USE OF THE CHARACTERISTIC POINTS OF HEAT RELEASE COURSE FOR THE CONTROL OF COMBUSTION PROCESS IN COMPRESSION IGNITION ENGINES

Transkrypt

1 Journal of KONES Internal Combustion Engines 2 No. 3 4 ISSN USE OF HE CHARACERISIC POINS OF HEA RELEASE COURSE FOR HE CONROL OF COMBUSION PROCESS IN COMPRESSION IGNIION ENGINES omasz Gilowski, Zdzisław Stelmasiak Akademia echniczno-humanistyczna w Bielsku-Białej, Katedra Silników Spalinowych i Pojazdów, ul. Willowa 2, 43-9 Bielsko-Biała, tel.(33) , fax. (33) zstelmasiak@ath.bielsko.pl tgilowski@ath.bielsko.pl Abstract he paper presents the analyse of heat release process in the self ignition engine fed conventional and compressed natural gas (CNG) in the dual fuel system. he comparison object were the characteristic points of the heat release course correspond to: start of combustion; points of %, % and 8% the total heat released in the cycle; end of combustion. he analysis of the location characteristic points to the DC will be used as the control criterion of the pilot dose injection timing in the dual fuel engine. he preliminary analysis shown that 8% of total heat released in engine cycle take place in shorter time as % the total combustion time. After-burning of the last 2% fuel is significantly long what extend the total combustion time. his difficult development of changes engine regulation on the total combustion time. he general conclusion can be used in the combustion analysis and engine adaptation to dual fuel fuelling as well as in the control system design. WYKORZYSANIE CHARAKERYSYCZNYCH PUNKÓW PRZEBIEGU WYDZIELANIA CIEPŁA DO SEROWANIA PROCESEM SPALANIA W SILNIKACH ZS Streszczenie W artykule przedstawiono analizę przebiegu wydzielania ciepła w silniku o zapłonie samoczynnym zasilanym tradycyjnie oraz gazem ziemnym sprężonym (CNG) w układzie dwupaliwowym. Przedmiotem analizy były wyniki obliczeń uzyskane na podstawie zarejestrowanych wykresów indykatorowych jednocylindrowego silnika badawczego o wtrysku bezpośrednim. Analizowano położenie względem GMP charakterystycznych punktów przebiegu wydzielania ciepła odpowiadających: początkowi spalania; końcom wydzielania %, % i 8% całkowitej ilości ciepła wydzielonego w cyklu pracy oraz końcowi spalania. Wstępna analiza położenia punktów charakterystycznych wykazała, że 8% całkowitego ciepła jest wydzielana w czasie krótszym niż połowa czasu spalania ładunku. Dalszy proces spalania jest przewlekły, a spalanie ostatnich 2% dawki trwa na tyle długo, że znacząco zakłóca analizy wpływu zmiany regulacji silnika na całkowity czas spalania. Wnioski ogólne mogą być wykorzystane w badaniach procesu spalania w silnikach ZS oraz przy adaptacji silników do zasilania dwupaliwowego i budowie systemów ich sterowania. 1. Wprowadzenie Wymagania stawiane współczesnym silnikom spalinowym szczególnie w zakresie sprawności ogólnej i toksyczności spalin zmuszają konstruktorów do ciągłego doskonalenia systemów sterowania pracą silnika. Rozwój mikroprocesorów oraz algorytmów przetwarzania danych w czasie rzeczywistym, umożliwia stosowanie aktywnych systemów sterowania podczas pracy silnika [1, 2, 3, 4]. Wykorzystują one wcześniej zarejestrowane przebiegi parametrów spalania do sterowania kolejnymi cyklami pracy silnika. W sterowaniu wykorzystuje się przede 88

