Upload
others
View
26
Download
0
Embed Size (px)
Citation preview
I ns ty t ut Te c hn ic zny Wo j s k Lo t n i czy ch
Rozprawa doktorska
ppłk mgr inż. Michał WILK
Badania wpływu dodatku biopaliw na pracę silnika
pojazdu wojskowego w stanach ustalonych i nieustalonych
Promotor:
prof. dr hab. inż. Jerzy WALENTYNOWICZ
Warszawa 2018 r.
2
Składam serdeczne podziękowania promotorowi
dr hab. inż. Jerzego WALENTYNOWICZOWI
za przekazanie wiedzy i liczne wskazówki merytoryczne
udzielone w trakcie realizacji niniejszej pracy oraz
życzliwą pomoc i motywację.
Pragnę również podziękować
dr inż. Mirosławowi KARCZEWSKIEMU
za cenne rady, życzliwość i pomoc
podczas wykonywaniu pomiarów.
3
Spis treści
Wykaz skrótów, oznaczeń, symboli i jednostek………………………..…… 5
Wprowadzenie………………………………………………………….…… 7
1. SILNIKI SPALINOWE I PALIWA………………..……….……….…….... 10
1.1. Silniki pojazdów wojskowych i paliwa do tych silników..…………..….…. 10
1.2. Paliwa do zasilania silników pojazdów wojskowych………….…………… 13
1.2.1. Olej napędowy……………………………………………………………… 15
1.2.2. Paliwo F-34…………………………………………………………………. 16
1.2.3. Estry metylowe kwasów tłuszczowych oleju rzepakowego………….……... 18
1.2.4. Etanol…………………………………………………………………….….. 20
1.3. Wtrysk paliwa do komory spalania silnika o zapłonie samoczynnym……... 21
1.4. Spalanie w silniku o zapłonie samoczynnym…………………………….…. 27
1.5. Stany ustalone i nieustalone pracy silników…………………………….….. 35
1.5.1. Ustalone stany pracy silników. Charakterystyki silników……………….…. 35
1.5.2. Praca silnika w stanach nieustalonych……………………………………… 36
1.5.3. Testy badawcze do oceny emisji związków toksycznych…….…………..… 37
1.5.4. Test badawczy AEP-5 do badań trwałościowych…..……………….……… 40
1.6. Wnioski ……………..……………………………………………….……... 41
2. CEL, TEZA I ZAKRES PRACY…………………………………….…….. 42
3. STANOWISKO I METODYKA BADAŃ………………………….……… 43
3.1. Obiekt badań……………………………………………………….……….. 43
3.2. Stanowisko pomiarowe…………………………………………….………. 45
3.3. Pomiary wielkości wolnozmiennych.……………………………….……… 48
3.4. Pomiary wielkości szybkozmiennych………..…..………………….……… 56
3.5. Metodyka badań silnika w stanach ustalonych……………………….…….. 59
3.6. Metodyka badań silnika w stanach nieustalonych…………………….……. 60
3.7. Ocena powtarzalności testów silnika na stanowisku dynamometrycznym 64
4. BADANIA SILNIKA ZASILANEGO PALIWEM F-34 Z
BIOKOMPONENTAMI................................................................................. 72
4.1 Zakres badań.…………………………………………..……….…………... 72
4.2. Charakterystyki zewnętrzne silnika………………….……………………… 72
4.3. Charakterystyki obciążeniowe silnika………………….…………………… 78
4.4. Sprawdzenie uszkodzeń wtryskiwaczy…………………..…………………. 98
4.5. Wnioski……...……………………………………………………..………... 103
4
5. BADANIA SILNIKA ZASILANEGO PALIWEM F-34
Z DODATKIEM RME W STANACH USTALONYCH….……..………... 105
5.1. Wprowadzenie.……………………………………………………………... 105
5.2. Charakterystyki prędkościowe silnika ……………………………………… 105
5.3. Charakterystyki obciążeniowe silnika……………………………….……... 118
5.4. Pomiar wielkości szybkozmiennych……………………………….……….. 142
5.5. Wnioski……………………………………………………………………… 151
6. BADANIA SILNIKA ZASILANEGO PALIWEM F-34
Z DODATKIEM RME W STANACH NIEUSTALONYCH……………… 152
6.1. Wprowadzenie……………………………………………………….……... 152
6.2. Badania silnika rozgrzanego……………………………………………….. 153
6.3. Badania pracy silnika po zimnym rozruchu………………………………... 160
6.4. Wnioski…………………………………………………….………………. 169
7. WNIOSKI………………………………………………….….…………….. 170
8. LITERATURA……...……………………………………….……………… 172
Streszczenie i słowa kluczowe..…………………………..…………….…… 180
Summary and keywords…………..…………………………..……………… 181
5
Wykaz skrótów, oznaczeń, symboli i jednostek
AEP-5 − procedura badań trwałościowych silników spalinowych,
B-20 − paliwo F-34 z 20 % udziałem paliwa rzepakowego (liczba po literze
R oznacza udział procentowy paliwa rzepakowego),
CFPP − temperatura blokowania zimnego filtru (Cold Filter Plugging Point), oC, K,
CNG − sprężony gaz ziemny(Compressed Natural Gas),
CO − udział tlenku węgla, %,
CO2 − udział dwutlenku węgla, %,
CR − zasobnikowy układ wtryskowy(Common Rail),
DMP − dolne martwe położenie tłoka,
E-5 (10) − mieszanina paliwa F-34 z 5 (10) % udziałem alkoholu etylenowego,
EDC − elektroniczny układ sterowania silnika,
EGR − recyrkulacja spalin (Exhaust Gas Recirculation),
F-34 − paliwo lotnicze,
ge − jednostkowe zużycie paliwa, g/kWh,
Ge − godzinowe zużycie paliwa, kg/h,
GMP − górne martwe położenie tłoka,
HC − udział węglowodorów, ppm,
IBP − początek destylacji,
LC − liczba cetanowa,
LNG − płynny gaz ziemny(Liquified Natural Gas),
LO − liczba oktanowa,
LPG − skroplony gaz ropopochodny(Liquified Petroleum Gas),
MO − moment obrotowy silnika, Nm,
Ne − moc silnika, kW,
NO − udział tlenków azotu, ppm,
NOx − udziały sumaryczne tlenków azotu, ppm,
ON − olej napędowy,
p − ciśnienie, MPa, Pa,
PAH − wielopierścieniowe węglowodory aromatyczne (policyclic aromatic
compounds),
PM − cząstki stałe(Particulate Matter),
ppm − udział części w milionie (parts per milion),
6
RME − estry metylowe oleju rzepakowego (Rapseed Oil Methylester),
T − temperatura, K,
TZZF − temperatura zablokowania zimnego filtru,
UE − Unia Europejska,
UIS − układy indywidualnych zespołów wtryskowych (pompowtryskiwacze),
UPS − układy indywidualnych zespołów wtryskowych (pompa – przewód-
wtryskiwacz),
VSS − pojemność skokowa silnika, dm3,
ZI − silnik o zapłonie iskrowym,
ZS − silnik o zapłonie samoczynnym,
− poziom istotności, kąt obrotu wału korbowego, oOWK,
− stopień sprężania,
− współczynnik nadmiaru powietrza,
− spręż turbosprężarki,
− gęstość, kg/dm3,
τf, τch − zwłoka fizyczna i chemiczna samozapłonu, oOWK, ms,
τs − zwłoka samozapłonu, oOWK, ms,
7
Wprowadzenie
Obecnie podstawowym źródłem energii służącym do napędzania pojazdów i innego
sprzętu wojskowego użytkowanego w warunkach polowych są silniki o spalaniu wewnętrznym
zasilane paliwami na bazie ropy naftowej – benzyną i olejem napędowym. Szkodliwy wpływ
takich silników na środowisko naturalne, a także ograniczone zasoby płynnych paliw
kopalnych spowodowały wysiłki nad poszukiwaniem paliw alternatywnych, które w całości
lub w części mogłyby zastąpić paliwa oparte na produktach przetwarzania ropy naftowej [80].
Wraz z pojawieniem się problemów z niedoborem ropy naftowej w połowie lat
siedemdziesiątych XX wieku oraz wprowadzeniem konwencji ograniczającej dopuszczalną
emisję toksycznych i szkodliwych składników spalin („Szczyt Ziemi” w 1992 roku w Rio de
Janeiro oraz konferencja w Kioto grudzień 1997), rozpoczęto intensywne poszukiwania paliw
alternatywnych, w tym paliw odnawialnych, opartych na produktach pochodzących z produkcji
rolniczej. Pozytywne właściwości tych biopaliw wynikają z faktu asymilacji dwutlenku
powstającego podczas ich spalania przez rośliny uprawiane do ich produkcji. Tworzy to
zamknięty cykl obiegu szkodliwego CO2 w przyrodzie. Dokumentem regulującym stosowanie
paliw pochodzących ze źródeł odnawialnych jest ustawa z dnia 25 sierpnia 2006 r. o
biokomponentach i biopaliwach ciekłych (Dz. U. Nr 169 poz.1199), która dopuszcza
stosowanie i obrót paliwami pochodzenia roślinnego. Duże znaczenie dla rozwoju rynku paliw
odnawialnych ma wdrożony w latach 2008-2014 programu promocji biopaliw i innych paliw
odnawialnych, który zakłada wieloletnie obniżenie stawek podatku akcyzowego na
biokomponenty do paliw. Udział na rynku paliw alternatywnych, który w 2005 roku wynosił
2%, wzrastał systematycznie co roku o 0,75%, do poziomu 5,75% jaki zaplanowano do
osiągnięcia w roku 2010 [6], [66], [67].
Paliwem alternatywnym, jakie obecnie są najczęściej stosowane w silnikach o zapłonie
samoczynnym jest tzw. „biodiesel” otrzymywany z przeróbki różnych olejów roślinnych,
najczęściej jest to przetworzony olej rzepakowy. Do paliwa stosowanego do silników
o zapłonie iskrowym dodawane są alkohole, które dodatkowo zwiększają liczbę oktanową tego
paliwa.
Silniki pojazdów wojskowych zasilane paliwem ciekłym muszą mieć zapewnione pełne
i ciągłe dostawy paliwa. Do niedawna dotyczyło to trzech głównych rodzajów paliwa: oleju
napędowego, nafty lotniczej (kerozyny) i benzyny. Spośród dwóch rodzajów masowo
użytkowanych silników o zapłonie samoczynnym i iskrowym, mniej wrażliwym na rodzaj
paliwa są silniki o zapłonie samoczynnym, które mogły być krótko zasilane benzyną
niskooktanową. Dłuższa praca tego silników o zapłonie samoczynnym wymaga specjalnych
8
rozwiązań konstrukcyjnych układów zasilania paliwem i spalania, a także dodatkowych
urządzeń poprawiających ich właściwości wielopaliwowe. Ten kierunek postępowania był
popularny po II wojnie światowej [13]. Stosowanie silnika wielopaliwowego w pojazdach
wojskowych zapewniało możliwość korzystania również z benzyny podczas działania w
warunkach braku paliwa podstawowego, jakim był olej napędowy. Nie było problemów ze
spalaniem nafty lotniczej w silnikach o zapłonie samoczynnym.
Przystosowanie silników o zapłonie samoczynnym do zasilania różnymi paliwami
komplikuje ich konstrukcję i zwiększa cenę, a także najczęściej zmniejsza sprawność
i trwałość silników. Jednocześnie utrzymywany jest zróżnicowany asortyment paliw, które
muszą być dostarczane do jednostek wojskowych w niezbędnej ilości. Obecnie coraz
liczniejsze jest lotnictwo wojsk lądowych (samoloty i śmigłowce), które stosuje silniki
turbinowe. Dlatego po przeprowadzeniu wielu analiz i badań zdecydowano o przyjęciu nafty
lotniczej oznaczonej symbolem F-34 jako jedynego paliwa dla wszystkich silników
spalinowych będących na wyposażeniu wojsk lądowych. Jednocześnie zdecydowano na
wprowadzaniu do wojska tylko pojazdów z silnikami o zapłonie samoczynnym. Parametry tego
paliwa zostały określone w normie STANAG 2536. Jest ono przeznaczone tylko do zasilania
pojazdów lądowych oraz samolotów stacjonujących na lądzie. Wyłączono z tego porozumienia
normalizacyjnego silniki okrętowe i silniki samolotów stacjonujących na lotniskowcach ze
względu na większą lotność tego paliwa i związane z tym zagrożenie pożarowe [8], [92].
Jednolite paliwo ułatwiło znacznie zaspokojenie rosnącego zapotrzebowania
walczących wojsk w materiały pędne, co jest jednym z najtrudniejszych problemów
logistycznego zabezpieczenia pola walki. Obecnie szacuje się, że potrzeby materiałów pędnych
i smarów liczone na jednego żołnierza mogą sięgać do 30 kg na dobę, w tym paliwa mogą
stanowić nawet 40% całej masy tych potrzeb. Dostarczenie tak dużych ilości materiałów dla
wojska w warunkach aktywnego oddziaływania przeciwnika jest dużym problem
logistycznym. Dzięki temu uproszczono systemu dostaw i ograniczeniem asortymentu paliw.
Paliwo F-34 zostało przez wiele lat wszechstronnie przebadane w silnikach
z rzędowymi i rozdzielaczowymi pompami wtryskowymi [8], [102]. Mniej znany jest wpływ
paliwa F-34 na silniki z wysokociśnieniowymi, zasobnikowymi układami wtryskowymi
i elektronicznym sterowaniem wtryskiem paliwa, a także z rozbudowanym układem
neutralizacji spalin, których jest coraz więcej w sprzęcie wojskowym. Wpływ składu paliwa na
prace takich silników może być bardzo istotny [83].
Drugim kierunkiem, który zaczyna nabierać istotnego znaczenia dla zabezpieczenia
logistycznego wojska jest stosowanie w wojsku paliw odnawialnych i zastępczych. Paliwa
odnawialne uzyskiwane są w procesie przeróbki substancji organicznych i innych powszechnie
9
dostępnych substancji, które są odtwarzane w procesach zachodzących na powierzchni Ziemi
w cyklu rocznym lub cyklu wieloletnim. Paliwa zastępcze są wynikiem przetwarzania różnych
substancji (np. węgla, gazu) w celu uzyskania paliwa ciepłego.
Grupa Robocza NATO (AC/112 NATO Fuels and Lubricants Working Group)
analizuje możliwości uzyskiwania paliw płynnych z innych źródeł niż przeróbka ropy naftowej,
w tym [101]:
• paliw pochodzących z przeróbki gazu (GTL - Gas to Liquid),
• paliw pochodzących z przeróbki węgla (CTL – Coal to Liquid),
• paliw pochodzących z przeróbki biomasy (BTL – Biomass to Liquid),
• paliw pochodzących z przeróbki różnych związków organicznych (XTL – X to Liquid).
Pomimo poszukiwań różnych paliw zastępczych możliwych do wykorzystania w wojsku, za
najważniejszą sprawę uważa się nadal ujednolicenie asortymentu paliw. Podstawowym
paliwem dla wojsk lądowych będzie jednolite paliwo pola walki F-34 uzupełniane innymi
paliwami o zbliżonych właściwościach, które mogą być dostępne w rejonach działań [8], [48].
Ponadto zmieniają się rozwiązania konstrukcyjne współczesnych silników o zapłonie
samoczynnym i podstawowym silnikiem jest obecnie silnik z wysokociśnieniowym,
zasobnikowym, układem wtryskowym (tzw. Common Rail), sterowanym elektronicznie [78],
[100]. Dlatego podejmując pracę postanowiono sprawdzić możliwość zasilania paliwem
jednolitym F-34 z dodatkami biopaliw silnika o zapłonie samoczynnym z takim układem
wtryskowym oraz określić skutki stosowanie takich mieszanin paliw.
W pracy wykorzystano wyniki pomiarów wykonanych podczas realizacji pracy
finansowanej z funduszów KBN przeznaczonych na projekt N502-O/0021/32 (PBG
12-120/WAT/2007) nt. „Określenie wpływu jednolitego paliwa F34/35 z biokomponentami na
pracę wysokociśnieniowego układu zasilania typu „Common Rail”, Kierownik projektu
dr inż. Mirosław Karczewski.
10
1. SILNIKI SPALINOWE I PALIWA
1.1. Silniki pojazdów wojskowych i paliwa do tych silników
Pojazdy Wojska Polskiego są napędzane tłokowymi silnikami spalinowymi, wśród
których większość stanowią silniki o zapłonie samoczynnym. W brygadzie pancernej,
w której znajduje się około 910 pojazdów, aż 810 pojazdów jest napędzanych silnikami
o zapłonie samoczynnym, co stanowi blisko 90% wszystkich pojazdów[53]. W brygadzie
rakietowej na 770 pojazdów wojskowych, 605 jest zasilanych olejem napędowym, co stanowi
około 80% pojazdów. Większość tych pojazdów i jednostek sprzętu specjalnego z silnikami
o zapłonie iskrowym jest bardzo stara i obecnie postępuje ich ciągła wymieniana.
Nowo produkowane i nabywane przez wojsko pojazdy oraz sprzęt bojowy są napędzane
silnikami o zapłonie samoczynnym z wysokociśnieniowym, akumulatorowym układem
wtryskowym (common rail), które wypierają silniki zasilane rzędowymi
i rozdzielaczowymi pompami wtryskowymi oraz pompowtryskiwaczami. Akumulatorowe
układy wtryskowe umożliwiają dokładne rozpylenie paliwa i kształtowanie intensywności
wtryskiwania paliwa w celu spełnienia wymagań ekologicznych oraz uzyskanie ekonomicznej
pracy silników.
Bardzo ważną cechą silników o zapłonie samoczynnym jest możliwość ich zasilania
różnymi paliwami bezpośrednio lub po ich przeregulowaniu, co zapewnia wielopaliwowość
takich silników. Stosowanie silników wielopaliwowych w pojazdach wojskowych było
popularne bezpośrednio po II wojnie światowej[14], [109]. Zapewniało to możliwość działania
wojska w warunkach braku paliw podstawowych (benzyna, olej napędowy), poprzez
zamienność tych paliw oraz stosowanie także nafty lotniczej. Jednak zasilanie silników
paliwami lżejszymi od oleju napędowego wymagało zmian w układzie zasilania paliwem
i powietrzem oraz specjalnej konstrukcji systemu spalania. Rozwiązania takie zwiększały
znacznie koszty produkcji i eksploatacji silników oraz zmniejszały ekonomiczność ich pracy.
Dlatego po doświadczeniach wojny wietnamskiej rozpoczęto poszukiwania rozwiązań
upraszczających system zaopatrywania wojska w paliwo. Rozwiązaniem tego problemu było
ujednolicenie silników do silników o zapłonie samoczynnym i zastosowanie paliwa lotniczego
do wszystkich silników przeznaczonych do samochodów i wozów bojowych, samolotów
i śmigłowców oraz innego sprzętu eksploatowanego na lądzie. Jednocześnie silniki o zapłonie
samoczynnym były bardziej ekonomiczne co zmniejszało zużycie paliwa i odciążało system
zaopatrywania wojska.
11
Wymagania dotyczące jednolitego paliwa oznaczonego symbolem F-34/35
zamieszczono w normie STANAG 2536. Obowiązuje ona we wszystkich państwach NATO
w tym w Polsce [102]. Ze względów bezpieczeństwo załóg okrętów, Marynarka Wojenna
stosuje paliwo F-75 o zbliżonych parametrach, a jedynie o mniejszej jego lotności
w porównaniu z paliwem F-34[107].
Wtrysk paliwa, przygotowanie mieszaniny palnej, jej samozapłon i spalanie odbywa się
w silnikach o zapłonie samoczynnym bezpośrednio w komorze spalania. Silniki o zapłonie
samoczynnym nie wymagają dodatkowego układu zapłonowego (źródła zewnętrznego),
a stosowane niekiedy świece żarowe ułatwiają zapłon tylko podczas rozruchu silnika
w niskiej temperaturze otoczenia[1], [2], [25], [31], [39].
Rozbudowane układy neutralizacji spalin współczesnych samochodów, zapewniające
dużą konwersję toksycznych składników spalin. Jednak charakteryzują się zwiększoną
wrażliwością na zawartość siarki w paliwie, której udział w paliwie lotniczym nie jest ściśle
limitowany i może przekraczać nawet 700 ppm, podczas gdy w oleju napędowym udział siarki
wynosi poniżej 15 ppm[2], [3]. Spalanie „mocno” zasiarczonego paliwa powodowało zmiany
parametrów procesu spalania i zmniejszenie mocy silnika przez układy automatycznego
sterowania [83]. Poza tym udziały składników spalin z silnika zasilanego paliwem F-34 nie
odbiega istotnie od spalin z silnika zasilanego olejem napędowym, a nawet udziały niektórych
toksycznych składników i zadymienie spalin są niższe [8].
Tłokowe silniki spalinowe będą podstawową jednostką napędową jeszcze przez
dziesięciolecia. W dalszej pespektywie czasowej będzie wdrażany napęd hybrydowy
z silnikiem spalinowym i silnikiem elektrycznym, który będzie zasilany z dodatkowego
akumulatora energii elektrycznej. Rozwiązanie takie pozwala na zmniejszenie zużycia paliwa
(zaoszczędzenie paliwa) oraz mniejszą emisję ciepła (w tym śladu cieplnego), przy polepszeniu
właściwości trakcyjnych pojazdu. Istnieje już wiele demonstratorów technologii w postaci
badawczych pojazdów dla wojska o napędzie hybrydowym. Przykładowo na zlecenie wojsk
lądowych USA firma Oshkosh opracowała prototyp ciężarówki-ciągnika HEMMT A3 (o masie
13 ton) z napędem hybrydowym Propulse, w której silnik o zapłonie samoczynnym napędza
generator prądu elektrycznego zasilający energią elektryczną silniki poruszające każde z ośmiu
kół. Ten sam generator może zasilać w prąd szpital polowy lub stanowisko dowodzenia. Pojazd
zużywa o 20% mniej paliwa i rozwija moc 100 kW [13], [87].Podobne rozwiązania napędów
hybrydowych wozów bojowym opracowano również
w innych państwach [110]. Niektóre rozwiązania są już wdrażane. Przykładem jest napęd
hybrydowy nowego niemieckiego wozu bojowego PUMA. W rozważanych układach
12
napędowych pojazdów wojskowych jest przewidywany silnik o zapłonie samoczynnym
zasilany paliwem F-34 [90], [91], [92].
Obecnie rozwijane są programy wdrażania paliw nie pochodzących z ropy naftowej,
czyli biopaliw i paliw syntetycznych. Wymóg stosowania kilku procent dodatku biopaliw do
paliwa podstawowego nakłada Unia Europejska na państwa członkowskie. W USA
realizowane są projekty zakładające wdrożenie paliwa lotniczego o zawartości 50% dodatku
paliwa syntetycznego do roku 2016 [3]. Testowana jest podatność wszystkich podstawowych
silników na zasilanie tymi paliwami. Duże nadzieje wiązane są z wykorzystaniem hodowanych
alg, z których otrzymuje się substraty do produkcji biopaliw tzw. trzeciej
generacji [3].
Poszukiwane są nowe źródła biopaliw i paliwa syntetycznych do sprzętu wojskowego.
Ich właściwości powinny być zgodne z parametrami jednolitego paliwa pola walki F-34.
Jest to złożony problem, ponieważ paliwa nie pochodzące z przeróbki ropy naftowej i paliwa
syntetyczne różnią się parametrami fizykochemicznymi i budową cząsteczek (rys. 1.1).
Rys. 1.1. Rozkłady udziałów węglowodorów o różnej liczbie atomów węgla w paliwach [49].
Oznaczenia: F-T SPK - syntetyczne paliwo otrzymywane metodą Fischera–Tropscha,
HRJ – hydrorafinacja tłuszczów i olejów.
Ograniczona produkcja biopaliw nie pozwala na zaspokojenie popytu światowego na
paliwa. Zastosowanie biopaliw i paliw syntetycznych jako dodatków do współczesnych
silników o zapłonie samoczynnym z wysokociśnieniowymi układami wtryskowymimoże
wpłynąć na zmiany właściwości takiego paliwa zastępczego i spowodować istotne zmiany
procesów wtrysku, a tym samym zmienić parametry pracy silnika. W pompie paliwowej
i w zasobniku silnika z układem CR występuje wysokie ciśnienie paliwa ponad 150 MPa
i wysoka temperatura paliwa, które krążąc w układzie jest chłodzone poprzez zespoły układu
13
wtryskowego. Takie warunki pracy mogą wpływać na właściwości fizykochemiczne paliwa.
Dodatkowym problemem jest stabilność mieszanin paliwa podstawowego z biododatkami
podczas przechowywania tych mieszanin w zbiornikach samochodów i w magazynach.
Problemy te są tematami współczesnych badań naukowych i dlatego zostały uwzględnione
podczas realizacji niniejszej pracy.
1.2. Paliwa do silników pojazdów wojskowych
Do zasilania współczesnych silników pojazdów wojskowych stosowany jest głównie
olej napędowy (ON). Wszystkie wprowadzane do eksploatacji silniki muszą być przystosowane
do zasilania paliwem F-34, którego właściwości nie różnią się w istotnie od oleju napędowego.
Badania wykazały, że powyższe paliwo może być z powodzeniem stosowane do zasilania
również starszych silników o zapłonie samoczynnym [9]. Jednocześnie pracuje się nad
zastosowaniem biopaliw do zasilania silników o zapłonie samoczynnym dlatego podczas
realizacji pracy uwzględniano również dwa biopaliwa:
• ester metylowy oleju rzepakowego (oznaczenie RME),
• bezwodny alkohol etylowy, etanol (oznaczenie E).
Podstawowe właściwości zastosowanych paliw przedstawiono w tabeli 1.1.
Paliwa używane do zasilania tłokowych silników spalinowych o zapłonie
samoczynnym muszą charakteryzować się określonymi właściwościami, które zapewniają
optymalny przebieg samozapłonu oraz procesu spalania. Podstawowymi parametrami jest
gęstość paliwa i liczba cetanowa (LC). Gęstość paliwa świadczy o dawce dostarczonego paliwa,
a tym samym o ilości wydzielonego ciepła podczas spalania paliwa o objętości cylindra silnika.
Jeżeli gęstość paliwa jest duża to masa wtryśnięta do komory spalania paliwa jest większa, co
wpływa na zmniejszenie współczynnika nadmiaru powietrza.
W zakresie dużego obciążenia silnika może to powodować wzrost zadymienia spalin i emisji
produktów niezupełnego spalania paliwa.
Z gęstością paliwa związane są także inne jego parametry, takie jak wartość opałowa
i ciepło spalania, lepkość, zdolność do parowania, tworzenie popiołów i inne. Wtrysk paliw
o mniejszej gęstości odbywa się szybciej, a ponieważ paliwa takie charakteryzują się większą
zawartością lżejszych węglowodorów, a tym samym maleje ich liczba cetanowa, co wydłuża
okres zwłoki samozapłonu i twardą prace silnika. Ze zmniejszeniem gęstości paliwa maleje
ilość ciepła wydzielonego podczas spalania paliwa, a tym samym moc użyteczna i moment
obrotowy silnika.
14
Tab. 1.1. Właściwości podstawowych paliwa do silników o zapłonie samoczynnym i biopaliw
Parametr Jednostki
miary ON F-34 RME E
Gęstość w temp. 15°C g/cm3 0,831 0,804 0,881 0,790
Wartość opałowa MJ/kg 43,2 42,8 37,9 27,2
Wartość opałowa MJ/dm3 35,9 34,4 33,4 21,5
Temperatura zapłonu °C 66 57 120 12
Temperatura samozapłonu °C 230 180 170 430
Temp. zablokowania
zimnego filtru °C -31 -54 -9 < 60
Lepkość kinematyczna
w 40°C mm2/s 2,35 1,27 4,6 0,9
Masa cząsteczkowa g/mol 200 180 300 46
Zawartość siarki mg/kg 350 3000 8 ---
Indeks cetanowy - 50 45 48 8
Skład elementarny:
• C
• H
• O
kg C/kg pal
kg H/kg pal
kg O/kg pal
0,86
0,14
---
0,84
0,16
---
0,77
0,12
0,11
0,52
0,13
0,35
Przebieg destylacji:
• początek
• 50%
• koniec
°C
178
255
353
167
202
238
300
339
360
78.4
---
---
Źródło: różne publikacje
Liczba cetanowa (indeks cetanowy) określa zdolność paliwa do samozapłonu. Jeżeli
liczba cetanowa paliwa jest większa w stosunku do drugiego paliwa to oznacza, że procesy
samozapłonu będą przebiegały szybciej. W przypadku paliwa o małej liczbie cetanowej może
wystąpić twarda praca silnika spowodowana wydłużonym okresem zwłoki samozapłonu, a
także trudności z rozruchem zimnego silnika i niezupełne spalanie paliwa.
Na przebieg spalania wpływa jego skład frakcyjny świadczący o różnorodności węglowodorów
lekkich i ciężkich w paliwa oraz na samozapłon i spalanie paliwa oraz emisję związków
toksycznych.
15
1.2.1. Olej napędowy
Olej napędowy (ON) jest mieszaniną wielu ciekłych węglowodorów (parafinowych,
naftenowych i aromatycznych) otrzymywanych drogą destylacji ropy naftowej
w temperaturze 250-350°Cpod ciśnieniem atmosferycznym. Asortyment i jakość krajowych
olejów napędowych określono w normie PN-EN 590:2006.
Rozróżnia się następujące gatunki olei napędowych:
− diesel gatunek B (letni) do stosowania od 16.04. do 30.09,
− diesel gatunek D (przejściowy) do stosowania od 01.03. do 15.04 i od 01.10. do 15.11,
− diesel gatunek E (zimowy lub arktyczny) - od 16.11 do 29.02.
Parametry niskotemperaturowe oleju napędowego dostępnego w sprzedaży, określone
temperaturą zablokowania zimnego filtru paliwa powinny spełniać następujące wymagania:
− w okresie letnim – dla gatunku B (TZZF – max 0oC),
− w okresie przejściowym – dla gatunku D (TZZF – max -10oC),
− w okresie zimowym – dla gatunku E (TZZF – max -15oC).
Podstawowe parametry oleju napędowego wg normy:
• gęstość oleju napędowego 820 - 860 kg/m3 (ok. 20 % większa niż gęstość benzyny).
• wartość opałowa oleju napędowego wynosi średnio 42800 kJ/kg, dla składu chemicznego
C=86,8 %, H=13%, O+N =0,1%.
• temperatura krzepnięcia -5...- 35 oC,
• temperatura zapłonu nie mniejsza niż 55oC,
• lepkość klimatyczna w temperaturze 40 oC w przedziale 2,0...4,5mm2/s,
• liczba cetanowa wynosi około 48…55.
Olej napędowy może zawierać siarkę, której dopuszczalna maksymalna zawartość
wynosi 15 ppm. Siarka poprawia właściwości smarne paliwa, jednak w procesie jego spalania
tworzą się substancje toksyczne dla środowiska. Dlatego obecnie zmniejsza się zawartość siarki
w paliwie zastępując ją dodatkami o podobnych właściwościach [35], [100].
Olej napędowy, którego parametry przedstawiono w tabeli 1.1, jest paliwem typowo
letnim, którego temperatura krzepnięcia jest dość wysoka (-5oC). Producent określił również
gęstość paliwa w 15oC wynoszącą 0,820- 0,845 g/dm3. Do niedawna normy nie podawały
dolnej granicy gęstości, obecnie wynosi ona 0,820 g/dm3. Temperatura zapłonu par paliwa
określona metodą laboratoryjną wynosi 56- 64oC. W Polskich normach przyjęto minimalną
temperaturę zapłonu par paliwa 55oC. Temperaturę zapłonu wykorzystuje się w przemyśle
rafineryjnym jako wskaźnik jakości (czystości) frakcji naftowych [100]. Minimalna wartość
16
liczby cetanowej oleju napędowego określona przez normę EN ISO 4259:1995 wynosi 51,0
i jest wyznaczana na podstawie badań eksperymentalnych lub laboratoryjnych.
O wykorzystaniu paliwa w niskiej temperaturze decyduje zawartość węglowodorów
parafinowych w paliwie. Wpływają one także na temperaturę zablokowania zimnego filtru.
Za najniższą temperaturę blokowania zimnego filtru przyjmuje się w normach temperaturę
0 oC dla olejów letnich i -20 oC dla olejów zimowych.
1.2.2. Paliwo F-34
Paliwo o symbolu NATO F-34 należy do grupy paliw lotniczych stosowanych także
w lotnictwie cywilnym jako JetA1 lub JP-8 (ma większą odporność termiczną). Paliwo F-34
zostało szeroko przebadane w warunkach laboratoryjnych, w bazach wojskowych oraz misjach
państw NATO [18], [45], [51], [83], [113]. Analizę ryzyka zastosowania paliwa
w różnych pojazdach i warunkach eksploatacji przedstawiono w raporcie [16]. Ze względu na
zbliżone właściwości do oleju napędowego oraz możliwości modyfikowania jego właściwości
poprzez stosowanie dodatków, paliwo to może być stosowane do zasilania tłokowych silników
spalinowych i jest obecnie stosowane podczas misji NATO. Problemem jest zwiększony udział
siarki w paliwie F-34, co w nowoczesnych silnikach z rozbudowanym układem neutralizacji
spalin może powodować zaburzenia sterowania silnikiem i znaczne zmniejszenie jego
maksymalnego momentu obrotowego silnika [3].
Paliwo F-34 zawiera od 35 do 60% węglowodorów parafinowych, od 20 do 40%
naftenowych, od 15 do 25% aromatycznych oraz od 0 do 5% olefinowych. Paliwo F-34 może
być wzbogacone trzema dodatkami: antyelektrostatycznym, antykorozyjno-smarnościowym
oraz zapobiegającym krystalizacji wody w paliwie [100]. Paliwo F-34 ma mniejszą gęstość
w stosunku do oleju napędowego, w wyniku czego zmniejszona jest ilość wydzielonej energii
podczas jednego wtrysku dawki paliwa i zmniejszenie momentu obrotowego [8], [19], [118].
W silnikach z wtryskiem bezpośrednim zauważono zmniejszenie mocy maksymalnej
o 2 – 5%, natomiast w silniku z komorą wirową nie odnotowano zmiany parametrów
użytecznych silnika.
Dwukrotnie zmniejszona lepkość paliwa F-34 w stosunku do oleju napędowego może
się przyczyniać do większych przecieków w elementach par precyzyjnych aparatury
wtryskowej, szczególnie po pewnym okresie pracy. Paliwo F-34 jest podatne na rozpylane
i odparowane podczas zasilania silnika w niskiej temperaturze. Temperatura zablokowania
zimnego filtru (TZZF) wynosi -54°C, a temperatura wrzenia nie przekracza 240°C.
