點燃型預燃室在大缸徑甲醇發動機上的應用

冷先銀,何東澤,何志霞,王 謙,隆武強,曹 波

(1.江蘇大學 能源研究院，鎮江 212000；2. 江蘇大學 汽車與交通工程學院，鎮江 212000; 3.江蘇大學 能源與動力工程學院，鎮江 212000;4.大連理工大學 能源與動力工程學院，大連 116024；5.江蘇泓潤生物質能科技有限公司，鎮江 212000)

0 概述

隨著能源和環境問題日益突出，內燃機的清潔替代燃料得到廣泛關注。甲醇是一種對環境和經濟有吸引力的替代燃料。與傳統的化石燃料相比，甲醇在改善內燃機性能方面具有高辛烷值、高層流火焰燃燒速率、高汽化潛熱、低CO2及零碳煙排放等優勢[1]，被認為是最有前景的內燃機替代燃料之一[2]。尤其是對于船用發動機，目前正在實施國際海事組織(International Maritime Oragnization， IMO)Tier Ⅲ燃料硫含量法規，降低重油中的硫含量將顯著提高其價格，不含硫的甲醇燃料極具吸引力。

甲醇揮發性好，自燃點高，在發動機中一般采用火花塞點燃預混合氣、火焰擴散的方式組織燃燒。火花塞點火方式用于小缸徑發動機方面已有大量研究[3-4]。而在大缸徑的船用發動機中，若采用火花塞直接點燃預混合氣，火焰需要傳播的距離長，很容易發生失火、爆震等異常燃燒現象，導致發動機性能和排放惡化。因此，在大缸徑甲醇發動機中，目前主要是采用微量噴射柴油進行缸內多點點火，既增加了點火能量，也縮短了火焰傳播距離，可以實現穩定的燃燒。如文獻[5]中提出的柴油-甲醇二元燃燒系統，在進氣道噴射甲醇形成均質稀薄混合氣，由缸內直噴少量柴油點燃，這種燃燒方式獲得了良好的經濟性與排放性。再如曼恩公司的MAN ME-LGI發動機[6]，也是利用微噴柴油引燃缸內高壓直噴(60 MPa)的甲醇燃料。柴油微噴引燃甲醇混合氣的方式取得了良好的效果[7]，但是為了精準控制微噴油量和正時，需要裝備柴油高壓共軌噴射系統，成本較高。此外，微噴柴油在缸內形成局部濃混合氣區，會使發動機產生顆粒排放。

為了在大缸徑船用發動機中采用甲醇單一燃料進行稀薄燃燒，使缸內稀薄混合氣獲得足夠高的點火能量和較短的火焰傳播距離，提出將點燃型預燃室應用于大缸徑甲醇發動機的思路。使用甲醇單一燃料，在進氣道和預燃室分別噴射，使主燃室和預燃室分別形成均質稀薄混合氣和當量比混合氣，預燃室內的濃混合氣點火燃燒后產生分布式射流，這些射流所蘊含的能量高出火花塞點火能量4個數量級，能夠較為容易地點燃主燃室的稀薄混合氣。這種燃燒方式有望獲得良好的發動機性能，且由于不使用柴油引燃，可以節省柴油油箱和電控共軌噴射系統的成本，也不會產生顆粒物排放，有利于節能減排。為探索點燃型預燃室應用于大缸徑甲醇發動機的可行性和效果，基于一臺大缸徑預燃室式天然氣發動機設計了甲醇點燃型預燃室燃燒系統，并利用三維計算流體力學(computed fluid dynamics, CFD)軟件進行燃燒數值模擬，分析缸內過量空氣系數和點火正時對發動機性能和排放的影響，以期為大缸徑甲醇發動機燃燒系統的設計提供參考。

1 計算模型的構建與驗證

1.1 幾何模型

模擬基于一臺缸徑為320 mm的預燃室天然氣發動機的幾何結構進行，主要將該機的天然氣噴射系統替換為甲醇噴射系統，得到點燃型預燃室甲醇發動機的概念模型。發動機主要參數如表1所示，使用三維CFD軟件CONVERGE V2.3對其工作循環的流動、噴霧和燃燒過程進行仿真計算。

