞壁时刻推迟，撞壁点的位置相应变化，如图6所示。这促使原机燃烧室与喷雾原有的良好匹配无法继续得到保证。

图6 缸内充量密度提高前后的喷雾的对比示意图

图7展示了在缸内充量密度较高的优化基准工况点下，采用原机燃烧室时缸内不同时刻的流场与氧浓度的分布情况，图中箭头为速度矢量在该切面的投影。图8展示了由3个切面组成的原机缸内当量比分布。

图7 不同时刻原机O-A切面的缸内流动与氧质量分数分布

图8 原机缸内不同时刻的当量比分布

竖直方向上，喷雾射流在唇口附近撞壁后，在燃烧室壁面的引导下分流为附壁发展的两部分：一部分向下，进入凹坑底部，并在射流前端形成一个顺时针旋向的涡旋(图7(b)所示涡旋A)；一部分向上，越过台阶后进入挤流区，并在射流前端形成一个逆时针方向的涡旋(图7(b)所示涡旋B)。随着时间发展，涡旋尺度逐渐增大。涡旋A经过坑底凹弧与中央凸台斜面的引导后，转向燃烧室凹坑上方空间发展。水平方向上，喷雾射流受到缸内涡流的作用，在自由发展与附壁发展过程中均偏向涡流旋向方向发展，甚至其前端到达相邻喷孔轴线所在铅锤面(图7(b)所示区域C)。

结合图7和图8分析，采用较高的充量密度时，原机缸内的油气分布存在着以下两点问题：(1)在燃烧基本结束的上止点后30 °曲轴转角时刻，缸内存在着图7(c)所示的3个氧浓度接近进气氧浓度的高氧浓度区域(D、E、F)。这表明在整个燃烧过程中，对应的局部空间中的氧气未得到充分利用。(2)在上止点后30 °曲轴转角时刻，缸内未燃浓混合气主要分布于喷孔轴线以上区域，并在挤流区形成了图8(c)所示的高当量比区域G。这说明原机缸内喷孔轴线上、下两个区域的油气分配比例不合理，过多的燃料被分配到喷孔轴线以上区域。

优化基准工况对应的进气压力和喷油定时已经过台架试验优化，而喷射压力、喷油锥角和喷孔直径受到喷油器结构的较大限制。因此，本文中重点考虑通过优化燃烧室的形状来解决原机缸内油气分布存在的这两点问题。

燃烧室的各个尺寸参数的变化对燃烧过程存在着差异性的影响[4]，而阶梯型燃烧室的结构较为复杂，尺寸参数众多，本文中仅根据原机缸内油气分布特性对关键性的燃烧室尺寸参数开展优化研究。针对问题(1)，考虑到压缩比一定时燃烧室唇口直径的大小影响着燃烧室凹坑的扁平程度，并且射流附壁发展过程中受到燃烧室坑底凹弧与中央凸台的引导，因此分别对唇口直径和凹弧半径进行优化，以期改善缸内油气在缸内竖直方向上的分布。针对问题(2)，考虑到燃油在唇口附近撞壁并分流，而唇口直径和唇口深度决定了唇口的位置，因此对唇口直径和唇口深度进行优化，使油气分流比例更合理。

基于上述分析，重点针对燃烧室的唇口直径d、唇口深度h、坑底凹弧半径R这3个尺寸参数开展研究。保持压缩比一定，在合理范围内改变这3个参数，设计了X、Z、R这3组燃烧室。利用这3组燃烧室，通过三维数值模拟研究方法，在探明这3个参数的变化对缸内油气混合和燃烧过程、传热损失和高压循环指示热效率的影响的基础上，对燃烧室的这3个尺寸参数逐步进行优化。

3 结果与讨论

3.1 燃烧室唇口直径的影响

在同一压缩比下，基于原机燃烧室(记为O)，改变唇口直径d，设计了4种燃烧室(X1、X2、X3、X4)。由X1至X4，唇口直径增大，燃烧室更趋扁平。这4种燃烧室加上原机，构成了图9所示的X组燃烧室，其具体尺寸参数如表4所示。利用这5种燃烧室，探究燃烧室唇口直径的变化对燃烧过程的影响。

