POLITECHNIKA CZĘSTOCHOWSKA Wydział Inżynierii Mechanicznej i Informatyki AUTOREFERAT

Transkrypt

1 POLITECHNIKA CZĘSTOCHOWSKA Wydział Inżynierii Mechanicznej i Informatyki AUTOREFERAT Załącznik nr 2 do wniosku o wszczęcie postępowania habilitacyjnego w dziedzinie nauk technicznych w dyscyplinie budowa i eksploatacja maszyn Autor: dr inż. Wojciech Tutak Instytut Maszyn Cieplnych Wydział Inżynierii Mechanicznej i Informatyki Politechnika Częstochowska Częstochowa 2017

2 Spis treści: I. Kwestionariusz osobowy... 3 II. Autoreferat dotyczący dorobku i osiągnięć naukowo-dydaktycznych oraz organizacyjnych 4 II.1. Opis dotyczący osiągnięć wynikających z art. 16 ust. 2 z dnia 14 marca 2003 r. o stopniach naukowych i tytule naukowym oraz o stopniach i tytule w zakresie sztuki (Dz. U. nr 65, poz. 595 ze zm.).. 4 II-2. Opis dotyczący pozostałych osiągnięć naukowo-badawczych niewymienionych w punkcie II II-3. Nagrody i wyróżnienia 30 II-4. Udział w projektach badawczych i badaniach zleconych II-5. Współpraca międzynarodowa. 33 II-6. Członkostwo w organizacjach naukowych. 33 II-7. Szkolenia i staże.. 34 II-8. Działalność organizacyjna.. 34 II-9. Działalność popularyzująca naukę.. 35 II-10. Opis osiągnięć dydaktycznych

3 dr inż. Wojciech Tutak Częstochowa, Instytut Maszyn Cieplnych Wydział Inżynierii Mechanicznej i Informatyki Politechnika Częstochowska I. Kwestionariusz osobowy Imię i nazwisko: Wojciech Kazimierz Tutak Data i miejsce urodzenia: Opoczno Posiadane dyplomy, stopnie naukowe z podaniem nazwy, miejsca i roku uzyskania 1996, tytuł zawodowy magister inżynier, specjalność: Systemy maszyny i urządzenia energetyczne, Politechnika Częstochowska, Wydział Budowy Maszyn, 1997, studia pedagogiczne przygotowujące do nauczania przedmiotów technicznych w szkolnictwie średnim i zawodowym, Międzywydziałowe Studium Kształcenia Nauczycieli Przedmiotów Technicznych, Politechnika Częstochowska, nauczyciel przedmiotów technicznych w średnim i zasadniczym szkolnictwie zawodowym, 2005, studia pedagogiczne dla asystentów, Międzywydziałowe Studium Kształcenia i Doskonalenia Nauczycieli, Politechnika Częstochowska, nauczyciel przedmiotów technicznych w szkolnictwie wyższym, 2002, stopień doktora nauk technicznych, dyscyplina: mechanika, Politechnika Częstochowska, Wydział Inżynierii Mechanicznej i Informatyki, tytuł pracy doktorskiej: Modelowanie zawirowania świeżego ładunku w komorze spalania tłokowego silnika spalinowego. Promotor pracy: dr hab. inż. Jerzy Mirkowski, prof. PCz. Przebieg pracy zawodowej: 1996 asystent, Instytut Maszyn Tłokowych i Techniki Sterowania, Wydział Budowy Maszyn, Politechnika Częstochowska, doktorant, Instytut Maszyn Tłokowych i Techniki Sterowania, Wydział Budowy Maszyn, Politechnika Częstochowska, adiunkt, Instytut Maszyn Tłokowych i Techniki Sterowania, Wydział Budowy Maszyn, Politechnika Częstochowska, od 2011 adiunkt, Instytut Maszyn Cieplnych, Wydział Inżynierii Mechanicznej i Informatyki, Politechnika Częstochowska. od Zastępca Dyrektora Instytutu Maszyn Cieplnych, Wydział Inżynierii Mechanicznej i Informatyki, Politechnika Częstochowska

4 dr inż. Wojciech Tutak Częstochowa, Instytut Maszyn Cieplnych Wydział Inżynierii Mechanicznej i Informatyki Politechnika Częstochowska II Autoreferat dotyczący dorobku i osiągnięć naukowodydaktycznych oraz organizacyjnych II.1 Opis dotyczący osiągnięć wynikających z art. 16 ust. 2 z dnia 14 marca 2003 r. o stopniach naukowych i tytule naukowym oraz o stopniach i tytule w zakresie sztuki (Dz. U. nr 65, poz. 595 ze zm.) Osiągnięcie naukowe stanowi cykl 11 publikacji powiązanych tematycznie z lat Temat cyklu: Charakterystyka procesu spalania i emisji spalin tłokowego silnika spalinowego zasilanego paliwami alternatywnymi. W skład rozważanego cyklu publikacji wchodzą następujące prace: 1. Cupiał K., Dużyński A., Gruca M., Grzelka J., Jamrozik A., Kociszewski A., Pyrc M., Szwaja S., Tutak W. (10%), Grab-Rogaliński K., 2011, The turbocharged piston engine fueled with producer gas generated by sewage sludge gasification, Combustion Engines R. 50, nr 3 (146), pp , ISSN: , (lista B MNiSW, 6 pkt.) 2. Jamrozik A., Tutak W. (50%), 2011, A study of performance and emissions of SI engine with a two-stage combustion system, Chemical and Process Engineering, 32 (4), pp , ISSN: (IF 0,378, lista A MNiSW, 15 pkt.) 3. Jamrozik A., Tutak W. (30%), Kociszewski A., Sosnowski M., 2013, Numerical simulation of two-stage combustion in SI engine with prechamber, Applied Mathematical Modelling, Volume 37, Issue 5, pp , ISSN: X. (IF 2,158, lista A MNiSW, 35 pkt.). 4. Szwaja S., Jamrozik A., Tutak W. (30%), 2013, A two-stage combustion system for burning lean gasoline mixtures in a stationary spark ignited engine, Applied Energy, 105 (2013), pp , ISSN: (IF 5,261, lista A MNiSW, 40 pkt.). 5. Tutak W., 2014, Bioethanol E85 as a fuel for dual fuel diesel engine, Energy Conversion and Management 86, pp , ISSN: (IF 4,380, lista A MNiSW, 40 pkt.). 6. Tutak W. (40%), Lukács K., Szwaja S., Bereczky Á., 2015, Alcohol diesel fuel combustion in the compression ignition engine, Fuel 154 (2015), pp , ISSN: (IF 3,611, lista A MNiSW, 40 pkt.) 7. Tutak W. (90%), Szwaja S., 2015, The effect of methanol diesel combustion on performance and emissions of a direct injection diesel engine, Journal of Kones, Vol. 22, No. 2, pp , ISSN: (lista B MNiSW, 14 pkt.) 8. Tutak W. (40%), Jamrozik A., Pyrc M., Sobiepański M., 2016, Investigation on combustion process and emissions characteristic in direct injection diesel engine - 4 -