表1 發動機技術參數

發動機幾何計算模型如圖1(a)所示，包括進排氣道、主燃室和預燃室，在進氣道與預燃室內分別設置一個甲醇噴射器。其中預燃室模型如圖1(b)所示，其容積為余隙容積的2%，下方是連接主燃室的6個直徑為 3 mm 的噴孔，其方向與預燃室中軸線呈70°夾角。

圖1 發動機三維幾何模型

1.2 物理-化學模型

工質在發動機內的流動和燃燒涉及復雜的物理-化學過程，在模擬計算中，需要應用相應的模型對這些過程進行描述。表2列出了本研究采用的描述氣體流動及液體燃料霧化、破碎、蒸發、混合和燃燒過程的模型。利用化學反應動力學求解器SAGE計算甲醇混合氣的燃燒，其中甲醇的燃燒機理采用隆德大學Pichler和Nilsson提出的簡化反應機理[8]，包含18個組分和55個反應。該機理規模適中，在甲醇發動機缸內燃燒計算中的可信性也得到了驗證。該反應機理包含了HC、CO排放的生成機理，而NOx排放則采用拓展Zeldovich反應機理[9]進行預測。

表2 CFD子模型的選取

1.3 邊界條件和初始條件

定義模擬計算中的進氣上止點為360°，燃燒上止點為720°，計算時間從300°到1 020°，共計720°曲軸轉角，為一個完整的工作循環，其中進氣道甲醇噴射時刻為340°，預燃室內甲醇噴射時刻為680°。計算中的初始條件與邊界條件如表3所示。

1.4 網格生成策略和敏感性驗證

為確保計算精度并節約計算資源，采用自適應網格加密技術生成計算網格。首先用一個基準尺寸對幾何模型進行全局網格劃分，然后對流場中速度和溫度梯度較大的區域進行自適應加密，此外還對一些關鍵區域進行了固定加密。火花塞附近小尺度范圍內發生了極為復雜的物理-化學變化。為了保證點火過程的準確模擬，在火花塞電極之間設置了6級柱狀固定加密，在火花塞周圍球形區域設置了4級固定加密。預燃室噴孔處產生的分布式射流對發動機的點火和燃燒過程非常重要，因而在燃燒上止點附近對預燃室噴孔區域進行了3級固定加密。

表3 邊界及初始條件設置

為選取合適的基準網格尺寸，本研究分別采用6.0 mm、7.0 mm、8.0 mm和9.0 mm這4種基準網格尺寸進行計算，主燃室缸內平均湍動能和平均溫度的結果如圖2所示。可見，基準網格尺寸降低到8.0 mm之后可以使主要參數的計算結果收斂，因而選擇8.0 mm作為研究機型的基準網格尺寸。

圖2 不同網格尺寸下主燃室缸內平均湍動能和平均溫度的計算結果

1.5 模型驗證

目前在大缸徑點燃型預燃室發動機上采用甲醇單一燃料的試驗報道甚少，本研究中采用文獻[17]中的甲醇發動機燃燒試驗數據，對模型進行驗證。盡管該文所用機型與本文的研究對象有較大差異，但是缸內過程涉及的流動、噴霧、相變、分子混合、化學反應等問題的物理本質是相同的[18]，且本研究所采用的化學動力學模型對多種燃燒方式有很好的適應性[19]。圖3給出了試驗和模擬所得的缸壓和放熱率數據對比，試驗得出的缸壓峰值為 5.6 MPa，出現位置在上止點后的18°時刻，模擬得出的缸壓峰值與出現位置基本與試驗結果一致，燃燒始點預測準確，放熱率峰值略有差異，但變化趨勢一致，可以認為計算結果與試驗數據吻合良好，驗證了本研究所用計算模型的可信性。

圖3 模擬與試驗的缸壓和放熱率對比

2 計算方案設計

為了探索點燃型預燃室應用于大缸徑甲醇發動機時的稀燃能力，設計了如表4所示的計算方案。所有計算方案中都設計合適的噴射策略，通過調節預燃室中的噴射器的甲醇噴射量使預燃室形成當量比混合氣，表中點火正時為預燃室中火花塞開始跳火時所對應的曲軸轉角，λ定義為主燃室過量空氣系數。不同主燃室過量空氣系數的方案：主燃室過量空氣系數從2.0增加到2.8，步長為0.1。不同點火正時的方案：λ為2.1，點火正時從712°變化到720°，步長為2°。過量空氣系數變化時，燃燒速率和燃燒相位隨之變化。為孤立過量空氣系數的影響，通過控制點火正時保持燃燒重心(CA50，燃料熱值釋放50%時所對應的曲軸轉角)在725°附近。

