直噴比例對雙噴射汽油機燃燒和排放影響的試驗研究?

于秀敏，王 野，李盛成，杜耀東，吳海明，董 偉

直噴比例對雙噴射汽油機燃燒和排放影響的試驗研究?

于秀敏，王 野，李盛成，杜耀東，吳海明，董 偉

(吉林大學，汽車仿真與控制國家重點試驗室，長春 130022)

在一臺裝有雙噴射系統的汽油機上進行試驗，研究不同負荷時化學計量比混合氣狀態下直噴比例rDI對雙噴射汽油機燃燒和排放的影響，結果表明:隨著rDI的增加，當rDI低于40%時，缸壓和缸內溫度基本保持不變，當rDI大于40%時，缸壓和缸內溫度明顯降低；CO先增加后減少，THC先減少后增加，NOx不斷降低；微粒粒徑由單峰分布轉變為雙峰分布，微粒排放總數量先降低后增加，積聚態微粒不斷增加，而核態微粒變化規律則與負荷相關，且存在最佳的rDI，使微粒排放數量最少；當負荷增加時，NOx會增加，但其它氣體和微粒的排放均降低。

汽油機；雙噴射；直噴比例；燃燒；排放

Keywords:gasoline engine； dual injection； direct-injection ratio； combustion； emission

前言

缸內直噴汽油機(gasoline direct injection，GDI)具有顯著的節能效果和靈活的燃料噴射，目前已成為汽油機研究的熱點和主流技術[1]，但GDI發動機由于燃料是在進氣行程或壓縮行程才被直接噴射到燃燒室，蒸發霧化時間相對氣道燃油噴射(port fuel injection，PFI)發動機大幅度縮短，故而存在燃料不完全蒸發而導致的混合氣不均勻問題。此外，燃油噴射過程中可能發生油束撞擊活塞頂、氣缸套而使得部分燃料粘附在這些壁面。壁面粘附的燃油和局部富燃區域使得缸內存在非預混合燃燒，導致直噴汽油機具有較高的微粒排放[2]。

根據環保部最新發布的國六排放標準，與國五相比較，國六的b階段要求的常規氣體排放限值降低了約50%，應對國六b階段的氣體排放最大的挑戰就是CO，其次是NMHC，并且針對缸內直噴以及氣道噴射汽油機都提出了PN以及PM的排放要求[3]。

面對環境污染和嚴苛的排放法規要求，國內外學者對直噴汽油機進行了大量的研究，尋找不同的方式來降低微粒的排放。可行的手段一方面是采用后處理裝置如汽油機微粒過濾器(GPF)來解決；另一方面則是減少缸內微粒排放，重點是減少擴散燃燒、優化噴射系統的參數——包括優化噴射正時、提高噴射壓力、多次噴射策略等[4-5]。

燃料的噴射方式對燃燒和排放影響巨大，研究表明壁面引導發動機(WGDI)和噴霧引導發動機(SGDI)的微粒生成規律顯著不同。文獻[6]中發現WGDI排出的微粒中元素碳占總質量的72%左右，與柴油機類似；文獻[7]中發現SGDI的微粒主要成分是揮發分，元素碳僅2%～29%。產生這一差別的主要原因在于兩種混合氣制備方式有所不同:與壁面引導方式不同，噴霧引導發動機的噴嘴接近火花塞，較少發生壁面燃油碰撞，因此其燃燒過程擴散燃燒比例非常少。文獻[8]中對進氣道噴射、壁面引導直噴、噴霧引導直噴幾種發動機的比較發現:對于WGDI發動機積聚態固體顆粒物在整個FTP循環的冷起動階段內占據主導位置，峰值濃度與噴霧引導發動機處于一個數量級；在FTP循環的其他階段，SGDI發動機的微粒數量濃度比WGDI低90%；對于WGDI發動機，在整個FTP循環內微粒數量濃度與直徑分布都呈現雙模態分布，且積聚態峰值明顯高于核態峰值濃度；對于PFI發動機，只有在冷起動階段有明顯的積聚態峰值。