5 powered by wet ethanol using blend mode, Fuel Processing Technology, 149, pp , ISSN (IF 3,847, lista A MNiSW, 35 pkt.) 9. Jamrozik A., Tutak W. (40%), Pyrc M., Sobiepański M., 2017, Experimental investigations on combustion, performance and emission characteristics of stationary CI engine fuelled with diesel-methanol and biodiesel-methanol blends, Environmental Progress & Sustainable Energy, ISSN: , doi: /ep.12541, (IF 1,631, lista A MNiSW, 25 pkt.) 10. Jamrozik A., Tutak W. (40%), Pyrc M., Sobiepański M., 2017, Effect of diesel/biodiesel/ethanol blend on combustion, performance and emissions characteristics on a direct injection diesel engine, Thermal Science, Vol. 21, No. 1B pp , ISSN (IF 0,939, lista A MNiSW, 20 pkt.) 11. Tutak W. (50%), Jamrozik A., Pyrc M., Sobiepański M., 2017, A comparative study of co-combustion process of diesel-ethanol and biodiesel-ethanol blends in the direct injection diesel engine, Applied Thermal Engineering, 117, pp , ISSN (IF 3,043, lista A MNiSW, 40 pkt.) Cykl publikacji powiązanych tematycznie pt. Charakterystyka procesu spalania i emisji spalin tłokowego silnika spalinowego zasilanego paliwami alternatywnymi przedstawiony, jako osiągnięcie wynikające z art. 16 ust. 2 ustawy z dnia 14 marca 2003 roku o stopniach i tytule naukowym oraz o stopniach i tytule w zakresie sztuki (Dz. U. nr 65, poz. 595 ze zm.) obejmuje zagadnienia: Wykorzystanie paliw alternatywnych ciekłych i gazowych do zasilania tłokowego silnika spalinowego. Badania eksperymentalne i modelowanie dwupaliwowego tłokowego silnika spalinowego zasilanego paliwami alternatywnymi. Współspalanie oleju napędowego i biodiesla z paliwami alkoholowymi w tłokowym silniku spalinowym o zapłonie samoczynnym. Analiza parametrów obiegu termodynamicznego silnika, ocena procesu spalania i emisji spalin. OPIS OSIĄGNIĘCIA NAUKOWEGO Po uzyskaniu stopnia doktora nauk technicznych (2002r.) moje zainteresowania naukowo-badawcze zaczęły krystalizować się wokół zagadnień dotyczących tłokowych silników spalinowych zasilanych paliwami alternatywnymi. Od pierwszych lat pracy w zespole Prof. Karola Cupiała uczestniczyłem w pracach badawczych i rozwojowych dotyczących tłokowych silników spalinowych zasilanych paliwami gazowymi. Mój pierwszy kontakt z silnikiem zasilanym paliwem gazowym miał miejsce w 1996 roku w ramach projektu Eksploatacja nadzorowana i badania prototypowego, badawczego zespołu prądotwórczego napędzanego silnikiem gazowym 8A20G zainstalowanego w PSW WARTA w Częstochowie. Był to przemysłowy doładowany silnik o zapłonie iskrowym 8A20G o mocy 650 kw przystosowany do spalania biogazu pofermentacyjnego. W ramach badań oraz tzw. eksploatacji nadzorowanej trwającej blisko 10 lat brałem czynny udział w badaniach eksploatacyjnych oraz optymalizacji parametrów pracy zespołu kogeneracyjnego. Badania polegały na analizie parametrów pracy silnika, optymalizacji parametrów regulacyjnych silnika mających na celu osiąganie najlepszych parametrów eksploatacyjnych. Wieloletni udział (szacuję na ponad 1000 godzin) w pracach eksploatacyjnych zespołu kogeneracyjnego wyposażonego w silnik zasilany biogazem pozwoliła na zebranie bagażu wiedzy i doświadczenia z zakresu silników gazowych

6 W ramach prac związanych z eksploatacją nadzorowaną biogazowego silnika spalinowego prowadziłem także prace dotyczące optymalizacji kształtu komory spalania silnika gazowego. Celem prowadzonych badań było określenie parametrów pola przepływu w projektowanej komorze spalania silnika, które zapewnią warunki do zainicjowania procesu spalania. Ponieważ silnik był przeznaczony do spalania mieszanek ubogich to kształt komory spalania silnika musiał zapewnić odpowiednio wysoki stopień turbulencji ładunku w okolicy świecy zapłonowej. Badania przeprowadziłem z wykorzystaniem programu KIVA-3V. Stwierdzono m.in., że duża powierzchnia wyciskająca tłoka przyczynia się do intensyfikacji turbulencji świeżego ładunku w komorze spalania silnika, ale jednocześnie przyczynia się do generowani dużych prędkości przepływu negatywnie wpływających na inicjację zapłonu pomiędzy elektrodami świecy zapłonowej, w skrajnych przypadkach może nastąpić zerwanie łuku elektrycznego. Doświadczenie zebrane w czasie realizacji prac zleconych oraz udział w projektach badawczych skierował moje zainteresowania naukowe na silniki zasilane paliwami alternatywnymi. Geneza i cel pracy W związku z ograniczonymi zasobami paliw kopalnych oraz niekorzystnym wpływie na środowisko efektów ich spalania dąży się do zastąpienia paliw kopalnych paliwami pochodzącymi z innych źródeł niż z przeróbki ropy naftowej. Paliwa alternatywne powinny charakteryzować się zbliżonymi własnościami fizycznymi i energetycznymi jak paliwa ropopochodne oraz być możliwymi do pozyskania w dużej ilości. Głównymi powodami wykorzystania paliw alternatywnych jest uzyskanie niezależności energetycznej, ograniczenie niekorzystnego wpływu na środowisko oraz obniżenie kosztów eksploatacji. Zagadnienie zasilania tłokowego silnika spalinowego paliwami alternatywnymi, jest zagadnieniem podejmowanym przez różne ośrodki badawcze od wielu lat. Jako alternatywne paliwa silnikowe wykorzystywane są zarówno paliwa ciekłe jak i gazowe. Współspalanie paliw w tłokowych silnikach spalinowych jest zagadnieniem aktualnym i ciągle rozwijanym, o czym m.in. świadczy duża liczba publikacji pojawiająca się w czasopismach o zasięgu międzynarodowym. Na rynku pojawia się coraz więcej paliw alternatywnych pochodzących z przeróbki substancji organicznych lub pozyskiwanych w wyniku utylizacji odpadów. Efektywne wykorzystanie tych paliw do zasilania tłokowych silników spalinowych wymaga poznawania procesu ich spalania. W wielu przypadkach, ze względu na ich własności, paliwa te nie mogą być spalane samodzielnie w silniku tłokowym. Najskuteczniejszym sposobem ograniczenia emisji toksycznych składników spalin jest ograniczenie ich powstawania w procesie spalania. Obecnie dużą rolę przypisuje się spalaniu niskotemperaturowemu w silniku tłokowym, co skutecznie ogranicza emisję tlenków azotu. Współspalanie oleju napędowego z innym paliwem w tłokowym silniku spalinowym realizowane jest na dwa podstawowe sposoby, pierwszy niewymagający większych zmian konstrukcyjnych polega na dostarczaniu do silnika jednorodnej mieszanki paliw z wykorzystaniem konwencjonalnego układu zasilania, drugi wymaga zainstalowania dodatkowego układu dostarczania paliwa, które doprowadzane są oddzielnie do silnika. Przy czym w pierwszym przypadku silnik zasilany jest paliwem o stałym składzie w zbiorniku silnika znajduje się jednorodna mieszanina paliwa konwencjonalnego i innego paliwa alternatywnego. W rozwiązaniu drugim, mimo konieczności zainstalowania dodatkowego układu zasilania w paliwo jest to najczęściej wtryskiwacz paliwa zainstalowany w kolektorze dolotowym silnika istnieje możliwość zmian proporcji spalanych paliw w zależności od punktu pracy silnika, zasobów paliwa alternatywnego, warunków atmosferycznych (zimny rozruch silnika może odbyć się na paliwie konwencjonalnym). W takiej wersji silnika dwupaliwowego o zapłonie samoczynnym, olej napędowy jest - 6 -