表4 計算方案

3 結果與分析

3.1 主燃室過量空氣系數的影響

3.1.1 過量空氣系數對缸內燃燒特性的影響

研究發現，如果采用固定的點火正時，隨著過量空氣系數的增加，主燃室內燃燒始點推遲，燃燒速率下降，熱效率降低。而在實際發動機中，也是靈活調整點火正時，以使每個循環獲得最佳的性能。此處，為孤立過量空氣系數的影響，參考文獻[20]中的研究，在計算時通過調節點火正時將CA50控制在上止點后的5.0°±0.5°范圍內最佳。圖4(a)和圖4(b)分別為不同λ方案的主燃室缸壓和放熱率。可見，缸壓和放熱率的峰值都隨λ增大而持續減小，這是由于隨λ增大，火焰傳播速率下降，燃燒放熱率降低，缸壓也相應降低。此外，還注意到，甲醇的燃燒放熱率具有顯著的先緩后急特征，放熱率圖形接近“⊿”形狀，與傳統柴油機燃燒后產生的先急后緩的放熱特征正好相反，也不同于汽油機或天然氣發動機燃燒后產生的近似左右對稱的放熱特征。其原因可能是甲醇預混合氣的燃燒速率對溫度更加敏感，在缸內燃燒后期，由于早期燃燒火焰的熱傳導和輻射作用，未燃混合氣溫度快速增加，使得后期放熱率急劇上升。

圖4 不同λ方案的主燃室缸壓和放熱率隨曲軸轉角的變化

為便于分析發動機燃燒特性，將主燃室中燃料的燃燒持續期分為三個階段：火焰發展期(CA0—CA10，從主燃室開始放熱至熱量釋放10%)、前半程主燃燒期(CA10—CA50，熱量釋放從10%增加至50%)和后半程主燃燒期(CA50—CA90，熱量釋放從50%增加至90%)。圖5顯示了不同λ方案的燃燒持續期對比。由圖可見，隨λ的增大，燃燒持續期逐漸延長，這是因為火焰傳播速率隨混合氣的濃度降低而降低。其中，火焰發展期隨λ的增加有小幅度的延長，最大增幅也只有1.0°，說明主燃室混合氣濃度對火焰發展期影響較小。前半程主燃燒期受λ的影響比火焰發展期稍大，從λ為2.0時的4.5°增加到λ為2.8時的7.2°。受主燃室混合氣濃度影響最大的是后半程主燃燒期，從λ為2.1時的1.1°增加到λ為2.8時的9.2°。

圖5 不同λ方案的燃燒持續期

圖6為不同λ方案下缸內平均溫度對比。可見，在著火前，缸內平均溫度隨λ增大而略有增大，這主要是因為隨著λ增大，噴入的甲醇量減少，甲醇蒸發對工質的吸熱效應減弱，從而使得缸內平均溫度稍高。在710°時刻，λ為2.8的方案比λ為2.0的方案高出22.2 K。在預燃室產生分布式射流點火之后，缸內平均溫度迅速上升，其中λ越小的方案溫度上升越快，在大約8°的曲軸轉角時間內就會超過λ較大的方案的缸內平均溫度，并且會產生更高的缸內平均溫度峰值。

