关于欧6柴油机氮氧化物排放的影响性能分析
【韩】y. kim c. park j. kim b. min
研究了采用低温废气再循环（egr）和低压缩比降低氮氧化物（nox）排放，以开发大型多功能运动车型用欧6柴油机。低温egr是通过低温egr冷却液来降低egr气体温度，因而可在颗粒物排放相同的情况下降低nox排放排放。由于燃烧温度较低，低压缩比可改善nox排放排放。这两种方法在实际应用中都有优势，因为容易适应常规柴油机；另一方面，当egr冷却液温度和压缩比降得过多时，可能会导致一些问题，如egr积炭和冷起动能力不足。需要找到不会产生这些异常现象的nox排放降低效果。结果表明，低温egr在egr流量较低的低负荷条件下可更显著地降低nox排放排放。它可以在新欧洲行驶循环14个工况点降低nox排放排放约4%。考虑到冷起动的持续时间、怠速变动系数cov怠速和生产偏差，本研究将低压缩比确定为15.2。当调整egr率和主喷油定时以保持相同的颗粒物排放时，将低压缩比调至15.2可降低nox排放排放约5%。
大型轿车柴油机需要采用柴油机颗粒过滤器（dpf）及降氮氧化物（de-nox）排放后处理来满足未来的排放法规[1,2]。由于其成本相对昂贵，最好通过减少发动机排出的原始排放物尽可能地缩减催化转化器的尺寸[3,4]。低压废气再循环（egr）、均质充气压燃、低温egr，以及低压缩比可以被视为一种接近于实用的清洁柴油机燃烧技术[5～10]。与其他技术相比，低温egr和低压缩比不能大幅降低nox排放。但是，它们在系统可靠性及成本方面具有优势。此外，它们应用方便，无需对目前的发动机硬件作很大改变。
低温egr的目的是，通过从散热器和电动冷却液泵中产生低温egr冷却液来降低egr气体温度。它能增加相同空燃比下的egr数量，并降低nox排放。随着低温egr冷却液温度的降低，可以预计，nox排放下降量也会增加。但可能会引起egr冷却器污染问题和更高的未燃碳氢化合物（hc）。因此，重要的是找出nox排放下降量与低温egr冷却液温度之间的关系。
由于燃烧温度较低，低压缩比也可降低nox排放。但其缺点在于冷起动能力、怠速稳定性和hc排放。在应用低压缩比之前，应仔细考察这些可能的关切。本文研究了低温 egr和低压缩比对降低nox排放的影响，以此作为开发欧6柴油机的可行性研究。
1试验装置和方法
1.1试验装置
图1为试验装置主要配置示意图。试验设备由柴油机、测功机、进排气系统、低温egr冷却液控制装置和排气分析仪组成。试验发动机为1台4缸柴油机，排量为2 157 ml，电磁阀共轨喷油器最大喷射压力180 mpa、配备电控可变涡轮增压器和可变涡流系统。试验发动机的主要技术规格如表1所示。采用avl公司瞬态测功机，用于控制发动机转速和负荷。中冷器之后的温度由水冷却系统控制。在排气管路中安装排气活门，以保持相同的排气压力。为了测量缸内压力和喷油器电流信号，各个气缸都安装了压力传感器（avl gu 13p）和电流传感器。采用avl燃烧分析仪计算燃烧噪声。egr冷却器的冷却液回路与发动机冷却液回路分开。egr冷却器的冷却液进口温度和压力可以通过低温egr冷却液控制系统进行调整。采用horiba公司的mexa-7100fx气体分析仪用于测量发动机排放。
图1 试验装置示意图
表1 试验发动机技术规格
项目 参数
发动机布置 直列4缸
排量/ml 2 157
行程缸径比 1.072
气门机构 双顶置凸轮轴
每缸气门数 4
压缩比 15.7, 15.2, 14.7
喷油系统 共轨
最大喷射压力/mpa 180
egr阀 电控
涡轮增压器 电控可变涡轮增压器
气门阀 可变涡流
1.2试验方法
低温egr试验是为了测量低温egr冷却液温度变化时的进气和egr气体温度及排放。低温egr冷却液温度范围从从95℃变化到55℃，级差10℃。egr冷却器效率被定义为冷却器进排气之间的温度差与冷却器进气和egr冷却液进口之间的温度差之比。egr率和egr冷却器效率的计算公式如下所示：