進氣道噴射發動機具有超低的微粒排放，所以燃料的進氣道噴射與缸內噴射相結合是一種降低微粒的最具潛力的方式[9-10]，這一方式可以使兩種燃料在缸內以任意比例混合，并根據發動機負荷和燃料特性實時調控。文獻[11]中在一臺單缸機上進行汽油-乙醇雙噴射研究，結果顯示，當增加乙醇的的直噴比例時，IMEP能夠提高到0.85MPa；文獻[12]中對汽油直接噴射和醇類燃料進氣道噴射進行研究，結果表明該噴射方式能夠有效提高壓縮比，進而獲得更高的燃油熱效率；文獻[13]中對醇類和汽油的雙噴射進行研究，結果表明雙噴射可以提高體積熱效率；文獻[14]中研究汽油進氣道噴射結合醇類燃料的缸內直接噴射，發現這種雙噴射方式能夠有效降低HC和CO的排放；文獻[15]中在一臺雙噴射發動機上對汽油-甲醇進行試驗研究，發現該噴射方式能夠有效地降低爆震；文獻[16]中研究了非常規排放的氧化機理，結果發現雙噴射能夠有效地降低非常規物的排放；文獻[17]中研究了不同燃料的雙噴射模式(P-DI)來降低微粒排放，試驗中采用不同比例的DMF與汽油進行雙噴射，與汽油直噴相比，雙噴射模式的平均PM直徑減小，且積聚態的PM幾乎可以忽略。

但是目前關于汽油雙噴射的研究還很少，尤其是研究直噴比例對燃燒和微粒排放的影響，所以本文中在一臺裝配有雙噴射系統的汽油機上進行試驗研究，分析了不同的直噴比例對燃燒和排放的影響規律，特別是微粒的數量排放。

1 試驗裝置和方法

1.1 試驗裝置

本試驗是在一臺裝有雙噴射系統的汽油機上進行，每個氣缸裝配有一個缸內噴油器和進氣道噴油器，可實現不同燃料的雙噴射，圖1為該噴射系統的示意圖。表1為該雙噴射發動機的具體參數。利用dSPACE搭建控制系統平臺，能夠實現不同信號的實時采集和處理，可實現點火提前角、噴油時刻、噴油脈寬和電子節氣門開度的在線調控，實現噴油量和進氣量的精確控制。

圖1 雙噴射系統示意圖

發動機試驗系統布局示意圖如圖2所示。本試驗采用凱邁(洛陽)CW160型電渦流測功機，控制系統為FST-OPEN測控系統，實現對瞬時轉速及各缸溫度的采集。采用AVL DiGas 4000 Light五組分尾氣分析儀，測量NOx，HC和CO的排放。微粒分析采用DMS500快速型納米微粒尺寸光譜儀，儀器的粒徑測量范圍為5～1 000nm，對采集到的氣溶膠微粒提供38通道尺寸光譜，測試響應時間為200ms，數據采集頻率為10Hz。采用ETAS Lambda Meter 4寬頻氧傳感器和采用AVL Kistler 2614B4氣缸壓力傳感器，配用AVL的CHANGE AMPLIFIER 3057-01電荷放大器，實時采集缸壓信號。進氣歧管前安裝電子節氣門，在進氣歧管處安裝有進氣溫度和進氣壓力傳感器，通過調整節氣門開度，能夠獲得特定的進氣歧管絕對壓力。缸內噴油器位于每缸兩個進氣門的正中偏下位置，火花塞布置在燃燒室正中央。噴油器采用BOSCH公司的噴嘴，其軸線與火花塞軸線夾角為60°，該噴嘴為6孔環狀結構，噴孔直徑為0.18mm。原機結構具有渦流控制閥和有利于氣流運動的活塞頂面形狀，隨著活塞上行，形成強烈的滾流運動，提高氣流的湍流度，從而有利于缸內直噴燃料和新鮮充量的混合。

