乙醇汽油雙燃料雙噴射系統發動機燃油互換的對比研究

趙樂文，裴毅強，李翔

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乙醇汽油雙燃料雙噴射系統發動機燃油互換的對比研究

趙樂文，裴毅強，李翔

(天津大學 內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津，300072)

將1臺GDI(gasoline direct injection)增壓發動機改裝成乙醇汽油的雙燃料雙噴射系統發動機，系統地對比研究EPI+GDI(進氣道噴射乙醇+缸內直噴汽油)和EDI+GPI(缸內直噴乙醇+進氣道噴射汽油) 2種燃燒模式對提高發動機燃油經濟性、降低氣態常規排放和微粒排放的影響規律。研究結果表明：當量比油耗ESFC隨乙醇質量分數ethanol的增加逐漸降低；由于乙醇較高的汽化潛熱對缸內直噴的充量冷卻效果更好，EDI+GPI燃燒模式的燃油經濟性比EPI+GDI的好；2種燃燒模式的HC排放量均隨ethanol增加而減小；CO排放量隨著ethanol增加先減小后增大，但在轉折點(ethanol=40%)前，EDI+GPI燃燒模式的CO排放量大；在轉折點后，EPI+GDI的CO排放量大；EPI+GDI燃燒模式的NO排放量隨ethanol的增加而增大，而EDI+GPI的NO排放量呈現相反的趨勢；微粒粒徑均隨著ethanol的增加逐漸降低，乙醇良好的蒸發特性和較高的氧摩爾分數不僅抑制了微粒的生成，而且促進了微粒的氧化；EDI+GPI燃燒模式的微粒排放量明顯比EPI+GDI的大。