Mniejsza liczba cetanowa paliwa F-34 (LC=45, wobec LC=50 dla ON) pogorsza właściwości
rozruchowe silnika [8], [118].
17
Mniejsza gęstość paliwa F-34 oraz mniejsza lepkość powodują szybszy wtrysk dawki
paliwa do komory spalania, zwiększenie ilości paliwa przygotowanego do spalania w chwili
samozapłonu i pojawienia się płomienia. Jednocześnie paliwo to ma mniejszą liczbę cetanową,
co z kolei może wydłużyć okres zwłoki samozapłonu w porównaniu do oleju
napędowego (rys. 1.2).
I II III IV
GM
P
I II III IV
Paliwo „lekkie”
Paliwo „ciężkie”
Da
wka p
aliw
a, %
Wznio
s iglicy r
ozpyla
cza
Ciś
nie
nie
sp
ala
nia
, p
Kąt obrotu wału korbowego,
Kąt obrotu wału korbowego
Kąt obrotu wału korbowego
100
0
0
hmax
Kąt wtrysku
Kąt wtrysku
Początek wtrysku
Początek samozapłonu
(p
/)
DD
2
Okresy spalania
(p
/)
DD
1
Da
wka
wtr
yśnię
ta
w o
kre
sie
zw
łoki
sa
mo
za
pło
nu
,%
Rys. 1.2. Wpływ właściwości paliwa na przebieg wtrysku i spalania paliwa w silniku
o zapłonie samoczynnym
Temperatura zablokowania zimnego filtra dla paliwa F-34 wynosi -54 oCi jest niższa
niż oleju napędowego -31oC. Jednakże właściwości reologiczne paliwaF-34 w stosunku do ON
są gorsze. Paliwo F-34 ma mniejszą lepkość i smarność oraz lepkość kinematyczną
o ok. 0,08mm2/s, co przyspiesza zużywanie się niektórych elementów układu zasilania
paliwem. W układach typu Common Rail, w których paliwo jest jedynym środkiem smarnym
gorsze właściwości smarnościowe paliwa mogą powodować szybsze zużycie zespołów
tłoczących pomp. Dlatego konieczne jest stosowanie dodatków przeciwkorozyjno-
smarnościowych.
Lepsze rozpylenie, a tym samym szybsze odparowanie paliwa F-34 wiąże się również
z niższą temperaturą samozapłonu paliwa. Powoduje to niższą temperaturę spalin
i w konsekwencji zmniejszenie zawartości NOx w spalinach. Skład frakcyjny paliwa F-34 różni
się od składu oleju napędowego. Temperatura początku destylacji paliwa F-34jest
o 11oC niższa w stosunku do temperatury oleju napędowego. Z punktu widzenia właściwości
18
rozruchowych ważna jest temperatura oddestylowania 10% paliwa, w przypadku paliwa F-34
jest niższa o 19oC. Świadczy to o lepszych właściwościach rozruchowych zimnego silnika.
Temperatura oddestylowania 50% jest o 53oC niższa dla paliwa F-34 w porównaniu z olejem
napędowym. Świadczy to o lepszym wytwarzaniu mieszanki palnej przez paliwo F-34 oraz
o niższej temperaturze samozapłonu. Paliwo F-34 ma mniejsze udziały frakcji ciężkich, przez
co podczas spalania zmniejszą się udziały toksycznych składników spalin oraz ilość nagaru
w komorze spalania.
Obecnie paliwo F-34 jest stosowane do zasilania silników pojazdów mechanicznych
i urządzeń stacjonarnych w wielu armiach i do zasilania silników turbinowych jest stosowane
misjach państw NATO.
1.2.3. Estry metylowe kwasów tłuszczowych oleju rzepakowego
Paliwa rzepakowe dostępne na polskim runku występują w postaci estrów metylowych
kwasów tłuszczowych oleju rzepakowego (EMKOR lub RME). Naturalny olej rzepakowy
cechuje się kilkunastokrotnie wyższą lepkością i znacznie gorszą lotnością od oleju
napędowego, co w praktyce uniemożliwia jego bezpośrednie użycie jako paliwa. Konieczne
jest estryfikacja oleju rzepakowego za pomocą alkoholu metylowego lub etylowego
w obecności katalizatora (wodorotlenek sodu lub potasu). Otrzymane w ten sposób estry
metylowe (etylowe) mają właściwości bardziej zbliżone do oleju napędowego.
Zaletą paliwa rzepakowego (lub innej rośliny oleistej) jest asymilacja dwutlenku węgla
z powietrza w trakcie wzrostu rośliny. CO2 powraca do otoczenia po spaleniu biodiesla
w silniku. Tworzy się zamknięty obiegu CO2 w przyrodzie, który ogranicza przyrost CO2
w środowisku naturalnym [80].
Wartość opałowa paliwa rzepakowego jest mniejsza niż oleju napędowego ponieważ
zawiera tlen związany w cząsteczka paliwa. Jednocześnie jego gęstość jest większa niż gęstość
oleju napędowego (0,870…0,890 g/dm3), co podczas wtrysku dawek o takiej samej objętości
częściowo równoważy mniejsza wartość opałową [69]. Większe opory przepływu paliwa
rzepakowego przez układ wtryskowy powodują wzrost ciśnienia w przewodzie wtryskowym.
Ocenia się, że jest ono większe o 7,7 % [47]. Wtrysk paliwa rzepakowego rozpoczyna się
później niż oleju napędowego. Opóźnienie to może wynosić około 0,3 ms wpływając na cały
proces rozpylenia [34]. Jest to częściowo rekompensowane lepszą podatnością na samozapłonu
ze względu na m.in. obecność tlenu atomowego w paliwie.
Właściwości niskotemperaturowe paliwa rzepakowego są gorsze w porównaniu
z zimowym olejem napędowym i dlatego w temperaturze poniżej -10°C należy stosować
dodatki depresujące w celu uniknięcia zablokowania elementów filtrujących paliwo.
19
Zawartość tlenu (ok. 12%) oraz wiązania nienasycone cząstek paliwa rzepakowego
sprzyjają lepszemu zapłonowi oraz zupełnemu i całkowitemu spalaniu, co wynika z większej
aktywności tlenu atomowego w paliwie, niż tlenu cząsteczkowego w powietrzu. Efektem jest
zmniejszenie udziałów związków toksycznych w spalinach i zadymienia spalin.
Wadą paliwa rzepakowego jest zwiększona zawartość wody oraz agresywne
oddziaływanie na elementy gumowej powłoki lakiernicze [69]. Ze względu na skłonność
do pochłaniania wody przez paliwo rzepakowe (ok. 40 razy więcej niż ON), podczas jego
dystrybucji, produkcji i transportu, należy zabezpieczać przed przedostaniem się wody poprzez
zamykanie i uszczelnianie zbiorników.
Estry metylowe oleju rzepakowego bardzo dobrze rozpuszczają się w oleju napędowym.
Liczba cetanowa paliwa RME wynosi około 50 i jest porównywalna z olejem napędowym.
Przedmiotowe estry charakteryzują się wyższą gęstością niż oleje napędowe (rzędu 0,885
g/cm3). Ze względu na wysoką temperaturę zapłonu (ok. 170oC) oraz niskie ciśnienie par
(poniżej 1 mm Hg), paliwo RME nie jest uważane za substancję wybuchową, co zmniejsza
wymagania dotyczące kwestii transportu. Zawartość siarki w biopaliwach wynosi około
0,001% (w oleju napędowym dopuszczalny jest udział siarki 0,0015%). Możliwe jest
stosowanie tego typu paliwa do zasilana silników o zapłonie samoczynnym wyposażonych
w układy do neutralizacji toksycznych składników spalin.
Temperatura samozapłonu paliwa RME jest wyższa o około 100 oC w porównaniu
z olejem napędowym, dlatego jest to paliwo bezpieczne pod względem pożarowym, co z kolei
wpływa na bezpieczniejszy jego transport i dystrybucję.
Skład frakcyjny paliwa RME różni się od składu oleju napędowego. Temperatura
wrzenia wynosi ok. 300…..350oC (rys. 1.3). Jest to spowodowane małą różnorodnością
składników użytych przy jego produkcji. Obniżenie temperatury początku destylacji wynika
z obecności metanolu lub gliceryny w tym paliwie.
Rys. 1.3. Krzywe destylacji oleju napędowego (ON) i paliwa rzepakowego (RME)
0
50
100
150
200
250
300
350
400
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90
Procent odparowania paliwa
Tem
pera
tura
, oC
ON
BIODIESEL
20
Właściwości smarnościowe estrów znacznie przewyższają właściwości smarnościowe
oleju napędowego oraz paliwa F-34. Związane jest to z jego gęstością i lepkością
oraz spolaryzowaniem cząstek estrowych. Dodanie do oleju napędowego niewielkiej już ilości
estru znacznie poprawia jego właściwości smarnościowe.
1.2.4. Etanol
Etanol, czyli alkohol etylowy (C2H5OH) powstaje w wyniku fermentacji skrobi (zboża,
ziemniaki, kukurydza) lub fermentacji cukrów (melasa), których produkty są poddane
procesowi destylacji i rektyfikacji. Pod względem technologii produkcji etanol można podzielić
na:
• etanol techniczny wytwarzany jest w wyniku fermentacji cukrów z hydrolizy drewna
lub ługów posulfitowych,
• etanol syntetyczny wytwarzany jest w procesach chemicznych.
Alkohol etylowy jest dobrym paliwem do silników zapłonie iskrowym. Charakteryzuje
się temperaturą topnienia -114,2°C, temperaturą wrzenia 78,3°C, gęstością 0,7893 g/cm3
(dotyczy etanolu absolutnego). Mieszanina 95,6% etanolu z wodą jest popularnie nazywana
spirytusem.
Bioetanol oznaczany jest za pomocą litery E (od etanolu) lub M (od metanolu)
z następującą po nich liczbą określająca objętościowy udział alkoholu w paliwie. Etanol
zawarty w paliwach alkoholowych przed zmieszaniem z benzyną jest zdenaturyzowany
i może zawierać do 5% węglowodorów (dodatków benzynopodobnych) ze względu na małą
lotnością par etanolu. Zastosowanie 100% etanolu (E100) mogłoby uniemożliwić rozruch
silnika w niskiej temperaturze. Paliwo alkoholowe E10, nazywane też "gasoholem" to
mieszanina składająca się z 10 % zdenaturyzowanego etanolu oraz 90% benzyny. Paliwo E85
(paliwo etanolowe i stanowi mieszaninę zdenaturyzowanego alkoholu (70-85%) i paliwa
węglowodorowego (30-15%). Bioetanol stanowi mieszankę 5% zdenaturyzowanego alkoholu
i 95 % paliwa węglowodorowego. Ocenia się, że dodanie etanolu do benzyny powoduje
zmniejszenie udziału tlenku węgla w spalinach o 20-30%, a węglowodorów do 10%
w stosunku do składu spalin z benzyn nie zawierających etanolu.
Obecnie są próby dodawania etanolu do oleju napędowego (e-diesel). Związki
z udziałem tlenu mogą korzystnie wpływać na samozapłon paliwa w silnikach o zapłonie
samoczynnym. Włoski koncern ENI testował tzw. oxy-diesel z pochodnymi metanolu
i formaldehydu. Natomiast, wJaponii próbuje się zastosować dodatek eteru dwumetyloegoy
(DME) do oleju napędowego. Korzystny pływ DME na spalanie oleju napędowego zwrócono
21
uwagę w Szwecji [17], [79]. W USA, jeszcze badano paliwo "P-series" - zawierające m.in.
metylotetrahydrofuran (MTHF) z biomasy [15], [26].
W USA i w krajach Unii Europejskiej, obowiązuje norma EN 228 dopuszczająca udział
etanolu w benzynie nie większy niż 5%. W Polsce przyjęto dla wszystkich rodzajów benzyn
maksymalny 5% poziom udziału etanolu w paliwie (PN-92/C-96025).
Alkohol etylowy charakteryzuje się następującymi cechami: temperatura topnienia
114,2°C, temperatura wrzenia 78,3°C, gęstość 0,7893 g/cm3 (dotyczy etanolu absolutnego).
Mieszanina 95,6% etanolu z wodą jest popularnie nazywana spirytusem.
1.3. Wtrysk paliwa do komory spalania silnika o zapłonie samoczynnym
Przed górnym zewnętrznym zwrotem tłoka w suwie sprężania,do komory spalania
silnika o zapłonie samoczynnym, wtryskiwana jest dawka paliwa. Ulega ona rozbiciu na krople,
odparowaniu i samozapłonowi, a następnie spaleniu. Prawidłowy przebieg tych procesów
wymaga paliwa charakteryzującego się podatnością do samozapłonu, określoną za pomocą
liczby cetanowej LC (średnio LC = 50) oraz wysokiej temperatury powietrza
w cylindrze (na ogół 500 – 750 oC) uzyskiwanej na skutek wysokiego stopnia sprężania.
Stopień sprężania zawiera się w granicach = 12 – 25 i zależy od typu komory spalania
i rozmiarów silnika [8], [27], [100], [105], [106].
Mieszanka palna tworzona w komorze spalania silnika jest niejednorodna, co
w warunkach dużego nadmiaru powietrza umożliwia uzyskanie w części komory spalania
mieszanek o lokalnym współczynniku składu w przedziale palności 0,3 < (rys. 1.4a).
Zakres palności mieszanki zależy od składu frakcyjnego paliwa i dla przeciętnych paliw
zakres palności jest mniejszy [15]. Stosując taki system tworzenia mieszanki w komorze
spalania występują zarówno obszary zawierające czyste powietrze oraz nieodparowane paliwo,
a także mieszankę o składzie palnym.
Krople paliwa poruszające się w rozpylonej strudze podczas wytrysku są otoczone
paliwem parującym i dyfundującym do otaczającego powietrzu. Jedynie w wąskim przedziale
wokół kropli powstaje skład mieszanki zbliżony do składu palnego, a ruch kropel powoduje
dodatkowe zdmuchiwanie par paliwa i nierównomierną ich koncentrację w objętości powietrza
wypełniającego komorę spalania (rys. 1.4b). Stopień niejednorodności mieszanki palnej
tworzonej w cylindrze zależy w dużym stopniu od właściwości paliwa, które decydują
o: prędkości wypływu paliwa z rozpylacza i ciśnieniu wtrysku, wymiarze i rozkładzie kropel
w strudze paliwa, intensywności jego odparowania, przebiegu wstępnego utleniania i okresie
22
zwłoki samozapłonu. Wzrost zawirowania powietrza intensyfikuje procesy dyfuzji par paliwa
w ładunku powietrza zapewniając uzyskanie składu palnego mieszanki.
a)
b)
Paliwo
Pary paliwa
Kierunek ruchu kropel paliwa
Rys. 1.4. Powstawanie mieszanki palnej wokół nieruchomej kropli paliwa (a) oraz rozkład par wokół
kropel paliwa poruszających się w strumieniu powietrza (b).
Wytwarzanie mieszaniny palnej w silnikach o zapłonie samoczynnym odbywa się w czasie
wtrysku paliwa z dużą prędkością do komory spalania wypełnionej sprężonym powietrzem. Z chwilą
opuszczenia rozpylacza i obniżenia ciśnienia strugi, następuje jej rozpad na szereg poruszających się
i jednocześnie rozpadających się kropel paliwa pod wpływem oporu powietrza, z których parujące paliwo
jest zdmuchiwane tworząc mieszankę palną (rys. 1.5). Rozdrobnienie strugi powoduje intensyfikację
odparowania przez zwiększoną powierzchnię parowania i szybkie mieszanie paliwa z powietrzem,
a także bardziej równomierne rozprowadzenia paliwa w całej objętości komory spalania [9], [38], [119].
Ruch strugi paliwa w komorze spalania powoduje również lokalne zmiany ciśnienia ośrodka, w
którym poruszają się krople paliwa oraz wywołuje drgania na powierzchni kropel przyspieszające
rozpad i odparowanie kropel. Na rozpylenie paliwa wywierają wpływ następujące właściwości:
gęstość, lepkość i napięcie powierzchniowe paliwa. Wpływ właściwości wtryskiwanego paliwa na
wymiary kropel można określić następująco [6], [17], [54], [74]:
• ciecze o większej lepkości tworzą większe krople,
• ciecze o większym napięciu powierzchniowym tworzą większe krople,
• ciecze o większej gęstości tworzą mniejsze krople, na skutek ułatwionego rozpadu kropel
dzięki większej energii kinetycznej.
Rys. 1.5. Zjawiska związane z wypływem paliwa z rozpylacza
23
Wpływ na rozpad strugi paliwa mogą mieć również inne czynniki wewnętrzne, takie jak
zaburzenia przepływu przez rozpylacz, zmienne przekroje kanałów paliwowych, zawirowanie i
rozprężanie paliwa, parowanie lekkich frakcji, spadek ciśnienia w kanałach oraz drgania iglicy
rozpylacza [23]. Na jakość rozpylania paliwa wpływają także: okresowość wtrysku paliwa,
zmiany prędkości tłoczenia przez pompę wtryskową, zakłócenia przepływu wywołane
ściśliwością paliwa, zjawiska falowe występujące w przewodzie wtryskowym oraz drgania
iglicy wtryskiwacza, powodujące zmiany ciśnienia przed otworem wylotowym, a tym samym
zmiany prędkości wypływu paliwa. Przy małym wzniosie iglicy występują ponadto duże dławienia w
gnieździe iglicy, co powoduje spadek ciśnienia przy wypływie paliwa z wtryskiwacza
i zmniejszenie prędkości wypływu pogarszającego rozpylenie. Dlatego bardzo ważne jest skrócenie
do minimum czasu zamykania i otwierania wtryskiwacza, co jest możliwe przy wysokim ciśnieniu
paliwa i elektronicznym sterowaniu wtryskiwaczem.
Podczas wtrysku występują dwie formy rozpadu strugi. Pierwszą jest tzw. pierwotne
rozdrobnienie strugi, w wyniku którego powstają krople o stosunkowo dużej średnicy.
W czasie wtrysku do sprężonego i wirującego powietrza krople ulegają dalszemu rozdrobnieniu
na skutek działania sił aerodynamicznych, co stanowi proces wtórnego rozdrobnienia paliwa. Obu
tym zjawiskom towarzyszą równolegle inne zjawiska,
a mianowicie turbulentne ruchy cieczy wewnątrz kropli i jej odkształcenia aerodynamiczne,
zmiana masy kropli na skutek powierzchniowego odparowania, które może przebiegać
równolegle ze spalaniem. Intensywne zawirowanie powietrza w komorze spalania prowadzi do
zwiększenia względnej prędkości powietrza i paliwa, aż do przekroczenia wartości krytycznej, po
czym następuje rozpad kropli [17], [74], [106].
W celu poprawienia oraz zapewnienia właściwego wymieszania paliwa z powietrzem
w komorze spalania coraz częściej stosuje się rozpylacze o zwiększonej liczbie otworów.
Większa ilość strug wtryskiwanego paliwa zapewnia równomierne rozprzestrzenianie
się paliwa, jednakże należy pamiętać o jednoczesnym zwiększaniu się sumarycznego przekroju
przepływającego paliwa z rozpylacza. Jednoczenie wraz ze zwiększaniem liczby otworków
rozpylacza, zmniejsza się ich średnicy. Zmniejszenie średnicy otworków powoduje
zwiększenie prędkości wtryskiwanego paliwa, co z kolei może powodować wydłużenie strugi
i osadzanie cząstek paliwa na ściankach komory spalania [34].
Parametry wtrysku oraz typ rozpylacza są głównymi czynnikami wpływającymi
na właściwe tworzenie mieszaniny palnej. Model strumienia paliwa zaproponowany przez
Fujimoto wyróżnia następujące parametry strugi paliwa (rys. 1.6.a):
• zasięg strugi to odległość od wylotu z otworków rozpylacza do najdalej odległego punktu
wierzchołka strumienia,
24
• kąt wierzchołkowy strugi jest zależny od konstrukcji rozpylacza oraz ciśnienia wtrysku
paliwa do komory, a zmniejszenie kropel paliwa wewnątrz strumienia powoduje
zwiększenie kąta wierzchołkowego,
• dokładność i jednorodność jest oceniana na podstawie ilości jednakowych kropel paliwa
w przedziałach z zakresu 0,0005 – 0,15 mm (może być podawane prawdopodobieństwo
udziału kropel w poszczególnych przedziałach, estymowane ich udziałami względnymi).
a) b)
Rys. 1.6. Wtrysk paliwa (model Fujimoto [106]) : a) rozkład paliwa w strudze,
b) rozpad strugi wtryskiwanego paliwa
Niezależnie od warunków pracy, układ wtryskowy w silnikach o zapłonie
samoczynnym musi zapewnić prawidłowe dawkowanie paliwa z uwzględnieniem chwili
rozpoczęcia wtryskiwania i ciśnienia wtrysku. Podczas doboru jednostkowej dawki paliwa
wtryskiwanej na biegu jałowym bądź dawki wtrysku wstępnego należy zapewnić najwyższą
dokładność dawkowania, ponieważ jednostkowa dawka paliwa może wynosić kilka mm3 na
wtrysk. Ponadto, podczas projektowania układu wtryskowego należy uwzględnić położenie
wtryskiwacza w komorze spalania, liczbę otworków rozpylacza oraz ciśnienie wtrysku paliwa,
które muszą być odpowiednio dostosowane do kierunku i natężenia ruchu powietrza [9], [37],
[103], [106].
Podczas wtrysku paliwa do komory spalania wokół strugi powstaje strefa uboga
w paliwo (rys. 1.7). Na granicy tej strefy w miarę penetracji strugi powstaje obszar o składzie
poniżej granicy palności. W wyniku tego, część odparowanego paliwa może nie spalić się
całkowicie i zupełnie przyczyniając się do wzrostu emisji HC. Źródłem węglowodorów są także
pary paliwa wydobywające się ze studzienki rozpylacza w czasie między kolejnymi wtryskami
paliwa, dlatego dąży się do zmniejszenia jej objętości. W strefie popłomiennej
i dla większego nadmiaru powietrza powstają tlenki azotu [6], [54], [56].
25
a) b)
Rozpylaczpaliwa
NOx
HC
NOx
PM
HC
Rys. 1.7. Rozkład paliwa w strefie strugi paliwa wtryśniętej do komory spalania: a) rozkład składu
mieszanki[6], miejsca tworzenia się produktów niezupełnego spalania paliwa [73]
Bezpośredni wtrysk paliwa do cylindra tuż przed jego zapłonem przyczynia się
do niejednorodnego rozkładu mieszaniny paliwo – powietrze w komorze spalania, co zwiększa
ilość toksycznych produktów spalania paliwa w początkowej fazie (wg [6]).
Podczas niekontrolowanego spalania mieszaniny par paliwa z powietrzem w okresie
opóźnienia samozapłonu, w warstwie ubogiej w paliwo powstają węglowodory, a w strefie
popłomiennej tworzą się tlenki azotu [73]. W okresie dominacji procesów dyfuzji podczas
mieszania się paliwa i utleniacza, w strefach bogatych w paliwo powstają sadze, a w strefach
w pobliżu ścianek w wyniku efektu gaszenia powstają węglowodory [6], [54].
Duże znaczenie dla procesu tworzenia mieszaniny palnej mają rozwiązania
konstrukcyjne układu wtryskowego silnika, w tym przede wszystkim decydujące o ciśnieniu
wtrysku paliwa (pompa paliwa, wtryskiwacze), rozkładzie strugi w komorze spalania(liczba
otworków i ich położenie), a także kształt komory spalania wpływający na procesy między
paliwem i powietrzem w komorze spalania podczas tworzenia mieszanki palnej i spalania.
Dążenie do zwiększenia dokładności rozpylenia spowodowało zastępowanie
wtryskiwaczy zespolonych pompowtryskiwaczami, które zapewniały większe ciśnienie paliwa
(rys. 1.8). W kolejnym etapie zaczęto wprowadzać bardziej tanie elektronicznie sterowane
wtryskiwacze do zasobnikowych systemów zasilania (CRI). Są to rozpylacze
z elektromagnetycznymi [9], [63] i piezokwarcowymi zaworami sterującymi wtryskiem paliwa.
Umożliwiają one precyzyjny wtrysk dawki paliwa podzielonej na kilka części w celu uzyskania
optymalnego składu mieszanki i ekonomicznej pracy silnika (rys. 1.9).
W zasobniku paliwa takiego układu jest utrzymywane ciśnienie 130 - 200 MPa.
26
a)
b)
c)
d)
Rys. 1.8. Wtryskiwacze paliwa [73]: a) zespolony, b) pompowtryskiwacz, c) magnetyczny
wtryskiwacz wysokociśnieniowy, d) wtryskiwacz wysokociśnieniowy piezoelektryczny.
Oznaczenia: FD – siła otwierająca rozpylacz, FS – siła zamykająca rozpylacz, 1 - dopływ paliwa pod
ciśnieniem, 2 – odpływ paliwa, 3 – korpus wtryskiwacza, 4 – nakrętka, 5 – rozpylacz, 6 – iglica rozpylacza, 7 – drążek iglicy, 8 – sprężyna, 9 – podkładki regulacyjne, 10 – tłoczek, 11 – zawór
elektromagnetyczny, 12 – elektromagnes, 13 – zwora zaworu, 14 – popychacz, 15 – sprężyna,
16 – komora iglicą rozpylacza, 17 – siłownik piezoelektryczny, 18 – łącznik, 19 – zawór, 20 – tłoczek
Kąt wyprzedzenia początku wtrysku pojedynczej dawki paliwa stracił na znaczeniu gdy
zaczęto dzielić dawkę paliwa na części za pomocą rozpylaczy elektronicznych (rys. 1.8).
Obecnie do produkcji wprowadzane są układy wtryskowe „Common Rail” drugiej generacji,
typu „multijet”, w których zwiększono liczbę wtrysków do 5 lub 6 (rys. 1.9). W rezultacie
zmienia się przebieg ciśnienia w komorze spalania tak, aby najmniejsza był emisja toksycznych
składników spalin i hałasu, a największy moment obrotowy silnika [9], [78].
a)
b)
c)
d)
Rys. 1.9. Działanie wtryskiwacza piezokwarcowego [73]: a) wznios iglicy, b) ciśnienie w kanale
wtryskiwacza, c) wznios iglicy rozpylacza, d) charakterystyki wtrysku paliwa
27
Działanie wtryskiwaczy elektronicznych jest sterowane za pomocą kontrolera na
podstawie wskazań wielu czujników (rys. 1.10). Wysokie ciśnienie paliwa z zasobniku
wytwarza jedno - lub wielotłoczkowa pompa. Tego typu system wtrysku paliwa jest
w badanym silniku.
Zawór maksymalnego
ci nieniaś
Czujnik cisnienia
Wysokie ci nienieś
Niskie ci nienieś
Pompa podtłaczająca
Zbiornik paliwa
Wtryskiwacz
Czujnik prędkości obrotowej wału korbowego
Czujnik prędkości obrotowej wałka rozrządu
Kontroler
Dodatkowe czujniki
Dodatkowe sterowniki
Filtr paliwa
Zawór dławiący
Filtr wstpaliwa
ępny
Pompa wysokiego ci nieniaś
Wtryskiwacz
Rys. 1.10. Zasobnikowy system wtrysku CRI na podstawie [73]
Układ sterujący kontroluje również inne procesy w pojeździe np. z uruchomienie świec
żarowych, recyrkulacja spalin, doładowanie, diagnozowanie silnika [9], [63], [75], [77], [78].
To powoduje konieczność stosowania wielu przetworników do pomiarów niezbędnych
wielkości fizycznych oraz elektronicznego układu rejestrującego te wyniki pomiarów
i optymalnie sterującego pracą silnika.
1.4. Spalanie w silniku o zapłonie samoczynnym
Spalanie w silnikach o zapłonie samoczynnym jest procesem nieustalonym,
heterogenicznym(przebiega w fazie gazowej i ciekłej), turbulentnym i wielowymiarowym.
W silnikach o zapłonie samoczynnym stosowane są dwa systemy spalania:
• spalanie w komorach wykonanych w tłoku (otwartymi lub półotwartymi);
• spalanie w komorach dzielonych,
Obecnie w silnikach o zapłonie samoczynnym stosowane są tylko systemy
z bezpośrednim wtryskiem paliwa. Dawniej stosowane komory dzielone umożliwiały
zwiększenie prędkości obrotowej silnika zmniejszając wrażliwość silnika na okresu zwłoki
samozapłonu. Jednak straty energetyczne przepływu czynnika roboczego przez zwężenie
między komorami były bardzo duże, co zmniejszało ekonomiczność pracy silników. Obecnie
28
problem zwłoki samozapłonu jest rozwiązywany przez wielostopniowy wtrysk paliwa
do odpowiednio ukształtowanej komory spalania.
Procesy wtrysku i spalanie paliwa zależą dużo od kształtu komory spalania. Powinny
one zapewnić najlepsze wykorzystanie powietrza do spalenia paliwa, a jednocześnie powinny
być zwarte żeby straty ciepła z komory spalania były jak najmniejsze. Dlatego powszechnie
stosowane w silnikach o zapłonie samoczynnym komory półotwarte i rozpylacze
o zwiększonej liczbie otworków (rys. 1.11c), Paliwo spalane jest ze znacznym nadmiarem
powietrza, który minimalnie wynosi = 1,3-1,5 a silnikach wolnossących, a w silnikach
doładowanych wartość osiąga około =2 [17], [106].
Samozapłon ciekłego paliwa składającego się z węglowodorów ciekłych wtryśniętych
do komory spalania silnika o zapłonie samoczynnym rozpoczyna się po upływie tzw. okresu
indukcyjnego, zwanego okresem opóźnienia (zwłoki) samozapłonu paliwa s. Obejmuje on
procesy od chwili wtryśnięcia paliwa do komory spalania do osiągnięcia gwałtownego wzrostu
ciśnienia spowodowanego spalaniem paliwa. Okres ten znacznie wpływa na przebiegu i
dynamikę spalania, a tym samym dla przebiegu ciśnienia w komorze spalania
i siły gazowej działającej na tłok silnika.
a) b) c)
Rys. 1.11. Komory niedzielone silników o zapłonie samoczynnym: a) komora otwarta, b) komora
półotwarta, c) komora półotwarta silnika z układem wtryskowym typu „Common Rail”
(widoczne ślady po pracy z wtryskiwaczem sześciootworowym).
Ze względu na charakter zjawisk towarzyszących okresowi opóźnienia samozapłonu
można wyróżnić w nim okres fizyczną τf i chemiczną τch zwłoki samozapłonu, stąd
chfs += (1.1)
Podczas fizycznego okresu zwłoki zapłonu dominują procesy parowania i dyfuzji par
paliwa z mniejszym udziałem procesów chemicznych. Natomiast w drugiej części okresu
zwłoki samozapłonu τch, nazywanej chemiczną zwłoką samozapłonu, dominują chemiczne
29
łańcuchowe procesy przedpłomieniowe, które prowadzą do utworzenia pierwszych ognisk
samozapłonu [13], [118].
Pierwsze ogniska samozapłonu i początek utleniania paliwa rozwijają się w fazie
gazowej, po nagrzaniu i odparowaniu pewnej liczby kropel paliwa. W wyższej temperaturze
przyśpieszeniu ulegają procesy fizyczne i intensywne odparowania paliwa. W tych warunkach
proces odparowania paliwa i wymieszania z powietrzem w małym obszarze komory spalania
może zakończyć się wcześniej niż wystąpi samozapłon. Czynnikami determinującymi zwłokę
samozapłonu są wtedy procesy chemiczne [17], [118].
Samozapłonu niskotemperaturowy charakteryzuje się wielofazowym przebiegiem
reakcji chemicznych prowadzących do wybuchowego samozapłonu(rys. 1.12). Górna
graniczna temperatura występowania samozapłonu niskotemperaturowego znajduje się tym
wyżej, im wyższe jest ciśnienie w komorze spalania. W niższej temperaturze dużą rolę
odgrywają zjawiska tzw. chłodnego płomienia, obejmującego wiele faz reakcji
przygotowawczych do samozapłonu paliwa i dlatego uznano je za charakterystyczną cechę
łańcuchowego utleniania węglowodorów [119]. Zjawisko to zachodzi w warunkach znacznego
niedoboru powietrza i polega na pojawieniu się w określonym przedziale temperatury (około
250-450oC) charakterystycznego promieniowania podgrzanej mieszaniny
paliwowo-powietrznej z jednoczesnym niewielkim wzrostem ciśnienia. Ilość ciepła wydzielana
podczas reakcji nie przekracza 10-15% energii chemicznej wtryśniętej dawki paliwa.
Intensywność świecenia i wzrost ciśnienia podczas występowania zjawiska chłodnego
płomienia, świadczy o wielkości krytycznej stężenia swobodnych rodników reakcji
łańcuchowych [17], [74], [119].
Rys. 1.12. Zakres samozapłonu węglowodorów [74] Rys. 1.13. Zmiany ciśnienia mieszanki w okresie
zwłoki samozapłonu [74]
Przebieg procesów samozapłonu w wyższej temperaturze jest oparty głównie na
reakcjach łańcuchowych, przy czym powstające samorzutnie rozgałęzienia tych reakcji
powodują przyspieszenie samozapłonu. W wysokiej temperaturze (500-800 oC) dominują
30
reakcje chemiczne z tworzeniem się formaldehydu, a świecenie mieszaniny występujące przed
początkiem spalania nosi nazwę błękitnego płomienia. Świecenie nie jest pochodzenia
cieplnego i stanowi rodzaj chemiluminescencji. Poprzedza ono samozapłon i pojawienie się
gorących płomieni. Występuje po pojawienia się chłodnego płomienia i charakteryzuje się
również wzrostem ciśnienia [9], [17], [119].
Długość chemicznego okresu opóźnienia samozapłonu τch oraz jego zmienność
wynikają przede wszystkim z przebiegu zjawisk chemicznych, a zjawiska fizyczne mają dużo
mniejsze znaczenie [17], [74]. Okres ten charakteryzuje się niewielkim wzrostem ciśnienia,
przebieg którego można przedstawić jako proces wielofazowy wstępnego utleniania
węglowodorów, co przedstawiono także na rysunku 1.13.
321 ++=ch (1.2)
gdzie:
τ1 - opóźnienie chłodnego płomienia,
τ2 - opóźnienie błękitnego płomienia (związane z pojawieniem się chemiluminescencji
błękitnego płomienia),
τ3 - opóźnienie gorącego płomienia.
