江嘉堃，李向榮，陳彥林，謝亮，何劍豐，劉福水

(1.北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081；2.高效低排放內(nèi)燃機(jī)技術(shù)工業(yè)和信息化部重點實驗室，北京 100081；3.河北華北柴油機(jī)有限責(zé)任公司，河北 石家莊 050081)

內(nèi)燃機(jī)作為一種將燃料的內(nèi)能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能的動力裝置，廣泛應(yīng)用于農(nóng)業(yè)、工業(yè)、電力、國防等各個領(lǐng)域[1-3]。隨著能源、生態(tài)、環(huán)境問題的日益深化，內(nèi)燃機(jī)面臨嚴(yán)峻挑戰(zhàn)，而內(nèi)燃機(jī)換氣性能的好壞，直接影響其動力性、經(jīng)濟(jì)性和排放特性[4-6]。配氣相位直接影響著發(fā)動機(jī)的進(jìn)排氣性能，進(jìn)排氣相位與進(jìn)排氣系統(tǒng)的合理匹配對提高發(fā)動機(jī)的性能起著至關(guān)重要的作用[7-8]。

在多缸機(jī)的整個研發(fā)流程中，單缸機(jī)匹配試驗對多缸整機(jī)具有重要的指導(dǎo)意義[9]。國內(nèi)外學(xué)者利用不同的試驗裝置和計算方法，研究了配氣相位對高密度柴油機(jī)換氣過程的影響規(guī)律。Parvate等[10]研究了VVT(可變配氣相位)對單缸柴油機(jī)進(jìn)排氣門氣體流通特性的影響。Yutaka等[11]利用CFD和化學(xué)分析結(jié)合的方法，研究了LIVC(進(jìn)氣門晚關(guān))對改善柴油機(jī)缸內(nèi)燃燒的作用機(jī)理。王子玉[12]通過對比不同的IVC(進(jìn)氣門關(guān)閉角)時刻下的燃燒壓力、泵氣損失以及充量系數(shù)，研究了LIVC對高強(qiáng)化單缸柴油機(jī)燃燒過程和換氣過程影響。也有文獻(xiàn)提出了利用遺傳算法來優(yōu)化配氣相位[13]，要綜合考慮進(jìn)氣充量等因素來決定最佳的配氣相位角[14-15]。

單缸機(jī)一般采用模擬增壓，多缸機(jī)一般采用廢氣渦輪增壓，二者的增壓方式是不同的。從上述配氣相位的研究可以發(fā)現(xiàn)，先前的試驗以及仿真主要研究了配氣相位對柴油機(jī)換氣以及燃燒的影響，但是對不同增壓方式的柴油機(jī)最佳配氣相位選取原則的變化卻鮮有研究。

在利用一維性能仿真軟件對單缸以及六缸機(jī)模型進(jìn)行仿真的過程中，通過分析充量系數(shù)、有效功率、進(jìn)排氣量以及進(jìn)排氣壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律，揭示了增壓方式對增壓柴油機(jī)換氣過程影響的作用機(jī)理。文獻(xiàn)[16]給出了某柴油機(jī)氣門重疊角的選取原則，但柴油機(jī)進(jìn)一步強(qiáng)化后，這些原則有所變化。本研究最后給出多缸整機(jī)研發(fā)過程中單缸與多缸機(jī)的配氣相位優(yōu)化結(jié)果，并進(jìn)行了對比分析。

1 試驗系統(tǒng)及仿真模型的建立

1.1 試驗系統(tǒng)

多缸機(jī)試驗主要是為發(fā)動機(jī)的一維性能仿真模擬提供標(biāo)定的試驗數(shù)據(jù)。圖1示出多缸機(jī)臺架試驗系統(tǒng)，整個試驗系統(tǒng)包括測功機(jī)控制系統(tǒng)、燃燒分析儀及采集系統(tǒng)、排放測試系統(tǒng)等子系統(tǒng)。發(fā)動機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。試驗系統(tǒng)所用有關(guān)儀器設(shè)備以及精度如表2所示。