乙醇汽油雙燃料；雙噴射系統；燃油互換；燃油經濟性；微粒排放；氣態常規排放

近年來，節能減排的全球性問題促使各國出臺了更嚴格的油耗和排放法規。歐盟要求2020年乘用車CO2排放量控制在95 g/km；中國規定乘用車平均燃料消耗量在2020年下降至5 L/100 km，到2025年，CO2排放量達到95 g/km的標準，而且歐Ⅵ[1]和國Ⅴ[2]排放法規也對氣態常規排放物(HC，CO，NO)、微粒數量(≤6.00×1011個/km)和質量(≤4.5 g/km)進行了嚴格的限制。GDI(缸內直噴，gasoline direct injection)發動機因具有動力性強、經濟性好、變工況響應快的優點已成為現階段乘用車的主流，但其普遍存在嚴重的燃油撞壁現象導致微粒排放較高。傳統PFI(進氣道噴射，port fuel injection)發動機具有結構簡單、碳煙排放少的優勢。因此，有必要采用1種新型的燃油噴射方式——雙噴射系統，即將進氣道噴射(PFI)和缸內直噴(GDI) 結合，并能夠根據發動機的運行工況實時改變2種噴射方式的燃油噴射比例，為優化燃燒過程、降低排放提供可能。面對能源危機和環境污染的加劇，替代燃料能夠降低有害排放物和對石油燃料的依賴。乙醇作為1種常用的替代燃料，其較高的氧摩爾分數、較高的H與C物質的量比和低硫摩爾分數能夠促進燃料完全燃燒，減小有害排放物；其較高的汽化潛熱(約為汽油的2.25倍)能夠增強進氣和壓縮沖程的充量冷卻作用，提高充氣效率；其較高的層流火焰速度(約為汽油的1.32倍)能夠加速燃燒過程，提高發動機的熱效率；其較大的辛烷值(約為汽油的1.10倍)可增加發動機的壓縮比，提高抗爆性。由于乙醇的黏度較低，能夠更好地與空氣混合，改善混合氣霧化質量，且乙醇的自燃點高，比汽油更安全，方便運輸。當前，國內外對燃用乙醇或乙醇汽油混合燃料的火花點火式發動機的燃燒、節能、凈化等方面有一定的研究。但由于不能根據發動機運行工況實時改變燃料的混合比例，而且乙醇較高的汽化潛熱和沸點會導致發動機冷啟動困難[3]，致使乙醇的優勢無法充分發揮。與混合燃料相比，雙噴射系統能夠更充分地發揮乙醇的優勢。因此，有必要采用乙醇汽油的雙燃料雙噴射系統，在充分發揮乙醇優勢、提高燃油經濟性的同時，利用雙噴射系統優化燃燒過程，進一步減少有害排放物。STEIN 等[4]在1臺3.5 L增壓直噴發動機上加裝進氣道噴射系統，并將發動機的壓縮比提高至12:1，研究發現缸內直噴E85燃料可以有效抑制爆震，拓展負荷。DANIEL等[5]進行了缸內噴射甲醇或乙醇、進氣道噴射汽油的雙噴射系統的抗爆性研究，結果表明高辛烷值的乙醇和甲醇減緩了爆震傾向，同時降低了HC和CO的排放量。ZHUANG等[6]還分析了缸內直噴乙醇的噴射正時對抑制爆震效果的影響，在進氣門關閉后，噴射乙醇可以提高抗爆性，但是混合氣質量下降，導致燃燒效率較低和排放量較高；而在進氣門關閉之前，噴射乙醇能夠提高發動機的充氣效率，進而提高熱效率。CATAPANO等[7?8]對比研究了燃用乙醇汽油的雙噴射系統與缸內直噴同比例混合燃料對性能和有害物排放的影響，結果表明與混合燃料相比，雙噴射系統能夠提高發動機的熱效率，降低能量消耗率。DANIEL 等[9]還發現與缸內直噴相比，雙噴射系統能夠減小微粒的質量和平均直徑，但核態微粒數量增多。ZHUANG等[10]在1臺改裝為雙噴射系統的單缸機上研究了缸內噴乙醇進氣道噴射汽油對發動機性能的影響，結果表明隨著乙醇質量分數增加，發動機具有更高的平均有效壓力和更低的燃油消耗。綜上所述，國內外對乙醇汽油雙燃料雙噴射系統發動機的研究多趨向于利用乙醇特性抑制爆震、雙燃料雙噴射系統發動機與混合燃料發動機的性能對比等，而對乙醇汽油雙燃料雙噴射系統發動機燃油互換的對比研究仍較少。因此，本文作者系統而深入地對比研究EPI+GDI(進氣道噴射乙醇+缸內直噴汽油)和EDI+GPI(缸內直噴乙醇+進氣道噴射汽油)這2種燃燒模式的雙燃料雙噴射系統；著重對比2種燃燒模式發動機的燃油經濟性和氣態常規排放物，并對燃燒特性和微粒數量的粒徑分布進行比較；充分利用2種燃燒模式進一步發掘汽油機在節能減排方面的潛力，以便為解決GDI發動機微粒排放的難題提供科學而有價值的理論和工程應用參考。

1 試驗設備與流程

1.1 試驗系統與設備

試驗采用的雙燃料雙噴射系統發動機是由1臺2.0 L增壓缸內直噴汽油機改裝而來的，原GDI發動機技術參數見表1。在原機基礎上加裝進氣道多點噴射系統，由獨立的油箱、油泵、燃油分配管和4個噴油器供油；采用開放式ECU和進氣道噴射系統進行實時通信，并與原機的噴射次序、曲軸信號和凸輪軸信號等實時同步；由標定軟件控制進氣道噴油器的噴射脈寬、噴射時刻等參數。原GDI噴射系統通過ETAS公司的INCA在線標定系統與原機開放式ECU實時通信并控制缸內噴油器。進氣道噴射和缸內直噴的噴油比例可實現在線精確調節。試驗臺架系統如圖1所示。

本試驗測量缸壓的設備是由Kistler 2614CK1光電編碼器、AVL GH13Z型火花塞式缸壓傳感器、Kistler 5018電荷放大器和AVL 641燃燒分析儀等組成，用于采集和處理缸內燃燒數據；過量空氣系數測量采用ETAS LA4型λ分析儀；采用2臺AVL 731油耗儀分別測量進氣道噴射和缸內直噴的燃油流量；氣態常規排放測量采用Horiba MEXA?7100DEGR排放分析儀；采用Cambustion公司的DMS500快速顆粒取樣分析儀對微粒數量的粒徑分布實時在線測量，其粒徑測量范圍為5~1 000 nm，響應頻率為10 Hz，通過干燥空氣對采集的發動機排氣進行2級稀釋，其中一、二級稀釋比分別為1:4和1:100，采樣管溫度為100 ℃。試驗所用燃料(汽油、乙醇)的物理化學屬性見表2。