Przebieg reakcji przedpłomiennych może się zmieniać w przypadku naruszenia stanu
równowagi między wydzielaniem ciepła w reakcjach, a odprowadzeniem ciepła do otoczenia i
ścian komory spalania. Wzrost temperatura mieszanki par paliwa i powietrza powoduje szybszy
przebieg reakcji i wystąpienie płomienia. Zwiększone chłodzenie opóźnia ten proces.
W silnikach o zapłonie samoczynnym występuje zapłon wielopunktowy lub
wieloogniskowy, polegający na jednoczesnym zapłonie w różnych miejscach komory spalania
[6], [48], [106]. Jest to widoczne podczas wtrysku paliwa do komory spalania silnika z
wysokociśnieniowym układem wtryskowym. Po rozpylenia paliwa w powietrzu, a następnie
powstanie pierwszych ognisk samozapłonu w pobliżu wtryskiwacza, kończący okres zwłoki
samozapłonu i rozwój spalania w całej objętości komory spalania (rys. 1.14, 1.15, 1.17).
Spalanie paliwa ciekłego zaczyna się na ogół w miejscu, gdzie wytworzyła się
odpowiednio podgrzana mieszanka paliwowo-powietrzna o składzie zapewniającym
najłatwiejszy samozapłon paliwa (λ=0,8-0,9). Stąd rozchodzi się płomień obejmujący kolejne
obszary mieszaniny par paliwa z powietrzem, a wzrost temperatury mieszanki powoduje
przyśpieszanie reakcji w kolejnych miejscach komory spalania. W innych miejscach,
oddzielonych od rozpatrywanego obszaru strefą czystego powietrza, spalanie może się
rozpocząć na skutek bezpośredniego oddziaływania istniejącego już płomienia albo
w wyniku wzrostu temperatury i ciśnienia zapewniającego wystąpienie kolejnych ognisk
samozapłonu (rys. 1.15 i 1.17).
31
Rys. 1.14. Samozapłon paliwa w komorze spalania silnika CR (na podstawie [123])
W miejscach, gdzie znajdują się nie odparowane krople, wzrost temperatury powoduje
termiczny rozkład paliwa z niedostatecznym udziałem tlenu, połączony z odwodornieniem
cząstek paliwa i tworzeniem sadzy. Produkty tego rozkładu spalają się w resztkach powietrza
dopływającego dzięki dyfuzji i zawirowaniom w komorze spalania lub wypływają ze spalinami
jako ich toksyczne składniki [13].
Rys. 1.15. Zapłon i spalania paliwa w komorze spalania w komorze spalania silnika z
bezpośrednim wtryskiem paliwa (na podstawie [123])
Efektem spalania w komorze spalania są zmiany ciśnienia i temperatury gazu
znajdującego się w komorze spalania (rys.1.16). Procesy te dzielone są na cztery okresy:
32
I. zwłoka zapłonu (A-B) trwa ok. 0,0007 – 0,003 s, podczas której odparowuje wtryśnięte
paliwo (20 - 100% dawki całkowitej) i miesza się powietrzem, a następnie powstają
pierwsze ogniska zapłonu,
II. spalanie niekontrolowane (kinetyczne lub wybuchowe) (B-C) charakteryzuje się
szybkim spalaniem mieszanki powstałej w pierwszej fazie zwłoki samozapłonu, co
prowadzi do gwałtownego wzrostu ciśnienia oraz temperatury w komorze spalania
(za „miękką pracę” silnika przyjęto uważać zmiany Dp/Δφ =0,3-0,8 MPa/oOWK., a
powyżej praca jest „twarda”, a hałas pracy silnika jest duży),
III. spalanie kontrolowane (C-D), w czasie którego prędkość spalania zależy od prędkości
dyfuzji par paliwa i powietrza i dlatego jest nazywany okresem spalania dyfuzyjnego,
podczas którego wydziela się ok. ¾ ciepła,
IV. dopalanie paliwa (D - E) to okres, w którym temperatura w komorze spalania zaczyna
maleć, dopalane są resztki paliwa, a pozostałe produkty są emitowane z komory spalania
razem ze spalinami[15], [27], [29], [106].
Ciśnienie spalania, p
Kąt obrotu wału korbowego,
Temperatura spalania, T
Ciśnienie sprężania, p
s
Prędkość wydzielania
ciepła, dq/d
GMP
0
Wznios iglicy rozpylacza (wtrysk)
s
A B C D E
Rys. 1.16. Fazy spalania w silniku o zapłonie samoczynnymSW-680 (na podstawie [108])
Pomimo wielostrumieniowego wtrysku paliwa, rozkład i skład mieszanki w objętości
komory spalania jest bardzo zróżnicowany, co widać po rozkładzie temperatury w strudze
palącego się paliwa (rys. 1.18). Sprzyja powstawaniu toksycznych produktów spalania paliwa
W przestrzeniach bardzo bogatych w paliwo może następować odwodornienie paliwa, co
powoduje powstawanie nieuporządkowanych struktur węgla czyli sadzy, a także tlenku węgla.
Mogą być one dopalone lub wydostają się razem ze spalinami zwiększając zadymienie spalin i
emisję tzw. cząstek stałych. Część płomienia docierającego do ścianek cylindra może być
wygaszona na ściankach i w szczelinach, zwiększając emisję tlenku węgla
i węglowodorów.
33
Rys.1.17. Przebieg zapłonu i spalania paliwa w komorze spalania z centralnym
wtryskiwaczem paliwa (na podstawie [123])
W spalinach znajduje się duża liczba różnych związków chemicznych, które powstały
w procesie spalania paliwa. Oprócz nietoksycznego dwutlenku węgla i pary wodnej, podczas
spalania paliwa tworzy się wiele toksycznych składników spalin, których suma udziałów jest
poniżej 1 % (rys. 1.19). Głównymi związkami toksycznymi, znajdującymi się w spalinach
silników o zapłonie samoczynnym i mierzonymi podczas badań są: tlenki azotu NOx,
węglowodory HC, tlenek węgla CO oraz cząstki stałe PM, a także nietoksyczny, ale szkodliwy
dwutlenek węgla CO2. Jest on główną przyczyną efektu cieplarnianego. Zmniejszenie emisji
dwutlenku węgla do atmosfery jest związane z jednoczesnym zmniejszeniem zużycia paliwa.
Rys. 1.18. Rozkład temperatury o komorze spalania (na podstawie [123])
Tlenki azotu powstają podczas spalania w temperaturze powyżej 1300oC
w warunkach nadmiaru tlenu. Udziały tlenków azotu w spalinach rosną jednocześnie ze
wzrostem temperatury spalania oraz udziałem tlenu w przestrzeni spalania silnika.
34
W spalinach wypływających bezpośrednio z komory spalania silnika znajduje się przeciętnie
około 15% NO2 i 85 % NO.
Tlenek węgla powstaje głównie w wyniku niedoboru tlenu w obszarze komory, podczas
procesu spalania i w procesie niskotemperaturowego utleniania węglowodorów
w zimnym i niebieskim płomieniu. Emisja CO z silników o zapłonie samoczynnym jest
stosunkowo mała (ok. 10-3 %) i nie ma decydującego wpływu na poziom emisji toksycznych
składników w spalinach.
Węglowodory powstają wskutek niecałkowitego lub częściowego utleniania paliwa.
W spalinach silników tłokowych zidentyfikowano ponad 200 związków węglowodorowych
[6]. Głównymi przyczynami powodującymi niecałkowite spalanie węglowodorów są: lokalny
brak tlenu, wypadanie zapłonów, gaszące działanie ścianek komory spalania oraz zużycie oleju.
Wśród wielu emitowanych węglowodorów najbardziej niebezpieczne dla organizmów żywych
są wielopierścieniowe węglowodory aromatyczne PAH. W warunkach silnego nasłonecznienia
i wysokiej temperatury, węglowodory zalegające na obszarach
intensywnego ruchu ulicznego mogą reagować z tlenkami azotu tworząc kolejne bardzo
toksyczne związki chemiczne będące składnikami tzw. smogu utleniającego.
a)
b)
Rys 1.19. Udziały składników spalin z silnika o zapłonie samoczynnym: a) podczas częściowego
obciążenia, b) podczas pełnego obciążenia silnika (na podstawie [19])
35
Cząstki stałe jest to materia stała lub ciekła, w skład której wchodzą m.in.: sadza,
cząstki siarki i metali, cząstki nieorganiczne oraz cięższe frakcje oleju smarnego
i węglowodorów pochodzących z paliwa. Proces powstawania sadzy wg [6] przebiega
następująco: w wyniku mieszania chłodnego paliwa z gorącym powietrzem występuje
dehydrogenacja węglowodorów, a pozostałe cząstki paliwo bogate w węgiel mają obniżone
zdolności do utleniania. Powstałe w ten sposób kompleksy węglowe są zarodnikami sadzy,
która rozrasta się tworząc nieregularne struktury szkieletowe absorbujące inne produkty
spalania. Sadza gromadzi na powierzchni i wewnątrz szkieletów węglowych niedopalone
węglowodory (w tym PAH), związki siarki, tlenki azotu i metale ze zużycia silnika.
1.5. Stany ustalone i nieustalone pracy silników
Badania tłokowych silników spalinowych mogą być prowadzone w stanach ustalonych
i nieustalonych [4]. Pomiary w stanach ustalonych pracy silnika prowadzone są na hamowni
silnikowej, gdzie silnik jest obciążany momentem obrotowym w taki sposób, aby ustaliła się
jego prędkość obrotowa. Po zmianie momentu obrotowego i prędkości obrotowej oraz
ustabilizowaniu się stanu cieplnego silnika w nowym punkcie pracy wykonywane są pomiary
parametrów pracy. W stanach nieustalonych pracy silnika badania samych silników są
prowadzone na hamowni silnikowej jednoczesną, ciągła zmiana prędkości i momentu
obrotowego silnika. Na hamowni podwoziowej prowadzone są badania silników w pojazdach
z zachowaniem wszystkich połączeń silnika z innymi urządzeniami samochodu. Pojazdy
ustawiane są kołami na rolkach jednych, a opory jazdy są odtwarzane za pomocą hamulca
połączonego z rolkami. Stan cieplny silnika badanego w stanach nieustalonych ciągle się
zmienia.
1.5.1. Ustalone stany pracy silników - charakterystyki silników
Podczas pracy silnika na hamowni silnikowej zakłócenia działające na silnik powodują
ciągłe, niewielkie zmiany prędkości obrotowej i momentu obrotowego. Zmiany te są
redukowane przez system regulacji hamulca obciążającego silnik. W takim przypadku można
przyjąć, że stanem ustalonym (statycznym) pracy silnika jest stan, w którym prędkość obrotowa
wału korbowego w czasie pomiaru nie ulega zmianie więcej niż 10 obr/min lub
1% od wartości zakładanych, a czas niezbędny na ustalenie się nowych warunków cieplnych
jest nie krótszy niż 1 minuta. W teście ECE R-49 na ustalenie się stanu cieplnego silnika
przewiduje się 5 minut, po których wykonywane są w ciągu jednej minuty pomiary składu
spalin [21]. Na zmianę warunków pracy silnika w teście ESC (European Stationary Cycle),
36
który w roku 2000 wprowadzono zamiast testu R-49, na zmianę warunków racy silnika
przewidziano 20 sekund na całkowity czas pracy w pojedynczej fazie wynosił
2 minuty [22].
Na podstawie wyników pomiarów na hamowni wyznaczane są charakterystyki
silników, które można podzielić na trzy rodzaje: charakterystyki prędkościowe, obciążeniowe
i regulacyjne [12], [43]. Sposób wyznaczania tych charakterystyk i metody opracowania
ich wyników są podane w normach.
1.5.2. Praca silników w stanach nieustalonych
Badania silników spalinowych w stanach nieustalonych (dynamicznych) są coraz
częściej prowadzone ponieważ są lepiej dopasowane do eksploatacyjnych warunków pracy
silników [81]. W stosunku do badań w stanach ustalonych, badania te charakteryzują się:
• szybkimi zmianami prędkości i momentu obrotowego silnika;
• szybkimi zmianami temperatury: spalania, spalin, cieczy chłodzącej, ścianek kanałów
i komór, które wynikają ze zmian prędkości obrotowej i obciążenia silnika,
• momentem obrotowym użytecznym, różniącym się od indykowanego momentu
obrotowego silnika o wartości momentu oporów wewnętrznych silnika, przede
wszystkim momentu bezwładności elementów silnika w czasie przyśpieszania
i opóźniania biegu silnika, a często także oporów bezwładności odbiornika mocy:
dt
dJM
dt
dJM ododse
−=− (1.3)
gdzie; Me– efektywny moment obrotowy silnika,
Mod – moment oporów ruchu odbiornika mocy,
Js– moment bezwładności elementów silnika zredukowany na oś wału silnika,
Jod – moment bezwładności elementów silnika zredukowany na oś wału silnika.
Szybkie zmiany temperatury elementów silnika wpływają na spalanie w silniku oraz
mierzone parametry pracy silnika, które różnią się od wartości zmierzonych w ustalonych
stanach pracy silnika. Dotyczy to przede wszystkim badań prowadzonych w celu oceny misji
związków toksycznych przez silniki samochodów. Emisja ta zależy w dużym stopniu od stanu
chwilowego cieplnego komory spalania, warunków tworzenia mieszanki palnej i składu
mieszanki, a także od działania rektorów katalitycznych, których konwersja jest także funkcją
temperatury spalin [64], [121]. Wykazały to także wyniki badań przestawione w dalszej części
rozprawy. Dlatego do oceny emisji związków toksycznych z silników spalinowych badania
prowadzone w stanach nieustalonych. Badania takie prowadzone są także do oceny trwałości i
niezawodności działania silników i ich zespołów.
37
Ostatnio rozwijane są badania drogowe silników w warunkach eksploatacyjnych, co jest
możliwe dzięki opracowaniu przenośnych analizatorów spalin. W porównaniu
z badaniami laboratoryjnymi jest to metoda niepowtarzalna, uniemożliwiająca uzyskanie
powtarzalnych wyniki badań, umożliwiające porównawczą ocenę emisji związków
toksycznych przez różne silniki. Zakłóceniami takich wyników badań są nie tylko warunki
otoczenia, ale także bardzo zróżnicowane warunki jazdy.
1.5.3. Test badawcze do oceny emisji związków toksycznych
Badania w stanach nieustalonych, których celem jest ocena emisji związków
toksycznych dzielą się na (rys. 1.20):
• badania prowadzone zgodnie z przyjętym testem badawczym na hamowni silnikowej
lub hamowni podwoziowej (porównawcze),
• badania eksploatacyjne, wykonywane podczas jazdy samochodu po drodze, które będą
badaniami dodatkowymi, połączonymi EURO 6c/6d.
a)
b)
c)
Rys. 1.20. Badania emisji składu spalin: a) na hamowni silnikowej, b) na hamowni
podwoziowej, c) na drodze [6]
Na świecie istnieją trzy metody badań emisji związków toksycznych przez samochody
osobowe i ciężarowe (rys. 1.21) [65], [115]:
• europejska, opracowana przez Europejską Komisję Gospodarczą, stosowana
w Europie, Azji i Afryce (Regulation (EC) 715/2007 i Regulation (EC) 692/2008),
38
• amerykańska (federalna i kalifornijska), o zbliżonej metodyce badań i różnych limitach,
stosowana w krajach Ameryki Północnej i Południowej.
• japońska obowiązująca tylko w Japonii.
Rys.1.21. Testy badawcze różnych metod badania emisji związków toksycznych [103]
Zgodnie z normami Unii Europejskiej, badania emisji związków toksycznych
samochodów osobowych i dostawczych prowadzone są w oparciu o syntetyczny test badawczy
ECE R-83 NEDC (rys. 1.22). W przygotowaniu są procedury światowe oparte na cyklach
jezdnych WLTP, WLTC, które różnią się istotnie od testu NEDC (rys. 1.23). Pojazdy typu M1
(9 osób, masa <3,5 t) będą dodatkowo badane w testach Euro 6c/6d wg testów drogowych RDE
(Real Driving Emissions), wg odpowiednio zdefiniowanych warunków drogowych.
Rys. 1.22. Przebiegi prędkości jazdy wg testu europejskiego NEDC i testu uniwersalnego WLTP
(źródło UNECE)
39
Metodyka badań samochodów osobowych i dostawczych w USA jest oparta na teście
FTP75 (rys. 1.21). Jest on uzupełnionym o trzy inne testy, które są wykonywane w stanach
nieustalonych (SC03, US06 i HWFET). Wynik końcowy badania jest wyliczany z
odpowiednim współczynnikiem wagi określonych prób. Część z tych testów jest
wykorzystywana bezpośrednio do gromadzenia próbek spalin, inne natomiast pełnią rolę
przygotowawczą, pozwalająca na zmianę stanu cieplnego silnika.
W Japonii do badania samochodów osobowych stosowane były testy syntetyczne
(10-15 mode i 11 mode), natomiast od roku 2011 wprowadzono test JC08. Jest stosowany do
badań silnika zimnego i nagrzanego, wynik badania jest sumą ważonych rezultatów z tych
dwóch prób.
Silniki ciężarowych samochodów europejskich mogą być badane w stanach ustalonych
według wprowadzonego w roku 2000 testu 13-stopniowego ESC. Jednocześnie wprowadzono
test ETC przeznaczony do badania samochodów ciężarowych w stanach nieustalonych. Test
ten ma dwie wersje: dla całych samochodów (przebieg prędkości pojazdu V=f(t)), lub samych
silników na stanowisku dynamometrycznym (przebiegi prędkości obrotowej n=f(t) i momentu
obrotowego silnika Mo=f(t) przedstawiono na rysunku 1.23).
a)
b)
c)
Rys. 1.23. Europejski test w stanach nieustalonych (ETC): a) przebiegi prędkości obrotowej silnika,
b) przebiegi momentu obrotowego silnika, c) przebiegi prędkości samochodu (źródło: Internet)
W podobny sposób w stanach nieustalonych badane są ciężarowe samochody
amerykańskie, a podstawa takich badań są test FTP, opracowany na podstawie badań jazdy
samochodów w Nowym Jorku i Los Angeles.
40
Z krótkiej charakterystyki sposobów badania emisji związków toksycznych przez
współczesne samochody wynika, że dominują badania homologacyjne silników
w nieustalonych stanach pracy i taka tendencja będzie utrzymywała się w przyszłości. Nawet
duże samochody ciężarowe będą badane na hamowniach podwoziowych. Jest to możliwe
dzięki rozwojowi techniki i technologii badań.
1.5.4. Test badawczy AEP-5 do badan trwałościowych
W nieustalonych stanach pracy silnika prowadzone są także badania trwałościowe
silników. Badania stanowiskowe realizowane są w określonych z góry założonych warunkach
pracy silnika, które mają być jak najbardziej zbliżone do warunków eksploatacyjnych. W celu
sprawdzenia trwałości podzespołów silnika spalinowego od warunków pracy został
opracowany test AEP-5 do badań trwałościowych.
a)
b)
c)
d)
Rys. 1.24. Zmiany parametrów pracy turbodoładowanego silnika SW-680 podczas testu AEP-5:
a) moment obrotowy, b) prędkość obrotowa, c) temperatura spalin za turbiną,
d) temperatura powietrza za sprężarką [11]
Na podstawie porozumienia normalizującego STANAG 4195 test AEP-5 został
wprowadzony w państwach NATO do oceny tłokowych i turbinowych silników spalinowych.
Jednocześnie, w przypadku innych testów drogowych określone są prędkości obrotowe
oraz obciążenie w zdefiniowanych okresach czasowych. Cały test trwa 400 godzin podzielony
na 10 godzinne powtarzające się cykle. Każdy z cykli składa się z 10 faz pracy silnika
o różnych okresach. Przerwy pomiędzy cyklami trwają do obniżenia temperatury silnika do
temperatury otoczenia. Podczas realizacji kolejnych stanów pracy silnika zmienia się jego
parametry w bardzo szerokim przedziale (rys. 1.24).
41
1.6.Wnioski
1. Silniki o zapłonie samoczynnym stosowane są powszechnie do napędu współczesnych
pojazdów wojskowych. Na podstawie badań do zasilania silników pojazdów wojskowych
w NATO przyjęto jednolite paliwa F-34.
2. Coraz więcej silników pojazdów wojskowych wprowadzanych na uzbrojenie jest
napędzanych silnikami z wysokociśnieniowymi, zasobnikowymi układami zasilania typu
„CommonRail”. W przedmiotowych silnikach ciśnienie paliwa jest kilkukrotnie wyższe
niż w dotychczasowych, a paliwo spełnia rolęczynnika chłodzącego układ wtryskowy.
Jednocześnie silniki są wyposażane w układy neutralizacji spalin co zwiększa wymagania
w stosunku do paliwa.
3. Prowadzone są prace nad perspektywicznym stosowaniem w pojazdach wojskowych paliw
syntetycznych i biopaliw, w tym przede wszystkim paliw pochodzenia roślinnego,
co zmniejszyłoby problemy związane z zaopatrzeniem. Jest to ujęte także w doktrynie
paliwowej NATO. Jednak zmiana paliwa podstawowego na paliwo różniące się
właściwościami fizyko-chemiczne wpływa na procesy wtrysku, reakcje przedpłomieniowe
i skutki spalania w postaci parametrów użytecznych i emisję składników spalin.
4. Rezultaty stosowania paliwa F-34 z biododatkami do zasilania silników
z wysokociśnieniowymi układami wtryskowymi nie są w pełni rozpoznane, a przynajmniej
nie znaleziono takich wyników badań w literaturze. Dlatego konieczne jest zbadanie
możliwości zasilania silnika wysokoprężnego z wysokociśnieniowym układem wtryskowym
paliwem F-34 z dodatkiem biopaliwa oraz określenia dopuszczalnego udziału w paliwie
zasadniczym.
5. Jednocześnie wraz z rozwojem techniki i technologii prowadzenia prac badawczych
silników spalinowych coraz szerzej przeprowadza się badania silników w stanach
nieustalonych. Przedmiotowe badania pozwalają odzwierciedlać rzeczywiste warunki pracy
silnika, które są związane z ciągłymi zmianami jego stanu cieplnego. Jest to szczególnie ważne
podczas badania emisji toksycznych składników spalin podczas pracy silnika.
42
2. CEL, TEZA I ZAKRES PRACY
Obecna niestabilna sytuacja paliwowa i polityczną na świecie, oraz przewidywane
zmniejszanie się naturalnych zasobów ropy naftowej, zmuszają do poszukiwania nowych
alternatywnych paliw do silników pojazdów mechanicznych. Taka sytuacja dotyczy również
paliw stosowanych do silników pojazdów wojskowych. Mimo przyjęcia przez państwa NATO
paliwa F-34 jako podstawowego i obecnie stosowanego operacjach sojuszu, rozważana jest
również sytuacja, w której konieczne będzie uzupełnianie przedmiotowego paliwa o produkty
nie pochodzące z przeróbki ropy naftowej, w tym o paliwa syntetyczne
i odnawialne [101]. Z takich paliw będą musiały korzystać również jednostki wojskowe
w Polsce.
Zmieniają się także rozwiązania techniczne silników spalinowych do napędu
wojskowych pojazdów mechanicznych. W jednostkach wojskowych rośnie liczba pojazdów
wyposażonych w silniki o zapłonie samoczynnym z wysokociśnieniowymi, zasobnikowymi
układami wtryskowymi sterowanymi elektronicznie. W tego typu układach wtryskowych
krążące paliwo w układzie zasilania podlega wielokrotnemu wzrostowi ciśnienia
i temperatury oraz miejscowemu dławieniu w kanałach jeszcze przed jego wtryśnięciem
do komory spalania. Powyższe warunki w układzie zasilania silnika mogą powodować istotne
zmiany właściwości biopaliwa, które mogą wpływać na jego właściwości, procesy wtrysku
oraz spalania tego paliwa w tłokowych silnikach spalinowych.
Cel pracy
Celem pracy było eksperymentalne zbadanie wpływu czystego paliwa F-34
oraz mieszanin tego paliwa z dodatkiem biokomponentów w postaci estrów metylowych oleju
rzepakowego oraz etanolu o różnym stężeniu, na parametry pracy silnika z zasobnikowym
układem wtryskowym (typu „CommonRail”) na przykładzie pracy silnika G9T. Zaplanowano
przeprowadzenie badań w stanach ustalonych i nieustalonych. Wynikiem tych badań powinny
być rekomendacje dotyczące możliwości zasilania pojazdów wojskowych napędzanych
silnikami typu CommonRail paliwem F-34 oraz jego mieszaninami z biopaliwami,
stosowanymi w gospodarce narodowej do zasilania silników o zapłonie iskrowym.
Teza pracy
Analiza właściwości paliwa rzepakowego i wyniki badań wielu autorów wskazują,
że z powodzeniem może być to paliwo stosowane do zasilania silników o zapłonie
samoczynnym. Wątpliwości budzi stosowanie etanolu jako dodatku do paliwa F-34
ze względu na jego właściwości. Stąd wynikają podstawowe tezy pracy, jakie należało
zweryfikować w trakcie jej realizacji:
43
1. Paliwo rzepakowe w postaci estrów metylowych oleju rzepakowego może być
stosowane doraźnie jako paliwo uzupełniające do paliwa F-34.
2. Alkoholu etylowego nie można stosować jako dodatku do paliwa F-34.
Zakres pracy
Zakres pracy obejmował badania silnika wykonane w dwóch etapach:
1. Badania silnika zasilanego paliwem F-34 z dwoma rodzajami biokomponentów (paliwo
rzepakowe i alkohol metylowy) na pracę silnika G9T i porównanie wyników tych
pomiarów z wynikami uzyskanymi podczas zasilaniu silnika paliwem F-34 i olejem
napędowym w stanach ustalonych pracy silnika (rozdział 4).
2. Badania wpływ mieszanin paliwa F-34 z estrami metylowymi oleju rzepakowego
w stężeniu od 20 % do 80 % na parametry pracy silnika w stanach ustalonych z analizą
składu spalin i pomiarami parametrów procesu spalania (rozdział 5).
3. Badania wpływ mieszanin paliwa F-34 z estrami metylowymi oleju rzepakowego
w stężeniu od 20 % do 80 % na użyteczne parametry pracy silnika i skład spalin
w stanach nieustalonych według przyjętego testu badawczego (rozdział 6).
44
3. STANOWISKO I METODYKA BADAŃ
3.1. Obiekt badań
Obiektem badań był czterocylindrowy silnik o zapłonie samoczynnym Renault G9T,
z wysokociśnieniowym układem wtrysku paliwa z podłużnego zasobnika powszechnie
nazywanym typu Common Rail (rys.3.1).
a)
b)
Rys. 3.1. Stanowisko dynamometryczne z silnikiem Renault G9T: a) widok silnika od strony
chłodnicy powietrza, b) widok od strony zasobnika paliwa i wtryskiwaczy
Wtrysk paliwa odbywał się do toroidalnej komory spalania umieszczonej w tłoku. Silnik
był doładowany za pomocą turbosprężarki z zaworem upustu spalin (rys. 3.2). Powietrze za
sprężarką było schładzane za pomocą wymiennika ciepła powietrze-powietrze, przez który
przepływ powietrza chłodzącego silnik był wymuszony za pomocą dwóch wentylatorów
45
zamontowanych na tym wymienniku. Silnik był wyposażony w układ recyrkulacji spalin oraz
reaktor katalityczny.
a) b)
Rys. 3.2. Zespoły układu zasilania i spalania w silniku Renault G9T: a) komora spalania
w tłoku silnika, b) turbosprężarka Garret T M24z zaworem upustu spalin
Podstawowe parametry silnika i jego wyposażenie:
• pojemność skokowa VSS – 2188 dm3,
• skok tłoka/ średnica cylindra – 92 mm x 87 mm,
• moment maksymalny/ prędkość obrotowa – 290 Nm/ 1750 obr/min,
• moc znamionowa/prędkość obrotowa – 95 kW przy n=2500 obr/min,
• układ wtryskowy typu/sterownik – Bosch EDC15-C3-2.1,
• pompa zasilania – Bosch EKP3,
• pompa wysokiego ciśnienia – Bosch CR/CP153/R65/10-165,
• wtryskiwacz – Bosch CR/IP517,
• turbosprężarka – Garret T M24.
3.2. Stanowisko pomiarowe
Podczas badań silnik Renault G9T znajdował się na stanowisku dynamometrycznym
hamowni, natomiast przyrządy pomiarowe umieszczono w oddzielnym pomieszczeniu, za
oknem oddzielającym kabinę sterowniczą od hamowni. Pozwoliło to na ciągłą obserwację
pracującego silnika w warunkach zmniejszonego hałasu silnika.
Schemat stanowiska przedstawiono na rysunku 3.3. Rozmieszczenie podstawowych
czujników pracy silnika przedstawiono na rysunku 3.4.
46
Rys.3.3. Schemat blokowy stanowiska badawczego i rozmieszczenie czujników:
Oznaczenia:1 – silnik Renault G9T, 2 – hamulec elektrowirowy, 3 – chłodnica powietrza, 4 – filtr spalin systemu CEB-2000, 5 – sonda poboru spalin, 5a – czujnik temperatury za katalizatorem,
5b – czujnik temperatury przed katalizatorem 6 –przepływomierz powietrza, 7 – reaktor katalityczny,
8 – zawór kulowy, 9 – filtr wody, 10 - momentomierz, 11 – pompa wysokiego ciśnienia paliwa,
12 – filtr paliwa, 13 – pompa paliwo, 14 – temperatura przed chłodnicą, 15 – czujnik temperatury za chłodnicą, 16 – czujnik ciśnienia powietrza, 17 –ciśnienie na wlocie do chłodnicy, 18 – ciśnienie na
wylocie z chłodnicy, 19 – czujnik temperatury powietrza, 20 –temperatura cieczy chłodzącej,
21 - temperatura spalin przed zaworem EGR, 22 – temperatura spalin za zaworem EGR, 23 – temperatura spalin za turbiną, 24 – temperatura spalin przed turbiną, 25 –ciśnienie w komorze
spalania, 26 –ciśnienie w przewodzie wtryskowym, 27 – pomiar prądu sterowania wtryskiwaczem,
28 – temperatura powietrza na wlocie do chłodnicy, 29 – temperatura powietrza na wylocie
z chłodnicy, 30 – temperatura. oleju, 31 – znacznik kąta OWK, 32 – wymiennik ciepła paliwo-woda, 33 – wymiennik ciepła woda-woda, 34 – serwomechanizm sterowania prędkością obrotową silnika, 35 -
złącze termopar,36 - czujnik prędkości obrotowej silnika.
Rys. 3.4. Rozmieszczenie czujników na silniku
Oznaczenia: 1 – czujnik temperatury cieczy chłodzącej, 2 – czujnik temperatury spalin przed turbiną,
3 – czujnik temp. spalin za turbiną, 4 – czujnik temperatury powietrza za chłodnicą, 5 – czujnik ciśnienia powietrza za chłodnicą, 6 – czujnik temperatury spalin za zaworem EGR,
7 – czujnik temperatury przed zaworem EGR, 8 – czujnik temperatury oleju, 9 – czujnik temperatury
powietrza przed chłodnicą powietrza, 10 – czujnik ciśnienia powietrza przed chłodnicą powietrza, 11
– czujnik chłodnicy powietrza (chłodnicę pokazano linią przerywaną jako prostokąt)
47
Rys. 3.5. Ogólny widok stanowiska badawczego z silnikiem i hamulcem
Podczas badań silnik obciążony był hamulcem elektrowirowym Schenck W 230
pozwalającym na odtwarzanie zmiennego obciążenia silnika i jego prędkości obrotowej.
Był to hamulec do silników o maksymalnej mocy do 230kW. Działał ten działał na zasadzie
wzajemnego oddziaływania stałego pola magnetycznego stojana oraz pola magnetycznego
wirnika, w którym indukowały się prądy wirowe Foucoulta. Hamulec był chłodzony wodą
z zamkniętego obiegu chłodzenia hamowni silnikowej. Osprzęt hamulca pozwalał na pomiary
prędkości i momentu obrotowego silnika.
Właściwa praca silnika na stanowisku dynamometrycznym wymagała zastosowania
dodatkowych układów chłodzenia silnika oraz układu chłodzenia paliwa. W normalnych
warunkach pracy gorące paliwo spływało przewodami z pompy wysokiego ciśnienia
i zasobnika do zbiornika paliwa. W ten sposób było ciągle chłodzone po nagrzaniu w układzie
wtryskowym silnika. W niektórych samochodach są stosowane dodatkowe chłodnice paliwa.
Również na stanowisku badawczym zastosowano dodatkową chłodnicę (rys. 3.6a) ponieważ
mimo że zbiornik był umieszczony w dużej odległości od silnika lecz nie było przepływu
powietrza, które by chłodziło paliwo i podczas pracy rosła temperatura paliwa. Tę dodatkową
chłodnicę podłączono do zamkniętego obiegu wody hamowni. Po ochłodzeniu paliwa
przepływało ono do chłodnicy, a następnie do zbiornika przepływomierza, co zapewniało
stabilną temperaturę paliwa w przepływomierzu podczas badań.
Do chłodzenia silnika zastosowano wymiennik ciepła woda – woda, który był
chłodzony wodą z zamkniętego obiegu hamowni (rys. 3.6b). Dodatkowy zawór przed
wymiennikiem ciepła umożliwiał opróżnienie całego układu chłodzenia w przypadku wymiany
płynu chłodzącego silnika.
48
Rys. 3.6. Chłodnice silnika: a) chłodnica paliwa termoelementem do pomiaru temperatury paliwa,
b) chłodnica wody z układu chłodzenia silnika
W czasie pracy silnika w samochodzie, powietrze za turbosprężarką jest chłodzone
w chłodnicy omywanej powietrzem, którego przepływ jest wymuszony ruchem pojazdu.
Uzyskanie takich warunków na stanowisku dynamometrycznym było niemożliwe i dlatego
zastosowano dodatkowy zespół dwóch wentylatorów umieszczonych na chłodnicy powietrza
i sterowanych z kabiny na podstawie wskazań miernika temperatury powietrza(rys. 3.7).
Rys. 3.7. Układ chłodzenia powietrza za sprężarką
3.3. Pomiary wielkości wolnozmiennych
W czasie badań mierzono wielkości wolnozmienne i szybkozmienne. Pod pojęciem
wielkości wolnozmiennymi nazywamy te wartości parametrów pracy silnika, które mierzy się
lub oblicza uśredniając z pewnej większej liczby obiegów pracy. Zastosowana technika
pomiarowa charakteryzuje się stosunkowo dużą bezwładnością. Przykładem takich wielkości
49
są: moc użyteczna, moment obrotowy silnika, zużycie paliwa, udziały składników spalin,
wartości ciśnienia i temperatury w kolektorze dolotowym oraz wylotowym, temperatura silnika
itd. Natomiast wielkościami szybkozmiennymi przyjęto nazywać chwilowe wielkości mierzone
lub obliczone podczas pojedynczego obiegu pracy silnika, takie jak ciśnienie
w komorze spalania i przewodzie wtryskowym, prędkość narastania ciśnienia spalania lub
obliczane wartości chwilowej temperatury w funkcji czasu lub kąta obrotu wału korbowego
silnika.