基本型发动机的压缩比为15.7，本研究认为15.2和14.7是低压缩比值。为了使任何其他硬件的影响减至最低程度，在改变压缩比时只更换改变凹坑容积的活塞变型。采用5w30牌号机油、商用冬季燃油和钢预热塞进行冷起动车辆试验。冷起动试验的冷保温持续时间超过12 h。考虑到冷起动试验的结果，对比了压缩比为15.7和15.2时的发动机性能和排放。采用11辆整备质量为1 976 kg、配装6档手动变速器的多用途乘用车（mpv）进行14工况点排放模拟试验。
2低温egr
2.1低温 egr冷却液温度
图2表示低温egr冷却液回路理念及其与基本型发动机的比较。在基本型发动机中，一部分发动机冷却液经由机械水泵泵入egr冷却器，并在恒温器阀门开启时在散热器处冷却下来。低温egr的egr冷却液回路与发动机冷却液回路分开。由另外的电动水泵驱动，不需要经过恒温器就能在散热器处冷却下来。
图3表示基本型发动机和低温egr发动机在新欧洲行驶循环（nedc）工况的egr冷却液进口温度的模拟试验结果。假定egr冷却器旁通阀在一开始的300 s内通电用于柴油机氧化催化器预热。恒温器通过脉谱控制，开启温度定为常数。随着循环的进行，基本型发动机egr冷却液进口温度有升高的趋势。这表明，由于低温egr冷却液流过散热器后冷却下来，低温egr冷却液温度降低20~50℃。考虑到这些模拟试验的结果，以及由于egr冷却器污染的温度限制，确定低温egr冷却液温度的最低值为55℃。
图2 低温egr冷却液回路
图3 基本型和低温egr的egr冷却器进口冷却液温度的模拟试验结果
图4 低温egr进气歧管混合气和冷却器之后的egr气体温度
图4表示egr冷却器之后的egr气体温度和进气歧管混合气温度随低温egr冷却液温度的变化。工况点的发动机转速为1 805 r/min，扭矩为108 n·m。egr冷却器出口温度和进气歧管混合气温度都随着低温egr冷却液温度的降低而直线下降。本试验中当低温egr冷却液温度下降10℃时，egr冷却器之后的egr气体温度降低约8℃，进气歧管混合气温度降低约4℃。
2.2低温egr对降低nox排放的影响
图5表示发动机转速为2 591 r/min、扭矩为129 n·m时的egr率和空燃比随低温egr冷却液温度的变化。在这种情况下，发动机管理系统（ems）参数值，如主喷油定时、增压压力和油轨压力都保持恒定。低温egr可降低egr气体的温度，但在相同的ems条件下，egr量不会有太大变化。冷却后的egr气体允许进入更多的空气，因此空燃比更高，egr率可能降低。由于上述影响，在相同的ems条件下，采用低温egr令nox排放增加，但颗粒物（pm）排放下降（图6）。图6还比较了低温egr和常规egr的nox和pm排放之间的关系。低温egr的nox和pm排放是在各种低温egr冷却液温度条件下获得的。常规egr则是通过改变egr率得到的。这两种情况都具有某种nox-pm排放折衷关系，但其趋势并不相同。低温egr对降低pm排放影响大于常规egr。这意味着，与常规egr相比，低温egr在nox排放相同的情况下，pm排放较低。为了将pm减排效果转化为改善nox排放，低温egr的egr率应该增大到与基本型保持相同pm排放的程度。图7表示通过调节egr率保持pm排放恒定时，6个工况点的nox减排效率。如图7所示，所有6个工况点的nox排放都降低了，但是各个工况点的情况大为不同。在本试验中，最大减排效率是低负荷时的30%左右，而最小减排效率则是高负荷时的1%~2%。
图5 空燃比和egr率随低温egr冷却液温度的变化
图6 不同低温egr冷却液温度下的nox和pm排放
图7 6个工况点的nox减排效率
为了找出各个工况点nox减排效率不同的原因，研究在各种egr流量下egr冷却器的冷却效率（图8）。随着egr流量的增加，egr流速也相应增大。这意味着，每个单位流量的冷却持续时间缩短，冷却效率也因此变得更差。