表4 X组燃烧室的关键尺寸参数

图9 不同唇口直径的(X组)燃烧室形状对比

图10对比了采用X组燃烧室时缸内不同时刻下的当量比分布。对比这5种燃烧室发现，上止点后10° 曲轴转角时刻，由O-A切面观察，唇口直径较大的燃烧室相对更扁平，因此喷雾在撞壁前的自由发展距离更长。并且由于更晚发生撞壁，附壁燃油量相对更少。这有助于加强对中央凸台斜面与喷孔轴线间的空间中的氧气的利用，并有助于加强燃油与空气的混合，加速可燃混合气的形成。上止点后20°曲轴转角时刻，由O-B切面观察，唇口直径越大的燃烧室中堆附于凹坑底部的未燃燃油量越少，这有利于获得更快的油气混合速率和燃烧放热速率。上止点后30°曲轴转角时刻，各燃烧室中未燃浓混合气均较集中地分布于挤流区，形成高当量比区域。

图10 采用X组燃烧室时不同时刻下缸内的当量比分布

X1、X2、O、X3这4种燃烧室中，采用具有较大唇口直径的燃烧室时高当量比区域缩减，而X4燃烧室中未燃浓混合气量比X3燃烧室更多。

本文中，定义CA10、CA50、CA90分别为燃烧放热达到总放热量的10%、50%、90%时对应的曲轴转角，分别表征燃烧始点、燃烧重心和燃烧终点；以CA50为界，区分燃烧过程为燃烧前期与燃烧后期；以CA10到CA90所经历时间表征燃烧持续期，记为CA10—CA90。

缸内油气分布的不同导致了混合速率的差异，并因此影响燃烧放热速率。就 X1、X2、O、X3这4种燃烧室而言，随着燃烧室唇口直径的增大，燃烧放热速率加快，特别是在燃烧后期的燃烧放热更快。这使得缸内平均温度升高，且最高燃烧压力升高。但采用唇口直径比X3燃烧室更大的X4燃烧室时，燃烧放热速率较X3燃烧室降低，并使得缸内平均温度和压力有所降低，如图11所示。

图11 采用不同唇口直径的燃烧室时燃烧放热速率、缸内平均温度及缸内压力随曲轴转角的变化曲线

对应于唇口直径变化时燃烧放热速率的变化规律，图12描述了燃烧相位随着燃烧室唇口直径的变化。由图12所示，燃烧室唇口直径的变化对CA10和CA50影响不显著。但随着燃烧室唇口直径由66.8 mm增大到72.8 mm，CA90提前，促使CA50到CA90的持续时间与燃烧持续期缩短；而唇口直径由72.8 mm增大到74.8 mm时CA90又延后，燃烧持续期延长。可见，燃烧室唇口直径的变化对燃烧前期燃烧过程的影响较小，但对燃烧后期的燃烧过程存在较显著的影响。

图12 燃烧室唇口直径的变化对燃烧相位的影响

燃烧室形状的不同还促使燃烧过程中高温混合气与燃烧室各个表面(活塞表面、缸头底面、缸套内壁)的接触面积改变，从而影响着壁面传热损失的大小。就X组的5种燃烧室而言，燃烧室唇口直径越大，燃烧越扁平，燃烧形成的高温混合气团在缸内的相对位置越靠上。因此，如图13所示，当增大燃烧室的唇口直径时，每循环经由活塞表面的传热损失量降低，经由缸套内壁的传热损失量小幅增大，而经由缸头底面的传热损失量显著增大。就总的传热损失而言：当燃烧室的唇口直径由66.8 mm增大到72.8 mm时传热损失增大；而当唇口直径由72.8 mm继续增大到74.8 mm时传热损失降低。

图13 燃烧室唇口直径的变化对传热损失的影响

图14展示了唇口直径的变化对高压循环指示热效率的影响。X组燃烧室唇口直径由66.8 mm增大到72.8 mm时，燃烧后期燃烧放热速率的提高促使高压循环指示热效率提高；而当唇口直径由72.8 mm继续增大到74.8 mm时，虽然燃烧放热速率有所降低，但传热损失大幅减少，促使高压循环指示热效率继续提高。总体而言，增大燃烧室唇口直径有助于获得更高的高压循环指示热效率。

图14 燃烧室唇口直径的变化对高压循环指示热效率的影响

出于冷却系统布置和保证活塞强度的考虑，唇口直径的大小不应超出某一范围，而X组5种燃烧室中，采用唇口直径最大的X4燃烧室时高压循环指示热效率最大，因此基于原机燃烧室将唇口直径优化为X4燃烧室对应的74.8 mm。

3.2 燃烧室唇口深度的影响

基于X4燃烧室，在相同唇口直径和压缩比下改变唇口深度h，设计了3种燃烧室(Z1、Z2、Z3)，与X4燃烧室一起构成了图15所示的Z组燃烧室，其具体尺寸参数如表5所示。利用Z组的4种燃烧室，探究燃烧室唇口深度的变化对燃烧过程的影响。

