1 引言(Introduction)

冷却系统对发动机的动力性、经济性、可靠性等有着重要的影响.对于传统柴油机, 控制发动机在适宜的冷却水温度下工作, 可有效保障发动机输出最大功率、满足最佳燃油经济性及相对平衡的尾气排放(庞宏磊等, 2012).目前, 国内外学者针对冷却水温度对传统柴油机的燃烧、排放及经济性等做了大量的实验研究, 结果表明：冷却水温度过高或过低都将对发动机造成机械损伤, 并影响热效率, 降低发动机性能(Jang et al., 2017; 熊祖明, 2015); 正常工况下, 冷却水温度恒定在70~98 ℃内某个温度时, 对柴油机的NO_x排放几乎没有影响(胡君等, 2009); 提高冷却水温度, CO排放明显降低(周兴利等, 2003; 张德满等, 2010), 燃油消耗率逐渐下降(许翔等, 2017).另外, 通过仿真实验证明, 在中小负荷下提高冷却水温度, 有利于增加热功转换效率, 从而降低油耗、改善经济性(高思远等, 2012).

近年来, 低碳燃料(天然气、甲醇)对于降低发动机污染物排放的作用日益明显, 受到国内外学者的密切关注, 并进行了大量的实验研究(Agarwal et al., 2016; Soni et al., 2017; Jia et al., 2018).而甲醇由于具有来源广泛、含氧量高、燃烧速度大于汽、柴油等特点, 被认为是最有前景的替代燃料之一(Hao et al., 2017).由天津大学姚春德教授课题组在2002年提出的发动机起动采用纯柴油, 暖机后采用在进气总管喷入甲醇形成均质混合气, 然后在气缸内与柴油一起燃烧的柴油/甲醇二元燃料(Diesel/Methanol Dual Fuel, DMDF)燃烧技术, 使甲醇可以在压燃着火的方式下燃烧.该技术可以同时降低NO_x和碳烟(Soot)排放, 并达到比柴油机更高的热效率(夏琦, 2011; 魏立江等, 2013; Wang et al., 2015; Wei et al., 2017a).然而, 在相关研究中发现, 由于甲醇的汽化潜热是柴油汽化潜热的4倍以上, 在进气管喷入后, 如果进气温度较低时, 排放的废气中会含有较多的甲醛等有害气体(彭乐高, 2015); 过高的缸内温度及进气温度又将影响甲醇和柴油的燃烧放热, 增加碳烟排放(Pan et al., 2015), 进而可能使得DMDF发动机的热效率、尾气排放及经济性等性能下降(姚春德等, 2015).正是因为甲醇过大的汽化潜热在其汽化过程中会从进气和机体上吸收大量热量, 降低发动机冷却水温度, 进而影响发动机的热量转换(Han, 2016), 所以全面研究冷却水温度对DMDF发动机性能的影响十分重要.由于目前针对此方面的研究相对较少, 因此, 本文主要在一台增压中冷的电控单体泵柴油机上, 通过控制发动机的冷却水温度探究柴油/甲醇双燃料模式发动机燃烧与排放的变化规律, 尤其是对于非常规排放物甲醇、甲醛排放的影响, 以期为柴油/甲醇双燃料发动机确定一个最佳的工作温度范围, 并为柴油/甲醇双燃料发动机在工程试验、道路及非道路车辆的实际应用等方面提供更多的科学依据.

2 试验设备及方案(Experiment and methods) 2.1 试验设备

本试验使用的发动机为玉柴YC4D140-33, 直列四缸、增压中冷、电控单体泵柴油机, 其主要技术参数详见表 1.

改装后的试验台架如图 1所示, 在该柴油机进气总管加装低压喷醇装置, 发动机进气经增压中冷后, 进气压力保持在0.15 MPa、温度35 ℃.甲醇泵工作后, 将甲醇加压至0.42 MPa, 通过喷醇装置将甲醇喷入进气总管, 与空气混合形成均匀混合气进入气缸, 在缸内经柴油引燃实现柴油、甲醇二元燃料共同燃烧.其中, 甲醇的供给与喷射系统由单独设计的电子控制单元ECU独立控制, 柴油的供给与喷射系统等不作任何改动, 并由原柴油机ECU控制, 喷油正时设定为-11℃A ATDC.根据发动机的设计强度和试验经验, 试验规定发动机最高燃烧压力不得超过15 MPa, 最高压力升高率不得超过1.2 MPa·℃A^-1.本试验所采用的测功机为杭州博皓测控技术有限公司生产的水力测功机, 采用AVL6120燃烧分析仪处理压力传感器电荷信号并获得其他燃烧数据.尾气检测装置包括由Horiba生产的MEXA-7100型排气分析仪, 以及AVL生产的415SE和439烟度计(分别检测尾气中的干碳烟及不透光度).柴油和甲醇的消耗量由两台FCM-05瞬态自动油耗仪测量.