表1 發動機具體參數

圖2 發動機試驗系統布局示意圖

1.2 試驗方法

本試驗中采用控制變量法，選取轉速1 500r/min，試驗過程中保持冷卻水溫度為85°C，選取過量空氣系數λ＝1，選取以獲得最大的點火提前角為最佳點火提前角(MBT)。由于進氣歧管絕對壓力(manifold absolute pressure，MAP)可以代表特定工況下的負荷，所以選取兩種典型負荷:MAP＝50kPa和MAP＝75kPa，對應的節氣門開度分別為9°和13.5°，具體的工況參數見表2。

表2 試驗工況參數

本試驗中研究的重點是汽油的直噴比例對燃燒和排放的影響，試驗中定義直噴比例rDI為

式中:mi為特定工況下的進氣道噴射20s所消耗的油量，g；m0為該工況下20s的總燃油消耗量，g。

定義微粒降低百分比dPM，以同樣負荷下的GDI噴射方式的微粒為參考點，計算公式如下:

式中:N0為某工況點下，GDI方式的微粒總數量濃度，108·cm-3；N1為同樣工況下，雙噴射方式下的微粒數量總濃度，108·cm-3。

在1 500r/min、特定負荷下，試驗首先進行汽油的進氣道噴射(PFI，無缸內噴射)，保持過量空氣系數λ＝1，記下此時的油耗，此油耗即為該工況點下的總油耗m0，然后進行燃料的雙噴射(P-DI)，根據直噴比例調整進氣道和缸內的噴油量，保證總油耗m0和過量空氣系數λ＝1保持不變，最后進行汽油的缸內噴射(GDI)。本文中根據直噴比例對雙噴射進行命名，直噴比例10%，20%，30%，40%，50%和60%分別命名為 D10，D20，D30，D40，D50 和 D60。

2 試驗結果與分析

2.1 燃燒分析

圖3為實驗中測得的缸壓和放熱率在不同噴射方式下的變化。由圖可知，缸壓和放熱率具有相同的變化規律，對于雙噴射，當直噴比例低于40%時，缸壓略有降低但基本保持不變，當直噴比例大于40%時，隨著直噴比例的增加，缸壓降低明顯，PFI噴射方式具有最大的pmax和瞬時放熱率，GDI噴射方式最小。主要是因為，在化學計量比混合氣狀態下，PFI噴射方式使得燃料和空氣有足夠的時間進行混合，對于GDI噴射方式，混合時間較短，難以形成均勻的混合氣，對于雙噴射，直噴比例低于40%時，隨著直噴比例的增加，進氣道噴射的油量不斷降低，在進氣行程噴射的燃料形成均勻稀薄的混合氣，缸內噴射燃油在壓縮行程噴射，燃料與空氣的混合時間變短，但缸內直接噴射的高壓油束加快了混合氣的氣流運動，彌補了由于混合時間縮短所造成的混合氣不均問題，所以缸壓略有降低但基本保持不變；當直噴比例大于40%時，進氣道噴射的油量降低明顯，形成的混合氣過于稀薄，缸內噴射的高壓油束與過稀混合氣混合時，在較短時間內難以形成均勻的混合氣，同時隨著直噴比例的增加，可能存在燃油碰壁現象，導致壁面油膜進行擴散燃燒，所以直噴比例大于40%時，缸壓降低明顯。

圖3 缸壓和放熱率在不同噴射方式下的變化

圖4 為缸內溫度和排氣總管溫度隨直噴比例的變化。由圖4(a)可知，對于雙噴射方式，當直噴比例低于40%時，缸內溫度基本保持不變，當直噴比例大于40%時，隨著直噴比例的增加，缸內溫度降低明顯。由圖3(a)可知，當直噴比例低于40%時，缸內瞬時放熱率基本相同，所以缸內溫度相近，但是當直噴比例高于40%時，缸內瞬時放熱率迅速下降，直噴比例達到100%時，降到最低，所以缸內溫度表現為迅速降低。

由圖4(b)可知，雙噴射方式隨著直噴比例的增加，排氣總管溫度表現為先減少后增加的趨勢。排氣總管溫度與缸內溫度和燃料的后燃直接相關，當直噴比例低于40%時，缸內溫度降低并占主要作用，導致排溫有所降低；當直噴比例大于40%時，缸內的混合氣狀態變差，雖然缸內溫度繼續降低，但是燃料的后燃更加明顯，導致排溫升高。