7 wykorzystywany do zapłonu prawie homogenicznej alkoholowo-powietrznej mieszanki wypełniającej cylinder silnika. W mojej działalności badawczej skupiłem się głównie na opisie procesu współspalania paliw w tłokowym silniku spalinowym. Opis i charakterystyka procesu spalania w takim silniku oparłem na analizie wykresu indykatorowego. Zająłem się opisem spalania przez określenie szybkości wydzielania ciepła oraz etapów spalania: opóźnienia zapłonu i czasu spalania. Analizie poddana została także emisja spalin silnika współspalającego paliwa o różnych własnościach. Swoje prace badawcze realizowałem dla szerokiego zakresu udziału paliwa alternatywnego w dawce podawanej do cylindra. Pozwoliło to na obserwację i opis procesu współspalania wybranych paliw w szerokim zakresie ich udziałów oraz ocenę emisji spalin. Badania naukowe Badania naukowe, które prowadziłem, podzieliłem na cztery bloki. W pierwszym omawiam efekty wykorzystania dwustopniowego systemu spalania w silniku o zapłonie iskrowym zasilanego benzyną i LGP, w drugim proces współspalania oleju napędowego z gazem generatorowym w silniku o zapłonie samoczynnym, w trzecim efekty współspalania oleju napędowego z metanolem i E85 w silniku dwupaliwowym a w ostatnim efekty współspalania oleju napędowego i biodiesla z etanolem i metanolem. Silnik z dwustopniowym systemem spalania W ramach prac, związanych m.in. z realizacją projektów badawczych prowadziłem badania eksperymentalne i numeryczne dotyczące spalania mieszanek ubogich w stacjonarnym tłokowym silniku spalinowym o zapłonie iskrowym z wykorzystaniem dwustopniowego systemu spalania, zasilanego dwoma paliwami a efekty badań zostały opublikowane w znaczących czasopismach naukowych [2,3,4]. Celem badań było określenie stopnia zubożenia mieszanki paliwowo-powietrznej oraz jego wpływu na emisję toksycznych składników spalin. Silnik badawczy został wyposażony w komorę wstępną zasilaną paliwem gazowym LPG a komora główna silnika zasilana była benzyną, czyli był to silnik dwupaliwowy. Taki system spalania, technicznie realizowany jest przez podział komory spalania na dwie części: pierwsza to komora główna spalania znajdująca się w cylindrze silnika, a druga to komora wstępna umiejscowiona w głowicy silnika i połączona z komorą główną kanałem. Komora główna zasilana była ubogą mieszanką paliwowo-powietrzną o współczynniku nadmiaru powietrza do =2,0. Komora wstępna zasilana była natomiast mieszanką bogatą o współczynniku nadmiaru powietrza =0,5-0,9. W wyniku zainicjowania spalania w komorze wstępnej, przyrost ciśnienia powodował przepływ ognisk zapłonu, przez kanał łączący komory spalania, do głównej komory spalania wypełnionej mieszanką ubogą. Dzięki temu mieszanka uboga ulega zapłonowi w wielu punktach komory spalania, a sam proces spalania zachodzi wystarczająco szybko i powtarzalnie dla zapewnienia oczekiwanych parametrów operacyjnych silnika. Przy kanale o średnicy 6 mm uzyskano oczekiwany przebieg szybkości wydzielania ciepła charakteryzujący prawidłowy proces spalania. W celu lepszego poznania tego interesującego systemu spalania prowadziłem badania symulacyjne na podstawie, których uzyskałem odpowiedź na pytanie, jaka średnica kanału łączącego komorę wstępną z komorą główna silnika zapewni optymalną jego pracę. Modelowanie CFD pozwoliło na obserwację zjawisk gazo-dynamicznych zachodzących w połączonych komorach spalania oraz obszarów powstawania toksycznych składników spalin. Okazało się, że optymalne warunki spalania uzyskano dla kanału o średnicy 6 mm łączącego obie komory spalania. Wnioski zostały sformułowane na podstawie obserwacji przebiegu - 7 -

8 zmian ciśnienia spalania, temperatury i szybkości wydzielania ciepła a także na podstawie czasoprzestrzennych przekrojów komory spalania silnika prezentowanych w pracy [3, 4]. Na podstawie badań symulacyjnych stwierdzono, że dla dużych współczynników nadmiaru powietrza =1,8-2,0, w komorze wstępnej występuje duża koncentracja NO, jednakże ze względu na jej małą objętość w stosunku do objętości głównej komory spalania to w efekcie końcowy udział tam powstałych tlenków azotu jest niewielki. Wraz ze wzrostem współczynnika nadmiaru powietrza zawartość NO w spalinach zmalała do wartości kilku ppm. Taki system spalania pozwala na spalanie mieszanek ultra ubogich z niską emisją toksycznych składników spalin oraz zadowalającą powtarzalnością kolejnych cykli pracy silnika. Na podstawie przeprowadzonych badań stwierdzono, że spalanie mieszanek ubogich w takim silniku o zapłonie iskrowym prowadzi do obniżenia temperatury spalania a przez to wydatnie przyczynia się do obniżenia emisji tlenków azotu. W porównaniu do silnika konwencjonalnego spalającego mieszanki ubogie, to proces spalania w silniku z dzieloną komorą zachodzi w korzystniejszym zakresie kąta OWK zapewniający wysoką sprawność silnika. Współspalanie oleju napędowego z gazem generatorowym w silniku o zapłonie samoczynnym W swojej działalności naukowej pierwszym doświadczeniem z silnikiem dwupaliwowym zasilanym olejem napędowym i paliwem alternatywnym była praca w ramach projektu Tłokowy silnik gazowy w instalacji zgazowania osadu ściekowego pod kierownictwem Prof. Karola Cupiała. Silnik zasilany był pozyskanym gazem generatorowym i olejem napędowym. Celem tych badań było poznanie procesu spalania w silniku spalającym dwa paliwa o różnych własnościach. Opis spalania został przeprowadzony na podstawie wyników indykowania wszystkich sześciu cylindrów doładowanego tłokowego silnika spalinowego. Powstający gaz generatorowy w procesie zgazowania osuszonego osadu ściekowego charakteryzował się dużą zawartością smół pogazowych, które to musiały być zatrzymane przez instalację oczyszczającą. Podstawowym problemem, występującym w układach zgazowania są substancje smoliste, których głównym składnikiem są wielopierścieniowe węglowodory aromatyczne, należące do grupy najpowszechniej występujących, trwałych zanieczyszczeń organicznych. W przypadku wykorzystania gazu generatorowego do zasilania silnika tłokowego należy mieć na uwadze stosunkowo surowe wymagania w zakresie czystości gazu. Poza cząstkami stałymi i smołą, producenci silników określają dopuszczalne poziomy takich zanieczyszczeń jak: związki siarki, amoniak, związki krzemu (siloxany), związki chloru i fluoru (halogenki). Powstały gaz generatorowy składał się m.in. z blisko 4% wodoru, 13,5% tlenku węgla i 1% metanu. Wartość opałowa gazu wynosiła około 2,5 MJ/m 3. W czasie badań silnikowych przeprowadzono indykowanie wszystkich sześciu cylindrów silnika. Silnik pracował z pełnym i częściowym (50%) obciążeniem. Na podstawie przeprowadzonych badań eksperymentalnych, opartych na analizie wykresów indykatorowych stwierdzono, że tłokowy silnik spalinowy o zapłonie samoczynnym, przy pełnym obciążeniu może pracować do 27% udziału energetycznego gazu generatorowego. Przy obciążeniu 50% udział energetyczny gazu generatorowego może stanowić do około 75%. Z analizy procesu współspalania tych paliw wynika, że przy pełnym obciążeniu wraz ze wzrostem udziału energetycznego gazu generatorowego następował wzrost wartości ciśnienia maksymalnego, co odzwierciedlało się dużymi wartościami przyrostu ciśnienia spalania. Ze względu na zawartość gazów charakteryzujących się dużą szybkością spalania jak wodór, proces spalania zachodził tu gwałtowniej niż w silniku zasilanym samym olejem napędowym