2 wszystkim przebieg procesu wydzielania ciepła, który ma decydujący wpływ na parametry pracy silnika, jego sprawność ogólną i toksyczność spalin. Z punktu widzenia najwyższej sprawności silnika dąży się aby zasadnicza część ciepła została wydzielona w możliwie krótkim czasie w okolicach GMP [1, 3, 6]. Równocześnie ze względu na obciążenia mechaniczne, hałaśliwość pracy i toksyczność spalin (głównie stężenia NOx) szybki proces wydzielania ciepła nie jest korzystny [6]. W systemach aktywnego sterownia procesem spalania wykorzystuje się analizę pojedynczych obiegów pracy, co pozwala na szybkie i precyzyjne wyznaczanie optymalnego początku wtrysku paliwa, przebiegu wtrysku oraz innych parametrów sterowania. W trakcie pracy silnika dokonuje się korekty tych parametrów tak aby silnik pracował według założonego kryterium optymalizacji. 2. Stanowisko badawcze i metodyka badań Badania wykonano na jednocylindrowym silniku o zapłonie samoczynnym i wtrysku bezpośrednim 1CA9. Dane techniczne silnika przedstawiono w tabeli 1. Silnik zasilano olejem napędowym oraz dwupaliwowo, to jest sprężonym gazem ziemnym (CNG) oraz pilotującą dawką oleju napędowego. Wykonano charakterystyki obciążeniowe silnika w zakresie prędkości obrotowych 17 obr/min oraz zmian obciążenia silnika od minimalnego do maksymalnego. W przypadku zasilania olejem napędowym maksymalne obciążenie było ograniczone zjawiskiem dymienia, natomiast przy zasilaniu dwupaliwowym zjawiskiem spalania stukowego w zakresie bogatych mieszanin gaz-powietrze. Dane techniczne silnika 1CA9 Liczba cylindrów 1 Średnica cylindra 9 mm Skok 9 mm Pojemność skokowa 573 cm 3 Stopień sprężania 16.8 Moc użyteczna 6.1 kw Prędkość obrotowa obr/min yp komory spalania wtrysk bezpośredni do toroidalnej komory w tłoku Wyprzedzenie wtrysku 28 o OWK przed GMP abela 1 W analizie przebiegu wydzielania ciepła wykorzystywano średnie wykresy indykatorowe ze 128 kolejno po sobie następujących cykli pracy. Wartości ciśnień rejestrowano co,5 o OWK dla 7 o OWK, w pełnym zakresie pracy silnika obejmującym zarówno fazę spalania jak i fazy wymiany ładunku. Wykresy indykatorowe rejestrowano przy pomocy układu INDIMEER typ 619 i nadajnika kąta obrotu wału korbowego typ 16 produkcji AVL. Do obliczeń wykorzystywano opracowany w Katedrze Silników Spalinowych i Pojazdów program wydzielania ciepła oparty o rejestrowane w czasie badań przebiegi ciśnień. W pierwszym kroku obliczeniowym zarejestrowane ciśnienia są poddawane procedurze aproksymacyjnej, która ma na celu wygładzenie danych pomiarowych. Do tego celu 89

3 wykorzystywano aproksymację funkcjami sklejanymi trzeciego stopnia, która zapewnia ciągłość drugiej pochodnej. Jest to bardzo ważna zaleta stosowanej metody, ponieważ w dalszych etapach obliczeń wykorzystuje się pierwszą pochodną obliczaną numerycznie. Ważnym krokiem obliczeń jest ustalenie prawidłowego punktu początku spalania. Do jego wyznaczenia stosowano dwie metody [5]. Pierwsza metoda polega na analizie przebiegu pierwszej pochodnej ciśnienia. W punkcie odpowiadającym początkowi spalania na linii ciśnienia występuje punkt przegięcia, któremu na wykresie pochodnej odpowiada minimum lokalne. Punkt