Do pomiaru momentu obrotowego silnika wykorzystano tensometryczny przetwornik
momentu obrotowego umocowany między obudową hamulca i jego podstawą (rys. 3.8).
Przedmiotowy hamulec był okresowo skalowany za pomocą mas wzorcowych umieszczonych
na talerzykach znajdujących się nad czujnikiem tensometrycznym. Prędkość obrotową silnika
mierzono za pomocą przetwornika impulsowego i wieńca zębatego znajdującego się na
przyłączu hamulca.
a) b)
Rys. 3.8. Osprzęt pomiarowy stanowiska dynamometrycznego, a) wieniec zębaty obrotomierza
hamulca, b) przetwornikiem momentu obrotowego hamulca W-230 z masą wzorcową
Natężenie przepływu powietrza do silnika przed sprężarką mierzono
za pomocą przepływomierza masowego VORFLO firmy Danfoss, działającego na zasadzie
wirów Karmana, powstających w wyniku opływu przegrody w kanale przez powietrze.
Przepływomierz ten był wbudowany w kanał doprowadzający powietrze do silnika
(rys. 3.9b).
Zużycie paliwa mierzono za pomocą przepływomierza masowego AVL 733S,
działającego na zasadzie wagi pomiarowej o zakresie 0-125 kg/h (rys. 3.9a). Komora
pomiarowa przepływomierza była napełniana paliwem ze zbiornika pośredniego
na hamowni, do którego paliwo było okresowo przetłaczane z zewnętrznego zbiornika paliwa.
50
Układ pomiarowy przepływomierza mierzył w sposób ciągły zmiany masy paliwa
w zbiorniku z dokładnością 0,12% (dane producenta, firmy AVL List GmbH).
Rys. 3.9. Osprzęt pomiarowy stanowiska dynamometrycznego: a) przepływomierz paliwaAVL 733S,
b) przepływomierz powietrza VORFLO z czujnikiem temperatury powietrza (z czerwoną opaską)
Za pomocą serwomechanizmu AMX221, sterowanego komputerowo i połączonego
dźwignią z oryginalnym przetwornikiem położenia pedału przyspieszenia, sterowano pracą
silnika podczas badań (rys.3.10a). Sygnał z tego czujnika i innych przetworników wielkości
fizycznych przesyłano do układ elektronicznego sterowania silnikiem - komputera
pokładowego (rys. 3.10b). Do sterowania silnika wykorzystano w maksymalnym stopniu
oryginalne wiązki przewodów z samochodu.
a) b)
Rys. 3.10. Osprzęt pomiarowy stanowiska dynamometrycznego: a) sterownik pedału kierowcy,
b) układ elektronicznego sterowania silnikiem
Spaliny z silnika napędzały turbosprężarkę, a następnie poprzez reaktor katalityczny
przedostawały się do komina hamowni. Na prostym odcinku rury układu wylotu spalin, przed
reaktorem katalitycznym, umieszczono sondę poboru spalin do analizatorów składu spalin,
51
a drugą sondę umieszczono powyżej reaktora katalitycznego (rys.3.11a). Spaliny były
pobierane za pomocą sondy i oczyszczane w filtrze wstępnym (rys. 3.11b), a następnie
przepływały grzaną drogą gazową do zespołu dozującego spaliny oraz do poszczególnych
analizatorów w kabinie pomiarowej. Ponad wyższą sondą do poboru spalin umieszczono sondę
dymomierza.
a) b)
Rys. 3.11. Układ poboru spalin: a) filtr wstępny z sondą poboru spalin, b) dymomierz AVL439
Do analizy udziałów gazowych składników spalin zastosowano zautomatyzowany
i sterowany komputerowo zestaw CEBII – 2000 firmy AVL List GmbH z analizatorami
opartymi na metodach pomiarowych zalecanych przez EKG ONZ. Udziały tlenków azotu NO
i NOx były mierzone za pomocą próżniowego detektora chemiluminescencyjnego analizatora
firmy EcoPhysics. Analizatory CO i CO2 firmy Hartmann-Braun działały na zasadzie
pochłaniania promieniowania podczerwonego (NDIR), natomiast zasada działania analizatora
węglowodorów oparta była na pomiarze jonizacji płomienia podczas spalania węglowodorów
(FID analizator promieniowo-jonizacyjny). Wszystkie analizatory były wbudowane w szafę
z układem kondycjonowania próbek gazu (rys. 3.12a).
Do analizatorów doprowadzano również gazy wzorcowe, po dwa stężenia każdego
z mierzonych składników spalin (rys. 3.12b). Butle z gazami znajdowały się w stojaku i za
pomocą teflonowych i stalowych przewodów były połączone ze stacjonarną siecią gazową
doprowadzającą gazy do analizatorów. Butla z wodorem znajdowała się w oddzielnym
pomieszczeniu, na zewnątrz hamowni.
Do pomiarów temperatury zastosowano termoelementy firmy Czaki z automatycznym
wybieraniem kolejnych termoelementów i rejestracją poszczególnych wartości temperatury
za pomocą kart A/C komputera pomiarowego. Komputer znajdował się w kabinie pomiarowej.
Za pomocą tego komputera mierzono również ciśnienie w wybranych układach silnika.
Sonda
spal
in S
onda
dym
om
ierz
a
52
Zestawienie urządzeń pomiarowych oraz dokładności pomiarowej parametrów silnika
przedstawiono w tabeli 3.1.
a) b)
Rys. 3.12. System analizy spalin CEB II: a – analizatory składu spali, b – gazy wzorcowe
Do pomiaru momentu obrotowego użyto woltomierza połączonego z przetwornikiem
A/C. Został przeskalowany wraz z całym torem pomiarowym i na podstawie tego skalowania
wyznaczono charakterystykę toru pomiaru momentu obrotowego (równanie 3.1), wykorzystaną
do dalszych obliczeń komputerowych. Skalowanie wykonano za pomocą mas wzorcowych
nakładanych na talerz ramienia hamulca. Wartości wskazań woltomierza
oraz odpowiadające temu wartości momentu obrotowego przedstawiono na rysunku 3.13.
Rys. 3.13. Wykres skalowania czujnika momentu obrotowego
y = 149,25x - 440,99
R2 = 1
0
50
100
150
200
250
300
2,500 3,000 3,500 4,000 4,500 5,000 5,500
Mo [Nm]
UMo [V]
53
Tabela 3.1. Wykaz przyrządów pomiarowych stosowanych podczas badań (część 1).
Lp. Nazwa /
zastosowanie/oznaczenie Typ Zakres
Dokładność
pomiarów
1 2 3 4 5
1 Termopara – pomiar temperatury
cieczy chłodzącej, Tw K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
2 Termopara – pomiar temperatury
oleju, To K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
3 Termopara – pomiar temperatury
spalin przed katalizatorem, T1 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
4 Termopara – pomiar temperatury
spalin za katalizatorem, T2 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
5 Termopara – pomiar temperatury
spalin przed turbiną, T3 K /NiCr – NiAl/ 50 – 1100oC ± 1oC
6 Termopara – pomiar temperatury
spalin za turbiną, T4 K /NiCr – NiAl/ 50 – 1100oC ± 1oC
7
Termopara – pomiar temperatury
powietrza przed chłodnicą – za
sprężarką, T5
K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
8 Termopara – pomiar temperatury
powietrza za chłodnicą, T6 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
9 Termopara – pomiar temperatury
spalin przed zaworem EGR, T7 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
10 Termopara – pomiar temperatury
spalin za zaworem EGR, T8 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
11 Termopara – pomiar temperatury
paliwa na wyjściu z chłodnicy, T9 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
12 Termopara – pomiar temperatury
paliwa na wyjściu z silnika, T10 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC
13 Dymomierz, zadymienie spalin, D AVL 439
OPACIMETER 0-10 m-1 0.0025 m-1
14 Czujnik ciśnienia – pomiar ciśnienia
powietrza przed chłodnicą, P1 Tensometryczny
CL – 1 0 – 0,24 bar 0,0002 bar
15 Czujnik ciśnienia – pomiar ciśnienia
powietrza za chłodnicą, P2 Tensometryczny
CL – 1 0 – 0,24 bar 0,0002 bar
16 Przepływomierz masowy -
godzinowe zużycie paliw, Ge AVL 733S
FuelBalance 0-200 kg/h 0.005 kg/h
54
Tabela 3.1. Wykaz przyrządów pomiarowych stosowanych podczas badań (część 2).
1 2 3 4 5
17 Analizator spalin – pomiar udziału
związków toksycznych w spalinach CEBII - 2000
CO2 – 0 ÷23%
THC – 0÷2200ppm, CO –0÷11000ppm,
NOx – 0÷6000ppm
O2 – 0 ÷22%
0,1% mierzonej
wielkości
18 Przepływomierz powietrza z
przelicznikiem FP93, Gp VORFLO1100
Pobs – 0,6÷1,2bar,
T - - 50÷200oC,
Gp - 60÷375kg
0,0002 bar
- 1oC
0,1 kg
19 Hamulec elektrowirowy –
pomiar momentu obrotowego, Mo
Elektrowirowy,
Schenck W 230
Ne=0÷230 kW,
n=0÷5000obr/min
Mo=0÷700 Nm
± 1 obr/min,
± 0,1 Nm
20 Ciśnienie w komorze spalania, Psp Piezoelektryczny
AVL GU12P
0÷20 MPa
150 pC/MPa 0,001 MPa
21
Ciśnienie w przewodzie
doprowadzającym paliwo do
wtryskiwacza, Pw
Tensometryczny
AVL SL31D200 0÷200 MPa 0,001 MPa
22 Prąd sterujący wtryskiwacza, Iw Sonda prądowa
Fleku AC/DC 80i-
110s (100 A)
0.1 do 100A DC,
0.1 do 70A AC,
Pasmo: 1Hz do
20kHz
+/- 3%
odczytu
23 Kąt położenia wału korbowego, Fi EnkoderKubler
typ 5820
720 znaków na 1 obrót, impuls co 0.5
oOWK
0.025oOWK
Parametry użyteczne silnika wyznaczano z zależności:
• moment obrotowy silnika: 44125149 −= Mo U,Mo [Nm] (3.1)
• moc silnika: 60000
2 O
MnNe
=
[kW] (3.2)
• jednostkowe zużycie paliwa: 1000=e
ee
N
Gg [g/kWh] (3.3)
gdzie:
n – prędkość obrotowa silnika [obr/min];
Mo – moment obrotowy silnika [Nm];
Ge – godzinowe zużycie paliwa [kg/h];
UMo – wskazanie woltomierza do pomiaru momentu obrotowego[V].
Wyniki pomiarów tych parametrów pracy silnika redukowano do warunków normalnych
zgodnie z normą PN-88/S-02005.
Sterowanie prędkością obrotową oraz obciążeniem silnika odbywało się z kabiny za
pomocą urządzeń wbudowanych w szafę sterującą. Zamontowano w niej wskaźniki prędkości
obrotowej silnika, a także wskaźnik do bieżących odczytów temperatury mierzonej za pomocą
poszczególnych termoelementów(rys. 3.14).
55
Rys. 3.14. Szafa sterowania silnikiem:
Oznaczenia: 1 – wskaźnik temperatury, 2 – przełącznik kanałów termoelementów,
3 – obrotomierz, 4 – przełączniki
wentylatorów chłodnicy powietrza za
turbosprężarką, 5 – sterowanie hamulcem, 6 – wskaźnik momentu obrotowego, 7 –
przełączniki sterowania elektrozaworami,
8 –sterowanie serwomechanizmem
Sterowanie stanowiskiem dynamometrycznym i rejestrację wyników pomiarów
wykonywano za pomocą zestawu komputerów wyposażonych w karty pomiarowo-sterujące
(tab. 3.2). Liczba komputerów na stanowisku wynikała ze zróżnicowania zastosowanych
mierników parametrów pracy silników, ich zakresów pomiarowych, a także z różnych czasów
próbkowania sygnałów wolnozmiennych i szybkozmiennych.
Tabela.3.2. Zestawienie komputerów i oprogramowania wykorzystywanego podczas badań
Lp.
komputera Mierzona wielkości
Parametry i typ
komunikacji Oprogramowanie
1
Zadymienie spalin
Godzinowe zużycie paliwa
Skład spalin z systemu CEB II
RS-232 AVL439, AVL733,
Spalliny1*
2
Ciśnienie w komorze spalania
Ciśnienie w szynie zasilającej,
Prąd sterujący wtryskiwacza,
Kąt obrotu wału korbowego, GMP
LC-030,
500 kHz PoLC30n1v1*
3
Ciśnienie w kolektorze obrotowym
Prędkość obrotowa silnika
Moment obrotowy silnika
USB 25
250 kHZ
WaveView for
Windows
4 Temperatury w poszczególnych
punktach silnika
APCI 3200, 16
kanałów, 32 Hz Temp1v0*
5
Sterowanie:
- pedałem gazu,
- hamulcem.
LC-011 CyklZ1v2*
*oprogramowanie opracowane podczas badań
56
Urządzenia pomiarowe parametrów pracy silnika, sterowania tym silnikiem, a także
pomiarów przepływu powietrza, temperatury i ciśnienia w wybranych punktach silnika były
umieszczone w szafie 19”systemu CAMAC (rys. 3.14).
3.4. Pomiary wielkości szybkozmiennych
Wielkości szybkozmienne przebiegu procesu wtrysku paliwa i jego spalania były
mierzone za pomocą piezoelektrycznych i tensometrycznych czujników ciśnienia oraz
szybkich kart pomiarowych LC-030. Bezpośrednio mierzono przebiegi: ciśnienia w komorze
spalania, ciśnienie w zasobniku paliwa oraz prądu sterującego wtryskiwaczem w funkcji kąta
obrotu wału korbowego silnika. Przebiegi prądu sterującego otwarciem wtryskiwaczy
wykorzystywano do pomiaru początku otwarcia i zamknięcia wtryskiwacza (rys. 3.15).
Przebiegi tych wielkości były podstawą do wyznaczenia innych parametrów pojedynczych
obiegów pracy silnika, w tym przede wszystkim pochodnej ciśnienia spalania, a także do
obliczenia okresu zwłoki samozapłonu paliwa i początku spalania aktywnego.
Rys.3.15. Przykład przebiegu napięcia rejestrowanego podczas indykowania silnika w funkcji czasu
– widoczny sygnał synchronizacji położenia GMP tłoka
Do pomiaru przebiegu ciśnienia w komorze spalania zastosowano czujnik
piezoelektryczny AVL GU12P (rys. 3.16). Jest to czujnik nowej generacji, który może
pracować do temperatury 400 oC bez dodatkowego chłodzenia. Wystarcza odprowadzanie
ciepła przez gwint do kadłuba silnika chłodzonego przez standardowy układ chłodzenia.
0
2
4
6
8
10
1,266 1,268 1,270 1,272 1,274 1,276
t [s]
U [
V]
znacznik GMP
prąd sterowania wtryskiwaczem
ciśnienie w komorze spalania
ciśnienie w przewodzie
57
a) b)
Rys.3.16. Adapter do montażu czujnika: a) widok świecy żarowej, adaptera, i czujnika, b) rysunek
montażowy adaptera i czujnika w głowicy silnika.
Czujnik był zamontowany w głowicy silnika za pomocą adaptera AG03 wkręcanego
w miejsce świecy żarowej (rys. 3.17).
a) b)
Rys.3.17. Sposób montażu czujnika do pomiaru ciśnienia w komorze spalania: a) widok adaptera od
strony komory spalania, b) widok adaptera czujnika wkręconego w głowicę
Do pomiaru przebiegu ciśnienia w zasobniku paliwa, a tym samym w przewodzie
wtryskowym pierwszego cylindra silnika, zastosowano czujnik tensometryczny
AVL SL31D2000 (rys. 3.18). Jest to czujnik przystosowany do pomiarów wysokiego ciśnienia
w układach zasilania typu CR. Czujnik został zamocowany do przewodu zasilającego
wtryskiwacz za pomocą adaptera ALO2, zespolonego lutem twardym
z przewodem paliwowym, a następnie wywiercono w przewodzie paliwowym otwór łączący
kanał przewodu z przestrzenią pomiarową. W adapter wkręcono czujnik, który połączony
z mostkiem pomiarowym CL-101. Wszystkie tory pomiaru ciśnienia były wzorcowane przed
zamontowaniem na silniku i sprawdzane w trakcie badań za pomocą prasy manometrycznej.
58
a)
b)
Rys. 3.18. Sposób montażu czujnika do pomiaru ciśnienia w przewodzie zasilającym wtryskiwacz:
a) widok czujnika zamontowanego na silniku, b) sposób obsadzenia obudowy na przewodzie
Przebiegi ciśnienia były zsynchronizowane z chwilowym położeniem tłoka mierzonym
za pomocą przetwornika fotoelektrycznego. Do pomiaru chwilowego położenia wału
korbowego zastosowano enkoder firmy Kubler typu 5820 (rys. 3.19a). Śruba regulacyjna
umożliwiała precyzyjne zsynchronizowanie zera czujnika z górnym martwym położeniem
tłoka pierwszego cylindra (jego zwrotem zewnętrznym). Szczeliny w tarczach sygnałowych
zostały wykonane o 0,5°OWK zapewniając w ten sposób wystarczająco dokładny odczyt
położenia wału korbowego, nawet przy znacznej niejednostajności pracy silnika. W jednej z
tarcz sygnałowej enkodera wykonywana była również dodatkowa szczelina, której położenie
zostało zsynchronizowane ze zwrotem zewnętrznym tłoka
i traktowane w pomiarach jako zwrotne położenie tłoka.
a) b)
Rys. 3.19. Osprzęt pomiarowy stanowiska dynamometrycznego: a) przetwornik kąta obrotu wału
korbowego, b) sonda prądowa Flukena przewodzie do wtryskiwacza elekromagnetycznego
Ze względu na budowę wtryskiwacza elektromagnetycznego praktycznie nie ma
możliwości zastosowania przetwornika indukcyjnego wzniosu iglicy i dlatego zastosowano
59
pośrednią metodę pomiaru wzniosu iglicy rozpylacza poprzez pomiar prądu sterującego
wtryskiwaczem mierzony za pomocą sondy umocowanej na przewodzie elektrycznym
wtryskiwacza (rys. 3.19b). Za początek zmiany położenia iglicy rozpylacza uznano wzrost
lub spadek prądu sterującego wtryskiwaczem.
Dokładność tej metody sprawdzono eksperymentalnie na stanowisku do badań układów
wtryskowych Common Rail. Stwierdzono, że różnica pomiędzy sygnałem prądowym i
rzeczywistym początkiem wtrysku paliwa wynosi około 0,06 - 0,07 ms (zależnie od
wtryskiwacza). Alternatywnie rozważany pomiar zamknięcia i otwarcia wtryskiwacza
na podstawie zmian ciśnienia w przewodzie wtryskowym, jest spóźniony o czas niezbędny
na przejście fali ciśnienia od wtryskiwacza do czujnika. Z szacunkowych obliczeń wynika,
że wartość tego opóźnienia jest porównywalna z opóźnieniem zarejestrowanego sygnału
napięciowego. Jednak ze względu na bardziej wyraźny przebieg zmiany prądu elektrycznego,
do analizy postanowiono wykorzystać sygnał prądu otwarcia wtryskiwacza.
3.5. Metodyka badania silnika w stanach ustalonych
Badania silnika Renault G9T w ustalonych stanach pracy silnika polegały
na wyznaczaniu charakterystyk zewnętrznych (prędkościowych) i obciążeniowych silnika.
Charakterystyki prędkościowe były wykonywane przy pełnym stałym wciśnięciu
pedału przyspieszenia i zmianach prędkości obrotowej od 1000 obr/min do 3000 obr/min
z krokiem 250 obr/min. Po ustabilizowaniu się kolejnej wartości prędkości obrotowej, po kilku
minutach pracy silnika wykonywano pomiary parametrów użytecznych, udziałów składników
spalin, ciśnienia oraz temperatury w określonych miejscach silnika. Charakterystyki te
wyznaczono dla każdego rodzaju paliwa.
Charakterystyki obciążeniowe były wykonywane od obciążenia biegu luzem, aż do
maksymalnego obciążenia silnika z krokiem 30 Nm, co dawało liczbę od 6 do 10 pomiarów.
Po ustawieniu kolejnego punktu i ustabilizowaniu się warunków pracy silnika wykonywano
pomiary wszystkich parametrów pracy silnika. Charakterystyka obciążeniowa była
wykonywana dla stałej prędkości obrotowej wału korbowego silnika. Zmienne było
dawkowanie urządzenia zasilającego. Stała prędkość obrotowa wału korbowego była
utrzymywana za pomocą sterownika hamulca obciążającego silnik. Wyniki pomiarów mocy,
momentu obrotowego i jednostkowego zużycia paliwa były wyznaczane za pomocą wzorów
(3.1 – 3.3) i korygowane zgodnie ze wzorami korekcyjnymi normy.
Podczas testów stanowiska przed badaniami stwierdzono, że współczynnik napełnienia
silnika Renault G9T rośnie w zakresie prędkości obrotowej od 1000 obr/min
do 2000 obr/min i powyżej tej prędkości utrzymuje się na stałym poziomie 1,5 – 1,55 MPa
60
(rys.3.20a). Jego najniższa wartość wynosiła ηv = 1,15 dla 1000 obr/min. Charakterystyka
sprężu π, będącym stosunkiem ciśnienia doładowania do ciśnienia otoczenia jest zbliżona do
przebiegu napełnienia (rys.3.20b). Najniższą wartość sprężu, tj. około = 1,4 zmierzono dla
prędkości obrotowej 1000 obr/min. Powyżej prędkości 2000 obr/min spręż utrzymuje się na
poziomie = 2,05 - 2,15. Wzrost sprężu był ograniczy działaniem układu upustu spalin,
zamontowanym w turbosprężarce silnika, który był otwierany podczas pracy silnika
z prędkością większą niż 2000 obr/min.
a)
b)
Rys. 3.20. Charakterystyka zewnętrzna silnika G9T: a) współczynnik napełnienia,
b) spręż sprężarki
3.6. Metodyka badania silnika w stanach nieustalonych
Badania silnika w stanach nieustalonych mogą być prowadzone na stanowisku
dynamometrycznym lub na hamowni podwoziowej. Do sterowania silnikiem podczas badania
na stanowisku dynamometrycznym niezbędne są dwa równoległe przebiegi prędkości
obrotowej n = f(t) i momentu obrotowego silnika Mo = f(t) w funkcji czasu t, wyznaczone na
podstawie prędkości pojazdu w funkcji czasu V = f(t), masy pojazdu, parametrów opon
i kształtu nadwozia, które pozwalających na określenie momentu oporu ruchu samochodu.
Do badania silnika G9T na stanowisku dynamometrycznym wyznaczono dwa
równoległe odtwarzane przebiegi: prędkości obrotowej i momentu obrotowego silnika
1,10
1,15
1,20
1,25
1,30
1,35
1,40
1,45
1,50
1,55
1,60
1000 1500 2000 2500 3000 3500
wsp
nap
ełn
ien
ia
n [obr/min]
1,3
1,4
1,5
1,6
1,7
1,8
1,9
2,0
2,1
2,2
1000 1500 2000 2500 3000 3500
sprę
ż
n [obr/min]
61
(rys, 3.21b i 3.21c) opierając się na teście UDC (Urban Driving Cycle), który był znany
wcześniej jako R-15 (rys. 3.21a) i parametrów samochodu dostawczego Renault Master
napędzanego tym silnikiem.
a)
b)
c)
Rys. 3.21. Test miejski UDC dostosowany do hamowni podwoziowej: a) przebieg prędkości jazdy
samochodu, b) przebieg prędkości obrotowej, c) przebieg momentu obrotowego silnika
W stosunku do testu UDC opisanego w Dyrektywie 70/220/EWG trzeba było pominąć
fazy hamowania silnikiem ze względu na właściwości hamulca elektrowirowego i małej
bezwładność wirnika hamulca w stosunku do bezwładności samochodu. Pozostałe fazy pracy
silnika były odtwarzane dość dokładnie. Takie uproszczenie uznano jako dopuszczalne, gdyż
badania mają charakter naukowy, a nie homologacyjny, jednocześnie pozwala to na
zachowanie przyspieszenia i opóźnienia biegu i stopnia obciążenia silnika jak w samochodzie.
Do badań przyjęto dane techniczne samochodu dostawczego Renault Master:
• masa samochodu 1885 kg;
62
• promień dynamiczny koła 360 mm;
• przełożenie skrzyni biegów 4,32/2,38/1,48;
• przełożenie mechanizmu różnicowego 5,26.
Test jazdy miejskiej składa się z czterech potarzanych cykli pracy silnika, a każdy cykl
składał się z piętnastu faz pracy silnika (Tabela 3.3).
Tabela 3.3. Cykl UDC dla na hamowni podwoziowej i stanowiska dynamometrycznego
Lp. Fazy pracy silnika Kolejność faz pracy Prędkość
[km/h]
Czas
działania [s] Na hamowni
podwoziowej
Na stanowisku
dynamometrycznym1)
1 2 3 4 5 6
1 Bieg jałowy 1 1 11
2 Przyspieszanie 2 2 0-15 4
3 Prędkość stała 3 3 15 8
4 Spowolnienie
4
4 15-10
5 5 Zwalnianie,
sprzęgło wyłączone 10-0
6 Bieg jałowy 5 5 21
7 Przyspieszenie
6
6 0-15
12 8 Zmiana biegów
9 Przyspieszenie 7 15-32
10 Prędkość stała 7 8 32 24
11 Spowolnienie
8
9 32-10
11 12 Zwalnianie, sprzęgło
wyłączone 10-0
13 Bieg jałowy 9 10 21
14 Przyspieszenie
10
11 0-15
26
15 Zmiana biegów
16 Przyspieszenie 12 15-35
17 Zmiana biegów
18 Przyspieszenie 13 35-50
19 Prędkość stała 11 14 50 12
20 Spowolnienie 12 15 50-35 8
21 Prędkość stała 13 16 35 13
22 Zmiana biegów
14
12 23 Spowolnienie 17 35-10
24 Zwalnianie, sprzęgło wył. 10-0
25 Bieg jałowy 15 18 7 1)Odnosi się do wykresu na rys. 3.22
63
Rys. 3.22. Fazy pracy silnika na stanowisku dynamometrycznym podczas jednego
cyklu zgodne z tabelą 3.3
Zmiany prędkości obrotowej silnika odpowiadające tym fazom przedstawiono
na rysunku 3.22, a cały cykl miejski przeliczony na przebiegi prędkości i momentu obrotowego
silnika przedstawiono na rysunku 3.23.
a)
b)
Rys. 3.23. Przebiegi chwilowe: a) prędkości obrotowej, b) momentu obrotowego podczas
odtwarzania cyklu UDC na stanowisku dynamometrycznym
Na stanowisku dynamometrycznym komputer z odpowiednio przeliczonymi
wartościami prędkości jazdy i obciążenia hamulca sterował pracą silnika i hamulca.
64
Komputerowo sterowano serwomechanizmem połączonym z pedałem przyspieszenia, który
ustawiał prędkość silnika, wyznaczaną z prędkości pojazdu z uwzględnieniem przełożenia
skrzyni biegów i przekładni głównej. Drugi sygnał wysyłany sterownika hamulca zmieniał
moment hamowania silnik tak, aby jego bieżąca prędkość obrotowa, mierzona za pomocą
oddzielnego obrotomierza, została sprowadzona do prędkości odpowiadającej położeniu pedału
przyspieszenia silnika.
Działanie silnika podczas zmiany biegów i przyspieszania pojazdu na stanowisku
dynamometrycznym symulowane było przez chwilowe obniżenie prędkości obrotowej
i zmniejszenie obciążenia silnika. Jest to widoczne jako chwilowe zmniejszenie prędkości
podczas drugiego rozpędzania pojazdu do 15 km/h i podwójna zmiana prędkości obrotowej
silnika podczas trzeciego rozpędzania pojazdu do prędkości jazdy 32 km/h.
W czasie odtwarzania testu badawczego mierzono chwilowe wartości parametrów pracy
silnika za pomocą zamontowanych przetworników, co pozwalało na pomiar praktycznie bez
opóźnienia. Natomiast analiza składu spalin prowadzona za pomocą urządzeń w kabinie
pomiarowej odbywała się z opóźnieniem. Dlatego analizatory spalin były ustawione na ciągły
pomiar poszczególnych składników spalin. Rejestrację składników spalin rozpoczynano prawie
jednocześnie z początkiem odtwarzania testu, a kończono gdy udziały składników spalin
ustabilizowały się na poziomie wyjściowym i nie zmieniała się temperatura spalin. Dlatego
rejestracja pomiaru została wydłużona do około 15 minut. Otrzymywane w ten sposób
przebiegi udziałów poszczególnych składników spalin w funkcji czasu były uśredniane.
3.7. Ocena powtarzalności testów silnika na stanowisku dynamometrycznym
W celu oceny powtarzalności wyników pomiarów uśrednionych parametrów pracy
silnika i składu spalin wykonano kilka testów badawczych dla dwóch rodzajów paliwa F-34
z 20 i 80 procentowym udziałem paliwa rzepakowego. Na rysunku 3.24 przedstawiono dwa
przebiegi momentu obrotowego i prędkości obrotowej silnika wyznaczone przy tych samych
warunkach pracy, podczas zasilania silnika paliwem F-34 z 20% dodatkiem paliwa
rzepakowego. Przebiegi tych wielkości pokrywają się, co świadczy o dużej powtarzalności
przebiegów obejmujących blisko trzynastominutową pracę silnika.
65
a)
b)
Rys. 3.24. Porównanie przebiegów: a) momentu obrotowego, b)prędkości obrotowej
rozgrzanego silnika zasilanego paliwem B20
Ocenę powtarzalności przebiegów wykonano także na podstawie wartości wybranych
parametrów pracy silnika uśrednionych dla czterech, kilkunastominutowych przebiegów.
Wyniki analizy dla momentu i prędkości obrotowej silnika zasilanego paliwem B-20
przedstawiono w tabeli 3.4. Średnie wartości momentu obrotowego silnika różniły się
zaledwie o ok. 0,75% przyjmując za wartość odniesienia pierwszy przebieg. Różnica wartości
średnich prędkości obrotowej silnika była również niewielka i wynosiła ok. 0,72%.
Współczynnik zmienności średniego momentu obrotowego i prędkości obrotowej, będący
stosunkiem odchylenia standardowego do wartości średniej wynosił odpowiednio
0,33 i 0,31%. Można więc uznać, że powtarzalność przebiegów momentów oraz prędkości
obrotowych w każdym cyklu pracy jest bardzo dobra.
Do oceny powtarzalności odtwarzania testów w stanach nieustalonych wyznaczono
przebiegi temperatury spalin w trzech miejscach (temperatura T1 przed reaktorem
katalitycznym; temperatura T2 za reaktorem katalitycznym, temperatura T3 przed
turbosprężarką) oraz udziały składników spalin NOx, HC, CO, CO2, O2. Na rysunkach 3.25
i 3.26 pokazano po dwa przebiegi tych wielkości natomiast w tabeli 3.5 obliczono parametry
niepowtarzalności pomiarów wartości średnich dla czterech przebiegów.
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
0 2 4 6 8 10 12 14t [min]
Mo
[N
m]
Przebieg 1
Przebieg 2
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
0 2 4 6 8 10 12 14t [min]
n [
ob
r/m
in]
Przebieg 1
Przebieg 2
66
Poszczególne przebiegi temperatury spalin pokrywają się (rys. 3.25), podobnie jak
w przypadku przebiegów momentu obrotowego. Niewielkie przesunięcia przebiegów
są widoczne tylko na przebiegach temperatury T3.
Porównanie wartości średnich temperatury w wybranych punktach pomiarowych dla
czterech przebiegów przedstawiono w tabeli 3.5. Różnica względna wyznaczonych wartości
średnich przebiegów temperatury T1 przed reaktorem katalitycznym wynosiła ok. 0,02%.
Temperatura T2 za reaktorem katalitycznym była nieco większa i wynosiła 0,1%. Największa
była różnica względna wartości średnich dla temperatury T3 przed turbosprężarką, która
wynosiła 0,47 %. Jednocześnie temperatura spalin przed turbosprężarką była zdecydowanie
wyższa od temperatury spalin w pobliżu reaktora katalitycznego. Wyznaczone różnice wartości
średniej temperatury były mniejsze od 0,5 %. Również małe były wartości współczynnika
zmienności temperatury w porównywanych punktach i wynosiły 0,05%; 0,05%; 0,21%
odpowiednio do temperatury z odpowiednim indeksem.
Tabela 3.4. Powtarzalność pomiarów momentu obrotowego i prędkości obrotowej silnika dla paliwa B-20 po rozgrzaniu silnika przed pomiarami
Średni moment
obrotowy, Mo [Nm]
Średnia prędkość
obrotowa, n [obr/min]
Przebieg 1 87,1 2047,2
Przebieg 2 86,4 2032,4
Przebieg 3 86,8 2036,4
Przebieg 4 86,7 2038,4
Maksymalna względna różnica 0,75% 0,72%
Wartość średnia 86,75 2038,6
Odchylenie standardowe 0,29 6,25
Współczynnik zmienności 0,33% 0,31%
Male wartości współczynnika zmienności pozwalają na stwierdzenie,
że powtarzalność tych przebiegów jest bardzo dobra i nie ma potrzeby testowania hipotezy
o ich istotności.
67
a)
b)
c)
Rys. 3.25. Porównanie przebiegów temperatury dla paliwa B-20 po rozgrzaniu silnika:
a) T1-temperatura przed reaktorem katalitycznym, b) T2-temperatura za reaktorem katalitycznym, c) T3 - temperatura spalin przed turbosprężarką.
