Fast-varying processes in-cylinder CI engine in high EGR conditions

Transkrypt

1 Article citation info: PIELECHA I. et al. Fast-varying processes in-cylinder CI engine in high conditions. Combustion Engines. 215, 162(3), ISSN Ireneusz PIELECHA Przemysław BOROWSKI Krzysztof WISŁOCKI Maciej SKOWRON Wojciech BUESCHKE Wojciech CIEŚLIK PTNSS Fast-varying processes in-cylinder CI engine in high conditions The aim of the conducted research was thermodynamic identification of combustion process with 5-6% recirculated exhaust gasses in spark ignition engine. The values of the respective indicators obtained with high share of exhaust gasses in cylinder were compared to values obtained in the engine working without recirculation. The research was conducted on one-cylinder engine AVL 584 equipped with recirculated gasses cooling system. The conditions of combustion process were determined using indicators of engine work and fast-variable measurements of cylinder pressure. The evaluation of combustion process and heat release with different share of recirculated gasses was made determining the effect of high share of exhaust gasses in engine cylinder. As a result of the conducted research the possibility of exhaust gasses high share(5 6%) usage with simultaneous ecological benefits, not only in relation to nitrogen oxides was demonstrated. Key words: exhaust gas recirculation, fast-varying processes, exhaust emission Procesy szybkozmienne w cylindrze silnika ZS w warunkach dużego udziału recyrkulowanych spalin Celem prowadzonych badań była termodynamiczna identyfikacja procesu spalania zachodzącego w silniku o zapłonie samoczynnym przy udziale recyrkulowanych spalin do 5 6%. Wartości odpowiednich wskaźników uzyskane przy dużym udziale spalin w cylindrze porównywano do wartości uzyskiwanych w silniku pracującym bez recyrkulacji. Badania przeprowadzono na jednocylindrowym silniku AVL 584 wyposażonym w układ chłodzenia recyrkulowanych spalin. Warunki procesu spalania określano wykorzystując wskaźniki pracy silnika i pomiary szybkozmiennego ciśnienia w cylindrze. Dokonano oceny wpływu różnego udziału tych spalin w cylindrze silnika na przebieg procesu spalania oraz wywiązywania ciepła. W wyniku przeprowadzonych badań wykazano możliwość zastosowania dużej ilości recyrkulowanych spalin (5 6%) bez istotnego pogorszenia warunków pracy silnika, przy jednoczesnej poprawie wskaźników ekologicznych, nie tylko w odniesieniu do emisji tlenków azotu. Słowa kluczowe: recyrkulacja spalin, procesy szybkozmienne, emisja spalin 1. Wstęp i analiza źródeł Wymagania dotyczące spełniania norm emisji spalin powodują konieczność poszukiwania nowych rozwiązań konstrukcyjnych w budowie nowoczesnych silników spalinowych oraz silnikowych systemów oczyszczania spalin. Konstrukcyjnymi metodami spełniania rygorystycznych wymogów energetycznych i emisyjnych przez jednostki napędowe są działania znane pod pojęciami downsizingu [16] lub hybrydyzacji układów napędowych [17]. W rozwiązaniach tych najistotniejszą rolę odgrywają nowoczesne systemy spalania oraz układy recyrkulacji spalin [8]. Recyrkulacja, czyli dostarczanie gazów spalinowych do komory spalania, jest jedną z metod pozwalających na zmniejszenie emisji tlenków azotu, szczególnie w zakresie średniego obciążenia silnika spalinowego. W pewnych obszarach jego pracy pozwala również na zmniejszenie zużycia paliwa bez znaczącego pogorszenia wskaźników operacyjnych. Efektywność systemów recyrkulacji spalin zależy jednak w dużym stopniu od sposobu ich realizacji. Dostarczenie zadanej ilości spalin do cylindra pracującego silnika można zrealizować na dwa sposoby: przez zastosowanie recyrkulacji wewnętrznej (IGR internal gas residual), polegającej na zatrzymaniu w cylindrze części spalin z poprzedniego cyklu pracy przez odpowiednie sterowanie systemami zmiennych faz rozrządu, przez wykorzystanie zewnętrznego systemu recyrkulacji ( exhaust gas recirculation), polegającego na zawróceniu części spalin opuszczających cylinder (cylindry) z poprzedniego cyklu pracy silnika. Mimo licznych możliwości stosowania systemów, nadal istotnym problemem jest jego sposób realizacji oraz sterowania ilością recyrkulowanych spalin. Na rysunku 1 przedstawiono podział systemów doprowadzania spalin do cylindra. 316