występowania minimum lokalnego pierwszej pochodnej ciśnienia między wtryskiem paliwa a GMP jest przyjmowany jako początek spalania. Druga metoda opiera się na analizie przebiegu chwilowego wykładnika politropy sprężania. W końcowej fazie procesu sprężania, wskutek intensywnego odprowadzania ciepła od czynnika do ścianek cylindra, wykładnik politropy maleje. Po zapłonie paliwa i stabilizacji płomienia, wskutek intensywnego wydzielania ciepła wykładnik politropy zaczyna gwałtownie rosnąć. Punkt występowania minimum na przebiegu politropy przyjmowany jest w obliczeniach jako początek spalania. Jako punkt końca wydzielania ciepła przyjmowany był punkt równości chwilowego wykładnika politropy oraz chwilowego wykładnika adiabaty. Ze względu na efektywność metody numerycznej oraz możliwość uzyskania powtarzalnych wyników, jako punkt końca aktywnego wydzielania ciepła przyjmowano w dalszych analizach punkt odpowiadający 98% całkowitej ilości ciepła wydzielonego w cyklu pracy, oznaczanej dalej jako Q max. Ilość ciepła od początku spalania obliczano całkując chwilową szybkość wydzielania ciepła obliczaną na podstawie bilansu energii zgodnie z pierwszą zasadą termodynamiki. 3. Analiza przebiegu wydzielania ciepła Analizę przebiegu wydzielania ciepła przeprowadzono w oparciu o zarejestrowane średnie wykresy indykatotrowe silnika zasilanego samym olejem napędowym i dwupaliwowo w pełnym zakresie obciążeń. Jako charakterystyczne punkty analizy przyjęto punkty odpowiadające %, %, 8%, 98% i % całkowitego ciepła Q max wydzielonego w cyklu pracy. Wyboru punktów dokonano na podstawie analizy literatury oraz doświadczeń własnych uzyskanych w trakcie wieloletnich badań. Okres wydzielania %Q max ma decydujący wpływ na dalszy przebieg spalania. Jest to okres, w którym występuje maksymalna szybkość wydzielania ciepła (dq/dα) max i związana z tym maksymalna szybkość narastania ciśnienia (dp/dα) max. Obie wymienione wielkości decydują o twardości pracy silnika. Z uwagi na fakt, że w silniku dwupaliwowym ilość ciepła dostarczanego wraz z olejem napędowym, w zakresie maksymalnych obciążeń wynosiła 18,5,5% całkowitego ciepła dostarczanego do silnika, analiza punktu %Q max pozwala określić wpływ gazu na opóźnienie samozapłonu. Okres wydzielenia %Q max ma istotny wpływ na wielkość pracy obiegu oraz sprawność silnika. Położenie tego punktu względem GMP często jest wykorzystywane w aktywnej regulacji początku wtrysku [1, 3]. Okres wydzielania 8%Q max charakteryzuje się zadawalającą dynamiką procesu spalania i ma istotny wpływ na maksymalną moc silnika oraz toksyczność spalin. Dynamika procesu spalania powyżej tej granicy wyraźnie spada. Pozostałe % ciepła jest wydzielane w długim przedziale czasowym i ma w zasadzie wpływ głównie na temperaturę spalin. 9