本研究中主要通过Horiba MEXA-6000FT型FTIR(红外分光器傅立叶变换)设备测量尾气中的甲醇、甲醛含量.FTIR系统可对尾气中包括甲醇、甲醛、NO₂等在内的22种非常规气体排放物的浓度进行连续实时在线检测, 相对误差低于1%, 采样频率为1 Hz, 其中, 甲醇、甲醛的测量精度保持在±3%FS以内.FTIR是通过分光器与快速傅立叶变换结合产生高分辨率吸收光谱的方法.利用干涉仪干涉调频工作原理, 依据干涉图和光谱图间对应关系, 对干涉图信息和干涉图进行傅里叶变换而得到光谱图, 最终根据Lambert-Beer定律中吸光率与气体浓度的关系, 通过光谱图计算得到各个组分的浓度信息.FTIR测试方式具有灵敏度高、分辨率高及扫描速度快等优点.

利用安装在冷却水循环通道出口位置的热敏电阻式冷却水温度传感器监测发动机冷却水出口温度, 这一位置的冷却水温度集中代表了发动机的平均热负荷状态(姚春德, 2015).由一独立的智能温控器显示并调节冷却水出口温度的设定值, 由温度传感器反馈调节实现水温控制.冷却系统试验设备布置如图 2所示.

2.2 试验方法

本试验使用满足京V标准的0号柴油及纯度为99.99%的工业甲醇, 在本机最大扭矩转速1600~1900 r·min^-1范围内, 为防止较高负荷时大量喷入甲醇导致进气温度过分降低, 以及减少柴油预混量而造成的发动机发生失火及爆震趋势的现象(王忠等, 2013; Wang et al., 2015), 选取重型柴油机ESC测试循环13点工况中的A50常用工况, 即转速1660 r·min^-1、扭矩220 N·m工况, 探究DMDF发动机在纯柴油与双燃料模式下冷却水温度对发动机燃烧及排放特性的影响.

发动机采用纯柴油方式起动, 进入实时测控系统, 将发动机稳定运行在A50工况.将冷却水温度分别设定为60、70、80、90 ℃, 在每个冷却水温度的设定值下首先进行纯柴油模式(按照原机标定MAP值)下的试验, 并记为0替代率试验点(替代率, 即甲醇替代柴油的比例), 发动机运行稳定后, 记录试验点的燃烧和排放数据.然后通过上位机控制甲醇喷射系统使发动机在DMDF模式下运行, 将发动机依次运行在不同替代率试验点, 替代率依次为10%、20%、30%、40%、50%(替代率计算公式如(1)所示), 在各替代率下运行稳定后, 记录每个试验点下的燃烧及排放监测数据.

(1)

式中, MSP为甲醇替代率, M_D为纯柴油模式下的纯柴油消耗量(kg·h^-1), M_DM为DMDF模式下的柴油消耗量(kg·h^-1).

3 结果分析(Results and discussion) 3.1 燃烧特性 3.1.1 放热率分析

图 3为不同甲醇替代率下, 改变冷却水温度对DMDF模式发动机放热率的影响.从图 3可以看出, DMDF模式发动机在各替代率下, 随冷却水温度升高, 燃烧始点均有小幅度提前.主要原因为：冷却水温度升高, 使得缸内混合气进气温度升高、初始燃烧温度上升, 抑制了甲醇的高汽化潜热对进气温度的降低效应, 缩短了滞燃期.同时, 冷却水温度升高, 有利于提高甲醇的雾化质量, 促进混合气形成, 在较高的缸内温度环境中更易着火.