2.2 氣體排放分析

圖4 缸內溫度和排氣總管溫度隨直噴比例的變化

圖5 為THC在不同噴射方式和負荷下隨直噴比例的變化。由圖5(a)可知，當直噴比例低于40%時，隨著直噴比例的增加，THC不斷降低，當大于40%時，隨著直噴比例的增加，THC迅速增加，GDI噴射方式具有最大的THC排放。可能的原因是:當直噴比例低于40%時，隨著直噴比例的增加，進氣道噴射的燃油量不斷降低，使得進氣管、進氣道和進氣閥背面的油膜不斷減少，缸內噴射的燃油由于噴射量較少還未形成大量的壁面油膜，油膜的減少降低了擴散燃燒并且對THC的吸附作用減弱，促進了THC排放的降低，但當直噴比例大于40%時，進氣道噴射的油量降低明顯，形成的混合氣過于稀薄，缸內噴射的高壓油束與過稀混合氣混合時，在較短時間內難以形成均勻的混合氣，不完全燃燒增加，同時隨著直噴比例的增加，可能存在燃油碰壁現象，導致壁面油膜的擴散燃燒，并且隨著缸內直噴比例的增加，缸內溫度降低，導致壁面淬熄層變厚，這些因素均導致THC排放增加，所以隨著直噴比例的增加，THC迅速增加，GDI噴射方式的THC排放最高。

由圖5(b)可知，當負荷增加時，對于雙噴射，THC降低明顯，分析原因主要是在化學計量比混合氣狀態下，當增大負荷時，每循環噴油量增加，導致缸內溫度升高，并且缸內混合氣混合的更加充分，燃燒更加完全，降低壁面淬熄層，使得THC降低。

圖5 THC在不同噴射方式和負荷下隨直噴比例的變化

圖6 為CO在不同噴射方式和負荷下隨直噴比例的變化。由圖6(a)可知，對于雙噴射，隨著直噴比例的增加，CO排放表現為先增加后減少的變化趨勢，并且PFI的CO排放最低。結合圖4(b)排氣總管溫度及CO的生成因素可知，可能的原因是:對于雙噴射，當直噴比例低于40%時，隨著直噴比例的增加，缸內不完全燃燒增加，導致CO排放增加；但當直噴比例大于40%時，缸內混合氣狀態變差，燃燒緩慢導致后燃增加，雖然不完全燃燒導致CO有增加的趨勢，但燃料的后燃導致排氣總管溫度升高，高溫有利于CO的后期不斷氧化，同時THC和積聚態微粒的大量生成也可能對CO的排放產生影響，所以CO表現為不斷降低。

由圖6(b)可知，當負荷增加時，CO排放降低。負荷的增加使得燃料燃燒的更加充分，并且缸內溫度和排溫升高，使得CO的后期氧化增強，這兩個因素使得大負荷下的CO排放明顯降低。

圖7為NOx在不同的負荷下隨直噴比例的變化。由圖7(a)可知，在化學計量比混合氣狀態下，對于雙噴射，隨著直噴比例的增加，NOx不斷降低，并且GDI噴射方式NOx排放最低。由于NOx的生成主要與氧濃度和缸內溫度有關，所以在此工況下，影響NOx生成的主要因素是缸內溫度，由圖4(a)可知，缸內溫度隨著直噴比例的增加，不斷降低，并且GDI噴射方式缸內溫度最低，所以NOx隨著直噴比例的增加，不斷降低，GDI具有最低的NOx排放。

圖6 CO在不同噴射方式和負荷下隨直噴比例的變化

圖7 NOx在不同的負荷下隨直噴比例的變化

由圖7(b)可知，當負荷增加時，NOx迅速增加，主要是因為負荷增加，每循環噴射的燃油量增加，導致缸內溫度增加，所以當負荷增加時，缸內NOx迅速增加。

2.3 微粒排放

圖8為MAP＝50kPa下粒徑分布和數量濃度隨直噴比例的變化。由圖8(a)可知，在此工況下，對于汽油的進氣道噴射，微粒呈現單峰分布，形成的微粒均分布在粒徑為5～15nm之間的納米級微粒，由于燃料是從300°CA BTDC噴射到進氣道內，到燃燒前有足夠的時間混合，形成均勻的混合氣，均勻混合氣燃燒形成5～15nm之間的納米級微粒。