表1 發動機技術參數

1—進氣；2—空氣流量計；3—中冷器；4—節氣門；5—進氣道噴射油軌；6—缸內直噴油軌；7—渦輪增壓器；8—排氣；9—缸壓傳感器；10—角標；11—電荷放大器；12—燃燒分析儀；13—計算機1；14—油門踏板；15—原機開放式ECU；16—INCA軟件；17—計算機2；18—進氣道油耗儀；19—進氣道油箱；20—缸內直噴油耗儀；21—缸內直噴油箱；22—進氣道控制ECU；23—計算機3；24—測功機；25—氧傳感器；26—λ分析儀；27—Horiba排放儀；28—DMS500。

表2 試驗所用燃料屬性

1.2 試驗流程

試驗選取汽油機典型城市工況的3個常用轉速 (1 500，2 000和2 500 r/min)以及具有代表性的中低負荷(平均有效壓力為0.6 MPa)。由于乙醇較高的汽化潛熱易導致發動機冷啟動困難，所以，發動機先以汽油缸內直噴的方式熱機，待冷卻液溫度和中冷后進氣溫度分別穩定在(88±2) ℃和(25±2) ℃之后，再進行EPI+GDI和EDI+GPI 2種燃燒模式的對比試驗。無論進氣道噴射乙醇還是缸內直噴乙醇，乙醇噴射質量分數ethanol的變化范圍均為0~100%(間隔20%)，ethanol計算公式如下：

式中：gasoline和ethanol分別為油耗儀測得的汽油和乙醇的燃油流量，kg/h；gasoline和ethanol分別為汽油和乙醇的低熱值，kJ/g。

所有試驗工況均在化學計量空燃比條件下運行，將點火提前角調節到最大扭矩對應的最小點火提前角，即MBT(minimal advance of best torque)。為最大限度發揮雙燃料雙噴射的優勢，MBT定義為調節點火提前角至輕微爆震，判斷標準為爆震值小于或等于1.5；若未發生爆震，則按照文獻[11]中的方式調節點火提前角使CA50(即已燃燃料質量分數達到50%時對應的曲軸轉角)保持在壓縮上止點后8°~10°。

進氣道燃油分配管上的油壓調節裝置噴油壓力能夠穩定在0.36 MPa；缸內直噴噴油壓力均采用原機的噴油壓力(分別為5.5，5.5和6.0 MPa)。為保證油氣混合時間充足和燃燒穩定，進氣道噴射和缸內直噴的噴油定時分別固定在壓縮上止點后305°和壓縮上止點前300°。為保證試驗測量精度，所有工況的數據采集均在發動機穩定運行5 min后進行，連續采集3次油耗、燃燒(200個循環)、氣態常規排放和微粒排放(每次數據記錄時間為1 min)數據，并求取平均值。

由于乙醇和汽油的低熱值不同，為更全面地評價乙醇汽油雙燃料雙噴射系統的燃油經濟性，引入比油耗BSFC(brake specific fuel consumption)和當量比油耗ESFC。ESFC基于燃油能量評價燃油經濟性，即將乙醇的熱量轉化為由等熱量汽油換算而來的有效燃油消耗率，

式中：e為發動機的有效功率，kW；ESFC為當量比油耗，g/(kW·h)。

2 結果與討論

2.1 燃油經濟性

圖2所示為基于燃油質量消耗的油耗BSFC和基于燃油能量消耗的當量比油耗ESFC的變化，圖3所示為燃燒特性分析結果。

由圖2可知：2種燃燒模式的BSFC均隨ethanol的增加呈現線性增加的趨勢。這是因為乙醇的低熱值僅為汽油的60.72%(表2)，需要噴入更多乙醇來保持相同的發動機功率。而ESFC隨ethanol的增加而降低，實現相同發動機功率輸出需要的能量逐漸減少，進而提高發動機的有效熱效率。

隨著ethanol增加，ESFC逐漸降低。一方面是因為乙醇較高的氧摩爾分數能夠促進燃料的完全燃燒。與純汽油相比，在2種燃燒模式下，當只燃燒乙醇時，火焰發展期和燃燒持續期均明顯縮短，活塞和缸壁的傳熱損失減少[12]，乙醇的層流火焰速度約為汽油的1.3倍，有利于提高燃燒速率[13]，改善發動機的燃油經濟性。另一方面，所有工況的點火提前角均調節到MBT，CA50保持在壓縮上止點后8°~10°，優化了燃燒相位，且平均指示壓力變動系數IMEP(coefficient of variation of IMEP)均在3%以下，燃燒比較穩定。