图9表示nox减排效率较大和较小的情况下egr冷却器的冷却效率。随着egr冷却液温度的降低，这两种情况下egr冷却器的冷却效率都有所下降。但是与egr流量为60 kg/h和nox减排效率为10%时相比，egr流量为104 kg/h和nox减排效率为3%时的egr冷却效率下降更迅速。在高egr流量的情况下，随着egr冷却器冷却液温度的降低，egr冷却效率比低egr流量时迅速变差，这导致egr流量变化时nox减排效率的差异。因而，在本试验中，当pm排放相同时，调节egr率和主喷油定时可使低温egr降低nox排放约4%。
图8 egr冷却器冷却效率随egr流量的变化
图9 高egr流量和低egr流量两种情况下的egr冷却器效率
低温egr采用较高的egr率来降低nox排放，但是这可能会影响热效率。图10表示低温egr的有效燃油消耗率随低温egr冷却液温度的变化。这里，发动机转速和扭矩分别为2 591 r/min和130 n·m。当诸如egr率和主喷油定时在内的ems参数不变时，随着低温egr冷却液温度的降低，低温egr的有效燃油消耗率变得更优。如前所述，由于其进气混合气温度较低，在相同的egr率下低温egr的空燃比更高。如果egr率增大到相同的pm排放量，主喷油定时提前到相同的质量燃烧率图形中心点，低温egr的有效燃油消耗率变差，接近基本型egr的有效燃油消耗率。这意味着，低温egr能降低nox排放，而不会使燃油经济性严重恶化。由于低温egr采用附加的电动泵来使低温egr冷却液循环，额外的电功率消耗对于燃油经济性的影响应该在实车条件下进行评价。
3低压缩比
3.1低压缩比下的冷起动
低压缩比有利于降低nox排放，但在低温燃烧性能方面较差。为了采用更低的压缩比，需要尽可能地改善冷起动能力和怠速稳定性。喷油技术规格，如喷孔数和流率都是低温燃烧的主要因素之一。图11表示相同的ems条件下喷孔数不同、流率不同的3个喷油器的起动持续时间和怠速变动系数cov怠速。本试验的条件为压缩比为14.7，冷却液温度为-27℃。起动持续时间为从蓄电池电压开始下降到怠速达到800 r/min所经过的时间。cov怠速定义为怠速转速相对于5 s内平均转速的标准偏差。起动持续时间和cov怠速为3次试验的平均值。所有的喷油器都成功地冷起动。改变喷油器喷孔和流率，cov怠速的变化比起动持续时间更显著。当喷油器流率从800 ml下降到750 ml，起动持续时间和cov怠速分别下降约0.2 s和1.6%。试验表明，8孔喷油器的冷起动持续时间稍稍优。但750 ml时7孔喷油器和8孔喷油器的cov怠速差不多。因为7孔喷油器和8孔喷油器之间并无明显差异，后期需要增加冷起动试验的次数以确认孔数的影响。图12表示压缩比为15.2和14.7之间起动持续时间的对比。压缩比为15.2的起动持续时间平均约为2.4 s，比压缩比为14.7的相比短0.6 s。考虑到上述结果、压缩比的实际公差范围及恶劣的环境，如高海拔和劣质的燃油特性，本研究确定适当的压缩比为15.2。
图10 低温egr的有效燃油消耗率随低温egr冷却液温度的变化
图11 各种喷油器技术规格的起动持续时间和怠速变动系数
图12 压缩比为15.2和14.7时的起动持续时间
3.2发动机性能和排放
图13 压缩比为15.7和15.2时的发动机有效扭矩
图14 压缩比为15.7和15.2时的有效燃油消耗率
压缩比为15.7和15.2时的全负荷有效扭矩随发动机转速的变化如图13所示。压缩比为15.2的平均扭矩与压缩比为15.7时相比，略小于0.5%。由于发动机理论热效率随压缩比的减小而降低，这可以用压缩比为15.2的有效热效率比压缩比为15.7的差这一事实加以解释（图14）。
图15和图16表示全负荷条件下的最大燃烧压力和燃烧噪声。对于低压缩比发动机，燃烧开始之前的压缩压力较低，因而最大燃烧压力也降低了。可以发现，在相同的实际喷油量和ems条件下，压缩比为15.7和15.2时的最大燃烧压力的最大差值约为1.0 mpa。
图15 最大燃烧压力随发动机转速的变化
图16 压缩比为15.7和15.2时的燃烧噪声
尽管压缩比为15.7和15.2时在最大燃烧压力上有差异，但其燃烧噪声却差不多。这可能是由于低压缩比较长的滞燃期使压力升高率较快引起的。图17表示压缩比为15.7和15.2时的排气温度随发动机转速的变化。压缩比为15.2时的排气温度高于压缩比为15.7时的。这可能是因为在低压缩比的情况下，滞燃期导致燃烧持续时间更长的缘故。