甲醇具有较低的十六烷值(< 5)及较大的汽化潜热, 与柴油混合后使得混合气不易着火、滞燃期延长(邹红波等, 2007; 李瑞娜等, 2014).但在0、10%替代率下, 喷入的甲醇量较少, 对于延长滞燃期的作用不明显, 且均匀混合气较少, 预混合燃烧持续时间短, 最高放热率较低.在甲醇替代率增大后, 各替代率下, 提高冷却水温度, 使得最大放热率下降, 预混峰降低、扩散峰升高, 燃烧放热由主要的预混燃烧向扩散燃烧转变, 且冷却水温越高预混合燃烧阶段持续时间越短.在30%替代率以上, 当冷却水温达到90 ℃时, 扩散燃烧放热量已经超过预混燃烧放热量.主要原因为：①冷却水温升高, 使得进气温度升高、滞燃期缩短, 充气效率下降明显, 预混合燃烧中的甲醇混合气减少; ②进入高温反应阶段后, 随冷却水温的升高, 缸内温度逐渐升高, 削弱了甲醇对柴油中·OH转化为不活跃的H₂O₂的抑制作用(余海涛, 2014), 促进了柴油的扩散燃烧.在图 3中发现, 冷却水温升高后, 放热率切线斜率变小, 即预混燃烧放热速率略有变缓, 从而对预混燃烧放热量有所影响.

3.1.2 缸压分析

图 4为不同甲醇替代率下冷却水温度对缸压影响的变化曲线.从图中可以看出, 在DMDF模式发动机各替代率下, 随冷却水温度提高, 压力上升始点有所前移, 且随替代率的加大, 前移角度越明显, 其变化规律与上述放热率分析中燃烧始点的变化及其影响因素相同.

上止点附近, 缸内压力随冷却水温度的升高呈缓慢过渡增长的现象.主要原因为：在压缩行程喷入甲醇后, 进气温度与缸内压力都有所降低.同一替代率下, 提高冷却水温度, 甲醇预混合气减少、滞燃期缩短、放热提前, 从而导致气缸压力上升时刻提前.同时, 冷却水温越高, 抑制预混合燃烧的现象越明显, 预混燃烧放热速率降低, 造成缸内压力上升缓慢, 在上止点附近呈现为缓慢过渡增长阶段.

上止点后的最高燃烧压力随冷却水温度的升高逐渐增大, 随替代率的加大, 这种趋势更明显.在替代率小于30%时, 缸内最高燃烧压力在不同的冷却水温度下稍有下降或几乎相等.这是由于喷入的甲醇较少, 燃烧速率与燃烧放热主要受冷却水温的影响, 提高冷却水温度, 对预混合燃烧的抑制作用较强, 使得预混燃烧放热比例有所降低, 从而导致缸内压力有所降低或涨幅较小.替代率超过30%后, 因甲醇预混气增多, 进气温度由35 ℃降低到10~18 ℃, 降低幅度较大, 可能造成一定量的甲醇不会气化而形成均质混合气(Wang et al., 2015; Pan et al., 2015).而当冷却水温度逐渐升高时, 进气温度及缸内温度逐渐升高, 使得甲醇对柴油着火的抑制作用逐渐减弱, 同时预混燃烧放热减少, 从而进入高温反应阶段后, 一方面由于柴油引燃量减少及缸温、缸压的升高, 使得柴油的扩散燃烧速度加快, 另一方面存在部分未燃甲醇混合气开始自燃, 替代率越大这部分未燃甲醇混合气越多, 在扩散燃烧阶段得到充分燃烧, 且甲醇燃料本身含氧, 进一步加快了火焰传播速度, 使得扩散燃烧放热速率加快, 放热量涨幅不断增大.因此, 在较大的替代率下, 冷却水温度越高, 缸内最高燃烧压力相对越高, 但涨幅不大, 且并未超过爆压限定值.

由以上论述可知, 在DMDF模式下, 提高冷却水温度, 有利于降低压力升高率, 减小发动机机械负荷, 减轻燃烧噪声.

3.1.3 燃烧持续期及CA50分析

在发动机工作循环过程中, 燃烧持续期对发动机热效率及排放等都有重要影响.定义φ₁为燃烧累积放热量达到5%的时刻, φ₂为燃烧累积放热量达到90%的时刻, 定义燃烧持续期为φ₂-φ₁.图 5即为不同冷却水温度下燃烧持续期的变化曲线示意图.