2 Systemy recyrkulacji spalin IRG recyrkulacja wewnętrzna (reszta spalin) recyrkulacja zewnętrzna układy zmiennych faz rozrządu układy zmiany wzniosu zaworów wysokociśnieniowy system niskociśnieniowy system mieszany system sterowane zwężką bez oczyszczania spalin brudny sterowane zaworem z oczyszczaniem spalin czysty Rys. 1. Systematyka układów doprowadzania spalin do cylindra [8] Z analizy literatury [1, 5 7, 12] wynika, że jednym z najkorzystniejszych rozwiązań sterowania procesami termodynamicznymi silnika ZS jest spalanie niskotemperaturowe (LTC low temperature combustion), które wpływa na zmniejszenie emisji tlenków azotu oraz cząstek stałych. Realizacja takiego procesu następuje przez zastosowanie dużego udziału recyrkulowanych spalin zmniejszających maksymalną temperaturę spalania. Wspomagać ten proces może stosowanie podziału dawki paliwa oraz zmniejszenie stopnia sprężania, choć w systemie spalania LTC możliwe jest również stosowanie pojedynczych dawek wtryskiwanego paliwa. Uzyskanie spalania typu LTC wymaga odpowiedniego sterowania czasem wtrysku w pobliżu GMP tłoka, przy jednoczesnym zastosowaniu dużej ilości recyrkulowanych gazów (5~7%) [5, 1]. Tak duży udział spalin w ładunku prowadzi do zwiększenia opóźnienia samozapłonu (spowodowanego dłuższym czasem mieszania), co skutkuje zwiększoną homogenizacją mieszanki. Prowadzone do tej pory prace badawcze przez Asad a i Divekar a [2 4, 11] oraz Knight a [13] wskazują jedynie na wpływ ilości na emisję spalin. Pomijają one jednak wpływ recyrkulowanych spalin na parametry termodynamiczne silnika spalinowego w wybranych punktach operacyjnych. W cytowanych pracach badaniami objęto jeden wybrany punkt pracy silnika (n = 15 obr/min, P wtr = 85 MPa) uwzględniając jednak zmienne jego doładowanie. Wykazano tam, że dla dużego udziału rzędu 5 6% można uzyskać zmniejszenie emisji NO x i cząstek stałych; wnioski takie potwierdziły oczekiwania autorów tych prac. Termodynamiczna analiza procesu spalania została podjęta jedynie w nielicznych badaniach, ograniczonych do systemów pracujących przy udziale recyrkulowanych spalin do ok. % [14]. Autorzy niniejszego artykułu podjęli natomiast badania termodynamicznej identyfikacji procesu spalania w silniku ZS przy dużym udziale recyrkulowanych spalin do 6% [9, 15]. 2. Problem badawczy Podstawowym pytaniem badawczym sformułowanym przez autorów było wyjaśnienie istotności wpływu ilości recyrkulowanych spalin na zmiany podstawowych parametrów i wskaźników termodynamicznych cyklu silnikowego. Postanowiono wykazać także na ile zwiększenie udziału spalin w ładunku zamkniętym w cylindrze wpływa na nierównomierność pracy silnika o zapłonie samoczynnym ocenianej na podstawie fluktuacji ciśnienia ładunku w czasie spalania, zmienności średniego ciśnienia indykowanego oraz temperatury ładunku i spalin. Oceniano także zmiany szybkości wywiązywania ciepła oraz położenie kątowe umownego środka ciężkości procesu spalania (położenie punktu wydzielenia 5% doprowadzonego ciepła). Oczekiwano również wyjaśnienia możliwości i zakresu zmniejszenia emisji tlenków azotu i cząstek stałych przy realizowaniu spalania niskotemperaturowego LTC. 3. Metodyka badań 3.1. Metoda badawcza Dla wyjaśnienia zagadnień i problematyki badawczej sformułowanej w rozdz. 2 postanowiono wykorzystać metodę stanowiskowych badań eksperymentalnych. W tym celu odpowiednio przysto- 317

3 sowano hamowniane stanowisko silnikowe wyposażone w hamulec prądnicowy umożliwiający utrzymywanie stałej prędkości obrotowej silnika. Na stanowisku zamontowano obiekt badawczy, który stanowił silnik o zapłonie samoczynnym z wtryskiem bezpośrednim, por. rozdz Obiekt badań Badania prowadzono na jednocylindrowym silniku badawczym AVL 584 wyposażonym w układ chłodzenia recyrkulowanych spalin. Dane techniczne silnika przedstawiono w tab. 1. Układ wyposażono w dwa zawory elektromagnetyczne sterowane wypełnieniem impulsu (PWM), co umożliwiało dokładne zadanie pozycji zaworów na dolocie powietrza i wylocie spalin. Układ dwóch zaworów zapewniał możliwość uzyskania stopnia recyrkulacji spalin w zakresie do 6%. Ilość recyrkulowanych spalin określano objętościowo na podstawie pomiaru stężenia objętościowego dwutlenku węgla w kanale dolotowym oraz w układzie wylotowym silnika zgodnie z równaniem: = (CO 2-ex CO 2-in )/CO 2-ex 1% (1) gdzie: CO 2-ex oznacza procentową zawartość dwutlenku węgla w spalinach, CO 2-in procentową zawartość CO 2 w kanale dolotowym silnika. Tab. 1. Charakterystyka silnika