Redakcyjne/Editorial

Od Redakcji

Od Redakcji Szanowni Czytelnicy,

SILNIKI SPALINOWE COMBUSTION ENGINES Czasopismo naukowe Scientific Magazine

Nr 2/2005 (121) Wrzesieñ 2005 SILNIKI SPALINOWE

Rok XLIV

PL ISSN 0138-0346

Wydawca/Editor:

Polskie Towarzystwo Naukowe Silników Spalinowych 43-300 Bielsko-Bia³a, ul. Sarni Stok 93, Polska tel.: 0-33 8130402, fax: 0-33 8125038 E-mail: [email protected] WebSite: http://www.ptnss.pl

Rada Programowa/Scientific Board: prof. dr hab. in¿. Zdzis³aw Ch³opek prof. dr hab. in¿. Karol Cupia³ prof. dr hab. in¿. Kazimierz Lejda prof. dr hab. in¿. Jerzy Merkisz prof. dr hab. in¿. Janusz Mys³owski prof. dr hab. in¿. Andrzej Niewczas prof. dr hab. in¿. Marek Orkisz prof. dr hab. in¿. Leszek Piaseczny prof. dr hab. in¿. Tadeusz Rychter prof. dr hab. in¿. Maciej Sobieszczañski prof. dr hab. in¿. Piotr Wolañski

Redakcja/Editorial Office: Instytut Silników Spalinowych i Transportu Politechnika Poznañska 60-965 Poznañ, ul. Piotrowo 3 tel.: 0-61 6652207, 0-61 6652240, 0-61 6652118 E-mail: [email protected]

Zespó³ redakcyjny/Editorial Staff: dr hab. in¿. Krzysztof Wis³ocki (redaktor naczelny/Editor-in-Chief) dr in¿. Ireneusz Pielecha dr in¿. Marek Brze¿añski

Kolejny numer kwartalnika Silniki Spalinowe przekazujemy w przededniu I Miêdzynarodowego Kongresu Silników Spalinowych organizowanego przez Polskie Towarzystwo Naukowe Silników Spalinowych w dniach 25-28 wrzeœnia br. w Szczyrku. Kongres jest bardzo wa¿nym wydarzeniem dla œrodowiska ludzi zwi¹zanych z konstrukcj¹, budow¹ i eksploatacj¹ silników spalinowych w Polsce. Daje on cenn¹ mo¿liwoœæ przegl¹du dorobku w tym zakresie krajowych oœrodków badawczo-rozwojowych, uczelni i producentów. Dziêki zapowiedzianemu ju¿ udzia³owi przedstawicieli wielu znanych i cenionych oœrodków zagranicznych tworzy siê okazja do bezpoœredniej weryfikacji krajowych dokonañ i koncepcji badawczo-rozwojowych w toku naukowej dyskusji. Has³em Kongresu jest Rozwój Silników Spalinowych. Zapowiedziane referaty przewa¿nie odnosz¹ siê do bie¿¹cego stanu i wspó³czeœnie wystêpuj¹cych tendencji rozwojowych. Ramowy program Kongresu przedstawiamy na ostatnich stronach tego numeru. Wynika z niego bardzo bogaty zakres tematyczny referatów oraz znacz¹cy udzia³ przedstawicieli oœrodków zagranicznych. Liczba zg³oszonych referatów znacznie przekroczy³a pierwotne za³o¿enia organizatorów. W tym numerze przedstawiamy kilka opracowañ stanowi¹cych rozbudowane wersje referatów, które bêd¹ wyg³oszone podczas Kongresu. Chcemy przy tym wyraziæ wdziêcznoœæ Autorom za udostêpnienie pe³nych wersji oraz wyra¿enie zgody na ich wydanie w Silnikach Spalinowych. Publikowanie tych opracowañ bêdziemy kontynuowaæ w kolejnych numerach Kwartalnika staraj¹c siê przedstawiaæ pogl¹dy i wyniki badawcze ró¿nych oœrodków badawczych i naukowych, z ró¿nych krajów i kontynentów oraz z ró¿nych stref jêzykowych.

Redakcja Kwartalnika Silniki Spalinowe

Wspó³praca/Cooperation: mgr in¿. Maciej Bajerlein mgr Tomasz Pawlak dr in¿. Mi³os³aw Kozak dr in¿. Piotr Krzymieñ

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

1

Spis treœci/Contents

Spis treœci / Contents:

Redakcyjne/Editorials

Wydawca / Editor

Od Redakcji .................................................................................... 1

Polskie Towarzystwo Naukowe Silników Spalinowych

Konstrukcja/Design H. Friedl, P. Kapus: Kierunki rozwoju silników ZI/Trends in Gasoline Engines Technology .................................................. 3

43-300 Bielsko-Bia³a, ul. Sarni Stok 93, Polska, tel.: 0-33 8130402, fax: 0-33 8125038 E-mail: [email protected] WebSite: http://www.ptnss.pl

Badania/Research M. Ishida, S. Jung, H. Ueki, D. Sakaguchi: Spalanie mieszanki DME i gazu ziemnego w silnikach typu HCCI/Combustion of premixed DME and natural gas in a HCCI engine ................ 20 Z. Stelmasiak: Analiza wp³ywu sk³adu mieszaniny gaz-powietrze na wybrane parametry dwupaliwowego silnika o wtrysku bezpoœrednim/Analysis of the influence of gas-air mixture property on the selected parameters dual fuel direct injection diesel engine ............................................... 30 Ekologia/Ecology J. Czerwinski, J.-L. Pétermann, A. Ulrich, G. Mueller, A. Wichser: Emisja cz¹stek sta³ych silnika TDI z ró¿nymi olejami smaruj¹cymi/Particle emissions of a TDI-engine with different lubrication oils ............................................................................ 46 Paliwa/Fuels F.V. Tinaut, A. Melgar, Y. Briceño, A. Horrillo: Wyniki zastosowania paliw pochodzenia roœlinnego do zasilania pojazdów z silnikami o zap³onie samoczynnym /Performance of vegetable derived fuels in diesel engine vehicles ................... 56 Historia/History Prof. Eugeniusz Ma³ecki, 100-lecie urodzin .................................. 70 Nowe konstrukcje/New constructions Silniki 2005 roku/ Engines of the Year 2005 ................................. 71 M. Brze¿añski: Fiat GM Powertrain 1,3 JTD z Bielska-Bia³ej – du¿y krok w kierunku nowoczesnoœci ....................................... 72 Oœrodki badawcze R. Janik, A. Zieliñski: Oœrodek Badawczo-Rozwojowy Samochodów Ma³olitra¿owych BOSMAL w Bielsku-Bia³ej – kierunki dzia³alnoœci a rozwój bazy badawczej .......................... 76 Aktualnoœci/News Aktualnoœci silnikowe .................................................................. 83 Bibliografia/Bibliography Ksi¹¿ki, monografie, rozprawy/Books, monographies, studies .... 88 Habilitacje, doktoraty/Qualifiyng as ass. prof., doctorates ......... 89 Organizacje/Organisations Medal Polskiego Towarzystwa Naukowego Silników Spalinowych ................................................................................ 92 Konferencje/Conferences Seminarium PTNSS w AVL w Grazu .............................................. 93 International Congress on Combustion Engines, Program ........................................................................................ 94

2

Zarz¹d / Managing Board prof. dr hab. in¿. Jerzy Merkisz – przewodnicz¹cy Zastêpcy przewodnicz¹cego: prof. dr hab. in¿. Leszek Piaseczny prof. dr hab. in¿. Zdzis³aw Ch³opek dr hab. in¿. Jerzy Jantos, prof. PO – sekretarz prof. dr hab. in¿. Maciej Sobieszczañski – skarbnik

Cz³onkowie prof. PRad. dr hab. in¿. Józef Nita dr in¿. Antoni Œwi¹tek prof. PRzesz. dr hab. in¿. Kazimierz Lejda prof. dr hab. in¿. Andrzej Niewczas

Komisja Rewizyjna dr hab. in¿. Marek Idzior dr hab. in¿. Zdzis³aw Stelmasiak dr in¿. Marcin Œlêzak

Cz³onkowie honorowi: prof. dr in¿. Maciej Bernhardt prof. dr hab. in¿. Marian Cichy prof. dr hab. in¿. Herbert Heitland prof. dr hab. in¿. Andrzej Kowalewicz prof. dr h.c. in¿. Helmut List prof. dr hab. in¿. Jan Aleksander Wajand prof. dr hab. in¿. Marian Zab³ocki mgr in¿. Marek Œlêzak Cz³onkowie wspieraj¹cy: Oœrodek Badawczo-Rozwojowy Samochodów Ma³olitra¿owych BOSMAL w Bielsku-Bia³ej, Instytut Transportu Samochodowego w Warszawie, Przemys³owy Instytut Motoryzacji w Warszawie, Instytut Technologii Eksploatacji w Radomiu, Centralne Laboratorium Naftowe w Warszawie, Instytut Lotnictwa w Warszawie, Instytut Pojazdów Szynowych TABOR w Poznaniu.

Recenzenci: prof. dr hab. in¿. Karol Cupia³ prof. dr hab. in¿. Janusz Mys³owski prof. dr hab. in¿. Jan A. Wajand

Redakcja nie ponosi odpowiedzialnoœci za treœæ reklam i og³oszeñ. Publikowane materia³y i artyku³y wyra¿aj¹ pogl¹dy autorów, a nie Redakcji. Ok³adka I: Silnik 1.3 SDE - Silnik Roku 2005 w kategorii do 1,4 dm3 IV: Turbosprê¿arka o zmiennej geometrii ³opatek kierownicy VNT (Variable Nozzle Turbine) firmy Volvo

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Kierunki rozwoju silników ZI

Konstrukcja/Design

Hubert FRIEDL* Paul KAPUS

Kierunki rozwoju silników ZI Rozwój uk³adów napêdowych pojazdów w coraz wiêkszym stopniu uwarunkowany jest wymaganiami ochrony œrodowiska i minimalizacji zu¿ycia paliwa. Spe³nienie tych wymagañ wymaga ci¹g³ego doskonalenia istniej¹cych konstrukcji i opracowanie zupe³nie nowych generacji silników spalinowych. Najistotniejszym zadaniem w dziedzinie silników ZI jest obni¿enie zu¿ycia paliwa. Dla osi¹gniêcia tego celu mo¿na wykorzystaæ du¿¹ ró¿norodnoœæ mo¿liwych technologii od prostego zawirowania ³adunku i taniego uk³adu rozrz¹du o zmiennych fazach do bardzo skomplikowanych, w pe³ni kontrolowanych uk³adów sterowania rozrz¹dem czy samozap³onem mieszanek jednorodnych (HCCI). Uk³ady bezpoœredniego wtrysku benzyny I generacji (zawirowanie kierowane œciank¹ komory) czy nawet bardziej II generacji (wtrysk do zawirowanego powietrza) pozwalaj¹ na zmniejszenie zu¿ycia paliwa, jednak wymagaj¹ kosztownych uk³adów obróbki spalin w celu zmniejszenia emisji NOx. W trybie pracy z pe³nym obci¹¿eniem korzystnym rozwi¹zaniem jest bezpoœredni wtrysk benzyny (DGI), który pozwala uzyskaæ odpowiednie osi¹gi, a w powi¹zaniu z turbodo³adowaniem jest sposobem na realizacjê koncepcji „downsizingu”. Po³¹czenie turbodo³adowania, bezpoœredniego wtrysku i zmiennych faz rozrz¹du jest obiecuj¹cym sposobem osi¹gniêcia jednoczeœnie niewielkiego zu¿ycia paliwa i przyjemnoœci z jazdy. W celu spe³nienia ró¿norodnych szczególnych wymagañ w zale¿noœci od zastosowania stosowane musz¹ byæ wykorzystane ró¿ne konstrukcje i technologie silników o ZI. Nie rezygnuj¹c z osi¹gów mo¿na ci¹gle zmniejszaæ zu¿ycie paliwa i spe³niaæ normy czystoœci œrodowiska. Jednak nale¿y siê liczyæ ze skomplikowaniem uk³adów i wzrostem kosztów ich wykonania. S³owa kluczowe: silniki o ZI, trendy w budowie silników o ZI, wymiana ³adunku, bezpoœredni wtrysk benzyny, turbodo³adowanie, downsizing (zmniejszanie wymiarów)

Trends in Gasoline Engines Technology The development of vehicle powertrains is increasingly challenged by emission legislation and by the end-users’ fueleconomy demands. In order to meet these requirements it is necessary to continuously improve existing powertrains and to develop totally new generations of engines. For Gasoline engines in passenger cars the most important task is to improve fuel efficiency. Therefore, a big variety of different technologies potentially can be applied. The system range from simple variable charge motion and low cost variable valve timing devices up to highly sophisticated systems like fully variable valve actuation systems and also combustion with auto ignition (HCCI). Direct Gasoline Injection systems of Generation 1 (wall guided systems) and even more the systems of Generation 2 (spray guided systems) improve fuel efficiency, but the significant oncosts for NOx exhaust aftertreatment have to be taken into consideration. Due to its full load benefits homogeneous DGI is a preferred solution for high performance engines as well as in combination with turbocharging for downsizing/downrating concepts. The combination of turbocharging, direct injection and cam phase shifter has proven to be a highly attractive package combining good fuel economy with fun to drive. The different gasoline engines technologies will have to be applied according to the specific needs of their application and brand specific requirements. Even keeping high performance characteristics, fuel consumption will be reduced continuously and future legislative limits can be met. However, system complexity and cost will increase. Key words: gasoline engines, trends in SI engines, gas exchange, direct gasoline injection, turbocharging, downsizing

1. Wstêp

1. Introduction

Zdecydowanie ostrzejsze unormowania odnoœnie do emisji spalin i ha³asu, jak równie¿ ograniczenia zu¿ycia paliwa stanowi¹ nowe wyzwania dla konstruktorów uk³adów napêdowych samochodów. Szczególnie w Europie obserwuje siê wytê¿one dzia³ania w kierunku zmniejszenia zu¿ycia paliwa i emisji CO2. Istotne obni¿enie zu¿ycia paliwa przez eksploatowane w Europie samochody wynika nie tylko z dzia³añ Europejskiego Stowarzyszenia Producentów Samochodów (ACEA), ale tak¿e ze wzrostu populacji samochodów z silnikami wysokoprê¿nymi w ostatnich latach, rys.1. Nie tylko d¹¿enie do mo¿liwie ma³ego zu¿ycia paliwa, ale przede wszystkim spe³nienie coraz ostrzejszych norm emisji na ca³ym œwiecie zak³adaj¹cych, ¿e przysz³e pojazdy bêd¹

Significantly more severe legislative limits for exhaust emissions and vehicle noise as well as fuel consumption generate new challenges for future automotive drivetrains. Especially in Europe we see a strong move towards higher fuel efficiency and lower CO2 emission. Not only the selfcommitment of European Automobile Manufacturers (ACEA) to steadily improve their vehicles, but also the high amount of Diesel vehicles bought by the customers significantly reduced average fuel consumption of the European passenger car fleet down over the last years, Figure 1. Apart from request for low fuel consumption, the compliance with legal emission limits worldwide becomes more severe, taking into account that future vehicles have to war-

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

3

Konstrukcja/Design

Trends in Gasoline Engines Technology

Rys. 1. Emisja CO2 w Europie – stan obecny i przewidywania Fig. 1. CO2 – Emission in Europe – Status and Forecast

musia³y gwarantowaæ niezmienn¹ emisjê podczas ca³ego swego cyklu eksploatacji, czyli a¿ do ok. 250 tys. km (zgodnie z przewidywanymi standardami SULEV), co precyzyjnie bêdzie monitorowane za pomoc¹ urz¹dzeñ OBD, rys. 2 i 3. We wstêpnych dyskusjach na temat oddzia³ywania silników na œrodowisko okreœlono dopuszczaln¹ emisjê na bar-

Rys. 2. Europejskie limity emisji dla silników o ZI (NEDC) Fig. 2. European Emission Limits for Gasoline Engines (NEDC)

Rys. 3. Amerykañskie i Kalifornijskie Normy emisji spalin silników o ZI (FTP 75) Fig. 3. US / Californian Emission Limits for Gasoline Engines (FTP 75)

dzo niskim poziomie. W momencie podjêcia dyskusji, wiêkszoœæ stanowi³y gaŸnikowe silniki wolnoss¹ce. Obróbka spalin polega³a jedynie na zastosowaniu t³umika wydechu. Od tego czasu dokonano niezwyk³ego postêpu. Polega³ on na zast¹pieniu gaŸnika wtryskiem jedno- a nastêpnie wielopunktowym wspó³pracuj¹cym z uk³adem elektronicznego sterowania silnikiem. Mimo wszystko postêp przebiega³ mniej wiêcej liniowo. Jednak obecnie opracowywane jest wiele ró¿nych usprawnieñ, jak np. sterowanie fazami rozrz¹du, koncepcja „downsizing”-u, czy bezpoœredni wtrysk benzyny. Rysunek 4 ilustruje tê rewolucjê technologiczn¹, jaka dokonuje siê w ostatnich latach. Jedynie nieliczne z przedstawionych technik konkuruj¹ ze sob¹, inne stanowi¹ wzajemne uzupe³nienie. Osi¹gi, zu¿ycie paliwa, emisjê spalin i ha³asu nale¿y pogodziæ z kosztami produkcji, powtarzalnoœci¹ w produkcji masowej oraz wymaganiami marketingowymi. Wszystkie nowoczesne koncepcje pracy silnika o ZI jak spalanie ³adunku uwarstwionego w silniku o bezpoœrednim 4

rant a lifetime emission stability of up to 150.000 miles (according to forthcoming SULEV standards) which precisely has to be monitored by means of OBD functions, Figures 2 and 3. During the initial discussions about environmental impact of engines the legislation demand raised to build engines with a very low emission level. At the time when this discussion started, the majority of engines were naturally aspirated engines with mechanical carburettors. The exhaust gas aftertreatment was only a noise reduction by silencers. Since that time a lot of progress has been made. The development passed through single point injection versus electronic carburettor to multi point injection with electronic engine management. Nevertheless development was more or less a linear path. But today a variety of technologies is under development like variable valve timing and actuation, downsizing concepts and gasoline direct injection. Figure 4 illustrates this technology explosion in recent years. Only a few of all these new technologies are in competition, many of them are running in parallel. Performance, fuel consump-

Rys. 4. Eksplozja technologii Fig. 4. Explosion of Technologies

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Kierunki rozwoju silników ZI

Konstrukcja/Design

wtrysku benzyny (DGI), turbodo³adowanie (MPFI i DGI) ró¿ne rozwi¹zania zmiennych faz rozrz¹du, jak sterowanie elektrohydrauliczne (EHVA) i elektromagnetyczne (EMVA), czy w koñcu samozap³on mieszanek jednorodnych (HCCI), wskazuj¹ na zainteresowanie emisj¹ CO2 i – w zwi¹zku z tym – równie¿ ograniczeniem zu¿ycia paliwa [1], [2], [3], [4]. Nale¿y jednak zdawaæ sobie sprawê, ¿e uk³ady pozwalaj¹ce na obni¿enie zu¿ycia paliwa oferuj¹ wiele mo¿liwoœci przyspieszonego rozwoju. Wynika z tego zwiêkszone zainteresowanie pomiarami hamownianymi, automatyzacj¹ badañ i rozwojem technik pomiarowych (np. Rys. 5. Wzglêdny potencja³ emisji CO2 w zale¿noœci od mo¿liwoœci pomiarowych DoE) co pozwala na skrócenie okreFig. 5. Relative CO2 emission potential vs. calibration efforts su rozwoju i prób, rys. 5. Ten artyku³ opisuje kierunki rozwoju stosowanych obec- tion, exhaust-gas emission, power and engine acoustics are nie technik prowadz¹cych do zmniejszenia zu¿ycia paliwa standing against production costs, reproducibility in mass uwzglêdniaj¹c jednak, ¿e zawsze nale¿y d¹¿yæ do kompromi- production and international marketing requirements. su miêdzy osi¹gniêtym zmniejszeniem zu¿ycia a wzrostem Modern gasoline engine concepts using advanced comkosztu skonstruowania i wyprodukowania silnika. bustion systems as stratified mode Direct Gasoline Injection (DGI), Turbo Charging (MPFI and DGI) as well as various 2. Sposoby zmniejszania emisji CO2 przez silniki ZI concepts using Variable Valve Train like Electro Hydraulic Kroki, jakie podejmuje siê w celu obni¿enia emisji CO2 Valve Actuation (EHVA), Electro Magnetic Valve Actuation mo¿na ogólnie podzieliæ na zwi¹zane ze: (EMVA) and also Homogeneous Charge Compression IgniA) stratami spalania: tion (HCCI) show attractive CO2 emission and thus fuel con– nieoptymalne spalanie, sumption potential [1], [2], [3], [4]. But it has to be consid– straty ciep³a przez œcianki, ered that systems providing better fuel consumption poten– cieplne straty wydechu, tial show an increased degree of freedom and thus dramati– chemiczne straty wydechu, cally increased development and calibration effort. This reB) stratami wymiany ³adunku i oporami przep³ywu, sults in increased test bed usage, and therefore test bed C) stratami tarcia obejmuj¹cymi wszystkie niemo¿liwe do automation as well as advanced test methodology (e.g.: DoE) unikniêcia straty. is required to shorten the development and calibration time, Jednym z najlepiej znanych ograniczeñ sprawnoœci silni- Figure 5. ka ZI w porównaniu z silnikiem ZS s¹ straty wymiany ³adunThis paper describes the current technology trends to ku wynikaj¹ce ze stosowania przepustnicy. Techniki zasto- achieve fuel consumption reductions, but considering that sowane w silnikach ZI opisane w tym artykule dotycz¹ spo- always a compromise between fuel economy benefit and ensobów ograniczenia tych strat oraz pokazuj¹ dodatkowe ko- gine on cost due to development and production has to be rzyœci. found.

2.1. Uk³ady ze zmiennym przep³ywem ³adunku Spoœród licznych metod obni¿enia strat przep³ywu spowodowanych obecnoœci¹ przepustnicy i uzyskania wiêkszego ciœnienia u¿ytecznego wiele polega na rozcieñczeniu zasysanego powietrza b¹dŸ przed dodanie powietrza (mieszanka uboga), b¹dŸ przez recyrkulacjê spalin (EGR). Zwiêkszaj¹c zawirowanie ³adunku na obci¹¿eniach czêœciowych zwiêksza siê tolerancja na recyrkulacjê spalin, co prowadzi do obni¿enia zu¿ycia paliwa. Podczas pracy z pe³nym obci¹¿eniem, du¿e zawirowanie ³adunku zmniejsza wspó³czynnik nape³nienia i w zwi¹zku z tym powinno siê je zmieniaæ w zale¿noœci od obci¹¿enia. System zmiennego zawirowania ³adunku wykorzystuj¹cy kontrolowan¹ szybkoœæ spalania (CBR) zosta³ opracowaSILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

2. Technologies for reducing CO2 emissions of gasoline engines The measures to reduce the CO2 emission of gasoline engines generally can be divided into following main areas: A) combustion losses: – not optimal combustion, – wall heat losses, – exhaust thermal losses, – exhaust chemical losses, B) gas exchange and throttling losses, C) friction losses including all the parasitic losses. One of the best known limitations to the efficiency of gasoline engines, with respect to diesel engines, is the gas 5

Konstrukcja/Design

ny przez AVL. Zasada jego dzia³ania polega na sterowaniu zawirowaniem za pomoc¹ prostego i trwa³ego urz¹dzenia umieszczonego w kanale dolotowym. Asymetryczny kszta³t kana³ów dolotowych (stycznego i pionowego) zastosowano w silnikach o 3, 4 i 5 zaworach na cylinder. Przymykaj¹c pionowy kana³ na obci¹¿eniach czêœciowych za pomoc¹ przes³ony czy zaworu motylkowego, wprowadza siê dodatkowe silne zawirowanie do zawirowania wstêpnego powoduj¹c w ten sposób korzystny przep³yw zawirowanego ³adunku na obci¹¿eniach czêœciowych. Tak wywo³ane zawirowanie prowadzi do du¿ej burzliwoœci w okolicy GMP i w konsekwencji do szybkiego i stabilnego spalania. Ten typ spalania jest niewra¿liwy na rozcieñczenie powietrzem (praca na mieszance ubogiej) lub spalinami (EGR). Du¿a iloœæ spalin mo¿e byæ kierowana w pobli¿e zaworu dolotowego przez zewnêtrzny zawór EGR (I generacja CBR), rys. 6. Alternatywnie, spaliny mog¹ byæ kierowane bezpoœrednio z kolektora wydechowego do komory spalania za pomoc¹ odpowiedniego sterowania fazami rozrz¹du przez opóŸnienie zamkniêcia zaworu wydechowego, rys. 7. Takie po³¹czenie zmiennej szybkoœci ruchu ³adunku z „opóŸnionym obiegiem Atkinsona” i wewnêtrznym EGR pozwala osi¹gn¹æ znacznie wyraŸniejszy efekt braku przepustnicy (tak¿e zwiêkszon¹ sprawnoœæ) ani¿eli w przypadku EGR i ubogiej mieszanki (CBR 2-giej generacji). WyraŸnie wyd³u¿ony okres stabilnego spalania w po³¹czeniu ze znacznym EGR (w ramach tolerancji typowych dla produkcji masowej) jest warunkiem koniecznym osi¹gniêcia obni¿enia zu¿ycia paliwa. W porównaniu z typowym rozwi¹zaniem ustalonego zawirowania, zu¿ycie paliwa mo¿na obni¿yæ o 5–8%. Dla poœrednich wartoœci przep³ywu, podobny efekt na obci¹¿eniach czêœciowych mo¿na osi¹gn¹æ nawet w silniku o 2 zaworach na cylinder. W silnikach takich zawirowanie wywo³ywane jest stycznym usytuowaniem kana³u dolotowego i dodatkowo wzmocnione opóŸnionym zamkniêciem zaworu wylotowego (EVC) powoduj¹cym wsteczny przep³yw spalin do komory spalania. Nawet w przypadku znacznie opóŸnionego zap³onu du¿a stabilnoœæ spalania wystêpuje wraz z nisk¹ emisj¹ wêglowodorów. Tak wiêc strategia od³¹czania katalizatora w po³¹czeniu ze znacznie opóŸnionym zap³onem daje mniejsz¹ emisjê wêglowodorów w porównaniu ze strategi¹ zwiêkszania temperatury spalin. Takie postêpowanie stanowi podstawowe wymaganie dla osi¹gniêcia niskiej i ultraniskiej emisji niewielkim kosztem, rys. 8. Podczas pracy silnika na pe³nym obci¹¿eniu urz¹dzenie d³awi¹ce jest ca³kowicie otwarte. W ten sposób ruch ³adunku mo¿e byæ optymalizowany wy³¹cznie dla pracy na pe³nym obci¹¿eniu nie uwzglêdniaj¹c wymagañ obci¹¿eñ czêœciowych w wyniku czego uzyskuje siê umiarkowane zawirowanie (promieniowe/obwodowe) ³adunku szczególnie korzystne dla unikniêcia spalania stukowego. Rozwi¹zanie CBR firmy AVL wykorzystane w ró¿nych konstrukcjach dowiod³o, ¿e jest wydajnym sposobem technologii spalania wymagaj¹cy6

Trends in Gasoline Engines Technology

exchange throttling loss. The gasoline technologies described in the following deal with measures to reduce these losses and also show additional benefits.