1—噴油壓力傳感器；2—針閥升程傳感器；3—缸壓傳感器；4—空氣流量計；5—進(jìn)氣壓力傳感器；6—進(jìn)氣溫度傳感器；7—進(jìn)水溫度傳感器；8—回水溫度傳感器；9—機(jī)油溫度傳感器；10—機(jī)油壓力傳感器；11—排氣溫度傳感器；12—排氣壓力傳感器。 圖1 多缸機(jī)試驗臺架

表1 多缸機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

表2 主要試驗儀器參數(shù)

1.2 仿真模型的建立

本研究采用內(nèi)燃機(jī)一維性能仿真軟件WAVE建立六缸機(jī)的仿真模型，然后參考六缸機(jī)模型進(jìn)行相關(guān)的參數(shù)設(shè)置建立單缸機(jī)仿真模型。通常認(rèn)為，單缸機(jī)排氣壓力的平均值(表壓)為進(jìn)氣壓力的1/3時，即能模擬多缸發(fā)動機(jī)在相同工況下的背壓。模型中的進(jìn)排氣壓力參數(shù)按照上述原則設(shè)置。

根據(jù)表1所示的柴油機(jī)主要技術(shù)參數(shù)，將柴油機(jī)簡化成由進(jìn)氣模塊、排氣模塊、燃燒模塊(氣缸)、噴油模塊、環(huán)境邊界及其相應(yīng)連接管路組成的仿真模型(見圖2)。

圖2 六缸及單缸柴油機(jī)WAVE仿真模型

在模型里輸入準(zhǔn)確的柴油機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)和運(yùn)行參數(shù)，如表3所示。

表3 仿真模型主要參數(shù)

1.3 仿真模型的驗證

六缸機(jī)的缸壓和瞬時放熱率試驗值與仿真值的對比如圖3所示，兩條曲線吻合較好，認(rèn)為此模型可以準(zhǔn)確模擬缸內(nèi)燃燒過程。

圖3 原機(jī)配氣相位下缸壓與放熱率的仿真與試驗結(jié)果對比

2 增壓方式對配氣相位的影響規(guī)律研究

進(jìn)行配氣相位優(yōu)化的計算流程：以原機(jī)配氣相位為基準(zhǔn)相位，按照進(jìn)氣門晚關(guān)角、排氣門早開角、進(jìn)氣門早開角和排氣門晚關(guān)角的順序依次進(jìn)行掃略計算，在確定最佳配氣相位時按照仿真計算所得到的特征參數(shù)作為選取原則和判據(jù)，而當(dāng)優(yōu)化下一配氣相位時，以上一步完成的配氣相位優(yōu)化結(jié)果作為輸入值。

2.1 增壓方式對進(jìn)氣門晚關(guān)角和排氣門早開角的影響規(guī)律

圖4示出不同增壓方式下充量系數(shù)隨進(jìn)氣門晚關(guān)角的變化關(guān)系。由圖可知，充量系數(shù)隨進(jìn)氣門晚關(guān)角的增加，先增加后減??；六缸機(jī)和單缸機(jī)分別在進(jìn)氣門晚關(guān)角取88.5°和85.5°時達(dá)到極大值點。單缸機(jī)部分工況的充量系數(shù)大于1，且最佳進(jìn)氣門晚關(guān)角相比六缸機(jī)小，主要是由于進(jìn)排氣管壓差大，在進(jìn)氣初期的進(jìn)氣流速更大，從而增大了進(jìn)氣終了的實際進(jìn)氣量。在進(jìn)氣末期出現(xiàn)適量的倒流將有利于充量系數(shù)的增加，即此時缸內(nèi)壓力高于進(jìn)氣壓力，由于單缸機(jī)在整個進(jìn)氣階段缸內(nèi)壓力上升的速度高于六缸機(jī)，因此需要提前關(guān)閉進(jìn)氣門防止新鮮空氣過多地倒流進(jìn)入進(jìn)氣管。

圖4 不同增壓方式下充量系數(shù)隨進(jìn)氣門晚關(guān)角的變化關(guān)系

圖5示出不同增壓方式下有效功率隨進(jìn)氣門晚關(guān)角的變化關(guān)系，圖中標(biāo)注“六缸機(jī)1/6”表示六缸中一缸的數(shù)值。由圖可知，進(jìn)氣門晚關(guān)角的變化對于單缸機(jī)以及六缸機(jī)的有效功率影響較小。相比之下，用充量系數(shù)作為進(jìn)氣門晚關(guān)角優(yōu)化的判斷參數(shù)更合適。