轉速/(r?min?1)：(a) 1 500；(b) 2 000；(c) 2 500

ESFC的降低可以用摩爾乘數效應(mole multiplier effect)[14]來解釋。每循環發動機中燃油混合物在膨脹行程作的功越多，摩爾乘數效應越強，摩爾乘數效應表示為

式中：為燃燒物質的量；為通用氣體常數；1為膨脹行程中初始溫度；為定壓比熱容與定容比熱容的比值；1和2分別為膨脹行程中初始和最終的體積，即發動機的余隙容積和排量。

在發動機的膨脹行程中，假定1，1和2均保持不變，ethanol增加會增強摩爾乘數效應。一方面，ethanol增加需要噴入更多質量的乙醇來維持相同的功率輸出和化學計量空燃比，而乙醇燃燒產生的氣體物質的量的增量比汽油燃燒產生的增量多[15]，即燃燒產物的物質的量隨ethanol增加而增加，更多燃燒產物在膨脹行程中轉化為更多能量作功，則隨著ethanol增加而增加。另一方面，摩爾乘數效應表達式也是關于的公式，越大，越大。標準狀態下乙醇的比汽油的大，因此，ethanol增加提高了發動機的有效熱效率。由此可見，EPI+GDI的雙燃料雙噴射系統有助于改善發動機的燃油經濟性。

從圖2還可見：各轉速(1 500，2 000和2 500 r/min)最低ESFC均出現在ethanol=100%時，EPI+GDI燃燒模式最低ESFC分別為253.01，249.85和259.39 g/(kW?h)，與燃用純汽油相比，燃油經濟性分別提高了2.18%，5.04%和3.14%。EDI+GPI燃燒模式的最低ESFC分別為239.98，239.16和248.90 g/(kW?h)，與燃用純汽油相比，燃油經濟性分別提高了10.21%，11.53%和8.51%。

隨乙醇質量分數的增加，EDI+GPI比EPI+GDI的節油效果更加明顯。這是因為乙醇較高的汽化潛熱可以降低進氣溫度，增大缸內充量密度，與進氣道噴射乙醇相比，乙醇直噴到缸內的充量冷卻作用更明顯。從圖3可以看出：EDI+GPI燃用純乙醇的火焰發展期和燃燒持續期均比EPI+GDI燃用純乙醇的短，更高的燃燒速率能夠減少活塞和缸壁的熱損失，從而提高發動機的有效熱效率。另外，進氣道噴油器較低的噴油壓力使EPI+GDI燃用純乙醇的噴射脈寬較長，油氣混合時間縮短，混合氣霧化質量惡化，導致進氣門附近出現池火現象[16]，大量燃油聚集在進氣門附近形成了燃油局部濃區，不利于充分燃燒。

2.2 氣態常規排放物

圖4所示為各工況HC排放量隨ethanol的變化。由圖4可知：2種燃燒模式的HC排放量不受發動機轉速影響，均隨ethanol增加而逐漸減少。乙醇較高的層流火焰速度加速了缸內燃燒過程，較高的氧摩爾分數也增大了包括燃油局部濃區在內的混合氣的氧摩爾分數，而且其良好的蒸發特性有利于均質混合氣的形成，使燃燒更加充分，從而減少HC排放量。

當ethanol=0%時，EDI+GPI燃燒模式的HC排放量比EPI+GDI燃燒模式的大，即進氣道噴射純汽油的HC排放量比缸內噴射純汽油大；當ethanol=100%時，EPI+GDI燃燒模式的HC排放量比EDI+GPI燃燒模式的大，即進氣道噴射純乙醇的HC排放量比缸內直噴純乙醇的HC排放量大。