4 W dalszej analizie przyjmowano jako punkt końca aktywnego spalania punkt wydzielenia 98%Q max. Wartość ta została dobrana ze względu na zapewnienie powtarzalnych wyników i efektywność metody numerycznej. Położenie charakterystycznych punktów przebiegu wydzielania ciepła w funkcji obciążenia silnika przedstawiono na rys.1. Z analizy przebiegów pokazanych na rys. 1 wynika, że w silniku zasilanym olejem napędowym punkty % i %Q max leżą bardzo blisko siebie i w nieznacznym stopniu zależą od obciążenia silnika. W przypadku zasilania dwupaliwowego, punkty odpowiadające %Q max są opóźnione w czasie, co świadczy o zwiększeniu zwłoki zapłonu i wolniejszym przebiegu spalania w początkowej fazie procesu. Długość okresu wydzielania ciepła 8%Q max w silniku zasilanym olejem napędowym wynosi 25 o OWK i jest bardziej zależna od obciążenia niż wcześniej omawiane punkty charakterystyczne. Dopalanie pozostałych % ładunku (punkty odpowiadające 98% i %Q max ) wydłuża się w czasie i znacząco wzrasta ze wzrostem obciążenia silnika. Równocześnie z porównania punktów odpowiadających zasilaniu dwupaliwowemu wynika, że dopalanie ładunku przy zasilaniu dwupaliwowym trwa znacznie krócej. Wyjaśnia to zjawisko wzrostu sprawności silnika dwupaliwowego przy pełnym obciążeniu w stosunku do silnika zasilanego konwencjonalnie. kąt obrotu walu korbowego [ o OWK] % %Q max %Q max 8%Q max 98%Q max %Q max n= obr/min n=27 obr/min kąt obrotu walu korbowego [ o OWK] %Q max %Q max 8%Q max 98%Q max %Q max GMP GMP średnie ciśnienie użyteczne p e [MPa] średnie ciśnienie użyteczne p e [MPa] Rys. 1. Zmiany charakterystycznych punktów wydzielania ciepła w funkcji obciążenia silnika: linia ciągła zasilanie olejem napędowym; linia przerywana zasilanie dwupaliwowe Z rys. 1 wynika ponadto, że dopalanie ostatnich 2% ładunku trwa na tyle długo, iż w znaczący sposób zakłóca analizę całkowitego czasu spalania. W związku z tym w dalszych analizach jako koniec spalania przyjmowano kąt odpowiadający wydzieleniu 98% całkowitego ciepła dostarczanego do silnika. Na rys. 2 przedstawiono porównanie charakterystycznych punktów wydzielania ciepła odpowiadających %, % i 8%Q max w silniku zasilanym tradycyjnie i dwupaliwowo dla prędkości obrotowych i 27 obr/min. Na wykresach zaznaczono również temperatury średnie w punktach końcowych przedziałów wydzielania ciepła. 91

5 Przy zasilaniu olejem napędowym o fazie % i %Q max decyduje głównie faza spalania kinetycznego, w której przebieg spalania zależy przede wszystkim od temperatury czynnika w komorze spalania i jakości rozpylenia strugi paliwa. W miarę wzrostu obciążenia, wskutek zwiększenia temperatury komory spalania, wydzielenie % i % całkowitej ilości ciepła odbywa się w krótszym czasie. Powoduje to, że punkty charakterystyczne są osiągane dla wcześniejszych kątów niż przy częściowych obciążeniach. W przypadku zasilania dwupaliwowego omawiane punkty charakterystyczne są osiągane później co spowodowane jest głównie zwiększeniem zwłoki zapłonu paliwa ciekłego [2, 3, 6]. Opóźnienie dla %Q max wynosi w granicach 3 5 o OWK zależnie od obciążenia silnika. Dla prędkości obrotowej obr/min temperatury średnie na końcu przedziału % i %Q max są podobne dla obydwu systemów zasilania co może świadczyć, że wydzielanie ciepła odbywa się w zbliżonych temperaturach. Przy prędkości obrotowej 27 obr/min temperatury w przypadku zasilania dwupaliwowego są mniejsze w granicach 1 K co wynika z faktu, że wskutek opóźnienia zapłonu punkty % i %Q max osiągane są po GMP w fazie powiększającej się objętości cylindra. Utlenianie paliwa w mniejszych temperaturach dodatkowo wydłuża okres osiągania punktów i %Q max. W fazie spalania paliwa ciekłego odpowiadającej 