圖8 MAP＝50kPa下粒徑分布和數量濃度隨直噴比例的變化

對于汽油的缸內噴射，微粒呈現雙峰分布，并且以核態分布為主。由于汽油的噴射時刻是120°CA BTDC，燃料直接噴射到缸內，燃燒前與空氣的混合時間較短，難以形成均勻的混合氣，燃燒時形成均質混合氣的部分燃燒形成5～15nm的納米級微粒，富燃的混合氣燃燒形成微粒后，由于缺氧使得超細微粒不能繼續燃燒和氧化，導致超細微粒凝并，形成15～50nm之間的核態微粒，如果氧氣更加缺乏或者混合氣混合的很不均勻就會導致核態微粒的進一步積聚，形成積聚態微粒，同時由于噴油器和氣缸軸心存在錐角，導致汽油可能直接噴射到缸徑內壁上，形成油膜，油膜進行擴散燃燒，形成未燃微粒，所以汽油的直接噴射微粒高。

結合圖8可知，對于雙噴射，隨著直噴比例的增加，微粒由單峰分布向雙峰分布轉變，并且總數量濃度和核態數量濃度表現為先減少后增加的變化趨勢，積聚態數量濃度不斷增加。當直噴比例低于40%的小比例下，總數量濃度和核態數量濃度先降低的可能存在兩個原因:

(1)燃料的雙噴射較進氣道噴射方式相比，進氣道噴射的油量降低，在進氣沖程噴射能夠形成均勻稀薄的混合氣，稀薄混合氣較均質混合氣減少了進氣管、進氣道和進氣閥表面油膜的生成，油膜減少減弱了燃料的擴散燃燒，缸內直接噴射的高壓油束促進了缸內的氣流運動，彌補了燃料缸內直接噴射由于混合時間縮短而導致的混合氣不均的問題，混合氣狀態略有變差，所以直噴比例較小時，隨直噴比例的增加，微粒總數量濃度和核態微粒數量濃度降低，積聚態微粒數量濃度略微升高；

(2)隨著直噴比例的增加，缸內混合氣狀態略有變差，超細微粒的生成速率增加，但是由于燃料的局部濃區增多，使得超細微粒進一步凝并，微粒的凝并速率大于核態微粒的生成速率，導致總數量濃度和核態數量濃度降低，積聚態數量濃度略微升高。

但是當直噴比例大于40%時，進氣道噴射的油量降低明顯，形成的混合氣過于稀薄，缸內噴射的高壓油束與過稀混合氣混合時，在較短時間內難以形成均勻的混合氣，同時隨著直噴比例的增加，可能存在燃油碰壁現象，導致壁面油膜的擴散燃燒，這些因素導致核態微粒大量生成，并且隨著直噴比例的增加，缸內溫度降低，不利于燃燒形成的微粒繼續氧化，使得核態微粒進一步凝并形成積聚態微粒，所以隨著直噴比例的增加，總的數量濃度、核態微粒和積聚態數量濃度均增加。

圖9為MAP＝75kPa下粒徑分布和數量濃度隨直噴比例的變化。比較圖8(a)和圖9(a)可知，負荷影響微粒的粒徑分布，在該工況下，PFI噴射方式呈現單峰分布，與1 500r/min，MAP＝50kPa相比，微粒向小粒徑方向移動，可能原因是當負荷增大時，燃料燃燒的更加完全，并且缸內溫度高有利于微粒的繼續氧化，所以粒徑向小粒徑方向移動；GDI噴射方式呈現三峰分布:5-10nm，10-50nm和50-200nm；對于雙噴射，隨著直噴比例的增加，粒徑分布從單一的核態分布向核態和積聚態并存的雙峰分布過渡，主要是因為直噴比例的變化會影響微粒的凝并和氧化過程，當直噴比例大幅增加時，燃燒不完全，導致微粒從核態向積聚態轉變。