圖5 不同增壓方式下有效功率隨進(jìn)氣門晚關(guān)角的變化關(guān)系

圖6示出不同增壓方式下有效功率隨排氣門早開角的變化關(guān)系。由圖可知，有效功率隨排氣門早開角的增加，先增加后減?。涣讬C(jī)和單缸機(jī)在排氣門早開角分別為124°和110°時達(dá)到極大值點。這是因為，六缸機(jī)在一個循環(huán)內(nèi)各缸排氣，使排氣背壓更高，排氣過程中缸內(nèi)壓力下降較慢，如采用相同排氣門早開角，其強(qiáng)排損失比單缸機(jī)更大；而單缸機(jī)只在排氣沖程的背壓較高，整個排氣階段的平均阻力較小，所以單缸機(jī)的最佳排氣門早開角相比六缸機(jī)靠后。

圖6 不同增壓方式下有效功率隨排氣門早開角的變化關(guān)系

綜上所述，六缸機(jī)與單缸機(jī)的最佳進(jìn)氣門晚關(guān)角和排氣門早開角的選取原則相同，分別為“充量系數(shù)最大”和“有效功率最大”，但是最佳配氣相位所對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角存在較大差異。

2.2 增壓方式對進(jìn)氣門早開角的影響規(guī)律

圖7、圖8分別示出不同增壓方式下充量系數(shù)和有效功率隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系。由圖可知，六缸機(jī)和單缸機(jī)的充量系數(shù)均隨進(jìn)氣門早開角的增加，先增大后減小；六缸機(jī)有效功率的增加先快后緩，單調(diào)增大，而單缸機(jī)的有效功率則先增加后減小。因此單缸機(jī)最佳進(jìn)氣門早開角可以采用“有效功率最大”作為選取原則，對應(yīng)的最佳進(jìn)氣門早開角為84.5°，此時充量系數(shù)也最大。

圖7 不同增壓方式下充量系數(shù)隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系

圖8 不同增壓方式下有效功率隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系

圖9示出六缸機(jī)進(jìn)氣階段氣門處流速隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系。由圖可知，當(dāng)進(jìn)氣門開啟較早時，由于缸內(nèi)的廢氣排出氣缸尚不充分，此時進(jìn)氣壓力小于氣缸內(nèi)的壓力，使得進(jìn)氣初期出現(xiàn)了廢氣倒流進(jìn)入進(jìn)氣管的情況。隨著進(jìn)氣門開啟角向后推移，開啟時刻缸內(nèi)廢氣排出愈加充分，正向進(jìn)氣流速增加。當(dāng)進(jìn)氣門較晚打開時，缸內(nèi)與進(jìn)氣管的壓差較大，使得活塞下移時克服缸內(nèi)真空度造成的吸入損失較大，甚至當(dāng)進(jìn)氣門過晚打開時，進(jìn)氣初期出現(xiàn)了文獻(xiàn)[16]中的“超臨界流動”的現(xiàn)象，但此時氣門有效流通面積較小，顯然不利于更多新鮮氣體流入氣缸。進(jìn)氣門開啟時刻氣門處流速為0的點對應(yīng)的進(jìn)氣門晚關(guān)角為50.5°，這與最大充量系數(shù)對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角69.5°相差較大，因此該文獻(xiàn)中提出的“進(jìn)氣門開啟時刻氣門處流速為0”不適合作為高強(qiáng)化柴油機(jī)進(jìn)氣門早開角的選取原則。圖9中，進(jìn)氣后期的進(jìn)氣倒流是進(jìn)氣門關(guān)閉角優(yōu)化后的結(jié)果，適當(dāng)?shù)倪M(jìn)氣倒流將增大充量系數(shù)[17]。

圖9 進(jìn)氣階段氣門處流速隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系(六缸機(jī))