8%Q max zasadnicze znaczenie odgrywa spalanie dyfuzyjne, które jest zależne od wielkości dawki. Malejący współczynnik nadmiaru powietrza w miarę wzrostu obciążenia powoduje, że kąt trwania procesu wydzielania 8%Q max przy zasilaniu olejem napędowym wzrasta wraz z obciążeniem. Zmiana kąta zakończenia fazy wydzielenia 8%Q max związana ze zmianą obciążenia wynosi około 8 o OWK przy obr/min i około 6 o OWK przy 27 obr/min. W przypadku zasilania dwupaliwowego na okres 8%Q max wpływa faza spalania kinetycznego i dyfuzyjnego dawki pilotującej oraz kinetyczne spalanie mieszaniny gazpowietrze. Przy małej dawce pilotującej prawie całe paliwo ciekłe spalane jest w fazie kinetycznej, a faza dyfuzyjna ograniczona jest jedynie do małego udziału procentowego ciepła w całej dawce energii dostarczanej do silnika. Zasadnicza część wydzielanej energii pochodzi z kinetycznego spalania mieszaniny gaz-powietrze. Szybkość spalania mieszaniny gazowej jest silnie uzależniona od współczynnika nadmiaru powietrza dla mieszaniny gaz-powietrze λ g. W miarę zwiększania obciążenia silnik dwupaliwowy jest zasilany coraz bogatszą mieszaniną o większej szybkości spalania. W efekcie przedział czasowy wydzielenia 8%Q max maleje wraz ze wzrostem obciążenia silnika. Porównanie kątów 8%Q max dla obydwu systemów zasilania rys. 2 wskazuje, że przy częściowym obciążeniu w silniku dwupaliwowym 8% ciepła wydzielane jest później w granicach 3 5 o OWK niż przy zasilaniu tradycyjnym. Przy większych obciążeniach wskutek większej szybkości spalania jednorodnej mieszaniny gaz-powietrze 8% wydzielonego ciepła jest osiągane wcześniej niż przy zasilaniu olejem napędowym. Przy maksymalnym obciążeniu różnice wynoszą około 8 9 o OWK przy obr/min i około 6 7 o OWK przy 27 obr/min. Porównanie położenia kątów odpowiadających 8%Q max dla obydwu systemów zasilania wyjaśnia przyczynę straty sprawności ogólnej silników dwupaliwowych przy częściowych obciążeniach i lepszą sprawność przy maksymalnych w stosunku do zasilania tradycyjnego. Zmiany kąta końca okresu 8%Q max w silniku dwupaliwowym związane z obciążeniem wynoszą 5 9 o OWK. Fakt ten uzasadnia konieczność aktywnego sterowania kątem wyprzedzenia wtrysku dawki pilotującej. W analizie przebiegu spalania istotna jest nie tylko długość przedziału wydzielenia określonej ilości ciepła ale również dynamika procesu spalania w tym przedziale. Jednym z parametrów służących do określenia dynamiki wydzielania ciepła może być położenie środka ciężkości pola pod krzywą chwilowej szybkości wydzielania ciepła w badanym przedziale względem GMP. Na rys. 3 przedstawiono zmianę położenia środka ciężkości przedziału 8%Q max w funkcji obciążenia silnika. 92

6 Przy zasilaniu olejem napędowym dla prędkości obrotowej obr/min środek ciężkości przedziału 8%Q max występuje dla kątów -3,5-2,5 o OWK przed GMP. Przy prędkości obrotowej 27 obr/min występuje później o około 4 o OWK i zachodzi dla 1,5 2, o OWK po GMP. Występowanie środka ciężkości 8%Q max przed GMP świadczy, że fabryczny kąt wyprzedzenia wtrysku 28 o OWK przed GMP nie może być optymalny w całym zakresie pracy silnika. Według danych literaturowych środek ciężkości przedziału 8%Q max dla konwencjonalnego zasilania silnika powinien znajdować