为了弄清楚低压缩比对排放的影响，在发动机台架ndec 14工况点下研究了压缩比为15.7和15.2时的nox和pm排放。图18所示的排放结果对2种情况进行了比较，两者具有相同的ems条件，并通过调整egr率和主喷油定时保证相同的pm排放。在相同的ems条件下将压缩比从15.7降至15.2，pm排放比nox排放降得更多。如前所述，这可能是因为低压缩比较长的滞燃期，导致混合加强的结果。如果在压缩比为15.7时增加egr率得到相同的pm排放，并调整主喷油正时，压缩比为15.2时的nox排放比压缩比为15.7时改善约5%。
图17 压缩比为15.7和15.2时排气温度的比较
图18 低压缩比对nox和pm排放的影响
4结语
作为欧6发动机开发的可行性试验，对低温egr和低压缩比降低nox排放的影响进行了研究。发现当egr率和主喷油定时调整到相同的pm排放时，低温egr可降低nox排放约4%，采用15.2的低压缩比可降低nox排放约5%。总结如下：
egr冷却器出口温度和进气歧管混合气温度随着低温egr冷却液温度的降低而直线下降。
因为egr冷却效率随egr流量而变化，低温egr降低nox排放的影响随egr流量而变。
发现低温egr在通过调整egr率和主喷油定时到相同pm排放时，可降低nox排放约4%。
流量较小的喷油器在起动持续时间和怠速变动系数cov怠速方面表现更好。本试验中7孔和8孔喷油器并无大的差异。
考虑到冷起动持续时间、怠速变动系数cov怠速和实际偏差，本研究确定低压缩比为15.2。
压缩比为15.2时的燃烧噪声与压缩比为15.7时的差不多，这是因为低压缩比较长的滞燃期导致较低的最大燃烧压力和较大的压力升高速率。
通过调整egr率和主喷油定时到相同的pm排放，压缩比为15.2时的nox排放比压缩比为15.7时的降低约5%。
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研究了采用低温废气再循环（egr）和低压缩比降低氮氧化物（nox）排放，以开发大型多功能运动车型用欧6柴油机。低温egr是通过低温egr冷却液来降低egr气体温度，因而可在颗粒物排放相同的情况下降低nox排放排放。由于燃烧温度较低，低压缩比可改善nox排放排放。这两种方法在实际应用中都有优势，因为容易适应常规柴油机；另一方面，当egr冷却液温度和压缩比降得过多时，可能会导致一些问题，如egr积炭和冷起动能力不足。需要找到不会产生这些异常现象的nox排放降低效果。结果表明，低温egr在egr流量较低的低负荷条件下可更显著地降低nox排放排放。它可以在新欧洲行驶循环14个工况点降低nox排放排放约4%。考虑到冷起动的持续时间、怠速变动系数cov怠速和生产偏差，本研究将低压缩比确定为15.2。当调整egr率和主喷油定时以保持相同的颗粒物排放时，将低压缩比调至15.2可降低nox排放排放约5%。
大型轿车柴油机需要采用柴油机颗粒过滤器（dpf）及降氮氧化物（de-nox）排放后处理来满足未来的排放法规[1,2]。由于其成本相对昂贵，最好通过减少发动机排出的原始排放物尽可能地缩减催化转化器的尺寸[3,4]。低压废气再循环（egr）、均质充气压燃、低温egr，以及低压缩比可以被视为一种接近于实用的清洁柴油机燃烧技术[5～10]。与其他技术相比，低温egr和低压缩比不能大幅降低nox排放。但是，它们在系统可靠性及成本方面具有优势。此外，它们应用方便，无需对目前的发动机硬件作很大改变。
低温egr的目的是，通过从散热器和电动冷却液泵中产生低温egr冷却液来降低egr气体温度。它能增加相同空燃比下的egr数量，并降低nox排放。随着低温egr冷却液温度的降低，可以预计，nox排放下降量也会增加。但可能会引起egr冷却器污染问题和更高的未燃碳氢化合物（hc）。因此，重要的是找出nox排放下降量与低温egr冷却液温度之间的关系。