圖10示出六缸機(jī)在標(biāo)定轉(zhuǎn)速下的總進(jìn)氣量、實際進(jìn)氣量和掃氣量隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系?？傔M(jìn)氣量為通過進(jìn)氣管流入氣缸的新鮮氣體質(zhì)量，為實際進(jìn)氣量與掃氣量之和。實際進(jìn)氣量為進(jìn)氣結(jié)束時刻封存在缸內(nèi)的新鮮氣體質(zhì)量,兩者的比值定義為捕獲比。由圖可知，當(dāng)進(jìn)氣門早開角小于40°時，沒有新鮮氣體被掃出氣缸，此時實際進(jìn)氣量等于總進(jìn)氣量。隨著進(jìn)氣門早開角的繼續(xù)增加，掃氣量逐漸增加，在進(jìn)氣門早開角大于80°后，增幅趨緩，這是新鮮充量隨廢氣排出氣缸后又倒流進(jìn)入缸內(nèi)導(dǎo)致的。由于掃氣量占總進(jìn)氣量的比重不大，因此實際進(jìn)氣量與總進(jìn)氣量的極值點十分接近，分別在63.5°與65.5°處取得。

圖10 總進(jìn)氣量、實際進(jìn)氣量和掃氣量隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系(六缸機(jī))

由圖11可知，隨著進(jìn)氣門早開角的增加，進(jìn)氣門開啟時刻氣門處流速減小，從接近400 m/s降低到負(fù)值，流速為0的點對應(yīng)的進(jìn)氣門早開角為55.5°。由上文的分析可知，實際進(jìn)氣量對應(yīng)的極大值點為63.5°，總進(jìn)氣量對應(yīng)的極大值點為65.5°，充量系數(shù)對應(yīng)的極大值點為69.5°，而在進(jìn)氣門早開角大于60°后，繼續(xù)增大早開角，有效功率的增加很有限。

圖11 進(jìn)氣門開啟時刻氣門處流速隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系(六缸機(jī))

圖12示出六缸機(jī)進(jìn)氣階段掃氣效率和掃氣比隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系。WAVE中掃氣效率和掃氣比的定義如式(1)和式(2)所示。

(1)

(2)

式中：trapped代表掃氣過程結(jié)束時刻缸內(nèi)捕獲的氣體。掃氣效率和掃氣比是衡量掃氣性能的重要參數(shù)。掃氣效率低，說明氣缸內(nèi)殘余廢氣所占的比例高；掃氣比高，說明用來掃出廢氣的新鮮氣體質(zhì)量消耗得多，相應(yīng)會使得進(jìn)氣結(jié)束時刻封存在缸內(nèi)的新鮮氣體質(zhì)量減少。兩者均不利于發(fā)動機(jī)性能的提升。

圖12 掃氣效率和掃氣比隨進(jìn)氣門早開角的變化關(guān)系(六缸機(jī))

由圖12可知，隨著進(jìn)氣門早開角的增加，掃氣比不斷增大，而掃氣效率則在65°處出現(xiàn)峰值，說明此時廢氣排出最充分。

因此，六缸機(jī)的最佳進(jìn)氣門早開角不能采用和單缸相同的選取原則。綜合充量系數(shù)、實際進(jìn)氣量以及有效功率等參數(shù)隨進(jìn)氣門早開角的變化趨勢，可以選用“實際進(jìn)氣量最大”作為六缸機(jī)最佳進(jìn)氣門早開角的選取原則，該原則下的充量系數(shù)較高且有效功率趨近于最大。此時內(nèi)燃機(jī)具有較高的掃氣效率和較低的掃氣比。

六缸機(jī)按照實際進(jìn)氣量最大的選取原則，其最佳進(jìn)氣門早開角為63.5°；單缸機(jī)按照有效功率最大的選取原則，其最佳進(jìn)氣門早開角為84.5°。單缸機(jī)的最佳進(jìn)氣門早開角更大，這是因為單缸機(jī)采用模擬增壓的方式，氣門重疊期內(nèi)排氣背壓更低、阻力更小，缸內(nèi)壓力下降較快。因此，單缸機(jī)進(jìn)氣門需要提前開啟，使得在進(jìn)氣壓力高于缸壓的初期，氣門有足夠的開度。