68
a)
b)
c)
d)
Rys. 3.26. Chwilowe udziały poszczególnych składników spalin dla paliwa B-20 po
rozgrzaniu silnika: a) NOx, b) HC, c) CO2 i O2, d) CO
69
Tabela 3.5. Powtarzalność średnich udziałów związków toksycznych w spalinach i temperatury spalin
dla paliwa B-20
T1
[oC]
T2
[oC]
T3
[oC]
NOx
[ppm]
HC
[ppm]
CO2
[%]
CO
[ppm]
O2
[%]
Przebieg 1 313,6 296,6 340,3 619,4 21,2 4,82 127,5 13,5
Przebieg 2 313,3 296,3 341,4 619,0 21,0 4,82 128,6 13,6
Przebieg 3 313,4 296,4 341,7 618,8 21,1 4,83 126,7 13,7
Przebieg 4 313,2 296,3 341,9 618,0 20,8 4,84 126,3 13,8
Maksymalna względna
różnica 0,1% 0,02% 0,47% 0,22% 1,87% 0,05% 1,78% 0,39%
Wartość średnia 313,38 296,4 341,33 618,8 21,03 4,83 127,3 13,65
Odchylenie standardowe 0,17 0,14 0,71 0,59 0,17 0,01 0,87 0,13
Współczynnik
zmienności 0,05% 0,05% 0,21% 0,1% 0,81% 0,2% 0,68% 0,95%
Wartości średnie zawartości związków toksycznych w spalinach obliczone z czterech
przebiegów przedstawiono w tabeli 3.5. Dla tlenków azotu NOx różnica względna wartości
z czterech przebiegów wynosiła 0,22%, dla węglowodorów 1,76% i dla tlenku węgla 1,78%.
Są to wielkości mierzone w małym stężeniu, a ich udziały są podawane w ppm. Szczególnie
małe są udziały węglowodorów w spalinach (ok. 20 ppm). Różnica wartości średnich pomiaru
CO2 i O2mierzone w udziałach procentowych w spalinach wynosiła odpowiednio 0,05%
i 0,39%. Wartości współczynnika zmienności udziałów składników spalin zawierały się
w przedziale od 0,1 dla tlenków azotu do 0,81 dla węglowodorów. Dla żadnego mierzonego
składnika spalin nie przekraczały 1. Te niewielkie różnice świadczą o bardzo dobrej
powtarzalność pomiarów.
Sprawdzenie powtarzalności przebiegów przeprowadzono również dla mieszaniny
B-80 o zwiększonym udziale paliwa rzepakowego RME do 80%. W pracy pominięto przykłady
przebiegów tych wielkości uzyskane w czasie odtwarzania testu badawczego ograniczając się
tylko do analizy wartości uśrednionych w okresie każdego cyklu badawczego, które zostały
przedstawione w tabelach 3.6 i 3.7.
Wartości średnich wartości momentu obrotowego silnika różniły się od siebie zaledwie
o 0,63%w odniesieniu do pierwszego przebiegu. Różnica wartości średnich prędkości
obrotowej silnika wynosiła 0,46%. Współczynnik zmienności średniego momentu obrotowego
i prędkości obrotowej, będący stosunkiem odchylenia standardowego do wartości średniej
70
wynosił odpowiednio 0,3% i 0,2%. Wartości analizowanych parametrów pracy silnika
zasilanego paliwem B-80 nie odbiegały istotnie od wartości zmierzonych podczas zasilania
silnika paliwem B-20, co świadczy o dobrej powtarzalności odtwarzanych wielkości i braku
wpływu rodzaju paliwa na ich wartości.
Tabela 3.6. Powtarzalność pomiarów momentu obrotowego i prędkości obrotowej silnika dla paliwa
B-80 po rozgrzaniu silnika.
Średni moment
obrotowy Mo [Nm]
Średnia prędkość
obrotowa [obr/min]
Przebieg 1 79,7 1932,2
Przebieg 2 79,6 1941,2
Przebieg 3 79,3 1939,4
Przebieg 4 79,2 1938,4
Maksymalna względna różnica 0,63% 0,46%
Wartość średnia 79,45 1937,8
Odchylenie standardowe 0,24 3,91
Współczynnik zmienności 0,3% 0,2%
Różnice wartości średnich przebiegów temperatury silnika zasilanego paliwem B-80
były bardzo małe i wynosiły odpowiednio: dla temperatury T1 zmierzonej przed rektorem
katalitycznym było to 1,03%, dla temperatury T2 za rektorem katalitycznym różnica względna
wynosiła 0,62% i dla temperatury T3przed turbosprężarką była największa i osiągnęła 0,61%.
Małe były wartości współczynnika zmienności temperatury w porównywanych punktach
z odpowiednim indeksem i wynosiły odpowiednio: 0,46%; 0,26%; 0,21%. Jakkolwiek
współczynnik zmienności i różnica względna temperatury T1 była kilkukrotnie większa
w porównaniu z analogicznymi wartościami dla silnika zasilanego paliwem B-20 to również w
tym przypadku były to wartości poniżej 0,5%, co świadczy o dużej powtarzalności testów.
Również różnice średnich wartości udziałów związków toksycznych w spalinach dla
paliwa B-80 były nieznaczne. W przypadku tlenków azotu NOx względna różnica wynosiła
0,97%, a współczynnik zmienności o,45%, dla węglowodorów wielkości te były równe 1,88%
i 81%, dla tlenku węgla wielkości zmienności były równe odpowiednio 1,29%
i 0,53%, dla dwutlenku węgla wielkości zmienności wynosiły 0,41% i 0,42%, a dla pomiarów
tlenu wielkości zmienności były równe 0,73% i 0,66%. Wynika z tego, że różnice względne
uśrednionych wartości składników spalin nie przekraczały 2%, a wartości współczynnika
71
zmienności nie przekraczały 0,5%.Tak niewielkie różnice mogą być podstawą do uznania
powtarzalności pomiarów jako bardzo dobrej.
Tabela 3.7. Powtarzalność średnich udziałów związków toksycznych w spalinach i temperatury
spalin dla paliwa B-80
T1
[oC]
T2
[oC]
T3
[oC]
NOx
[ppm]
HC
[ppm]
CO2
[%]
CO
[ppm]
O2
[%]
Przebieg 1 319,6 289,6 340,3 275,3 21,2 4,81 130,8 13,52
Przebieg 2 318,3 288,3 341,4 275,5 21,0 4,82 129,9 13,53
Przebieg 3 317,5 289,4 340,2 276,8 21,1 4,82 129,4 13,62
Przebieg 4 320,8 290,1 341,6 278,0 20,8 4,80 131,1 13,61
Maksymalna względna
różnica 1,03% 0,62% 0,41% 0,97% 1,88% 0,41% 1,29% 0,73%
Wartość średnia 319,05 289,35 340,88 276,4 21,03 4,81 130,4 13,57
Odchylenie standardowe 1,45 0,76 0,73 1,26 0,17 0,02 0,69 0,09
Współczynnik
zmienności 0,46% 0,26% 0,21% 0,45% 0,81% 0,42% 0,53% 0,66%
W czasie badań mierzone było również godzinowe zużycie paliwa. Różnica
w wartościach średnich tego parametru wynosiła ok. 1,3%, a wartość współczynnika
zmienności była równa 0,58%.
72
4. BADANIA SILNIKA ZASILANEGO PALIWEM F-34 Z BIOKOMPONENTAMI
4.1 Zakres badań
Podczas badań w ustalonych stanach pracy silnik G9T był zasilany pięcioma rodzajami
paliwa:
• paliwem uniwersalnym F-34,
• mieszaniną paliwa F-34 z 20 % dodatkiem estrów metylowych oleju rzepakowego
oznaczoną jako B-20,
• mieszaniną paliwa F-34 i alkoholu etylowego w ilości 5 %, oznaczoną jako E-5,
• mieszaniną paliwa F-34 i alkoholu etylowego w ilości 10 % oznaczoną jako E-10,
• handlowym olejem napędowym.
Program badań obejmował wyznaczenie charakterystyk:
• zewnętrznych w zakresie prędkości obrotowej silnika 1000 – 3500 obr/min,
• obciążeniowych silnika pracującego z prędkością: 1000, 1500, 2000, 2500, 3000 obr/min
w całym zakresie użytecznego momentu obrotowego.
Podczas wyznaczania charakterystyk mierzono wartości mocy i momentu obrotowego
silnika, zużycia paliwa jednostkowego i godzinowego, temperaturę spalin przed
turbosprężarką, a także udziały wybranych składników spalin (CO, HC, CO2, NOx).
4.2. Charakterystyki zewnętrzne silnika
Charakterystyki zewnętrzne silnika G9T wyznaczone w zakresie prędkości obrotowej
silnika 1000 – 3500 obr/min z krokiem 250 obr/min przedstawiono na rysunkach 4.1 - 4.4.
Największą moc i moment obrotowy silnika w całym zakresie prędkości obrotowej
uzyskano podczas jego zasilania olejem napędowym. Nieznacznie zmniejszenie mierzonych
wartości parametrów pracy silnika uzyskano podczas jego zasilania paliwem F-34
(o około 4%). W zakresie dużej prędkości obrotowej przebiegi momentu obrotowego
i mocy użytecznej silnika zasilanego olejem napędowym były bardzo zbliżone do wartości
podczas zasilania silnika paliwem F-34 (rys. 4.1).
Wprowadzenie paliwa rzepakowego w niedużej ilości do paliwa F-34 spowodowało
obniżenie mocy użytecznej i momentu obrotowego w stosunku do wartości uzyskiwanych
podczas zasilania paliwem bez dodatków. Zasilanie silnika paliwem B-20 (F-34 + 20% RME)
spowodowało obniżenie mocy i momentu obrotowego w stosunku do oleju napędowego
w całym zakresie prędkości obrotowej silnika. Zmniejszenie momentu obrotowego w zakresie
prędkości obrotowej od 1500 do 3000 obr/min wynosiło średnio około 20 Nm, co stanowi
73
względną zmianę o ok. 8%, jednocześnie spowodowało to zmniejszenie mocy silnika w tym
zakresie prędkości obrotowej średnio o około 5 – 8 kW.
a)
b)
Rys. 4.1. Zmiany parametrów pracy w funkcji prędkości obrotowej silnika G9T: a-moc użyteczna, b- moment obrotowy
Wprowadzenie do paliwa F-34 etanolu w ilości 5% (E-5) oraz 10% (E-10)
spowodowało największe obniżenie mocy i momentu obrotowego silnika w zakresie małej
prędkości obrotowej (1000 - 2000 obr/min), sięgające nawet 20 Nm w tym przedziale prędkości
obrotowej. Wzrost prędkości obrotowej silnika powodował zwiększenie mocy
i momentu obrotowego silnika zasilanego paliwem F-34 z dodatkiem alkoholu etylenowego do
wartości zbliżonych podczas zasilania silnika paliwem F-34. Przyczyną tej zmiany momentu i
mocy silnika mogło być odparowanie części alkoholu z otwartego zbiornika przepływomierza
podczas krążenia gorącego paliwa w układzie paliwowym. Pomimo zastosowania
dodatkowego wymiennika ciepła paliwa krążącego między przepływomierzem
i silnikiem, jego temperatura wzrastała wraz ze wzrostem prędkości obrotowej silnika.
Przepływ wody w wymienniku ciepła odbywał się ze stałym natężeniem, dobranym do
10
20
30
40
50
60
70
80
1000 1500 2000 2500 3000 3500
Ne
[kW
]
n [obr/min]
F-34
B-20
ON
E-5
E-10
120
140
160
180
200
220
240
260
280
1000 1500 2000 2500 3000 3500
Mo [
Nm
]
n [obr/min]
F-34
B-20
ON
E-5
E-10
74
właściwości oleju napędowego (paliwa podstawowego). W pracy nie zbadano wpływu
wymiany ciepła na właściwości mieszanin paliwa F-34 z alkoholem ponieważ po zatarciu
aparatury wtryskowej zdecydowano o zakończeniu badań z tym biopaliwem.
Godzinowe zużycie różnych, porównywanych rodzajów paliwa rosło jednocześnie
z prędkością obrotową silnika i stabilizowało się na stałym poziomie powyżej prędkości
obrotowej 2700 obr/min, co odpowiada tzw. korekcie dodatniej dawki paliwa (rys. 4.2a).
Przebiegi godzinowego zużycia paliwa w całym zakresie prędkości obrotowej różniły się nie
więcej niż 0,5 kg/h. Podczas pracy silnika z małą prędkością obrotową najniższe zużycie było
podczas zasilania paliwem F-34 z etanolem (E-5), w przedziale dużej prędkości obrotowej
zużycie godzinowe mieszaniny E-5 rosło ustępując wyraźnie mieszaninie o większym udziale
etanolu, czyli E-6.
a)
b)
Rys. 4.2. Zmiany zużycia paliwa w funkcji prędkości obrotowej silnika G9T:
a- godzinowe zużycie paliwa, b- jednostkowe zużycie paliwa.
Wpływ rodzaju paliwa na jego zużycie był bardziej widoczny na wykresach
jednostkowego zużycia paliwa (rys. 4.2b). Jednostkowe zużycie paliwa, czyli stosunek zużycia
godzinowego do mocy silnika jest wielkością świadczącą o ilości paliwa niezbędnej
3
5
7
9
11
13
15
17
19
1000 1500 2000 2500 3000 3500
Ge
[kg/h
]
n [obr/min]
F-34
B-20
ON
E-5
E-10
200
210
220
230
240
250
260
270
280
1000 1500 2000 2500 3000 3500
ge
[g/k
Wh
]
n [obr/min]
F-34
B-20
ON
E-5
E-10
75
do wykonania jednostkowej pracy (czyli ekonomiczności pracy silnika). Najniższe
jednostkowe zużycie paliwa było podczas zasilania silnika olejem napędowym w całym
zakresie jego prędkości obrotowej. Najmniejsza wartość tego parametru (ge = 208 g/kWh)
uzyskano dla prędkości obrotowej silnika n = 2000 obr/min. Jednostkowe zużycie paliwa
F-34 w całym zakresie prędkości obrotowej silnika w porównaniu z olejem napędowym wzrost
o około 3 – 5 %.
Dodanie do paliwa F-34 biokomponentów spowodowało wyraźny wzrost
jednostkowego zużycia paliwa o średnio około 10% w porównaniu z paliwem F-34.
Nieco wyższy był wzrost jednostkowego zużycie paliwa podczas zasilania silnika paliwem
F-34 z 10% dodatkiem alkoholu w zakresie małej prędkości obrotowej. Ogólnie można
stwierdzić, że zmiany te wynikały ze zmniejszonej wartości opałowej biokomponentów, które
zawierają tlen w cząsteczkach biokomponentów. Jednocześnie dodatkowy tlen
w biokomponentach wpływa na procesy samozapłonu i spalania. Powyższy fakt może wpływać
na zwiększoną nieregularność przebiegów spalania, a także zmniejszenie różnicy między
przebiegami jednostkowego zużycia paliwa dla różnych stężeń (w sumie niedużych)
i rodzajów dodawanych biopaliw.
Charakterystyki prędkościowe udziałów toksycznych składników spalin zostały
przedstawione na rysunku 4.3.Dodanie alkoholu do paliwa F-34 spowodowało 40-60% wzrost
udziałów tlenków azotu przy prędkości obrotowej silnika 1000 obr/min, znaczne odbiegające
od innymi paliwami (rys. 4.3a). W miarę wzrostu prędkości powyżej 1500 obr/min różnice
udziałów NOx dla poszczególnych paliw malały i utrzymywały się na ogół w przedziale
900 – 1100 ppm. Największe wartości udziałów tlenków azotu zmierzono podczas pracy silnika
z prędkością 2000 obr/min i wynosiły one 1100 – 1200 ppm. Powyżej prędkości
2000 obr/min najwyższe były udziały NOx w spalinach silnika zasilanego paliwem F-43
(o ponad 100 ppm w porównaniu z innymi paliwami, czyli średnio ponad 10%). Natomiast
udziały tlenków azotu w spalinach ze spalania pozostałych paliwa były zbliżone. Przebiegi
udziałów tlenków azotu w spalinach z silnika zasilanego paliwem B-20 i olejem napędowym
były porównywalne w całym przedziale prędkości obrotowej silnika.
Największe wartości udziałów tlenku węgla w spalinach silnika zasilanego badanymi
paliwami zmierzono w zakresie małej prędkości obrotowej (do 2000 ob./min). W tym
przedziale prędkości największe były różnice między udziałami CO w spalinach z silnika
zasilanego badanymi paliwami (rys. 4.3b). Zarówno udziały CO w spalinach jak również ich
różnice malały ze wzrostem prędkości obrotowej silnika i powyżej 2000 obr/min były
porównywalne, a wartości udziałów bezwzględnych CO w spalinach zmalały poniżej 0,05 %.
Najmniejsze wartości udziałów tlenku węgla w spalinach silnika pracującego z małą prędkością
76
obrotową może być uzasadnione korzystnym udziałem alkoholu w paliwie. Dla tej prędkości
największe udziały tlenku węgla były w spalinach silnika zasilanego olejem napędowym i
paliwem B-20, którego gęstość jest zbliżona do oleju napędowego.
a)
b)
c)
Rys. 4.3. Zmiany udziałów składników spalin w funkcji prędkości obrotowej silnika G9T:
a-udział tlenków azotu, b- udziały tlenku węgla, c- udziały węglowodorów.
500
600
700
800
900
1000
1100
1200
1300
1400
1000 1500 2000 2500 3000 3500
NO
x [
pp
m]
n [obr/min]
F-34
B-20
ON
E-5
E-10
0
2000
4000
6000
8000
10000
12000
1000 1500 2000 2500 3000 3500
CO
[p
pm
]
n [obr/min]
F-34
B-20
ON
E-5
E-10
6
10
14
18
22
26
30
1000 1500 2000 2500 3000 3500
HC
[p
pm
]
n [obr/min]
F-34
B-20
ON
E-5
E-10
77
Udziały węglowodorów w spalinach utrzymywały się na stosunkowo niskim poziomie
w zakresie średniej i dużej prędkości obrotowej (poniżej 18 ppm), a jedynie dla najmniejszej
prędkości obrotowej silnika udziały HC rosły (rys. 4.3c). Porównywalne były udziały HC
w spalinach silnika zasilanego olejem napędowym i paliwem B-20 w całym zakresie jego
prędkości obrotowej. Udziały węglowodorów w spalinach silnika zasilanego paliwem F-34
były nieznacznie większe (o ok. 3 - 4 ppm) od udziałów dla oleju napędowego i paliwa B-20.
Największe udziały węglowodorów zmierzono podczas zasilania silnika paliwem F-34
z dodatkami alkoholu etylowego i były one o około 3 - 7 ppm większe od udziałów dla silnika
zasilanego paliwem F-34. Zwiększenie udziału alkoholu w paliwie F-34 (10 %) wpłynęło
na wzrost udziałów węglowodorów w zakresie małej prędkości obrotowej silnika.
Udziały dwutlenku węgla i temperatury spalin przed turbosprężarką charakteryzują się
niewielkim wzrostem wartości obydwóch parametrów w przedziale prędkości 1000 - 1500
obr/min zmniejszeniem udziałów do prędkości 2000 obr/min i kolejnym wzrostem dla
prędkości 2750 obr/min (rys. 4.4). Powyżej tej prędkości udziały ponownie maleją.
a)
b)
Rys. 4.4 Zmiany wybranych parametrów pracy w funkcji prędkości obrotowej silnika G9T:
a- udziały dwutlenku węgla, b- temp. spalin przed turbiną
9,5
10,0
10,5
11,0
11,5
12,0
12,5
13,0
1000 1500 2000 2500 3000 3500
CO
2[%
]
n [obr/min]
F-34
B-20
ON
E-5
E-10
400
450
500
550
600
650
700
750
1000 1500 2000 2500 3000 3500
T3
[oC
]
n [obr/min]
F-34
B-20
ON
E-5
E-10
78
Takie przebiegi zmian w funkcji rosnącej prędkości obrotowej silnika są wynikiem
działania układów korygujących dawkę silnika i działaniem turbosprężarki. Natomiast wpływ
rodzaju paliwa na udział CO2 można skomentować następująco. Najwyższe udziały dwutlenku
węgla zmierzono podczas zasilania silnika olejem napędowym i paliwem B-20
w całym zakresie prędkości obrotowej silnika, a obydwa przebiegi pokrywały się. Udziały
dwutlenku węgla w spalinach z silnika zasilanego paliwem F-34 były niższe o około 1 - 0,5%
(bezwzględnie) od oleju napędowego i paliwa B-20 z wyjątkiem małej prędkości obrotowe, dla
której zmiany te były mniejsze. Po dodaniu alkoholu do paliwa F-34 udziały CO2 zmalały
dodatkowo około 0,5 %w zakresie małej prędkości obrotowych, a powyżej prędkości
n=2000 obr/min udziały dwutlenku węgla paliwa F-34 z dodatkami alkoholu i bez niego były
porównywalne. Wyjątkiem jest największa prędkość obrotowa silnika, podczas której wzrósł
udział dwutlenku węgla w spalinach silnika zasilanego paliwem z 10% udziałem alkoholu.
Temperatura spalin przed turbiną T3 była najwyższa podczas zasilania silnika olejem
napędowym i paliwem F-34 z dodatkiem paliwa rzepakowego, a przebiegi temperatury się
pokrywały. Poniżej prędkości obrotowej 2250 obr/min temperatura spalin dla pozostałych
paliw była niższa o około 50 - 80oC. Powyżej tej prędkości przebiegi temperatury spalin
zbiegały się, a różnice ich wartości utrzymywały się w przedziale 20 – 30oC poniżej
temperatury dla oleju napędowego. W zakresie wysokiej prędkości obrotowej odbiega jedynie
temperatura paliwa F-34 z 10 – procentowym dodatkiem alkoholu. Jest ona wyższa o około
20oC od temperatury spalin z oleju napędowego. Zarówno wyższa temperatura T3
oraz większy udział CO2 w spalinach z silnika zasilanego paliwem E-10 są uzasadnione
większym zużyciem tego paliwa w zakresie dużej prędkości obrotowej silnika.
4.3. Charakterystyki obciążeniowe silnika
Na charakterystykach obciążeniowych silnika G9T, wyznaczonych podczas pracy
silnika z prędkością obrotową: 1000, 1500, 2000, 2500 oraz 3000 obr/min w funkcji jego
obciążenia (momentu obrotowego), przedstawiono wpływ paliw podstawowych
i ich mieszanek z biokomponentami na pracę silnika G9T. Z charakterystyki prędkościowej
wynikało, że prędkość obrotowa 1500 obr/min odpowiadała prędkości maksymalnego
momentu obrotowego silnika. Charakterystyka dla prędkości obrotowej 3000 obr/min kończy
się punktem maksymalnej mocy silnika który utrzymywał się na stałym poziomie
w przedziale prędkości obrotowej od ok. 2750 do 3500 obr/min (rys. 4.1). Obciążenie silnika
zmieniano od biegu luzem, z krokiem co ok. 30 Nm, aż do obciążenia maksymalnego silnika.
Dlatego końcowe punkty pracy silnika zasilanego różnymi paliwami podczas jego
maksymalnego obciążeniem nieco się różniły.
79
Wyznaczone charakterystyki obciążeniowe silnika przedstawiono na rysunkach
4.5-4.19. Ze względu na dużą liczbę charakterystyk, ich analiza została przedstawiona na kilku
kolejnych stronach poprzedzających rysunki z odwołaniem się do analizowanych
charakterystyk. Na wykresach przedstawiono zmiany zużycia paliwa (Ge, ge), udziałów
składników spalin (CO2, CO, HC, NOx) i zadymienia spalin (D), a także temperatury spalin
przed sprężarką (T3).
Godzinowe zużycie paliwa rosło prawie liniowo w funkcji momentu obrotowego silnika
pracującego z każdą wybraną prędkością obrotową (rys. 4.5a, 4.8a, 4.11a, 4.14a, 4.17a). W
zakresie maksymalnego obciążenia silnika linie charakterystyk w niewielkim stopniu zaginały
się w górę, co oznacza wzrost zużycia paliwa godzinowego spowodowany malejącym
nadmiarem powietrza w komorze spalania silnika i zmniejszającą się sprawnością pracy silnika.
Jednocześnie w przedziale dużego obciążenia silnika widoczne były rosnące różnice
godzinowego zużycia badanych paliw. Największe godzinowe zużycie paliwa B-20 (F-34 z
20% dodatkiem RME) było dla dużej prędkości obrotowej silnika i porównywalne
z olejem napędowym. Mniejsze było zużycie paliwa F-34 z dodatkami metanolu. Podczas pracy
silnika zasilanego paliwem F-34 jego zużycie było najmniejsze. Różnice godzinowego zużycia
badanych paliw nie przekraczały na ogół 2-3% w stosunku do paliwa podstawowego jakim
było paliwo – F-34.
Przebiegi jednostkowego zużycia badanych paliw w funkcji obciążenia silnika
przedstawiono na rysunkach: 4.5b, 4.8b, 4.11b, 4.14b i 4.17b. Ponieważ wartości
jednostkowego zużycia badanych paliw silnika na biegu luzem rosły do nieskończoności
(Mo = 0), dlatego wykresy charakterystyk tego parametru pracy silnika rozpoczynano
od momentu obrotowego 30 Nm. Przebiegi jednostkowego zużycia paliwa w funkcji obciążenia
silnika tworzyły zbiory zbliżonych linii utrudniających ich oddzielą interpretację.
Podczas pracy silnika z małą prędkością obrotową stwierdzono najmniejsze jednostkowe
zużycie paliwa silnika zasilanego paliwem F-34 z dodatkiem etanolu, a największe
w przypadku paliwa z dodatkiem RME. Podczas pracy silnika z dużą prędkością najmniejsze
było jednostkowe zużycie paliwem F-34, a nieco wyższe zużycie odnotowano dla oleju
napędowego. Najwyższe wartości jednostkowe zużycie otrzymano przy zasilaniu
mieszaninami paliwa F-34 z dodatkiem RME. Zauważono, że charakterystyki jednostkowego
zużycia paliwa F-34 z biododatkami nie różniły się więcej niż 5% w stosunku do paliwa F-34.
Ze zużyciem paliwa związane są udziały dwutlenku węgla w spalinach, dlatego
przebiegi te umieszczono na tych samych rysunkach (rys. 4.5c, 4.8c, 4.11c, 4.14ci 4.17c).
Drugim czynnikiem wpływającym na udziały CO2 w spalinach jest działanie układu
recyrkulacji spalin. Wprowadzenie spalin do ładunku świeżego powietrza powoduje wzrost
80
stężenia tego składnika spalin w powietrzu, a tym samym wzrost jego stężenia w spalinach.
Na charakterystykach jest widoczne jako przegięcie przebiegów CO2 w okolicy połowy
obciążenia silnika. Głębokość tego przegięcia była mała dla małej prędkości obrotowej silnika
zwiększała się wraz ze wzrostem prędkości obrotowej silnika, a następnie zanikała podczas
pracy silnika z prędkością obrotową 3000 obr/min. Z tych przebiegów można wnioskować
o zakresie działania i stopniu otwarcia zaworu recyrkulacji spalin (EGR). Efektem takiego
działania EGR była zwiększona niepowtarzalności udziałów dwutlenku węgla w zakresie jego
działania. Powyżej i poniżej przedziału momentu obrotowego, w którym następuje zmiana
położenia zaworu recyrkulacji spalin, udziały dwutlenku węgla w spalinach są porównywalne,
a linie zmian CO2 często się pokrywają, co świadczy o znikomym wpływie zastosowanych
biododatków na udziały tego składnika w spalinach.
Działanie zaworu recyrkulacji spalin jest widoczne także na przebiegach innych
parametrów pracy silnika, a przede wszystkim na udziałach tlenków azotu w spalinach
i na przebiegach temperatury spalin, które zależą od temperatury i stężenia tlenu w komorze
spalania.
W wyniku działania zaworu recyrkulacji spalin podczas wzrostu obciążenia widoczne
jest obniżenie udziałów tlenków azotu w spalinach, które powinny narastać w funkcji
obciążenia silnika (rośnie temperatura spalania) w zakresie dużego obciążenia udziały tlenków
azotu powinny maleć na skutek zmniejszonego stężenie tlenu w komorze spalania [118]. Na te
podstawowe parametry spalania, oprócz dawki paliwa wpływają także inne czynniki
wynikające z działania zaworu recyrkulacji spalin i parametry powietrza za turbosprężarką.
Działanie turbosprężarki i jej sprawność zależy od parametrów spalin (entalpii spalin), co z
kolei powoduje wzajemną zależność wielu czynników wpływających na pracę silnika.
Udziału tlenków azotu dla biegu luzem silnika wynosiły około 200 ppm niezależnie
od prędkości obrotowej silnika (rys. 4.6a; 4.9a; 4.12a; 4.15a i 4.18a). W miarę wzrostu
obciążenia udziały tlenków azotu w spalinach rosły do ok. 1600 ppm dla małej prędkości
obrotowej 1000 obr/min do około 1200 dla prędkości 3000 obr/min. Maksimum wartość
udziałów tlenków azotu malało wraz ze wzrostem prędkości, a jednocześnie przemieszczało się
w kierunku obciążenia maksymalnego, co jest spowodowane wzrostem sprawności
turbosprężarki.. Nie można jednoznacznie określić wpływu danego rodzaju dodatku do paliwa
F-34 na przebiegi udziałów tlenków azotu. Trudno jednoznacznie wskazać wpływ
biokomponentów na stężenie udziałów NOx, Można zauważyć, że najmniejsze udziały tlenków
azotu występowały w spalinach silnika zasilanego olejem napędowym, szczególnie dla małej
prędkości obrotowej silnika, natomiast największe podczas zasilania silnika paliwem F-34 z
biokomponenetami.
81
Przebiegom udziałów tlenków azotu odpowiadały przebiegi tlenku węgla (rys. 4.6b,
4.9b, 4.12b, 4.15bi 4.18b). W zakresie średniego obciążenia silnika przebiegi udziałów tlenku
węgla w spalinach dla różnych paliw były najniższe i niewiele różniły się. Wzrost udziałów
tlenków węgla był widoczny w zakresie małego obciążenia silnika (efekt obniżenie temperatury
spalania) i w zakresie dużego obciążeniu silnika (efekt zmniejszonego napełnienia cylindrów
powietrzem za pomocą turbosprężarki). Wartość obciążenia, powyżej której następował wzrost
udziałów odpowiada obciążeniu maksymalnych udziałów tlenków azotu i przesuwa się w
kierunku dużego obciążenie ze wzrostem prędkości obrotowej silnika, co potwierdza hipotezę
decydującego wpływu sprawności turbodoładowania silnika na efekty spalania badanych
paliw.
Trudno jednoznacznie wskazać wpływ określonego paliwa na udziały tlenku węgla CO
w spalinach. W zakresie małego obciążenia silnika udziały CO były najniższe podczas zasilania
silnika olejem napędowym. W tym zakresie najwyższe wartości CO uzyskano podczas
zasilania silnika paliwem F-34 z 10 % dodatkiem etanolu. Natomiast w zakresie największego
obciążenia silnika najwyższe udziały tlenku węgla zmierzono podczas zasilania silnika olejem
napędowym i paliwem B-20, natomiast w przypadku zasilania silnika paliwem F-34 z 10 %
udziałem etanolu, udziału tlenku węgla były najmniejsze. W zakresie średniego obciążenia
przebiegi udziałów CO w spalinach się pokrywały.
Udziały węglowodorów w spalinach silnika zasilanego badanymi paliwami były
nieduże (4.6c, 4.9c, 4.12c, 4.15c i 4.18c). Największe wartości udziałów węglowodorów
(220 ppm) zmierzono podczas pracy silnika na biegi luzem z małą prędkością obrotową
(1000 – 1500 obr/min). Wraz ze wzrostem obciążenia silnika udziały węglowodorów malały
i wyrównywały się wartości udziałów węglowodorów dla poszczególnych badanych paliw,
na poziomie kilku lub kilkudziesięciu ppm. Najwyższe udziały węglowodorów w spalinach
pracującego w zakresie małego obciążenia silnika stwierdzono podczas zasilania paliwem
F-34 z 10 %. udziałem etanolu, a najniższe wartości udziałów węglowodorów były zmierzone
gdy silnik zasilany był olejem napędowym oraz mieszaniną dla paliwa F-34 z dodatkiem paliwa
rzepakowego.
Zadymienie spalin mierzone optycznie było najniższe podczas pracy silnika na biegu
jałowym (ok. 0,025 1/m), utrzymywało się na stosunkowo niskim poziomie w zakresie
średniego obciążenia silnika i szybko rosło w zakresie maksymalnego obciążenia silnika aż do
wartości największej dla maksymalnego obciążenia silnika (rys. 4.7a, 4.10a, 4.13a, 4.16a
i 4.19a). Podczas pracy silnika z najmniejszą prędkością obrotową (1000 obr/min) najbardziej
widoczny jest wpływ biododatków, które powodował zmniejszenie zadymienia spalin w całym
zakresie obciążenia w porównaniu z paliwem F- 34 i ON. W największym stopniu na
82
zadymienie spalin wpłynął dodatek etanolu. Który wielokrotnie zmniejszył zadymienie spalin
w porównaniu z paliwem F-34 i olejem napędowym. Podczas pracy
z większa prędkością obrotową wpływ biododatków jest mniej widoczny, ale był to wpływ
zauważalny, szczególnie w zakresie obciążenia odpowiadającego zamykaniu i otwieraniu
zaworu układu recyrkulacji spalin. Jednocześnie działania układu recyrkulacji spalin
w zakresie średniego obciążenia silnika wpływało na wzrost zadymienia spalin silnika
zasilanego olejem napędowym ( n= 2000 – 2500 obr/min). W zakresie maksymalnego
obciążenia silnika i prędkości powyżej 2000 obr/min widoczny jest wpływ zadymienia
spowodowany dodatkiem 10 % alkoholu etylenowego do paliwa. Dodatek paliwa rzepakowego
powoduje na ogół zmniejszenie zadymienia w porównaniu z zasilaniem silnika paliwem F-34.
Wraz ze wzrostem obciążenia silnika, a tym samym ilości spalanego paliwa,
temperatura T3 spalin przed turbiną napędzającą sprężarkę układu doładowania badanych paliw
rosła(rys. 4.7b, 4.10b, 4.13b, 4.16b i 4.19b). Układ recyrkulacji spalin powodował przegięcie
linii rosnącej przebiegu temperatury powyżej ok. 1/3 obciążenia maksymalnego
i zwiększenie różnicy poszczególnych przebiegów temperatury. Podczas pracy silnika
z prędkością 3000 obr/min takie przegięcie nie wystąpiło, ponieważ w tych warunkach
nie otworzył się zawór recyrkulacji spalin. Wyznaczone charakterystyki temperatury spalin
nie pozwalają na jednoznaczne określenie wpływu rodzaju paliwa na temperaturę spalin przed
sprężarką, ponieważ przebiegi tej temperatury wzajemnie się przecinały. Świadczy to
o niewielkim wpływie bioodpadów na przebieg temperatury spalin przed turbosprężarką
w zakresie małego i średniego obciążenia silnika. Pod maksymalnym obciążeniem silnika
najwyższa temperatura spalin była podczas zasilaniu silnika olejem napędowym, natomiast
najniższą temperaturę spalin stwierdzono podczas zasilania mieszaniną paliwa F-34
z etanolem.