9 Podsumowując ten etap badań stwierdzono, że możliwym jest współspalanie gazu generatorowego z olejem napędowym w tłokowym silniku spalinowym. Ze wzrostem obciążenia silnika udział energetyczny gazu generatorowego powinien maleć, ze względu na skrócenie czasu współspalania obu paliw, któremu towarzyszą duże wartości przyrostu ciśnienia. Współspalanie paliw w silniku dwupaliwowym o zapłonie samoczynnym Silniki o zapłonie samoczynnym poza swoimi zaletami eksploatacyjnymi charakteryzują się zwiększoną emisją tlenków azotu w stosunku do silników o zapłonie iskrowym oraz emisją sadzy. Miarodajnym źródłem informacji o procesach zachodzących w komorze spalania silnika jest przebieg krzywej szybkości wydzielania ciepła. W silniku o zapłonie samoczynnym proces spalania dzieli się na dwie główne fazy: faza spalania kinetycznego i faza spalania dyfuzyjnego. W zależności od punktu pracy silnika udział tych faz spalania zmienia się. W silniku współspalającym paliwa o różnych własnościach można w pewnym zakresie wpływać na poszczególne fazy procesu spalania. Zmiana udziału faz spalania znajduje odzwierciedlenie następnie w emisji substancji szkodliwych zawartych w spalinach. Faza spalania kinetycznego, której towarzyszą duże wartości temperatury sprzyja tworzeniu tlenków azotu natomiast faza spalania dyfuzyjnego może być źródłem emisji niespalonych węglowodorów oraz cząstek sadzy. Współspalanie oleju napędowego z paliwami alkoholowymi z wykorzystaniem koncepcji silnika dwupaliwowego pozwoliło odpowiedzieć na pytanie, jaki jest wpływ udziału paliwa alkoholowego na poszczególne fazy spalania oraz emisję NO x a także sadzy. Silniki dwupaliwowe są obecnie intensywnie rozwijane a opis procesu współspalania paliw wymaga dalszych badań w celu jego lepszego poznania. Jednym z zadań, jakie sobie postawiłem przed rozpoczęciem badań było poszerzenie stanu wiedzy dotyczącego współspalania paliw przy możliwie jak największym udziale paliwa alternatywnego. W literaturze zazwyczaj prezentowane są badania dla niewielkiego udziału paliwa alternatywnego i wybranego punktu pracy silnika. Prowadząc badania współspalania paliw zastępowałem olej napędowy paliwem alternatywnym, co dla paliwa E85 udało się do jego 90% udziału energetycznego. Bodźcem do podjęcia tego tematu była ciągle aktualna i ważna problematyka jak i współpraca z Uniwersytetem Technologiczno-Ekonomicznym w Budapeszcie w ramach projektu Gaz odnawialny o dużej zawartości wodoru jako paliwo silnika spalinowego, projekt realizowanego w ramach współpracy polsko-węgierskiej w latach W ramach projektu prowadziłem badania dwupaliwowego tłokowego silnika spalinowego zasilanego metanolem oraz paliwem bioetanolowym E85. Prace badawcze prowadzone były w szerokim zakresie udziału energetycznego paliwa alternatywnego, przy różnym obciążeniu jak i przy różnych kątach początku wtrysku dawki pilotującej oleju napędowego. Prowadziłem także kompleksowe badania emisji składników spalin: THC, NO x, CO, CO 2, O 2, sadzy. Wykorzystałem wysokiej klasy aparaturę badawczą: czujniki ciśnienia i znacznik położenia wału korbowego oraz wzmacniacze ładunku firmy Kistler a także analizatory spalin Horiba MEXA 8120F, Sick Maihak S710. W celu precyzyjnego określenia początku wtrysku oleju napędowego (ON) prowadzono rejestrację ciśnienia paliwa w wysokociśnieniowym przewodzie zasilającym wtryskiwacz paliwa. Obserwacja online przebiegu ciśnienia w układzie paliwowym ułatwiała właściwe określenie kąta początku wtrysku ON. Przeprowadzono badania stacjonarnego trzycylindrowego silnika tłokowego o pojemności skokowej 2,9 dm 3, o mocy 24 kw, pracującego ze stałą prędkością obrotową 1500 obr/min. Stopień kompresji silnika wynosił 17. Plan badań obejmował pracę silnika przy trzech obciążeniach 24kW (100%), 16kW (67%), i 8kW (33%), przy stałym i optymalnym kącie początku wtrysku ON, zasilanego olejem napędowym i CH 3 OH oraz olejem napędowym - 9 -

10 i E85, przy udziale energetycznym CH 3 OH i E85-0%, 20%, 50%, 75% i 90%. Paliwo alternatywne doprowadzane było sekwencyjnie do każdego cylindra za pomocą wtryskiwaczy umieszczonych w kanale dolotowym silnika, bezpośrednio przed zaworami dolotowymi. Układ sterowania pozwalał na precyzyjne dawkowanie paliwa oraz na dowolny wybór chwili wtrysku jak i długości czasu otwarcia wtryskiwaczy. Dokonywano także pomiaru temperatury otoczenia, temperatury w kanale dolotowym jak i temperatury paliwa oraz temperatury spalin w układzie wydechowym silnika. Wyniki badań zostały opublikowane w czasopismach Energy Conversion and Management oraz Fuel [5, 6]. Dokonując oceny procesu współspalania oleju napędowego z paliwami alkoholowymi należy zwrócić uwagę na ich odmienne własności w stosunku do oleju napędowego. Paliwa alkoholowe charakteryzują się dużą wartością ciepła parowania (np. metanol: 1178 kj/kg), co niekorzystnie wpływa na działanie silnika przy jego rozruchu, szczególnie w warunkach niskiej temperatury. Tak duże ciepło parowania powoduje silne schłodzenie mieszanki dostarczanej do cylindra silnika i znacznie utrudnia uruchomienie zimnego silnika. Tej wady nie ma w silniku dwupaliwowym, gdzie rozruch może nastąpić z wykorzystaniem konwencjonalnego paliwa (ON), a następnie po rozgrzaniu silnika można przejść na zasilanie z udziałem paliwa alkoholowego. Kolejną cechą odróżniającą paliwo alkoholowe od paliw ropopochodnych jest mniejsze stechiometryczne zapotrzebowanie powietrza. Jest to spowodowane udziałem tlenu w strukturze metanolu (CH 3 OH), co obniża zapotrzebowanie na tlen pochodzący z powietrza. Cecha ta ma następnie wpływ na tworzenie toksycznych składników spalin silnika zasilanego takim paliwem. Przy zasilaniu silnika np. metanolem, występują dwa mechanizmy działające przeciwsobnie, z jednej strony udział tlenu i szybkość spalania metanolu sprzyjają powstawaniu NO x a drugi obniżanie temperatury spalania spowodowane dużą wartością ciepła parowania ogranicza tworzenie tlenków azotu. W zależności od tego, który mechanizm dominuje to silnik emituje więcej lub mniej tlenków azotu. Kolejną cechą odróżniającą metanol od oleju napędowego jest jego wartość opałowa, ponad dwukrotnie mniejsza w stosunku do oleju napędowego, wymaga to doprowadzenia odpowiednio więcej masowo metanolu w stosunku do ON w celu zapewnienia tej samej dawki energetycznej paliwa. Wyniki badań silnika dwupaliwowego zasilanego olejem napędowym i paliwem bioetanolowym E85 zamieściłem w pracy [5] w czasopiśmie Energy Conversion and Management. Wyniki te zostały uzyskane dla pracy silnika ze stałym kątem początku wtrysku oleju napędowego. Należy tu także zaznaczyć, że w badaniach wykorzystano czysty olej napędowy, bez żadnych biokomponentów, uzyskany dzięki uprzejmości firmy AVL w Budapeszcie (AVL Hungary Technical Center Budapest). W czasie badań była zapewniona stała dawka energetyczna paliw dostarczanych do silnika. Ze względu na różne właściwości paliwa E85 w stosunku do oleju napędowego w tym mniejsza wartość opałowa w stosunku do oleju napędowego, zastąpienie część oleju napędowego tym paliwem, wymuszało dostarczenie większej objętości E85 w celu zapewnienia tej samej dawki energetycznej. Ze wstępnej analizy wpływu wtrysku E85 do kolektora dolotowego silnika na temperaturę ładunku w końcu suwu kompresji, czyli podczas inicjacji zapłonu, stwierdzono, że dla 50% udziału energetycznego E85 uzyskuje się obniżenie temperatury o około 40 K. Wpływa to w konsekwencji na zwiększenie czasu opóźnienia zapłonu, co powinno być uwzględniane a algorytmie sterowania silników dwupaliwowych. Analizując przebieg szybkości wydzielania ciepła (dq/d ) badanego silnika dwupaliwowego, który jest dobrym źródłem informacji o procesie spalania w silniku tłokowym, można stwierdzić, że spalanie zachodzi etapowo. Przy 20% udziale energetycznym E85, charakter przebiegu krzywej szybkości wydzielania ciepła nie odbiegał od krzywej szybkości wydzielania ciepła dla silnika zasilanego olejem napędowym. Nastąpił wzrost udziału fazy spalania kinetycznego a redukcja fazy spalania dyfuzyjnego. Przy udziale energetycznym E85 ponad 20%, można zauważyć