2.1. Variable Charge Motion Systems Out of several methods to reduce throttling losses and increase high pressure efficiency, most rely on the dilution of the aspirated air, either by additional air (lean operation), or by recirculation of exhaust gas (EGR). By enhancing charge motion at part load, the tolerance for high EGR rates can be improved, which leads to better fuel efficiency. For full load, high charge motion reduces volumetric efficiency and therefore preferably should be variable for part and full load operation of the engine. A system for variable charge motion featuring controlled burn rate (CBR) was developed by AVL. The principle of AVL-CBR is to control charge motion by a simple and robust port throttling device inside the intake port. An asymmetric intake port layout with a tangential and a neutral port is realised on engines with 3, 4 or 5 valves per cylinder. By throttling the neutral port at part load with a slider or a butterfly valve, a strong swirl is superposed to the initial tumble thus creating an advantageous intake induced flow at part load. This special charge motion leads to high turbulence near TDC and consequently to a very fast and stable combustion. This fast combustion is very tolerant against dilution by air (lean operation) or exhaust gas (EGR). High quantities of EGR can be fed into the intake port by external EGR valve (CBR Generation 1), Figure 6. Alternatively, EGR can be led from the exhaust port directly into the combustion chamber by means of variable cam phasing device and retarded exhaust valve closing, Figure 7. This combination of variable charge motion with “Late Atkinson Cycle” and internal EGR, a significantly higher de-throttling effect (also increased high pressure efficiency) than with EGR or lean operation alone can be achieved (CBR Generation 2). The significantly long persistent combustion stability is a prerequisite for obtaining fuel economy improve-

Rys. 6. AVL – CBR sterowanie szybkoœci¹ spalania (System Zmiennego Ruchu £adunku) Fig. 6. AVL – CBR Burn Rate (Variable Charge Motion System)

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Kierunki rozwoju silników ZI

Konstrukcja/Design

ments combined with high EGR within typical tolerances of large volume production. Compared to a fixed charge motion standard concept, fuel economy will improve by 5–8%. With compromising flow capacity, a similar positive effect at part load can even be obtained with 2 valves per cylinder. With 2 valve engines the swirl is generated by tangential direction of intake airflow and additionally supported by late EVC and the reverse flow of exhaust gas into the combustion chamber. Even with signifiRys. 7. Zastosowanie obiegu Atkinsona w systemie CBR II firmy AVL cantly retarded spark adFig. 7. Applying Atkinson Cycle with AVL CBR II System vance, high combustion mi niewielkich modyfikacji podstawowego silnika. Niepo- stability is combined with low HC engine-out emission. Thus trzebne jest zewnêtrzne prowadzenie EGR-u, poniewa¿ spali- catalyst light-off strategies with extremely retarded spark timny kierowane s¹ wewn¹trz przez odpowiedni¹ regulacjê tur- ing offer superior HC emission level versus exhaust heating biny o zmiennej geometrii VVT. W ten sposób osi¹gniêto performance. Such light-off strategies are a base requireznaczn¹ zwartoœæ z minimaln¹ liczb¹ elementów zewnêtrz- ment for cost efficient low emission and ultra low emission nych. Uzyskano ponadto du¿¹ wytrzyma³oœæ i trwa³oœæ uk³a- concepts, Figure 8. du. Zaprojektowano kilka uk³adów do silników o ró¿nej poAt full load operation of the engine, the throttling device jemnoœci skokowej, zbudowano je i przygotowano do zasto- is opened. Thus the charge motion can be optimised only sowañ seryjnych [5]. towards full load performance not being compromised by part load requirements resulting in a moderate tumble/swirl 2.2. Zmienne fazy rozrz¹du charge motion most favourable for high knock resistance. Zmienne fazy rozrz¹du s¹ nie tylko kluczowym narzêdziem Within various customers’ projects AVL-CBR technolooddzia³ywania na pracê silnika pod pe³nym obci¹¿eniem, lecz gy has proven to be a very cost effective combustion technology with minor modifications to the base engine. No external EGR routing is required as exhaust gas will be re-circulated internally only by suitable VVT adjustment. Thus a high overall integrity is featured with minimal engine external parts. High system robustness and durability is obtained. Several systems for engines of different capacity were designed, built and already prepared for series application [5].

2.2. Variable Valve Actuation

Rys. 8. Usprawnienie rozgrzewania katalizatora w systemie AVL-CBR Variable Charge Motion Fig. 8. Catalyst warm-up improvement by AVL-CBR Variable Charge Motion

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

The variable valve actuation is not only a key component to influence the full load performance, but also for the total engine process control. Consequently various kinds of variable valve actuation systems are already applied or under development: – Cam phase shifters, – Switching of cam profiles, 7

Konstrukcja/Design

tak¿e sterowania ca³ym cyklem pracy silnika. W zwi¹zku z tym dot¹d zosta³y zastosowane ró¿ne systemy zmiennego napêdu rozrz¹du lub znajduj¹ siê w fazie rozwoju. – zmienne fazy rozrz¹du – prze³¹czanie profili krzywek, – mechaniczne uk³ady zmiennego rozrz¹du, – bezkrzywkowe uk³ady elektromagnetyczne, – bezkrzywkowe uk³ady z zaworami elektrohydraulicznymi, – rozrz¹d krzywkowy z elektrohydraulicznym sterowaniem zaworami. 2.2.1. Przestawiacze krzywek – prze³¹czanie profili krzywek Jako najprostsze i najwytrzymalsze rozwi¹zanie zmiennych faz rozrz¹du, konstrukcja ze zmiennymi fazami rozrz¹du powoli staje siê standardem w przypadku bardziej wysilonych silników. W ten sposób mo¿na poszerzyæ zakres prêdkoœci obrotowej z du¿ymi wartoœciami wspó³czynnika nape³nienia. W po³¹czeniu z udoskonalonym uk³adem dolotu i wylotu w celu polepszenia pracy silnika przy du¿ych prêdkoœciach obrotowych mo¿na osi¹gn¹æ korzystne osi¹gi przy pe³nym obci¹¿eniu. Jednak¿e, wykorzystuj¹c przestawianie faz rozrz¹du mo¿na równie¿ polepszyæ pracê przy zimnym rozruchu i na obci¹¿eniach czêœciowych. Je¿eli szybkoœæ przestawiania krzywek jest dostatecznie du¿a, system ten mo¿e byæ wykorzystywany do sterowania recyrkulacj¹ spalin na obci¹¿eniach czêœciowych i zastosowania obiegu Atkinsona do sterowania silnikiem bez przepustnicy. St¹d oprócz poprawy pracy silnika na pe³nym obci¹¿eniu, mo¿liwe jest równie¿ zmniejszenie zu¿ycia paliwa o ok. 5%. Wiêksze udoskonalenia pod wzglêdem zmniejszenia zu¿ycia paliwa oraz emisji s¹ mo¿liwe je¿eli przestawianie faz rozrz¹du po³¹czyæ z wy³¹czaniem zaworów lub zmian¹ profilu krzywki. Tego typu uk³ady s¹ obecnie produkowane i nadaj¹ siê najlepiej do silników z du¿ymi prêdkoœciami znamionowymi [7]. 2.2.2. Ca³kowicie zmienne sterowanie zaworami W wiêkszym stopniu lub ca³kowicie zmienne sterowanie zaworami mo¿na zrealizowaæ w uk³adach mechanicznych, elektromagnetycznych czy elektrohydraulicznych. Podstawowymi celami wiêkszoœci tych koncepcji by³o pocz¹tkowo zmniejszenie strat powodowanych d³awieniem na przepustnicy, wy³¹czaniem cylindrów i poprawa pracy w dolnym zakresie momentu obrotowego, w mniejszym stopniu dotyczy³o poprawy osi¹gów w górnym zakresie charakterystyki. Mechaniczne systemy zmiennego napêdu rozrz¹du umo¿liwiaj¹ ci¹g³¹ zmianê skoku zaworu w zale¿noœci od faz rozrz¹du i funkcji skoku zaworu. Dodatkowe korzyœci mo¿na osi¹gn¹æ, jeœli zmianê wzniosu po³¹czyæ z przestawiaczem fazy zaworu dolotowego i wylotowego. W porównaniu ze zmian¹ profilu krzywki wspó³dzia³aj¹c¹ z przestawianiem krzywek, system pe³nej zmiennoœæ umo¿liwia osi¹gniêcie dodatkowych korzyœci, g³ównie na niewielkich obci¹¿eniach, rys. 9. Elektromagnetyczne uk³ady bezkrzywkowe pozwalaj¹ uzyskaæ wiêcej, szczególnie jeœli chodzi o indywidualne ste-

8

Trends in Gasoline Engines Technology

– – – –

Mechanical variable systems, Camless electro-magnetic systems, Camless electro-hydraulic valve actuation, Cam actuated electro-hydraulic valve systems.

2.2.1. Cam phase shifters, switching of cam profiles The most simple and robust application of variable valve timing, cam phase shifters are already becoming standard for engines of higher performance level. Thus the speed range with high volumetric efficiency can be extended. In combination with refinement of intake and exhaust tuning respectively adaptation of the base engine towards high speed requirements, attractive full load performance can be obtained. However, with cam phasers also the cold start behaviour and part load performance can be improved. If the actuation speed of the cam phaser(s) is sufficiently high, they can be also applied for residual gas control at part load and application of Atkison Cycle for unthrottling the engine. Thus besides improved full load performance also fuel economy improvements of up to 5% are feasible. Larger improvements both in view of fuel economy and emissions are feasible if phase shifters are combined with port deactivation or switching of cam profiles. Such systems are already in production and best suitable for engines with high nominal speeds [7]. 2.2.2. Fully flexible valve actuation A largely or even fully flexible variable valve actuation can be designed as mechanical, electro-magnetic or electrohydraulic systems. Most of these approaches are primarily targeted towards reduction of throttle losses, cylinder deactivation and improvement of low end torque and less towards extreme high performance characteristics. Mechanical variable valvetrain systems can change valve lift continuously as a function of the opening timing of the valve lift function. If in addition to the variable valve lift function an intake and exhaust cam phaser is installed further benefits can be achieved. Compared to switching of cam profiles in combination with cam shifting, the fully variable system offers additional benefits mainly at very low loads, Figure 9. Camless electro-magnetic systems offer more, especially cylinder individual variability including cylinder deactivation. As the valve travel time is not a function of crank angle, but of time and the actuation forces are limited, the valve lift curves at high speeds are less aggressive than with mechanical or hydraulic actuation. Thus significant improvements at low engine speeds can be obtained, the power output, however, is more limited than with other variable systems. Mainly with regard to the extensive costs of electro-magnetic actuators and the necessity of 42V power supply, these systems currently are not expected to be introduced to series production. Camless electro-hydraulic valve actuation offers additional parameters like variation of valve lift height, opening and closing speed. With an adequate high pressure supply

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Kierunki rozwoju silników ZI

Konstrukcja/Design

rowanie poszczególnymi cylindrami, w tym równie¿ wy³¹czanie cylindrów. Jeœli czas otwarcia zaworu nie jest funkcj¹ k¹ta obrotu wa³u korbowego, lecz czasu, a si³y wymuszaj¹ce s¹ ograniczone, krzywe wzniosu zaworu w zakresie du¿ych prêdkoœci obrotowych s¹ mniej „agresywne” ani¿eli w przypadku sterowania mechanicznego czy hydraulicznego. Tak wiêc mo¿na osi¹gn¹æ istotn¹ poprawê w zakresie niskich prêdkoœci obrotowych, jednak¿e uzyskiwana moc jest bardziej ograniczona ni¿ w przypadku innych uk³adów zmiennych faz. G³ównie z powodu znacznych kosztów sterowników elektromagnetycznych i koniecznej instalacji 42V, obecnie nie przewiduje siê wprowadzenia tego Rys. 9. Praca na obci¹¿eniach czêœciowych w przypadku mechanicznego typu uk³adów do seryjnej produkcji. sterowania fazami rozrz¹du [8] Elektrohydrauliczne uk³ady bezkrzywkowe Fig. 9. Part Load Performance of Mechanical Variable Valve Actuation [8] pozwalaj¹ osi¹gn¹æ dodatkowe korzyœci jak zmianê wzniosu zaworu czy szybkoœci otwarcia i zamkniêcia. Gdy system the actuation forces are sufficient even for high speed zapewni siê wystarczaj¹co wysokie ciœnienie si³y napêdzaj¹- operation. With low speeds/lifts the power consumption is ce zawory s¹ wystarczaj¹ce nawet do bardzo szybkiej pracy. comparable or even lower compared to standard valve trains. Przy ma³ych prêdkoœciach obrotowych i ma³ym wzniosie po- This system is offering big potential for fuel efficiency imbór mocy jest porównywalny lub nawet mniejszy ni¿ w tra- provement as well as increased low-end torque and peakdycyjnym uk³adzie rozrz¹du. System taki niesie ze sob¹ du¿y power. Currently, extensive development programs are gopotencja³ obni¿enia zu¿ycia paliwa, jak równie¿ poprawy prze- ing on and substantial progress is achieved resulting in a biegu momentu obrotowego w dolnym zakresie prêdkoœci very positive outlook for bringing this EHVS systems to oraz maksymalnej mocy. W chwili obecnej s¹ realizowane mass production in foreseeable future. szeroko zakrojone badania i osi¹gniêto ju¿ znaczny postêp, Cam actuated electro-hydraulic valve actuation systems co pozwala przewidywaæ wprowadzenie uk³adów EHVS do have less high speed limitations than camless systems. Lost produkcji masowej w przewidywalnej przysz³oœci. motion systems, however, offer only limited variability and System sterowania zaworami za poœrednictwem elek- suffer from high hydraulic losses especially at part load. A trohydraulicznie napêdzanych krzywek nie podlega takim special combination of cam and hydraulic actuation is the ograniczeniom w zakresie du¿ych prêdkoœci obrotowych jak most efficient low cost basis for a precise, cylinder and cycle uk³ady bezkrzywkowe. Jednak¿e uk³ady te umo¿liwiaj¹ ogra- resolved control of autoignition at part load. (refer to paraniczon¹ zmiennoœæ i wykazuj¹ du¿e straty hydrauliczne, szcze- graph 2.4 of this paper). gólnie na obci¹¿eniach czêœciowych. Specjalne po³¹czenie 2.3. Direct Gasoline Injection krzywki i napêdu hydraulicznego stanowi najefektywniejsz¹, Since the first market introduction of DGI in Japan, also tani¹ bazê precyzyjnego sterowania samozap³onem na obci¹¿eniach czêœciowych, tak w cylindrze, jak i w ramach obie- in Europe significant further development activities were started to improve the performance of DGI. However, most gu (por. rozdzia³ 2.4). of the new DGI systems were still developed under the main 2.3. Bezpoœredni wtrysk benzyny (DGI) design and production constraints of respective base MPFI Od czasu, gdy po raz pierwszy w Japonii wprowadzono variants and consequently are featuring a side position of na rynek silnik typu DGI, tak¿e w Europie rozpoczêto inten- the injector. The resulting large distance between injector sywne prace nad udoskonaleniem tej konstrukcji. Jednak and spark plug requires a dedicated support of the mixture wiêkszoœæ nowych rozwi¹zañ DGI ci¹gle korzysta³a z istnie- transport and stratification both by piston geometry and j¹cych rozwi¹zañ i ograniczeñ wykonawczych uk³adów typu charge motion. Multi Point Fuel Injection (MPFI) i w zwi¹zku z tym propoWith the 1st generation of such wall- and/or air guided nowa³a umieszczenie wtryskiwacza z boku cylindra. Wynika- DGI concepts, the complexity of the complete system as well j¹ca st¹d du¿a odleg³oœæ pomiêdzy wtryskiwaczem a œwiec¹ as the required sophistication of the development was often zap³onow¹ wymaga³a odpowiedniego wspomagania prze- underestimated. This resulted not only in delayed market mieszczania mieszanki i jej uwarstwienia za pomoc¹ kszta³tu introduction, but also in relatively low fuel consumption redenka t³oka oraz wiru powietrza. duction numbers in the range of 5 to 12% in the NEDC test W przypadku uk³adów DGI 1-szej generacji czêsto nie- cycle. doceniano z³o¿onoœci systemu i wymagañ odnoœnie ich dalWhereas mid of the 90-th the fuel economy potential of szego rozwoju. Spowodowa³o to nie tylko opóŸnione wpro- DGI was assessed in the range of 20 to 25%, no solution to wadzenie ich na rynek, lecz równie¿ stosunkowo niewielkie comply with stringent exhaust emission levels like EURO IV obni¿enie zu¿ycia paliwa w zakresie 5 do 12% w teœcie NEDC. or even ULEV was envisaged at this time. SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

9

Konstrukcja/Design

Poniewa¿ w po³owie lat 90-tych XX wieku potencjaln¹ obni¿kê zu¿ycia paliwa systemu DGI oceniano na 20 do 25%, nie widziano rozwi¹zania, które równoczeœnie spe³nia³oby ostre normy EURO IV czy nawet ULEV. Obecnie sytuacja uleg³a ca³kowitej zmianie. Dziêki wyraŸnemu postêpowi w obróbce spalin emitowanych podczas spalania mieszanek ubogich, szczególnie technice katalizatorów DeNOx, pomiarowi NOx i odpowiedniego sterowania silnikiem, norma EURO IV mo¿e byæ spe³niona równie¿ przez silniki spalaj¹ce ³adunek uwarstwiony. Jednak¿e korzyœæ ze zmniejszenia zu¿ycia paliwa musi stanowiæ kompromis z mo¿liwoœci¹ obni¿enia emisji. W zwi¹zku z tym oszczêdnoœci wynikaj¹ce z zastosowania DGI 1-szej generacji uleg³y zmniejszeniu nie tylko w wyniku stosunkowo ma³ego spadku zu¿ycia paliwa, ale równie¿ ze wzglêdu na znaczn¹ z³o¿onoœæ systemu i jego wysokie koszty. Zasadnicze wyzwanie uk³adów mieszanki uwarstwionej polega na tym, ¿e najdro¿sze elementy mog¹ byæ wykorzystane jedynie w w¹skim zakresie pola pracy silnika. Szczególnie dotyczy to uk³adu obróbki spalin powstaj¹cych w wyniku spalania mieszanek ubogich, który obejmuje nie tylko katalizator DeNOx, lecz równie¿ biern¹ i czynn¹ kontrolê temperatury spalin, czujniki NOx, sterowanie oczyszczaniem i regeneracj¹ zgodnie z wymaganiami EMS – i stanowi zasadniczy element kosztów mimo, ¿e wykorzystywany jest jedynie w w¹skim zakresie obci¹¿eñ czêœciowych. St¹d pojawiaj¹ce siê ró¿ne rozwi¹zania, których celem jest uatrakcyjnienie bezpoœredniego wtrysku benzyny, rys. 10. Rezygnacja ze spalania mieszanek uwarstwionych na rzecz mieszanek jednorodnych natychmiast zmniejsza zwi¹zane z tym koszty i umo¿liwia rozpowszechnienie. Jednak równie¿ zmniejszeniu ulega korzyœæ zwi¹zana ze zmniejszonym zu¿yciem paliwa. Najbardziej obiecuj¹ce jest zastosowanie mieszanki jednorodnej w uk³adach DGI w silnikach do³adowanych, gdzie korzyœci wynikaj¹ce ze zmniejszonej wra¿liwoœci na spalanie stukowe mog¹ byæ najlepiej wykorzystane. Do³adowanie mo¿e byæ tak¿e u¿yte do rozszerzenia obszaru pracy na mieszance uwarstwionej ku wiêkszym obci¹¿eniom. Uk³ady z tworzeniem mieszanki w strudze wtryskiwanego paliwa (Spray guided), czêsto nazywane uk³adami DGI 2giej generacji, charakteryzuj¹ siê wiêksz¹ zdolnoœci¹ do uwarstwienia ani¿eli uk³ady 1-szej generacji – tworz¹ce uwarstwienie w wyniku kszta³tu komory czy zawirowania dop³ywaj¹cego powietrza – czego skutkiem mo¿e byæ zmniejszone zu¿ycie paliwa i emisja spalin. Najbardziej obiecuj¹cym rozwi¹zaniem z punktu widzenia obni¿enia emisji NOx w silnikach bez regulacji d³awieniowej jest kontrolowany system samozap³onu. Ci¹gle jednak nale¿y pamiêtaæ, ¿e nie wszystkie korzyœci osi¹gniête podczas prac badawczych czy prototypowych udaje siê uzyskaæ w produkcji masowej. Znaczne wysi³ki skierowano na cele, które jeszcze nie zosta³y upowszechnione. Czêœciowo dotyczy to takich mo¿liwoœci systemu DGI jak zmniejszenie tworzenia osadów w uk³adzie dolotowym, rzeczywistej oszczêdnoœci paliwa, trwa³oœci itd., ale równie¿ ni¿szej emisji i nowych strategii odci¹¿enia silnika. 10

Trends in Gasoline Engines Technology

Today, the situation has completely changed. Due to significant progress in lean exhaust gas aftertreatment, especially DeNOx catalyst technology, NOx-sensing and engine control, EURO IV can be fulfilled even with stratified charge systems. The fuel economy benefit, however, has to be compromised towards low emission capability. Consequently, the cost efficiency of 1st Generation stratified charge DGI deteriorates not only due to comparably small fuel economy benefits but also due to large system complexity and high oncost. The key challenge with stratified charge systems is that the benefits of the most expensive components can only be utilised in a small part of the engine operation range. Especially the lean exhaust gas aftertreatment system - featuring not only the DeNOx catalyst, but also passive or even active exhaust gas temperature management, NOx sensor, purge and regeneration control with the respective EMS requirements – is the major on cost factor, but only utilised at low part load. Therefore different approaches to enhance the attractiveness of DGI are currently followed, Figure 10. Skipping the stratified operation and changing towards a pure homogeneous system, immediately reduces the oncost and allows worldwide application. The fuel economy benefit however, is also reduced. Most attractive is a homogeneous application of DGI with charged engines, where the benefits of DGI in view of improved knock behaviour can be utilised most effectively. Charging can be also used to extend the area of stratified operation towards higher engine loads. Spray guided systems, often mentioned as “2nd Generation of DGI”, offer a better stratification capability than the so called “1st Generation” – wall or air guided systems – resulting in improved fuel economy and emission. Ultimately controlled auto ignition offers the most promising option for extreme low NOx emission within unthrottled operation. However, it must be considered that not the whole potential obtained with concepts or pre-production samples can be finally obtained also within volume production. Quite significant development efforts are targeted towards areas which were not yet communicated intensively. These are partially concern areas like intake system deposit forma-

Rys. 10: Koncepcje przysz³ych rozwi¹zañ DGI Fig. 10. Approaches for Future DGI Systems

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Kierunki rozwoju silników ZI

Niektóre z wymienionych korzyœci mog¹ byæ zastosowane nie tylko w uk³adach spalaj¹cych mieszanki uwarstwione ale równie¿ mieszanki jednorodne. Stosuj¹c strategiê odpowiedniego podwójnego (podzielonego) wtrysku, zarówno emisja wêglowodorów podczas rozgrzewania katalizatora mo¿e byæ zmniejszona, jak równie¿ sam okres rozgrzewania mo¿e ulec skróceniu, rys. 11. 2.3.1. Po³¹czenie DGI i turbodo³adowania Bezpoœrednie doprowadzenie paliwa do komory spalania ma korzystny wp³yw zarówno na sprawnoœæ, jak i temperaturê ³adunku. Wzmo¿one ch³odzenie ³adunku istotnie obni¿a sk³onnoœæ do spalania stukowego i pozwala na zwiêkszenie stopnia sprê¿ania o 1 do 1,5 jednostek w porównaniu z podobnym silnikiem MPI. Poniewa¿ jednak stopieñ sprê¿ania nie wp³ywa liniowo na wzrost sprawnoœci, opisane korzyœci s¹ najwiêksze w przypadku silników do³adowanych pracuj¹cych z mniejszym stopniem sprê¿ania ni¿ silniki wolnoss¹ce. Tak wiêc równie¿ podczas pracy na obci¹¿eniach czêœciowych z mieszank¹ jednorodn¹ pobór mocy przez pompê wysokiego ciœnienia jest rekompensowany wy¿sz¹ sprawnoœci¹ ciepln¹ silnika DGI, co skutkuje jednostkowym zu¿ycie paliwa na obci¹¿eniach czêœciowych w stosunku do silnika MPI. Wczeœniejsze rozpoczêcie spalania na granicy spalania stukowego skutkuje wydajniejszym spalaniem pozwalaj¹cym na zmniejszenie ciœnienia do³adowania dla osi¹gniêcia jednakowego pe i daje ni¿sze temperatury wydechu w przypadku DGI. Szczególnie dla wy¿szych prêdkoœci obrotowych zmniejszona temperatura wydechu ma ponadproporcjonalny wp³yw na wzbogacenie mieszanki konieczne dla ograniczenia temperatury na dolocie do turbiny (np. 950-980°C). To równie¿ sprzyja zmniejszeniu zu¿ycia paliwa. Drug¹ kluczow¹ zalet¹ bezpoœredniego wtrysku benzyny DGI w silniku do³adowanym jest zdecydowana poprawa przebiegu momentu obrotowego w zakresie niskich prêdkoœci obrotowych. W celu osi¹gniêcia maksymalnego ciœnienia do³adowania i maksymalnego momentu przy ma³ych prêdkoœciach obrotowych, otwieranie zaworów musi byæ tak dopasowane, aby uzyskaæ skuteczne przep³ukanie (np. du¿e przekrycie zaworów). Jednak w przypadku silnika MPI oprócz œwie¿ego powietrza równie¿ niespalone paliwo dostaje siê bezpoœrednio do wydechu i powoduje reakcje egzotermiczne w katalizatorze. Z powodu znacznego nadmiaru powietrza nie mo¿na unikn¹æ tych reakcji egzotermicznych nawet przez znaczne wzbogacenie mieszanki, wiêc tego rodzaju przep³ukanie w przypadku silnika MPI jest ograniczone temperatur¹ katalizatora. W zwi¹zku z tym przebieg momentu obrotowego w dolnym zakresie prêdkoœci obrotowych w przypadku silnika do³adowanego wyposa¿onego w jeden lub dwa przestawiacze krzywek mo¿na zdecydowanie polepszyæ przez zastosowanie DGI i odpowiednie ustawienia rozrz¹du, unikaj¹c ucieczki niespalonej mieszanki. Ze wzglêdu na du¿¹ liczbê zmiennych jakie powinny byæ optymalizowane, do cechowania uk³adu powinny byæ stosowane metody statystyczne, jak np. DoE. Oprócz poprawy wskaŸników pracy, zastosowanie DGI umo¿SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Konstrukcja/Design

tion, real world fuel economy, durability etc. but also additional potentials for DGI like low emission capability, new light off strategies etc. Some of these benefits can be utilised not only for stratified charge systems, but also for homogeneous concepts. With adequate double (split) injection strategies both the HC-engine out emission during catalyst light off phase as well as light-off time can be significantly reduced, Figure 11.