圖9 MAP＝75kPa下粒徑分布和數量濃度隨直噴比例的變化

由圖9(b)可知，PFI噴射方式具有最低的總數量濃度，GDI具有最高的總數量濃度；主要是因為在大負荷下，PFI燃燒的充分，而雙噴射和直接噴射可能存在燃油碰壁導致的擴散燃燒和因混合氣不均勻導致的不完全燃燒使得總數量濃度增加。

對于雙噴射，隨著直噴比例的增加，總數量濃度表現為先減少后增加的變化規律，積聚態微粒表現為不斷增加，但是核態微粒表現為先減少后增加，之后又降低的變化趨勢。分析可能的原因是，在直噴比例低于40%時，隨著直噴比例的增加，由于油膜的減少和缸內的氣流運動使得核態微粒不斷降低，并且部分核態微粒凝并生成積聚態，所以核態微粒不斷降低，積聚態微粒增加，總數量濃度表現為不斷降低；但是當直噴比例大于40%時，結合圖9(a)中的粒徑分布規律，隨著直噴比例的增加，使得缸內混合氣狀態變差，并且壁面油膜增多，核態微粒繼續凝并生成積聚態微粒，但核態微粒的生成速度大于凝并成積聚態微粒的速度，所以核態微粒數量濃度和積聚態微粒數量濃度均增加，總的數量濃度也增加；但是當直噴比例繼續增加時，缸內核態微粒生成速率低于微粒凝并的速率，所以核態微粒開始降低，在GDI噴射方式下核態微粒達到最低，積聚態微粒不斷增加，總的數量濃度不斷增加。

圖10為微粒數量隨負荷的變化。由圖10(a)可知，當負荷增大時，微粒明顯降低。由圖10(b)可知，隨著直噴比例的增加，當直噴比例低于40%時，微粒降低百分比不斷增加，在直噴比例為40%時，達到最大值46.7%，之后降低，所以在直噴比例為40%時，雙噴射降低微粒的效果最明顯。

圖10 微粒數量隨負荷的變化

3 結論

通過對一臺裝有雙噴射系統的汽油機進行試驗，研究化學計量比混合氣狀態下直噴比例對雙噴射汽油機在不同負荷下的燃燒和排放的影響，對于雙噴射，獲得結論如下:

(1)當直噴比例低于40%時，缸壓和缸內溫度略有降低但基本保持不變，當直噴比例大于40%時，缸壓和缸內溫度降低明顯；

(2)對于氣體排放，隨著直噴比例的增加，CO先增加后減少，THC先減少后增加，NOx不斷降低；當負荷增加時，THC和 CO明顯降低，但 NOx會增加；

(3)對于微粒排放，當增加直噴比例時，微粒由單峰分布向雙峰分布轉變，總的數量濃度先降低后增加，積聚態微粒不斷增加；核態微粒變化規律跟負荷相關，在中負荷下，隨直噴比例的增加，先減少后增加，但在大負荷下，表現為先減少后增加，再降低的變化趨勢；

(4)當負荷從中負荷變為大負荷時，粒徑分布規律不變，但微粒向小粒徑方向移動，微粒總數量濃度、核態和積聚態數量濃度均降低；

(5)綜合動力性和排放特性，相比于其他的直噴比例，直噴比例為40%時，缸壓和缸內溫度略有降低但基本保持不變，THC和微粒排放達到最低值，與GDI噴射方式相比，最多可降低微粒總數量濃度的46.7%。

[1] 王建昕，王志.高效清潔車用汽油機燃燒的研究進展[J].汽車安全與節能學報，2010，1(3):167-178.

[2] 朱小慧，錢勇，呂興才.直噴式汽油機微粒排放規律與控制策略的研究進展[J].科學通報，2016，61(1):102-112.

[3] 環境保護部.車用壓燃式、氣體燃料點燃式發動機與汽車排氣污染物排放限值及測量方法(中國第六階段)征求意見稿[R].2016:12-22.