badawczego AVL 584 Wielkość Wartość Objętość silnika 51,7 cm 3 Skok tłoka 9 mm Średnica cylindra 85 mm Stopień sprężania 16,2 Liczba zaworów/cyl. 4 Kąt otwarcia zaworu 57.5 przed DMP wylotowego Kąt zamknięcia zaworów 18 po GMP wylotowych Kąt otwarcia zaworów 1 przed GMP dolotowych Kąt zamknięcia zaworów 468 po DMP dolotowych Rodzaj wtryskiwacza elektromagnetyczny, 6- otworkowy, d =,17 mm Układ wtryskowy paliwa common rail Uszczelka pod głowicę 2 mm (wymagana do uzyskania stopnia sprężania) 3.3. Stanowisko badawcze Stanowisko badawcze (rys. 1) wyposażono w aparaturę kontrolno-pomiarową, którą stanowiły: a) system do sterowania procesem wtrysku paliwa, pozwalający na sterowanie czasem wtrysku i kątem wtrysku, b) system kontrolny ustawienia elektromagnetycznych zaworów recyrkulacji spalin sterowanych sygnałami PWM, c) system do pomiarów procesów szybkozmiennych AVL IndiCom 621 umożliwiający pomiary ciśnienia w cylindrze (Pcyl) oraz ciśnienia paliwa w przewodzie wtryskowym (Pwtr), d) system pomiaru składników gazowych Horiba Mexa 71D e) system pomiaru cząstek stałych Micro Soot Sensor firmy AVL. Rys. 1. Stanowisko pomiarowe 3.4. Zakres i metodyka badań Badania prowadzono w dwóch punktach pomiarowych, dla których, przy zróżnicowanym poziomie ilości recyrkulowanych spalin, określano: a) wskaźniki pracy silnika spalinowego, b) termodynamiczne wskaźniki procesu spalania, c) emisję składników szkodliwych spalin. Do wskaźników pracy silnika zaliczono (rys. 2): maksymalną wartość ciśnienia w cylindrze Pmax oraz kąt jego wystąpienia APmax, średnie ciśnienie indykowane oznaczone jako IMEP, szybkość narastania ciśnienia po samozapłonie Rmax oraz kąt jej występowania ARmax. Określano także: temperaturę spalin Tex, temperaturę spalin na zaworze recyrkulacji przed kanałem dolotowym Tegr, temperaturę dolotu ładunku (powietrza i spalin) Ta+egr. Termodynamiczne wskaźniki pracy silnika stanowiły: początek spalania SOC (start of combustion) określany jako początek dodatniej wartości wywiązywania ciepła podczas sprężania, kąt wystąpienia 5% spalonej dawki paliwa MBF5% (mass burn fuel), kąt wystąpienia centrum spalania czyli 5% wypalonej dawki paliwa MBF5% (CoC center of combustion), kąt końca spalania określony jako 9% wypalonego paliwa MBF9%. 318

4 dq [%/deg] Pcyl [bar] Pcyl( ) dq( ) Rmax, ARmax dp/d Rys. 2. Wybór wskaźników analizowanych podczas badań spalania oleju napędowego z dużym udziałem spalin Emisję jednostkową składników spalin, wykorzystując wskaźniki pracy silnika, określono na podstawie pomiarów stężeń: CO, HC, NO x oraz masy cząstek stałych PM. SOC CoC MBF5% MBF9% Pmax, APmax Q [%] dp/dalfa [bar/deg] Korzystając z wyników badań indykatorowych wyznaczono ponadto: szybkość wywiązywania ciepła dq oraz ciepło skumulowane Q, szybkość zmian ciśnienia w cylindrze jako funkcję kąta obrotu wału korbowego dp/dα. Badania prowadzono przy dwóch wartościach prędkości obrotowej silnika: 1 obr/min oraz 15 obr/min wykorzystując zróżnicowane wartości dawek paliwa: 12 i 23 mg. Badania prowadzono tak, aby utrzymać względnie stałą wartość kąta 5% dawki spalonego paliwa. Kąt ten określany jest mianem centrum spalania. W analizowanych warunkach pracy kąt ten wynosił odpowiednio: 9 i 11 o OWK po GMP. Bez uwzględnienia tego warunku spalanie paliwa byłoby bardzo opóźnione i niemożliwa byłaby prawidłowa praca silnika. Warunki prowadzenia pomiarów przedstawiono w tab. 2. Lp. n [obr/min] qo [mg] Tab. 2. Punkty pomiarowe plan badań CoC [ o OWK po GMP] P wtr [MPa] P dol [hpa] Udział spalin [%] ; 9; 19; 3; 45; ; 9; 21; 3; ; 5; 6 4. Przygotowanie danych do analizy Przed przystąpieniem do analizy danych, wygładzano przebieg ciśnienia w cylindrze wykorzystując filtr dolnoprzepustowy o wartości 4 khz. Przykładowe wyniki takich działań przedstawiono na rys. 3. Wpływ zastosowania wspomnianego filtra LP (low pass dolnoprzepustowego) na analizowane przebiegi omówiono poniżej Pcyl Pcyl (f < 4 khz) n = 1 obr/min qo = 12 mg/wtrysk CoC = 9 deg po GMP Pcyl [BAR] Pcyl_sr -Pcyl_sr (f < 4 khz) Pcyl (f > 4 khz),8,6,4,2, -,2 -,4 filtr HP [BAR] -, Rys. 3. Przykład wygładzania przebiegu ciśnienia w cylindrze przez zastosowanie filtra dolnoprzepustowego o wartości 4 khz wraz z wartościami uśrednionymi z 2 przebiegów oraz z wartościami usuniętymi (f > 4 khz) cykl