Rys. 11. System DGI – podgrzewanie reaktora katalitycznego z podwójnym wtryskiem Fig. 11. DGI – Catalyst Heating with Double Injection

2.3.1. Combination of DGI and Turbocharging The direct introduction of the fuel into the combustion chamber has positive effects both on volumetric efficiency and charge temperature. The enhanced charge cooling significantly improves the knock behaviour and allows a 1 to 1,5 units higher compression ratio than with a respective MPFI engine. As the compression ratio has a non linear effect on engine efficiency, the resulting benefits are most significant with charged engines which are generally operated at lower compression ratios than naturally aspirated engines. Thus even with homogeneous part load operation the power consumption of the high pressure pump is overcompensated by the higher thermal efficiency of the DGI resulting in better part load BSFC than with MPFI. The earlier combustion phasing at detonation border line results in a more efficient combustion requiring less boost pressure for equal BMEP and resulting in significantly lower exhaust gas temperatures with DGI. Especially with higher engine speeds those reduced exhaust gas temperatures have an over proportional effect on the enrichment necessary to limit turbine inlet temperatures (e.g. 950-980°C). This again results in improved fuel efficiency. The second key advantage of DGI for turbocharged engines is a significantly improved low end torque behaviour. To obtain maximum boost pressure and torque at low engines speeds, the valve events have to be adjusted in such a way that significant scavenging is obtained (e.g. large valve overlap). With MPFI, however, not only fresh air but also unburned fuel is directly transported into the exhaust and results in exothermal reactions in the catalyst. Due to high amount of excess air these exothermal reactions cannot be avoided even by excessive enrichment so 11

Konstrukcja/Design

liwia osi¹gniêcie korzyœci tak¿e jeœli chodzi o emisjê, szczególnie w tym zakresie pracy. Tak wiêc przez po³¹czenie turbodo³adowania, przestawiania k¹ta pocz¹tku wtrysku i DGI mo¿na osi¹gn¹æ bardzo korzystn¹ charakterystykê w ca³ym zakresie obci¹¿eñ - zarówno poprawê momentu w dolnym zakresie prêdkoœci, jak i du¿¹ moc w górnym zakresie, co pokazano na rys. 12.

Rys. 12. Charakterystyka pe³nej mocy silnika turbodo³adowanego Fig. 12. Full Load characteristics of turbocharged engines

W porównaniu z obecnie produkowanymi do³adowanymi silnikami MPI, charakterystyka momentu obrotowego do³adowanego silnika DGI jest zupe³nie inna. Szczególnie dla ma³ych prêdkoœci obrotowych mo¿na uzyskaæ bardzo du¿¹ wartoœæ momentu podobn¹ do rozwijanego przez turbodo³adowany silnik ZS z bezpoœrednim wtryskiem. W ramach rozs¹dnie przyjêtych ograniczeñ maksymalne osi¹gi s¹ w mniejszym stopniu ograniczane termodynamik¹ a bardziej liniow¹ charakterystyk¹ dostêpnych wtryskiwaczy i konstrukcj¹ mechaniczn¹ silnika. Wymagane zubo¿enie mieszanki palnej skutkuje korzystnym zu¿yciem paliwa równie¿ w górnym zakresie prêdkoœci obrotowych. WskaŸnik ok. 85 kW z litra pojemnoœci skokowej silnika mo¿na uzyskaæ przy jednostkowym zu¿yciu paliwa na poziomie 300 g/kWh. Oprócz zapewnienia korzystnego zu¿ycia paliwa na pe³nym obci¹¿eniu, przestawiacze rozrz¹du mog¹ byæ u¿yte do sterowania obci¹¿eniem i wymian¹ gazów na obci¹¿eniach czêœciowych, w wyniku czego uzyskuje siê zmniejszenie zu¿ycia paliwa nawet w przypadku pracy z mieszank¹ jednorodn¹. Równie¿ charakterystyka turbosprê¿arki mo¿e byæ lepiej dopasowana do pracy w zakresie ma³ego momentu obrotowego Zmniejszenie mocy jednostkowej sprzyja takiemu kszta³towaniu charakterystyki turbosprê¿arki, by by³a lepiej dopasowana do osi¹gniêcia wiêkszego momentu obrotowego w zakresie niskich prêdkoœci obrotowych. Tak zwane „miêkkie turbo” (< 80 kW/dm3) pozwala osi¹gn¹æ jednostkowy moment obrotowy porównywalny z momentem silników do³adowanych w zakresie prêdkoœci ok. 1500 obr/min. Obecnie opracowywane silniki turbodo³adowane charakteryzuj¹ siê znacznie poprawionym pocz¹tkowym odcinkiem przebiegu momentu Rys. obrotowego kosztem zmniejszenia mocy, rys. 13. 12

Trends in Gasoline Engines Technology

that such scavenging strategies are limited with MPFI by catalyst mid-bed temperatures. Consequently the low end torque behaviour of turbocharged engines with one or two cam phase shifters can be significantly improved by the application of DGI and adequate valve events, avoiding scavenging of fuel. Due to the large amount of variables to be optimised in parallel, statistical methods like DoE have to be applied for the calibration of such systems. Beside the improved performance the DGI offers significant benefits also in view of engine out emissions especially in this operating range. Thus with the combination of turbocharging, cam phase shifter and DGI very attractive full load characteristics both with excellent low end torque and high power output can be obtained, Figure 12. Compared to current production MPFI Turbo engines, the torque characteristics of the turbocharged DGI is quite different. Especially at low speeds, an extremely high low end torque similar to turbocharged DI-Diesel engines can be obtained. Within reasonable packaging constraints the maximum performance is less limited by thermodynamics, but more by the linearity range of currently available injectors and the mechanical integrity of the base engine. The reduced enrichment requirement results in attractive fuel consumption even at high full load speeds. A specific performance of about 85 kW/L can be obtained within BSFC values in the range of 300 g/kWh. Besides attractive full load fuel consumption, the phase shifters can also be utilised for load and residual gas control at part load and result in attractive part load fuel consumption even with homogeneous operation. With lower specific power output the characteristics of the turbocharger can be better adjusted towards low speed torque. So called “softturbo” applications (< 80 kW/L) offer similar specific torque at 1500 rpm compared to supercharged engines. Turbocharged engines currently under development offer a significantly more favourable low end torque versus power trade off, Figure 13.

13. Jednostkowy moment obrotowy do³adowanych silników ZI Fig. 13. Specific torque of charged gasoline engines

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Kierunki rozwoju silników ZI

2.3.2. Koncepcja „downsizingu/downratingu” turbodo³adowanych silników DGI Turbodo³adowany silnika DGI stanowi idealn¹ podstawê do realizacji koncepcji downsizingu o zwiêkszonej sprawnoœci. W celu osi¹gniêcia 10% mniejszego zu¿ycia paliwa potrzebne jest zarówno zmniejszenie pojemnoœci skokowej, jak i zmiana najwy¿szego prze³o¿enia skrzyni biegów. Skoro rozk³ad obci¹¿enia wyraŸnie zostaje przesuniêty ku wy¿szym wartoœciom momentu obrotowego, wybierana jest praca z ³adunkiem jednorodnym a nie uwarstwionym nie tylko z powodu skomplikowania uk³adu, lecz równie¿ z punktu widzenia kosztów. Dla u¿ytkowników najwa¿niejszym wskaŸnikiem decyduj¹cym o zgodzie na downsizing jest zdolnoœæ do przyspieszeñ, szczególnie w zakresie niskich prêdkoœci obrotowych. Charakterystykê silnika do³adowanego mo¿na przedstawiæ jako zale¿noœæ maksymalnej rozwijanej mocy od momentu obrotowego przy ma³ej prêdkoœci, np. 1500 obr/min, która mo¿e byæ reprezentatywna dla zdolnoœci do nag³ego przyspieszania, rys. 13. Zastosowanie dopasowanego schematu przep³ukania w powi¹zaniu z bezpoœrednim wtryskiem i podwójnym przestawiaczem faz rozrz¹du daje nie tylko korzystniejszy moment w warunkach ustalonych, ale równie¿ zdecydowanie szybszy jego przyrost w warunkach nieustalonych. W³aœciwoœci jezdne takiego silnika i przek³adni automatycznej s¹ porównywalne z silnikami wolnoss¹cymi o du¿ej pojemnoœci skokowej. W przypadku przek³adni rêcznej wspó³czynnik downsizingu > 0,7 plus du¿e prze³o¿enie biegu najwy¿szego wymagaj¹ skomplikowanego doprowadzenia ³adunku dla uzyskania odpowiednich w³aœciwoœci jezdnych. Czynnikami poprawiaj¹cymi przebieg momentu obrotowego jest zarówno impulsowe doprowadzenie ³adunku, jak i turbina o zmiennej geometrii i dodatkowe do³adowanie sprê¿ark¹ o napêdzie elektrycznym (E-Booster). Odpowiednie zaprojektowanie uk³adu sprawia, ¿e wymagana moc dodatkowej sprê¿arki elektrycznej jest na tyle ma³a, ¿e wystarcza system 12 V. Poniewa¿ dodatkowe do³adowanie sprê¿ark¹ elektryczn¹ przesuwa zakres pracy turbosprê¿arki w kierunku wiêkszych sprawnoœci, poprawa w stanach nieustalonych jest na tyle istotna, ¿e wystarcza do osi¹gniêcia doskona³ych w³aœciwoœci jezdnych nawet z przek³adni¹ rêczn¹ i downzisingiem.

Konstrukcja/Design

2.3.2. Turbocharged DGI Downsizing/Downrating Concepts Consequently, such a turbocharged DGI concept is the ideal basis for a fuel efficient downsizing concept. For fuel consumption benefits larger than 10% both a moderate reduction of displacement and a longer final drive ratio are required. As the load distribution is significantly shifted towards higher engine loads, a homogeneous concept is preferred for such applications compared to a stratified version not only in view of system complexity, but also in view of cost efficiency. Most important for the customers acceptance of downsizing concepts is the acceleration behaviour, especially the torque response with extremely low engine speeds. The characteristics of charged engines can be described by the relation of maximum power output versus torque at low speed, e.g. 1500 rpm being representative for the drive away behaviour, Figure 13. The utilisation of a dedicated scavenging strategy with DGI and double cam phasers results not only in improved steady state torque, but also in significantly accelerated torque build up in transients. With automatic transmission the driveability is comparable to naturally aspirated engines with large displacement. With manual transmission downsizing factors > 0,7 combined with long final drive ratios require a more sophisticated charging unit for best driveability. Both impulse charging, variable turbine geometry or an additional E-Booster enhance the transient torque built up. With adequate system layout the required power of an EBooster system can be reduced so that a 12V system is sufficient. As the additional charging by the E-Booster shifts the operation range of the turbocharger towards improved efficiencies, the transient improvement is quite significant and sufficient to obtain excellent driveability even with dedicated downsizing concepts and manual transmission. 2.3.3. Spray guided DGI combustion systems Already the first DGI concepts developed even before the wall and air guided systems featured a close spacing between injector and spark plug, Figure 14. However, at this time such systems were still handicapped by insufficient injector technology. Due to the significant progress in injector technology, such systems recover importance. The close spacing results in excellent stratification capability and higher

2.3.3. Uk³ady DGI z z tworzeniem mieszanki przy pomocy strugi paliwa Pierwsze rozwi¹zania wtrysku bezpoœredniego pojawi³y siê zanim w systemach zawirowania wykorzystuj¹cych œciankê komory lub wir powietrza zastosowano niewielki odstêp miêdzy wtryskiwaczem a œwiec¹ zap³onow¹, rys. 14. Jednak w tym czasie uk³ady te by³y ma³o doskona³e z powodu nieodpowiedniej konstrukcji wtryskiwaczy. Dziêki istotnemu postêpowi w konstrukcji wtryskiwaczy znaczenie tego typu systemów ponownie wzros³o. Niewielki odstêp miêdzy wtry- Rys 14. Uk³ad DGI z tworzeniem mieszanki przy pomocy strugi paliwa (spray skiwaczem a œwiec¹ pozwala uzyskaæ doskoFig. 14. Arrangements for spray guided DGI Combustion Systems SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

guided)

13

Konstrukcja/Design

Trends in Gasoline Engines Technology

na³¹ zdolnoœæ do uwarstwienia i poprawiæ zu¿ycie paliwa w porównaniu ze wspomnianymi uk³adami wykorzystuj¹cymi œcianki komory lub zawirowanie powietrza, rys. 15. Zarówno uwarstwienie, jak i tworzenie mieszanki uzale¿nione s¹ w du¿ej mierze od samego wtryskiwacza. Z powodu niewielkiego odstêpu miêdzy wtryskiwaczem i œwiec¹ zap³onow¹ znacznie zmniejszy³ siê czas potrzebny na tworzenie mieszanki. W zwi¹zku z tym znacznie wzros³y wymagania dotycz¹ce wtryskiwacza w porównaniu z wczeœniej wspomnianymi konstrukcjami. W przypadku konwencjonalnego zap³onu iskrowego iskra musi pojawiæ siê na brzegu wtryœniêtej strugi by zapobiec wypadaniu zap³onów. St¹d kszta³t rozpylonej strugi paliwa, a szczególnie k¹t rozpylenia musi byæ w zasadzie sta³y bez wzglêdu na warunki pracy silnika i tym samym pozostawaæ niezale¿ny od momentu wtrysku i ewentualnego przeciwciœnienia. W konsekwencji, wtryskiwacze generuj¹ce zawirowanie – powszechnie stosowane w systemach 1-szej generacji – nie nadaj¹ siê do tego celu. W chwili obecnej wtryskiwacze piezoelektryczne otwieraj¹ce siê na zewn¹trz charakteryzuj¹ siê pewnymi zaletami jeœli chodzi o tworzenie mieszanki i ich zastosowanie. Kszta³t geometryczny komory spalania, jak równie¿ ruch ³adunku mo¿na zaprojektowaæ zwracaj¹c mniejsz¹ uwagê na wymagania dotycz¹ce pracy pod pe³nym obci¹¿eniem czy masê t³oka, jak mia³o to miejsce w przypadku uk³adów wtryskowych 1-szej generacji.

fuel efficiency improvement compared to alternative wall and air guided concepts, Figure 15. Both stratification and mixture formation are largely controlled by the injector itself. Due to the small spatial distance between injector and spark plug the time available for mixture formation is significantly reduced. Consequently the requirements for the injector are higher than with wall or air guided systems. With conventional spark ignition the spark has to be arranged in the rim zone of the injection spray to avoid spark plug fouling. Consequently the spray shape, especially the spray angle, has to be kept largely constant under all engine operation conditions and thus independent from injection timing and the respective backpressure. As a consequence, swirl injectors, as widely used for Generation 1 systems, are not a preferred solution for spray guided systems with conventional spark ignition. Outwardly opening injectors such as Piezo-type injectors currently provide specific advantages in mixture formation and application. Combustion chamber geometry as well as charge motion can be designed with less compromises concerning full load requirements and piston weight than with Gen.1 combustion systems. With adequate spray characteristics the combustion performance is significantly better than with wall or air guided systems. The more compact mixture cloud results both in lower HC and NOx emissions, a more appropriate later combustion phasing reduces the wall heat losses and consequently improves fuel consumption, Figure 16. For the NEDC test cycle about 5% better fuel economy than with Generation 1 DGI combined with more than 30% lower HC emission can be expected. As especially in the upper stratification range HC emissions and consequently exothermal reactions and gas temperatures at the DeNOx catalyst are reduced, the conditions for the lean exhaust gas aftertreatment are significantly improved. However, the central arrangement of the injector usually requires much more Rys. 15. Rozpylenie i spalanie w 1-szej i 2-giej generacji uk³adów DGI st nd significant modifications to Fig. 15. Spray and Combustion Characteristics of 1 and 2 Generation DGI Systems existing cylinderhead designs Dziêki w³aœciwie ukszta³towanej strudze paliwa przebieg than only adapting a base MPFI cylinderhead towards spalania jest zdecydowanie lepszy ni¿ w systemach z two- a wall guided DGI variant. The central position of the injecrzeniem mieszanki z wykorzystaniem œcianki lub zawirowania tor also raises injector tip temperatures and consequently powietrza. deposit formation risk at the injector. Both deposit formaBardziej zwarta chmura mieszanki daje mniejsz¹ emisjê tion as well as spark plug durability are major development wêglowodorów i tlenków azotu, a odpowiednio opóŸnione issues. spalanie zmniejsza straty na œciankach i tym samym popraAs a future alternative, Laser induced ignition might be wia zu¿ycie paliwa, rys. 16. an attractive alternative, Figure 17. 14

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Kierunki rozwoju silników ZI

Mo¿na siê spodziewaæ, ¿e w cyklu NEDC bêdzie mo¿na osi¹gn¹æ 5% spadek zu¿ycia paliwa i ok. 30% spadek emisji HC w porównaniu z uk³adami 1-szej generacji. Istotnej poprawie ulegaj¹ warunki oczyszczania spalin mieszanek ubogich, szczególnie w górnym zakresie uwarstwienia, poniewa¿ emisja HC oraz zwi¹zane z ni¹ reakcje egzotermiczne i temperatura pracy katalizatora DeNOx zmniejszaj¹ siê. Jednak¿e centralne usytuowanie wtryskiwacza zwykle wymaga znacznie istotniejszych modyfikacji konstrukcji g³owicy ani¿eli w przypadku zwyk³ej g³owicy MPI przystosowanej do wtrysku bezpoœredniego ze strug¹ prowadzon¹ po œciance. Takie umieszczenie wtryskiwacza powoduje tak¿e wzrost temperatury koñcówki wtryskiwacza i niebezpieczeñstwo pojawienia siê na nim nagaru, co stanowi dodatkowe zagro¿enie. Tworzenie nagaru i trwa³oœæ œwiecy zap³onowej staj¹ siê obecnie podstawowymi problemami. Jako rozwi¹zanie przysz³oœciowe przewiduje siê zap³on za pomoc¹ promienia laserowego, rys. 17. Jeœli punkt pojawienia siê zap³onu zwi¹zany jest jedynie z ogniskow¹ soczewek a nie zale¿y od wysuniêcia œwiecy, mo¿na go ustawiæ w sto¿ku wtryskiwanego paliwa bez obawy zaolejenia œwiecy. Z punktu widzenia niezawodnego zap³onu mo¿liwym rozwi¹zaniem zastosowanie wtryskiwaczy wytwarzaj¹cych zawirowanie. Obecnie tego typu uk³ady zap³onowe potwierdzi³y swoje mo¿liwoœci na etapie badawczym i ci¹gle jeszcze wymagaj¹ dalszych badañ.

2.4 Sterowany samozap³on

Konstrukcja/Design

Rys. 16. Charakterystyka mocy czêœciowych systemu DGI Fig. 16. Part Load Performance of 1st and 2nd Generation DGI

Rys. 17. Zap³on laserem mieszanki tworzonej przez strugê wtryskiwanego paliwa

Fig. 17. Innym, obecnie intensywnie badanym wariantem jest samozap³on mieszanki homogenicznej (HCCI-Homogeneous Charge Compression Ignition, znane równie¿ jako Controlled Auto Ignition) z du¿ym stopniem recyrkulacji spalin. Tego typu systemy umo¿liwiaj¹ spalanie mieszanek ubogich bez koniecznoœci stosowania katalizatorów redukuj¹cych tlenki azotu i charakteryzuj¹ce siê zu¿yciem paliwa podobnym jak w przypadku silników GDI z mieszank¹ uwarstwion¹. Jednak do zap³onu mieszanki jednorodnej konieczne jest skomplikowane sterowanie. Rozwi¹zanie to jak dot¹d nie zosta³o sprawdzone w produkcji masowej. Sterowanie samozap³onem odbywa siê g³ównie poprzez ciœnienie sprê¿ania i temperaturê, sk³ad mieszanki i w³aœciwoœci paliwa. Warunki te s¹ w g³ównej mierze okreœlone w momencie zamkniêcia zaworu dolotowego. Zap³onu nie mo¿-

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Laser Ignition with Spray Guided DGI

As the ignition point is only determined by the focus of the respective lens and not by the protrusion of the spark plug, the ignition point can be directly set within the main spray cone without the risk of spark plug fouling. Thus, from viewpoint of reliable ignition even swirl injectors would be a feasible solution. Currently such ignition systems just have proven principal function at a research level and still require significant further development efforts.

2.4 Controlled Auto Ignition Another variant, which is currently being developed, is the homogenous auto ignition (HCCI-Homogeneous Charge Compression Ignition, also known as Controlled Auto Ignition) with very high exhaust gas recirculation rates. These combustion methods enable a lean combustion without NOxtrap catalyst and with the same fuel consumption as stratified GDI engines. Homogenous auto ignition requires, however, a more complex engine control. Application under production conditions has not been tested yet. Auto Ignition is controlled primarily by compression pressure and temperature, mixture composition and fuel characteristics. These conditions are largely pre-determined at in15

Konstrukcja/Design

Trends in Gasoline Engines Technology

na zapocz¹tkowaæ podobnym impulsem jak iskra w silniku ZI take valve closing. The ignition is not initiated by an event czy wtrysk paliwa w silniku ZS, lecz jedynie samym sprê¿a- that can easily be triggered like a spark with Gasoline enniem. Parametrami pozwalaj¹cymi sterowaæ samozap³onem gines or injection with Diesel engines, but by the compresjest udzia³ spalin, gêstoœæ ³adunku i proces wtrysku. Pozo- sion process itself. The control parameters used for the initista³oœæ spalin wp³ywa na samozap³on w dwojaki sposób:: ation of auto ignition are residual gas fraction, charge densipoprzez wp³yw na ca³kowit¹ temperaturê ³adunku co ma istot- ty and injection process. The residual gas fraction influencny znaczenie dla wyst¹pienia samozap³onu oraz iloœæ gazu es the combustion in two important ways: the impact on the obojêtnego, która okreœla szybkoœæ wywi¹zywania siê cie- overall charge temperature has a major influence on the start p³a. St¹d du¿a iloœæ spalin potrzebna jest zarówno do pewne- of auto ignition, the amount of inert gas determines the rate go zainicjowania samozap³onu, jak i do ograniczenia szybko- of heat release. Thus a high amount of residual gas is required both for a reliable start of auto ignition and a limitaœci spalania. tion of combustion speed. Recyrkulacja spalin mo¿e byæ sterowana dwoma metodami: The residual gas amount can be controlled by two methods: – Przez wczesne zamkniêcie zaworu wylotowego odpowiednia iloœæ spalin jest zatrzymana w cylindrze. Zamiast usu- – By early exhaust valve closing a corresponding amount of residual gas is trapped in the cylinder. Instead of flushing niêcia spalin poza cylinder s¹ one sprê¿ane. Wtrysk palithis gas out of the cylinder it is compressed. Injection of wa do takiego oœrodka powoduje reakcje wstêpne. Tego fuel into this compressed residual gas results in pre-reactypu strategia sterowania jest szczególnie korzystna w tych tions. Such a control strategy is beneficial especially in warunkach pracy silnika, gdzie sama energia spalin nie wythose parts of the map, where the residual gas energy alone starcza do zapocz¹tkowania samozap³onu. is not sufficient for initiation of auto ignition. – Du¿y udzia³ spalin w cylindrze mo¿na równie¿ uzyskaæ przez recyrkulacjê spalin, które ju¿ opuœci³y cylinder. By jednak – High residual gas in the cylinder can also be obtained by re-circulation of gas that already has been exhausted. For utrzymaæ odpowiedni¹ temperaturê nie mo¿na tego zrobiæ high residual gas temperatures this must not be done by przez zewnêtrzny EGR za zaworami wylotowymi, ale bezexternal EGR via the intake valves, but directly from the poœrednio z kana³u wylotowego przez ponowne otwarcie exhaust port by a second opening of one exhaust valve jednego zaworu wylotowego podczas suwu dolotu. Mo¿during the intake stroke. This can be managed even indina to równie¿ osi¹gn¹æ oddzielnie w ka¿dym cylindrze za vidually for each cylinder by a relatively simple hydraulipomoc¹ stosunkowo prostego hydraulicznego wspomacally superposed valve train system. gania napêdu zaworów. By an electrically controlled solenoid an “advanced hyPrzez zawór elektromagnetyczny „zaawansowany popychacz hydrauliczny” zostaje zasilany olejem pod du¿ym ci- draulic tappet” is supplied with high pressure oil for a cylinœnieniem, co pozwala dobraæ okres jego otwarcia indywidu- der and cycle selective time period. Thus a mechanically alnie do cylindra i cyklu. W ten sposób hydraulicznie wywo- fixed lift (about 3 mm) is superimposed to the mechanical lift ³any wznios (ok. 3 mm) dodaje siê do krzywej wzniosu krzyw- curve, usually a second lift of one exhaust valve per cylinki, zwykle drugi wznios jednego z zaworów wylotowych po- der. The intake air is controlled by standard components like jedynczego cylindra. Dolot œwie¿ego powietrza sterowany throttle plate, switchable tappet and intake cam phaser, Figjest za pomoc¹ standardowych elementów jak przepustnica, ure 18. As the auto ignition covers only a small part of the whole prze³¹czalny popychacz czy przestawiacz krzywki zaworu doengine map, cost efficiency of the systems is most decisive. lotowego, rys. 18. Póki samozap³on mo¿e byæ realizowany jedynie w w¹- The utilisation of the components necessary for auto igniskim zakresie pracy silnika, efektywnoœæ ekonomiczna tego rozwi¹zania ma decyduj¹ce znaczenie. Zastosowanie elementów potrzebnych do wywo³ania samozap³onu mo¿liwe jest tak¿e podczas pracy silnika z zap³onem iskrowym, co w istotnym stopniu obni¿¹ koszty zastosowania. Z tego wzglêdu wymagania odnoœnie ekonomicznej pracy z zap³onem iskrowym w znacznym stopniu wp³ywaj¹ na rozwi¹zanie konstrukcyjne uk³adu. Zmienne fazy rozrz¹du potrzebne do sterowania samozap³onem wykorzystane zosta³y do sterowania wewnêtrzn¹ recyrkulacj¹ spalin i zmniejszenia strat wymiany ³adunku tak¿e podczas pracy z zap³onem iskrowym. Wartoœæ stopnia sprê¿ania dobierana jest pod k¹tem najlepszej pracy silnika ZI w zakresie maksymalnych obci¹¿eñ. Dziêki zaRys. 18. Schemat uk³adu AVL CSI (Compression and Spark Ignition) stosowaniu bezpoœredniego wtrysku i optyFig. 18. Layout of AVL CSI (Compression and Spark Ignition) System 16

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Kierunki rozwoju silników ZI

Konstrukcja/Design

malizacji spalania inicjowanego iskr¹ mo¿na zwiêkszyæ stopieñ sprê¿ania do 12. Najistotniejsze parametry sterowania w przypadku samozap³onu to temperatura ³adunku, ciœnienie w cylindrze, udzia³ pozosta³oœci spalin, wspó³czynnik nadmiaru powietrza oraz jednorodnoœæ ³adunku. Na parametry te mog¹ oddzia³ywaæ fazy rozrz¹du, ciœnienie i temperatura w uk³adzie dolotowym i wylotowym itd. Jednak, z powodu skomplikowanych zale¿noœci miêdzy tymi parametrami niemo¿liwe jest zastosowanie standardowego rozwi¹zania indywidualnego sterowania pojedynczym zaworem dolotowym i wylotowym. Musz¹ wiêc zostaæ opracowane nowe algorytmy sterowania. Takie sterowanie ³adunkiem wymaga sterowania w czasie rzeczywistym opieraj¹cym siê na modelu fizycznym a nie na standardowym modelu empirycznym. Ze wzglêdu na znaczny wp³yw poprzedniego cyklu pracy na proces samozap³onu, z dzisiejszego punktu widzenia nieodzowne jest sterowanie ³adunkiem w ramach pojedynczego obiegu. Wynikiem rozwoju konstrukcji AVL CSI by³o uzyskanie dobrej pracy w warunkach nieustalonych 4-cylindrowego silnika CSI. Po³¹czenie wszystkich trybów pracy, w³¹czaj¹c w to spalanie mieszanki uwarstwionej na biegu ja³owym zosta³o ju¿ osi¹gniête i przedstawione przez AVL. Strategia sterowania prac¹ silnika CSI w ró¿nych warunkach obci¹¿enia zosta³a zaprezentowana na rys. 19.