从图 5可以看出, 甲醇替代率在30%以下时, 冷却水温度越高, 燃烧持续期相对越长, 其原因与上述放热率分析中影响预混燃烧的原因相同, 不再具体分析.当替代率超过40%后, 随冷却水温度升高, 燃烧持续期逐渐缩短, 并在替代率达到50%时, 冷却水温度越高, 燃烧持续期越短.主要是因为甲醇喷射量增加使得预混燃烧的比例不断增大, 燃烧放热速率加快.冷却水温度升高后, 经预混燃烧后进入高温反应阶段, 缸内温度达到1200 K, 已超过甲醇的自燃温度(约918 K), 从而使得部分未燃甲醇自燃, 加快了火焰传播速度, 使得燃烧速率迅速加快.Yin等(2016)在柴油/甲醇双燃料燃烧反应机理中发现, 缸内温度越高, 甲醇对自由基羟基生成的抑制作用减弱, 从而促进自由基的生成, 加快柴油扩散燃烧速度, 因此导致燃烧持续期缩短.

图 6所示为柴油/甲醇二元燃料燃烧模式各替代率试验点下冷却水温度对CA50影响的变化曲线.CA50为燃料燃烧放出的热量占总放热量50%时的曲轴转角, 通常表示在上止点附近时, 燃料燃烧集中放热的情况.可以看出, 同一冷却水温度下, 随替代率的增大, CA50呈现出先靠近上止点再远离上止点的现象, 但最大变化范围不超过0.7℃A.而在各替代率试验下改变冷却水温度, CA50变化角度也不大, 变化范围在0~0.2℃A内.

同一冷却水温度下, 随甲醇替代率增大, CA50不断靠近上止点, 替代率达到30%左右时, CA50最接近上止点.当替代率超过30%后, 增加甲醇的喷入量, CA50开始逐渐偏移上止点.这是因为：①喷入甲醇后, 由于甲醇的汽化潜热作用, 使得滞燃期变长, 预混燃烧放热占主要比例, 火焰传播速度加快, 放热速率快, 从而在小于30%替代率工况下CA50不断靠近上止点; ②替代率超过30%后, 甲醇喷入量增多, 滞燃期延长明显, 燃烧始点滞后, 燃烧相位整体向后偏移, CA50因而滞后于上止点微小角度.

在10%、20%替代率时, 提高冷却水温度, 预混燃烧放热速率及缸内温度、压力上升速度变缓, 因而造成CA50相对滞后.而在较大的替代率下, 提高冷却水温度虽然使得预混燃烧放热减少, 但燃烧始点前移、燃烧持续期缩短, 使得CA50会有所提前.综合增大甲醇替代率与提高冷却水温度对燃烧放热的影响, 在30%替代率时, 冷却水温度越高, CA50越靠近上止点, 从而使得近视于等容燃烧的时间越长, 燃烧放热量积累更快、更集中.总体而言, 同一替代率下改变冷却水温度对于CA50的影响相对较小, 但总体表现出CA50更加靠近上止点的趋势.

3.2 排放特性 3.2.1 NO_x排放特性分析

在加装尾气后处理装置后, 对比原机与原机+DOC+POC的处理效果发现, 后处理装置DOC+POC对NO_x的降低幅度很小(楼狄明等, 2015).因此, 对于本试验采用DOC+POC的尾气后处理装置对NO_x排放特性分析的影响不大.

由泽尔多维奇机理可知, 高温、富氧及高温持续时间是NO_x的3个生成条件.本课题组的前期试验证明, 在柴油机中运行DMDF模式, 可大幅度降低NO_x的生成(Wei et al., 2016).图 7a表示不同冷却水温度下柴油/甲醇二元燃料燃烧发动机各替代率下NO_x的排放特性.正如图 7a所示, 同一冷却水温度下, 随甲醇替代率的增大, NO_x的排放逐渐降低.各替代率下, 改变冷却水温度对DMDF模式发动机的NO_x排放影响也不是很大.

冷却水温度在70 ℃以上的NO_x排放与60 ℃时存在较为明显的差别.这是因为：当缸内初始温度达到960 K时, 柴油与甲醇之间的化学反应作用受温度影响, 当温度逐渐升高时, 甲醇推迟燃烧的作用减弱甚至消失(Yin et al., 2016).因此, 当缸内初始温度不断升高, 由于喷入甲醇所造成的滞燃期延长、进气温度降低、缸内最高燃烧温度降低及高温持续时间缩短都会在不同程度上受到限制.因此, 缸温发生变化, 从而对NO_x生成条件造成影响, 使得NO_x排放有所增加.当冷却水温度在70 ℃及以上时, 冷却水温度对NO_x的排放几乎没有影响.主要原因为：提高冷却水温度后, 虽然会削弱甲醇对降低温度及抑制柴油燃烧的作用, 但由于甲醇本身含氧而使氧浓度增加, 从而又有利于NO_x的生成, 就喷入较多的甲醇与提高冷却水温度的综合反应来看, 是两者作用得到一定程度的抵消, 从而表现出图 7a所示的曲线特征.