5 Wykazano, że podczas oceny procesu popełnia się błąd związany ze zbyt wczesnym określeniem początku spalania (ujemne wartości różnicy przebiegu średniego i uśrednionego po zastosowaniu filtra). Jednocześnie uzyskuje się małą wartość szybkości narastania ciśnienia po samozapłonie (dodatnie wartości różnicy przebiegu średniego i uśrednionego po zastosowaniu filtra). Wartości rozrzutów wynoszą około,3 bar, co przy wartościach bezwzględnych 5 bar stanowi około 1%. Wartość ta może być uznana za akceptowalnie małą. 5. Ocena nierównomierności pracy silnika przy zróżnicowanym udziale Nierównomierność pracy silnika można analizować w oparciu o przebieg zmian ciśnienia w cylindrze lub przebieg zmian prędkości obrotowej wału korbowego silnika. Badania prowadzono z użyciem metody indykatorowej ze względu na szereg zalet, m.in. bezinwazyjności i łatwość aplikacji. Wyznaczono przebiegi średniego ciśnienia indykowanego w cylindrze (IMEP) w kolejnych 2 cyklach pracy silnika przy stałej prędkości obrotowej i stałej dawce paliwa dla zmiennego udziału recyrkulowanych spalin. Wyniki tych analiz przy prędkości n = 1 obr/min przedstawiono na rys. 4, a przy n = 15 obr/min na rys. 5. Współczynnik zmienności średniego ciśnienia indykowanego przy mniejszej prędkości wykazuje większe wartości niż przy prędkości n = 15 obr/min. Równomierność pracy silnika przy n = 1 obr/min jest większa przy mniejszej wartości, natomiast zmniejsza się przy dużym udziale spalin (CoV(IMEP przy ) = 2,9%. Mimo tego, że jest to wartość największa z badań przy n = 1 obr/min, jest ona akceptowalna, gdyż wyznaczony współczynnik zmienności średniego ciśnienia indykowanego nie przekracza 5%. Przy zwiększonej prędkości obrotowej do n = =15 obr/min wartość współczynnika zmienności IMEP nie zależy od udziału recyrkulowanych spalin. Wskaźnik ten swoje wykazuje wartości w przedziale,8 1,1% (z zastosowanym filtrem wygładzającym przebieg ciśnienia w cylindrze). IMEP [BAR] 3,9 3,8 3,7 3,6 3,5 3,4 3,3 3,2 3,1 3, 2,9 2,8 2,7 = 2% = 1% Cykle z filtrem CoV(IMEP) CoV(IMEP) CoV(IMEP) CoV(IMEP) CoV(IMEP) CoV(IMEP) Rys. 4. Analiza nierównomierności pracy silnika na podstawie średniego ciśnienia indykowanego przy zróżnicowanym udziale recyrkulowanych spalin i prędkości obrotowej n = 1 obr/min w warunkach częściowego obciążenia (qo = 12 mg/wtrysk) bez filtra CoV =< 3,5% IMEP [BAR] 7, 6,9 6,8 6,7 6,6 6,5 6,4 6,3 6,2 6,1 6, 5,9 5,8 n = 15 obr/min = 21% = 9% = % = 5% = 6% Cykle z filtrem CoV(IMEP) CoV(IMEP).8.8 CoV(IMEP) CoV(IMEP) CoV(IMEP) CoV(IMEP) = 6% Rys. 5. Analiza nierównomierności pracy silnika na podstawie średniego ciśnienia indykowanego przy zróżnicowanym udziale recyrkulowanych spalin i prędkości obrotowej n = 15 obr/min w warunkach częściowego obciążenia (qo = 23 mg/wtrysk bez filtra CoV(IMEP) CoV =< 1,4% = 5% = % = 21% = 9% 32

6 6. Ocena wskaźników pracy silnika przy zróżnicowanym udziale spalin 6.1. Wskaźniki ogólne Dostarczanie spalin do kolejnego cyklu pracy silnika ma decydujący wpływ na skład spalin oraz wskaźniki jego pracy. Analizy wyników badań dokonano w aspekcie wskaźników ogólnych, termodynamicznych oraz ekologicznych. Zależność określającą wpływ zawartości recyrkulowanych spalin w cylindrze silnika na ogólne wskaźniki jego pracy przedstawiono na rysunku 6. Dla mniejszej dawki (q o = 12 mg/wtrysk) największa wartość maksymalnego ciśnienia spalania Pmax występuje przy 2% udziale spalin i wynosi 54,6 bar. Zastosowanie 1% udziału spowodowało zmniejszenie Pmax do 53,2 bar (zmiana o około 3%), pozostając jednocześnie bez wpływu na wartość średniego ciśnienia indykowanego IMEP. Jego wartość zwiększa się z 2,9 bar do 3,7 bar wraz ze zwiększeniem udziału recyrkulowanych spalin (aż do wartości 5%). Oznacza to zmianę wartości IMEP o ponad 25%. Można więc stwierdzić, że zwiększenie udziału spalin o 5% powoduje zwiększenie średniego ciśnienia indykowanego o 25%. Jednocześnie, wraz ze wzrostem udziału, zmniejsza się szybkość przyrostu ciśnienia, powodując spadek maksymalnego ciśnienia do 53,4 w zakresie od 2 do 5% recyrkulowanych spalin. Zaobserwowano przy tym zmiany kąta występowania maksymalnego ciśnienia APmax oraz kąta maksymalnej szybkości przyrostu ciśnienia ARmax w zakresie 1,5 ºOWK. Zastosowanie większej dawki oraz większej prędkości obrotowej powoduje zmianę zależności tych parametrów. Wraz ze zwiększeniem udziału zmniejsza się wartość maksymalnego ciśnienia spalania Pmax oraz wartość przyrostu ciśnienia Rmax. Największa wartość średniego