3. Wnioski Zale¿nie od zastosowania mo¿na przewidywaæ ró¿ne kierunki rozwoju zarówno standardowych silników MPI, jak i silników z bezpoœrednim wtryskiem benzyny. W ka¿dym przypadku g³ównym celem bêdzie zmniejszenie zu¿ycia paliwa oraz obni¿enie kosztów systemu. Jeœli jednak potencjalne oszczêdnoœci w zu¿yciu paliwa mo¿na precyzyjnie przewidywaæ, tablica 1, to kwestia kosztów silników benzynowych bêdzie zale¿a³a od akceptacji przez klientów i wielkoœci ich sprzeda¿y na rynku. W najbli¿szej przysz³oœci w produkcji masowej bêdzie dominowa³ standardowy silnik MPI lecz zostanie unowoczeœniony o takie rozwi¹zania jak zmienny ruch ³adunku. Coraz popularniejsza bêdzie zmiana faz rozrz¹du osi¹gana g³ównie sposobami mechanicznymi jak przestawiacze krzywek czy prze³¹czalne popychacze. Nale¿y siê spodziewaæ, ¿e pojawi¹ siê w niewielkiej liczbie w pe³ni sterowalne uk³ady rozrz¹du, natomiast uk³adów bezkrzywkowych nie nale¿y siê spodziewaæ w ci¹gu najbli¿szych lat, choæ wysi³ki w tym kierunku bêd¹ kontynuowane.

tion control also with spark ignited operation influences the cost benefit calculation significantly. Thus, the requirements for fuel efficient spark ignited operation largely influences the system layout. The valve train variability necessary for auto ignition control is utilised for residual gas control and reduction of gas exchange losses also during the spark ignited operation. The compression ratio is selected in view of best full load spark ignited performance. By utilising direct injection and optimisation of spark ignited combustion, a CR of 12 can be applied. The most relevant control parameters for auto ignition are charge temperature and cylinder pressure, residual gas fraction, air/fuel ratio and charge homogenisation. These parameters can be influenced by valve events, pressure and temperature in intake and exhaust system etc. However, due to the complex interaction of these parameters standard single input-single output control concepts are not applicable, therefore new control algorithms have to be applied. Such a charge control requires a real time control based on physical models instead of standard empirical models. As the auto ignition process is significantly influenced by the former cycle, from today’s point of view a cycle resolved charge control is mandatory. As result of AVL’s CSI development program, the smooth transient operation of a 4-cylinder CSI engine already has been demonstrated. The combination of all the operation modes, including stratified idle combustion, has been developed and already published by AVL. The operation strategies for different load conditions of the CSI engine are illustrated in Figure 19.

3. Conclusion Depending on the respective application, quite different development routes will be seen in the future for standard MPFI as well as for DGI engines. Anyway, the main drivers

Rys. 19. Strategia pracy silnika CSI

Fig. 19. CSI Engine – Operation Strategies

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

17

Konstrukcja/Design

Trends in Gasoline Engines Technology

will be the achievable extent of fuel efficiency as well as system oncost. Whereas the potential for fuel saving can be predicted h quite precise Tab. 1. Fuel Saving Potential in NEDC Cycle for advanced Gasoline Engine Technology Application (Base: State of the art 2.0L 4-cyl. MPFI Engine, AFR=1) and within narrow ranges, Figure 20, the system cost for future gasoline engines will be even more dependent on the acceptance of the end cusZawirowanie ³adunku w silnikach 4- zaworowych za pomoc¹ tomers and the resulting sales figures in the marwy³¹czania kana³ów - AVL CBR II/ Variable Charge Motion 4V 5- 7 % ket. Engines by means of Ports Deactiv ation - AVL CBR II For large quantity production the standard Zawirowanie ³adunku w silnikach 2- zaworowych za pomoc¹ MPFI engine still will dominate in the future, but urz¹dzeñ zmieniaj¹cych fazy rozrz¹du - AVL CBR II/ Variable 4- 5% will be upgraded by features such as variable Charge Motion 2 Valv e Engines by means of cam-phasing dev ices - AVL CBR II charge motion. The variable valve actuation, mainly by mechanical means such as cam Bezpoœredni Wtrysk Benzyny 1 Gen. (œcianki/wir) - AVL DGI 1/ 8- 12% Direct Gasoline Injection Gen. 1 (wall/air guided) - AVL DGI 1 phasers and switchable tappets will become more and more trend. Fully variable actuated systems Bezpoœredni Wtrysk Benzyny 2 Gen. (struga) - AVL DGI 2/ 12- 15% will maintain at a very little number, and camless Direct Gasoline Injection Gen. 2 (spray guided) - AVL DGI 2 systems may not be expected in the next few Downsizing silników turbodo³adowanych - AVL DGI- tc/ 8- 15% years, although extensive development programs Downsizing of Turbocharged Engines - AVL DGI-tc are going on. Mechaniczna zmiana faz rozrz¹du/Mechanical Variable Valv e 5- 10% Direct gasoline injection systems steadily will Actuation increase in numbers and will come close to sales Elektrohydrauliczna zmiana faz rozrz¹du/Electro Hydraulical 12- 15% figures of MPFI engines within the next decade. Variable Valv e Actuation Homogeneous concepts for high performance Spalanie ³adunku jednorodnego - AVL CSI/Homogeneous Charge 8- 12% and also in combination with turbocharging sigCompression Ignition - AVL CSI nificantly will gain importance. Stratified systems Uk³ady bezpoœredniego wtrysku benzyny bêd¹ coraz are expected to be introduced as spray guided systems of popularniejsze i w ci¹gu najbli¿szej dekady osi¹gn¹ poziom 2nd Generation only. Alternative combustion systems such as AVL CSI conbliski silnikom MPI. Na znaczeniu zyska równie¿ koncepcja spalania mieszanki jednorodnej na pe³nym obci¹¿eniu, szcze- cept may become an attractive option for lean combustion gólnie w po³¹czeniu z turbodo³adowaniem. Przewiduje siê, ¿e without need of expensive DeNOx aftertreatment device, uk³ady spalania mieszanek uwarstwionych zostan¹ zastoso- probably in combination and add-on to variable valve train wane w postaci systemów z tworzeniem mieszanki przez stru- systems. Apart from that, all the automotive world is looking for gê wtryskiwanego paliwa 2-giej generacji. Alternatywnego systemy spalania, jak np. CSI firmy AVL, other alternatives like Hybrids and Fuel Cell. For the Hybrid mog¹ staæ siê obiecuj¹cym rozwi¹zaniem w przypadku spa- systems it can be clearly stated that this technology will lania mieszanek ubogich bez koniecznoœci stosowania kosz- increase in numbers within the next years. Thereby, Hybrids townych katalizatorów DeNOx, prawdopodobnie ³¹cznie z uk³adami rozrz¹du ze sterowanymi fazami. Oprócz wymienionych rozwi¹zañ, w œwiatowej motoryzacja poszukuje siê innych koncepcji jak napêdy hybrydowe czy ogniwa paliwowe. W odniesieniu do napêdów hybrydowych mo¿na wyraŸnie stwierdziæ, ¿e rozwi¹zanie to w najbli¿szych latach stanie siê coraz popularniejsze. Hybrydy byæ mo¿e nie stan¹ siê alternatyw¹ rozwi¹zañ konwencjonalnych, ale na pewno bêd¹ ich korzystnym poszerzeniem. Tak wiêc w przysz³oœci pytanie „hybryda” czy „rozwi¹zanie konwencjonalne” zast¹pione zostanie pytaniem Rys. 21. Stopieñ elektryfikacji – problem nie polega na stosowaniu hybryd czy nie, lecz na o „stopieñ zelektryfikowania”, rys. stopniu ich zelektryfikowania [8] 21. Wybór zostanie dokonany w Fig. 21. Degree of Electrification – Its not a question of hybrid or not, its a question oparciu o specyficzne wymagania of the degree of electrification [8] Tab. 1. Potencjalne oszczêdnoœci paliwa w cyklu NEDC w przypadku zastosowania zaawansowanych technologii w silnikach benzynowych (poziom odniesienia: silnik 2,0 l 4-cyl. MPI, λ=1)

18

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Kierunki rozwoju silników ZI

rynku. Ponadto, w motoryzacji poszukuje siê dalszych alternatyw, jak np. ogniwa paliwowe. Przysz³oœæ poka¿e czy alternatywy te bêd¹ zdolne konkurowaæ z obecnymi uk³adami napêdowymi.

Artyku³ recenzowany

Konstrukcja/Design

may not be seen as an alternative to conventional powertrain, but even more as an expedient enhancement. So, in the future it will not be a question of “Hybrid” or “Conventional” powertrain, but a definition for the “Degree of Electrification”, Figure 21. This will be selected according to specific market requirements. Apart from that, the automotive world is still looking for further alternatives like Fuel Cells. The future will tell us, how these alternatives are able to compete with current powertrains.

Skróty i oznaczenia/Abbreviations and Nomenclature DGI bezpoœredni wtrysk benzyny/Direct Gasoline Injection MPFI/MPI wielopunktowy wtrysk benzyny/Multi Point Fuel Injection VVA zmienne sterowanie zaworami/Variable Valve Actuation VVT zmienne fazy rozrz¹du /Variable Valve Timing CSI system spalania (“Zap³on w Wyniku Sprê¿ania i Iskry”), po³¹czenie systemu HCCI samozap³onu na obci¹¿eniach czêœciowych i zap³onu iskrowego na pe³nym obci¹¿eniu / Compression Spark Ignition combustion system, combination of HCCI compression ignition at part load and spark ignition at full load HCCI Samozap³on ³adunku jednorodnego/Homogeneous Charge Compression Ignition EHVS uk³ad elektrohydraulicznego napêdu zaworów/Electro-hydraulic Valve Actuation System EMVT uk³ad elektromagnetycznego napêdu zaworów/Electromagnetic Valve Train EGR recyrkulacja spalin/Exhaust Gas Recirculation

SULEVpojazd o ultra niskiej emisji spalin/Super Ultra Low Emission Vehicle NEDC Nowy Europejski Cykl Jezdny/New European Driving Cycle OBD diagnostyka pok³adowa/On Board Diagnosis CBR system kontrolowanej szybkoœci spalania/Controlled Burn Rate combustion system EMS system sterowania silnikiem/Engine Management System SG generator rozruchowy (zasilanie 42 V)/Starter Generator (42V power supply) CP przestawiacz wa³ka rozrz¹du/Cam Phaser for camshaft CR stopieñ sprê¿ania/Compression Ratio EVO, EVC otwarcie i zamkniêcie zaworu wylotowego/Exhaust Valve Opening and Closing IVO, IVC otwarcie i zamkniêcie zaworu dolotowego/Intake Valve Opening and Closing DoE planowanie doœwiadczeñ/Design of Experiments TDC Górne Martwe Punkt GMP/Top Dead Center

Literatura/Bibliography [1] Kapus P., Denger D., Holland T.: Intelligent SimplificationWays Towards Improved Fuel Economy, SAE 2002-01-0236. [2] Borgmann K, Hofmann R. Liebl J., Melcher T.: Der BMW 4-Zylinder Motor; Das erste Mitglied derneuen OttomotorenGeneration. 22. Internationales Wiener Motorensymposium, April 2001. [3] Piock W., Fraidl K.G.: Ottodirekteinspritzung ohne DenoxKat?. 23. Internationales Wiener Motorensymposium, April 2002. [4] Piock W., Fraidl K.G.: Gasoline Direct Injection – Quo Vadis?. FISITA 2002, F02V096.

[5] Fiorenza R., Pirelli M., Torella E., Kapus P., Kokalj G. Lebenbauer M.: VVT+Port Deactivation Application on a Small Displacement SI 4 Cylinder 16V Engine: An Effective Way to Reduce Vehicle Fuel Consumption. SAE 2003. [7] Beer M., Held W., Kerkau M., Rehr A.: Der neue Motor des Porsche 911 Turbo. MTZ 61, 2000. [8] Egger K.: Einspritzsysteme und Motormanagement Ottomotor; Fachkongress Antriebstechnik – Gegenwart und Zukunft, 100 Jahre Werk Untertürkheim. 30.6.–1.7.2004, Stuttgart, Deutschland.

* Dr Hubert Friedl – Kierownik Zespo³u Silników o Zap³onie Iskrowym, AVL Powertrain Systems – Samochody Osobowe.

Dr Paul Kapus – Kierownik Specjalistycznego Zespo³u Rozwoju Silników o Zap³onie Iskrowym, AVL Powertrain Systems – Samochody Osobowe.

Mr Hubert Friedl, Ph.D. – Product Manager Gasoline Engines, AVL Powertrain Systems – Passenger Cars.

Mr Paul Kapus, Ph.D. – Skill Team Manager Gasoline Engines Development, AVL Powertrain Systems – Passenger Cars.

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

19

Badania/Research

Combustion of premixed DME and natural gas in a HCCI engine

Masahiro ISHIDA* Sukho JUNG Hironobu UEKI Daisaku SAKAGUCHI

Spalanie mieszanki DME i gazu ziemnego w silniku HCCI Celem tego opracowania jest wyjaœnienie charakterystycznych cech zap³onu, procesu spalania, granicy spalania stukowego i granicy wypadania zap³onu mieszanki gazu ziemnego i niewielkiej iloœci eteru dimetylowego (DME) w silniku HCCI. W badaniu spalania gaz ziemny i niewielka iloœæ DME zosta³y dodane do powietrza dolotowego w postaci mieszanki jednorodnej. Wspó³czynnik nadmiaru powietrza dla gazu ziemnego zosta³ zwiêkszony w celu wykrycia granicy spalania stukowego lub granicy wypadania zap³onu silnika testowego HCCI przy sta³ej iloœci DME. Eksperymentalnie zbadano wp³yw dodania gazu ziemnego na st³umienie niskotemperaturowych reakcji DME oraz wp³yw iloœci DME i temperatury dolotu na szybkoœæ reakcji utleniania, granicy spalania stukowego mieszanki DME/gaz ziemny, oraz zakres obci¹¿enia silnika HCCI. S³owa kluczowe: silnik HCCI (Homogeneous Charge Compression Ignition – silnik o zap³onie samoczynnym z ³adunkiem uwarstwionym), dimetyl eteru DME, gaz ziemny, sterowanie zap³onem, granica spalania stukowego

Combustion of premixed DME and natural gas in a HCCI engine The objectives of the present study is to clarify ignition characteristics, the combustion process, the knock limit and the misfire limit of natural gas mixed with a small amount of dimethyl ether (DME) in a HCCI engine. In the combustion test, natural gas and a small amount of DME were charged into the suction air homogeneously. The equivalence ratio of natural gas was increased to find the knock limit or the misfire limit of the HCCI test engine under a constant DME amount. The effect of the natural gas addition on suppression of the low temperature reaction of DME, and the effects of the DME amount and the intake temperature on the reaction rates, the knock limit of the DME/natural gas mixture, and the operation load range of the HCCI engine were investigated experimentally. Key words: HCCI engine, DME – dimethyl eter, natural gas, controlled ignition, knock limit

1. Wstêp

1. Introduction

W ró¿nych metodach zmniejszenia emisji, zarówno NOx jak i cz¹stek sta³ych przez silniki ZS, wykorzystano gaz ziemny (Agarwal i inni [1]), eter dimetylowy (Kajitani i inni [2, 3]), metanol (Ishida i inni [4]) oraz olej napêdowy Fischera-Tropscha (Johnson i inni [5]) jako alternatywne paliwo do silników ZS o niskiej emisji. Ostatnie badania maj¹ce na celu zmniejszenie emisji NOx i zwiêkszenie sprawnoœci cieplnej w takich silnikach wykaza³y, ¿e silnik z homegenizacj¹ mieszanki palnej (HCCI) bêdzie obiecuj¹c¹ drog¹ do osi¹gniêcia tych celów. Silnik HCCI stosuj¹cy dwusk³adnikowe paliwo z gazu ziemnego i oleju napêdowego (Kusaka i in.[6], Ishida i in.[7], Tagai i in.[8], Saito i in.[9], Hountalas i in.[10]), z gazu ziemnego i eteru dimetylowego (Chen i in.[11,12]), mieszanki gazowej DME i reformowanego metanol (Shudo i in.[13,14]) oraz metanolu i oleju napêdowego (Ishida i in.[15, 16]) stanowi lepsz¹ metodê kontrolowania czasu zap³onu pomimo wymogu dwóch instalacji zasilania paliwem. Celem niniejszego opracowania jest wyjaœnienie drog¹ eksperymentaln¹ wp³ywu dodania gazu ziemnego i przyrostu temperatury dolotu na st³umienie reakcji niskotemperaturowych DME jako Ÿród³a zap³onu, wyjaœnienie granicy spalania stukowego przez analizê stosunku pomiêdzy maksymaln¹ szybkoœci¹ reakcji wysokotemperaturowej i œredniej temperatury gazu wewn¹trz cylindra, oraz uzyskanie du¿ej sprawnoœci cieplnej i szerokiego zakresu obci¹¿enia u¿ytecznego w silniku HCCI ze spalaniem mieszanki DME/gazu ziemnego w porównaniu do osi¹gów konwencjonalnego silnika ZS.

In various methods for reducing both NOx and particulate emissions in diesel engines, natural gas (Agarwal, et al.[1]), dimethyl ether (Kajitani, et al.[2, 3]), methanol (Ishida, et al.[4]), and Fischer-Tropsch diesel fuel (Johnson, et al.[5]) have been utilized as alternative fuels for low emission diesel engines. Recent research into reducing NOx emission and increasing thermal efficiency in diesel engines has shown that a homogeneous charge compression ignition (HCCI) engine will be a promising way to accomplish these targets. A HCCI engine using dual fuels of natural gas/diesel fuel (Kusaka, et al.[6], Ishida, et al.[7], Tagai, et al.[8], Saito, et al.[9], Hountalas, et al.[10]), natural gas/dimethyl ether (Chen, et al.[11,12]), DME/methanol-reformed gas (Shudo, et al[13,14]) and methanol/diesel fuel (Ishida, et al.[15, 16]) is a better way to control the ignition timing despite requiring two fuel supply systems. The targets of the present study are to clarify experimentally the effects of natural gas addition and the intake temperature on suppression of the low-temperature reaction of DME as an ignition source, to clarify the knock limit by analyzing the relationship between the maximum rate of the hightemperature reaction and the in-cylinder mean gas temperature, and to obtain a high thermal efficiency and a wide operation load range in a HCCI combustion of the DME/natural gas mixture for the practical use, comparing with that of the conventional diesel engine.

20

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Spalanie DME i gazu ziemnego w silniku HCCI

Badania/Research

2. Aparatura i warunki badañ 2.1. Silnik badawczy

2. Experimental apparatus and test conditions 2.1. Test engine

Silnik badawczy, którego dane przedstawiono w tabeli 1, to jednocylindrowy wysokoobrotowy wolnoss¹cy silnik o ZS z bezpoœrednim wtryskiem paliwa, typ NFD 170-(E), wykonany przez YANMAR DIESEL Ltd.; œrednica cylindra 102 [mm], skok t³oka 105 [mm]. Pojemnoœæ skokowa wynosi 857 [cm3] a maksymalna moc 12,5 [kW]/2400 obr/min. Stopieñ sprê¿enia (ε) pierwotnie wynosi³ 17,8, ale zosta³ zmieniony na 14,2 – odpowiedni dla silnika HCCI zasilanego DME.

The test engine shown in Table 1 was a single cylinder high-speed naturally aspirated direct injection diesel engine, which was the type NFD 170-(E) manufactured by YANMAR DIESEL Ltd; 102 [mm] bore, 105 [mm] stroke. Displacement is 857 [cc] and the maximum power is 12.5 [kW]/2400 [rpm]. The compression ratio (ε) was originally 17.8 but changed to 14.2 suitable for the HCCI engine with DME.

2.2. Paliwa badawcze

Table 2 shows properties of test fuels; gas oil, dimethyl ether (DME) and natural gas (NG). Gas oil is the JIS No.2 gas oil in Japan having a cetane number about 57. DME is 99.9 [%] in purity having a cetane number more than 55. The tested natural gas is the urban gas fuel named “13 A” in Japan which consists of about 88% of CH4 and the others of C2H6, C3H8 and etc as shown in Table 3. The net calorific values of these fuels are 42.9, 28.9 and 49.1 [MJ/kg] respectively. Liquefied DME and compressed natural gas were charged into the intake air by the pressures of 0.12 [MPa] and 0.10 [MPa], measuring the flow rates respectively as shown in Fig. 1. Fuel consumption denoted by “be [MJ/ kWh]” in the following figures was the reduced one calculated from both net calorific values of DME and natural gas.

Tabela 2 przedstawia w³aœciwoœci paliw badawczych: oleju napêdowego, eteru dimetylowego (DME) oraz gazu ziemnego (NG). Olej napêdowy to JIS No.2 w Japonii posiadaj¹cy liczbê cetanow¹ oko³o 57. DME w czystej postaci (99,9 [%]) posiada liczbê cetanow¹ ponad 55. Testowany gaz ziemny to gaz miejski okreœlany w Japonii „13 A”, który sk³ada siê z oko³o 88% CH4, reszta to C2H6, C3H8 itd. – zgodnie z danymi z tabeli 3. Wartoœci opa³owe netto tych paliw to odpowiednio 42,9; 28,9 i 49,1 [MJ/kg]. P³ynny DME i sprê¿ony gaz ziemny by³y dodawane do powietrza dolotowego pod ciœnieniem 0,12 [MPa] i 0,10 [MPa], mierz¹c odpowiednio prêdkoœci przep³ywu zgodnie z rysunkiem 1. Zu¿ycie paliwa by³o okreœlane jako be [MJ/kWh] i unormowane na podstawie wartoœci opa³owych netto zarówno DME jak i gazu ziemnego.