圖6 不同λ方案的主燃室缸內平均溫度

為了解缸內燃燒的詳細信息，將過氣缸軸線和2個對稱噴孔的豎直平面與過6個噴孔中心線的圓錐面上不同時刻的溫度和當量比云圖進行對比，兩種截取方式如圖7中藍色截面和紅色截面所示。圖8～圖10顯示了不同λ方案下所述兩個截面在717°、720°、725°和730°時刻的溫度云圖。由圖可見，預燃室內的溫度顯著高于主燃室，預燃室內燃燒產物的溫度高達2 400 K以上，而主燃室缸內分布式射流及火焰的溫度只有1 700 K左右(717°時刻)。這是因為預燃室內是當量比燃燒，而主燃室缸內是λ大于2.0的超稀薄燃燒，絕熱火焰溫度受當量比的影響很大。缸內射流點火后火焰的有序、快速傳播說明點燃型預燃室可以實現大缸徑甲醇發動機的穩定點火和低溫稀薄燃燒，有利于提高熱效率和降低NOx排放。此外還注意到，在上止點及其之前，火焰溫度受λ值影響并不大，但是在725°和730°時刻λ相對較低(2.0～2.3)的幾個方案，在沿噴孔中心線方向下游局部區域溫度增加到2 100 K，而其余λ更高的方案火焰溫度并無顯著上升。究其原因，應該是在混合氣濃度相對較高時，射流狀火焰表面處熱量釋放速率大于散熱速率，導致火焰束內部熱量聚集，從而在火焰束中心線位置產生線狀高溫區(λ=2.0, 725°)；而在混合氣濃度較低的條件下，一方面絕熱火焰溫度降低，另一方面火焰面處熱量的釋放速率小于散熱速率，使得火焰束內部并未出現局部高溫區。

圖7 云圖的截取方式

圖8 λ為2.0、2.1、2.2下的溫度云圖

圖9 λ為2.3、2.4、2.5下的溫度云圖

圖10 λ為2.6、2.7、2.8下的溫度云圖

3.1.2λ對發動機性能和排放特性的影響

為仔細分析影響點燃型預燃室甲醇發動機性能的因素，從計算結果中提取指示熱效率ηi、燃燒效率ηcomb和熱力學效率ηtd數據進行對比，其定義[21]分別見式(1)、式(2)、式(3)。

ηi=W/(m·Hu)

(1)

ηcomb=Qa/(m·Hu)

(2)

ηtd=W/Qa

(3)

式中，W為循環指示功；m為燃料質量；Hu為燃料低熱值；Qa為累計放熱量。

顯然，ηi=ηcomb·ηtd，即指示熱效率等于燃料熱值釋放的效率和熱量利用效率之乘積。

圖11為指示熱效率、燃燒效率、熱力學效率隨λ的變化情況。λ從2.0增加到2.4的過程中，燃燒效率都在99%以上，說明λ在2.4及以下時都能夠完全燃燒。當λ進一步增加，燃燒效率開始快速降低，到λ為2.8時燃燒效率已經下降到93.2%，這是因為混合氣過于稀薄，易發生局部失火，燃燒不完全。熱力學效率隨λ的增加而持續增加，這是因為混合氣越稀薄，缸內工質的比熱比越高，奧拓循環的理論熱效率也隨之提高，這正是采用稀薄燃燒提高熱效率的理論基礎。但是在λ大于2.3之后，熱力學效率的增加有放緩的趨勢，這是因為隨著混合氣當量比降低，燃燒速率降低，燃燒持續期增加，更多的熱量在膨脹沖程釋放，使循環等容度降低。指示熱效率隨λ增大而先增大后減小，λ為2.4時指示熱效率最高。造成這一現象的原因是：當λ小于2.4時，燃燒都比較完全，燃燒效率接近100%，熱效率主要取決于熱力學效率，因而其變化趨勢與熱力學效率相同；當λ大于2.4時，燃燒效率大幅下降，而熱力學效率只有小幅度的提高，因而燃燒效率下降起到主導性的作用，致使指示熱效率下降。

圖11 不同λ方案的指示熱效率、熱力學效率和燃燒效率

平均指示壓力(indicated mean effective pressure， IMEP)是評價發動機動力性的重要指標。圖12為不同λ方案的IMEP、最大壓力升高率和爆震強度(ringing intensity， RI)對比。IMEP隨λ增大而減小，從2.4 MPa下降到1.6 MPa，這主要是因為：隨著λ增大，缸內燃料質量降低，其所釋放的熱量減少，導致指示功降低，使得IMEP減小。從圖4中可以發現，燃燒后期缸內壓力上升非常快，過高的壓力升高率往往與燃燒噪聲相關，因而此處也對壓力升高率隨λ的變化情況進行了定量分析。由圖12可知，當λ從2.0增加到2.5時，最大壓力升高率幾乎呈線性下降，從5.5 MPa/(°)降低到2.9 MPa/(°)，此后進一步增大λ至2.8，壓力升高率維持在約3.0 MPa/(°)上下振蕩。最大壓力升高率通常被用來表征均質壓燃發動機的爆震趨勢，但正如文獻[22]所述，對于增壓發動機，它未必是一個合適的表征量。本研究中采用文獻[23]中所提出的聲響強度RI概念，其計算如公式(4)所示：