图15 不同唇口深度的(Z组)燃烧室形状对比

表5 Z组燃烧室的关键尺寸参数

图16展示了采用Z组各燃烧室时，不同时刻下缸内当量比的分布。喷雾在唇口附近撞壁，并在唇口作用下在竖直方向上分流为两部分。4种燃烧室中，采用唇口深度更小的燃烧室时，唇口在空间中的相对位置更靠上,这促使更大比例的燃油向下分流，更多燃油向下进入活塞凹坑底部并参与混合和燃烧，而非向上进入挤流区。整体而言，随着燃烧室唇口深度由7.0 mm减小至2.5 mm，喷孔轴线上下两个区域的缸内油气分配状态由上方燃料过多逐渐趋于合理，而后又趋于下方燃油过多。燃烧室的唇口深度减小时，燃烧后期分布于挤流区的未燃浓混合气形成的高当量比区域显著缩减，而在活塞凹坑底部，高当量比区域显著扩张。

图16 采用Z组燃烧室时不同时刻下缸内O-B切面当量比的分布

图17展示了采用不同唇口深度的燃烧室时，燃烧放热速率、缸内平均温度及缸内压力随曲轴转角的变化曲线，图18对应展示了燃烧室唇口深度的变化对燃烧相位的影响。如图17所示，当燃烧室唇口深度由7.0 mm向4.0 mm减小时，虽然燃烧放热速率峰值有所减小，但燃烧后期(特别是在上止点后15°至30°曲轴转角间)放热速率显著加快。就燃烧相位进行分析，燃烧室唇口深度减小时，CA10和CA50的变化不显著，但此时CA90提前，促使CA50至CA90所经时间缩短，从而使燃烧持续期缩短，如图18所示。与此同时，缸内平均温度也因燃烧放热的加快和燃烧持续期的缩短而提高，如图17所示。采用具有更小唇口深度的燃烧室时，虽然最高燃烧压力有所降低，但在燃烧后期保持着相对大的缸内压力。而当燃烧室唇口深度由4.0 mm继续减小到2.5 mm时，燃烧放热速率降低，但其变化幅度较小，未使得燃烧温度和缸内压力曲线峰出现显著变化。

图17 采用不同唇口深度的燃烧室时燃烧放热速率、缸内平均温度及缸内压力随曲轴转角的变化曲线

图18 燃烧室唇口深度对燃烧相位的影响

就传热损失而言，Z组4种燃烧室经由缸头的传热损失量随唇口深度的变化不显著；当采用的燃烧室的唇口深度由7.0 mm减小至4.0 mm时，经由缸套内壁的传热损失量减小，经由活塞表面的传热损失量增大；当唇口深度由4.0 mm减小至2.5 mm时，经由缸套内壁的传热损失量增大，经由活塞表面的传热损失量减小。就整体而言，减小燃烧室唇口深度将促使传热损失减少，如图19所示。

图19 燃烧室唇口深度的变化对传热损失的影响

就高压循环指示热效率而言，当燃烧室唇口深度由7.0 mm减小到4.0 mm时，燃烧后期放热速率更快并且传热损失更少，使得高压循环指示热效率升高。而继续减小唇口深度到2.5 mm时，虽然传热损失继续减少，但燃烧后期放热速率减缓，高压循环指示热效率降低。综合而言，随着所采用燃烧室的唇口深度的减小，高压循环指示热效率先增大后减小，如图20所示。

图20 燃烧室唇口深度对高压循环指示热效率的影响

Z组4种燃烧室中，采用具有较小唇口深度的Z2燃烧室时高压循环指示热效率最高，因此，将唇口深度优化为Z2燃烧室所对应的4.0 mm。

3.3 燃烧室底部凹弧半径的影响

基于Z2燃烧室，在相同唇口直径、唇口深度和压缩比下改变燃烧室底部凹弧半径，设计了2种燃烧室(R1、R2)，与Z2燃烧室一起构成了图21所示的R组燃烧室，其具体尺寸参数如表6所示。利用R组燃烧室探究燃烧室凹弧半径对燃烧过程的影响。

图21 不同底部凹弧半径的R组燃烧室形状对比

表6 R组燃烧室的关键尺寸参数

图22展示了采用R组燃烧室时不同时刻下缸内当量比的分布。3种燃烧室喷孔轴线以上区域的形状相同，因此在该区域的油气分布相近。在喷孔轴线以下区域，附壁射流在燃烧室底部凹弧和中央凸台斜面引导下转向活塞凹坑中央区域发展。当采用凹弧半径更大的燃烧室时，凹弧长度更长，附壁射流需要更长时间才能完成转向，因此相对多的燃料堆附于凹坑底部，形成高当量比区域，这不利于缸内燃料与氧气混合形成可燃混合气。