2.3. Warunki przeprowadzenia badañ Warunki badañ silnika zmienia³y siê w trzech etapach. W pierwszym etapie silnik HCCI pracowa³ wy³¹cznie na DME przy dwóch wartoœciach stopnia sprê¿enia 17,8 i 14,2. W drugim etapie silnik pracowa³ na mieszance DME/gaz ziemny ze zmian¹ wspó³czynników sk³adu mieszanki φDME i φNG w warunkach sta³ego obci¹¿enia; φDME i φNG okreœlaj¹ odpowiednio wartoœæ wspó³czynnika sk³adu mieszanki dla DME i gazu ziemnego. W ostatnim etapie badañ obci¹¿enie silnika zosta³o zwiêkszone poprzez zwiêkszenie podawania gazu ziemnego, w wyniku czego stwierdzono, ¿e granica spalania stukowego i granica wypadania zap³onów wystêpuj¹ przy minimalnej prêdkoœci doprowadzania DME. Badania zosta³y przeprowadzone przy sta³ej prêdkoœci silnika 1200±5 obr/min. Obci¹¿enie silnika by³o zmieniane od

2.2. Test fuels

2.3. Test conditions The engine test conditions were changed in three stages. At the first stage, the HCCI engine was operated by DME alone under two compression ratios of 17.8 and 14.2. At the second stage, it was operated by DME/natural gas mix-ture changing the ratio of φDME and φNG under a constant engine load condition; φDME and φNG denote the equivalence ratio of DME and natural gas respectively. At the last stage, the engine load was increased by increasing the natural gas charge-rate to find the knock or misfire limit at a minimum DME charge-rate. The test was carried out under a constant engine speed of 1200±5 [rpm]. The engine load was changed from Pme=0.13 to 0.45 [MPa] or knock limit, while keeping the intake temperature constant at TIN=20, 40, 60 or 80 [°C] respectively by using the electric heater. With respect to the exhaust gas

Tab. 1. Parametry silnika badawczego

Tab. 2. W³aœciwoœci paliw testowych

Table 1. Specifications of test engine

Type of engine Cycle Cooling system Number ofcylinder Bore and Stroke Piston displacement

4 Water 1

Gas Oil Chemical structure Net caloric value [MJ/kg] Cetane number [ C] o

DME

Natural Gas

CH3- O- CH3

CH4 + others

42.9

28.9

49.1

57

> 55

-

102 [mm] and 105 [mm]

Autoignition Temperature

250

235

650

857 [cc]

Stoichiometric A/F ratio

14.59

8.98

16.86

%wt. Carbon

86.0

52.2

75.0

%wt. Hydrogen

14.0

13.0

25.0

%wt. Oxygen

0.0

34.8

0.0

Compression ratio

17.8 and 14

Maximum power

12.5 [kW/2400 rpm]

Injection timing

Table 2. Properties of test fuels

Yanmar NFD170- (E)

7oBTDC

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

21

Badania/Research

Combustion of premixed DME and natural gas in a HCCI engine

Pme=0,13 do 0,45 [MPa] lub do wyst¹pienia spalania stukowego, podczas gdy temperatura dolotu by³a utrzymywana na sta³ym poziomie odpowiednio TIN=20, 40, 60 lub 80 [°C] u¿ywaj¹c podgrzewacza elektrycznego. W odniesieniu do analizy spalin mierzono intensywnoœæ zadymienia [Bosch], stê¿enie tlenków azotu NOx [ppm], ca³kowit¹ sumê stê¿eñ niespalonych wêglowodorów THC [ppm] oraz temperaturê spalin Te [°C] przy u¿yciu odpowiedniego analizatora spalin. Indykowanie ciúnienia w cylindrze prowadzono czujnikiem piezoelektrycznym z czêstoœci¹ co 0,25 stopnia obrotu wa³u korbowego przy pomocy 4 kana³owego analizatora spalania CB-467 wyprodukowanego w firmie Ono Sokki Co. Ltd. Przebieg ciúnienia spalania stanowi³ œredni¹ z 350 kolejnych cykli pracy silnika. Dane te przeniesiono na komputer i zarejestrowano na twardych dyskach.

analysis, smoke density [Bosch], nitrogen oxides concentration NOx [ppm], the total unburned hydrocarbon concentration THC [ppm] and the exhaust gas temperature Te [°C] were measured by using the respective gas analyzer. The time history of in-cylinder pressure was measured using the piezo type sensor and this output was sampled every one-fourth degree of crank angle by means of the 4 channel combustion analyzer “CB-467” manufactured by Ono Sokki Co. Ltd. Rys. 1. Schemat systemu zasilania DME i gazem ziemnym The time history of Fig. 1. Schematics of DME & Natural combustion pressure Gas supply system was the ensemble average sampled over continuous 350 engine cycles. Those data were transmitted to the personal computer and recorded on hard disks.

Tab. 3. Sk³ad badanego gazu ziemnego (13A) [%] Table 3. Composition of tested natural gas (13A)

CH4

C2H6

C3H8

C4H10

C5H12

H2, N2, CO2

87.65

7.22

1.65

3.30

0.05

0.13 (%)

3. Wyniki badañ i ich dyskusja 3.1. Spalanie w silniku HCCI zasilanym DME

Rysunek 2 przedstawia porównanie przebiegu spalania pomiêdzy silnikiem HCCI zasilanym samym DME a konwen- 3. Experimental results and discussion cjonalnym silnikiem ZS zasilanym olejem napêdowym dla 3.1 Combustion in HCCI engine with DME warunków å=17,8 i Pme=0,13 [MPa]; gdzie P [MPa] oznacza Figure 2 shows a comparison of combustion history beciœnienie zmierzone wewn¹trz cylindra a dQ/dθ [J/deg] to tween the HCCI engine with DME alone and the convenwynikowa szybkoœæ wywi¹zywania siê ciep³a lub szybkoœæ tional diesel engine with gas oil in the case of ε=17.8 and reakcji. Konwencjonalny silnik ZS zosta³ przebadany przy P =0.13 [MPa]; where P [MPa] is the measured in-cylinder me k¹cie wyprzedzenia wtrysku paliwa 7° przed GMP i przy pressure, and dQ/dθ [J/deg] is the apparent heat release rate, TIN=40 [°C]. Z drugiej strony silnik HCCI na DME zosta³ or, the reaction rate. The conventional diesel engine was przebadany przy stopniowej zmianie temperatury dolotu od tested at the designed fuel injection timing of 7°BTDC and TIN=20 do 40 i 60 [°C]. Pomiêdzy silnikiem HCCI na DME a T =40 [°C]. On the other hand, the HCCI engine with DME IN konwencjonalnym silnikiem ZS mo¿na was tested by changing the intake temzauwa¿yæ du¿¹ ró¿nicê w czasie wyst¹perature from TIN=20 to 40 and 60 [°C] pienia samozap³onu, maksymalnej prêdstepwise. There can be seen a large difkoœci wywi¹zywania ciep³a i maksymalference between the HCCI engine with nym ciœnieniu w cylindrze. W przypadDME and the conventional diesel enku silnika ZS zap³on nastêpuje w pobligine in the ignition timing, the maximum ¿u GMP, poniewa¿ k¹t wyprzedzenia zaheat release rate and the maximum presp³onu mo¿e byæ sterowany przez k¹t wysure. In the case of the diesel engine, przedzenia wtrysku paliwa, podczas gdy the ignition occurs near TDC because w przypadku silnika HCCI na DME, któthe ignition timing can be controlled by ry nie ma mechanizmu sterowania spathe fuel injection timing, while, in the laniem, zap³on nastêpuje znacznie wczecase of the HCCI engine with DME œniej ni¿ w przypadku konwencjonalnewhich has no mechanism to control go silnika ZS i jest silnie zale¿y od temcombustion, the ignition occurs fairly peratury powietrza dolotowego. Zgod2. Porównanie przebiegu spalania w silniku earlier than in the case of the convennie z krzywymi wywi¹zywania ciep³a, Rys. HCCI zasilanym samym DME i w konwencjo- tional diesel engine, and it is influenced DME wyraŸnie wykazuje zjawisko spa- nalnym silniku ZS (Pme=0,13 [MPa], ε=17,8) strongly by the intake air temperature lania dwustopniowego, czyli reakcje niFig. 2. Comparison of combustion history and also by the compression ratio, skotemperaturowe i reakcje wysokobetween HCCI engine with DME alone and which will be seen in the next figures. temperaturowe. Przez zwiêkszanie tem- conventional diesel engine (Pme=0.13 [MPa], As shown in the heat release curves, ε =17.8)

22

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Spalanie DME i gazu ziemnego w silniku HCCI

Badania/Research

peratury dolotu reakcje nisko- i wysokotemperaturowe s¹ przyspieszane, a zap³on i g³ówne spalanie pojawiaj¹ siê znacznie wczeœniej. Przy wzroœcie temperatury dolotu maksymalna szybkoœæ reakcji wysokotemperaturowych zwiêksza siê, ale szybkoœæ reakcji niskotemperaturowych pozostaje bez zmian. Wy¿sze maksymalne ciœnienie w cylindrze powoduje w rezultacie gorsze zu¿ycie paliwa, na co wskazuje wzrost wartoœci φTOTAL pokazany w legendzie. Wówczas konieczne jest przesuniêcie punktu zap³onu i g³ównego spalania w pobli¿e GMP w przypadku silnika HCCI zasilanego czystym DME. Rysunki 3 (a), (b), (c) i (d) przedstawiaj¹ porównania przebiegu spalania i osi¹gów silnika przy stopniach sprê¿ania ε=17,8 i 14,2 przy Pme=0,13 [MPa] w silniku HCCI zasilanym samym DME. Rysunki (a), (b) i (c) odpowiednio przedstawiaj¹ przypadki TIN=20, 40 i 60 [°C] a rysunek 3(d) przedstawia porównania emisji spalin i zu¿ycia paliwa przy Pme=0,13 [MPa]. Przez obni¿enie stopnia sprê¿ania z ε=17,8 do 14,2 k¹t wyprzedzenia zap³onu reakcji niskotemperaturowej zosta³ opóŸniony, przerwa pomiêdzy reakcjami nisko- a wysokotemperaturowymi wyd³u¿y³a siê, a maksymalna szybkoœæ reakcji wysokotemperaturowej zmniejszy³a siê, jednak maksymalna prêdkoœæ reakcji niskotemperaturowej prawie siê nie zmieni³a. We wszystkich przypadkach ma³ego stopnia sprê¿ania ε=14,2 pojawiaj¹ siê dwa piki prêdkoœci wywi¹zywania ciep³a podczas etapu reakcji wysokotemperaturowej, ale w przy ε=17.8 pojawia siê pojedynczy szczyt, jednak za wyj¹tkiem sytuacji, w której temperatura dolotu jest niska TIN=20 [°C]. Zgodnie z rysunkiem 3(d), w przypadku ε=17,8 przy zwiêkszaniu temperatury dolotu zu¿ycie paliwa i emisja NOx wyraŸnie wzrastaj¹, poniewa¿ spalanie jest zbyt wczesne, a spalanie stukowe pojawia siê przy TIN=60 [°C]. Z drugiej strony, w przypadku ε=14,2, zu¿ycie paliwa, emisja NOx i zadymienie spalin prawie wcale nie podlegaj¹ wp³ywowi temperatury dolotu. Stwierdzono, dla osi¹gniêcia szerokiego zakresu pracy bez spalania stukowego temperatura dolotu i stopieñ sprê¿ania w silniku HCCI na DME powinny byæ ma³e. Rysunek 4 przedstawia zale¿noœæ pomiêdzy maksymaln¹ szybkoœci¹ reakcji wysokotemperaturowej (dQ/dθ)max a œredni¹ temperatur¹ gazu wewn¹trz cylindra przy k¹cie wyprzedzenia wystêpuj¹cym dla najwiêkszej prêdkoœci wywi¹zywania ciep³a. Œrednia temperatura gazu wewn¹trz cylindra

DME shows clearly two-stage combustion phenomena, that is, the low-temperature reaction and the high-temperature reaction. By increasing the intake temperature, the low- and high-temperature reactions are both accelerated, and ignition and main combustion appear markedly earlier. The maximum rate of the high-temperature reaction becomes higher but that of the low-temperature reaction is unchanged by the intake temperature rise. The higher maximum in-cylinder pressure resulted in a worse fuel consumption, which is indicated by the increase in φTOTAL as shown in the legend. Then, it is necessary to move the ignition point and the main combustion to near TDC in the case of the HCCI engine with DME. Figures 3 (a), (b), (c) and (d) show comparisons of the combustion history and the engine performance between com-pression ratios of ε=17.8 and 14.2 at Pme=0.13 [MPa] in the HCCI engine with DME alone. Figs. 3(a), (b) and (c) show the cases of TIN=20, 40 and 60 [°C] respectively and Fig. 3(d) shows comparisons of exhaust emissions and fuel consumption at Pme=0.13 [MPa]. By lowering the compression ratio from ε=17.8 to 14.2, the ignition timing of the low-temperature reaction is delayed, the interval between the low- and high-temperature reactions becomes longer and the maximum rate of the high-temperature reaction decreases, however, the maximum rate of the low-temperature reaction is hardly changed. In all cases of the low compression ratio of ε=14.2, dual peaks appear during the high-temperature reaction stage, but a single peak appears in the cases of ε=17.8 except for the case with the low intake temperature of TIN=20 [°C]. As shown in Fig. 3(d), in the case of ε=17.8, fuel consumption and NOx increase markedly by increasing the in-

Rys. 4. Zale¿noœæ pomiêdzy maksymaln¹ szybkoœci¹ reakcji wysokotemperaturowych (dQ/dθ)max a œredni¹ temperatur¹ gazów w silniku HCCI zasilanym samym DME

Rys. 3. Porównanie przebiegu spalania i osi¹gów silnika dla stopni sprê¿ania 17,8 i 14,2 w silniku HCCI napêdzanym samym DME (P me=0,13 [MPa])

Fig. 4. Relationship between maximum rate of high-temperature reaction (dQ/dθ)max and in-cylinder mean gas tem-perature in HCCI engine with DME alone

Fig. 3. Comparison of combustion history and engine performance between compression ratios of 17.8 and 14.2 in HCCI engine with DME alone (Pme=0.13 [MPa])

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

23

Badania/Research

Combustion of premixed DME and natural gas in a HCCI engine

zosta³a obliczona przy u¿yciu ciœnienia zmierzonego wewn¹trz cylindra i równania stanu. Zgodnie z rysunkiem 4 prêdkoœæ (dQ/dθ)max osi¹ga maksymaln¹ wartoœæ 120 [J/deg] wówczas, gdy œrednia temperatura gazu wewn¹trz cylindra dochodzi do oko³o 1400± 50 [K]. Udowodniono, ¿e temperatura granicy spalania stukowego samego DME wynosi 1400±50 [K].

take temperature because combustion occurs too early before TDC and the knock appears at TIN=60 [°C]. On the other hand, in the case of ε=14.2, fuel consumption, NOx and smoke as well are hardly affected by the intake temperature. It is convinced that the intake temperature and the compression ratio should be low in the HCCI engine with DME in order to attain a wide operation range without knock. Figure 4 shows the relationship between the maximum rate of the high temperature reaction (dQ/dθ)max and the incylinder mean gas temperature at the timing showing the highest peak on the heat release curve. The in-cylinder mean gas temperature was calculated by using the measured incylinder pressure and the equation of state. According to Fig.4, (dQ/dθ)max becomes extremely high over 120 [J/deg] when the in-cylinder mean gas temperature attains about 1,400± 50 [K]. It is convinced that the knock limit temperature of DME alone is 1400±50 [K].

3.2. Wp³yw udzia³u gazu ziemnego na spalanie HCCI Rysunki 5(a), (b) i (c) przedstawiaj¹ zmianê w przebiegu spalania w zale¿noœci od zwiêkszenia udzia³u gazu ziemnego przy sta³ym obci¹¿eniu silnika odpowiednio Pme=0,13, 0,19 i 0,26 [MPa], gdzie udzia³y gazu ziemnego i DME s¹ odpowiednio oznaczone jako φNG i φDME, a ³¹czny udzia³ paliwa w mieszance jest oznaczony jako φTOTAL. W badaniach przy å=14,2 i TIN=40 [°C] iloœæ DME zosta³a zmniejszona, a iloœæ gazu ziemnego zwiêkszona dla utrzymania Pme na sta³ym poziomie. Stwierdzono, ¿e wraz ze wzrostem udzia³u gazu ziemnego φNG reakcje nisko- i wysokotemperaturowe s¹ t³umione i równie¿ znacznie opóŸniane, a k¹t wyprzedzenia piku reakcji wysokotemperaturowej zbli¿a siê do GMP. Szczególnie w przypadku φNG=0,15 i minimum φDME=0,12, rys. 5(c), reakcja niskotemperaturowa jest maksymalnie st³umiona a reakcja wysokotemperaturowa jest opóŸniona do punktu bliskiego GMP; ten warunek odpowiada wartoœci progu wypadania zap³onu, a przebieg spalania jest podobny do przebiegu obserwowanego w konwencjonalnym silniku ZS tak, jak przedstawia to rysunek 2. Ponadto, jak pokazano na rysunku 5(c),

Rys. 5. Wp³yw udzia³u gazu ziemnego na reakcje wysokoi niskotemperaturowe w silniku HCCI zasilanym mieszank¹ DME/NG (TIN=40 [°C], ε=14,2) Fig. 5. Effect of natural gas fraction on low- and high temperature reactions under a constant engine load inHCCI engine with DME/NG (TIN=40 [°C], ε=14.2)

24

3.2 Effect of Natural Gas Fraction on HCCI Combustion Figures 5(a), (b) and (c) show the change in combustion history due to increase of the natural gas fraction under the constant engine load conditions of Pme=0.13, 0.19 and 0.26 [MPa] respectively; where the amounts of natural gas and DME are denoted by φNG and φDME respectively and the total amount of fuel is denoted by φTOTAL. In the experiments, the DME amount was decreased as the amount of natural gas was increased to keep a constant Pme under the conditions of ε=14.2 and TIN=40 [°C]. It is noticed that, as the natural gas fraction φNG increases, both low- and high-temperature reactions are suppressed and also delayed significantly, especially the timing of the peak high-temperature reaction moves to near TDC. Especially, in the case of φNG=0. 15 with the minimum φDME=0. 12 in Fig. 5(c), the low-temperature reaction is extremely suppressed and the high-temperature reaction is delayed to near TDC; this condition corresponds to near the misfire limit, and this combustion history is similar to the one observed in the conventional diesel engine as shown in Fig. 2. Furthermore, as shown in Fig. 5(c), in the cases of φDME larger than 0.30 at the high load of Pme=0.26 [MPa], the engine operation was unstable and unrepeatable due to knock appearance showing a very high (dQ/dθ)max over 120 [J/ deg]. It is convinced that the HCCI combustion can be controlled by addition of natural gas, then, the engine operating range can be extended to the larger load under the condition of a minimum amount of DME as an ignition source. Figure 5(d) shows changes in exhaust emissions and fuel consumption due to natural gas fraction φNG/φTOTAL, where the right-hand end data correspond to the misfire limit. As the natural gas fraction increases, the mean exhaust gas temperature “Te” and the fuel consumption “be” are decreased except for the low load case of Pme=0.13 [MPa]. NOx and smoke are hardly changed by φNG keeping almost zero level, on the other hand, the unburned hydrocarbon “THC” is increased in all cases. In order to clarify the reason why the fuel consumption is decreased by

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Spalanie DME i gazu ziemnego w silniku HCCI

Badania/Research

w przypadkach φDME wiêkszego od 0,30 przy du¿ym obci¹¿e- addition of natural gas, the constant volume degree of comniu Pme=0,26 [MPa], praca silnika by³a niestabilna i niepo- bustion was calculated by using the following equation [11]. wtarzalna ze wzglêdu na wyst¹pienie spalania stukowego 1 1 dQ wykazuj¹cego bardzo wysok¹ wartoœæ (dQ/dθ)max powy¿ej η gl = η glθ dθ ∫ η th ⋅ η glθ dQ = ∫ Q Q dθ η th 120 [J/deg]. Stwierdzono, ¿e spalanie HCCI mo¿e byæ sterowane przez dodanie gazu ziemnego, a zakres pracy silnika Where, ηgl is the constant volume degree, hth is the thermo¿e byæ poszerzony do wiêkszego obci¹¿enia w warun- mal efficiency of constant volume cycle and, Q and dQ were kach minimalnej iloœci DME jako Ÿród³a zap³onu. Rysunek calculated by the measured pressure data. Figure 6 shows 5(d) przedstawia zmiany poziomu emisji i zu¿ythe relationship between the concia paliwa w zale¿noœci od udzia³u gazu ziemstant volume degree of combusnego φNG/φTOTAL, gdzie dane koñcowe po pration and the natural gas fraction wej stronie odpowiadaj¹ granicy wypadania φNG/φTOTAL In the case of Pme=0.26 zap³onów. Ze wzrostem temperatury cz¹stki [MPa], the constant volume degazu ziemnego, œrednia temperatura gazów spagree increases sig-nificantly as linowych Te i zu¿ycie paliwa be malej¹ z wyj¹tφNG/φTOTAL increases, and it bekiem przypadku niskiego obci¹¿enia Pme=0,13 gins to decrease if φNG/φTOTAL be[MPa]. Emisja NOx i dymu zosta³y silnie zmiecomes larger than 0.5. In the case nione poprzez utrzymywanie φNG na prawie of Pme=0.13 [MPa], on the other zerowym poziomie, ale z drugiej strony suma hand, the change in the constant Rys. 6. Zmiana stopnia przyrostu ciœnienia niespalonych wêglowodorów THC zwiêksza spalania przy sta³ej objêtoœci w zale¿noœci od volume degree due to φNG/φTOTAL siê we wszystkich przypadkach. Dla wyjaœnie- udzia³u gazu ziemnego (TIN=40 [°C], ε=14,2) is small. These changes in the nia przyczyny zmniejszania siê zu¿ycia paliwa Fig. 6. Change in constant volume degree of constant volume degree due to combustion due to natural gas fraction przy dodaniu gazu ziemnego, udzia³ spalania natural gas fraction coincide well (TIN=40 [°C], ε=14.2) przy sta³ej objêtoœci zosta³ wyliczony przy poto that of the fuel consumption mocy nastêpuj¹cego równania [11]: as shown in Fig. 5(d). In other words, fuel consumption can be improved by adding the 1 1 dQ natural gas, then, by retarding the ignition and the main comη gl = η glθ dθ ∫ η th ⋅ η glθ dQ = ∫ Qη th Q dθ gdzie ηgl oznacza stopieñ przyrostu ciœnienia przy sta³ej objêtoœci, ηth oznacza sprawnoœæ ciepln¹ obiegu ze spalaniem przy sta³ej objêtoœci a Q oraz dQ zosta³y wyznaczone w oparciu o zmierzone wartoœci ciœnienia w cylindrze. Rysunek 6 przedstawia zale¿noœæ pomiêdzy stopniem przyrostu ciœnienia przy sta³ej objêtoœci a udzia³em gazu ziemnego φNG/φTOTAL. W przypadku Pme=0,26 [MPa] stopieñ ten znacznie wzrasta wraz ze wzrostem φNG/φTOTAL, a zaczyna maleæ, gdy φNG/φTOTAL wzrasta powy¿ej 0,5. Natomiast w przypadku Pme=0,13 [MPa] zmiana ηgl spowodowana φNG/φTOTAL jest niewielka. Zmiany ηgl spowodowane udzia³em gazu ziemnego zbiegaj¹ siê ze zmianami zu¿ycia paliwa, zgodnie z rysunkiem 5(d). Innymi s³owy, zu¿ycie paliwa mo¿na poprawiæ przez dodanie gazu ziemnego, nastêpnie przez spowolnienie zap³onu i g³ównego spalania, aby osi¹gn¹æ du¿y stopieñ przyrostu ciœnienia przy sta³ej objêtoœci w trakcie spalania.

3.3. Granica spalania stukowego w silniku HCCI zasilanego DME/NG Rysunki 7(a), (b) i (c) przedstawiaj¹ wp³yw obci¹¿enia silnika na przebieg spalania przy minimalnej iloœci DME w pobli¿u granicy wypadania zap³onów silnika HCCI zasilanego DME/NG; rysunek 7(a) przedstawia przypadek dla TIN=40 [°C] przy minimalnej iloœci DME φDME, min=0,12; rysunek 7(b) przedstawia przypadek dla TIN=60 [°C] przy φDME, min=0,10 a rysunek 7(c) – dla TIN=80 [°C] przy φDME, min=0,10. W badaniach iloœæ gazu ziemnego zosta³a zwiêkszona po to, aby zwiêkszyæ obci¹¿enie silnika utrzymuj¹c równoczeœnie iloœæ DME na sta³ym poziomie. Wraz ze wzrostem obci¹¿enia silniSILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Rys. 7. Wp³yw obci¹¿enia silnika i temperatury dolotu na przebieg spalania i osi¹gi silnika przy minimalnej iloœci dodatku DME w silniku HCCI zasilanego mieszanin¹ DME/NG (ε=14,2) Fig. 7. Effects of engine load and intake temperature on combustion history and engine performance under minimum amount of DME condition in HCCI engine with DME/NG (ε=14.2)

25

Badania/Research

Combustion of premixed DME and natural gas in a HCCI engine

ka, a inaczej – wraz ze wzrostem udzia³u gazu ziemnego öNG, reakcja niskotemperaturowa jest t³umiona i opóŸniona, z drugiej strony reakcja wysokotemperaturowa jest opóŸniona, ale jej maksymalna szybkoœæ wyraŸnie roœnie z powodu wzrostu iloœci gazu ziemnego. W przypadku TIN=40 [°C], k¹t wyprzedzenia piku reakcji wysokotemperaturowej pozostaje bez zmian w pobli¿u GMP, jak przedstawia to rysunek 7(a). W tym przypadku maksymalna szybkoœæ reakcji wysokotemperaturowej (dQ/dθ)max przekracza wartoœæ powy¿ej 120 [J/deg] przy du¿ym obci¹¿eniu Pme=0,38 [MPa], powoduj¹c w rezultacie spalanie stukowe. Przy du¿ym obci¹¿eniu Pme=0,41 [MPa], spalanie stukowe i wypadanie zap³onów wystêpuj¹ równoczeœnie. Z drugiej strony, w przypadkach TIN=60 i 80 [°C] jak przedstawiaj¹ to rysunki 7(b) i (c), kiedy obci¹¿enie silnika wzrasta do du¿ych wartoœci w pobli¿u granicy spalania stukowego, k¹t wyprzedzenia zap³onu reakcji wysokotemperaturowej i k¹t wyprzedzenia (dQ/dθ)max s¹ bardziej opóŸnione po GMP, nastêpnie (dQ/dθ)max zmniejsza siê i wystêpuje wypadanie zap³onów przy wy¿szym obci¹¿eniu ni¿ obci¹¿enie granicy spalania stukowego. Obci¹¿enie granicy wypadania zap³onów wynosi Pme=0,42 [MPa] w przypadku TIN=60 [°C] oraz Pme=0,40 [MPa] przy TIN=80 [°C]. Mo¿na zauwa¿yæ, ¿e przy takich granicach wypadania zap³onów reakcja niskotemperaturowa jest niezauwa¿alna. Rysunek 7(d) przedstawia zmiany poziomów emisji i zu¿ycia paliwa w zale¿noœci od obci¹¿enia silnika przy minimalnej iloœci dodatku DME. Przedstawia on tak¿e obci¹¿enia granicy zap³onu i granicy spalania stukowego przy temperaturze dolotu TIN=40, 60 i 80 [°C]; Linia po prawej stronie okreœla granicê spalania stukowego, a po lewej stronie – granicê zap³onu. Te charakterystyki porównano z charakterystykami konwencjonalnego silnika ZS. Zarówno emisja NOx jak i dymu by³y bliskie poziomu zerowego w ka¿dym przypadku silnika HCCI zasilanego DME/NG, a zu¿ycie paliwa zmala³o w porównaniu do silnikiem ZS przy zwiêkszaniu obci¹¿enia. W silniku HCCI pozostaje jednak do rozwi¹zania problem doœæ wysokiego poziomu ca³kowitej emisji wêglowodorów THC. Rysunek 8 przedstawia wp³yw udzia³u DME φDME oraz udzia³u gazu ziemnego φNG na granicê zap³onu i granicê spalania stukowego. Dla ε=14,2 i TIN=40 [°C] minimalna wartoœæ φDME dla granicy zap³onu maleje prawie liniowo w zakresie φNG=0~0,10 i jest niemal sta³y w zakresie φNG=0,1~0,25 wykazuj¹c wartoœæ oko³o φDME, min=0,12, jak przedstawiaj¹ to rysunki 7(a) i 8. W przypadkach wy¿szej temperatury dolotu TIN=60 i 80 [°C] wartoœæ φDME, min maleje do 0,10 zgodnie z rysunkiem 7(b) i (c). Ponadto, w przypadku wy¿szego stopnia sprê¿ania å=17,8, φDME, min zosta³ zmniejszony do 0,05 dla TIN=80 [°C]. Stwierdzono, ¿e na minimaln¹ iloœæ DME dla granicy zap³onu prawie wcale nie ma wp³ywu iloœæ gazu ziemnego, za wyj¹tkiem przypadku ma³ych wartoœci φNG, lecz to zale¿y od temperatury dolotu i stopnia sprê¿ania. Zgodnie z rysunkiem 8, w przypadku φNG=0, granicê spalania stukowego Pme=0,26 [MPa] osi¹ga siê przez dodanie DME w iloœci oko³o φDME=0,4, a maksymalne obci¹¿enie granicy spalania stukowego Pme=0,45 [MPa] osi¹gane jest przy minimalnej iloœci DME oko³o φDME, min=0,1 przez dodanie od-

bustion so as to attain a high constant volume degree of combustion.