2.3 增壓方式對排氣門晚關(guān)角的影響規(guī)律

對于排氣門晚關(guān)角，通常認(rèn)為要防止廢氣回流進(jìn)入氣缸，廢氣從氣缸向排氣管的流動剛停止，回流還沒有發(fā)生的時刻是排氣門關(guān)閉的最佳時刻[18]。此時沒有出現(xiàn)回流，認(rèn)為缸內(nèi)殘余的廢氣量是最小的，最有利于缸內(nèi)燃燒。但是，柴油機(jī)的燃燒性能，更多取決于進(jìn)氣結(jié)束時刻封存在氣缸內(nèi)的新鮮充量，而非殘余的廢氣量。由于排氣門晚關(guān)角與進(jìn)氣門早開角有重疊的階段，影響排氣的同時會顯著影響進(jìn)氣初期的缸內(nèi)壓力，從而影響進(jìn)氣流速，更會對發(fā)動機(jī)的充量系數(shù)造成顯著影響。

圖13、圖14示出不同增壓方式下殘余廢氣系數(shù)和有效功率隨排氣門晚關(guān)角的變化關(guān)系。由圖可知，六缸機(jī)的殘余廢氣系數(shù)隨排氣門晚關(guān)角的增加，先減小后增大，在59°時取得極值，單缸機(jī)的殘余廢氣則持續(xù)減小。六缸機(jī)的有效功率先增大后幾乎不變，單缸機(jī)的有效功率則先增大后減小。因此，單缸機(jī)最佳排氣門晚關(guān)角可以采用“有效功率最大”作為選取原則。而六缸機(jī)的有效功率在排氣門晚關(guān)角大于60°后變化很小，因此“有效功率最大”不宜作為六缸機(jī)最佳排氣門晚關(guān)角的選取原則。

圖13 不同增壓方式下殘余廢氣系數(shù)隨排氣門晚關(guān)角的變化關(guān)系

圖14 不同增壓方式下有效功率隨 排氣門晚關(guān)角的變化關(guān)系

圖15示出六缸機(jī)充量系數(shù)隨排氣門晚關(guān)角的變化關(guān)系。由圖可知，充量系數(shù)隨排氣門晚關(guān)角的增加，先增大后減小，在59°時取得極值，這一點與殘余廢氣系數(shù)取得極小值的點一致。

圖15 充量系數(shù)隨排氣門晚關(guān)角的變化(六缸機(jī))

圖16示出六缸機(jī)排氣量等隨排氣門晚關(guān)角的變化關(guān)系，排氣流量由排氣階段的氣門處質(zhì)量流量積分獲得。由圖可知，當(dāng)排氣門晚關(guān)角小于44°時沒有排氣倒流現(xiàn)象，當(dāng)排氣門晚關(guān)角大于44°時排氣倒流量隨著排氣門晚關(guān)角的增加逐漸增加。實際排氣量為總排氣量與倒流量之差，總排氣量的值隨著排氣門晚關(guān)角的增加,先增加后減小，在63°時取得極大值。由于排氣門晚關(guān)角大于60°后回流量急劇增加，實際排氣量的極大值點向前移動至59°，這與充量系數(shù)取得極大值點的相位一致，說明實際排氣量最大時充量系數(shù)也最大。

圖16 總排氣量、倒流量和實際排氣量隨排氣門晚關(guān)角的變化(六缸機(jī))

圖17示出排氣門關(guān)閉角為374°，419°和484°(對應(yīng)的排氣門晚關(guān)角分別為14°，59°和124°)時六缸機(jī)的缸內(nèi)與進(jìn)排氣管壓力曲線的對比，其中419°對應(yīng)殘余廢氣系數(shù)最小、實際排氣量最大的算例。由圖17a可知，當(dāng)排氣門較早關(guān)閉，如排氣門晚關(guān)角為14°時，上止點前實際氣門升程已經(jīng)很小，導(dǎo)致缸內(nèi)廢氣排出不充分，使得缸內(nèi)壓力有一個峰值出現(xiàn)，這顯然對進(jìn)氣不利；而隨著排氣門晚關(guān)角的增加，在進(jìn)氣門早開角不變的情況下，缸內(nèi)壓力明顯下降。由圖17b可知，當(dāng)排氣門晚關(guān)角為59°時，進(jìn)排氣管內(nèi)壓力幾乎相同，此時掃氣過程結(jié)束，缸內(nèi)廢氣出現(xiàn)一定程度的倒流，實際排氣量達(dá)到最大值。由圖17c可知，當(dāng)排氣門晚關(guān)角為124°時，排氣末期廢氣倒流量已顯著增加，導(dǎo)致實際排氣量下降。同時倒流量過大會導(dǎo)致缸內(nèi)與進(jìn)氣管內(nèi)壓差減小，不利于進(jìn)氣。