图22 采用R组燃烧室时不同时刻下缸内当量比的分布(O-A切面)

图23展示了采用不同凹弧半径的燃烧室时，燃烧放热速率、缸内平均温度及缸内压力随曲轴转角的变化曲线。就放热速率而言，虽然采用不同凹弧半径的燃烧室时燃烧前期放热速率相近，但由于缸内油气混合过程的差异，采用具有更小凹弧半径的燃烧室时在燃烧后期(尤其是在上止点后13°～20°曲轴转角间)放热速率显著更大，燃烧放热更快。

图23 采用不同凹弧半径的燃烧室时燃烧放热速率、缸内平均温度及缸内压力随曲轴转角的变化曲线

燃烧室凹弧半径的变化对CA10和CA50的影响不显著，但对CA90影响较大。由于燃烧后期放热速率的差异，随着凹弧半径的减小，CA90提前，CA50至CA90所经历时间减少，燃烧持续期缩短，如图24所示。

图24 燃烧室底部凹弧半径的变化对燃烧相位的影响

就缸内温度和压力而言，R组燃烧室采用更小的凹弧半径时，燃烧后期更快的燃烧放热速率促使缸内平均温度升高，并使得缸内工质受热继续膨胀过程中缸内压力小幅提高，这可以在图23中得到验证。

就传热损失而言，R组3种燃烧室中，底部凹弧半径越大，则高温混合气在凹坑中的位置相对更靠下，使经由缸头底面和活塞表面的传热损失量减少，但此时经由缸套内壁的传热损失量的变化不显著。就整体效果而言，随着燃烧室凹弧半径的增大，总的传热损失减少，如图25所示。可见，较大的凹弧半径有利于减少传热损失。

图25 燃烧室底部凹弧半径的变化对传热损失的影响

图26展示了燃烧室底部凹弧半径的变化对高压循环指示热效率的影响。当凹弧半径由6.2 mm增大至10.0 mm时，燃烧后期的放热速率降低，传热损失减少，两方面共同作用下，高压循环指示热效率随着凹弧半径的增大而先增大后减小。

图26 燃烧室底部凹弧半径对高压循环指示热效率的影响

R组3种燃烧室中，采用R1燃烧室时高压循环指示热效率最高，因此将底部凹弧半径优化为R1对应的8.0 mm。

3.4 燃烧室优化前后柴油机性能对比

基于原机燃烧室，依次对燃烧室的唇口直径、唇口深度、底部凹弧半径进行优化后，得到R1燃烧室。优化前后的燃烧室形状的对比如图27所示。

图27 优化前后燃烧室形状的对比

采用优化前后的燃烧室时，燃烧相位和关键性能参数的对比如表7所示。相比原机，采用优化后的燃烧室时，燃烧后期的放热速率更快，CA10和CA50变化不大而CA90提前了0.73°曲轴转角；同时传热损失率(定义为每循环传热损失量与燃料总热值之比)降低了0.7个百分点。受益于燃烧后期放热速率的加快及传热损失的减少，高压循环指示热效率由49.00%提高至49.47%，最高燃烧压力基本不变，NOx排放基本不变，碳烟排放减少了50%。综合而言，通过燃烧室优化，在一定程度上实现了节能减排的效果。

表7 燃烧室优化前后的燃烧相位和性能参数对比

4 结论

(1)在较高充量密度条件下(压缩上止点充量密度约为60 kg/m3)，阶梯型燃烧室形状的变化对燃烧前期的影响不显著而对燃烧后期有较显著的影响。适当增大燃烧室唇口直径、减小唇口深度和减小底部凹弧半径均有助于加速燃烧后期的油气混合，提高燃烧后期的放热速率。

(2)在较高缸内充量密度条件下，阶梯型燃烧室各传热表面总的传热损失随所采用燃烧室的唇口直径增大而先增大后减小，随唇口深度的减小而减小，随凹弧半径的增大而减小。

(3)在提高缸内充量密度后，为获得较高的高压循环指示热效率，宜采用相对较扁平、唇口深度较小、凹弧半径适中的阶梯型燃烧室。

(4)在中低转速全负荷工况、较高充量密度条件下对原机燃烧室进行优化后，受益于燃烧后期放热速率的加快与传热损失的减少，高压循环指示热效率由49.00%提高至49.47%，同时NOx排放基本不变而碳烟排放减少了50%。