26

3.3. Knock Limit in HCCI Engine with DME/NG Figures 7(a), (b), and (c) show the effect of engine load on combustion history under the minimum amount of DME near the misfire limit of the HCCI engine with DME/NG; Fig. 7(a) shows the case of TIN=40 [°C] with the minimum DME amount of φDME, min=0.12, Fig. 7(b) is that of TIN=60 [°C] with φDME, min=0.10 and Fig. 7(c) is that of TIN=80 [°C] with φDME, =0.10. In the experiments, the amount of natural gas was min increased to increase the engine load while keeping the minimum amount of DME constant. As the engine load is increased, in other words, as the natural gas fraction φNG increases, the low-temperature reaction is suppressed and delayed, on the other hand, the high-temperature reaction is de-layed but its maximum rate increases markedly due to increase of the natural gas amount. In the case of TIN=40 [°C], the timing of the peak high-temperature reaction remains unmoved near TDC as shown in Fig. 7(a). In this case, the maximum rate of the high-temperature reaction (dQ/dθ)max surpasses over 120 [J/deg] at the high load of Pme=0.38 [MPa], resulting in knock. At the higher load of Pme=0.41 [MPa], knock and misfire occurs simultaneously. On the other hand, in the cases of TIN=60 and 80 [°C] as shown in Figs. 7(b) and (c), as the engine load is increased up to the high load near knock limit, the ignition timing of the high-temperature reaction and the timing of (dQ/dθ)max are both delayed further after TDC, then, the value of (dQ/dθ)max decreases and misfire occurs at the higher load than the knock limit load. The misfire limit load is Pme=0.42 [MPa] in the case of TIN=60 [°C] and it is Pme=0.40 [MPa] in that of TIN=80 [°C]. It is noticeable that, in these misfire limits, the low-temperature reaction is indistinguishable. Figure 7(d) shows changes in exhaust emissions and fuel consumption due to engine load under the minimum amount of DME condition. The figure also shows the ignition limit and knock limit loads under three conditions with the intake temperature of TIN=40, 60 and 80 [°C]; the right-side end of the line indicates the knock limit and the left-side end is the ignition limit. Those characteristics are compared with the ones of the conventional diesel engine. Both NOx and smoke were almost zero level in any case of the HCCI engine with DME/natural gas, and the fuel consumption becomes lower compared with the diesel engine as the engine load is increased. However, a fairly high THC problem remains to be solved in the HCCI engine. Figure 8 shows the effect of the DME amount φDME and the natural gas amount φNG on the ignition limit and the knock limit. Under the condition of å= 14.2 andTIN=40 [°C], the minimum equivalence ratio of φDME for ignition limit decreases almost linearly between φNG=0~0.10 and it is almost constant between φNG=0.1~0.25 showing the value about φDME,min=0.12 as shown in Fig. 8 and Fig. 7(a). In the cases of the higher intake temperature of TIN=60 and 80 [°C], the value of φDME ,min decreases to 0.10 as shown in Figs. 7(b) and (c). Furthermore, φDME,min was decreased to 0.05 for TIN=80 SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Spalanie DME i gazu ziemnego w silniku HCCI

powiedniej iloœæ gazu ziemnego φNG=0,27. Podczas, gdy iloœæ DME maleje, iloœæ gazu ziemnego dla granicy spalania stukowego roœnie prawie liniowo, zgodnie z rysunkiem 8, a ³¹czny udzia³ paliwa oznaczony jako φTOTAL = φDME + φNG równie¿ roœnie wzd³u¿ linii granicy Rys. 8. Zale¿noœæ pomiêdzy φDME a φNG na granicy zap³onu i granicy spalania spalania stukowego, stukowego (TIN=40 [°C], ε=14,2) czyli, najwy¿sze obFig. 8. Relationship betweenφMEand φG in ci¹¿enie granicy spaignition limit and knock limit (TIN=40 lania stukowego mo¿[°C], ε=14.2) na osi¹gn¹æ przy minimalnej iloœci DME. Rysunek 9 przedstawia wp³yw udzia³u gazu ziemnego oznaczonego przez φDME/φTOTAL na temperaturê zap³onu reakcji nisko- i wysokotemperaturowych. Temperatura zap³onu to œrednia temperatura gazu wewn¹trz cylindra przy danym k¹cie wyprzedzenia zap³onu, który zosta³ zdefiniowany jako punkt przeciêcia linii zerowej odpowiedniej linii stycznej na krzywych szybkoœci reakcji nisko- i wysokotemperaturowych. Dwie linie kropkowane odpowiednio wskazuj¹ temperatury zap³onu reakcji nisko- i wysokotemperaturowych w przypadku samego DME, które wynosz¹ odpowiednio 730 i 960 [K]. Obie wartoœci temperatury zap³onu wzrastaj¹ nieco wraz ze wzrostem udzia³u gazu ziemnego. To jest przyczyna dlaczego chwila zap³onu reakcji nisko- i wysokotemperaturowych jest opóŸniona, gdy roœnie iloœæ gazu ziemnego φNG. Rysunek 10 przedstawia zale¿noœæ pomiêdzy maksymaln¹ szybkoœci¹ reakcji wysokotemperaturowej (dQ/dθ)max a œredni¹ temperatur¹ gazu wewn¹trz cylindra przy maksymalnym wyprzedzeniu zap³onu. Gdy (dQ/dθ) max osi¹ga wartoœæ powy¿ej oko³o 120 [J/deg], pojawia siê spalanie stukowe z powodu bardzo du¿ej szybkoœci reakcji. Zgodnie z wynikiem baRys. 10. Zale¿noœæ pomiêdzy maksymaln¹ dañ przedstawioszybkoœci¹ reakcji wysokotemperaturonym w poprzednim wych (dQ/dθ)max a œredni¹ temperatur¹ ³adunku w silniku HCCI zasilanego DME/ rozdziale, spalanie stukowe wystêpuje, NG Fig. 10. Relationship between maximum kiedy œrednia temhigh-temperature reaction rate (dQ/ peratura gazu wedθ)max and in-cylinder mean gas wn¹trz cylindra osi¹-

Badania/Research

Rys. 9. Wp³yw udzia³u gazu ziemnego na temperaturê zap³onu reakcji nisko- i wysokotemperaturowych w silniku HCCI zasilanego DME/NG Fig. 9. Effect of natural gas fraction on ignition temperatures of low- and high-temperature reactions in HCCI engine with DME/NG

[°C] in the case of the higher compression ratio of ε= 17.8. It is convinced that the minimum amount of DME for ignition limit is hardly affected by the amount of natural gas except for the case with a small φNG, but it is dependent on the intake temperature and the compression ratio. As shown in Fig. 8, in the case of φNG=0, the knock limit load of Pme=0.26 [MPa] is attained by giving the DME amount about φDME =0.4, on the other hand, the maximum knock limit load of Pme=0.45 [MPa] is attained at the minimum DME amount about φDME,min=0.1 giving the natural gas amount of φNG=0.27. As the DME amount is decreased, the natural gas amount for knock limit increases almost linearly as shown in Fig. 8, and the total amount denoted by φTOTAL=φDME+φNG also increases along the knock limit line, in other words, the highest knock limit load can be obtained at the minimum DME amount. Figure 9 shows the effect of the natural gas fraction denoted by φNG/φTOTAL on the ignition temperatures of the lowand high-temperature reactions. The ignition temperature is the in-cylinder mean gas temperature at the ignition timing which was defined as the zero-cross point of the respective tangential line on the low- and high-temperature reaction rate curves. Two dotted lines indicate the ignition temperatures of the low- and high-temperature reaction respectively in the case of DME alone, which are 730 and 960 [K] respectively. Both ignition temperatures increases slightly as the natural gas fraction increases. This is the reason why the ignition timings of the low- and high-temperature reactions are delayed as the amount of natural gas φNG increases. Figure 10 shows the relationship between the maximum rate of the high-temperature reaction (dQ/dθ)max and the incylinder mean gas temperature at the maximum rate timing. When (dQ/dθ)max becomes higher than about 120 [J/deg], knocking phenomenon appeared due to a fairly large reaction rate. According to the experimental result shown in the preceding section, the knock occurs when the in-cylinder mean gas temperature becomes as high as 1,400±50 [K] in the case of DME alone and it was about 1,600±50 [K] in the case of natural gas according to the references [8, 15, 16]. As shown in Fig. 10, showing some scattering, it is reasonable that the knock occurs at the temperature range between 1,400 and 1,650 [K] depending on the DME fraction.

temperature in HCCI engine with DME/NG

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

27

Badania/Research

ga wysokie wartoœci wynosz¹ce 1400±50 [K] w przypadku samego DME i 1600±50 [K] w przypadku gazu ziemnego wg materia³ów Ÿród³owych [8, 15, 16]. Jak widaæ z rysunku 10, na którym przedstawiono pewne rozproszenie wyników, uzasadnione jest twierdzenie, ¿e spalanie stukowe wystêpuje w przedziale temperatur pomiêdzy 1400 a 1650 [K], zale¿nie od udzia³u DME. Rysunek 11 przedstawia porównanie sprawnoœci cieplnej pomiêdzy silnikiem konwencjonalnym a silnikiem HCCI zasilanym DME/NG. W silniku HCCI na DME/NG osi¹gana jest bardzo wysoka sprawnoœæ cieplna 43%, podczas gdy maksymalna sprawnoœæ konwencjonalnego silnika ZS wynios³a 35 [%].

Combustion of premixed DME and natural gas in a HCCI engine

Figure 11 shows the comparison of the brake thermal efficiency between the conventional diesel engine and the HCCI engine with DME/ NG. A very high brake thermal efficiency of 43% is attained in the HCCI engine with DME/ NG while the maximum efficiency of the conventional diesel engine was 35 [%].

4. Conclusions

In the present study, the effect of the natural gas addition on suppression of the 4. Wnioski low-temperature reaction of Rys. 11. Porównanie sprawnoœci cieplnej W tym opracowaniu eksperymentalnie zba- pomiêdzy silnikiem HCCI zasilanym DME/NG a DME, and the effects of the konwencjonalnym silnikiem ZS dano wp³yw dodania gazu ziemnego na zmniejDME amount and the intake szenie intensywnoœci reakcji niskotemperaturo- Fig. 11. Comparison of brake thermal efficiency temperature on the reaction between HCCI engine with DME/NG and wych DME oraz wp³yw iloœci DME i temperatury rates of both low- and highconventional diesel engine dolotu na szybkoœci reakcji utleniania nisko- i wytemperature oxi-dation, the sokotemperaturowego, granicê spalania stukowego mieszan- knock limit of the DME/natural gas mixture, and the operaki DME/gaz ziemny, a tak¿e zakres obci¹¿enia u¿ytecznego tion load range of the HCCI engine were investi-gated expersilnika HCCI. Wnioski koñcowe s¹ nastêpuj¹ce: imentally. The concluding remarks obtained are as follows; – Ma³y stopieñ sprê¿ania silnika oko³o 14 jest odpowiedni – The low engine compression ratio about 14 is suitable for dla spalania DME w silniku HCCI. the HCCI combustion of DME. – Niskotemperaturowa reakcja DME zosta³a znacznie st³u- – The low-temperature reaction of DME was suppressed remiona poprzez dodanie gazu ziemnego. markably by addition of natural gas. – Obci¹¿enie silnika na granicy spalania stukowego znacz- – The knock limit load is increased remarkably by addition of natural gas, and a wider operation load range is obnie zwiêksza siê poprzez dodanie gazu ziemnego, a szerszy tained at the smaller amount of DME. zakres obci¹¿enia u¿ytecznego uzyskuje siê przy mniejszej – The lower intake temperature is favorable for suppression iloœci DME. – Ni¿sza temperatura dolotu jest korzystna dla st³umienia of knock, and a wider operation load range results. spalania stukowego, co skutkuje poszerzeniem zakresu – The knock appears at the in-cylinder mean gas temperature about 1,400 [K] in the case of DME alone, and about obci¹¿enia u¿ytecznego. – Spalanie stukowe pojawia siê przy œredniej temperaturze 1,600 [K] in that of natural gas. gazu wewn¹trz cylindra wynosz¹cej oko³o 1400 [K] w przy- – In the case of DME/natural gas mixture, the knock appears padku samego DME i oko³o 1600 [K] w przypadku gazu between 1,400 and 1,650 [K] depending on the DME ziemnego. amount. – W przypadku mieszanki DME/gaz ziemny spalanie stuko- – The retardation of ignition timing due to natural gas addiwe pojawia siê w przedziale temperatur pomiêdzy 1400 a tion results in an increase of the constant volume degree 1650 [K], zale¿nie od iloœci DME. of combustion, then, results in a higher thermal efficiency. – OpóŸnienie zap³onu spowodowane dodaniem gazu ziem- – The HCCI engine with DME/natural gas gives almost zero nego daje wzrost stopnia przyrostu ciœnienia spalania przy NOx and zero smoke emissions except for the unburned sta³ej objêtoœci, czyli wy¿sz¹ sprawnoœæ ciepln¹. hydrocarbon emission, and also a higher thermal efficien– Silnik HCCI zasilany mieszanin¹ DME/gaz ziemny daje pracy is achieved compared with a conventional diesel enwie zerow¹ emisjê NOx i dymu za wyj¹tkiem emisji niespagine. lonych wêglowodorów; osi¹gana jest przy tym wiêksza sprawnoœæ cieplna w porównaniu z konwencjonalnym silnikiem ZS. Acknowledgments Podziêkowania Autorzy wyra¿aj¹ wdziêcznoœæ firmom Saibu Gas Co., Ltd., ISUZU Motors Ltd., Bosch Automotive Systems Corp. za wsparcie; ponadto pragn¹ podziêkowaæ Panom Onitsuka, S. i Noguchi, D., absolwentom Energy System Laboratory Uniwersytetu w Nagasaki. 28

The authors express their gratitude to Saibu Gas Co., Ltd., ISUZU Motors Ltd., Bosch Automotive Systems Corp. for their supports, and also wish to thank to Messrs Onitsuka, S. and Noguchi, D., graduate students of Energy System Laboratory, Nagasaki University.

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Spalanie DME i gazu ziemnego w silniku HCCI

Badania/Research

Skróty i oznaczenia/Abbreviation and Nomenclature DME dimetyl eteru/dimethyl eter HCCI silnik o zap³onie samoczynnym z mieszank¹ homogeniczn¹ /Homogeneous Charge Compression Ignition NG gaz ziemny/Natural Gas NO x tlenki azotu/nitrogen oxides Pme œrednie ciœnienie u¿yteczne/brake mean effective pressure THC ca³kowita emisja wêglowodorów/Total Hydrocarbons

TIN ZS φDME φNG φTOTAL

temperatura powietrza dolotowego/inlet air temperature silnik o zap³onie samoczynnym/diesel engine wspó³czynnik sk³adu mieszanki dla DME/air/fuel ratio for DME wspó³czynnik sk³adu mieszanki dla gazu ziemnego/air/fuel ratio for natural gas ca³kowity wspó³czynnik sk³adu mieszanki/total air/fuel ratio

Artyku³ recenzowany

Literatura/Bibliography [1] Agarwal A., Assanis D.: Multi-Dimensional Modeling of Ignition, Combustion and Nitric Oxides Formation in Direct Injection Natural Gas engines. SAE, 2000, Paper No.2000-01-1839. [2] Kajitani S., Chen Z. L., Konno M., Rhee K. T.: Engine Performance and Exhaust Characteristics of Direct Injection Diesel Engine Operated with DME. SAE, 1997, Paper No. 972973. [3] Kajitani S., Oguma M., Mori T.: DME Fuel Blends for Lowemission, Direct-injection Diesel engines. SAE, 2000, Paper No. 2000-01-2004. [4] Ishida M., Ueki H., Sakaguchi D., Imaji H.: Simultaneous Reduction of NOx and Smoke by Port Injection of Methanol/ Water Blend in a DI Diesel Engine. Proc. of 15th Internal Combustion Engine Symposium, 1999, Paper No. 9935202, pp. 93-98. [5] Johnson J.K., Berlowitz P.J., Ryan D.F., Wittenbrink R.J., Genetti W.B., Ansell L.L., Kwon Y. , Rickeard D.J.: Emissions from Fischer-Tropsch Diesel Fuels. SAE, 2001, Paper No. 2001-01-3518. [6] Kusaka J., Daisho Y., Kihara R., Saito T., Nakayama S.: Combustion and Exhaust Gas Emissions Characteristics of a Diesel Engine Dual-Fueled with Natural Gas. Proc. of 4th International Symposium COMODIA, 1998, pp. 555-560. [7] Ishida M., Tagai T., Ueki H.: Effect of EGR and Preheating on Natural Gas Combustion Assisted with Gas-Oil in a Diesel Engine. JSME International Journal, 2003, Series B, Vol. 46, No. 1, pp. 124-130. [8] Tagai T., Ishida M., Ueki H., Watanabe T.: Effect of Equivalence Ratio and Temperature of CNG Pre-mixture on Knock Limit in a Dual Fueled Diesel Engine. SAE 2003 Transactions, Journal of Fuels and Lubricants, Section 4, Paper No. SAE 2003-01-1934, pp. 1807-1816 (2003). [9] Saito H., Sakurai T., Sakonji T., Hirashima T., Kanno K.: Study on Lean Burn Gas Engine Using Pilot Oil as the Ignition Source. SAE, 2001, Paper No. 2001-01-0143.

* Masahiro Ishida – Wy¿sza Szko³a Nauki i Technologii, Uniwersytet w Nagasaki, Japonia. Mr Masahiro Ishida – Graduate School of Science and Technology, Nagasaki University, Japan.

[10] Hountalas D.T., Papagiannakis R.G.: A Simulation Model for the Combustion Process of Natural Gas Engines with Pilot Diesel Fuel as an Ignition Source. SAE, 2001, Paper No. 200101-1245. [11] Chen Z., Konno M., Oguma M., Yanai T.: Experimental Study of CI Natural-Gas/DME Homogeneous Charge Engine. SAE, 2000, Paper No. 2000-01-0329. [12] Chen Z., Konno M.: How to Put the HCCI Engine to Practical Use: Control the Ignition Timing by Compression Ratio and Increase the Power Output by Supercharge. SAE 2003 Transactions, Journal of Fuels and Lubricants, Section 4, Paper No. SAE 2003-01-1832, pp. 1255-1263 (2003). [13] Shudo T., Ono Y.: HCCI Combustion of Hydrogen, Monoxide and Dimethyl Ether. SAE 2002 Transactions, Journal of Engines, Section 3, Paper No. SAE 2002-01-0112, pp. 459-464 (2002). [14] Shudo T., Ono Y., Takahashi T.: Influence of Hydrogen and Carbon Monoxide on HCCI Combustion of Dimethyl Ether. SAE 2002 Transactions, Journal of Fuels and Lubricants, Section 4, Paper No. SAE 2002-01-2828, pp. 1784-1793 (2002). [15] Ishida M., Tagai T., Ueki H., Sakaguchi D.: Ignition and Combustion Characteristics of Methanol Mixture in a Dual Fuel Diesel Engine. Proc. of 6th International Symposium on Diagnostics and Modeling of Combustion in Internal Combustion Engines (COMODIA 2004), Yokohama, Paper ID No. 33, pp. 1-8 (2004). [16] Ishida M., Tagai T., Ueki H., Sakaguchi D.: Comparison of Combustion Characteristics between Natural Gas and Methanol in a Dual Fuel Diesel Engine. Proc. of International Conference on Vehicles Alternative Fuel Systems & Environmental Protection, Dublin, pp. 217-222 (2004).

Sukho Jung – Wy¿sza Szko³a Nauki i Technologii, Uniwersytet w Nagasaki, Japonia. Mr Sukho Jung – Graduate School of Science and Technology, Nagasaki University, Japan.

Hironobu Ueki – Wydzia³ In¿ynierski Uniwersytetu w Nagasaki, Japonia.

Daisaku Sakaguchi – Wydzia³ In¿ynierski Uniwersytetu w Nagasaki, Japonia.

Mr Hironobu Ueki – Faculty of Engineering, Nagasaki University, Japan.

Mr Daisaku Sakaguchi – Faculty of Engineering, Nagasaki University, Japan.

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

29

Badania/Research

Analysis of the influence of gas-air mixture property...

Zdzis³aw STELMASIAK*

Analiza wp³ywu sk³adu mieszaniny gaz-powietrze na wybrane parametry dwupaliwowego silnika o wtrysku bezpoœrednim Perspektywy wykorzystania gazu ziemnego do zasilania silników spalinowych oraz rozwój elektronicznych systemów sterowania silników spowodowa³y ponowne zainteresowanie dwupaliwowym systemem zasilania. Dwupaliwowy silnik o zap³onie samoczynnym pozwala zachowaæ wiêkszoœæ pozytywnych cech silnika o zap³onie samoczynnym i wykazuje szereg korzystnych cech w stosunku do gazowego silnika o zap³onie iskrowym. W pracy przedstawiono wp³yw sk³adu mieszaniny gaz ziemny-powietrze (CNG – Compressed Natural Gas) na parametry pracy silnika ze szczególnym uwzglêdnieniem parametrów spalania i toksycznoœci spalin. Stwierdzono, ¿e w zakresie zmiany sk³adu mieszaniny gazowej λο = 1,4–6,0 pogorszenie parametrów spalania jest niewielkie i mo¿e byæ akceptowalne w silnikach trakcyjnych œredniej wielkoœci. Równoczeœnie mimo zastosowania tradycyjnego systemu wtryskowego zubo¿enie mieszaniny do λo < 6,0 umo¿liwia znaczn¹ zmianê obci¹¿enia silnika. Ograniczenie zubo¿enia mieszaniny do λo< 4,5 ogranicza niekorzystne zjawiska zwi¹zane ze spalaniem ubogich mieszanin gazowych. Wymaga ono jednak zastosowania elektronicznych systemów wtrysku paliwa takich jak common rail. Przedstawione wyniki mog¹ byæ przydatne przy adaptacjach silnika ZS do zasilania gazowego oraz przy budowie systemów ich regulacji. S³owa kluczowe: dwupaliwowy, gaz ziemny, sk³ad mieszaniny, spalanie gazu, szybkoœæ wydzielania ciep³a

Analysis of the influence of gas-air mixture property on the selected parameters dual fuel direct injection diesel engine Perspectives of usage natural gas in feeding systems of internal combustion engines and development of electronic control systems have resulted in survived interest in dual fuel system of engine feeding. Compression ignition, dual fuel engine enables to preserve majority of positive features of compression ignition engine and shows many advantageous features comparing with gaseous engine with spark ignition system. The paper shows an impact of gaseous mixture composition on operational parameters of the engine, with special consideration of combustion parameters and toxicity of exhaust gases. It has been confirmed that in range of gaseous mixture composition change in scope of λo = 1.4–6.0 worsening of combustion parameters is negligible and can be accepted for medium size traditional engines. Simultaneously, in spite of implementation of traditional injection system, leaning of the mixture up to λo < 6.0 enables significant change of engine load. Limitation of leaning of the mixture up to λo < 4.5, restricts harmful phenomena connected with combustion of lean gaseous mixtures. It requires, however, fuel injection electronic systems such as common rail. Results presented in the paper can be useful in adaptations of compression ignition engine to gaseous feeding and in stage of development of control systems to such engines. Key words: dual fuel, natural gas, mixture composition, gas combustion, heat release rate

1. Wprowadzenie

1. Introduction

Gazowe silniki dwupaliwowe znane s¹ od kilkudziesiêciu lat. Pozwalaj¹ one zachowaæ wiêkszoœæ pozytywnych cech silników o zap³onie samoczynnym takich jak wysok¹ sprawnoœæ termiczn¹, mo¿liwoœæ spalania mieszanin gazowych w szerokim zakresie zmian jej sk³adu, równomiern¹ pracê silnika przy zmianach prêdkoœci obrotowej i obci¹¿enia. Nie bez znaczenia jest równie¿ ma³a ha³aœliwoœæ i mo¿liwoœæ pracy silnika przy braku gazu lub awarii instalacji gazowej. Cecha ta mo¿e mieæ istotne znaczenie w okresie przejœciowym przy niedostatecznej sieci stacji tankowania lub przy zastosowaniach w transporcie publicznym. Silniki te w przesz³oœci posiada³y równie¿ szereg wad, szczególnie istotnych przy tradycyjnym systemie zasilania i w trakcyjnych zastosowaniach silnika. Wady te wynika³y z faktu, ¿e jakoœæ ³adunku w dwupaliwowym silniku oraz przebieg spalania wynikaj¹ z aktual-

Dual fuel gaseous engines have been known for tens of years. They enable to preserve majority of positive features of compression ignition engine, such as high thermal efficiency, possibility of combustion of gaseous mixtures in broad range of their composition, uniform engine operation during change of engine load and revolution speed. Low noise level and possibility of engine operation in case of shortage of gas or malfunction of installation of the gas are also not insignificant. Those features can be of a significant meaning during transitory periods with non-sufficient network of gas filling stations or within public transport implementations. Those engines had featured with series of drawbacks, especially substantial in traditional feeding system and traditional implementations of the engine. Those drawbacks had resulted from fact that quality of the charge in

30

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Analiza wp³ywu sk³adu mieszaniny gaz-powietrze...