ciśnienia indykowanego wynosząca 6,7 bar oraz kąt występowania maksymalnego ciśnienia APmax przypadają przy 3% udziale. Zmiana zawartości recyrkulowanych spalin nie wpływa na kąt występowania maksymalnej szybkości przyrostu ciśnienia ARmax i wynosi 1,5ºOWK. Pmax [bar] IMEP [bar] APmax [deg] 55,2 54,4 53,6 52,8 12, 11,5 11, 1, Rys. 6. Główne wskaźniki pracy silnika jako funkcje udziału recyrkulowanych spalin w silniku: a) przy n = 1 obr/min i qo = 12 mg/wtrysk, b) przy n = 15 obr/min i qo = 23 mg/wtrysk Lambda [-] Tegr [deg C] 4, 3,6 3,2 2, n = 1 obr/min qo = 12 mg n = 1 obr/min qo = 12 mg APmax IMEP Rmax Ta+egr ARmax Tegr Pmax Lambda Tex ,6 8,8 8, 7,2 9,6 9,2 8,8 8, Rmax [bar/deg] ARmax [deg] Ta+egr [deg C] Tex [deg C] Rys. 7. Zmiany współczynnika nadmiaru powietrza oraz temperatury: spalin, recyrkulowanych spalin oraz mieszaniny spalin i powietrza jako funkcje udziału recyrkulowanych spalin: a) przy n= 1 obr/min i qo = 12 mg/wtrysk, b) przy n = 15 obr/min i qo = 23 mg/wtrysk Pmax [bar] IMEP [bar] APmax [deg] Lambda [-] Tegr [deg C] ,8 6,4 6, 5,6 13,2 12,8 12,4 12, 3,2 2,4 1,6, n = 15 obr/min qo = 23 mg APmax n = 15 obr/min qo = 23 mg Tegr Lambda Rmax IMEP Tex ARmax Pmax Ta+egr ,8 1,5 1,2 9, Rmax [bar/deg] ARmax [deg] Ta+egr [deg C] Tex [deg C] 321

7 Wyniki analiz dotyczących wpływu udziału recyrkulowanych spalin na współczynnik nadmiaru powietrza oraz temperaturę spalin przedstawiono na rysunku 7. Wraz ze zwiększeniem udziału spalin w cylindrze zmniejsza się współczynnik nadmiaru powietrza bez względu na zastosowaną dawkę paliwa. Podczas spalania dużej dawki paliwa uzyskuje się globalny współczynnik nadmiaru powietrza poniżej 1,. Są to warunki utrudnionego spalania oleju napędowego. Przy spalaniu mniejszej dawki paliwa temperatura spalin spada, a temperatura recyrkulowanych spalin wzrasta wraz ze wzrostem ich udziału w ładunku cylindra. Wzrost ten wynika ze zwiększonego natężenia ich przepływu. Zwiększony udział spalin o większej temperaturze powoduje przyrost temperatury mieszaniny powietrza ze spalinami Ta+egr bez względu na zastosowaną dawkę paliwa. Największa temperatura spalin występuje przy 3- procentowym udziale. Dla tego punktu pracy uzyskano także największą wartość średniego ciśnienia indykowanego, co widać na rysunku 6b Wskaźniki termodynamiczne Badania procesu spalania z duży udziałem recyrkulowanych spalin prowadzono głównie w oparciu o analizę parametrów termodynamicznych tego procesu. Ich zmiany podczas pracy silnika przy dwóch różnych dawkach paliwa przedstawiono na rys. 8, na którym pokazano zależności kątowe początku (MBF5%), centrum (MBF5%) oraz końca (MBF9%) spalania oraz wystąpienia zapłonu (SOC). Niezależnie od wielkości dawki paliwa, zwiększenie udziału recyrkulowanych spalin powoduje opóźnienie początku spalania (SOC). Wartość 5% wypalenia dawki paliwa utrzymywano na założonym poziomie odpowiednio do wielkości dawki: 1 ºOWK (przy mniejszej dawce) oraz 12 ºOWK podczas spalania większej dawki. Rozrzut dla obu strategii jest mniejszy niż 1 ºOWK, co należy uznać za wartość właściwą. Utrzymanie takiego przebiegu spalania przy zwiększonym udziale recyrkulowanych spalin wymaga przyspieszenia początku spalania, co jednocześnie powoduje jego wydłużenie. Zależności te potwierdzone zostały dla obu dawek paliwa. MBF5% [deg] MBF5% [deg] MBF9% [deg] 9,2 8,8 8,4 8, 7,6 1,8 1,4 1, 9, Rys. 8. Termodynamiczne wskaźniki pracy silnika jako funkcje udziału recyrkulowanych spalin: a) przy n= 1 obr/min i qo = 12 mg/wtrysk, b) przy n = 15 obr/min i qo = 23 mg/wtrysk Pcyl [bar] MBF5% MBF5% MBF9% Pmax n = 1 obr/min qo = 12 mg SOC n = 1 obr/min qo = 12 mg/wtrysk CoC = 9 deg po GMP = 2% = 1% ,8 4, 3,2 2,4 1,6 SOC [deg] Rys. 9. Analiza zmian ciśnienia w cylindrze przy prędkości obrotowej: a) 1 obr/min, b) 15 obr/min MBF5% [deg] MBF5% [deg] MBF9% [deg] 9,6 9, 8,4 7,8 7,2 12,4 12, 11,6 11,2 Pcyl [bar] n = 15 obr/min qo = 23 mg MBF5% MBF9% = 6% = 2% = 1% MBF5% SOC Pmax n = 15 obr/min qo = 23 mg/wtrysk CoC = 11 deg po GMP SOC [deg] 322