[4] WANG-HANSEN C，ERICSSON P，LUNDBERG B，et al.Characterization of particulate matter from direct injected gasoline engines[J].Topics in Catalysis，2013，56(1-8):446-451.

[5] 付海超，李昕晏，王建海，等.GDI與 PFI汽油車微粒排放特性的試驗研究[J].汽車工程，2014，36(10):1163-1170.

[6] ANDERSSON J，COLLIER A，GARRETT M，et al.Particle and sulphur species as key issues in gasoline direct injection exhaust[J].Nippon Kikai Gakkai，1999，15:449-452.

[7] PRICE P，STONE R，OUDENIJEWEME D，et al.Cold start particulate emissions from a second generation DIgasoline engine[C].SAE Paper 2007-01-1931.

[8] ZHANG S，MCMAHON W.Particulate emissions for LEV II lightduty gasoline direct injection vehicles[C].SAE Paper 2012-01-0442.

[9] WANG C，XU H，HERREROSJM，et al.Impact of fuel and injection system on particle emissions from a GDI engine[J].Applied Energy，2014，132:178-191.

[10] 壹家言.為什么要采用雙噴射[J].汽車知識，2015(2):100-105.

[11] WU X，DANIEL R，TIAN G，et al.Dual-injection:the flexible，bi-fuel concept for spark-ignition engines fuelled with variousgasoline and biofuel blends[J].Appl Energy，2011，88(7):2305-2314.

[12] KIM Namho， CHO Seokwon， CHOI Hoimyung， et al.The efficiency and emission characteristics of dual fuel combustion using gasoline direct injection and ethanol port injection in an SI engine[C].SAE Paper 2014-01-1208.

[13] ZHUANG Y，HONG G.Investigation to leveraging effect of ethanol direct injection(EDI)in a gasoline port injection(GPI)engine[C].SAE Paper 2013-01-1322.

[14] CATAPANO F， DI IORIO S， SEMENTA P， et al.Investigation of ethanol-gasoline dual fuel combustion on the performance and exhaust emissions of a small SIengine[C].SAE Paper 2014-01-2620.

[15] BROMBERG L，COHN D.Alcohol fueled heavy duty vehicles using clean，high efficiency engines[C].SAE Paper 2010-01-2199.

[16] ZHANG Fan， SHUAI Shijin， WANG Zhi， et al.A detailed oxidation mechanism for the prediction of formaldehyde emission from methanol-gasoline SI engines[J].Proceedings of the Combustion Institute，2011，33(2):3151-3158.

[17] DANIEL R，XU H，WANG C，et al.Gaseous and particulate matter emissions of biofuel blends in dual-injection compared to direct-injection and port injection[J].Applied energy，2013，105:252-261.

An Experimental Study on the Effect of Direct-injection Ratio on the Combustion and Emission of Dual-injection Gasoline Engine

Yu Xiumin，Wang Ye，Li Shengcheng，Du Yaodong，Wu Haiming＆ Dong Wei
Jilin University， State Key Laboratory of Automotive Simulation and Control， Changchun 130022

The test on a gasoline engine equipped with dual-injection system is conducted to investigate the effects of direct-injection ratio rDIon the combustion and emission of that engine with stoichiometric mixture under different load conditions.The results show that with the increase of rDI，the pressure and temperature in cylinder are almost kept unchanged when rDIis less than 40%，and they obviously fall when rDIis more than 40%；CO emission increases first and then decreases， and the trend of THCemission is just the opposite， while NOxemission constantly lowers.With the increase of rDI， the distribution of particle size changes from single peak to double peaks， and the total particle emission rises first then falls， the emission of accumulation mode particle constantly raises， while that of nucleation mode particle depends on load，and there is an optimal rDIto make it minimum.With the increase of load， all the emissions of particle and pollutant gases fall except NOx， which rises with load going up.

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.09.003

?國家自然科學基金(51276079)、高等學校博士學科點專項科研基金(20110061110032)和吉林大學研究生創新基金項目(2016022)資助。

原稿收到日期為2017年1月20日，修改稿收到日期為2017年5月9日。

李盛成，博士，E-mail:lisc＠jlu.edu.cn。