Badania/Research

nego sk³adu mieszaniny gaz-powietrze i wielkoœci dawki inicjuj¹cej. Przy tradycyjnych adaptacjach silnika ZS do zasilania dwupaliwowego, czêœciowe obci¹¿enia silnika osi¹gane by³y przez zubo¿anie mieszaniny gazowej, co powodowa³o zmniejszanie szybkoœci jej spalania i wzrost stref zaniku p³omienia w okolicach œcianek cylindra. Ponadto mniejsze szybkoœci propagacji p³omienia w zubo¿onych mieszaninach powodowa³y przed³u¿anie procesu spalania a tym samym wzrost strat cieplnych. Obydwa zjawiska prowadzi³y do zmniejszenia sprawnoœci silnika w wiêkszym stopniu ni¿ wynika³oby to jedynie ze zubo¿enia mieszaniny. Przy szybko zmieniaj¹cym siê obci¹¿eniu w silniku trakcyjnym wystêpowa³y trudnoœci z utrzymaniem sk³adu mieszaniny palnej w zakresie wynikaj¹cym z aktualnego zapotrzebowania mocy silnika, co dodatkowo powodowa³o wzrost emisji CO i TCH (Total Hydrocarbons). Przy wrastaj¹cych wymaganiach odnoœnie toksycznoœci spalin omawiane cechy silników dwupaliwowych by³y nie do zaakceptowania. W efekcie stopniowo odchodzono od tej koncepcji zasilania w kierunku gazowych silników o zap³onie iskrowym. System dwupaliwowy by³ jednak stosowany w du¿ych silnikach stacyjnych pracuj¹cych przy sta³ych obci¹¿eniach zbli¿onych do obci¹¿enia znamionowego [1, 2]. Rozwój systemów elektronicznego sterowania silnika a przede wszystkim zastosowanie systemu common rail do wtrysku dawki inicjuj¹cej oraz sekwencyjnego wtrysku gazu spowodowa³y ponowne zainteresowanie producentów omawianym systemem zasilania [3, 4, 5]. Szczególnie istotne prace w tym zakresie wykonano w firmach MAN B&W [1, 2, 6] Waertsila [8] oraz Cooper-Bessemer oraz Coltec-Fairbanks Morse [9]. W dwupaliwowych silnikach tych firm zastosowano ma³e komory wstêpne, w których inicjowane jest spalania dawk¹ oleju napêdowego stanowi¹c¹ energetycznie 1-3% ca³kowitej energii dostarczanej do silnika. Po ustabilizowaniu siê spalania i wzroœcie ciœnienia w komorze wstêpnej, gor¹ce produkty spalania wtryskiwane s¹ do komory zasadniczej gdzie zapalaj¹ pozosta³¹ mieszaninê gazow¹. Ten system spalania pozwoli³ osi¹gn¹æ œrednie ciœnienia u¿yteczne przekraczaj¹ce 2,0 MPa oraz sprawnoœci ogólne silnika na poziomie 44-46% [1, 7, 10]. Badania przeprowadzone przez firmy Cooper-Bessemer i Coltec-Fairbanks Morse wykaza³y, ze równie¿ mniejsze silniki dwupaliwowe z komor¹ wstêpn¹ i bardzo ma³¹ dawk¹ inicjuj¹c¹ osi¹gaj¹ sprawnoœæ i œrednie ciœnienia efektywne porównywalne z osi¹ganymi w silnikach samochodów ciê¿arowych zasilanych samym ON [9].

dual fuel engine and course of combustion process result from actual composition of gas-air mixture and from size of initial dosage. In traditional adaptations of compression ignition engines to dual fuel feeding, partial engine loads were obtained via leaning of gaseous mixture, what resulted in reduction of its combustion rate and growth of flame decay zones near cylinder walls. Moreover, lower rates of flame propagation in leaned mixtures resulted in prolongation of combustion process and the same in growth of thermal loss. The both phenomena led to reduction of engine efficiency in greater extend than reduction which would result from leaning of the mixture only. At rapidly changing load in traditional engine there occurred difficulties with maintaining combustible mixture composition in a range resulted from actual demand of engine output power, what additionally resulted in growth of CO and TCH emissions (Total Hydrocarbons). On growing requirements with respect to toxicity of exhaust gases, features of dual fuel engines discussed here could not be accepted. In result, one has gradually gone away from such concept of fuelling in direction of spark ignition gaseous engines. Dual fuel system, however, was used in large stationary engines operated at constant loads near to rated load [1, 2]. Development of electronic systems of engine control and first of all, implementation of common rail system to injection of initial dosage and sequential injection of gas resulted in repeated interest of engine manufacturers in feeding systems described here [3, 4, 5]. Especially significant work in that scope was performed by MAN B&W [1, 2, 6], Waertsila [8], Cooper-Bessemer and Coltec-Fairbanks Morse [9]. In dual fuel engines produced by those companies small pre-chambers were implemented, where combustion of a dosage of diesel oil constituting energetically 1-3% of total energy supplied to the engine is initiated. After stabilization of combustion and growth of the pressure in the pre-chamber, hot products of combustion are injected to main chamber where remaining gaseous mixture is ignited. That system of combustion has enabled to reach medium useful pressures exceeding 2.0 MPa and general engine efficiencies at level of 44-46% [1, 7, 10]. Research made by CooperBessemer and Coltec-Fairbanks Morse have shown, that also smaller dual fuel engines with pre-chamber and very small initial dosage can develop efficiency and average useful pressures which can be compared with the same parameters obtained in truck engines fed on diesel oil only [9].

2. Parametry charakteryzuj¹ce jakoœæ ³adunku w silniku dwupaliwowym

2. The parameters describe the quality of charge in a dual fuel engine

Schemat spalania ³adunku w silniku dwupaliwowym przedstawiono na rys. 1. Parametrami okreœlaj¹cymi jakoœæ ³adunku s¹: – λo – wspó³czynnik nadmiaru powietrza mieszaniny gaz powietrze; – λ – œredni wspó³czynnik nadmiaru powietrza dla ca³ego ³adunku; – q – jednostkowa dawka inicjuj¹ca [mm3/cykl]; – X – przeliczeniowa dawka zap³onowa przypadaj¹ca na 1m3 gazu [kg ON/NM3 gazu].

The scheme of charge combustion in a dual fuel engine shows fig. 1. The parameters describe of charge quality are: – λo – excess air ratio of gas-air mixture; – λ – mean excess air ratio of all charge; – q – pilot dose quantity [mm3/cycle]; – X – conversion dose ignition adequate to 1m3 gas [kgDO/ m3gas]. Excess air ratios may count from the following formulas:

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

31

Badania/Research

Analysis of the influence of gas-air mixture property...

Wspó³czynniki nadmiaru powietrza mo¿na obliczaæ ze wzorów:

λo = λ=

&a m & g ⋅ L thg m

& g ⋅ L thg m

ma & DO ⋅ L thDO +m

(1)

(2)

& DO & a – strumieñ powietrza zasysanego przez silnik; m gdzie: m

& g – strumieñ gazu zasysa– strumieñ oleju napêdowego; m nego przez silnik; LthDO, Lthg – teoretyczne zapotrzebowanie powietrza dla oleju napêdowego i gazu. Dawka jednostkowa przypadaj¹ca na jeden cykl pracy mo¿e byæ obliczona z wzoru: q=

& DO 2⋅m ρ DO ⋅ n

(3)

&a m & g ⋅ L thg m

(1)

ma & & DO ⋅ L thDO m g ⋅ L thg + m

(2)

λo = λ=

& DO – stream of & a – air stream sucking by engine; m where: m

& g – gas stream sucking by engine; LthDO, Lthg – Diesel oil; m theoretical demand of air for diesel oil and gas. Pilot dose quantity for one work cycle may count from formulas: q=

& DO 2⋅m ρ DO ⋅ n

(3)

where: n – engine revolution; rDO – density of Diesel oil. Ignition dose X may be count from quantity of gas and Diesel oil deliver to engine:

gdzie: n – prêdkoœæ obrotowa silnika, rDO – gêstoœæ oleju napêdowego. Dawka zap³onowa X mo¿e byæ obliczana na podstawie iloœci gazu i oleju napêdowego dostarczanego do silnika:

X=

& DO ⋅ ρ g m &g m

(4)

where: ρg – gas density. Initial dosage q [mm3/cycle] concerns real quantity of (4) diesel oil injected per single cycle of engine operation and is closely connected with engine size. It determines possible gdzie: ρg – gêstoœæ gazu. range of liquid fuel stream, independently on Dawka inicjuj¹ca q [mm3/cykl] dotyczy rzesize of combustion chamber. With implemented czywistej iloœci oleju napêdowego wtryskiwainjection apparatus it determines possible connej na jeden cykl pracy silnika i jest œciœle zwi¹ditions of injection, including quality of atomizana z wielkoœci¹ silnika. Okreœla ona mo¿liwy zation as well. At constant initial dosage q, what zasiêg strugi paliwa ciek³ego niezale¿nie od is the most common case in practical applicawielkoœci komory spalania. Przy zastosowanej tions, size of q is constant independently on aparaturze wtryskowej okreœla mo¿liwe warunki load, size of ignition dosage X, however, increases together with reducing engine load. wtrysku, w tym równie¿ jakoœæ rozpylenia. Przy Ignition dosage X, at steady properties of sta³ej dawce inicjuj¹cej q, co jest najczêstszym przypadkiem w aplikacjach praktycznych, wielthe both fuels, can be brought to ratio of energy Rys. 1. Schemat spalania koœæ q jest sta³a niezale¿nie od obci¹¿enia, gazu i oleju napêdowego w of diesel oil to energy supplied with gas. Size of silniku dwupaliwowym natomiast wielkoœæ dawki zap³onowej X wzrathe X is independent from engine size and shows Fig. 1. The scheme of gas sta wraz z malej¹cym obci¹¿eniem silnika. on energy used to combustion of gas. The same, Dawkê zap³onow¹ X, przy ustalonych w³a- and Diesel oil combustion it fulfills, in comparison with various engines, in a dual fuel engine snoœciach obydwu paliw, mo¿na sprowadziæ the same role as specific fuel consumption or do stosunku energii oleju napêdowego do other relative parameters. energii dostarczanej z gazem. Wielkoœæ X jest niezale¿na Tab. 1. Dane techniczne silnika od wielkoœci silnika i wskazuje, jak¹ energi¹ by³ zapalany Table 1. Test Engine Specification gaz. Tym samym spe³nia ona przy porównywaniu ró¿nych silników podobn¹ rolê jak jednostkowe zu¿ycie Liczba cylindrów/No. of Cylinders 1 paliwa czy inne wielkoœci wzglêdne. & DO ⋅ ρ g m X= &g m

3. Stanowisko badawcze Badania przeprowadzono na jednocylindrowym silniku o zap³onie samoczynnym i wtrysku bezpoœrednim typu 1CA90. Dane techniczne silnika przedstawiono w tabeli 1. Parametry spalania obliczano na podstawie œrednich wykresów indykatorowych ze 128 kolejno po sobie nastêpuj¹cych cykli pojedynczego spalania. Wykresy rejestrowano przy pomocy uk³adu INDIMETER typ 619 i 32

Średnica cylindra/Bore

90 mm

Skok tłoka/St rok e

90 mm

Pojemność skokowa/Displacement Volume Stopień sprężania/Compression Rat io

573 ccm 16,8:1

Moc znamionowa/Power

6 , 1 kW

Prędkość obrotowa/Speed

3000 rpm

Typ komory spalania/Chamber Type Wyprzedzenie wtrysku/Inj ect ion Timing

DI 28oOWK przed GMP

SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Analiza wp³ywu sk³adu mieszaniny gaz-powietrze...

nadajnika k¹ta typ 3016 firmy AVL. Wartoœci ciœnienia rejestrowano, co 0,5oOWK w pe³nym zakresie cyklu pracy silnika. Zarejestrowane wykresy indykatorowe wykorzystywano do obliczeñ parametrów spalania. W analizie cyklu pracy silnika wykorzystywano pierwsz¹ zasadê termodynamiki i równanie stanu. W obliczeniach przyjmowano œrednie parametry termodynamiczne czynnika. Jako pocz¹tek spalania przyjmowano punkt, w którym szybkoœæ wydzielania ciep³a brutto dQ/dα gwa³townie wzrasta. W punkcie tym krzywa ciœnienia ma punkt przegiêcia a jej pierwsza pochodna ma minimum lokalne. Punkt wystêpowania lokalnego minimum pochodnej ciœnienia dp/da by³ przyjmowany jako pocz¹tek spalania. Jako koniec spalania przyjmowano punkt w którym dQ/dα=0. W punkcie tym wyk³adnik politropy jest równy wyk³adnikowi adiabaty czynnika m=κ. W badaniach analizowano przebiegi nastêpuj¹cych parametrów: – ciœnienie cylindra p; – szybkoœæ przyrostu ciœnienia dp/dα; – szybkoœæ wydzielania ciep³a dQ/dα; – œrednia temperatura czynnika T; – opóŸnienie zap³onu Θd. Do analizy wykorzystywano przebiegi parametrów spalania w przedziale wysokich ciœnieñ w okolicach GMP oraz maksymalne wartoœci parametrów.

4. Analiza wyników badañ Zmiany sk³adu mieszaniny gazowo-powietrznej uzyskiwano przez zmianê iloœci gazu dop³ywaj¹cego do silnika. Zmiana iloœci powietrza by³a proporcjonalna do bie¿¹cej iloœci gazu. Badania wykaza³y, ¿e przy sta³ej prêdkoœci obrotowej zmiana nape³nienia silnika by³a pomijalnie ma³a. Stosowano sta³¹ wielkoœæ dawki inicjuj¹cej oleju napêdowego, co odzwierciedla³o w przybli¿eniu jednakowe warunki zap³onu mieszanin o zmiennych stê¿eniach gazu. Analizê przeprowadzono dla dwóch wartoœci dawki inicjuj¹cej q=8,2÷9,4 mm3/ cykl i q=13,8÷15,4 mm3/cykl stanowi¹cych odpowiednio udzia³y energetyczne 25,4÷29,2% oraz 42,8÷47,8%. Stosunkowo wysoki udzia³ energii oleju napêdowego wynika³ z zastosowania tradycyjnej aparatury wtryskowej uniemo¿liwiaj¹cej wtrysk ma³ych dawek inicjuj¹cych. Zmiany wielkoœci dawki jednostkowej, uwidocznione na rysunkach, zwi¹zane by³y ze zmian¹ dawkowania pompy wtryskowej wraz ze zmian¹ prêdkoœci obrotowej. Ciœnienia maksymalne w czasie spalania malej¹ w miarê zmniejszaj¹cej siê koncentracji gazu w mieszaninie (rys. 2). Przebieg zmian ciœnieñ pmax wskazuje, ¿e przy sta³ej prêdkoœci obrotowej silnika wp³yw zubo¿ania mieszaniny na maksymalne ciœnienia w cylindrze zale¿ny jest od tego czy dotyczy zakresu bogatych czy ubogich mieszanin. Najwiêksze zmiany wystêpuj¹ w zakresie bogatych mieszanin λo=1,8÷3,0. Przy dalszym zubo¿aniu mieszaniny wp³yw λo na ciœnienia maksymalne maleje. Charakter zmian pmax jest podobny dla wszystkich badanych prêdkoœci obrotowych. W miarê powiêkszania prêdkoœci obrotowej silnika poziom maksymalnych ciœnieñ w cylindrze maleje. Wynika to z faktu, ¿e spalanie gazu, opóŸnione w stosunku do spalania dawki inicjuj¹cej, w miarê zwiêkszania prêdkoœci obrotowej odbywa siê SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Badania/Research

3. Test stand The tests were carried out on single cylinder, compression ignition direct-injection engine type 1CA90. The specifications for the test engine are presented in the Table 1. The induction system of the engine was provided with a mixer to which natural gas (CNG) was fed continuously. Amount of the gas was adjusted by a throttling valve of the mixer and by a ball valve that limited maximum discharge of gas flowing to the engine. The engine load was regulated by change of quantity of the gas volume at a constant of initial dose quantity of the Diesel oil injected with traditional injection system. Two various initial doses were used during the tests: 10, 15 mm3/cycle. Concentration of toxic components was measured with by Pierburg AG exhaust-gas analysers: infrared for CO, flame–ionisation for TCH and chemoluminescence for NOx. Smokiness of exhaust gases was measured with use of AVL smokemeter of 409 type. Combustion parameters were calculated on base of averaged indicator diagram with 128 successive cycles of individual combustions. Indicator diagrams were recorded with use of INDIMETER system of 619 type and crankshaft angle transmitter of 3016 type, manufactured by AVL. Pressure values in the cylinder were recorded every 0.5 deg.CA in full range of working cycle, i.e. for high pressure sector and charge exchange loop. Recorded indicator diagrams served for calculation of combustion parameters. The 1st Thermodynamic Law and Equation of State were used in analysis of working cycle of the engine. Average parameters of the medium during the cycle have been assumed. Point where the gross heat release rate dQ/dα begins to grow rapidly was assumed as a beginning of combustion. In this point the pressure line has got inflexion point and its first derivative reaches its local minimum. Point of local minimum of the 1st derivative of the pressure dp/dα in the calculations was taken as a beginning of combustion.. Point where heat release rate is equal to zero, dQ/dα=0, was assumed as the end of combustion. In that point polytropic curve exponent equals to adiabatic exponent of the medium, m=κ. Courses of the following parameters were undergone the analysis: – Cylinder Pressure p. – Pressure Rise Rate dp/dα. – Heat Release Rate dQ/dα. – Average Temperature of the Medium T. – Ignition Delay Θd. Courses of combustion parameters in high-pressure sector near TDC point and maximal values of parameters were used to the analysis.

4. Experimental results and discussion Changes in composition of gas-air mixture were obtained via changed quantity of gas flowing in the engine. Change of quantity of the air was proportional to current quantity of gas. Investigations have shown that at constant engine speed change of engine filling was negligibly small. Constant size of initial dosage of diesel oil has been used, what reflected approximately the same conditions of combustion of the mix33

Badania/Research

Analysis of the influence of gas-air mixture property...

coraz póŸniej po GMP, czemu towarzyszy szybki wzrost objêtoœci nad t³okiem. Przy sta³ej wartoœci λo, dla minimalnej dawki inicjuj¹cej, ró¿nice ciœnieñ maksymalnych zwi¹zane ze zmian¹ prêdkoœci obrotowej w zakresie 2000÷2750 obr/ min wynosz¹ 1,5÷2,0 MPa. Dla wiêkszej dawki inicjuj¹cej zmiany pmax wynosz¹ 0,8÷1,3 MPa przy zmianie prêdkoœci obrotowej 2000÷3000 obr/min. Przy sta³ej prêdkoœci obrotowej zmiany ciœnienia maksymalnego zwi¹zane ze zmian¹ λo wynosz¹ 2,4÷2,6 MPa dla dawki q=8,2÷9,4 mm3/cykl i 1,1÷1,7 MPa dla dawki q=13,8÷15,4 mm3/cykl. W zakresie bogatych mieszanin, o sk³adzie λo2,5 wiêkszej ic share of 25.4÷29.2% and 42.8÷47.8% respectively. The reladawce inicjuj¹cej odpowiadaj¹ wiêksze ciœnienia w czasie tive high Diesel oil share was connected with application of spalania. Szczególnie widoczne jest to dla bardzo ubogich traditional injection system what prevent small pilot dose inmieszanin o λo>4,0, gdzie ró¿nice w ciœnieniach maksymal- jection. Changes in size of unitary dosage, seen in the Figures, nych wynosz¹ oko³o 1 MPa. were connected with change of dosage of injection pump, ocPrzebiegi maksymalnej szybkoœci przyrostu ciœnienia (dp/ curring together with change of engine revolution speed. dα)max pokazane na rys. 3 potwierdzaj¹ równie¿, ¿e dla maMaximal pressure during combustion decreases in course ³ych dawek inicjuj¹cych, przy bogatych mieszaninach gaz- of reducing concentration of gas in the mixture (Fig. 2). Run powietrze, o maksymalnej szybkoœci przyrostu ciœnienia de- of change of maximal pressure pmax shown in the Fig. 2 shows cyduje spalanie gazu. Natomiast w przypadku mieszanin zu- that at constant engine speed, impact of leaning of the mixbo¿onych o λo>2,5 maksymalne szybkoœci przyrostu ciœnie- ture on maximal pressure in the cylinder depends on fact if it nia wynikaj¹ ze spalania dawki inicjuj¹cej. W zwi¹zku z tym concerns rich or lean range of the mixture. The biggest changdla mieszanin λo>2,5 zmiana koncentracji gazu w mieszaninie es are present in rich range of the mixture λo=1.8÷3.0. In course nie wp³ywa na wartoœæ (dp/dα)max. Mo¿e to równie¿ œwiad- of further leaning of the mixture, impact of λo on maximal czyæ o tym, ¿e przy sta³ej wielkoœci dawki inicjuj¹cej zmiany pressure is decreasing. Character of pmax change is similar koncentracji gazu w ubogim zakresie λo nieznacznie wp³y- for all tested engine speeds. As engine revolution speed is waj¹ na szybkoœæ spalania oleju napêdowego, co podkreœla- growing, level of maximal pressure in the cylinder decreases. no ju¿ wczeœniej [11, 12]. W efekcie w ubogich mieszaninach It results from fact that combustion of gas, delayed with zmiany λo nieznacznie wp³ywaj¹ na wartoœci (dp/dα)max. Po- respect to combustion of initial dosage, as far as engine ziom wartoœci (dp/dα)max maleje w miarê powiêkszania prêdko- speed is increasing occurs more and more later after TDC, œci obrotowej silnika. Ró¿nice w wartoœciach (dp/dα)max przy what is accompanied by rapid growth of volume over the minimalnej dawce inicjuj¹cej dla prêdkoœci obrotowej silnika piston’s crown. At constant value of the λo, for minimal ini2000 obr/min i 2750 obr/min wynosz¹ 0,30÷0,35 MPa/oOWK. tial dosage, differences of maximal pressures are connected Zwiêkszenie dawki inicjuj¹cej powoduje wzrost wartoœci with change of engine speed in range of 2000÷2750 rpm and (dp/dα)max szczególnie w zakresie ubogich mieszanin i wiêk- amount to 1.5÷2.0 MPa. For bigger initial dosage, changes of szych prêdkoœci obrotowych. Ró¿nice wartoœci (dp/dα)max pmax amount to 0.8÷1.3 MPa at change of engine speed of wynosz¹ wtedy 0,15÷0,25 MPa/oOWK. 2000÷3000 rpm. At constant engine speed changes of maxiNajwy¿sze œrednie temperatury czynnika wystêpuj¹ dla mal pressure are connected with change of λo and are equal bogatych mieszanin gaz-powietrze i wtedy istotnie zale¿¹ od to 2.4÷2.6 MPa for the dosage of q=8.2÷9.4 mm3/cycle and koncentracji gazu w mieszaninie, co pokazano na rys. 4. Dla 1.1÷1.7 MPa for the dosage of q=13.8÷15.4 mm3/cycle. obydwu analizowanych dawek inicjuj¹cych maksymalne In range of rich mixtures having composition of λo4.0, where differences in maximal pressure amount to about 1 MPa. Run of maximal pressure rise rate (dp/dα)max shown in the Fig. 3 also proves that for small initial dosages, at rich gasair mixtures, combustion of gas decides on pressure rise rate. On the contrary, in case of leaned mixtures with λo>2.5, maximal pressure rise rates result from combustion of initial dosage. In conjunction with it, for mixtures with λo>2.5 change of gas concentration in the mixture does not impact on value of (dp/dα)max. It can also prove that at constant size of initial dosage, changes of gas concentration in lean range of λo slightly impact on combustion rate of diesel oil, what was already underlined in [11, 12]. As Rys. 3. Zmiany maksymalnej szybkoœci przyrostu ciœnienia cylindra (dp/dα)max w funkcji wspó³czynresult, in lean mixtures the changnika nadmiaru powietrza λo dla ró¿nych wielkoœci dawki inicjuj¹cej i prêdkoœci obrotowej es of λo slightly impact on valFig. 3. The changes of maximal cylinder pressure rise rate (dp/dα)max in function of excess air ratio ues of (dp/dα)max. Level of (dp/ λo for varies pilot dose quantity and engine revolutions dα)max values decreases as enodpowiadaj¹ ni¿sze temperatury. Dla sta³ej wartoœci wspó³- gine speed is growing. Differences in values of (dp/dα)max at czynnika λo wystêpuj¹ jednak wy¿sze temperatury wraz ze minimal initial dosage for engine speeds of 2000 rpm and wzrostem prêdkoœci obrotowej. Prawid³owoœæ ta wystêpuje 2750 rpm amount to 0.30¸0.35 MPa/oCA. w ca³ym zakresie zmian sk³adu mieszaniny gazowej. Przy zmiaIncrease of initial dosage results in growth of (dp/dα)max nie prêdkoœci obrotowej w zakresie 2000÷3000 obr/min ró¿nice values, especially in range of lean mixtures and higher entemperatur przy sta³ym wspó³czynniku λo wynosz¹ 150÷300 K. gine speeds. Then, differences of (dp/dα)max values amount Analiza krzywych na rys. 5 pokazuje, ¿e najwiêksze zmia- to 0.15¸0.25 MPa/oCA. ny maksymalnych szybkoœci wydzielania ciep³a (dQ/dα)max wystêpuj¹ w zakresie bogatych mieszanin gaz-powietrze - dla λo2,5) o wartoœci (dQ/ Fig. 4. The changes maximal values of charge temperatures Tmax in function of excess air ratio λo for dα)max decyduje szybkoœæ wyvaries pilot dose quantity and engine revolutions SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

35

Badania/Research

Analysis of the influence of gas-air mixture property...