(4)

式中，γ為比熱比(比定壓熱容/比定容熱容)；β為比例因子；(dp/dt)max為缸內最大壓力升高率；pmax為缸內最大壓力；Tmax為缸內最高溫度；R為氣體常數；p為缸內壓力。

RI與最大壓力升高率和缸內最高燃燒壓力的倒數正相關，因此，對于一個給定的RI限值，最高燃燒壓力越高，發動機實際上可以承受越高的最大壓力升高率。圖12為不同λ方案的IMEP、最大壓力升高率和RI的變化曲線，RI隨λ的增加大致呈線性下降的趨勢。文獻[24]中推薦的RI的限值為5.0 MW/m2，該限值為很多學者所引用[19,25]，本研究中也采用這一限值。從圖中可以發現，當λ增大到2.2及以上時，RI都處于限值以下。

圖12 不同λ方案的IMEP、最大壓力升高率和RI

圖13～圖15為不同λ方案的當量比云圖。可以看出各λ方案從717°到730°混合氣均勻程度較高，其原因主要是該發動機采用了甲醇進氣道噴射方式，且噴射時刻較早，有充分的混合時間。綜合圖8、圖9和圖10不同λ方案的溫度云圖和圖12中RI曲線可以分析得出，過量空氣系數越小則RI越大，這不是由主燃室內可燃混合氣局部過濃自燃導致的，而是與燃料量直接相關。

圖13 λ為2.0、2.1、2.2下的當量比云圖

圖14 λ為2.3、2.4、2.5下的當量比云圖

圖15 λ為2.6、2.7、2.8下的當量比云圖

圖16為不同λ方案的指示NOx、HC和CO排放率對比。由圖可見，由于采用了點燃型預燃室，主燃室的混合氣非常稀薄，所有方案的NOx排放都很低，λ=2.0時NOx排放率最高,也只有0.68 g/(kW·h)，遠低于IMO Tier Ⅲ排放法規的限值和中國非道路發動機排放限值。隨著λ的增加，NOx排放逐漸下降，這是因為缸內混合氣更加稀薄，火焰溫度降低，見圖8、圖9和圖10，熱力型NOx生成速率下降[9]。CO和HC都是燃燒過程的中間產物，在稀燃條件下，由于火焰溫度較低，部分CO和HC未能繼續氧化成CO2，形成排放。圖16顯示，當λ小于2.4時HC和CO排放都極低，而λ超過2.4之后HC和CO排放將急劇增加，這是因為火焰溫度隨著λ的增大而降低，更多的CO和HC不能被完全氧化。

圖16 不同λ方案的NOx、HC和CO排放

綜合圖11、圖12和圖16的數據可知，λ為2.4時，可以獲得最高的指示熱效率、最低的CO和HC排放及極低的NOx排放，其RI為3.1 MW/m2，燃燒噪聲和發生爆震的風險也較低。因而，若只考慮燃料經濟性和排放性指標，最佳的過量空氣系數為2.4。但是，此時發動機的IMEP只有 2.0 MPa，考慮到該機型在滿負荷下的摩擦平均壓力約為0.2 MPa，發動機滿負荷的平均有效壓力(brake mean effective pressure， BMEP)將只有1.8 MPa，比目前市面上的天然氣發動機的動力性指標稍低，如中船動力有限公司的ACD320型天然氣發動機BMEP為1.9 MPa，MAN 35/44G型天然氣發動機，BMEP達到2.0 MPa。稍低的動力性指標不利于甲醇發動機的市場競爭力，因此考慮采用過量空氣系數2.1來獲得更高的動力性，而通過推遲點火正時來降低其過高的RI。

3.2 點火正時的影響

為研究點火正時對缸內燃燒特性和排放特性的影響，計算了點燃型預燃室甲醇發動機預燃室過量空氣系數和λ分別為1.0和2.1的條件下，點火正時從712°變化到上止點時的缸內過程，每隔2°計算一個方案。

3.2.1 點火正時對缸內燃燒特性的影響

圖17為不同點火正時方案的主燃室缸壓和放熱率對比。可見，隨點火正時推遲，缸內放熱起點依次推遲，放熱率及其峰值降低，壓力上升過程更加平緩，壓力峰值降低，而在膨脹過程的壓力稍高。