się w granicach 3 5 o OWK po GMP. Zmiana położenia środka 8%Q max związana ze zmianą obciążenia nie przekracza 1 o OWK. Można zatem uznać, że badany silnik przy zasilaniu olejem napędowym nie wymaga korekty początku wtrysku wraz z obciążeniem %Q max %Q max średnie ciśnienie użyteczne pe [MPa] Zasilanie: temperatura œrednia czynnika [K] ON % n= obr/min ON+CNG n=27 obr/min 2. %Q max 1.5 %Q max 1..5 α % α. % α % α 8% α 11 8% %Q max %Q max średnie ciśnienie użyteczne pe [MPa] Rys. 2. Porównanie charakterystycznych punktów wydzielania ciepła w silniku zasilanym tradycyjnie i dwupaliwowo α %

7 położenie środka wydzielania 8% ciepła w cyklu α s [ o OWK] Zasilanie: ON % ciśnienie użyteczne pe [MPa] η i sprawność indykowana η i [%] α S obr/min α S 27 obr/min η i obr/min η i 27 obr/min położenie środka wydzielania 8% ciepła w cyklu α s [ o OWK] Zasilanie: ON+CNG ηi ciśnienie użyteczne pe [MPa] sprawność indykowana η i [%] Rys. 3. Porównanie położenia kąta środka ciężkości krzywej wydzielania 8% energii w cyklu oraz przebieg sprawności indykowanej w funkcji obciążenia silnika 1CA9 zasilanego olejem napędowym i dwupaliwowo Zasilanie gazowe powoduje wyraźniejsze zmiany położenia środka przedziału 8%Q max. Środek znajdował się w granicach -3, -,5 o OWK przed GMP dla prędkości obrotowej obr/min i w granicach 1, 4, o OWK po GMP dla 27 obr/min. Wyraźna zmiana położenia środka wraz z obciążeniem silnika, dochodząca do 3 o OWK, wymaga wprowadzenia korekty kąta wyprzedzenia wtrysku dawki pilotującej. Przebiegi sprawności indykowanej wskazują, że w badanym silniku moc maksymalną uzyskuje się kosztem zmniejszenia sprawności indykowanej. Związane jest to z pogorszeniem warunków spalania paliwa ciekłego przy zmniejszeniu współczynnika nadmiaru powietrza i zbliżaniem się do granicy dymienia. W silniku dwupaliwowym sprawność indykowana rośnie wraz ze wzrostem obciążenia silnika. Spadek sprawności silnika przy częściowym obciążeniu wynika z faktu, że przy stałej wielkości dawki inicjującej występuje znaczne zubażanie mieszaniny gaz-powietrze. Nadmierne zubożenie mieszaniny powoduje pogorszenie warunków spalania prowadząc do zmniejszenia sprawności silnika. Problem ten jest jednym z podstawowych problemów występujących w silnikach dwupaliwowych pracujących przy częściowych obciążeniach. Stratę sprawności prawdopodobnie można byłoby zmniejszyć przez korektę czasu wtrysku dawki pilotującej. Porównanie względnego czasu spalania dla punktów charakterystycznych przedstawiono na rys. 4. Względny czas spalania określono jako stosunek kąta wydzielania określonej ilości ciepła do kąta odpowiadającego 98% całkowitej ilości ciepła wydzielanego w cyklu pracy silnika w danym punkcie pomiarowym. α % Q α max 1 τ w = % (1) α α 98% Qmax 1 gdzie: α %Qmax charakterystyczny punkt wydzielania ciepła (%, % i 8%Q max ); α 1 kąt początku splania; α 98%Qmax kąt odpowiadający 98% wydzielonego ciepła w czasie cyklu przyjmowany jako kąt aktywnego spalania. 94