83
a)
b)
c)
Rys. 4.5. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
1000obr/min: a- godzinowe zużycie paliwa, b- jednostkowe zużycie paliwa, c- udziały dwutlenku węgla
0,5
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
3,5
4,0
4,5
0 20 40 60 80 100 120 140 160
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
200
250
300
350
400
450
500
550
20 40 60 80 100 120 140 160
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B20
E-5
E-10
2
4
6
8
10
12
0 20 40 60 80 100 120 140 160
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
84
a)
b)
c)
Rys. 4.6. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej silnika 1000 obr/min: a- udziały tlenków azotu, b- udziały tlenku węgla, c- udziały węglowodorów
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
0 20 40 60 80 100 120 140 160
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
0 20 40 60 80 100 120 140 160
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
0 20 40 60 80 100 120 140 160
HC
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
85
a)
b)
Rys. 4.7. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
1000obr/min: a-zadymienie spalin, b- temperatura spalin przed turbiną
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
0 20 40 60 80 100 120 140 160
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
100
150
200
250
300
350
400
450
500
0 20 40 60 80 100 120 140 160
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
86
a)
b)
c)
Rys. 4.8. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
1500obr/min: a-godzinowe zużycie paliwa, b- jednostkowe zużycie paliwa,
c-udziały dwutlenku węgla
0
2
4
6
8
10
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
E-10
F-34
ON
B-20
E-5
200
250
300
350
400
450
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
2
4
6
8
10
12
14
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
87
a)
b)
c)
Rys. 4.9. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
1500 obr/min: a - udziały tlenków azotu, b- udziały tlenku węgla, c- udziały węglowodorów
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
400
800
1200
1600
2000
2400
2800
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
50
100
150
200
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
HC
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
88
a)
b)
Rys. 4.10. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
150 0obr/min: a- zadymienie spalin, b- temperatura spalin przed turbiną
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
100
200
300
400
500
600
700
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
89
a)
b)
c)
Rys. 4.11. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
2000 obr/min: a-godzinowe zużycie paliwa, b- jednostkowe zużycie paliwa,
c- udziały dwutlenku węgla
0
2
4
6
8
10
12
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
200
250
300
350
400
450
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
2
4
6
8
10
12
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
90
a)
b)
c)
Rys. 4.12. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
2000obr/min: a - udziały tlenków azotu, b- udziały tlenku węgla, c- udziały węglowodorów
200
400
600
800
1000
1200
1400
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
200
400
600
800
1000
1200
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
10
20
30
40
50
60
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
HC
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
91
a)
b)
Rys. 4.13. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
2000 obr/min: a-zadymienie spalin, b- temperatura spalin przed turbiną
0
0,02
0,04
0,06
0,08
0,1
0,12
0,14
0,16
0,18
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
100
200
300
400
500
600
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
92
a)
b)
c)
Rys.4.14. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
2500 obr/min: a-godzinowe zużycie paliwa, b- jednostkowe zużycie paliwa,
c-udziały dwutlenku węgla
2
4
6
8
10
12
14
16
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
200
240
280
320
360
400
440
480
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
2
4
6
8
10
12
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
93
a)
b)
c)
Rys. 4.15. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
2500 obr/min: a-udziały tlenków azotu, b- udziały tlenku węgla, c- udziały węglowodorów
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
2000
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
40
80
120
160
200
240
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
HC
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
94
a)
b)
Rys. 4.16. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
2500 obr/min: a-zadymienie spalin, b- temperatura spalin przed turbiną
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
100
200
300
400
500
600
700
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
95
a)
b)
c)
Rys. 4.17. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
3000 obr/min: a- godzinowe zużycie paliwa, b- jednostkowe zużycie paliwa,
c-udziały dwutlenku węgla
2
4
6
8
10
12
14
16
18
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
200
250
300
350
400
450
500
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
2
4
6
8
10
12
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
96
a)
b)
c)
Rys. 4.18. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
3000 obr/min: a- udziały tlenków azotu, b- udziały tlenku węgla, c- udziały węglowodorów
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
50
100
150
200
250
300
350
400
450
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
0
10
20
30
40
50
60
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
HC
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34
ON
B-20
E-5
E-10
97
a)
b)
Rys. 4.19. Zmiany parametrów pracy w funkcji obciążenia przy prędkości obrotowej
3000 obr/min: a- zadymienie spalin, b- temperatura spalin przed turbiną
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
0,45
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
100
200
300
400
500
600
700
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34
B-20
E-5
E-10
ON
98
4.4. Sprawdzenie uszkodzeń wtryskiwaczy
Podczas pomiarów parametrów pracy silnika zasilanego paliwem F-34 z dodatkiem
etanolu stwierdzono znaczny spadek mocy silnika, co spowodowało konieczność sprawdzenia
stanu technicznego wtryskiwaczy paliwa. Badania wtryskiwaczy wykonano na stanowisku
badawczym do testowania zasobnikowych układów wtryskowych STPiW przeznaczonego do
testowania pomp wysokiego ciśnienia i wtryskiwaczy systemów wtryskowych typu „Common-
Rail”, w tym wtryskiwaczy elektromagnetycznych i piezoelektrycznych (produkcji: Bosch,
Delhi, Siemens, Denso) (rys. 4.20). Stanowisko to ma własny układ niskiego ciśnienia paliwa
składający się ze zbiornika paliwa, elektrycznej pompa podtłaczającej, filtru, chłodnicy i
podgrzewacza paliwa (rys. 4.21) oraz układ wysokiego ciśnienia paliwa składający się z pompy
zasilającej oraz akumulatora paliwa. Układ zasilania został napełniony paliwem wzorcowym,
przewidzianym do takich badań.
Rys. 4.20. Schemat blokowy stołu probierczego STPiW-2:
1 – moduł sterujący wtryskiwaczami, 2 – moduł sterujący regulatorem ciśnienia i dozownikiem,
3 – moduł sterujący prędkością obrotową pompy zasilającej i wydajnością pompy podtłaczającej, 4 – silnik elektryczny, 5 – zbiornik paliwa, 6 – pompa zasilająca, 7 – podgrzewacz,
8 – chłodnica, 9 – pompa wysokiego ciśnienia, 10 – zasobnik, 11 – wtryskiwacz, 12 – menzurki
do pomiaru dawek paliwa, 13 – menzurki do pomiaru paliwa z przelewów, 14 – przekładnia pasowa,
15 – główny włącznik i wyłącznik bezpieczeństwa, 16 – czujnik ciśnienia, 17 – filtr paliwa,
18 – dozownik, 19 – regulator wysokiego ciśnienia, 20 – menzurka do pomiaru wydajności pompy.
99
Wtryskiwacze zamontowano w czterech gniazdach nad menzurkami do pomiaru
wielkości i równomierności wtryskiwanych dawek (zakres pomiarowy pojedynczej menzurki
wynosił 0 - 27 ml). Obok znajdowały się cztery menzurki do pomiaru ilości i oceny
równomierności dawek przelewowych (zakres pomiarowy każdej pojedynczej menzurki
wynosił 0 – 100 ml). Pomiar wydatku pompy wysokiego ciśnienia odbywał się za pomocą
menzurki o pojemność 1000 ml.
Rys. 4.21. Stół probierczy STPiW-2 z zasobnikowym układem wtryskowym:
1 – tester wtryskiwaczy paliwa (czas otwarcia wtryskiwacza, częstotliwość otwarcia wtryskiwacza), 2 – tester pomp paliwa (regulacja ciśnienia, wartość ciśnienia, 3 – moduł sterujący (prędkość
obrotowa pompy, wydajność pompy wysokiego ciśnienia, temperatura paliwa), 4 – pracujący
wtryskiwacz, 5 – pomiary dawek paliwa, 6 – pompa wysokiego ciśnienia, 7 – pomiary przelewów
paliwa.
W górnej części stanowiska znajdowały się trzy moduły. Pierwszy moduł służył do
sterowania pracą wtryskiwaczy i zadawania parametrów pracy układu, takich jak czas otwarcia
wtryskiwaczy (200 - 2000 µs), częstotliwość otwarcia wtryskiwaczy (1 - 100 Hz) liczba
wtrysków paliwa (1 - 9000). Na stanowisku można było testować wtryskiwacze pojedynczo
lub jednocześnie sprawdzać wszystkie cztery zamontowane wtryskiwacze.
Drugi moduł był przeznaczony do sterowania: regulatorem wysokiego ciśnienia,
dozownikiem i zaworem wyłączającym sekcję tłoczącą. Umożliwiał on ustawienie ciśnienia
w zasobniku za pomocą zmiany wypełnienia sygnału sterującego zaworem przelewowym
wysokiego ciśnienia. Do panelu podłączony był czujnik ciśnienia paliwa w zasobniku,
a jego wskazania wyświetlane były na wskaźniku cyfrowym.
Trzeci moduł służył do ustawienia prędkości obrotowej pompy wysokiego ciśnienia
oraz ciśnienia na wyjściu z pompy zasilającej. Na wskaźniku cyfrowym podawana była
100
temperatura paliwa, którą można stabilizować chłodząc paliwo za pomocą chłodnicy będącej
na wyposażeniu stanowiska.
W celu określenia stanu technicznego wtryskiwaczy wykonano pomiary zmierzyć ilości
paliwa, które spłynęło do menzurki po określonej liczbie wtrysku paliwa,
a także sumaryczną ilość paliwa, które odpłynęło do większych menzurek w czasie pomiaru.
Ponieważ nie dysponowano danymi producenta aparatury wtryskowej silnika G9T, parametry
odniesienia (wzorcowe) wyznaczono na podstawie wyników badań dwóch kompletów nowych
wtryskiwaczy elektromagnetycznych firmy Bosch przeznaczonych do silnika Renault G9T.
Każdy komplet składał się z czterech nowych wtryskiwaczy.
Wykonano cztery testy różniące się parametrami pracy układu pomiarowego
wymienionymi w tabeli 4.1. Ustawiano ciśnienie paliwa w zasobniku, czas otwarcia
wtryskiwaczy, częstotliwości otwarcia wtryskiwaczy oraz liczbę wtrysków paliwa podczas
próby. Parametry ustawiane odpowiadały określonym warunkom pracy silnika.
Tabela.4.1. Parametry pracy układu CR na stanowisku STPiW-2 podczas testów
Test
Parametry nastawcze Opis warunków
odpowiadających warunkom
próby
czas otwarcia
wtryskiwaczy
[μs]
częstotliwość
dawkowania
[Hz]
ciśnienie
paliwa
[MPa]
liczba
wtrysków
I 600 10 40 1000 Wtryskiwacze wtryskują paliwo
w warunkach zbliżonych do pracy w silniku na biegu jałowym.
II 1000 20 100 400
Wtryskiwacze wtryskują paliwo w warunkach zbliżonych do pracy
w silniku pod maksymalnym
obciążeniem.
III 600 10 140 400 Wtryskiwacze wtryskują paliwo
przy maksymalnym ciśnieniu
paliwa.
IV 500 40 100 1000 Wtryskiwacze wtryskują paliwo
z maksymalną częstotliwością.
Paliwa wtryskiwane pod określonym ciśnieniem oraz paliwo odpływające z komory
sterującej (tzw. przelew) były zbierane do menzurek pomiarowych w czasie zadanej liczby
wtrysków. Odczyt objętości dawek dokonano z dokładnością do 0,5 ml. Oszacowano
w ten sposób ilość wtryśniętego paliwa i równomierność jego dawkowania przez poszczególne
wtryskiwacze. Dla każdego z wtryskiwaczy wyznaczono wartość średnią wtryskiwanej dawki
i średnią ilość paliwa odpływającego przez przelewy.
Przed rozpoczęciem pomiarów sprawdzano wszystkie wtryskiwacze na stanowisku
badawczym. Sprawdzeń dokonywano również w przypadku zauważenia zmian parametrów
użytecznych silnika podczas pomiarów.
101
Tabela. 4.2. Pomiar dawki wtrysku i przelewu dla czterech wtryskiwaczy
Test Próba
Wtryskiwacze
1 2 3 4
Dawka
wtrysku
[ml]
Dawka
przelewu
[ml]
Dawka
wtrysku
[ml]
Dawka
przelewu
[ml]
Dawka
wtrysku
[ml]
Dawka
przelewu
[ml]
Dawka
wtrysku
[ml]
Dawka
przelewu
[ml]
I
1 10,5 16 10,5 14 11 17 11,5 26
2 10 14 11 15 11,5 17 11,5 27
3 11 15 11 15 11 16,5 11,5 26
średnia 10,5 15,0 10,8 14,7 11,2 16,8 11,5 26,3
II
1 17 23,5 18 20 16,5 32 17 38
2 17 24 17,5 21 17 31 17,5 39
3 16,5 23 18 21 17 30 17,5 41
średnia 16,8 23,5 17,8 20,7 16,8 31,0 17,3 39,3
III
1 12,5 54 12,5 52 13,5 70 13,5 42
2 13 50 13 55 14 73 14 46
3 13 52 12,5 51 14 69 14,5 48
średnia 12,8 52,0 12,7 52,7 13,8 70,7 14,0 45,3
IV
1 18,5 20 19 16 20,5 20,5 19 20
2 19 21 18,5 16 19,5 21 18,5 19
3 19 19 20 16 20 22 20 21
średnia 18,8 20,0 19,2 16,0 20,0 21,2 19,2 20,0
W tabeli 4.2 przedstawiono wyniki badań dla jednego kompletu (4 sztuk) nowych
wtryskiwaczy. Badane wtryskiwacze potraktowano jako próbę z populacji, dla której obliczono
wartość średnią dawki wtrysku i przelewu. Wyznaczono również odchylenie standardowe
pomiarów i ich przedziały ufności według rozkładu t-Studenta dla poziomu istotności α = 0,05
z uwzględnieniem błędu systematycznego podziałki menzurki (tabela 4.3). W rezultacie dla
każdego testu obliczono przedział, w którym powinny się znaleźć wyniki pomiarów dla 95%
testowanych wtryskiwaczy. Wyznaczone przedziały zostały wykorzystane podczas dalszych
badań do oceny sprawności działania wtryskiwacza.
102
Tabela. 4.3. Wartości średnie dawek wtrysku i przedziały ufności
Test Średnia z próby
[ml] Odchylenie standardowe
[ml] Błąd systematyczny
[ml] Przedział ufności (95%)
[ml]
I 11,0 1,0 0,5 9,112,1
II 17,2 1,1 0,5 16,018,4
III 13,3 1,6 0,5 11,714,9
IV 19,3 1,2 0,5 18,120,5
Podczas badań silnika zasilanego mieszaniną E-10 nastąpiła awaria silnika G9T,
po czym wszystkie wtryskiwacze zostały wymontowane i umieszczone na stanowisku
diagnostycznym. Wykonano badania tych wtryskiwaczy po czym stwierdzono niejednolitość
oraz nierównomierność ich dawkowania (tab. 4.4). Pierwszy i drugi wtryskiwacz można było
uznać jako wtryskiwacze sprawne, ponieważ dawkowały paliwo w ilości mieszczącej się
w przedziale ufności określonym podczas badań nowych wtryskiwaczy paliwa.
Trzeci wtryskiwacz w ogóle nie podawał paliwa, natomiast dawka paliwa w przypadku
czwartego wtryskiwacza była mniejszej od dolnej wartości przedziału ufności.
Tabela. 4.4. Pomiar dawki i przelewu dla uszkodzonych wtryskiwaczy.
Test
Wtryskiwacze
1 2 3 4
Dawka
wtrysku
[ml]
Dawka
przelewu
[ml]
Dawka
wtrysku
[ml]
Dawka
przelewu
[ml]
Dawka
wtrysku
[ml]
Dawka
przelewu
[ml]
Dawka
wtrysku
[ml]
Dawka
przelewu
[ml]
I 11 14 10 20 0 3 7 45
II 17 23 16 19 0 4 12 60
III 14 60 13 50 0 10 10 80
IV 19 20 18 25 0 8 13 40
W wyniku diagnostyki szczegółowego sprawdzenia wtryskiwaczy stwierdzono, że:
• w trzecim wtryskiwaczu zatarciu uległa iglica wtryskiwacza w rozpylaczu,
• w czwartym wtryskiwaczu częściowemu zatarciu uległ popychacz w gnieździe
zaworu sterującego.
Ze względu na zatarcie ruchomych elementów wewnętrznych wtryskiwaczy
prowadzące do zgaśnięcia silnika, zaprzestano prowadzenia dalszych badań
z wykorzystaniem paliwa z dodatkiem etanolu. Uznano, że ograniczona zdolność etanolu
103
do mieszania się z paliwem F-34 oraz gorsze właściwości smarnościowe etanolu były
przyczyną awarii silnika. Ze względu na duże ryzyko kolejnych uszkodzeń wtryskiwaczy
i pompy wysokiego ciśnienia przerwano dalsze prowadzenie badania silnika zasilanego
paliwem z dodatkiem etanolu. W dalszych badaniach ograniczono się do zasilania silnika tylko
paliwem z dodatkiem paliwa rzepakowego o różnym udziale w mieszaninie
z paliwem F-34.
4.5. Wnioski
1. W wyniku przeprowadzonych badań i awarii układu wtryskowego silnika G9T
stwierdzono, że stosowanie alkoholu etylowego jako dodatku do paliwa F-34
jest niedopuszczalne. Nawet nieznaczna ilość alkoholu etylowego jest niebezpieczne
dla niezawodnej pracy silnika z wysokociśnieniowym układem wtryskowym.
Ze względu na małą smarność alkoholu etylowego oraz szybkie rozwarstwianie
się paliw przyczyniły się one do zatarcia ruchomych elementów wewnętrznych
wtryskiwaczy. Od dłuższego czasu silnik ten zasilany olejem napędowym pracował
niezawodnie i bez żadnych problemów.
2. Na podstawie wykonanych badań nie stwierdzono niekorzystnego wpływu paliwa
F-34 z dodatkiem paliwa rzepakowego (estrów metylowych oleju rzepakowego)
na pracę silnika. W porównaniu z paliwem F-34 dodatek paliwa rzepakowego powodował
nieznaczny wzrost jednostkowego zużycia paliwa, produktów spalania zawierających tlen
i zmniejszenie zadymienia spalin. Niewielkiemu obniżeniu uległ maksymalny moment
obrotowy silnika. Problem ten będzie badany w kolejnym etapie.
3. Z obserwacji wykonywanych podczas badań i danych literaturowych wynika,
że przechowywanie paliwa F-34 z dodatkiem paliwa rzepakowego powoduje jego szybkie
rozwarstwienie, co może prowadzić do utrudnionego rozruchu silnika, szczególnie w
obniżonej temperaturze lub do zgaśnięcia silnika na skutek zablokowania filtru paliwa.
Dlatego po wykonaniu mieszaniny paliwa F-34 z paliwem rzepakowym mieszanina to
musi być szybko zużyta.
4. Porównując parametry pracy silnika zasilanego paliwem F-34 i olejem napędowym
wynika, że niektóre parametry pracy silnika zasilanego paliwem F-34 uległy nieznacznemu
obniżeniu (mocy i moment obrotowy) z jednoczesnym wzrostem emisji produktów
niezupełnego spalania paliwa (CO i HC).
5. Paliwo F-34 jest obecnie powszechnie stosowanym paliwem w lotnictwie i w wojskach
lądowych, a jednocześnie kontynuowane są programy wdrażania biopaliw, dlatego celowe
104
jest bardziej wszechstronne przebadania tego paliwa z dodatkiem estrów metylowych oleju
rzepakowego.
105
5. BADANIA SILNIKA ZASILANEGO PALIWEM F-34 Z DODATKIEM RME
W STANACH USTALONYCH
5.1. Wprowadzenie
Po wyeliminowaniu etanolu jako dodatku do paliwa F-34, który powoduje uszkodzenia
silnika, dalsze badania prowadzono zasilając badany silnik paliwem F-34 z dodatkiem estrów
metylowych oleju rzepakowego(RME). Właściwości fizykochemiczne alkoholu etylowego
wskazują, że tego typu uszkodzenia będą często występowały podczas zasilania silnika
paliwem z takim dodatkiem. Ponadto mieszanina paliwa F-34 z alkoholem etylenowym była
bardzo niestabilna podczas przechowywania i szybko następowało rozwarstwienie tych paliw.
Pomiary zostały wykonane dla różnego stężenia estrów metylowych oleju rzepakowego
w paliwie F-34 w ilości 20%, 40%, 60% i 80%, a mieszaniny tych dwóch paliwa były
oznaczone odpowiednioB-20, B-40, B-60 i B-80. Mieszaniny były przygotowywane
codziennie, bezpośrednio przed ich wykorzystaniem do zasilania silnika w ilości niezbędnej do
przeprowadzenia badań w danym dniu.
5.2. Charakterystyki prędkościowe silnika
Wyniki badań silnika G9T zasilanego paliwem F-34 z dodatkiem estrów metylowych
oleju rzepakowego(RME) pod maksymalnym obciążeniem, zostały przedstawione
na charakterystykach prędkościowych silnika od 1000 obr/min do 3750 obr/min co
250 obr/min.
Przebiegi charakterystyk prędkościowych zewnętrznych mocy silnika miały dwa
przegięcia odpowiadające pracy silnika z prędkością 1500 i 2750 obr/min (rys. 5.1a). Zostały
one spowodowane działaniem elektronicznego korektora dawki paliwa, zmniejszającego
dawkowanie paliwa po przekroczeniu wymienionej prędkości obrotowej silnika. Działanie tego
korektora dawki paliwa jest widoczne także na przebiegach godzinowego zużycia paliwa (rys.
5.1c) i na charakterystykach innych wielkości fizycznych mierzonych podczas pomiarów
parametrów pracy silnika.
Z porównania charakterystyk zewnętrznych mocy silnika G9T zasilanego
poszczególnymi rodzajami paliwa wynikało, że największą moc użyteczną silnik rozwijał
podczas zasilania czystym paliwem F-34 (rys. 5.1a). Podczas pracy z małą prędkością
obrotową, moc silnika zasilanego innymi mieszankami paliwa F-34 i RME była porównywalna.
Wpływ zwiększonego udziału estrów oleju rzepakowego w paliwie F-34 powodował
stopniowy spadek mocy wraz ze wzrostem prędkości obrotowej powyżej
106
1250 obr/min. Największy spadek mocy, wynoszący około 8% (ok. 7 kW), stwierdzono dla
maksymalnej prędkości obrotowej silnika. Sam wzrost udziału estrów w paliwie F-34 wpływał
w niewielkim stopniu na zmianę mocy silnika, a wszystkie charakterystyki mocy
i momentu obrotowego silnika z różnym udziałem estrów były bardzo zbliżone. Może to
świadczyć o wpływie estrów na przebieg spalania podczas pojedynczego obiegu pracy,
a także o wzroście masy dawki paliwa w miarę zwiększonego udziału RME w paliwie, co jest
widoczne na wzroście godzinowego zużycia paliwa (rys. 5.1c).
Przebieg momentu obrotowego wynika z dawkowania paliwa i charakteryzuje się
szybkim wzrostem momentu obrotowego od ok. 150 Nm do ok. 250 Nm w przedziale prędkości
obrotowej silnika 1000 - 1500 obr/min. Następnie przebiega on na stałym poziomie około 250
Nm od 1500 do 2750 obr/min i bardziej łagodnym spadkiem powyżej tej prędkości
do około 190 Nm (rys. 5.1b). Ten wolniejszy spadek momentu obrotowego w zakresie dużej
prędkości obrotowej zwiększa elastyczność silnika. Dodawanie RME do paliwa F-34,
spowodowało zmniejszenie momentu obrotowego o około 15-20 Nm w zakresie prędkości
obrotowej silnika 1500 - 3750 obr/min, co oznacza zmniejszenie momentu obrotowego
o około 6-8%. Obniżenie momentu obrotowego było niezależne od stężenia estrów metylowych
oleju rzepakowego w paliwie F-34.
Godzinowe zużycie paliwa jest najmniejsze dla czystego paliwa F-34 (rys. 5.1.c),
a wprowadzenie dodatków estrów metylowych oleju rzepakowego spowodowało wzrost
zużycia paliwa o około 1,3 kg/h dla największej prędkości obrotowej. Oznacza to względny
wzrost godzinowego zużycia paliwa o około 5–7% dla największej prędkości obrotowej silnika.
Widoczna jest także tendencja wzrostu godzinowego zużycia paliwa w funkcji udziału estrów
w paliwie, im więcej estrów tym zużycie paliwa wzrasta. Powyższy fakt wynika ze znacznie
większej gęstości paliwa rzepakowego w stosunku do paliwa lotniczego. Gęstość paliwa RME
wynosi 0,881 kg/dm3, natomiast gęstość paliwa F-34 jest mniejsza
o około 10% i wynosi 0,804 kg/dm3. Na przebiegu momentu obrotowego silnika
nie jest to dokładnie widoczne ponieważ moment obrotowy zależy także od okresy zwłoki
i przebiegu spalania, a obecność tlenu w paliwie sprzyja intensyfikacji tych procesów
i ma wpływ na przebieg spalania w cylindrze silnika.
107
a)
b)
c)
Rys. 5.1. Zmiana parametrów pracy w funkcji prędkości obrotowej silnika G9T
a-moc użyteczna , b- moment obrotowy, c-godzinowe zużycie paliwa
10
20
30
40
50
60
70
80
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
Ne
[kW
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
140
160
180
200
220
240
260
280
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
Mo [
Nm
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
2
4
6
8
10
12
14
16
18
20
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
Ge
[kg/h
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
108
Przebieg jednostkowego zużycia paliwa odpowiadał przebiegowi momentu obrotowego
(rys. 5.2a). Najniższe jednostkowe zużycie paliwa było dla silnika zasilanego paliwem F-34
w całym zakresie prędkości obrotowej. Dodatek paliwa rzepakowego spowodował wzrost
jednostkowego zużycia paliwa o około 15-20 g/kWh w zakresie średniej i wysokiej prędkości
obrotowej silnika w porównaniu ze zużyciem przez silnik zasilany paliwem F-34. Odpowiada
to zwiększeniu jednostkowego zużycia paliwa F-34 z dodatkiem RME w przybliżeniu o około
7-9% w stosunku do zużycia paliwa F-34, szacowanemu w przedziale średniej prędkości
obrotowej silnika. Jedynie dla najmniejszej prędkości obrotowej silnika wzrost zużycia paliwa
z dodatkiem RME wynosił około 10 /KWh, co odpowiada przyrostowi zużycia paliwa
o około4-5%. Ilość estrów oleju rzepakowego w paliwie nie wpływał wyraźnie na jednostkowe
zużycie paliwa, aczkolwiek przebieg najwyższej charakterystyki zużycia paliwa odpowiadał
największemu udziałowi estrów. Na wzrost jednostkowego zużycia paliwa wpłynął moment
obrotowy silnika, albowiem zmiany godzinowego zużycia paliwa były dużo mniejsze.
Przebieg udziału dwutlenku węgla w spalinach CO2 wynika z dawkowania paliwa
i napełnienia silnika powietrzem, które zależy od sprawności turbosprężarki (rys. 5.2b).
Stąd dwa charakterystyczne maksima udziałów tego składnika spalin dla prędkości 1500
i 2750 obr/min. Wpływ udziału paliwa rzepakowego na udział dwutlenku węgla w spalinach
CO2 nie jest jednoznaczny. Na ogół udział dwutlenku węgla dla paliwa z niewielkim udziałem
estrów jest największy i maleje wraz ze wzrostem udziału estrów w paliwie.
Jednak charakterystyki CO2 dla różnych udziałów estrów w paliwie przecinają
się wielokrotnie tworząc zbiór linii w przedziale około 0,5 % (wartość bezwzględna) w całym
zakresie prędkości obrotowej silnika. Podczas pracy silnika z małą prędkością obrotową
udziały CO2 w spalinach silnika zasilanego czystym paliwem F-34 były niższe od paliwa
zawierającego dodatek RME, natomiast podczas pracy silnika z prędkością powyżej
2000 obr/min przebieg udziałów CO2dla paliwa F-34 był zbliżony do najniższego przebiegu
dla paliwa B-80.
Ponieważ w cząsteczkach paliwa rzepakowego znajdował się tlen, zastosowanie tego
paliwa jako dodatku do paliwa wpłynęło na wzrost udziału tlenu w spalinach silnika
(rys. 5.2c). Najmniejszy udział tlenu był w spalinach silnika zasilanego paliwem F-34
i utrzymywał się w całym przedziale prędkości obrotowej silnika. Udział tlenu w spalinach
wzrastał w miarę wzrostu udziału estrów metylowych w paliwie. Podczas zasilania silnika
paliwem z 80% udziałem estrów wzrost udziału tlenu w spalinach wynosił średnio około 1%
(bezwzględnie) w całym zakresie prędkości obrotowej silnika. Punkty przegięcia przebiegów
tlenu w funkcji prędkości obrotowej silnika odpowiadają przegięciom zużycia paliwa.
109
a)
b)
c)
Rys. 5.2.Zmiana parametrów pracy w funkcji prędkości obrotowej silnika G9T:
a- godzinowe zużycie paliwa, b- udziały dwutlenku węgla, c – udziały tlenu w spalinach.
200
220
240
260
280
300
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
ge
[g/k
Wh
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
9,0
9,5
10,0
10,5
11,0
11,5
12,0
12,5
13,0
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
CO
2[%
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
3
4
5
6
7
8
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
O2
[%]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
110
Maksymalne wartości udziałów tlenków azotu, niezależnie od składu paliwa zmierzono
podczas pracy silnika z prędkością 2000 obr/min. Powyżej i poniżej tej prędkości udziały
tlenków azotu malały (rys. 5.3a). Udziały tlenków azotu wzrosły także dla prędkości 1000
obr/min. W zakresie małej i średniej prędkości obrotowej najmniejsze były udziały NOx w
spalinach z silnika zasilanego paliwem F-34 i w miarę wzrostu udziału paliwa rzepakowego
udziały tlenków azotu rosły. Dla średniego obciążenia silnika i maksymalnych udziałów
tlenków azotu w spalinach stwierdzono wzrost udziałów NOx w spalinach silnika zasilanego
paliwem B-80 wynosił 150 ppm (wzrost o 12%). Jeszcze większy był wzrost udziałów NOx dla
prędkości 1000 obr/min i wynosił on 300 ppm (wzrost o ok. 38%). W zakresie największej
prędkości obrotowej (3000 – 3750 obr/min) wzrost tlenków azotu był mniejszy (poniżej 100
ppm). Na wzrost udziałów tlenków azotu w spalinach z silnika zasilanego paliwem F-34 z
dodatkiem paliwa rzepakowego wpłynął przede wszystkim wzrost udziału tlenu w komorze
spalania, co widoczne jest na charakterystykach udziału tlenu w spalinach, wpływ temperatury
był mniejszy.
Największe udziały CO występowały w zakresie małej prędkości obrotowej
1000 – 1500 obr/min. Wzrost prędkości obrotowej silnika powodował znaczne obniżenie
udziałów CO w spalinach, głównie na skutek dodatniej korekcji dawki paliwa
(rys. 5.3b).Pogłębiona korekcja dawki paliwa dla prędkości 2750 obr/min spowodowała
dodatkowe zmniejszenie udziałów CO w spalinach. Największa udziały CO w spalinach
wystąpiły podczas pracy silnika zasilanego paliwem F-34 i B-20 dla prędkości 1000 obr/min.
Większy dodatek paliwa rzepakowego spowodował zmniejszenie udziałów CO w spalinach dla
małej prędkości obrotowej silnika. Powyżej prędkości obrotowej 1750 obr/min udziały tlenku
węgla utrzymywały się na niskim i prawie stałym poziomie. Było to efektem zwiększonego
udziału tlenu w komorze spalania oraz wyższej temperatury spalin i jej wpływem na działanie
reaktora katalitycznego.
Udziały węglowodorów w spalinach malały wraz ze wzrostem prędkości obrotowej.
Największe występowały w zakresie użytecznej prędkości obrotowej, natomiast powyżej
1500 obr/mini udziały węglowodorów w spalinach utrzymywały się na niskim,
w przybliżeniu stałym poziomie, praktycznie poniżej 10 ppm (rys. 5.3c). Na przebiegach
udziałów węglowodorów w spalinach widoczna jest wyraźna zależność między udziałem
paliwa rzepakowego i udziałem węglowodorów w spalinach, zarówno przy małej jak również
dla dużej prędkości obrotowej silnika. Udziały węglowodorów w spalinach silnika zasilanego
paliwem B-80 były mniejsze o ok. 80%,niżudziały węglowodorów w spalinach silnika
zasilanego paliwem F-34.
111
a)
b)
c)
Rys. 5.3.Zmiana parametrów pracy w funkcji prędkości obrotowej silnika G9T
a- udziały tlenków azotu, b- udziały tlenku węgla, c- udziały węglowodorów.
600
700
800
900
1000
1100
1200
1300
1400
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
NO
x[p
pm
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
CO
[pp
m]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
5
10
15
20
25
30
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
HC
[p
pm
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
112
W trakcie badań stwierdzono bardzo znaczący wpływ zwiększania stężenia dodatku
paliwa rzepakowego do paliwa F-34 na zadymienie spalin (rys. 5.4a). Jest to przede wszystkim
skutkiem lepszego spalania paliwa zawierającego atomy tlenu w cząsteczkach. Wzrost udziału
paliwa rzepakowego powodowało kilkukrotne zmniejszenie zadymienia spalin. Już nawet
nieduży, 20% dodatek paliwa spowodował blisko 2 – 3 krotnie zmniejszenie zadymienia spalin.
Zmiany te utrzymywały się w całym zakresie prędkości obrotowej. Charakter zmian
przebiegów zadymienia spalin silnika zasilanego samym paliwem F-34
i paliwem z dodatkiem paliwa rzepakowego oraz położenie punktów przegięcia tych
przebiegów odpowiadały początkom dwóch kolejnych korekt dawki paliwa,
które są widoczne na przebiegach momentu obrotowego i jednostkowego zużycia paliwa.
Temperatura powietrza za sprężarką, a przed chłodnicą powietrza T5 jest mała
dla prędkości 1000 obr/min, następnie szybko rośnie do prędkości 1500 obr/min i podczas
dalszego wzrostu prędkości wzrost tej temperatury jest wolniejszy a zmiany mają charakter
liniowy (rys. 5.4b). Zmiany tej temperatury są charakterystyczne dla działania turbosprężarki
powietrza, dla małej prędkości obrotowej sprawność turbodoładowania jest bardzo mała.