進氣道噴油器將液態燃油直接噴射到進氣門背面和進氣口附近，而且噴射壓力低。當進氣道噴射比例較大時，噴射脈寬較長。表3所示為進氣道噴射持續期相對進氣門開啟和關閉時的噴射角度。由表3可知：進氣道的燃油噴射一部分發生于進氣門關閉時，當進氣門開啟時，缸內燃燒氣體的快速回流加速了燃油蒸發過程，進氣門和進氣口表面的液態燃油以氣態的形式進入缸內[17]；另一部分燃油在進氣門開啟后以液滴的形式跟隨進氣氣流進入氣缸，其中大部分液態燃油與缸內的空氣、燃油蒸汽和殘余廢氣進行蒸發、混合，在進氣行程和圧縮行程中形成可燃混合氣。但是，剩余的液態燃油特別是揮發性較差的重質化合物會殘留在燃燒室中的淬熄層、縫隙區、潤滑油膜和沉積物中，然后在膨脹行程和排氣行程中釋放，此時，缸內溫度、壓力和氧摩爾分數均較低，燃油難以完全被氧化，從而增加了HC排放量[18]。

轉速/(r?min?1)：(a) 1 500；(b) 2 000；(c) 2 5001—EPI+GDI；2—EDI+GPI。

表3 進氣道噴射持續期相對進氣門開啟和關閉時的噴射角度

圖5所示為各工況CO排放量隨ethanol的變化。由圖5可知：不同轉速下CO排放量的變化趨勢基本一致，均隨著ethanol增加先減小后增大，在轉折點(ethanol=40%)時的CO排放量最小。CO是缸內不完全燃燒的產物。轉折點前CO排放量隨ethanol增加而減小，是因為乙醇較高的氧摩爾分數和較低的碳摩爾分數增加了混合氣中的氧摩爾分數，較高的層流火焰速度加速了燃燒過程，使燃燒更充分，抑制了CO的生成。但是，轉折點后進一步增加ethanol雖然會增加混合氣中的氧摩爾分數，但也會導致池火現象[16]，即EDI+GPI模式中燃油撞擊到活塞和燃燒室壁面形成的局部過濃區和EPI+GDI模式中燃油聚集在進氣門附近形成的燃油局部濃區，導致CO排放量增大。同時，轉折點后的缸內最高溫度(如圖6所示)隨ethanol的增大而增大，已成為燃燒產物的CO2在高溫時產生熱離解反應，也會導致CO排放量增加。

從圖5還可以看出：轉折點前，EDI+GPI燃燒模式的CO排放量比EPI+GDI的大；轉折點后，EPI+GDI的CO排放量比EDI+GPI的大。無論進氣道噴射乙醇還是汽油，當進氣道噴射燃料所占的比例較大時，較低的噴射壓力使噴射脈寬較長，燃油撞擊到進氣門或進氣口附近的壁面上，且部分燃油在進氣門開啟后直接進入氣缸，油氣蒸發霧化質量惡化，導致CO生成量增加。

圖7所示為各工況NO排放量隨ethanol的變化。由圖7可知：EPI+GDI和EDI+GPI燃燒模式下NO排放量的變化趨勢相反，但是各個轉速的NO排放量呈現相近的變化趨勢。NO在稀混合氣區的生成主要是溫度起支配作用，在濃混合氣區主要是氧摩爾分數起支配作用[8]。

EPI+GDI燃燒模式的NO排放量隨ethanol的增加呈現逐漸增大的趨勢。原因是隨著ethanol增加，乙醇較高的氧摩爾分數增加了包括燃油濃區在內的混合氣的氧摩爾分數，從圖6(a)中可以看出較高的缸內溫度和乙醇較高的氧摩爾分數增加了NO的生成量。

圖8所示為各工況排氣溫度隨ethanol的變化。由圖8可知：EDI+GPI燃燒模式的NO排放量隨ethanol的增加呈現逐漸減小的趨勢。因為隨著ethanol的增加，燃燒溫度逐漸下降，各轉速的排氣溫度均隨ethanol增大而降低。其原因有2個：一是乙醇較高的汽化潛熱降低了燃燒初期的充量溫度，且乙醇的低熱值較小，為維持發動機功率需要往氣缸內噴入更多質量的乙 醇，進一步加強了缸內充量冷卻作用；二是乙醇燃燒產物中的3原子分子比汽油中的多[19]，導致燃燒氣體比熱容增加，進而降低了燃燒溫度。另外，由圖3可知：乙醇較高的層流火焰速度加速了燃燒過程，縮短了燃燒持續期，降低了高溫持續時間，進而抑制了NO的生成。