8 Podczas badań dokonano analizy przebiegu ciśnienia w cylindrze, które przedstawiono na rys. 9. Zastosowanie recyrkulowanych spalin przy prędkości obrotowej n = 1 obr/min powoduje początkowo (1% ) duże opóźnienie narastania ciśnienia po samozapłonie. Dalsze zwiększenie udziału spalin w cylindrze tylko nieznacznie odbiega od przebiegu ciśnienia przy braku spalin. Analiza tego punktu pracy wskazuje na nieznaczny spadek ciśnienia maksymalnego w cylindrze przy zwiększaniu udziału spalin (co potwierdzono również na rys. 6a). Drugi pomiar przy prędkości obrotowej n = 15 obr/min w zależności od udziału spalin w objętości cylindra charakteryzował się większą zmiennością niż pierwszy punkt pomiarowy. Obserwuje się tutaj zarówno zmiany wartości ciśnienia przed spalaniem, jak i zmiany ciśnienia maksymalnego. Zwiększenie udziału spalin wpłynęło na rozciągnięcie początku spalania, co odpowiada prawie płaskiemu przebiegowi ciśnienia w cylindrze w zakresie 4 8 o OWK po GMP. Zmiana maksymalnej wartości Pcyl przy oraz 6% osiągnęła wartość 7 bar. Zastosowanie recyrkulacji spalin spowodowało zmniejszenie szybkości wywiązywania ciepła w cylindrze (rys. 1). Zwiększenie udziału spalin podczas spalania małej dawki paliwa prowadzi do niewielkiego ograniczenia szybkości wywiązywania ciepła w zakresie małego i średniego udziału spalin. Podczas spalania paliwa z maksymalnym udziałem spalin ograniczenie to osiąga wartość około 2%. Kąt występowania maksymalnej szybkości wywiązywania ciepła nie ulega dużym zmianom i wynosi 8,5 1 o OWK po GMP. Spalanie dużej dawki paliwa przy udziale spalin prowadzi do dużych zmian szybkości wywiązywania ciepła. Zmiany szybkości wywiązywania ciepła uzyskują wartości ponad 5%. Oznacza to dwukrotnie większe wartości zmian niż podczas spalania małej dawki paliwa. Powtarzalność wybranych wskaźników procesu spalania przedstawiono na rys. 11 i 12. Analiza zmian średniego ciśnienia indykowanego w cylindrze przy zmianie początku spalania nie wykazuje żadnych korelacji przy n = 1 obr/min (rys. 11a). Oznacza to, że zmiana początku spalania nie wpływa jednoznacznie na wielkość średniego ciśnienia indykowanego. Przy prędkości n = 15 obr/min opóźnienie początku spalania wpływa na zmniejszenie IMEP w cylindrze (rys. 12a). Wielkość udziału recyrkulowanych spalin nie ma wpływu na tę tendencję. n = 1 obr/min qo = 12 mg/wtrysk CoC = 9 deg po GMP = 2% = 1% dq [kj/m3deg] dqmax n = 1 obr/min qo = 12 mg/wtrysk CoC = 9 deg po GMP = 2% = 1% dq [kj/m3deg] = 6% = 2% = 1% qqmax n = 15 obr/min qo = 23 mg/wtrysk CoC = 11 deg po GMP Pcyl [bar] = 6% = 2% = 1% n = 1 qo = CoC alfa [d Rys. 1. Analiza szybkości wywiązywania się ciepła przy prędkości obrotowej: a) 1 obr/min b) 15 obr/min c),15 1,5 2,,12 1,2 1,5,9,9 1,,6,6,5 dimep,3, -,3 dcoc,3, -,3 dpmax, -,5-1, -,6 -,9 -,12 -,15 -,6 -,3,,3,6 -,6 -,9-1,2-1,5 -,6 -,3,,3,6-1,5-2, -2,5-3, = 2% = 1% -,6 -,3,,3,6 Rys. 11. Analiza wybranych wskaźników w kolejnych cyklach pracy przy prędkości obrotowej n = 1 obr/min a) zmiana średniego ciśnienia indykowanego, b) zmiana kąta wydzielenia 5% ciepła spalania (CoC), c) zmiana maksymalnego ciśnienia spalania w cylindrze 323

9 c),15 1,8 2,4,12 1,5 1,8,9 1,2 1,2,6,9,6 dimep,3, -,3 dcoc,6,3, dpmax, -,6-1,2 -,6 -,9 -,12 -,15 -,5,,5 1, -,3 -,6 -,9-1,2 -,5,,5 1, -1,8-2,4-3, -3,6 = 2% = 1% = 6% -,5,,5 1, Rys. 12. Analiza wybranych wskaźników w kolejnych cyklach pracy przy prędkości obrotowej n = 15 obr/min a) zmiana średniego ciśnienia indykowanego, b) zmiana kąta wydzielenia 5% ciepła spalania, c) zmiana maksymalnego ciśnienia spalania w cylindrze Niezależnie od prędkości obrotowej silnika i dawki paliwa, opóźnienie początku spalania wpływa na późniejsze uzyskanie kąta centrum spalania (dcoc). Tendencja ta jest również niezależna od udziału spalin (rys. 11b oraz 12b). Opóźnienie początku spalania w kolejnych cyklach pracy silnika wpływa istotnie na zmniejszenie w tych cyklach maksymalnego ciśnienia spalania. Tendencja ta jest niezależna od ilości recyrkulowanych spalin (rys. 11c i 12c). Podczas spalania dużej dawki paliwa przy prędkości n = 15 obr/min zmiany te są bardziej istotne niż przy mniejszej prędkości obrotowej Wskaźniki ekologiczne Istotnym zagadnieniem dla spalania oleju napędowego z udziałem recyrkulowanych spalin jest analiza wskaźników ekologicznych silnika. Na rysunku 13 przedstawiono stężenia składników spalin odniesione do udziału dla różnych punktów pracy. Udział recyrkulowanych spalin powoduje zmniejszenie ilości dostarczanego powietrza do układu dolotowego, co wpływa na zwiększenie stężenia węglowodorów oraz tlenku węgla bez względu na zastosowaną dawkę paliwa. Zmniejszenie maksymalnego ciśnienia w cylindrze wraz ze zwiększaniem udziału recyrkulowanych spalin związany jest ze zmniejszeniem maksymalnej