圖17 不同排氣門關(guān)閉角下缸內(nèi)、進(jìn)排氣管內(nèi)壓力對比(六缸機(jī))

單缸機(jī)的最佳排氣門晚關(guān)角為75°，而六缸機(jī)則為59°。這是因為，最佳排氣門晚關(guān)角是在排氣有適當(dāng)?shù)沽鲿r，即排氣末期的排氣背壓高于缸內(nèi)壓力時達(dá)到的，六缸機(jī)由于排氣背壓在大多時間下較高，排氣末期的排氣背壓超過缸內(nèi)平均壓力所需要的時間較短，因而排氣門需更早關(guān)閉。

因此，綜合考慮有效功率、實際排氣量和充量系數(shù)，六缸機(jī)最佳排氣門晚關(guān)角的選取原則應(yīng)為“實際排氣量最大”，此時充量系數(shù)最大，殘余廢氣系數(shù)最小，有效功率趨近于最大。

2.4 不同優(yōu)化方案的結(jié)果對比

表4示出優(yōu)化的配氣相位與原機(jī)相位的對比。由表可見，單缸機(jī)的最佳配氣相位與六缸機(jī)差異明顯，用單缸機(jī)模型來模擬多缸機(jī)進(jìn)行配氣相位優(yōu)化的結(jié)果不可靠。圖18示出六缸機(jī)上采用原機(jī)相位方案、單缸優(yōu)化相位方案以及六缸優(yōu)化相位方案的結(jié)果對比。由圖18可知，六缸優(yōu)化相位方案的有效功率和循環(huán)進(jìn)氣量均大于單缸方案。因此，多缸機(jī)的配氣相位優(yōu)化不能用簡單的單缸機(jī)計算模型來代替，必須以試驗數(shù)據(jù)標(biāo)定得到的多缸機(jī)模型為基礎(chǔ)展開計算優(yōu)化。

表4 優(yōu)化前后配氣相位對比

圖18 三種配氣相位方案的結(jié)果對比

3 結(jié)論

a) 由于增壓方式的不同，模擬增壓單缸機(jī)配氣相位優(yōu)化結(jié)果與同一負(fù)荷下、相同缸徑?jīng)_程的渦輪增壓六缸機(jī)不同，因此多缸機(jī)的配氣相位不能采用單缸模型的優(yōu)化結(jié)果；

b) 六缸機(jī)與單缸機(jī)的最佳進(jìn)氣門晚關(guān)角和排氣門早開角的選取原則相同，分別為“充量系數(shù)最大”和“有效功率最大”， 但具體角度不同；在相同的優(yōu)化方法下，六缸機(jī)的進(jìn)氣門晚關(guān)角和排氣門早開角相較于單缸機(jī)分別增加3°和18°；

c) 六缸機(jī)氣門重疊角的選取原則與單缸機(jī)不同，最佳進(jìn)氣門早開角的選取原則分別為“實際進(jìn)氣量最大”和“有效功率最大”，最佳排氣門晚關(guān)角的選取原則分別為“實際排氣量最大”和“有效功率最大”；在相同的優(yōu)化方法下，六缸機(jī)的進(jìn)氣門早開角和排氣門晚關(guān)角相較于單缸機(jī)分別減小21°和16°；

d) 在2 500 r/min標(biāo)定工況下，六缸優(yōu)化方案的功率、扭矩等動力性指標(biāo)相較于單缸方案和原機(jī)方案分別提高約1.5%和2.6%，循環(huán)進(jìn)氣量分別提高約1.2%和3.4%。