11 dwa lokalne maksima na krzywej dq/d. Im większy udział energetyczny E85 tym większa wartość drugiego lokalnego maksimum na krzywej szybkości wydzielania ciepła a proces spalania zachodzi z większą dynamiką. Przy pełnym obciążeniu silnika ze zwiększaniem udziału E85 rośnie udział fazy spalania kinetycznego. Przy obciążeniach częściowych, stwierdzono, że kształt krzywych szybkości wydzielania ciepła jest zbliżony do tych uzyskanych w silniku zasianym olejem napędowym, a wraz ze wzrostem udziału E85 uzyskiwano mniejsze wartości ciśnienia spalania. Przy maksymalnym obciążeniu silnika uzyskano praktycznie stałą wartość sprawności silnika, zbliżoną do uzyskanej dla silnika zasilanego olejem napędowym (34%). Spadek sprawności silnika nastąpił przy 90% udziale E85. Okazało się, że paliwo E85, w badanym silniku, nie wpływało istotnie na opóźnienie zapłonu, zdefiniowane, jako czas od początku wtrysku do czasu wydzielenia 10% ciepła (0-10%). Nastąpiło natomiast skrócenie zasadniczej fazy spalania, czyli czasu wydzielenia 10-90% ciepła. Analizując toksyczność spalin silnika dwupaliwowego zasilanego paliwem E85 stwierdzono, że dla pełnego obciążenia i do 50% udziału energetycznego E85 nastąpił nieznaczny wzrost jednostkowej emisji NO x natomiast przy większych udziałach E85 emisja NO x była mniejsza w stosunku do silnika zasilanego olejem napędowym. Przy obciążeniach częściowych wraz ze wzrostem udziału E85 jednostkowa emisja NO x malała. Emisja THC rosła wraz z udziałem E85 natomiast malała ze wzrostem obciążenia. Dla pełnego obciążenia emisja CO utrzymywała się praktycznie na niezmiennym poziomie dla pełnego obciążenia, bez względu na udział E85. Przy obciążeniach częściowych, wzrost udziału E85 powodował wzrost emisji CO. Wzrost udziału E85 powodował wyraźny spadek emisji sadzy, a efekty jest tym większy im większe jest obciążenie silnika. W kolejnej pracy dotyczącej silnika dwupaliwowego opublikowanej w Fuel [6] przedstawiłem wyniki badań porównawczych współspalania oleju napędowego z E85 oraz oleju napędowego z metanolem. Plan badań obejmował takie same punkty pracy silnika jak wcześniej przedstawione dla zasilania paliwem E85. Analizując przebiegi ciśnienia spalania można stwierdzić, że przy zasilaniu silnika metanolem, po przekroczeniu 50% udziału energetycznego uwidacznia się jego chłodzący wpływ i proces spalania przesuwa się do większych kątów OWK po GMP, a sprawność silnika zaczyna maleć. Dla paliwa E85 granicą tą był udział 75%. Przy obciążeniach częściowych silnika obydwa paliwa dawały podobny efekt, czyli uzyskiwano mniejsze wartości ciśnienia spalania wraz ze wzrostem udziału paliwa alkoholowego a także wraz ze zmniejszaniem obciążenia silnika zawężała się granica udziału tego paliwa zapewniająca realizowanie poprawnego procesu spalania. Najwyraźniej widać to zjawisko na krzywych szybkości wydzielania ciepła, gdzie dla silnika zasilanego metanolem wydzielanie ciepła zachodzi zdecydowanie później niż w silniku zasilanym olejem napędowym. Obydwa paliwa w bardzo zbliżony sposób wpływają na emisję toksycznych składników spalin, opisanych wcześniej dla paliwa E85. Na podstawie efektów badań przedstawionych w pracach [5, 6] można stwierdzić, że proces spalania w silniku dwupaliwowym zasianym olejem napędowym i badanymi paliwami alkoholowymi ma odmienny przebieg w porównaniu ze spalaniem w klasycznym silniku o zapłonie samoczynnym. Efektem udziału alkoholu jest wzrost opóźnienia zapłonu a jednocześnie skrócenie czasu spalania. Następuje wzrost udziału fazy spalania kinetycznego przy ograniczaniu fazy spalania dyfuzyjnego, co następnie wpływa na emisję toksycznych składników spalin. Przy pełnym obciążeniu silnika może nastąpić wzrost emisji NO x dla udziału alkoholu 20-30%, przy większym udziale alkoholu następuje spadek emisji NO x. Alkohole spalane w silniku o zapłonie samoczynnym wydatnie wpływają na redukcję emisji sadzy. W dalszej pracy naukowej postanowiłem wykorzystać nowoczesne narzędzie, jakim jest program AVL Fire, do lepszego poznania procesu spalania w silniku dwupaliwowym. Program AVL Fire, uzyskałem od firmy AVL w ramach University Partnership Program,