temperatury w komorze spalania. Zmniejszenie tej temperatury ma bezpośredni wpływ na ograniczenie powstawania tlenków azotu co ostatecznie odnosi się do zmniejszenia ich emisji wraz ze zwiększeniem udziału recyrkulowanych spalin. Mała dawka paliwa i prędkość obrotowa powodują, że zwiększenie udziału spalin skutkuje jednoczesnym zmniejszeniem stężenia NO x oraz masy cząstek stałych. Podczas spalania dużej dawki paliwa współczynnik nadmiaru powietrza jest znacznie mniejszy, co skutkuje zwiększeniem stężenia cząstek stałych. Jednak maksymalne wartości udziału spalin powodują znaczne zmniejszenie stężenia cząstek stałych. Może być to spowodowane nieprawidłowym przebiegiem procesu spalania. Nieprawidłowości te przedstawiono podczas analiz termodynamicznych wskaźników procesu spalania ,44 1, 1,28 n = 1 obr/min qo = 12 mg,,354, n = 1 obr/min qo = 12 mg PM 3,3 3, 2, ,2 1,12 PM,3, ,4 2,1 54 NOx [ppm] PM [mg/m3] 1,4,96,88,8 NOx HC,33,324,318,312 HC [%] CO [ppm] NOx [ppm] PM [mg/m3] NOx CO 1,8 1,5 1,2,9 HC [%] 3 24 CO [ppm] 15 1,72,64 CO,, HC błąd,6, ,56, , 6, , ,3 Rys. 13. Wskaźniki ekologiczne pracy silnika jako funkcje udziału recyrkulowanych spalin: a) przy n= 1 obr/min i qo = 12 mg/wtrysk, b) przy n = 15 obr/min i qo = 23 mg/wtrysk 324

10 7. Podsumowanie Przeprowadzone badania potwierdziły, że zróżnicowanie wypełnienia objętości cylindra spalinami skutkuje zmianą wskaźników pracy silnika, przy zaznaczeniu zmienności tendencji dla poszczególnych składowych. Powoduje to konieczność znalezienia optymalnego rozwiązania dla konkretnego zastosowania. Zauważalny spadek maksymalnego ciśnienia w cylindrze podczas zwiększonego udziału spalin, zwłaszcza podczas spalania większej dawki paliwa, nie powoduje zmniejszenia średniego ciśnienia indykowanego. Wielkość Pmax osiąga maksymalne wartości przy 2% udziale spalin, a wartość średniego ciśnienia indykowanego w tym zakresie pozostaje na stałym poziomie w stosunku do innych punktów pomiarowych. Dopiero przy 3 45% udziale spalin następuje zwiększenie tego wskaźnika. Wielkość udziału spalin nie ma istotnego wpływu na przyspieszenie bądź opóźnienie punktu występowania maksymalnego ciśnienia w cylindrze w funkcji obrotu wału korbowego (przy założonej wartości CoC). W odniesieniu do wskaźników ekologicznych zwiększenie udziału spalin powoduje zmniejszenie stężenia NO x oraz cząstek stałych PM, przy jednoczesnym zwiększeniu stężenia CO i HC. Problem tych ostatnich wskaźników emisji możliwy jest do rozwiązania przez wykorzystanie układów oczyszczania spalin, w przeciwieństwie do emisji NO x i PM, które wymagają znacznej rozbudowy układu wylotowego. Na podstawie analiz ekologicznych można stwierdzić, że spalanie paliwa przy dużym udziale recyrkulowanych spalin jest efektywne wówczas, gdy współczynnik nadmiaru powietrza przy dużym udziale spalin (powyżej 4%) jest znacznie większy niż 1,. Sytuację taką uzyskano tylko podczas spalania małej dawki paliwa. Podczas spalania dużej dawki wymagane byłoby zwiększenie wartości doładowania powietrzem silnika przy zastosowaniu niezmienionej dawki paliwa. Skróty i oznaczenia APmax angle of maximum cylinder pressure/kąt maksymalnego ciśnienia w cylindrze ARmax angle of maximum rise of cylinder pressure/kąt maksymalnej szybkości narastania ciśnienia po samozapłonie CO monoxide oxide/tlenek węgla CO 2 dioxide oxide/dwutlenek węgla CoC center of combustion/centrum spalania (MBF5%) CoV coefficient of variation/współczynnik zmienności dq heat release rate/szybkość wywiązywania ciepła dqmax maximum of heat release rate/ maksymalna szybkość wywiązywania ciepła dp/dα cylinder rise/szybkość zmian ciśnienia exhaust gas recirculation/zewnętrzna recyrkulacja spalin GMP top dead center/górne martwe położenie tłoka IGR internal gas residual/ wewnętrzna recyrkulacja spalin IMEP indicating mean effective pressure/średnie ciśnienie indykowane LP low pass/filtr dolonoprzepustowy LTC low temperature combustion/spalanie niskotemperaturowe MBF mass burn fuel/masa wypalonego paliwa NO x nitrogen oxides/tlenki azotu Pcyl cylinder pressure/ciśnienie w cylindrze PM particulate matter/cząstki stałe Pmax maximum cylinder pressure/maksymalne ciśnienie w cylindrze Pwtr injection pressure/ciśnienie wtryskiwanego paliwa Rmax maximum rise of cylinder pressure/maksymalna szybkość narastania ciśnienia po samozapłonie SOC start of combustion/początek spalania Ta+egr