8 %Qmax %Qmax względny czas spalania τ w [%] obr/min Zasilanie: ON % względny czas spalania τ w [%] 8%Qmax Zasilanie: ON+CNG obr/min względny czas spalania τ w [%] 27 obr/min względny czas spalania τ w [%] 27 obr/min średnie ciśnienie użyteczne p e [MPa] średnie ciśnienie użyteczne p e [MPa] Rys. 4. Porównanie względnego czasu wydzielania ciepła Względny czas wydzielania %Q max dla silnika zasilanego olejem napędowym jest bardzo krótki i stanowi zaledwie 15% czasu wydzielania 98%Q max w całym zakresie obciążeń. W przypadku zasilania dwupaliwowego czas ten jest dłuższy i mieści się w przedziale 25% czasu wydzielania 98%Q max. Wynika z tego, że spalanie gazu w początkowej fazie jest mniej dynamiczne co ma wpływ na zmniejszenie szybkości narastania ciśnienia (dp/dα) i spokojniejszą pracę silnika dwupaliwowego [6]. Względny czas wydzielania 8%, w przypadku małych obciążeń silnika stanowi około % czasu wydzielania 98%Q max. W miarę wzrostu obciążenia czas ten ulega skróceniu do około % całkowitego czasu spalania dla obciążeń maksymalnych. Zależność ta występuje dla obydwu systemów zasilania. 4. Wnioski Proces wydzielania podstawowej ilości ciepła 8%Q max charakteryzujący się dużą dynamiką procesu spalania odbywa się w krótkim przedziale czasowym stanowiącym % całkowitego czasu spalania. Krótsze czasy odpowiadają większym obciążeniom silnika. Prawidłowość ta jest obserwowana zarówno dla zasilania konwencjonalnego jak i dwupaliwowego. Czas wydzielania % energii w silniku zasilanym konwencjonalnie jest bardzo krótki i stanowi jedynie 15% czasu potrzebnego do wydzielenia 98%Q max. Dla zasilania dwupaliwowego czas ten ulega wydłużeniu do 25%. Na tej podstawie można wnioskować o niekorzystnym oddziaływaniu gazu na zwłokę zapłonu dawki pilotującej. 95

9 Przebieg charakterystycznych punktów procesu wydzielania ciepła w funkcji obciążenia i prędkości obrotowej uzasadnia celowość aktywnego sterowania procesem spalania. Szczególnie istotne jest to w przypadku zasilania dwupaliwowego bez dławienia powietrza dolotowego, bowiem w tym przypadku zmiana obciążenia silnika związana jest ze znacznym zubożeniem mieszaniny palnej. Zmienny kąt wyprzedzenia wtrysku dawki pilotującej mógłby zmniejszyć stratę mocy przy częściowym obciążeniu silnika dwupaliwowego. Na podstawie przeprowadzonych analiz jako kryterium sterowania w silniku proponuje się położenie środka ciężkości przebiegu wydzielania 8%Q max względem GMP. Położenie tego punktu powinno być ustalone według założonego kryterium optymalizacji na podstawie badań hamownianych silnika. Literatura 1. Olsson J., unestal P., Haraldsson G., Johansson B.: A urbo Charged Dual Fuel HCCI Engine. SAE Paper , Abb Alla G.H., Soliman H.A., Badr O.A. and Abd Rabbo M.F.: Combustion quasi-two zone predictive model for dual fuel engines. Energy Conv. & Managm. 42(1). 3. Chen Z., Konno M. and Goto S.: Study on homogenous premixed charge CI engine fuelled with LPG. JSAE Review 22(1) s , Zhang Y., Liu X., Han X. and Cheng Ch.: he Studies of an Electronically Controlled CNG System for Dual Fuel Engines. SAE Paper No , Stelmasiak Z., Gilowski.: Metody określania początku spalania w obliczeniach wykorzystujących wykresy indykatorowe uzyskane z badań. V Konferencja Komputerowe Systemy Wspomagania Nauki, Przemysłu i ransportu RANSCOMP, Zakopane 5 7 grudnia Stelmasiak Z.: Analysis of Combustion Phenomena in Dual Fuel Engine Fed with Natural Gas (CNG). FISIA 2 World Automotive Congress, Helsinki June 2-7,2, Paper No. F2V. 96