轉速/(r?min?1)：(a) 1 500；(b) 2 000；(c) 2 5001—EPI+GDI；2—EDI+GPI。

(a) EPI+GDI，2 500 r/min；(b) EDI+GPI，2 500 r/min；(c) EPI+GDI，2 000 r/min；(d) EDI+GPI，2 000 r/min；(e) EPI+GDI，1 500 r/min；(f) EDI+GPI，1 500 r/min

轉速/(r?min?1)：(a) 1 500；(b) 2 000；(c) 2 500

轉速/(r?min?1)：(a) 1 500；(b) 2 000；(c) 2 500

2.3 微粒排放特性

為了探究EDI+GPI和EPI+GDI雙燃料雙噴射系統的微粒排放特性，研究微粒總數量和微粒粒徑隨乙醇質量分數變化的影響，分別如圖9和圖10所示。

由圖9可知：各工況的微粒總數量均隨ethanol的增加而逐漸降低。與燃用純汽油(ethanol=0%)相比，EDI+GPI燃燒模式下燃燒純乙醇(ethanol=100%)時的微粒總數量分別降低了94.7%，96.5%和95.1%；EPI+GDI燃燒模式下燃燒純乙醇(ethanol=100%)時的微粒總數量分別降低了97.6%，99.7%和97.2%。在ethanol達到60%~80%時，逐漸接近DMS500微粒數量的最小測量極限。

微粒按照粒徑分布主要分為核態微粒和積聚態微粒[20?21]。核態微粒數量比積聚態微粒數量多且占主導地位，當EDI+GPI燃燒模式下ethanol=0%時，3個工況(1 500，2 000，2 500 r/min)的核態微粒分別占微粒總數量的56.67%，62.21%和62.47%；當EPI+GDI燃燒模式下ethanol=0%時，各工況的核態微粒數量分別約占微粒總數量的69.84%，67.10%和78.44%，但是兩者均隨乙醇質量分數的增加而逐漸降低。

轉速/(r?min?1)：(a) 1 500；(b) 2 000；(c) 2 500

從圖9還可以看出：EDI+GPI模式的微粒排放量明顯比EPI+GDI模式的大。當乙醇質量分數較低時，EDI+GPI燃燒模式主要采用噴油壓力低、流量小的進氣道噴射汽油(GPI)的方式，導致噴射脈寬較長。部分燃油在進氣門開啟后直接進入氣缸，進氣門附近形成了燃油局部濃區且液態燃油容易在進氣門座上形成液態油膜，油氣混合質量惡化，而且此時的HC排放量較大(圖4)，促進了HC等物質經成核現象形成核態微粒，初級碳煙粒子通過團聚、吸附HC等物質形成積聚態微粒[22]。因此，當乙醇質量分數較小時，EDI+GPI的微粒排放量比EPI+GDI的大。

當乙醇質量分數較大時，EDI+GPI燃燒模式主要采用噴射壓力高、流量大的缸內直噴乙醇(EDI)的方式。相比缸內直噴汽油，由于乙醇比汽油的熱值低，缸內的噴射脈寬增加，油氣混合時間縮短，增加了燃油撞擊活塞頂和燃燒室壁面的概率，燃油霧化質量下降，燃料燃燒不完全。因此，當乙醇質量分數較大時，EDI+GPI的微粒排放量比EPI+GDI的大。

圖10所示為各工況微粒粒徑隨ethanol的變化。由圖10可知：各工況的微粒粒徑均呈單峰分布，粒徑主要集中于10~50 nm，且各粒徑的微粒數量均隨ethanol的增加而逐漸減少。

乙醇良好的蒸發特性能夠改善燃油蒸發，促進均質混合氣的形成，使燃燒更加充分。ethanol增加能夠降低EPI+GDI燃燒模式汽油撞擊到活塞和缸壁造成燃油濕壁的概率，可減小EDI+GPI大量汽油聚集在進氣門附近形成池火現象[16]的可能性。

在燃用乙醇汽油的雙燃料雙噴射系統中，汽油中非極性烴類分子與極性乙醇分子間的氫鍵產生分子間的相互作用，這些分子間的干擾允許各自的分子更容易擺脫液體成為蒸汽[23]，乙醇與汽油混合后提高了汽油的蒸發速率。蒸汽壓升高，沸點降低，液態物質更容易揮發。與汽油(汽油重質餾分沸點為225 ℃，見表2)相比，乙醇具有較高的蒸汽壓和較低的沸點，乙醇的添加增強了燃料的蒸發特性，改善了混合氣質量，進而使微粒排放量減少。