mixture temperature (air and )/ temperatura mieszaniny powietrza i spalin) Tegr temperature of /temperatura recyrkulowanych spalin Tex exhaust gases temperature/temperatura spalin qo fuel dose/dawka paliwa Q heat release/wywiązane ciepło air excess ratio/współczynnik nadmiaru powietrza Indeksy in inlet/wewnętrzny (w kanale dolotowym) ex exhaust/spaliny n engine speed/prędkość obrotowa silnika Literatura 1. Anselmi P., Kashdan J., Bression G., Ferrero- Lesur E. i in. Improving emissions, noise and fuel economy trade-off by using multiple injection strategies in diesel low temperature combustion (LTC) mode. SAE Technical Paper , 21, doi: 1.71/ Asad U., Divekar P., Zheng M., Tjong J. Low temperature combustion strategies for compression ignition engines: operability limits and challenges. SAE Technical Paper , 213, doi:1.71/

11 3. Asad U., Han X., Zheng M. An empirical study to extend engine load in diesel low temperature combustion. SAE Int. J. Engines 5(3):79-717, 212, doi:1.71/ Asad U., Zheng M. Efficiency & stability improvements of diesel low temperature combustion through tightened intake oxygen control. SAE Int. J. Engines 3(1):788-8, 21, doi:1.71/ Asad U., Zheng M., Ting D., Tjong J. Implementation challenges and solutions for homogeneous charge compression ignition combustion in diesel engines. ASME J. Eng. Gas Turbines Power 137(1) 215. doi: / Bittle J., Knight B., Jacobs T. Heat release parameters to assess low temperature combustion attainment. SAE Technical Paper , 211, doi:1.71/ Brijesh P., Chowdhury A., Sreedhara S. Effect of ultra-cooled and retarded injection timing on low temperature combustion in CI engines. SAE Technical Paper , 213, doi: 1.71/ Cieślik W., Borowski P., Pielecha I., Bueschke W., Czajka J., Wisłocki K. Systemy recyrkulacji spalin we współczesnych konstrukcjach silnikowych. Logistyka 3/213, , ISSN Czajka J., Wisłocki K., Pielecha I., Borowski P. Examination of the influence of multi-injection strategy on thermodynamic indexes of engine cycle and on the emission of toxic compounds. Combustion Engines, 214, 157(2), ISSN Divekar P., Han X., Yu S., Chen X. i in. The impact of intake dilution and combustion phasing on the combustion stability of a diesel engine. SAE Technical Paper , 214, doi:1.71/ Dr hab. inż. Ireneusz Pielecha, prof. PP profesor na Wydziale Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki Poznańskiej. 11. Divekar P., Asad U., Han X., Chen X., Zheng M. Study of Cylinder Charge Control for Enabling Low Temperature Combustion in Diesel Engines. ASME. J. Eng. Gas Turbines Power. 214;1(9): doi: / Kashdan J., Thirouard B. A comparison of combustion and emissions behaviour in optical and metal single-cylinder diesel engines. SAE Int. J. Engines 2(1): , 29, doi: 1.71/ Knight B., Bittle J., Jacobs T. Characterizing the influence of and fuel pressure on the emissions in low temperature diesel combustion. SAE Technical Paper , 211, doi:1.71/ Maiboom A., Tauzia X., Hétet J. Experimental study of various effects of exhaust gas recirculation () on combustion and emissions of an automotive direct injection diesel engine. Energy Volume 33, Issue 1, 28. doi:1.116/ j.energy Pielecha I., Borowski P., Czajka J., Wisłocki K., Kaźmierowski J. Combustion process shaping by use of different strategies of multiple fuel injection in a CI model engine. Journal of Thermal Analysis and Calorimetry. Vol. 119, No. 1, 215, , ISSN , doi: 1.17/ s y. 16. Pielecha I., Cieślik W., Borowski P., Czajka J., Bueschke W. Reduction of the number of cylinders in internal combustion engines contemporary trends in downsizing. Combustion Engines. 214, 159(4), ISSN Pielecha I., Cieślik W., Borowski P., Czajka J., Bueschke W. The development of combustion engines for hybrid drive systems. Combustion Engines. 214, 158(3), ISSN Mgr inż. Przemysław Borowski doktorant na Wydziale Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki Poznańskiej. Prof. dr hab. inż. Krzysztof Wisłocki profesor na Wydziale Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki Poznańskiej. Mgr inż. Maciej Skowron doktorant na Wydziale Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki Poznańskiej. Mgr inż. Wojciech Bueschke doktorant na Wydziale Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki Poznańskiej. Mgr inż. Wojciech Cieślik doktorant na Wydziale Maszyn Roboczych i Transportu Politechniki Poznańskiej. 326