由于燃烧温度较低，低压缩比也可降低nox排放。但其缺点在于冷起动能力、怠速稳定性和hc排放。在应用低压缩比之前，应仔细考察这些可能的关切。本文研究了低温 egr和低压缩比对降低nox排放的影响，以此作为开发欧6柴油机的可行性研究。
1试验装置和方法
1.1试验装置
图1为试验装置主要配置示意图。试验设备由柴油机、测功机、进排气系统、低温egr冷却液控制装置和排气分析仪组成。试验发动机为1台4缸柴油机，排量为2 157 ml，电磁阀共轨喷油器最大喷射压力180 mpa、配备电控可变涡轮增压器和可变涡流系统。试验发动机的主要技术规格如表1所示。采用avl公司瞬态测功机，用于控制发动机转速和负荷。中冷器之后的温度由水冷却系统控制。在排气管路中安装排气活门，以保持相同的排气压力。为了测量缸内压力和喷油器电流信号，各个气缸都安装了压力传感器（avl gu 13p）和电流传感器。采用avl燃烧分析仪计算燃烧噪声。egr冷却器的冷却液回路与发动机冷却液回路分开。egr冷却器的冷却液进口温度和压力可以通过低温egr冷却液控制系统进行调整。采用horiba公司的mexa-7100fx气体分析仪用于测量发动机排放。
图1 试验装置示意图
表1 试验发动机技术规格
项目 参数
发动机布置 直列4缸
排量/ml 2 157
行程缸径比 1.072
气门机构 双顶置凸轮轴
每缸气门数 4
压缩比 15.7, 15.2, 14.7
喷油系统 共轨
最大喷射压力/mpa 180
egr阀 电控
涡轮增压器 电控可变涡轮增压器
气门阀 可变涡流
1.2试验方法
低温egr试验是为了测量低温egr冷却液温度变化时的进气和egr气体温度及排放。低温egr冷却液温度范围从从95℃变化到55℃，级差10℃。egr冷却器效率被定义为冷却器进排气之间的温度差与冷却器进气和egr冷却液进口之间的温度差之比。egr率和egr冷却器效率的计算公式如下所示：
基本型发动机的压缩比为15.7，本研究认为15.2和14.7是低压缩比值。为了使任何其他硬件的影响减至最低程度，在改变压缩比时只更换改变凹坑容积的活塞变型。采用5w30牌号机油、商用冬季燃油和钢预热塞进行冷起动车辆试验。冷起动试验的冷保温持续时间超过12 h。考虑到冷起动试验的结果，对比了压缩比为15.7和15.2时的发动机性能和排放。采用11辆整备质量为1 976 kg、配装6档手动变速器的多用途乘用车（mpv）进行14工况点排放模拟试验。
2低温egr
2.1低温 egr冷却液温度
图2表示低温egr冷却液回路理念及其与基本型发动机的比较。在基本型发动机中，一部分发动机冷却液经由机械水泵泵入egr冷却器，并在恒温器阀门开启时在散热器处冷却下来。低温egr的egr冷却液回路与发动机冷却液回路分开。由另外的电动水泵驱动，不需要经过恒温器就能在散热器处冷却下来。
图3表示基本型发动机和低温egr发动机在新欧洲行驶循环（nedc）工况的egr冷却液进口温度的模拟试验结果。假定egr冷却器旁通阀在一开始的300 s内通电用于柴油机氧化催化器预热。恒温器通过脉谱控制，开启温度定为常数。随着循环的进行，基本型发动机egr冷却液进口温度有升高的趋势。这表明，由于低温egr冷却液流过散热器后冷却下来，低温egr冷却液温度降低20~50℃。考虑到这些模拟试验的结果，以及由于egr冷却器污染的温度限制，确定低温egr冷却液温度的最低值为55℃。
图2 低温egr冷却液回路
图3 基本型和低温egr的egr冷却器进口冷却液温度的模拟试验结果
图4 低温egr进气歧管混合气和冷却器之后的egr气体温度
图4表示egr冷却器之后的egr气体温度和进气歧管混合气温度随低温egr冷却液温度的变化。工况点的发动机转速为1 805 r/min，扭矩为108 n·m。egr冷却器出口温度和进气歧管混合气温度都随着低温egr冷却液温度的降低而直线下降。本试验中当低温egr冷却液温度下降10℃时，egr冷却器之后的egr气体温度降低约8℃，进气歧管混合气温度降低约4℃。
2.2低温egr对降低nox排放的影响