乙醇較高的氧摩爾分數提高了燃油局部濃區的氧摩爾分數，研究表明乙醇作為含氧化合物可通過抑制芳香烴前驅體的形成來降低微粒的生成[20]，且乙醇燃燒生成的微粒比汽油燃燒生成的微粒更容易被氧 化[21]，即增強了微粒的氧化特性。乙醇的這些優良特性不僅能抑制微粒的生成，而且能促進已生成微粒的氧化。因此，微粒數量會隨ethanol的增加而逐漸減少。

(a) EPI+GDI，1 500 r/min；(b) EDI+GPI，1 500 r/min；(c) EPI+GDI，2 000 r/min；(d) EDI+GPI，2 000 r/min；(e) EPI+GDI，2 500 r/min；(f) EDI+GPI，2 500 r/min

3 結論

1)ESFC隨ethanol的增加逐漸降低，實現相同發動機功率輸出需要的能量減少。由于乙醇較高的汽化潛熱，對缸內直噴的充量冷卻效果更好，EDI+GPI比EPI+GDI燃燒模式節油效果更明顯。

2) 2種燃燒模式的HC排放量受發動機轉速影響，均隨ethanol增加而減小。CO排放量均隨ethanol增加而先減小后增大。但在轉折點前，EDI+GPI燃燒模式的CO排放量較大；在轉折點后，EPI+GDI的CO排放量較大。EPI+GDI燃燒模式的NO排放量隨ethanol的增加而增大，而EDI+GPI的NO排放量呈現相反的趨勢。

3) 微粒的粒徑均隨著ethanol的增加而逐漸降低，由于乙醇良好的蒸發特性和較高的氧摩爾分數不僅抑制了微粒的生成，而且促進了微粒的氧化。EDI+GPI燃燒模式的微粒排放量明顯比EPI+GDI的微粒排放量大。

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(編輯 劉錦偉)

Comparative study on fuel swap for dual-fuel dual-injection system engine fueled with ethanol and gasoline

ZHAO Lewen, PEI Yiqiang, LI Xiang

(State Key Laboratory of Engines, Tianjin University, Tianjin 300072, China)

The dual-fuel dual-injection system engine fueled with ethanol and gasoline was modified by a turbocharged GDI (gasoline direct injection) engine. The two combustion modes of EPI+GDI(ethanol port injection plus gasoline direct injection) and EDI+GPI (ethanol direct injection plus gasoline port injection) for improving engine fuel economy and reducing gaseous regulated emission and particle emissions were compared systematically. The results show that the equivalent specific fuel consumptionESFCreduces with the increase of mass fraction of ethanolethanol. The fuel economy of EDI+GPI combustion mode is better than that of EPI+GDI, indicating a more efficient charge cooling effect attributable to the high latent heat of vaporization of ethanol by directly injecting into the cylinder. HC emission of the two combustion modes decreases with the increase ofethanol. CO emission decreases first and then increases with the increase ofethanol. What’s more, CO emission of EDI+GPI combustion mode is higher than that of EPI+GDI before the turning point (ethanol=40%), but CO emission of EPI+GDI becomes higher after the turning point. NOemission of EPI+GDI combustion mode increases with the increase ofethanol, while that of the EDI+GPI shows the opposite trend. Furthermore, the particle size gradually decreases with the increase ofethanol, because of the favorable evaporation and the high oxygen mole fraction of ethanol, which not only inhibits the formation of particles, but also promotes the oxidation of the particles. The particle emission of EDI+GPI combustion mode is obviously higher than that of EPI+GDI.

ethanol gasoline dual-fuel; dual-injection system; fuel swap; fuel economy; particle emission; gaseous regulated emission

10.11817/j.issn.1672-7207.2018.05.029

TK46+4

A

1672?7207(2018)05?1254?11

2017?05?23；

2017?06?30

國家科技支撐計劃項目(2014BAG10B01) (Project(2014BAG10B01) supported by the National Key Technology R&D Program)

裴毅強，博士，副教授，從事GDI發動機燃燒與排放控制研究；E-mail: peiyq@tju.edu.cn