W chłodnicy powietrza następuje dalsze zmniejszenie powietrza przepływającego do komory
spalania. Nieduża ilość dodanego paliwa RME (20-40%) spowodowała zmniejszenie
temperatury T5 od ok. 10oC dla prędkości 1500 obr/min do blisko 20oC dla prędkości obrotowej
silnika 3750 obr/min. Zwiększenie ilości paliwa rzepakowego do 60-80% spowodowało dużo
mniejszy (blisko o połowę) spadek temperatury T5. Trudno jednoznacznie zinterpretować takie
zmiany temperatury powietrza
Temperatura spalin przed turbiną T3rośnie w miarę wzrostu prędkości obrotowej silnika,
a na jej przebiegu widoczne są charakterystyczne punkty ekstremalne dla prędkości włączania
się kolejnych stopni korektora dawki paliwa (rys. 5.4c). Dodatek paliwa rzepakowego w
niewielkiej ilości spowodował nieznaczny wpływ paliwa rzepakowego
na temperaturę spalin – jest ona zbliżona do temperatury silnika zasilanego paliwem F-34.
Większa ilość dodanego paliwa rzepakowego spowodowała wyraźne zmniejszenie temperatury
spalin o około 30oC w całym przedziale zmian prędkości obrotowej silnika.
113
a)
b)
c)
Rys. 5.4.Zmiana parametrów pracy w funkcji prędkości obrotowej silnika G9T a- zadymienie spalin, b- temperatura powietrza przed chłodnicą i za sprężarką,
c- temperatura spalin przed turbiną.
0,0
0,2
0,4
0,6
0,8
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
D [
1/m
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
40
50
60
70
80
90
100
110
120
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
T5
[oC
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
400
450
500
550
600
650
700
750
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
T3
[oC
]
n [obr/min]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
114
Wpływ udziału paliwa rzepakowego na parametry pracy silnika trudno było określić
podczas analizy charakterystyk prędkościowych silnika. Dlatego wartości jednostkowego
zużycia paliwa oraz udziałów składników spalin przedstawiono dodatkowo na wykresach
słupkowych w funkcji udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34 (rys.5.5 i 5.6).
przedstawiono wyniki pomiarów wykonanych dla dwóch wartości prędkości obrotowej silnika
1500 i 3000 obr/min, dla której układ sterowania rozpoczyna korekcję dawki paliwa, (rys. 5.1).
Wyniki pomiarów wybranych parametrów pracy silnika aproksymowano funkcjami regresji
liniowej oraz podano wartości współczynników regresji i współczynnika korelacji. Symbole
współczynników zostały podane w pracy z indeksem prędkości obrotowej, dla której zostały
one obliczone.
Wartości współczynników korelacji obliczano dla pięciu pomiarów każdej
z mierzonych wielkości, co daje liczbę trzech stopni swobody (n = N-2). Dla tej wartości liczby
stopni swobody, hipotezę o braku istotności korelacji należy odrzucić (H0:R= 0,
H1: R>0) przy poziomie istotności 5 %, wtedy gdy wartość tego współczynnika jest większa
niż R = 0,878.
Na wykresach przedstawiających wpływ stężenia paliwa rzepakowego w paliwie
F–34 widać, że zarówno przy prędkości 1500 obr/min, jak również przy prędkości
3000 obr/min istotnie rośnie jednostkowe zużycia paliwa w funkcji udziału paliwa
rzepakowego. Dla prędkości obrotowej 3000 obr/min zmiany jednostkowego zużycia
są gorzej skorelowane ze wzrostem udziału paliwa rzepakowego (R3000 = 0,865)
w porównaniu z mniejszą prędkością obrotową silnika i hipotezę o braku korelacji
dla poziomu istotności 0,05 należy przyjąć lub zwiększyć założony poziom istotności (czyli
ryzyko odrzucenia hipotezy prawdziwej). Przy wyższej prędkości obrotowej wartość
współczynnika korelacji była większa, a korelacja była istotna (R1500 = 0,93).
Wzrost udziału tlenu w spalinach był bardzo dobrze skorelowany z udziałami paliwa
rzepakowego przy małej prędkości obrotowej (R1500 = 0,97), jak również przy dużej prędkości
obrotowej silnika (R3000 = 0,97).Hipotezę o braku korelacji należało odrzucić.
Udziały tlenków azotu rosły w miarę wzrostu udziału paliwa rzepakowego w paliwie.
Przy wyższej prędkości obrotowej udziały tlenków azotu w spalinach były nieco gorzej
skorelowane (R3000 = 0,88) niż przy małej prędkości obrotowej silnika (R1500 = 0,926).
W obu przypadkach hipotezę o braku korelacji należało odrzucić.
Bardzo korzystny był wpływ paliwa rzepakowego na udziały produktów niezupełnego
spalania paliwa. Udziały tlenku węgla zdecydowanie malały w funkcji wzrostu udziału RME
w paliwie zasilającym silnik, zarówno podczas pracy silnika z małą jak również z dużą
prędkością obrotową. Przy niskiej prędkości obrotowej zmiany te są bardzo dobrze
115
skorelowane z udziałem paliwa rzepakowego (R1500 = 0,96). Podczas pracy silnika z wysoką
prędkością przedmiotowa korelacja jest niewiele mniejsza (R3000 = 0,93) oraz jednocześnie
blisko dziesięciokrotnie mniejsze są udziały tlenku węgla przy tej prędkości.
Wzrost udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34 powodował prawie dokładnie
liniowe zmniejszenie węglowodorów w spalinach i w obu przypadkach wartości
współczynników korelacji były bardzo wysokie (R > 0,99). Wyniki świadczące o dużej
korelacji uzyskano przy małych wartościach udziałów tego składnika spalin, co świadczy
o powtarzalności tego zjawiska.
Zmniejszenie zadymienia spalin było również dobrze skorelowane ze wzrostem udziału
paliwa rzepakowego w paliwie NATO (F-34). Skorelowanie tych dwóch wielkości podczas
pracy silnika z niską prędkością obrotową (R1500 = 0,929) było identyczne z korelacją dla
wysokiej prędkości obrotowej silnika (R3000= 0,927).
116
a)
b)
c)
d)
e)
f)
Rys. 5.5. Zmiany parametrów pracy silnika G9T i udziałów składników spalin dla prędkości 1500 obr/min. a- jednostkowe zużycie paliwa, b- udziały tlenu, c- udziały tlenków azotu,
d-udziały tlenku węgla, e-udziału węglowodorów, f- zadymienie spalin
y = 5,0002x + 230,9R² = 0,8732
220
230
240
250
260
F-34 B20 B40 B60 B80
ge y = 0,207x + 3,381R² = 0,9383
0,0
1,0
2,0
3,0
4,0
5,0
F-34 B20 B40 B60 B80
O2
y = 28,3x + 792,1R² = 0,8582
700
750
800
850
900
950
F-34 B20 B40 B60 B80
NOxy = -239,7x + 2592,9
R² = 0,9259
0
500
1000
1500
2000
2500
F-34 B20 B40 B60 B80
CO
y = -1,036x + 11,036R² = 0,9916
0
2
4
6
8
10
12
F-34 B20 B40 B60 B80
HC y = -0,0833x + 0,6363R² = 0,8602
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
F-34 B20 B40 B60 B80
D
117
a)
b)
c)
d)
e)
f)
Rys. 5.6. Zmiany parametrów pracy silnika G9T i udziałów składników spalin dla prędkości 3000 obr/min. a- jednostkowe zużycie paliwa, b- udziały tlenu, c- udziały tlenków azotu,
d-udziały tlenku węgla, e-udziału węglowodorów, f- zadymienie spalin
y = 3,2257x + 238,35R² = 0,748
220
230
240
250
260
F-34 B20 B40 B60 B80
gey = 0,303x + 5,419
R² = 0,9404
2
3
4
5
6
7
8
F-34 B20 B40 B60 B80
O2
y = 13,4x + 1119,6R² = 0,8467
1080
1100
1120
1140
1160
1180
1200
F-34 B20 B40 B60 B80
NOx
y = -8,5x + 166,5R² = 0,856
0
40
80
120
160
200
F-34 B20 B40 B60 B80
CO
y = -0,748x + 10,652R² = 0,987
0
2
4
6
8
10
12
F-34 B20 B40 B60 B80
HCy = -0,1041x + 0,6475
R² = 0,8638
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
F-34 B20 B40 B60 B80
D
118
5.3. Charakterystyki obciążeniowe silnika
Charakterystyki obciążeniowe wybranych parametrów pracy silnika G9T wyznaczono
w zakresie prędkości obrotowej silnika 1000- 3500 obr/min z odstępem 500 obr/min.
Szczególną uwagę na przebiegi mierzonych wielkości silnika pracującego z prędkością
obrotową n=1500 obr/min, co odpowiadało prędkości maksymalnego momentu obrotowego
oraz silnika pracującego z prędkością n=3000 obr/min, czyli w zakresie maksymalnej mocy
silnika. Zakres prędkości obrotowej 1500 – 3000 obr/min jest eksploatacyjnym zakresem pracy
badanego silnika, gdzie pracuje on najczęściej podczas normalnej eksploatacji.
Wartości godzinowego zużycia paliwa zwiększały się w przybliżeniu liniowo
w funkcji wzrostu obciążenia silnika i jego momentu obrotowego (rys. 5.7 i 5.8). Godzinowe
zużycie paliwa rosło także w miarę zwiększania prędkości obrotowej silnika. Najniższe
godzinowe zużycie paliwa F-34 przez silnik pracujący z prędkością obrotową
n = 1500 obr/min na biegu luzem silnika wynosiło 1,17 kg/h i rosło do 9,31 kg/h
dla maksymalnego obciążenia silnika. Dla prędkości obrotowej 3000 obr/min, zużycie paliwa
rosło od 3,27 kg/h na biegu luzem do 17,13 kg/h przy pełnym obciążeniu silnika.
Na wszystkich wykresach widoczny jest wzrost godzinowego zużycia paliwa w miarę
zwiększania udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34. Zmiany te dla wybranych warunków
pracy silnika przedstawiono w tabeli 5.1.
Tabela 5.1. Wpływ udziału paliwa rzepakowego na zużycie paliwa przez silnik G9T
Udział paliwa
rzepakowego
Prędkość obrotowa silnika
1500 obr/min
Prędkość obrotowa silnika
3000 obr/min
Mo = 120 Nm Mo = 210 Nm Mo = 120 Nm Mo = 210 Nm
0 4,57 kg/h 7,26 kg/h 9,37 kg/h 14,83 kg/h
40% 4,72 (+3,3%) 7,71 (+6,2%) 10,01 (+6,8%) 15,85 (6,9%)
80% 4,95 (+8,3%) 8,20 (+12,9%) 10,51 (+12,2%) 16,30 (+10%)
Dodatek 40% paliwa rzepakowego powodował około 6-7% wzrost zużycia paliwa,
a po dodaniu 80% paliwa rzepakowego zużycie paliwa wzrosło o około 10-12%. Wyjątkiem
był mały moment obrotowy dla małej prędkości obrotowej, dla którego zmiany zużycia paliwa
były mniejsze. Przyczyną takich zmian zużycia paliwa była mniejsza wartość opałowa paliwa
rzepakowego oraz wpływ paliwa rzepakowego (obecności tlenu w paliwie ) na zwłokę zapłonu
i przebieg spalania.
119
a)
b)
c)
Rys. 5.7. Zmiany godzinowego zużycia paliwa w funkcji obciążenia sinika pracującego z prędkością
obrotową: a – 1000 obr/min, b-1500 obr/min, c – 2000 obr/min
0
2
4
6
8
10
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80 ON
0
2
4
6
8
10
12
14
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
B-20 B-60F-34 B-40B-80
120
a)
b)
c)
Rys. 5.8. Zmiany godzinowego zużycia paliwa w funkcji obciążenia sinika pracującego z prędkością
obrotową: a – 25000 obr/min, b-3000 obr/min, c – 3500 obr/min
Zmiany godzinowego zużycia paliwa wpłynęły na jednostkowe zużycie paliwa
(rys. 5.9 i 5.10). Pominięto pierwszy punkt charakterystyki dla Mo = 0 ze względu na bardzo
dużą wartość ge (teoretycznie nieskończenie dużą). Jednostkowe zużycie wszystkich rodzajów
2
4
6
8
10
12
14
16
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
2
4
6
8
10
12
14
16
18
20
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
2
4
6
8
10
12
14
16
18
20
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
Ge
[gk
/h]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80 ON
121
paliw malało w miarę obciążenia silnika i stabilizowało się w zakresie dużego obciążenia.
Dla niektórych wartości prędkości obrotowej silnika można zaobserwować słabe minimalne
jednostkowego zużycia paliwa w przedziale 70-80% maksymalnego obciążenia silnika. Jednak
korekcja dodatnia dawki paliwa, ograniczająca moc maksymalną powoduje, że zauważalne jest
wyraźne minimum jednostkowego zużycia paliwa.
Dodatek oleju rzepakowego do paliwa F-34 spowodował wzrost jednostkowego zużycia
paliwa w sposób oraz w zakresie zmian analogicznym do zmiany godzinowego zużycia paliwa.
Podczas pracy silnika z prędkością 1500 obr/min minimalne zużycie jednostkowe paliwa F-34
wynosiło 225 g/kWh natomiast po dodaniu 80% paliwa rzepakowego zużycie paliwa w
przypadku tego samego obciążenia wzrosło do 252 g/kWh, czyli o około 14 %. Podczas pacy
silnika z prędkością obrotową 3000 obr/min minimalne zużycie paliwa wynosiło 224 g/kWh, a
po dodaniu 80% paliwa rzepakowego, jednostkowe zużycie przy takim samym momencie
obrotowym silnika wzrosło do 247 g/kWh, czyli ponad 10%. Zbliżony wzrost jednostkowego
zużycia paliwa z maksymalnym udziałem paliwa rzepakowego (około 15-20 g/kWh) był w
całym zakresie obciążenia silnika i jego prędkości obrotowej.
Zmiany udziałów dwutlenku węgla w spalinach zależały od dawki paliwa i udziały te
rosły dla wszystkich badanych paliw wraz ze wzrostem obciążenia silnika (rys. 5.11
i 5.12).Na charakterystykach CO2widoczne są przegięcia spowodowane otwieraniem
i zamykaniem zaworu recyrkulacji spalin (EGR). Udział CO2 w spalinach zmieniał się
proporcjonalnie do ilości recyrkulujących spalin zawierających CO2. Zawór EGR otwierał się
w niewielkim stopniu podczas pracy silnika z prędkością 1000 obr/min. Jego otwarcie rosło
wraz ze wzrostem prędkości obrotowej, a jednocześnie koniec otwarcia przemieszczał się
w stronę większego obciążenia silnika. Na charakterystykach dla prędkości 3000
i 3500 obr/min nie widać przegięć udziałów CO2, co świadczy o zamkniętym zaworze EGR.
Wzrost ilości paliwa rzepakowego w paliwie F-34 nie wpłynął istotnie na udział CO2
w spalinach. Widoczny jest natomiast wzrost niepowtarzalności wyników pomiarów dwutlenku
węgla w przedziale zmian położenia zaworu EGR.
122
a)
b)
c)
Rys. 5.9. Zmiany jednostkowego zużycia paliwa w funkcji obciążenia silnika pracującego
z prędkością obrotową: a- 1000 obr/min, b – 1500 obr/min, c -2000 obr/min
250
300
350
400
450
20 40 60 80 100 120 140 160
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34 B20
B-40 B-60
B-80
200
250
300
350
400
450
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
200
250
300
350
400
450
500
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
123
a)
b)
c)
Rys. 5.10. Zmiany jednostkowego zużycia paliwa w funkcji obciążenia silnika pracującego
z prędkością obrotową: a- 2500 obr/min, b – 3000 obr/min, c -3500 obr/min
200
250
300
350
400
450
500
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
200
250
300
350
400
450
500
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
200
250
300
350
400
450
500
20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
ge
[g/k
Wh
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
124
a)
b)
c)
Rys. 5.11. Zmiany udziału dwutlenku węgla w funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością
obrotową: a- 1000 obr/min, b – 1500 obr/min, c -2000 obr/min
2
4
6
8
10
12
14
0 20 40 60 80 100 120 140 160
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
2
4
6
8
10
12
14
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
125
a)
b)
c)
Rys. 5.12. Zmiany udziału dwutlenku węglaw funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością
obrotową: a- 2500 obr/min, b – 3000 obr/min, c -3500 obr/min
2
4
6
8
10
12
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
2
4
6
8
10
12
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
2
4
6
8
10
12
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
CO
2[%
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
126
Udziały tlenku węgla w spalinach rosły podczas pracy silnika z małymi dużym
obciążeniem. Zdecydowanie najniższe udziały występują w zakresie średniego obciążenia
silnika (rys. 5.13 i 5.14). Praca silnika w zakresie małego obciążenia odbywała się
w warunkach jego obniżonej temperatury i pogorszonego rozpylenia małej dawki paliwa, co
powodowało wzrost udziałów CO w spalinach. O wzroście udziałów CO silnika obciążonego
pracującego z małą prędkością obrotową (nawet do kilku tysięcy ppm) decydowało obniżenie
nadmiaru tlenu w komorze spalania. Podczas pracy silnika z małą prędkością obrotową
(1000 – 1500 obr/min) w zakresie maksymalnego obciążenia silnika występują bardzo duże
udziały tlenku węgla. W miarę wzrostu prędkości obrotowej i wzrostu sprawności
turbosprężarki wzrost udziału CO w spalinach maksymalnie obciążonego silnika malał.
Wpływ paliwa rzepakowego w paliwie F-34 na udziały tlenku węgla w spalinach był
niewielki. Na ogół charakterystyki tlenku węgla dla różnych paliw się pokrywały. W zakresie
małego obciążenia widoczna była tendencja do zmniejszania udziałów CO w spalinach silnika
zasilanego paliwem o rosnącym udziale paliwa rzepakowego. W obszarze dużej prędkości
obrotowej i dużego obciążenia silnika widoczny jest wzrost udziałów CO w miarę wzrostu
udziału paliwa rzepakowego. Przykładowo, dla silnika pracującego na biegu luzem
z prędkością 1500 obr/min zmniejszenie udziału CO w spalinach zasilanego paliwem B-80
wynosiło ok. 200 ppm (ok. 15%), lecz w zakresie średniego i dużego obciążenia udziały te były
porównywalne. Zmniejszenie udziałów CO podczas pracy silnika zasilanego paliwem
B-80 na biegu luzem dla 3000 obr/min wynosiło około 80 ppm (ok. 25%), w zakresie średniego
obciążenia wzrost ten wynosił 32 ppm (100%), a w zakresie maksymalnego obciążenia wartości
udziałów dla poszczególnych mieszanin paliwa F-34 wyrównywały się na poziomie około 150
ppm.
Udziały tlenków azotu w spalinach zmieniały się w funkcji obciążenia silnika,
odpowiednio temperatury spalania, udziału tlenu w komorze spalania i do działania układów
korekcji dawki paliwa i recyrkulacji spalin (EGR). Działanie układu EGR powodowało
wyraźne zmniejszenie udziałów NOx w spalinach częściowo obciążonego silnika w zakresie
małej prędkości obrotowej (rys. 5.15 i 5.16). W miarę wzrostu obciążenia dla małej prędkości
obrotowej udziały tlenków azotu wzrastały powoli i dopiero w zakresie obciążenia większego
od połowy obciążenia maksymalnego, udziały tego składnika spalin rosły szybciej na skutek
zamykania zaworu recyrkulacji spalin. Dla dużej prędkości obrotowej silnika
(3000- 3500 obr/min) udziały tlenków azotu wzrastały systematycznie w miarę wzrostu
obciążenia silnika, osiągając swoje maksimum przy obciążeniu około 90% i większym,
co wynikało z działania korektora dawki paliwa. Wzrost ten może być uzasadniony zwiększoną
127
temperaturą w komorze spalania podczas wystarczającej koncentracji tlenu
w tej komorze.
a)
b)
c)
Rys. 5.13. Zmiany udziału tlenku węgla w funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością
obrotową: a- 1000 obr/min, b – 1500 obr/min, c -2000 obr/min
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
0 20 40 60 80 100 120 140 160
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-60 B-80
B-40
0
400
800
1200
1600
2000
2400
2800
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-60 B-80
B-40
0
200
400
600
800
1000
1200
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
[pp
m]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
128
a)
b)
c)
Rys. 5.14. Zmiany udziału tlenku węgla w funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością
obrotową: a- 2500 obr/min, b – 3000 obr/min, c -3500 obr/min
0
200
400
600
800
1000
1200
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
50
100
150
200
250
300
350
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
50
100
150
200
250
300
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
CO
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
129
a)
b)
c)
Rys.5.15. Zmiany udziału tlenków azotu w funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością
obrotową: a- 1000 obr/min, b – 1500 obr/min, c -2000 obr/min
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
0 20 40 60 80 100 120 140 160
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
130
a)
b)
c)
Rys. 5.16. Zmiany udziału tlenków azotu w funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością
obrotową: a- 2500 obr/min, b – 3000 obr/min, c -3500 obr/min
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
100
300
500
700
900
1100
1300
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
200
400
600
800
1000
1200
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
NO
x[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
131
Dodatek paliwa rzepakowego do paliwa F-34 wpływał na ogół na niewielki wzrost
udziałów tlenków azotu w spalinach, aczkolwiek nie były to zmiany regularne. Wpływ ten był
widoczny głównie w zakresie dużego obciążenia silnika, gdzie nie działał układ recyrkulacji
spalin oraz podczas pracy silnika ze zwiększona prędkością obrotową. Na przykład podczas
pracy silnika z prędkością 1500 obr/min trudno było zaobserwować regularne wzrosty udziałów
tlenków azotu spowodowane rosnącym udziałem paliwa rzepakowego. Natomiast podczas
pracy silnika z prędkością obrotową 3000 obr/min największy przyrost udziałów tlenków azotu
wynosił około 110 ppm czyli udziały tlenków azotu uległy zwiększeniu
o około 10%.
Udziały węglowodorów (HC) w spalinach malały w miarę wzrostu obciążenia silnika
i największe udziały występowały przy biegu luzem silnika. W miarę wzrostu obciążenia
silnika zasilanego paliwem F-34 od biegu luzem do obciążenia maksymalnego, a tym samym
w wyniku wzrostu temperatury pracy silnika udziały węglowodorów zmniejszały się nawet
kilkakrotnie. Na przykład dla prędkości obrotowej 1500 obr/min i podczas zasilania silnika
paliwem F-34 udziały węglowodorów zmalały siedmiokrotne (z 84 ppm do 12 ppm), a przy
prędkości obrotowej 3500 obr/min, zmniejszenie było 2,5 krotne (z 25 ppm do 10 ppm).
Udziały węglowodorów w spalinach silnika zasilanego czystym paliwem F-34
i z dodatkiem paliwa rzepakowego o różnym stężeniu zależą od obciążenia i prędkości
obrotowej silnika (rys. 5.17 i 5.18). Największe udziały tego składnika spalin wystąpiły
w zakresie najmniejszego obciążenie silnika (dla F-34 zmieniały się od 160 ppm
i prędkości 1000 obr/min do 20 dla prędkości 3500 obr/min) i malały wraz ze wzrostem
obciążenia. Również wzrost prędkości obrotowej silnika powodował zmniejszenie udziałów
węglowodorów w spalinach dla małego obciążenia. W zakresie średniego i dużego obciążenia
węglowodory malały do małej wartości ok. 10 ppm i na tym poziomie utrzymywały się
aż do obciążenia maksymalnego.
Wzrost udziałów paliwa rzepakowego w paliwie F-34 spowodował wyraźnie
zmniejszenie udziałów węglowodorów w spalinach w całym zakresie obciążenia silnika.
Dla prędkości 1000 obr/min zmniejszenie udziałów węglowodorów nie było w pełni
skorelowane z udziałem paliwa rzepakowego w paliwie F-34. Dla większej prędkości
obrotowej maksymalny wzrost udziałów paliwa rzepakowego w zakresie średniej i dużej
prędkości obrotowej powodował trwałe zmniejszenie udziałów węglowodorów w spalinach
średnio o połowę.
132
a)
b)
c)
Rys. 5.17. Zmiany udziału węglowodorów w funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością
obrotową: a- 1000 obr/min, b – 1500 obr/min, c -2000 obr/min
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
0 20 40 60 80 100 120 140 160
HC
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
HC
[pp
m]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-80
B-60
0
10
20
30
40
50
60
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
HC
[pp
m]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-80
B-60
133
a)
b)
c)
Rys. 5.18. Zmiany udziału węglowodorów w funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością
obrotową: a- 2500 obr/min, b – 3000 obr/min, c -3500 obr/min
0
20
40
60
80
100
120
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
HC
[pp
m]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
HC
[p
pm
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
5
7
9
11
13
15
17
19
21
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
HC
[pp
m]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
134
Zadymienie spalin mierzone metodą optyczną było bardzo małe w zakresie małego
i średniego obciążenia silnika (poniżej 0,05 1/m) i bardzo szybko wzrastało w zakresie
największego obciążenia silnika. Jedynie dla najmniejszej prędkości obrotowej silnika
zadymienie spalin zaczynało wzrastać już od małego obciążenia silnika, a przebiegi zmian
zadymienia wyraźnie odbiegał od siebie przy większej prędkości obrotowej. Największe
zadymienie spalin wynosiło od 0,7 1/m dla maksymalnego obciążenia (250 Nm) i prędkości
obrotowej 1500 obr/min. W miarę wzrostu prędkości obrotowej największe zadymienie spalin
zmniejszało się do 0,2 1/m przy prędkości 3500 obr/min.
Dodatek paliwa rzepakowego wpływał korzystnie na zmniejszenie zadymienia spalin.
Jest to najlepiej widoczne w całym zakresie obciążenia silnika pracującego z najmniejszą
prędkością obrotową (rys. 5.19a). Podobne zmiany są widoczne także w zakresie dużego
obciążeniu silnika pracującego z prędkością obrotową powyżej 2000 obr/min. Jedynie dla
prędkości obrotowej 1500 obr/min nie stwierdzono istotnego wpływu dodatku paliwa
rzepakowego na zadymienie spalin, a przebiegi zadymienia spalin w tych warunkach
pokrywały się. W zakresie średniego obciążenia widoczne są niewielkie wzrosty zadymienia,
które są spowodowane działaniem zaworu recyrkulacji spalin.
Temperatura spalin przed turbosprężarką T3wzrastała przede wszystkim kilkukrotnie
w funkcji obciążenia silnika (rys. 5.21 i 5.22). W mniejszym stopniu wzrost temperatury spalin
był spowodowany wzrostem prędkości obrotowej silnika. Pomijając najniższą prędkość
obrotową 1000 obr/min można zauważyć, że już podczas pracy silnika z prędkością obrotową
1500 obr/min jego temperatura spalin rośnie od 120oC przy biegu luzem do 610oC
przy maksymalnym obciążeniu silnika, natomiast przy prędkości obrotowej 3000 obr/min
zmian obciążenia silnika powodowała wzrost temperatury spalin od 190oC (bieg luzem)
do 650oC (maksymalne obciążenie). Na przebiegach temperatury spalin widoczne
są przegięcia spowodowanie działaniem zaworu recyrkulacji spalin.
Nie stwierdzono istotnego wpływu dodatku paliwa rzepakowego na przebiegi
temperatury spalin przed turbosprężarką. Różnice między przebiegami temperatury spalin
z silnika zasilanego różnymi paliwami nie przekraczały 30 – 40oC, (5 - 6% wartości
maksymalnej). Były one spowodowane przede wszystkim niepowtarzalnością warunków pracy
silnika, szczególnie w zakresie zmian otwarcia zaworu recyrkulacji spalin i wynikająca stąd
niepowtarzalnością pomiarów.
135
a)
b)
c)
Rys. 5.19. Zmiany zadymienia w funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością obrotową:
a- 1000 obr/min, b – 1500 obr/min, c -2000 obr/min
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
0 20 40 60 80 100 120 140 160
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
136
a)
b)
c)
Rys. 5.20. Zmiany zadymienia w funkcji obciążenia silnika pracującego z prędkością obrotową:
a- 2500 obr/min, b – 3000 obr/min, c -3500 obr/min
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
D [
1/m
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
137
a)
b)
c)
Rys. 5.21. Zmiany temperatura spalin przed sprężarką w funkcji obciążenia silnika pracującego
z prędkością obrotową: a- 1000 obr/min, b – 1500 obr/min, c -2000 obr/min
50
100
150
200
250
300
350
400
450
500
0 20 40 60 80 100 120 140 160
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
100
200
300
400
500
600
700
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
100
200
300
400
500
600
700
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
138
a)
b)
c)
Rys. 5.22. Zmiany temperatura spalin przed sprężarką w funkcji obciążenia silnika pracującego
z prędkością obrotową: a- 2500 obr/min, b – 3000 obr/min, c -3500 obr/min
100
200
300
400
500
600
700
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
100
200
300
400
500
600
700
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
200
300
400
500
600
700
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
T3
[oC
]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
139
Udziały tlenu O2 w spalinach malały w miarę wzrostu obciążenia silnika, od około
16 – 17% podczas pracy silnika na biegu luzem do około 4% w zakresie małej prędkości
obrotowej (1000 – 1500 obr/min), 6% w zakresie prędkości obrotowej 2000 – 3000 obr/min
i do 7% podczas pracy silnika z prędkością obrotową 3500 obr/min. Wzrost minimalnego
udziału tlenu w spalinach dla wysokiej prędkości obrotowej był wynikiem wzrostu sprawności
turbosprężarki i jednoczesnej korekcji maksymalnej dawki paliwa zmniejszającej zakres
obciążenia silnika.
W przedziale prędkości obrotowej silnika do 2500 obr/min widoczne były przegięcia
charakterystyk udziału tlenu w spalinach w zakresie średniego obciążenia silnika,
spowodowane działaniem zaworu recyrkulacji spalin. Jednocześnie stwierdzono zwiększenie
niepowtarzalności przebiegów udziałów tlenu w spalinach. Widoczny wzrost udziałów tlenu
w spalinach o 1 – 2% (bezwzględnie) spowodowany był zwiększonym udziałem paliwa
rzepakowego w paliwie F-34.
Wzrost udziału paliwa rzepakowego powodują wzrost tlenu w spalinach. Widoczne jest
to przede wszystkim podczas obciążenia silnika i dla prędkości obrotowej
(1500 – 2500 obr/min), w których działa zawór recyrkulacji spalin. W zakresie dużej prędkości
obrotowej (3000 – 3500 obr/min) przebiegi udziałów tlenu w spalinach się pokrywają.
Jednakże, widoczny jest przebieg udziałów tlenu w spalinach silnika zasilanego paliwem
NATO z dodatkiem paliwa rzepakowego powyżej przebiegu udziałów tlenu
w spalinach silnika zasilanego czystym paliwem F-34.
140
a)
b)
c)
Rys. 5.23. Zmiany udziału tlenu w spalinach w funkcji obciążenia silnika pracującego
z prędkością obrotową: a- 1000 obr/min, b – 1500 obr/min, c -2000 obr/min
2
4
6
8
10
12
14
16
18
0 20 40 60 80 100 120 140 160
O2
[%]
Mo [Nm]
F-34 B-60
B-20 B-40
B-80
2
4
6
8
10
12
14
16
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
O2
[%]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
4
6
8
10
12
14
16
18
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
O2
[%]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
141
a)
b)
c)
Rys. 5.24. Zmiany udziału tlenu w spalinach w funkcji obciążenia silnika pracującego
z prędkością obrotową: a- 2500 obr/min, b – 3000 obr/min, c -3500 obr/min
4
6
8
10
12
14
16
18
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260
O2
[%]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
4
6
8
10
12
14
16
18
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240
O2
[%]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
6
8
10
12
14
16
18
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220
O2
[%]
Mo [Nm]
F-34 B-20
B-40 B-60
B-80
142
5.4. Pomiary wielkości szybkozmiennych
Do wielkości fizycznych pozwalających na ocenę przebiegu wtrysku paliwa i spalania
paliwa zalicza się:
• ciśnienie w komorze spalania, świadczące o obciążeniu układu tłokowo-korbowego,
• szybkość wzrostu ciśnienia spalania w funkcji kąta obrotu wału korbowego, decydujące
o twardości spalania i udarowym obciążeniu układu tłokowo-korbowego,
• okres zwłoki samozapłonu wpływający na szybkość wzrostu ciśnienia spalania.
• ciśnienie wtrysku paliwa, od którego zależy dokładność i jednorodność rozpylenia
paliwa.
Wielkości charakteryzujące przebieg spalania są mierzone bezpośrednio lub obliczane
pośrednio na podstawie przebiegów innych wielkości. Bezpośrednie porównywanie
zarejestrowanych wykresów indykatorowych w funkcji kąta obrotu wału korbowego (czasu)
i innych wielkości związanych z przebiegiem spalania w funkcji czasu lub kąta obrotu wału
korowego silnika jest procesem bardzo trudnym, ze względu na konieczność porównywania
dużej liczny takich przebiegów. W związku z powyższym, przebiegi mierzonych wielkości
sparametryzowano, czyli określono najbardziej charakterystyczne wielkości tych przebiegów
i wybrano następujące wielkości zaznaczone na rysunku 5.25:
• pmax - maksymalnego ciśnienia w komorze spalania,
• (dp/d)max - maksymalnej prędkości narastania ciśnienia spalania otrzymanej poprzez
różniczkowanie przebiegu ciśnienia,
• pwtr - ciśnienia paliwa w zasobniku przed wtryskiwaczem,
• zs - okresu zwłoki samozapłonu między początkiem wtrysku zasadniczej dawki paliwa
i początkiem spalania aktywnego tej dawki paliwa.
W związku z trudnością określenia bezpośrednio początku wtrysku paliwa i początku
jego aktywnego spalania, podczas pomiarów przyjęto, że początek wtrysku zasadniczej dawki
paliwa będzie mierzony na podstawie momentu początku przepływu prądu sterującego
otwarciem wtryskiwacza. Początek spalania aktywnego był przyjmowany
na podstawie pomiaru początku wzrostu pochodnej ciśnienia spalania.
143
[oOWK]
zs
pmaxpwtr (dp/d ) max
Rys. 5.25. Przebiegi rejestrowane podczas indykowania silnika G9T zasilanego F-34
w funkcji kąta obrotu wału korbowego silnika i parametry tych przebiegów
Zmiany tych wybranych wielkości w funkcji prędkości obrotowej silnika i udziałów
paliwa rzepakowego w paliwie F-34 podczas pracy silnika z maksymalnym obciążeniem
zostały przedstawione na rysunkach 5.26 i 5.27. Na rysunkach 5.28 – 5.30 przedstawiono
przykłady rozwiniętych wykresów indykatorowych dla wybranych wartości prędkości
obrotowej silnika i udziałów paliwa rzepakowego w paliwie F-34.