3.2.2 CO排放分析

在柴油机中掺烧甲醇后, 发动机的CO排放明显升高(Wei et al., 2016; 赵洋等, 2015).这是因为：①喷入甲醇后, 由于甲醇的汽化潜热作用降低了缸内初期温度, 使得缸壁的淬熄作用增强; 以及甲醇的不完全氧化反应, 生成大量的不完全氧化产物CO.②许汉君等(2011)分析燃烧机理发现, 在CO氧化为CO₂的过程中, 低温下甲醇的加入将活跃的·OH转化为相对不活跃的H₂O₂, 从而使CO的氧化速率降低.图 7b所示为不同冷却水温度下柴油/甲醇二元燃料燃烧发动机各替代率下的CO排放特性.

从图 7b中可以看出, 各替代率下改变冷却水温度, 对DMDF发动机CO的排放并未产生明显的影响.原因分析如下：①本试验在A50工况下进行, 尾气处理选用的是DOC+POC后处理装置, 由于氧化催化装置中的催化剂受温度影响, 只有达到催化剂的起燃温度后, 催化剂才能起作用; ②喷入甲醇后造成排气温度有所降低, 催化剂活性受到一定程度的限制, 转化能力有所下降; ③提高冷却水温度后, 对改善缸内燃烧温度及燃烧情况有一定影响, 但对于抑制CO的生成却作用不大.另外, 当冷却水温度升高后, 排气温度也只在小于5 ℃的范围内提升, 对后处理装置的催化氧化作用影响较小.在较大的甲醇喷入量情况下, 由于进气吸热造成低温环境下淬熄作用反而会有所增强.

因此, 在本机采用DOC+POC的后处理装置后, CO的排放特性呈现出如下特点：不同替代率下改变冷却水温度, CO的排放变化不大.

3.2.3 甲醛排放分析

在柴油/甲醇双燃料模式柴油机中, 甲醛的来源主要有：①缸内甲醇不完全燃烧生成甲醛; ②尾气中未燃甲醇在排气管中氧化生成甲醛(邹轲等, 2015).图 7c所示为不同冷却水温度下柴油/甲醇二元燃料燃烧发动机各替代率下的甲醛排放特性.

从图 7c可以看出, 纯柴油模式下, 尾气中甲醛含量较低, 最大约为5.6 ppm.喷入甲醇后, 尾气中甲醛含量急剧增加, 在10%替代率、60 ℃冷却水温时, 尾气中甲醛含量约为106.7 ppm.各替代率下, 随冷却水温度升高, 甲醛的排放逐渐降低, 且降低幅度不断增大.在40%替代率下, 冷却水温度由60 ℃升高至90 ℃时, 甲醛降幅达到了26.6%.主要原因为：①较低的缸内燃烧温度下, 气缸壁面温度低, 形成的淬熄层较厚, 使得一部分甲醇燃烧不完全从而生成大量甲醛(Wei et al., 2017b), 还有一部分未燃甲醇在排气管中与氧气进行反应生成部分甲醛, 故而导致排气中甲醛的含量较大; ②在提高冷却水温度后, 缸内环境温度升高, 有利于改善甲醇雾化质量(姚春德等, 2015), 使得甲醇燃烧反应更加彻底, 不完全燃烧生成的甲醛量降低.

在同一替代率下, 随冷却水温度的提高, 发动机进气温度会有所升高, 一定程度上会抑制缸内甲醛的生成(Pan et al., 2015).而排气温度的变化范围基本维持在小于5 ℃范围内, 所以排气温度的变化对甲醇在排气管中氧化为甲醛的作用并不明显.因此, 对于DMDF发动机在同一甲醇替代率下, 提高冷却水温度有利于降低尾气中甲醛的排放量.

3.2.4 甲醇排放分析

发动机尾气中的甲醇主要来源于燃料自身的未燃部分或者来源于CH₃与·OH及CH₃O与·OH的再次组合所形成的甲醇分子, 但通过基团再次组合的路径形成甲醇分子非常困难, 因此, 主要的甲醇排放还是来自于甲醇燃料的未燃部分(Avinash et al., 2015).