12 którego jestem koordynatorem za strony Politechniki Częstochowskiej. Kilkuletnie doświadczenie w pracy z tym narzędziem oraz udział w 3-dniowym szkoleniu w AVL Advanced Simulation Technologies (Austria) w 2010 roku, a także 1-tydogniwych warsztatach poświeconych temu zagadnieniu w ramach szkolenia Popularyzacja osiągnięć nauki polskiej i światowej w zakresie przyszłościowych trendów w procesach spalania w silnikach tłokowych w Instytucie Techniki Cieplnej, Politechnika Warszawska w 2011 roku, pozwoliło na efektywne wykorzystanie tego programu do modelowania silnika dwupaliwowego. Motywacją do podjęcia problemu modelowania silnika dwupaliwowego była chęć przeanalizowania wpływu kąta początku wtrysku oleju napędowego na parametry termodynamiczne obiegu silnika oraz jego toksyczność spalin. Prowadzone badania symulacyjne były kontynuacją współpracy z Uniwersytetem Technologiczno-Ekonomicznym w Budapeszcie. Proces spalania w silniku dwupaliwowym o zapłonie samoczynnym różni się od spalania w silniku konwencjonalnym. Spalanie w silniku konwencjonalnym odbywa się w dwóch etapach, pierwszym jest spalanie kinetyczne mieszaniny paliwowo-powietrznej otaczającej strugę wtryśniętego paliwa, które przechodzi w drugi etap spalania dyfuzyjnego strugi odparowującego paliwa. W silniku dwupaliwowym, dodatkowe paliwo wtryskiwane jest do układu dolotowego, podczas suwu napełniania intensywnie odparowuje i tworzy mieszankę blisko homogeniczną pod koniec suwu kompresji. Wtryśnięta dawka oleju napędowego pod koniec suwu kompresji ulega odparowaniu i zapłonowi. W tym przypadku, front płomienia rozprzestrzenia się w dwóch kierunkach, w głąb komory spalania wypełnionej mieszanką paliwowo-powietrzną oraz w kierunku strugi wtryśniętego oleju napędowego. Ze względu na fakt, że dostarczone dodatkowe paliwo niesie już pewną dawkę energetyczną, to skutkuje zmniejszeniem dawki oleju napędowego. Mniejsza dawka oleju napędowego szybciej ulega odparowaniu, co następnie skutkuje skróceniem fazy spalania dyfuzyjnego. W procesie współspalania zaczyna dominować faza kinetyczna. W pracy [7] opublikowanej w Journal of Kones zamieściłem wyniki modelowania silnika dwupaliwowego zasilanego olejem napędowym i metanolem. Alkohol był doprowadzany przez wtrysk do kolektora dolotowego a olej napędowy przez wtrysk bezpośredni do komory spalania. Po pozytywnym zweryfikowaniu modelu przeprowadzono szereg symulacji pełnego cyklu pracy silnika. Z uzyskanych przebiegów szybkości wydzielania ciepła stwierdzono, że wraz ze wzrostem udziału energetycznego metanolu następuje wzrost wartości maksymalnej dq/d, przy jednoczesnym skróceniu czasu wydzielania ciepła. Proces spalania zachodzi w mniejszym zakresie kąta obrotu wału korbowego. Czas trwania spalania uzyskany dla silnika dwupaliwowego jest zdecydowanie krótszy niż ma to miejsce dla silnika konwencjonalnego. Okazało się, że wzrost kąta początku wtrysku ON przyczynia się do wzrostu emisji NO a sprzyja obniżeniu emisji sadzy. Mechanizm tworzenia NO i sadzy są przeciwsobne, tzn. wzrostowi emisji NO towarzyszy spadek emisji sadzy i odwrotnie. Można stwierdzić, że dla silnika dwupaliwowego zasilanego olejem napędowym i alkoholem, można uzyskać emisję NO porównywalną lub mniejszą niż w silniku zasilanym samym ON przy mniejszej emisji sadzy. Okazało się dodatkowo, że silnik dwupaliwowy jest bardziej wrażliwy na zmiany kąta początku wtrysku ON niż silnik zasilany samym ON. Współspalanie mieszanin paliw w silniku o zapłonie samoczynnym W ostatnim okresie moje zainteresowania naukowe skoncentrowałem na badaniach eksperymentalnych współspalania paliw ciekłych w tłokowym silniku spalinowym o zapłonie samoczynnym. Jest to kontynuacja poprzedniego etapu badań dotyczących także współspalania oleju napędowego z paliwami alkoholowymi, ale z wykorzystaniem techniki silnika dwupaliwowego, w której to paliwa są dostarczane oddzielnie do cylindra silnika przez indywidualne układy zasilania. W metodzie współspalania paliw w postaci mieszanin

13 wykorzystuje się konwencjonalny układ paliwowy silnika. Cechy charakterystyczne takiego zasilania silnika zostały już opisane w poprzedniej części opracowania. W kolejnych opublikowanych pracach zaprezentowałem wyniki badań procesu spalania w tłokowym silniku spalinowym podczas współspalania oleju napędowego lub biodiesla z etanolem [8, 10, 11] oraz metanolem [9]. Do badań eksperymentalnych wykorzystałem silnik 1CA90 o stopniu kompresji 17 i objętości skokowej 0,573 cm 3. Jest to silnik chłodzony powietrzem. Przed przystąpieniem do badań dokonano niezbędnych zmian konstrukcyjnych polegających między innymi na zmianie konstrukcji wałka rozrządu, co umożliwiło zmianę kąta początku wtrysku paliwa. Dokonano także modyfikacji układu zasilania w paliwo wysokociśnieniowej pompy paliwowej. Okazało się, że typowe dla tego silnika, grawitacyjne dostarczanie paliwa do pompy wtryskowej nie działa poprawnie w przypadku zasilania silnika mieszaniną paliw. W czasie badań wstępnych ustalono, że pompa paliwowa tego silnika powinna być zasilana z nadciśnieniem, co najmniej 1 bar. Większe nadciśnienie nie maiło wpływu na działanie silnika [8]. Stanowisko badawcze, na którym prowadzono badania współspalania paliw ulegało drobnym modyfikacjom pomiędzy etapami badań, które poprawiły jego działanie, ułatwiały pomiar dawkowania paliw czy zwiększały możliwości akwizycji danych. Stanowisko badawcze, którego silnik 1CA90 był głównym elementem, zostało wyposażone w niezbędną aparaturę kontrolno-pomiarową umożliwiającą m.in. indykowanie oraz rejestrację niezbędnych parametrów pracy silnika. W systemie indykowania silnika wykorzystano czujnik ciśnienia Kistler 6061, wzmacniacz ładunku Kistler 5011B, kartę do rejestracji danych Measurement Computing USB-1608HS. Przeprowadzono także pomiar emisji toksyczności spalin: NO x, THC, CO, CO 2, O 2. Badania prowadzono dla silnika pracującego ze stałą prędkością obrotową 1500 obr/min i stałym kątem początku wtrysku 17 o OWK przed GMP. Do silnika dostarczana była stała dawka objętościowa paliwa. Przeprowadziłem badania wpływu udziału paliwa etanolowego w dawce paliwa doprowadzanego do silnika na proces spalania [8]. Badania prowadziłem do 45% udziału etanolu z krokiem 5%. Granicą udziału etanolu w mieszaninie paliw była obserwacja przebiegu spalania, przy granicznym udziale następowało wyraźne pogorszenie zapłonu i wzrost niepowtarzalności cykli pracy silnika. Etanol w porównaniu z olejem napędowym różni się przede wszystkim znacznie mniejszą wartością opałową o około 35%. Kolejną istotną cechą odróżniającą te paliwa jest wartość ciepła parowania, które dla etanolu jest ponad 3-krotnie większe w stosunku do oleju napędowego. Powoduje to, wzrost ilości odbieranego ciepła przez strugę paliwa wtryśniętego do komory spalania silnika, co w konsekwencji obniża temperaturę w końcu suwu kompresji silnika. Wpływ na rozpylenie strugi paliwa ma jego lepkość, wraz ze wzrostem udziału etanolu w mieszaninie zmniejsza się jego lepkość, ponieważ etanol charakteryzuje się blisko 3-krotnie mniejszą wartością współczynnika lepkości. Etanol dodatkowo posiada niską wartość liczby cetanowej (~11), co utrudnia samozapłon mieszaniny wraz ze wzrostem jego udziału. Etanol w swojej strukturze zawiera tlen, którego udział masowy wynosi 34,8%, co ma wpływ na proces spalania. Przedstawione porównanie głównych własności etanolu z olejem napędowym pozwalają na lepszą analizę procesu spalania w silniku zasilanym mieszaniną oleju napędowego z etanolem. Charakterystykę parametrów procesu spalania przeprowadzono na podstawie analizy wykresu indykatorowego silnika. Dokonano analizy faz spalania w silniku przez podział na opóźnienie zapłonu oraz na czas trwania spalania. Stwierdziłem, że wraz ze wzrostem udziału etanolu w mieszaninie paliw rośnie czas opóźnienia zapłonu, na co ma wpływ m.in. wzrost ciepła parowania mieszaniny paliw, a także wzrost udziału paliwa o niskiej liczbie cetanowej. Na podstawie obserwacji przebiegu ciśnienia spalania [8] stwierdziłem, że ze wzrostem udziału etanolu w paliwie rośnie wartość ciśnienia maksymalnego w komorze spalania silnika i dzieje