图5表示发动机转速为2 591 r/min、扭矩为129 n·m时的egr率和空燃比随低温egr冷却液温度的变化。在这种情况下，发动机管理系统（ems）参数值，如主喷油定时、增压压力和油轨压力都保持恒定。低温egr可降低egr气体的温度，但在相同的ems条件下，egr量不会有太大变化。冷却后的egr气体允许进入更多的空气，因此空燃比更高，egr率可能降低。由于上述影响，在相同的ems条件下，采用低温egr令nox排放增加，但颗粒物（pm）排放下降（图6）。图6还比较了低温egr和常规egr的nox和pm排放之间的关系。低温egr的nox和pm排放是在各种低温egr冷却液温度条件下获得的。常规egr则是通过改变egr率得到的。这两种情况都具有某种nox-pm排放折衷关系，但其趋势并不相同。低温egr对降低pm排放影响大于常规egr。这意味着，与常规egr相比，低温egr在nox排放相同的情况下，pm排放较低。为了将pm减排效果转化为改善nox排放，低温egr的egr率应该增大到与基本型保持相同pm排放的程度。图7表示通过调节egr率保持pm排放恒定时，6个工况点的nox减排效率。如图7所示，所有6个工况点的nox排放都降低了，但是各个工况点的情况大为不同。在本试验中，最大减排效率是低负荷时的30%左右，而最小减排效率则是高负荷时的1%~2%。
图5 空燃比和egr率随低温egr冷却液温度的变化
图6 不同低温egr冷却液温度下的nox和pm排放
图7 6个工况点的nox减排效率
为了找出各个工况点nox减排效率不同的原因，研究在各种egr流量下egr冷却器的冷却效率（图8）。随着egr流量的增加，egr流速也相应增大。这意味着，每个单位流量的冷却持续时间缩短，冷却效率也因此变得更差。
图9表示nox减排效率较大和较小的情况下egr冷却器的冷却效率。随着egr冷却液温度的降低，这两种情况下egr冷却器的冷却效率都有所下降。但是与egr流量为60 kg/h和nox减排效率为10%时相比，egr流量为104 kg/h和nox减排效率为3%时的egr冷却效率下降更迅速。在高egr流量的情况下，随着egr冷却器冷却液温度的降低，egr冷却效率比低egr流量时迅速变差，这导致egr流量变化时nox减排效率的差异。因而，在本试验中，当pm排放相同时，调节egr率和主喷油定时可使低温egr降低nox排放约4%。
图8 egr冷却器冷却效率随egr流量的变化
图9 高egr流量和低egr流量两种情况下的egr冷却器效率
低温egr采用较高的egr率来降低nox排放，但是这可能会影响热效率。图10表示低温egr的有效燃油消耗率随低温egr冷却液温度的变化。这里，发动机转速和扭矩分别为2 591 r/min和130 n·m。当诸如egr率和主喷油定时在内的ems参数不变时，随着低温egr冷却液温度的降低，低温egr的有效燃油消耗率变得更优。如前所述，由于其进气混合气温度较低，在相同的egr率下低温egr的空燃比更高。如果egr率增大到相同的pm排放量，主喷油定时提前到相同的质量燃烧率图形中心点，低温egr的有效燃油消耗率变差，接近基本型egr的有效燃油消耗率。这意味着，低温egr能降低nox排放，而不会使燃油经济性严重恶化。由于低温egr采用附加的电动泵来使低温egr冷却液循环，额外的电功率消耗对于燃油经济性的影响应该在实车条件下进行评价。
3低压缩比
3.1低压缩比下的冷起动
低压缩比有利于降低nox排放，但在低温燃烧性能方面较差。为了采用更低的压缩比，需要尽可能地改善冷起动能力和怠速稳定性。喷油技术规格，如喷孔数和流率都是低温燃烧的主要因素之一。图11表示相同的ems条件下喷孔数不同、流率不同的3个喷油器的起动持续时间和怠速变动系数cov怠速。本试验的条件为压缩比为14.7，冷却液温度为-27℃。起动持续时间为从蓄电池电压开始下降到怠速达到800 r/min所经过的时间。cov怠速定义为怠速转速相对于5 s内平均转速的标准偏差。起动持续时间和cov怠速为3次试验的平均值。所有的喷油器都成功地冷起动。改变喷油器喷孔和流率，cov怠速的变化比起动持续时间更显著。