圖17 不同點火正時方案的主燃室缸壓和放熱率

圖18為5種不同點火正時方案的燃燒持續期和燃燒重心對比。由圖可見，火焰發展期受點火正時的影響不大，這是因為各方案分布式射流的速率和能量幾乎相同，且火焰發展期都在上止點附近，缸內混合氣溫度差異不大，燃燒速率也幾乎相同。前半程主燃燒期和后半程主燃燒期隨點火正時的推遲而延長，燃燒重心出現位置離上止點越來越遠，其主要原因是：這兩個燃燒持續期主要是在活塞下行階段，主燃室容積逐漸變大，火焰需要傳播的距離增加，使得燃燒持續時間延長，燃燒重心滯后。

圖18 不同點火正時方案的燃燒持續期和CA50

圖19為不同點火方案的最大壓力升高率和RI對比。最大壓力升高率隨點火正時的延遲而降低，這是由于隨著點火正時的推遲，放熱率降低，燃燒重心相位逐漸遠離上止點，導致缸內壓力上升速率變緩，壓力升高率相應降低。RI與最大壓力升高率正相關，所以RI的變化趨勢與壓力升高率的變化趨勢相同。點火正時為716°、718°、720°的3個方案RI都在合理范圍內，均小于上文所述的限值5.0 MW/m2。

圖19 不同點火正時方案的最大壓力升高率和RI

3.2.2 點火正時對發動機性能和NOx排放的影響

圖20為5種不同點火正時方案的NOx排放率、IMEP和指示熱效率對比。如圖所示，IMEP隨點火正時的推遲而降低，從2.3 MPa降低到2.2 MPa，降幅約為4%。其原因是隨著點火正時推遲，燃燒始點延后，膨脹損失增大，做功減少，從而使得IMEP降低，指示熱效率也隨之下降。NOx排放隨著點火正時推遲而先減小后增大，點火正時為718°時最低。由于采用了點燃型預燃室分布式射流點燃稀薄燃燒的方式，所有點火正時方案下NOx排放都非常低，可以滿足目前針對船用或非道路發動機的排放法規。

圖20 不同點火正時方案的NOx排放、IMEP和指示熱效率

從圖19和圖20還可發現，隨著點火正時的延遲，RI呈線性降低，但是IMEP和指示熱效率在點火正時延遲到716°之前下降相對較為緩慢，此后會快速下降。在這種條件下，可以選定716°為最佳的點火正時，此時RI只有3.6 MW/m2，處于較低水平，指示熱效率為48.1%，仍然較高，而IMEP達到2.3 MPa，將使得BMEP達到2.1 MPa，可以媲美MAN 35/44G型天然氣發動機的動力性指標。在負荷低于BMEP為1.8 MPa時，可以使主燃室的過量空氣系數增加到2.4，以獲得更高的熱效率。

4 結論

(1) 在大缸徑甲醇發動機上利用預燃室形成分層混合氣，實現了主燃室內的分布式射流點火稀薄燃燒方式，其燃燒放熱過程具有先緩后急的特征，可獲得較高的熱效率、低NOx排放和零SOx排放，不經后處理即可滿足IMO Tier Ⅲ排放法規。

(2) 隨著λ從2.0增加到2.8，放熱率下降，燃燒持續期延長，缸內最高壓力、壓力升高率、RI和NOx排放持續降低，而熱力學效率持續升高。過量空氣系數上升到2.4時，可獲得最高的指示熱效率49.2%，此后燃燒效率快速下降，致使指示熱效率降低，而CO和HC排放急劇升高。

(3)λ為2.1時，隨著點火正時從712°推遲到上止點，燃燒相位后移，燃燒持續期延長，最大壓力升高率和RI顯著下降，指示熱效率略有降低。在點火正時為716°時可以獲得低RI、低排放和較高的熱效率，IMEP為2.3 MPa，動力性指標達到市場上先進代用燃料發動機的水平。

(4) 當BMEP在1.8 MPa以下時，可采用過量空氣系數為2.4的超稀薄燃燒以獲得更高的熱效率；當BMEP增加到1.8 MPa以上時，可采用過量空氣系數為2.1的稀薄燃燒以獲得高功率密度。