14 się to do 35% udziału etanolu. Zmianie ulega także położenie ciśnienia maksymalnego, które to osiągane jest dla większych wartości kąta obrotu wału korbowego (OWK) po GMP. Stwierdziłem także, że już od 35% udziału etanolu na zamkniętym wykresie indykatorowym (p-v) pojawia się ujemna pętla pola pracy. W analizowanym przypadku, dla 20 i 25% udziału etanolu uzyskano maksymalne wartości przyrostu ciśnienia dp/d przekraczające 10 bar/ o OWK, co świadczy o tzw. twardej pracy silnika. Dla mniejszych i większych udziałów etanolu wartość dp/d nie przekracza dopuszczalnej wartości. Uzyskano przyrost sprawności indykowanej silnika o 4 % (dla 35% udziału etanolu) w stosunku do silnika zasilanego olejem napędowym. Wartość średniego ciśnienia indykowanego do 40% udziału etanolu pozostawała na stałym poziomie. Biorąc pod uwagę jednostkowe zużycie paliwa (g e ), które to bezpośrednio jest związane ze sprawnością silnika, to mimo że sprawność silnika rosła ze wzrostem udziału etanolu to jednostkowe zużycie paliwa do 35% udziału etanolu pozostawało na stałym poziomie, jest spowodowane coraz mniejszą wartością opałową mieszaniny paliw. Analizując czas trwania spalania można stwierdzić, że do 15% udziału etanolu w mieszaninie proces spalania ulegał skróceniu wraz ze wzrostem zawartości etanolu (63 o OWK dla samego oleju napędowego a 42 o OWK dla 15% udziału etanolu), w zakresie od 15 do 30% udziału etanolu czas trwania spalania pozostawał na prawie takim samym poziomie około 42 o OWK a po przekroczeniu 30% udziału etanolu proces spalania przebiegał jeszcze szybciej, jednakże z dużym opóźnieniem zapłonu. Analizując jakość pracy silnika określoną wskaźnikiem niepowtarzalności średniego ciśnienia indykowanego (COV pi ) można stwierdzić, że dla niewielkich udziałów etanolu (do 15%) nie zauważono negatywnego wpływu na niepowtarzalność kolejnych cykli pracy silnika. Dla silnika zasilanego mieszaniną oleju napędowego i etanolu uzyskano praktycznie niezmienną wartość jednostkowej emisji niespalonych węglowodorów (THC) jak dla silnika zasilanego samym olejem napędowym. Jednostkowa emisja tlenków azotu (NO x ) rosła ze wzrostem udziału etanolu w paliwie. Po przekroczeniu 35% etanolu w paliwie emisja zaczęła maleć, czego przyczyną było pogorszenie procesu spalania. Wzrost emisji NO x był spowodowany wyższymi parametrami termodynamicznymi czynnika w komorze spalania a przy nadmiarze powietrza oraz tlenie zawartym w paliwie warunki do jego tworzenia były sprzyjające. Zanotowano spadek emisji CO jak i CO 2 wraz ze wzrostem udziału etanolu w paliwie. W kolejnym etapie badań, postanowiłem wyeliminować paliwo ropopochodne na rzecz biodiesla, który był współspalany z paliwem etanolowym a wyniki badań zostały opublikowane w czasopiśmie Applied Thermal Engineering [11]. Przeprowadzony eksperyment miał dać informację o różnicy w procesie współspalania oleju napędowego i biodiesla (B100) z etanolem. Badania przeprowadziłem na tym samym silniku (1CA90), na którym prowadziłem poprzednie badania. Umożliwiło to porównanie pracy silnika na mieszankach o takich samych proporcjach etanolu w stosunku do oleju napędowego i biodiesla (do 45% udziału objętościowego etanolu). Biodiesel w porównaniu z olejem napędowym charakteryzuje się mniejszą wartością opałową o około 13%, wyższą liczbą cetanową (LC=56) oraz mniejszym stechiometrycznym zapotrzebowaniem powietrza do spalania ponieważ zawiera w strukturze 10,8% tlenu. Biodiesel powstaje w procesie transestryfikacji, w którym jeden ester jest transformowany w drugi na drodze częściowej wymiany grup alkoholowych. W czasie przygotowywania mieszanin paliw okazało się, że paliwo to wykazuje większą skłonność do tworzenia stabilnej mieszaniny niż olej napędowy. W pierwszej kolejności, na podstawie obserwacji procesu spalania, stwierdzono, że biodiesel spala się szybciej w cylindrze silnika, zanotowano skrócenie czasu spalania o 8 o OWK. Biorąc pod uwagę mieszaninę z etanolem to współspalanie z biodieslem charakteryzuje się mniejszym opóźnieniem zapłonu, np. dla 40% udziału etanolu zanotowano skrócenie opóźnienia zapłonu o 4 o OWK w porównaniu ze spalaniem mieszaniny olej napędowy-etanol