当喷油器流率从800 ml下降到750 ml，起动持续时间和cov怠速分别下降约0.2 s和1.6%。试验表明，8孔喷油器的冷起动持续时间稍稍优。但750 ml时7孔喷油器和8孔喷油器的cov怠速差不多。因为7孔喷油器和8孔喷油器之间并无明显差异，后期需要增加冷起动试验的次数以确认孔数的影响。图12表示压缩比为15.2和14.7之间起动持续时间的对比。压缩比为15.2的起动持续时间平均约为2.4 s，比压缩比为14.7的相比短0.6 s。考虑到上述结果、压缩比的实际公差范围及恶劣的环境，如高海拔和劣质的燃油特性，本研究确定适当的压缩比为15.2。
图10 低温egr的有效燃油消耗率随低温egr冷却液温度的变化
图11 各种喷油器技术规格的起动持续时间和怠速变动系数
图12 压缩比为15.2和14.7时的起动持续时间
3.2发动机性能和排放
图13 压缩比为15.7和15.2时的发动机有效扭矩
图14 压缩比为15.7和15.2时的有效燃油消耗率
压缩比为15.7和15.2时的全负荷有效扭矩随发动机转速的变化如图13所示。压缩比为15.2的平均扭矩与压缩比为15.7时相比，略小于0.5%。由于发动机理论热效率随压缩比的减小而降低，这可以用压缩比为15.2的有效热效率比压缩比为15.7的差这一事实加以解释（图14）。
图15和图16表示全负荷条件下的最大燃烧压力和燃烧噪声。对于低压缩比发动机，燃烧开始之前的压缩压力较低，因而最大燃烧压力也降低了。可以发现，在相同的实际喷油量和ems条件下，压缩比为15.7和15.2时的最大燃烧压力的最大差值约为1.0 mpa。
图15 最大燃烧压力随发动机转速的变化
图16 压缩比为15.7和15.2时的燃烧噪声
尽管压缩比为15.7和15.2时在最大燃烧压力上有差异，但其燃烧噪声却差不多。这可能是由于低压缩比较长的滞燃期使压力升高率较快引起的。图17表示压缩比为15.7和15.2时的排气温度随发动机转速的变化。压缩比为15.2时的排气温度高于压缩比为15.7时的。这可能是因为在低压缩比的情况下，滞燃期导致燃烧持续时间更长的缘故。
为了弄清楚低压缩比对排放的影响，在发动机台架ndec 14工况点下研究了压缩比为15.7和15.2时的nox和pm排放。图18所示的排放结果对2种情况进行了比较，两者具有相同的ems条件，并通过调整egr率和主喷油定时保证相同的pm排放。在相同的ems条件下将压缩比从15.7降至15.2，pm排放比nox排放降得更多。如前所述，这可能是因为低压缩比较长的滞燃期，导致混合加强的结果。如果在压缩比为15.7时增加egr率得到相同的pm排放，并调整主喷油正时，压缩比为15.2时的nox排放比压缩比为15.7时改善约5%。
图17 压缩比为15.7和15.2时排气温度的比较
图18 低压缩比对nox和pm排放的影响
4结语
作为欧6发动机开发的可行性试验，对低温egr和低压缩比降低nox排放的影响进行了研究。发现当egr率和主喷油定时调整到相同的pm排放时，低温egr可降低nox排放约4%，采用15.2的低压缩比可降低nox排放约5%。总结如下：
egr冷却器出口温度和进气歧管混合气温度随着低温egr冷却液温度的降低而直线下降。
因为egr冷却效率随egr流量而变化，低温egr降低nox排放的影响随egr流量而变。
发现低温egr在通过调整egr率和主喷油定时到相同pm排放时，可降低nox排放约4%。
流量较小的喷油器在起动持续时间和怠速变动系数cov怠速方面表现更好。本试验中7孔和8孔喷油器并无大的差异。
考虑到冷起动持续时间、怠速变动系数cov怠速和实际偏差，本研究确定低压缩比为15.2。
压缩比为15.2时的燃烧噪声与压缩比为15.7时的差不多，这是因为低压缩比较长的滞燃期导致较低的最大燃烧压力和较大的压力升高速率。
通过调整egr率和主喷油定时到相同的pm排放，压缩比为15.2时的nox排放比压缩比为15.7时的降低约5%。
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