The highest average temperatures of working medium are present for rich gas-air mixtures and in this case they are significantly dependent on concentration of gas in the mixture, what is shown in the Fig. 4. For the both analyzed initial dosages, maximal values of temperature of the medium Tmax decrease together with reducing concentration of gas in the mixture. Character of temperature Tmax change is similar for each tested engine speed. For small dosages at constant value of λo, temperatures Tmax are similar independently on engine speed. Small differences are present in range of rich mixtures only, i.e. for λo2,5 przekraczaj¹ war- 4÷6% for engine speed of 2500÷2700 rpm. Bigger reduction toœci osi¹gane dla 2000 obr/min. of the efficiency at higher engine speeds is connected with Zarówno wzrost sprawnoœci zwi¹zany ze zubo¿aniem increasing share of thermal loss to cylinder walls, due to mieszaniny gazowej, a zw³aszcza ze wzrostem prêdkoœci ob- higher temperatures of the engine. Loss of thermal efficienrotowej jest doœæ nieoczekiwany i wymaga dodatkowego cy at partial engine load is connected with prolongation of wyjaœnienia. Interesuj¹ce jest równie¿ to, ¿e w zakresie bo- combustion time of lean mixtures and formation of dead zones gatych mieszanin o λ o=1,8÷2,5 sprawnoœci dla dawki of not burnt mixture, resulted from decay of combustion near 13,8÷15,4 mm3/cykl s¹ mniejsze od wartoœci osi¹ganych przy cylinder walls what has been already announced in [13, 14, ma³ej dawce inicjuj¹cej. Dopiero w zakresie bardzo ubogich 15]. It seems that at partial load of dual fuel engine, loss of mieszanin o λo>4 sprawnoœci s¹ znacznie wiêksze od osi¹ga- efficiency can be partially reduced by throttling of the air nych przy ma³ych dawkach. and the optimization of the pilot dose timing. It would enable Mo¿na s¹dziæ, ¿e przyczyn omawianych zjawisk nale¿y to enrich the mixture and maintain λo in optimal range. upatrywaæ w zmianie warunków spalania paliwa ciek³ego, At large initial dosages (dosages supplying about 40% of które w omawianym przypadku stanowi³o znaczn¹ iloœæ energii total energy, are often used in adaptations of compression dostarczanej do silnika (42,8÷47,8%). Przy bogatej mieszani- ignition engines, with not changed classical injection apparanie warunki utleniania du¿ej dawki paliwa ciek³ego s¹ gorsze tus, or where addition of gas is considered only as a medium ni¿ przy zasilaniu tradycyjnym. Zwi¹zane jest to ze zmniej- reducing smokiness of exhaust gases at high engine loads) szeniem koncentracji tlenu w mieszaninie jak równie¿ z tym, lower indication efficiencies are developed by the engine in ¿e stosunkowo du¿a masa gazu obejmowana przez zwiêkszo- range of rich mixtures (Fig. 6). For big initial dosages, indicane strugi paliwa ciek³ego, pal¹ca siê równoczeœnie z olejem tion efficiency of the engine increases together with leaning of napêdowym odbiera dodatkowo tlen i zmniejsza szybkoœæ the mixture. This growth depends on engine speed, and thus spalania dawki inicjuj¹cej. Zubo¿anie mieszaniny prowadzi for 2000 rpm amounts to about 5.5%, and for 2700 rpm as much do poprawy warunków spalania paliwa ciek³ego i wp³ywa na as 7.7%. It is also interesting that increase of engine speed poprawê sprawnoœci. Stwierdzony du¿y wzrost sprawnoœci from 2000 rpm to 2250 rpm has resulted in reduction of indicaindykowanej nie mo¿e byæ jednak t³umaczony jedynie przez tion efficiency. Further increase of the speed, however, results zmianê warunków utleniania dawki inicjuj¹cej. Wydaje siê, in growth of the efficiency and for engine speed of 2750÷3000 ¿e istotne znaczenie mo¿e mieæ równie¿ zmiana przebiegu rpm, indication efficiencies for a mixtures having λo>2.5 exceed wydzielania ciep³a przy zubo¿aniu mieszaniny gazowej, co the values developed for 2000 rpm. omawiano we wczeœniejszych pracach [11, 12]. Badania CheBoth growth of the efficiency connected with leaning of na, Konno i Goto [16], Olssona i innych [17] oraz Heywooda gaseous mixture, especially with increase of engine speed is SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

37

Badania/Research

[15] wykaza³y, ¿e silnik osi¹ga maksymaln¹ sprawnoœæ indykowan¹ je¿eli wydzielanie zasadniczej czêœci energii zachodzi w przedziale k¹tów 3÷6oOWK po GMP. W silniku dwupaliwowym krzywe szybkoœci wydzielania ciep³a dla dawki inicjuj¹cej i mieszaniny gazowej s¹ wzglêdem siebie przesuniête, a wydzielanie ciep³a ze spalania gazu jest opóŸnione w stosunku do wydzielania ciep³a ze spalania oleju napêdowego. Przy ma³ych dawkach o sprawnoœci indykowanej silnika decyduje szybkoœæ wydzielania ciep³a ze spalania gazu. W miarê zubo¿ania mieszaniny krzywa wydzielania ciep³a opóŸnia siê w stosunku do GMP, co powoduje zmniejszanie sprawnoœci indykowanej. Natomiast przy du¿ych dawkach inicjuj¹cych, stanowi¹cych znacz¹cy udzia³ energii dostarczanej do silnika, zubo¿anie mieszaniny gazowej zmniejsza iloœæ energii wydzielanej ze spalania gazu i wprawdzie opóŸnia wydzielanie energii z gazu, ale przez równoczesne zwiêkszanie udzia³u energii paliwa ciek³ego powoduje, ¿e œrodek ciê¿koœci krzywej sumarycznego wydzielanego ciep³a przesuwa siê w kierunku wczeœniejszych k¹tów, czyli zbli¿a siê do GMP. Mo¿e to oddzia³ywaæ korzystnie na wzrost sprawnoœci indykowanej. Na rys. 7 przedstawiono przewidywane zmiany sprawnoœci indykowanej dla ma³ych dawek inicjuj¹cych (q=8,2÷9,4 mm3/cykl) w zakresie zmian sk³adu mieszaniny λo=1,5÷4,0 i prêdkoœci obrotowej n=2000÷2750 obr/min. Zmiany te uzyskano przez opisanie punktów pomiarowych pokazanych na rysunku 7, w zakresie bogatych mieszanin, funkcjami ci¹g³ymi. Zmniejszenie sprawnoœci indykowanej, liczone w wartoœciach bezwzglêdnych, w podanym zakresie zmian wspó³czynnika λo wynosi 5,9% (wzglêdne zmniejszenie o 14,5%) dla 2000 obr/min i 5,1% (wzglêdne zmniejszenie o 15,2%) dla 2750 obr/min. Ró¿nica sprawnoœci indykowanej zwi¹zana ze wzrostem prêdkoœci obrotowej przy sta³ym sk³adzie λo=const jest w przybli¿eniu sta³a i wynosi oko³o 6% (wzglêdne zmniejszenie sprawnoœci o 14,8% dla λo=1,5 oraz o wartoœæ 17,3% dla λo=4,0). Przy analizie opóŸnienia samozap³onu dla

Rys. 7. Zmiany sprawnoœci indykowanej hi w funkcji wspó³czynnika nadmiaru powietrza λo dla ró¿nych prêdkoœci obrotowych Fig. 7. The changes of indicated efficiency hi in function of excess air ratio λo for varies engine revolutions

38

Analysis of the influence of gas-air mixture property...

rather unexpected and requires additional explanation. It is also interesting, that in range of rich mixtures having λ=1.8÷2.5 the efficiencies for dosage of 13.8÷15.4 mm3 are lower than values developed at small initial dosage. Not till then in range of lean mixtures with λo>4 the efficiencies are significantly lower than developed at small dosages. It can be assumed, that reasons of the phenomena discussed here can be found in changed conditions of combustion of liquid fuel, which in case discussed here constituted significant portion of energy supplied to the engine (42.8÷47.8%). With rich mixture, oxidation conditions of big dosage of the fuel are worse than in case of traditional fuelling. It is connected with reduction of concentration of oxygen in the mixture, as well as with fact that relatively big mass of gas is embraced by increased streams of liquid fuel, burning simultaneously with diesel oil, additionally takes away oxygen and reduces combustion rate of initial dosage. Leaning of the mixture leads to improvement of conditions of combustion of liquid fuel and impacts on improvement of the efficiency. Confirmed high growth of indication efficiency, however, cannot be explained only by change of oxidation conditions of initial dosage. It seems that change of run of heat release rate during leaning of gaseous mixture can be also of a significant meaning, what has been discussed in earlier studies [11, 12]. Research of Chen, Konno and Goto [16], Olsson and others [17] as well as Heywood [15] have shown, that the engine develops maximal indication efficiency if release of energy occurs in angular interval of 3÷6oCA after TDC. In dual fuel engine, heat release rate curves for initial dosage and gaseous mixture are shifted with respect each other, and heat release from combustion of gas is delayed with respect to heat release from combustion of diesel oil. At small initial dosage, heat release rate from combustion of gas decides on the indication efficiency. As the mixture is leaning, curve of heat release is delayed with respect to TDC, what results in reduction of indication efficiency. At big initial dosages, however, constituting significant share of energy supplied to the engine, leaning of gaseous mixture reduces quantity of energy released from combustion of gas, and though retards release of energy from gas via simultaneous increasing of share of energy of liquid fuel, brings about that center of gravity of curve of total heat release is shifted in direction of more earlier crankshaft rotation angles, i.e. approaches to TDC. It can have harmful impact on growth of indication efficiency. The Fig. 7 shows anticipated changes of indication efficiency for small initial dosages (q=8.2÷9.4 mm3/cycle) in range of mixture composition change of λo=1.5÷4.0 and engine speed of n=2000÷2750 rpm. The changes were obtained by approximation with continuous functions of measured points shown in the Fig. 7, in range of rich mixtures. Reduction of indication efficiency, calculated in absolute values, within specified range of change air excess ratio lo amounts to 5.9% (relative reduction with 14.5%) for 2000 rpm and 5.1% (relative reduction with 15.2%) for 2750 rpm. Difference of indication efficiency connected with increase of engine speed at constant composition, λo=const, is approximately stable and SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Analiza wp³ywu sk³adu mieszaniny gaz-powietrze...

Badania/Research

λo=const stwierdzono w przybli¿eniu sta³e wzrosty k¹ta zw³oki amounts to about 6% (relative reduction of efficiency with samozap³onu wystêpuj¹ce miêdzy prêdkoœci¹ minimaln¹ i 14.8% for λo=1.5 and with value of 17.3% for λo=4.0). In course maksymaln¹ niezale¿nie od sk³adu mieszaniny. Dlatego wy- of analysis of self-ignition delay for λo=const one has condaje siê, ¿e tak znaczne zmniejszenie sprawnoœci przy zwiêk- firmed approximately constant increments of self-ignition szaniu prêdkoœci obrotowej zwi¹zane jest ze wzrostem zw³o- delay angle present between maximal and minimal engine ki samozap³onu. Je¿eli dalsze badania to potwierdz¹, to przez speed, independently on composition of the mixture. Thereaktywn¹ zmianê k¹ta wyprzedzenia wtrysku dawki inicjuj¹- fore, it seems that such significant reduction of the efficiencej bêdzie mo¿na zmniejszyæ straty sprawnoœci ogólnej. cy during increase of engine speed is connected with growth Znaczne zmniejszenie sprawnoœci indykowanej w zakre- of self-ignition delay. If further investigation shall confirm it, sie 5,1÷5,9% przy zubo¿eniu mieszaniny gazowo-powietrz- than via active change of injection advance angle of initial nej w zakresie λo=1,5÷4,0 wskazuje, ¿e nale¿y siê liczyæ z po- dosage it would be possible to reduce loss of general effidobnym zmniejszeniem sprawnoœci ogólnej silnika dwupali- ciency. wowego pracuj¹cego przy czêœciowych obci¹¿eniach. AnaSignificant reduction of indication efficiency in extent of liza zmian sprawnoœci indykowanej wskazuje równie¿, ¿e ko- 5.1÷5.9% during leaning of air-gas mixture in range of rzystne by³oby ograniczenie sk³adu mieszaniny ubogiej do λo=1.5÷4.0 shows, that one should take into consideration a λo=3,0. Zmiany sprawnoœci zwi¹zane ze zmian¹ λo nie prze- similar reduction of general efficiency of dual fuel engine kracza³yby wtedy 2,0÷2,8%. Tego typu ograniczenia stosuje operating at partial loads. Analysis of indication efficiency siê w du¿ych silnikach stacyjnych dla utrzymania na odpo- change also shows that it would be advantageous to restrict wiednim poziomie temperatury spalin. Wydaje siê jednak, ¿e composition of lean mixture to λo=3.0. Changes of the effiutrzymanie proponowanych sk³adów w silnikach trakcyjnych ciency connected with change of lo would not exceed than pracuj¹cych przy ma³ych obci¹¿eniach nie mo¿e byæ uzyska- 2.0÷2.8%. Limitations of such type are used in large stationne jedynie przez d³awienie powietrza. W wielocylindrowym ary engines in order to maintain temperature of exhaust gassilniku trakcyjnym ma³e obci¹¿enia nale¿a³oby raczej uzyski- es on a relevant level. It seems, however, that maintenance waæ przez odcinanie dop³ywu gazu po osi¹gniêciu λo=3,0 of proposed compositions in traction engines operating at i przechodzenie na zasilanie tradycyjne. Mo¿na równie¿ sto- low loads can not be obtained by throttling of the air only. In sowaæ wy³¹czanie kolejnych cylindrów z pracy, co jest mo¿- multi-cylinder traction engine, small loads should be obtained liwe w silnikach z uk³adem common rail i wielopunktowym rather by cut-off of gas inflow after reaching λo=3.0 and rewtryskiem gazu. turn to traditional feeding. It is also possible to use switchWp³yw sk³adu mieszaniny na wartoœæ k¹tów obrotu wa³u off from operation of successive cylinders, what is possible korbowego odpowiadaj¹cych maksymalnym wartoœciom ci- in engines incorporating common rail system and multi point œnienia αpmax , przyrostu ciœnienia αdpmax , œredniej tempera- injection of gas. tury czynnika αTmax , i szybkoœci wydzielania ciep³a αdQmax Impact of mixture composition on value of crankshaft przedstawiono na rys. 8÷9. Wykresy dotycz¹ zasilania dwu- rotation angles corresponding to maximal values of the prespaliwowego silnika z ma³¹ dawk¹ inicjuj¹c¹ q=8,2÷9,4 mm3/cykl. K¹t wyprzedzenia wtrysku by³ sta³y i wynosi³ 28oOWK przed GMP. Zmiany sk³adu mieszaniny gazowej wynosi³y λo=1,59 ÷12,84 w ca³ym zakresie zmian obci¹¿eñ i prêdkoœci obrotowej silnika. Z analizy rys. 8 wynika, ¿e maksymalne ciœnienia spalania wystêpowa³y w przedziale k¹tów 3÷9o OWK po GMP. Po³o¿enie maksymalnego ciœnienia wzglêdem GMP zale¿ne jest zarówno od sk³adu mieszaniny gazowej, jak i prêdkoœci obrotowej silnika. Zubo¿anie mieszaniny gazowej w bogatym zakresie powoduje, ¿e maksymalne ciœnienie wystêpuje póŸniej. Najwiêksze opóŸnienie pmax wystêpuje dla Rys. 8. Wp³yw sk³adu mieszaniny gaz-powietrze na wartoœci k¹tów obrotu wa³u korbowego λo=2,2÷3,0 zale¿nie od prêdkoœci ob- odpowiadaj¹cych maksymalnemu ciœnieniu αpmax i maksymalnemu przyrostowi ciœnienia αdpmax: dawka inicjuj¹ca q=8,2÷9,4 mm3/cykl rotowej. Dalsze zubo¿anie mieszaniFig. 8. The impact of gas-air mixture composition on the crank angle of maximal cylinder ny przyspiesza osi¹ganie pmax. Zwi¹pressure αpmax and maximal pressure rise rate αdpmax: pilot dose quantity q=8.2÷9.4 mm3/cycle zane to jest z tym, ¿e w zakresie uboSILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

39

Badania/Research

gich mieszanin dominuj¹c¹ rolê w osi¹ganiu maksymalnych parametrów spalania odgrywa przebieg spalania paliwa ciek³ego. Ró¿nice po³o¿enia punktu pmax zwi¹zane ze zmian¹ sk³adu mieszaniny gazowo-powietrznej wynosz¹ 3÷4oOWK i s¹ prawie dwukrotnie wiêksze od zmian k¹ta opóŸnienia zap³onu zwi¹zanych ze zubo¿aniem mieszaniny. Wp³yw prêdkoœci obrotowej wykazuje prawid³owoœæ polegaj¹c¹ na tym, ¿e przy wiêkszych prêdkoœciach obrotowych maksymalne wartoœci omawianych czterech parametrów spalania s¹ osi¹gane póŸniej. Zwi¹zane jest to ze zwiêkszon¹ zw³ok¹ samozap³onu oleju napêdowego. Ró¿nice w osi¹ganiu punktu pmax miêdzy minimaln¹ a maksymaln¹ prêdkoœci¹ obrotow¹ wynosz¹ 3÷4oOWK i s¹ prawie o po³owê mniejsze od zwiêkszenia zw³oki samozap³onu zwi¹zanej ze zmian¹ prêdkoœci obrotowej. K¹ty odpowiadaj¹ce maksymalnym szybkoœciom przyrostu ciœnienia αdpmax i wydzielania ciep³a αdQmax œwiadcz¹ o po³o¿eniu fazy najwiêkszej dynamiki procesu spalania wzglêdem GMP. Analiza rys. 8÷9 wskazuje, ¿e badany silnik dwupaliwowy obydwa wymienione parametry osi¹ga³ w przybli¿eniu w tym samym okresie odpowiadaj¹cym -6¸0oOWK przed GMP. Zarówno zmiana po³o¿enia αdpmax jak i αdQmax wzglêdem GMP, zwi¹zana ze sk³adem mieszaniny wynosz¹ca oko³o 2oOWK, jak i zwi¹zana ze zmian¹ prêdkoœci obrotowej wynosz¹ca oko³o 6oOWK, odpowiadaj¹ w przybli¿eniu analogicznym zmianom k¹ta opóŸnienia samozap³onu. Mo¿na na tej podstawie wyci¹gn¹æ wniosek, ¿e o po³o¿eniu wzglêdem GMP obydwu punktów decyduje pocz¹tek spalania. Zatem aktywna korekta pocz¹tku spalania przez zmianê pocz¹tku wtrysku dawki inicjuj¹cej powinna umo¿liwiaæ sterowanie po³o¿eniem tych parametrów, co mo¿e byæ szczególnie istotne w odniesieniu do krzywej przebiegu wydzielania ciep³a. Po³o¿enie wzglêdem GMP punktu odpowiadaj¹cego maksymalnej temperaturze czynnika ma istotne znaczenie ze wzglêdu na straty cieplne i obci¹¿enie cieplne elementów silnika. Dlatego najkorzystniejsze by³oby, aby maksymalne temperatury wystêpowa³y mo¿liwie blisko GMP. Ze wzglêdu na ma³¹ powierzchniê wymiany straty cieplne by³yby wtedy ma³e i silnik móg³by osi¹gn¹æ wy¿sze sprawnoœci cieplne. Z rys. 9 wynika, ¿e przez zubo¿anie mieszaniny palnej (zw³aszcza w zakresie bogatych mieszanin) w silniku dwupaliwowym maksymalne temperatury czynnika wystêpuj¹ coraz póŸniej. Przesuniêcie punktu odpowiadaj¹cego Tmax, zwi¹zane ze zmian¹ sk³adu mieszaniny gazowej, wynosi 6÷8oOWK, co nale¿y uznaæ jako znacz¹ce. Œwiadczy to o istotnym wp³ywie zmniejszaj¹cej siê szybkoœci spalania zubo¿onych mieszanin i uzasadnia zmniejszanie sprawnoœci indykowanej silnika. Porównanie wartoœci k¹tów odpowiadaj¹cych αpmax oraz αTmax wskazuje, ¿e w silniku dwupaliwowym maksymalne temperatury wystêpowa³y w zakresie 6÷8oOWK po osi¹gniêciu maksymalnego ciœnienia spalania. Stê¿enia tlenku wêgla CO i niespalonych wêglowodorów TCH w badanym silniku dwupaliwowym by³y wysokie i przekracza³y stê¿enia wystêpuj¹ce w silniku zasilanym tradycyjnie. Mog¹ byæ one jednak ³atwo zmniejszone przez zastosowanie katalizatora utleniaj¹cego, który charakteryzuje siê wysok¹ sprawnoœci¹ przemiany w niskich temperaturach 40

Analysis of the influence of gas-air mixture property...

sure αpmax , pressure rise rate αdpmax , average temperature of the working medium αTmax , and heat release rate αdQmax are shown in the Fig. 8÷9. The diagrams relate to feeding of dual fuel engine with small initial dosage q=8.2÷9.4 mm3/cycle. Injection advance angle was constant and amounted to 28oCA angle before TDC. Changes of gaseous mixture composition amounted to λo=1.59÷12.84 in full range of change of engine load and revolution speed. Analysis of the Fig. 8 demonstrates that maximal combustion pressures were present in angular interval of 3÷9oCA after TDC. Location of maximal pressure with respect to TDC depends both on composition of gaseous mixture and engine revolution speed. Leaning of gaseous mixture in rich range effects in more later occurrence of maximal pressure. The biggest delay of pmax is present for λo=2.2÷3.0 depending on engine speed. Further leaning of the mixture accelerates development of pmax. It is connected with fact, that in range of lean mixtures, combustion run of liquid fuel plays dominant role in reaching maximal parameters of combustion. Differences in location of pmax point, connected with change of air-gas mixture composition amount to 3÷4oCA and are nearly twice bigger than changes of ignition delay angle, connected with leaning of the mixture. Impact of engine revolution speed shows a regularity consisting on fact that at higher engine speeds maximal values of discussed here four combustion parameters are developed later. It is connected with increased delay of self-ignition of diesel oil. Differences in reaching pmax point, between minimal and maximal engine speed amount to 3÷4oCA and are nearly half lower than increase of self-ignition delay connected with change of engine speed. Angles corresponding to maximal pressure rise rates αdpmax and heat release αdQmax prove about location of the phase of the biggest dynamics of combustion process with respect to TDC. Analysis of the Fig. 8÷9 shows that investigated dual fuel engine has developed the both specified parameters approximately in the same period equivalent to 6¸0oCA before TDC. Both change of location of αdpmax as well αdQmax with respect to TDC, related with composition of the mixture amounting to about 2oCA, as well as related with change of engine speed amounting to about 6oCA, approximately correspond with analogical changes of self-ignition delay angle. On such base one can draw conclusion, that beginning of combustion determines location of the both points with respect to TDC. Hence, active correction of beginning of combustion through change of beginning of injection of initial dosage should enable to control location of those parameters, what could be especially substantial with respect to curve of heat release run. Location with respect TDC of the point corresponding to maximal temperature of the working medium is of a significant meaning with respect to heat loss and thermal load of engine components. It would the most advantageous, therefore, that maximal temperatures are present possibly close to TDC. With regard to small exchange area, heat loss would be small and the engine could not develop a higher thermal efficiencies. From the Fig. 9 is evident, that through leaning SILNIKI SPALINOWE, nr 2/2005 (121)

Analiza wp³ywu sk³adu mieszaniny gaz-powietrze...

Badania/Research

of combustible mixture (particularly in range of rich mixtures) maximal temperatures in dual fuel engine are present later and later. Shift of the point corresponding to Tmax, connected with change of composition of gaseous mixture amounts to 6÷8oCA, what should be recognized as significant. It proves significant impact of reducing combustion rate of leaned mixtures and substantiates reduction of indicating efficiency of the engine. Comparison of the values of angles corresponding to αpmax and αTmax show, that maximal temperatures in dual fuel engines were present in scope of 6÷8oCA after reaching maximal combustion pressure. Concentrations of carbon oxides CO and not burnt hydrocarbons TCH in investigated dual fuel engine were high and exceeded concentrations present in engines fed traditionally. The concentrations can be, however, easily reduced though usage of oxidation catalyst, which is characteristic of high efficiency of transformation in low temperatures of exhaust gases. One of the reasons of high level of TCH in dual fuel engines is scavenge to exhaust system of a part of the charge, connected with valve overlap. MulRys. 9. Wp³yw sk³adu mieszaniny gaz-powietrze na wartoœci k¹tów obrotu wa³u korbowego tipoint injection of gas after closing odpowiadaj¹cych maksymalnej temperaturze czynnika αTmax i maksymalnej szybkoœci wydzielathe exhaust valve can contribute to nia ciep³a αdQmax: dawka inicjuj¹ca q=8,2÷9,4 mm3/cykl reduction of TCH in exhaust gases Fig. 9. The impact of gas-air mixture composition on the crank angle of maximal charge temperature αTmax and maximal heat release rate αdQmax: pilot dose quantity q=8.2÷ 9.4 mm3/cycle of dual fuel engine. Changes of concentrations of zakresie λo3.0 had resulted in reduction of TCH in exhaust gases, what was caused by significant reduction of gas concentration in the charge. It also confirms assumption about large share of scavenge in content of TCH in exhaust gases. Concentration of NOx decreases together with leaning of air-gas mixture, and for small initial dosages depends in small extent from engine speed (Fig. 12). Especially big reduction of NOx concentration was observed in rich mixtures, λo3.0) impacts in smaller extent on content of NOx. It is known, that rate of NOx generation demonstrates exponential dependency on temperature. It is understandable, therefore, that reduction of CNG concentration, Rys. 11. Zmiany stê¿enia TCH w spalinach w funkcji wspó³czynnika nadmiaru leading to reduction of temperature of powietrza λo dla ró¿nych dawek inicjuj¹cych i ró¿nych prêdkoœci obrotowych working medium in reaction zones, leads Fig. 11. The changes of TCH concentration in exhaust gases in function excess air to limitation of NOx concentration. It ratio λo for varies pilot dose quantity and varies engine revolution should be underlined, anyhow, that big cji gazu prowadz¹ce do obni¿enia temperatury czynnika w reduction of NOx together with growth of λo confirmed at strefach reakcji prowadzi do ograniczenia stê¿enia NOx. Na- small dosages enables to make supposition that in dual fuel le¿y jednak zaznaczyæ, ¿e stwierdzone przy ma³ych dawkach engine there occurs possibility of control of NOx through du¿e zmniejszenia NOx wraz ze wzrostem λo pozwala przy- usage of proper composition of combustible mixture. It should puszczaæ, ¿e w silniku dwupaliwowym istnieje mo¿liwoœæ be also marked that NOx concentration in dual fuel feeding sterowania zawartoœci¹ NOx przez stosowanie w³aœciwego were on the average smaller with about 35÷45% than consk³adu mieszaniny palnej. Trzeba równie¿ zaznaczyæ, ¿e stê- centration in the engine operating in the same conditions ¿enia NOx przy zasilaniu dwupaliwowym by³y œrednio o oko- and fed on diesel oil only. ³o 35÷45% mniejsze od stê¿eñ silnika pracuj¹cego w tych Smokiness of exhaust gases of dual fuel engine at small samych warunkach i zasilanego samym olejem napêdowym. initial dosages and full engine load was more than fourfold Zadymienie spalin silnika dwupaliwowego przy ma³ych smaller than smokiness during feeding on diesel oil. Course dawkach inicjuj¹cych i pe³nym obci¹¿eniu silnika by³o po- of smokiness change as a function of λo for small initial dosagnad 4-krotnie mniejsze od zadymienia przy zasilaniu olejem es of diesel oil shown in the Fig. 13 points at significant napêdowym. Przebieg zmian zadymienia w funkcji λo dla ma- reduction of the smokiness during leaning of rich mixture, in ³ych dawek inicjuj¹cych oleju napêdowego pokazany na rys. 13 wskazuje na istotne zmniejszenie zadymienia przy zubo¿aniu bogatej mieszaniny, w zakresie λo