15 Proces współspalania B100 charakteryzował się także mniejszymi wartościami przyrostu ciśnienia. Do 25% udziału etanolu dla obu mieszanin paliw uzyskano zbliżony charakter zmian czasu opóźnienia zapłonu, po przekroczeniu tego udziału etanolu spalanie mieszaniny olej napędowy-etanol (DE) wykazywało większe wartości opóźnienia zapłonu. Czas spalania (10-90%) uzyskano dłuższy dla spalania mieszanin biodisel-etanol (BE). Dla silnika zasilanego mieszaniną DE uzyskano większe wartości zarówno średniego ciśnienia indykowanego jak i sprawności indykowanej. Silnik zasilany mieszaniną BE charakteryzował się prawie stałą wartością sprawności a silnik zasilany mieszaniną DE uzyskiwał wzrost sprawności do 35% udziału etanolu. Dla całego zakresu mieszanin BE uzyskano wartość niepowtarzalności średniego ciśnienia indykowanego COV pi poniżej 10%. Porównując emisję spalin silnika zasilanego mieszaniną DE i BE stwierdzono, że silnik spalający mieszaninę BE charakteryzuje się większą jednostkową emisją THC (od 10 % udziału etanolu) natomiast mniejszą jednostkową emisją NO x dla całego analizowanego zakresu mieszanin. Dla silnika zasilanego mieszaniną BE uzyskano mniejszą emisję CO i CO 2. Podsumowując ten etap badań, stwierdziłem, że proces spalania biodiesla z etanolem w silniku o zapłonie samoczynnym charakteryzuje się większą powtarzalnością w kolejnych cyklach pracy niż ma to miejsce dla spalania oleju napędowego z etanolem. Dla dużych udziałów etanolu w mieszaninie paliw, spalanie mieszaniny BE charakteryzuje się mniejszym czasem opóźnienia zapłonu a jednocześnie wydłużeniem czasu spalania w stosunku do spalania mieszaniny DE. Spalanie mieszaniny BE może być źródłem większej jednostkowej emisji THC przy wyraźnie mniejszej jednostkowej emisji NO x. Na podstawie prac badawczych dotyczących współspalania paliw silnikowych z alkoholami stwierdzono, że biodiesel wykazuje większe skłonności do tworzenia stabilnej mieszaniny z alkoholami. Wykorzystując tę własność przeprowadziłem badania, w których 20% objętościowy dodatek biodiesla do oleju napędowego (DB) miał za zadanie stworzyć bazę do mieszania z etanolem. Pozwoliło to na wytworzenie stabilnej mieszaniny dieselbiodiesel-etanol do 50% udziału objętościowego etanolu. Biodiesel charakteryzuje się większą liczbą cetanową niż olej napędowy a etanol liczbą cetanowa dużo mniejszą niż ma olej napędowy. Wprowadzenie dodatku biodiesla do mieszaniny olej napędowy-etanol poprawia proces samozapłonu. Badania współspalania paliwa diesel-biodiesel (80/20) z etanolem przeprowadzono dla przedstawionego wyżej silnika 1CA90 pracującego ze stałą prędkością obrotową 1500 obr/min a wyniki opublikowano w czasopiśmie Thermal Science [10]. Badania przeprowadziłem dla 3 różnych obciążeń 100%, 85% i 70%. Dla silnika pracującego z pełnym obciążeniem, stabilny proces spalania, określony współczynnikiem niepowtarzalności średniego ciśnienia indykowanego (COV pi =2,8%) uzyskano dla mieszaniny paliw z aż 50% udziałem etanolu. Dla silnika pracującego z 85% obciążeniem graniczną wartością udziału etanolu było 45% (COV pi =4,15%) a dla silnika pracującego z 70% obciążeniem 40% (COV pi =7,1%). Podczas spalania w silniku pracującym z maksymalnym obciążeniem, do 30% udziału etanolu, uzyskano wzrost szybkości wydzielania ciepła w stosunku do silnika zasilanego mieszaniną bazową (DB). Dla silnika pracującego przy pełnym obciążeniu uzyskano praktycznie stałą wartość średniego ciśnienia indykowanego oraz wzrost sprawności indykowanej silnika. Dla silnika pracującego z obciążeniem częściowym (85% obciążenia maksymalnego) uzyskano sprawność indykowaną silnika na stałym poziomie a przy najmniejszym analizowanym obciążeniu odnotowano spadek sprawności. Proces współspalania etanolu z mieszaniną olej napędowybiodiesel charakteryzuje się wzrostem opóźnienia zapłonu, którego wartość maleje ze spadkiem obciążenia silnika. Stwierdzono, że do 20% udziału etanolu w mieszaninie paliw różnice wartości opóźnienia zapłonu i czasu spalania są niewielkie w porównaniu z silnikiem zasilanym mieszaniną olej napędowy-biodiesel. Wzrost udziału etanolu powoduje skrócenie czasu trwania spalania, czemu mogą towarzyszyć większe przyrosty ciśnienia i szybkości

16 wydzielania ciepła. Dla silnika zasilanego DBE50 odnotowano skrócenie czasu spalania o 50% w stosunku do silnika zasilanego mieszaniną diesel-biodiesel. Przy dużych udziałach etanolu, podobnie jak dla wcześniej prezentowanych wyników, już wyraźnie uwidacznia się chłodzące oddziaływanie etanolu i proces spalania może ulec wydłużeniu. Najbardziej zauważalnym efektem udziału biodiesla w mieszaninie paliw jest jego wpływ na tworzenie stabilnej mieszaniny oraz na większą powtarzalność kolejnych cykli pracy silnika niż ma to miejsce dla silnika zasilanego paliwem bez udziału biodiesla. Dla pełnego i 85% obciążenia silnika uzyskano większą jednostkową emisję NO x przy zasilaniu mieszaniną diesel-biodiesel-etanol niż dla silnika zasilanego paliwem bazowym diesel-biodiesel (DB). Dla obciążenia 75% po przekroczeniu 25% udziału etanolu zanotowano spadek jednostkowej emisji NO x w stosunku do zasilania paliwem (DB). Przy obciążeniach częściowych maksymalna jednostkowa emisji NO x osiągana była przy mniejszym udziale etanolu w paliwie. Wzrost obciążenia silnika przyczyniał się do zmniejszenia jednostkowej emisji THC. Dla maksymalnego obciążenia emisja THC była na blisko stałym poziomie. Podsumowując, można stwierdzić, że zarówno olej napędowy jak i biodiesel może być współspalany w tłokowym silniku spalinowym o zapłonie samoczynnym do udziału objętościowego około 30%. Zachęcającym rozwiązaniem polepszającym proces współspalania etanolu z olejem napędowym i biodieslem było stworzenie bazowej mieszaniny olej napędowy-biodiesel. Współspalanie takiej mieszaniny 3 paliw pozwoliło na przeprowadzenie procesu spalania charakteryzującego się akceptowalnym współczynnikiem COV pi, wartością średniego ciśnienia indykowanego i sprawności silnika a także mniejszą emisją toksycznych składników spalin. W kolejnym etapie przeprowadziłem badania współspalania oleju napędowego i biodiesla z metanolem [9]. W prowadzonych badaniach wykorzystano mieszaniny metanolu z olejem napędowym DM (do 40%) i biodieslem BM (do 50%). Podobnie jak w przypadku etanolu, biodiesel wykazywał lepsze zdolności do tworzenia stabilnej mieszaniny z metanolem niż olej napędowy. Wyniki badań wykazały, że przy spalaniu mieszaniny DM przy 40% udziale metanolu na wykresie p-v pojawiła się ujemna pętla pracy, co jest zjawiskiem niekorzystnym a dla mieszaniny BM efekt ten występował dopiero przy 50% udziale metanolu (BM50). Silnik zasilany mieszaniną biodiesel-metanol charakteryzował się mniejszymi wartościami przyrostu ciśnienia jak i szybkości wydzielania ciepła, czego jedną z przyczyn jest mniejsza wartość opałowa mieszaniny BM w stosunku do mieszaniny DM. Proces spalania mieszaniny BM w silniku tłokowym charakteryzuje się mniejszym czasem opóźnienia zapłonu niż miało to miejsce przy spalaniu mieszaniny DM. W przypadku 40% udziału metanolu dla spalania mieszaniny DM czas opóźnienia zapłonu wynosił 25 o OWK a dla spalania BM wynosił 19 o OWK. Podobny charakter zmian zaobserwowano dla czasu trwania spalania, który był krótszy dla spalania mieszaniny BM. Przebieg zmian średniego ciśnienia indykowanego (p i ) w zależności od udziału metanolu w mieszaninie wykazał, że dla spalania mieszaniny BM utrzymuje się na praktycznie stałym poziomie natomiast dla spalania mieszaniny DM po przekroczeniu 30% udziału metanolu następuje jego gwałtowny spadek przy jednoczesnym gwałtownym wzroście niepowtarzalności p i (COV pi ). Dla obu mieszanin, do 30% udziału metanolu uzyskano wzrost sprawności indykowanej silnika. Spalanie mieszaniny BM charakteryzowało się większą emisją NO x w stosunku do emisji uzyskanej przy spalaniu mieszaniny DM. W obu przypadkach emisja NO x była większa niż przy spalaniu paliw referencyjnych, czyli oleju napędowego dla DM i biodiesla dla BM. Wzrost emisji NO x może być efektem zmiany szybkości spalania powodowanej udziałem metanolu, zawierającego w sobie blisko 50% tlenu w strukturze. Odnośnie emisji THC to w silniku zasilanym mieszaniną DM, po przekroczeniu 30% jego udziału, następuje gwałtowny wzrost emisji i jest on znacznie większy niż ma to miejsce w przypadku spalania mieszaniny BE