图 7d所示为不同冷却水温度下柴油/甲醇二元燃料燃烧发动机各替代率下甲醇的排放特性.由图可知, 各替代率下, 随冷却水温度升高, 尾气中甲醇的排放量逐渐降低, 且在高替代率下降低幅度不断增大.在50%甲醇替代率、60 ℃冷却水温度时, 提高冷却水温度至90 ℃, 甲醇降幅达到20.8%.这主要是因为：①提高冷却水温度后, 缓解了喷醇后的汽化潜热作用, 提升了初期缸内温度, 使得甲醇在燃烧阶段更加彻底, 从而降低了进入排气中未燃甲醇量; ②在较高的替代率时, 甲醇喷入量持续增加, 对于缸内初期燃烧温度的降低幅度越来越小.因而随冷却水温度升高, 对于缸内环境温度的优化程度是不断改善的, 因此, 在替代率较大时, 尾气中甲醇排放量逐渐减少.

3.3 燃油经济性 3.3.1 当量比油耗

当量柴油消耗率(BSFC_DMDF)表示在DMDF模式下把甲醇消耗率等热值转化为柴油后计算此刻的总量有效柴油消耗率, 单位为g·kWh^-1, 计算公式如下所示：

(2)

式中, H_Ld和H_LM分别为柴油和甲醇的质量热值(MJ·kg^-1); G_d和G_M分别为柴油和甲醇的消耗量(kg·h^-1); P_e为功率(kW).

图 8为不同冷却水温度下柴油/甲醇二元燃料燃烧模式各替代率下的当量比油耗曲线变化特性.一般来讲, 在DMDF模式下的当量比油耗均低于纯柴油模式.主要是因为喷入甲醇后, 延长了滞燃期，增加了预混合气充量, 改善了缸内燃烧情况, 并在高转速情况下经济性的改善情况要比低速低负荷更加明显(夏琦, 2011).

从图中可以看出, 运行DMDF模式后, 在各替代率下提高冷却水温度, 当量比油耗也呈现出不断降低的趋势.分析原因为：①冷却水温度由60 ℃升高至90 ℃时, 使得机油润滑效果有所提升, 有利于减少柴油机各零部件间的机械摩擦、增加机械效率, 从而降低燃油消耗(胡君等, 2009); ②冷却水温度升高后, 使得气缸内外的温差减小, 从而减少缸壁传热、增加热效率, 因此, 燃油油耗有所降低; ③在喷入甲醇后, 由于甲醇自身的理化特性, 以及减少了柴油喷入量, 使得预混燃烧放热增加, 从而使燃烧得到很大改善.当冷却水温度升高后, 会缓解甲醇对柴油的抑制作用, 使得燃油的扩散燃烧在很大程度上得到改善.综合来看, 在不同的甲醇替代率下, 提高冷却水温度有利于降低当量比油耗.

4 结论(Conclusions)

1) 在DMDF模式发动机各替代率下提高冷却水温度, 燃烧始点出现微小前移, 预混合燃烧所占比例不断减小, 扩散燃烧占比增大, 总燃烧放热量几乎没有变化; 随冷却水温度升高, 燃烧持续期不断缩短.在DMDF模式同一冷却水温度下, 随替代率增大, CA50呈现出先靠近上止点再远离上止点的现象, 最大变化范围不超过0.7℃A.在同一替代率试验下改变冷却水温度, CA50变化范围在0~0.2℃A内.在替代率为30%、冷却水温度为90 ℃时, CA50最为接近上止点, 放热更加集中.

2) 高冷却水温度有利于最高燃烧压力控制.在各替代率下提高冷却水温度, 上止点附近的缸内压力会有所降低, 并随替代率加大, 降幅更明显.在替代率小于30%时, 最高燃烧压力有微小增大或几乎相等, 替代率超过30%后, 最高燃烧压力增幅明显, 但并未超过限定值.

3) 提高冷却水温度有利于减少非常规有害排放物.运行DMDF模式后, 各替代率下提高冷却水温度, 尾气中NO_x与CO排放量均有微量增加, 但增幅较小.而提高冷却水温度可有效降低尾气中甲醛与甲醇的排放量, 且随替代率增大, 降低幅度也在增大.

4) 提高冷却水温度有利于降低当量比油耗.DMDF模式下, 在同一替代率下提高冷却水温度, 有利于提高燃油经济性.