Ogólnie na podstawie wyznaczonych charakterystyk można zauważyć, że udział estrów
w paliwie F-34 w mniejszym stopniu wpływa na przebieg procesu spalania porównując z
prędkością obrotową silnika.
Ciśnienie spalania badanych paliw jest najniższe przy prędkości 1000 obr/min (około
11 MPa), a w miarę wzrostu prędkości obrotowej silnika ciśnienie spalania rośnie. Najwyższą
wartość (14,5 - 15 MPa) zmierzono dla prędkości obrotowej silnika około 2000 obr/min
(rys. 5.25a). Dalszy wzrost prędkości obrotowej silnika powoduje niewielki spadek
maksymalnego ciśnienia spalania o około 0,5 MPa dla prędkości obrotowej 2500 obr/min
i utrzymuje się na tym poziomie również przy prędkości 3000 obr/min.
Trudno jednoznacznie określić wpływ zwiększonego udziału paliwa rzepakowego
w paliwie F-34 na ciśnienie spalania, ponieważ przedmiotowe przebiegi przecinają się
wzajemnie. Na ogół ciśnienie spalania paliwa F-34 jest niższe od ciśnienia spalania tego paliwa
z dodatkiem paliwa rzepakowego o różnym stężeniu. Wyznaczone przebiegi ciśnienia spalania
utrzymują się w przedziale 0,5 MPa ( 0,25 MPa), co oznacza zmiany w granicach około 2%
maksymalnej wartości ciśnienia spalania.
144
a)
b)
Rys. 5.26. Zmiany ciśnienia spalania w silniku G9T: a) maksymalnego ciśnienia spalania,
b) maksymalna prędkości narastania ciśnienia spalania w funkcji kąta obrotu wału korbowego
Maksymalna wartość pochodnej ciśnienia spalania świadczy o „twardości” spalania
w silniku, a tym samym o obciążeniach dynamicznych jego układu tłokowo – korbowego.
Największe wartości, a jednocześnie największe różnice maksymalnej pochodnej ciśnienia
spalania stwierdzono jedynie dla małej prędkości obrotowej silnika 1000 obr/min (rys. 5.26b).
Dla tej prędkości obrotowej silnika najwyższe były wartości pochodnej ciśnienia spalania
paliwa F-34 i paliwa z niewielkim 20 % udziałem RME (dp/d = 1,8 – 1,9 MPa/oOWK). Wzrost
udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34 do wartości 60 – 80% powodował zmniejszenie
pochodnej ciśnienia spalania blisko o połowę (ok. 0,1 – 1,1MPa/oOWK). Stosunkowo duże
wartości pochodnej ciśnienia spalania w silniku pracującym z małą prędkością obrotową
powodują twarda pracę silnika i są przyczyną niepowtarzalności innych parametrów prac
silnika.
Wraz ze wzrostem prędkości obrotowej „twardość” pracy silnika maleje i pochodna
wzrostu ciśnienia spalania w funkcji obrotu wału korbowego silnika utrzymywała
10
11
12
13
14
15
16
1000 1500 2000 2500 3000
F-34
B-20
B-40
B-60
B-80
0,4
0,8
1,2
1,6
2,0
1000 1500 2000 2500 3000
F-34
B-20
B-40
B-60
B-80
n [obr/min]
n [obr/min]
pmax [MPa]
dp/d[MPa/oOWK]
145
się na niemalże stałym poziomie w zakresie 0,5 – 0,6 MPa/oOWK, niezależnie od zwiększonego
udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34. Różnice przebiegów pochodnej ciśnienia spalania
dla prędkości obrotowej silnika 1500 – 3000 obr/min są niewielkie,
a przebiegi się przecinają.
Okres zwłoki samozapłonu utrzymywał się na poziomie około 5 0,5oOWK
w zakresie małej prędkości obrotowej (1000 – 1500 obr/min) i w miarę wzrostu prędkości
obrotowej silnika okres zwłoki samozapłonu zwiększał się do 7 – 7,5oOWK (rys. 5.27a).
Przy małej prędkości obrotowej można zauważyć tendencję do zmniejszania okresu zwłoki
samozapłonu w miarę wzrostu udziałów estrów oleju rzepakowego w paliwie, natomiast
przy dużej prędkości obrotowej daje się zauważyć zjawisko odwrotne, tzn. przebiegi
dla paliwa z rosnącym zawartością dodatku oleju rzepakowego znajdują się powyżej przebiegu
uzyskanego dla czystego paliwa F-34. Zmierzone różnice okresu zwłoki samozapłonu są
stosunkowo małe i nie przekraczają przedziału 0,5 oOWK dla dużej prędkości obrotowej
silnika.
Ponieważ liczba cetanowa paliwa F-34 i paliwa rzepakowego niewiele się różnią, stąd
nie ma podstaw do oczekiwania dużych zmian okresu zwłoki samozapłonu, spowodowanych
zmiennym udziałem obu paliw w mieszaninie zasilającej silnik.
Ponadto należy z pewną ostrożnością potraktować wyniki badań ze względu na
stosowane metody pomiarowe. Okres zwłoki samozapłonu jest kątem między początkiem
wtrysku paliwa i początkiem spalania aktywnego. Ze względu na specyficzne rozwiązania
konstrukcyjne układu zasilania silnika, za początek wtrysku przyjęto wzrost prądu
w przewodzie elektrycznym sterującym otwarciem wtryskiwacza (rys. 5.28 – 5.30). Między
wzrostem natężenia prądu elektrycznego i otwarciem wtryskiwacza zachodzi szereg zjawisk,
które wpływają na ostateczny rezultat, czyli wypływ paliwa do komory spalania. Widoczne jest
to również na przebiegu ciśnienia w przewodzie łączącym zasobnik paliwa
z wtryskiwaczem, aczkolwiek nie jest to również jednoznaczny parametr, gdyż w zasobniku
zachodzą ciągłe pulsacje ciśnienia.
Kąt początku spalania paliwa, przyjęty jako początek szybkiego wzrostu pochodnej
ciśnienia spalania, jest parametrem niezbyt dokładnym ze względu na „miękką” pracę silnika
przy wyższej prędkości obrotowej i łagodne przejście linii ciśnienia między ciśnieniem
sprężania i spalania paliwa. Dlatego przed dokładniejszym zbadaniem wpływu dodatków
paliwa rzepakowego do paliw F-34 na przebieg zjawisk w pojedynczym obiegu pracy silnika
konieczne byłoby zastosowanie innych metod pomiarowych (np. optycznych), jednak ich
stosowanie jest dużo trudniejsze technicznie.
146
a)
b)
Rys. 5.27. Zmiany parametrów zasilania i samozapłonu paliwa przy różnym udziale paliwa
rzepakowego: a) okresu zwłoki samozapłonu, b) ciśnienia paliwa w zasobniku
Ciśnienie paliwa w zasobniku paliwa, a dokładniej w przewodzie łączącym zasobnik
paliwa z wtryskiwaczem, rośnie w miarę wzrostu prędkości obrotowej silnika i osiąga wartości
około 150 MPa dla prędkości maksymalnej (rys. 5.27b). Dla najmniejszej prędkości obrotowej,
tj 1000 obr/min ciśnienie paliwa, mierzone przed wtryskiwaczem, jest mniejsze
o około 30% i osiąga wartości około 100 MPa10MPa. Ponadto dla tej prędkości obrotowej
silnika dość duże są różnice przedmiotowego ciśnienia podczas zasilania silnika badanymi
paliwami. Przedział zmienności ciśnienia paliwa dla prędkości największej maleje do około
2,5 MPa (ok. 2%). Przebiegi ciśnienia wyznaczone dla paliwa z dodatkiem paliwa
rzepakowego o różnym udziale leżą na ogół powyżej przebiegu dla paliwa F-34, aczkolwiek
często wzajemnie się przecinają. Powyższe wyniki nie świadczy jednoznacznie o istotnym
wpływie udziału paliwa rzepakowego na ciśnienie w zasobniku paliwa.
3
4
5
6
7
8
1000 1500 2000 2500 3000
F-34
B-20
B-40
B-60
B-80
70
90
110
130
150
170
1000 1500 2000 2500 3000
F-34
B-20
B-40
B-60
B-80
n [obr/min]
n [obr/min]
pwtr [MPa]
zs [oOWK]
147
Wyniki pomiarów ciśnienia paliwa w przewodzie wtryskowym należy traktować
z pewnym przybliżeniem. Z zarejestrowanych przebiegów ciśnienia paliwa wynika,
że w chwili początku wtrysku ciśnienie paliwa nie utrzymuje się na stałym poziomie,
gdyż oddziaływają na nie zjawiska falowe z innych wtryskiwaczy podczas wtrysku paliwa do
innych cylindrów oraz w mniejszym stopniu faktem cyklicznego tłoczenia paliwa do zasobnika
przez wysokociśnieniową pompę wtryskową.
148
a)
b)
c)
Rys. 5.28. Rozwinięte wykresy indykatorowe silnika przy prędkości obrotowej n = 1000 obr/min,
a) paliwo F-34, b) paliwo B-40, c) paliwo B-80
149
a)
b)
c)
Rys. 5.29. Rozwinięte wykresy indykatorowe silnika przy prędkości obrotowej n = 2000 obr/min,
a) paliwo F-34, b) paliwo B-40, c) paliwo B-80
150
a)
b)
c)
Rys. 5.30. Rozwinięte wykresy indykatorowe silnika przy prędkości obrotowej n = 3000 obr/min,
a) paliwo F-34, b) paliwo B-40, c) paliwo B-80
151
5.5. Wnioski
1. Badania wpływu rosnącego udziału estrów metylowych oleju rzepakowego w paliwie
F-34 (do 80%) stosowanym do zasilania silnika G9T z wysokociśnieniowym,
zasobnikowym układem wtryskowym, przeprowadzone w pełnym zakresie obciążenia
silnika oraz zakresie prędkości obrotowej 1000 – 3750 obr/min wykazały,
że do zasilania tego silnika może być stosowane paliwo składające się z paliwa F-34
z dodatkiem paliwa rzepakowego nawet do 80%. Zastosowanie takiego paliwa nie
powinno wpłynąć istotnie na większość parametrów pracy silnika. W wyniku badań można
przyjąć także, że zastosowanie czystego paliwa rzepakowego jest również dopuszczalne.
2. Wzrost ilości paliwa rzepakowego w paliwie F-34 powoduje wzrost godzinowego zużycia
paliwa przez silnik wynikający z większej gęstości paliwa rzepakowego,
przy czym nie stwierdzono zmniejszenia momentu obrotowego silnika, którego wartości
nie zależą od dodatku paliwa rzepakowego do paliwa F-34. Proporcjonalnie
do godzinowego zużycia paliwa rośnie jednostkowe zużycie paliwa.
3. W wyniku rosnącego udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34 stwierdzono wzrost
udziałów tlenków azotu w spalinach z jednoczesnym zmniejszeniem udziałów tlenku
węgla, węglowodorów i zadymienia spalin, co wynika z obecności dodatkowego tlenu
atomowego w komorze spalania.
4. Zakładając z dużym przybliżeniem liniową zmianę mierzonych parametrów pracy silnika
z zasobnikowym, wysokociśnieniowym układem wtryskowym w funkcji udziału paliwa
rzepakowego w paliwie F-34 można oszacować z przybliżeniem, że wzrost udziału RME
w paliwie F-34 o każde 10 % powoduje:
• wzrost jednostkowego zużycia paliwa o około 2,5 g/kWh,
• wzrost udziałów tlenków azotu o około 10 ppm;
• zmniejszenie udziałów tlenku węgla o około 120 ppm dla małej prędkości obrotowej
i około 3 ppm przy dużej prędkości obrotowej,
• zmniejszenie udziałów o węglowodorów o około 0,5 ppm,
• zmniejszenie zadymienia spalin o około 0,05 1/m.
5. Nie stwierdzono innych niekorzystnych zmian w pracy silnika zasilanego paliwem
z dodatkiem RME. Podczas badań silnik pracował niezawodnie, a wszystkie jego układy
działały bez zarzutu. Jednak należy uwzględniać małą stabilność i trwałość mieszaniny
paliwa F-34 z paliwem rzepakowym, co zmusza do szybkiego zużycia mieszaniny po jej
wykonaniu.
152
6. BADANIA SILNIKA ZASILANEGO PALIWEM F-34 Z DODATKIEM RME
W STANACH NIEUSTALONYCH
6.1. Wprowadzenie
Podczas badań w stanach nieustalonych silnika był zasilany:
• paliwem F-34,
• mieszaninami paliwa F-34 i estrów metylowych oleju rzepakowego(RME) w stężeniu
20%, 40%, 60%, 80% i 100% (oznaczenia: B20, B40, B60, B80, B100).
W czasie odtwarzania testu jezdnego w sposób ciągły mierzono chwilowe wartości
wybranych parametrów pracy silnika, w tym mocy i momentu obrotowego silnika, zużycia
paliwa, temperaturę w wybranych punktach silnika i udziały składników spalin. Metodykę
badań silnika w stanach nieustalonych i technikę pomiarów, w tym ocenę powtarzalności
odtwarzania testu, przedstawiono w rozdziale 3. Na podstawie wyników tych pomiarów
oceniono wpływ udziałów paliwa rzepakowego w paliwie F-34 na przebiegi chwilowych
wartości parametrów pracy silnika, a następnie uśredniano wartości tych parametrów w ciągu
całego testu.
Podczas pracy silnika w stanach nieustalonych rejestrowano przebiegi:
• momentu obrotowego i prędkości obrotowej silnika,
• temperatury spalin przed i za reaktorem katalitycznym,
• temperatury spalin przed i za turbiną,
• temperatury powietrza przed chłodnicą za sprężarką i za chłodnicą,
• temperatury spalin przed i za zaworem EGR,
• udziałów składników spalin (CO, HC, NOx),
• godzinowego zużycie paliwa.
Podczas analizy ograniczono liczbę parametrów pracy silnika do najistotniejszych:
momentu i mocy silnika, zużycia paliwa oraz udziałów podstawowych składników spalin: CO,
HC, NOx i CO2.
Pomiary zostały przeprowadzane w dwóch etapach. W pierwszym etapie rejestrację
parametrów pracy silnika rozpoczynano po rozgrzaniu silnika do normalnej temperatury pracy.
W drugim etapie rejestracja tych samych parametrów pracy silnika zaczynała się bezpośrednio
po rozruchu zimnego silnika, który rozgrzewał się w czasie testu.
Po uśrednieniu rejestrowanych przebiegów, ich wartości były aproksymowane
liniowymi funkcjami regresji celem oszacowania wpływu udziału paliwa rzepakowego na
wartości mierzonych parametrów. Zbadano także istotność korelacji liniowej na podstawie
153
współczynników korelacji R – Pearsona. Dla większości analizowanych przypadków liniowa
postać funkcji regresji aproksymuje wyniki pomiarów z wystarczającą dokładnością,
a wartości współczynników korelacji są większe od wartości krytycznych. Dla liczebności
próby n = 6 (liczba stopni swobody wynosi wtedy N = 4) i poziomu istotności = 0,05 (dla
dwustronnego testowania hipotezy H0: R = 0, wobec hipotezy alternatywnej H1 : R ≠ 0), wartość
krytyczna współczynnika korelacji wynosiła Rk = 0,811. Dla innych poziomów istotności
wartość krytyczna współczynnika korelacji wynosiła odpowiednio:
• Rk = 0,729 na poziomie istotności = 0,1;
• Rk = 0,917 na poziomie istotności = 0,01;
• Rk = 0,974 na poziomie istotności = 0,001.
6.2. Badania silnika rozgrzanego
Zarejestrowane przebiegi momentu obrotowego (Mo) silnika G9T zmierzone podczas
odtwarzania testu jezdnego po rozgrzaniu do temperatury eksploatacyjnej i zasilaniu badanymi
paliwami przedstawiono na rysunku 6.1, a na rysunku 6.2 przedstawiono przebiegi momentu
obrotowego podczas pojedynczego cyklu pracy silnika.
Rys.6.1. Przebiegi momentu obrotowego dla rozgrzanego silnika zasilanego różnymi
mieszaninami w czasie odtwarzania testu badawczego
Na podstawie wyników wykonanych pomiarów można stwierdzić, że zwiększanie
udziału estrów oleju rzepakowego wpływało na zmniejszenie momentu obrotowego silnika
przede wszystkim podczas pracy z dużym obciążeniem oraz podczas przejściowych stanów
pracy silnika. Zwiększanie udziałów paliwa rzepakowego powodowało także niewielkie
zmniejszanie prędkości przyrostu momentu obrotowego w początkowym okresie pracy silnika.
Na rysunku 6.2. można zauważyć, że największe różnice wartości momentu obrotowego
154
występowały w początkowej fazie testu oznaczonej numerem (1). W czasie drugiej fazy pracy
silnika (2) widać na początku duże różnice wartości momentu obrotowego silnika zasilanego
badanymi paliwami, które zmniejszają się w czasie pracy silnika ze stałym obciążeniem.
Jednocześnie ze zwiększeniem prędkości obrotowej silnika różnica momentu obrotowego była
coraz mniejsza (3a i 3b). Najmniejszą różnicę w osiągach widać podczas trzeciej części cyklu
pracy silnika, realizowanej w warunkach największej prędkości obrotowej. Nieco mniejsze
różnice momentu obrotowego były widoczne także w warunkach pracy silnika przy jego
częściowym obciążeniu, co jest widoczne na wykresie fazy 4.
Na podstawie zarejestrowanego momentu obrotowego i prędkości obrotowej silnika obliczono
przebiegi jego mocy.
Rys. 6.2. Przebiegi momentu obrotowego dla rozgrzanego silnika zasilanego różnymi
mieszaninami w czasie odtwarzania pojedynczego cyklu
Porównując uśrednione wartości momentu obrotowego i mocy silnika stwierdzono,
że zwiększanie zawartości estrów RME w paliwie F-34 do 40% nie spowodowało istotnego
spadku średniego momentu obrotowego i mocy silnika. Zmiany tych parametrów nie
przekraczały 3%. Dopiero przy większym udziale paliwa rzepakowego w paliwie F-34
następowało widoczne obniżenie mocy średniej silnika i jego momentu obrotowego.
Najmniejszy średni moment obrotowy silnik i moc użyteczną silnika rozwinął przy zasilaniu
czystym paliwem rzepakowym, a zmniejszenie wartości tych parametrów wynosiło ok. 23%.
Jest to przede wszystkim skutkiem zmniejszającej się znacznie wartości opałowej dodawanego
paliwa rzepakowego, a także zmieniającej się intensywności samozapłonu
i spalania paliwa w stosunku do paliwa podstawowego, dla którego dobrano nastawy silnika.
155
Rys. 6.3. Wartości średnie momentu obrotowego i mocy użytecznej silnika rozgrzanego
przed testem i zasilanego różnymi paliwami (mieszaniny F-34 i paliwa rzepakowego)
Na podstawie wyników pomiarów momentu obrotowego wyznaczono zależność
liniową między momentem i udziałem paliwa rzepakowego w paliwie F-34. Badania korelacji
sprawdzono testując hipotezę o braku korelacji między mocą i udziałem paliwa rzepakowego
w paliwie F-34. Hipotezę tę należy odrzucić na poziomie istotności = 0,05 ponieważ
obliczona wartość współczynnika korelacji R = 0,874 jest większa od wartości krytycznej.
Zakładając liniową zależność między momentem obrotowym a udziałem paliwa rzepakowego
w paliwie F-34 stwierdzono, że średni moment obrotowy silnika maleje o około 1,8 Nm na
każde dziesięcioprocentowe zwiększenia udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34.
Wraz ze zmianą udziałów estrów metylowych oleju rzepakowego w paliwie F-34
zmieniało się również średnie godzinowe zużycie paliwa podczas odtwarzania testów
badawczych (rys. 6.4). Poszczególne przebiegi różnią się nie tylko zakresem zmian, ale także
są przesunięte w czasie. Wynika to z około trzymetrowej odległości między pompą paliwa
i przepływomierzem.
Rys. 6.4. Przebiegi godzinowego zużycia paliwa rozgrzanego silnika zasilanego różnymi
mieszaninami w czasie odtwarzania pojedynczego cyklu
y = -3,5734x + 95,02R² = 0,7641
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
Mo [Nm]
n [obr/min]
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
0 0,5 1 1,5 2 2,5 3
Zu
ży
cie
paliw
a [
kg
/h]
B20
B40
B60
B80
B100
F-34
156
Wartości uśrednionego godzinowego zużycia badanych paliw wskazują, że wraz
ze wzrostem zawartości paliwa rzepakowego w paliwie F-34 godzinowe zużycie paliwa
zdecydowanie rośnie (rys. 6.5). W przypadku silnika rozgrzanego ten wzrost zużycia paliwa
wynosił około 0,9 kg/h, czyli o około 15%. Wzrost zużycia paliwa w funkcji udziałów estrów
oleju rzepakowego w paliwie F-34 ma w przybliżeniu liniowy charakter, o czym świadczą
wartości współczynnika korelacji liniowej, które wynoszą odpowiednio 0,985 dla silnika
rozgrzanego (korelacja istotna na poziomie istotności = 0,001).
Rys. 6.5. Wartości średniego zużycia paliwa silnika rozgrzanego przed testem i zasilanego różnymi
paliwami (mieszaniny F-34 i paliwa rzepakowego)
Zakładając liniową zależność między godzinowym zużyciem paliwa, a udziałem paliwa
rzepakowego w paliwie F-34 stwierdzono, że na każde dziesięcioprocentowe zwiększenia
udziału paliwa rzepakowego godzinowe zużycie paliwa przez silnika rośnie
o około 0,08 kg/h.
W trakcie pracy silnika zmierzono i przeanalizowano wpływ dodatku rzepakowego do
paliwa na udziały wybranych składników spalin. Zmiany tych składników spalin przedstawiono
na rysunku 6.6 (produkty niezupełnego spalania) i na rysunku 6.7 (tlen i tlenki azotu).
Przebiegi udziałów CO przedstawione na rysunku 6.6a charakteryzują się dużymi
zmianami chwilowymi sygnału pomiarowego (tzw. szumami), co powoduje ich przebiegi
wzajemne pokrywają się w taki sposób, że trudno zauważyć wpływ rodzaju paliwa na chwilowe
udziały CO w spalinach. Lepiej rozróżnialne są przebiegi udziałów węglowodorów w spalinach
widoczne na rysunku 6.10b.
y = 0,1732x + 5,8007
R² = 0,9706
5,4
5,6
5,8
6
6,2
6,4
6,6
6,8
7
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
Zu
ży
cie
paliw
a [
kg
/h]
157
a)
b)
Rys 6.6. Przebiegi udziałów produktów niezupełnego spalania paliw
dla rozgrzanego silnika: a) tlenku węgla, b) węglowodorów
W początkowym okresie pracy silnika rozgrzanego bardzo duże są udziały tlenku węgla
(powyżej 350 ppm) i węglowodorów (od 30 do 80 ppm). W trakcie realizacji testu zmiany
udziały tlenku węgla maleją i zależnie od fazy pracy silnika zmieniają się
w przedziale od 50 do 200 ppm. Również przebiegi udziałów węglowodorów, duże na początku
testu, stabilizują się podczas testu. Od drugiej minuty udziały węglowodorów maleją, a ich
wartości zmieniają się w przedziale 10 – 40 ppm. Widoczne jest zróżnicowanie przebiegów
tych udziałów zależnie od rodzaju paliwa. Przebiegi o najmniejszych udziałach tego składnika
spalin zostały wyznaczone podczas zasilania silnika czystym paliwem rzepakowym (RME),
natomiast największe udziały węglowodorów były zmierzone podczas zasilania silnika samym
paliwem F-34 bez dodatku paliwa rzepakowego.
Odmiennie od produktów niezupełnego spalania zmieniały się udziały tlenków azotu
(rys. 6.7a). Wartości udziałów tlenków azotu nie zależały od czasu pracy silnika podczas testu
i były porównywalne podczas wszystkich cykli testu. Maksymalne wartości udziałów tego
0
20
40
60
80
100
0 2 4 6 8 10 12 14
B20
B40
B60
B80
B100
F-34
[min]
CH [ppm]
158
składnika spalin nieco zmniejszały się podczas kolejnych cykli testu. Zależnie od fazy cyklu
podczas realizacji testu udziały tlenków azotu zmieniały się w bardzo szerokim przedziale 200
– 1300ppm. Chwilowe wartości tych składników wzrastały w miarę wzrostu udziału paliwa
rzepakowego w paliwie F-34, co jest widoczne szczególnie w zakresie maksymalnego
obciążenia silnika.
a)
b)
Rys 6.7. Przebiegi udziałów produktów niezupełnego spalania paliw
dla rozgrzanego silnika: a) tlenków azotu, b) tlenu
Mniej widoczny jest wpływ paliwa F-34 na przebiegi udziałów tlenu w spalinach
(rys. 6.7b). Do pomiarów udziałów tlenu w spalinach stosowana jest inna metoda pomiarów
(paramagnetyczna) w porównaniu z pozostałymi składnikami spalin, co widoczne
jest na charakterystycznym „schodkowym” przebiegu udziałów tego składnika spalin
w funkcji czasu pracy silnika.
Po uśrednieniu wyników pomiarów podczas testu zbadano zmiany ich średnich wartości
w funkcji udziału dodatku rzepakowego w paliwie F-34. Na rysunku 6.8 przedstawiono zmiany
średniego udziału produktów niezupełnego spalania (CO i HC)
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
0 2 4 6 8 10 12 14
B20
B40
B60
B80
B100
F-34
0
4
8
12
16
20
24
0 2 4 6 8 10 12 14
B20
B40
B60
B80
B100
F-34
[min]
[min]
O2[%
]
NOx[ppm]
159
w spalinach w funkcji udziału RME w paliwie. Natomiast na rysunku 6.7 pokazano udziały
tlenków azotu NOx, i tlenu O2 w spalinach dla porównywalnych udziałów dodatku
rzepakowego. Wyniki badań dotyczą przebiegów zarejestrowanych badań rozgrzanego silnika.
Stwierdzono, że wraz ze wzrostem udziałów estru metylowego w paliwie F-34 maleje
zawartość tlenku węgla oraz węglowodorów w spalinach (rys. 6.8 a, b). Najmniejsze wartości
udziałów tlenku węgla i węglowodorów w spalinach silnika wstępnie rozgrzanego silniku
zmierzono stosując czyste paliwo B-100, składające się z estrów metylowych oleju
rzepakowego, a największe dla paliwa F-34.
a)
b)
Rys. 6.8. Wartości średnie wybranych składników spalin silnika rozgrzanego przed testem
i zasilanego różnymi paliwami (mieszaniny F-34 i RME): a) tlenek węgla, b) węglowodory
W miarę wzrostu udziału RME w paliwie F-34 zmalała średnia wartość udziałów tlenku
węgla w spalinach ze 150 ppm do 87 ppm, czyli o około 42%. Udziały węglowodorów
zmniejszyły się z 22 ppm do 16 ppm czyli o około 27%. Widoczne jest bardzo dobre
skorelowanie między udziałami produktów niezupełnego spalania i udziałem RME
w spalinach, w wartości współczynnika korelacji wynoszące dla tlenku węgla R = 0,988
i węglowodorów R = 0,968 świadczą o bardzo wysokim prawdopodobieństwie korelacji
liniowej wynoszącym odpowiednio 0,999 i 0,998. Można przyjąć, że na każde zwiększenie
y = -10,869x + 162,35
R² = 0,9762
0
20
40
60
80
100
120
140
160
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
CO
[p
pm
]
y = -1,9358x + 26,589
R² = 0,9367
0
5
10
15
20
25
30
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
HC
[p
pm
]
160
o 10 % udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34 powoduje, że średni udział tlenku węgla
maleje o około 5,5 ppm, a węglowodorów o około 1 ppm.
Jednocześnie ze wzrostem udziałów estru metylowego w paliwie F-34 rosły udziały
tlenków azotu i tlenu w spalinach (rys. 6.9 a, b). Zwiększenie udziału paliwa rzepakowego
w paliwie F-34 spowodowało wzrost udziałów tlenków azotu z 580 ppm dla paliwa F-34
do 710 ppm dla paliwa rzepakowego. Wzrost ten wynosił około 22%. Udział tlenu
w spalinach zwiększył się odpowiednio od 13,52% dla paliwa F-34 do 14,28% dla czystego
paliwa rzepakowego, czyli udział tlenu wzrósł względnie o około 6%. Przyjmując liniową
zależność między mierzonymi składnikami spalin i udziałem paliwa rzepakowego w paliwie F-
34 można uznać, że wzrost udziału paliwa rzepakowego o 10% powoduje wzrost udziałów
tlenków azotu o 13 ppm i udziału tlenu o 0,09%.
Wartości współczynnika korelacji wynosiły odpowiednio: dla udziałów tlenków azotu
R = 0,911, a dla udziałów tlenu R = 0,958 co daje prawdopodobieństwo popełnienia błędu
odrzucenia hipotezy o braku korelacji liniowej odpowiednio na poziomach istotności
0,05 i 0,01.
a)
b)
Rys.6.9. Wartości średnie wybranych składników spalin silnika rozgrzanego przed testem
i zasilanego różnymi paliwami (mieszaniny F-34 i RME): a) tlenki azotu, b) tlen
y = 25,348x + 575,29R² = 0,83
500
550
600
650
700
750
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
NO
x[p
pm
]
y = 0,1709x + 13,36
R² = 0,918
13
13,2
13,4
13,6
13,8
14
14,2
14,4
14,6
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
O2 [
%]
161
6.3. Badania pracy silnika po zimnym rozruchu
Badania silnika bezpośrednio po zimnym rozruchu są obecnie obowiązujące podczas
badań homologacyjnych silników. Są to warunki zbliżone do warunków eksploatacji
samochodów ponieważ na ogół kierowca nie czeka na rozgrzanie silnika przed rozpoczęciem
jazdy. Dlatego kolejny cykl badań wykonano mierząc skład spalin bezpośrednio
po uruchomieniu zimnego silnika, który rozgrzewał się podczas realizacji testu.
Na rys 6.10 przedstawiono przebieg momentu obrotowego podczas pojedynczego cyklu
testu przy zasilaniu silnika badanymi paliwami. Na początku pierwszej fazy tego cyklu (1)
widoczne są dość duże różnice momentu obrotowego silnika spowodowane rodzajem
zastosowanego paliwa. Różnica między największą i najmniejszą wartością momentu
obrotowego jest porównywalna z różnicą uzyskana podczas badań silnika rozgrzanego,
natomiast maksymalna wartość momentu obrotowego w tej fazie silnika zimnego jest o około
15 Nm niższa. Różnice momentu maleją podczas rozgrzewania sinika i w trzeciej fazie cyklu
(3) są porównywalne.
Rys. 6.10. Przebiegi momentu obrotowego dla nierozgrzanego silnika zasilanego różnymi
mieszaninami w czasie odtwarzania pojedynczego cyklu
Wartość minimalną momentu w tym zakresie uzyskano dla silnika zasilanego paliwem
B-100, a największą wartość momentu zmierzono dla silnika zasilanego paliwem F-34.
Wyjątkiem jest stosunkowo duża wartość chwilowego momentu obrotowego dla paliwa B-80,
który w dalszej części tego cyklu maleje. W kolejnej części cyklu (2) różnice między
przebiegami są już znacznie mniejsze. Podczas trzeciej fazy cyklu różnice między przebiegami
są najmniejsze. Podczas tej fazy pracy silnika najmniejszą wartość momentu obrotowego
uzyskano podczas zasilania silnika paliwem B-100 a największą wartość
dla paliwa F-34. Najmniejsze różnice momentu obrotowego dla tej części fazy spowodowane
są stabilizacją warunków pracy silnika oraz temperatury w komorze spalania do temperatury
normalnej pracy silnika.
162
Uśrednione przebiegi momentu obrotowego i mocy użytecznej silnika nierozgrzanego
przedstawiono na rys 6.11. Jednocześnie ze wzrostem udziału paliwa rzepakowego w paliwie
F-34 widoczne jest wyraźne zmniejszenie średniego momentu obrotowego i mocy użytecznej
silnika już dla niedużego udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34. Maksymalne osiągi
silnik uzyskał na czystym paliwie F-34 (90Nm i 27kW). Dodanie do paliwa F-34 już 20% estru
spowodowało spadek mocy i momentu obrotowego silnika o około12%. Zasilając silnik
paliwem rzepakowym stwierdzono zmniejszenie mocy i momentu obrotowego silnika średnio
o około 24% w stosunku do wartości dla paliwa F-34. Zmiany momentu obrotowego
w funkcji udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34, wyznaczone z założeniem liniowej
zależności między momentem obrotowym i udziałem paliwa rzepakowego w paliwie F-34 były
identyczne jak dla silnika gorącego. Zmniejszenie momentu obrotowego wynosiło około 18
Nm na każde 10% udziału.
Hipotezę o braku korelacji liniowej między momentem obrotowym i udziałem paliwa
rzepakowego w paliwie F-34 należy odrzucić z prawdopodobieństwem 0,99 ponieważ
współczynnik korelacji był bardzo wysoki i wynosił R= 0,92.
Rys. 6.11. Średnie wartości momentu obrotowego i mocy użytecznej przy zastosowaniu
różnych paliw dla zimnym silniku
Zwiększanie udziałów paliwa rzepakowego w paliwie F-34 powodowało również
wzrost godzinowego zużycia paliwa przez badany silnik. Zmieniało się zarówno maksymalne
zużycie paliwa jak również przebiegi zużycia tego paliwa w czasie odtwarzania testu
badawczego (rys. 6.12).
y = -3,6687x + 89,443R² = 0,8443
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
Mo [Nm]
Ne [kW]
163
Rys. 6.12. Przebiegi godzinowego zużycia paliwa zimnego silnika zasilanego różnymi
mieszaninami w czasie odtwarzania pojedynczego cyklu
Wzrost udziałów paliwa rzepakowego w paliwie F-34 powoduje wzrost średniego
godzinowe zużycie paliwa za cały test badawczy (rys. 6.13). Jest to skutkiem mniejszej liczby
opałowej paliwa rzepakowego. W przypadku badań silnika zimnego wzrost zużycia paliwa
wyniósł 0,6 kg/h (około 9%). Można przyjąć, że zużycie paliwa zmienia się liniowo z funkcji
udziału paliwa rzepakowego, o czym świadczy duża wartość współczynnika korelacji liniowej,
która wynosi 0,985 (korelacja istotna przy poziomie istotności = 0,001). Przyrost
godzinowego zużycia paliwa na każde 10% zwiększenie udziałów paliwa rzepakowego
wynosi 0,06 kg/h.
Rys. 6.13. Wartości średniego zużycia paliwa silnika rozgrzanego przed testem i zasilanego
różnymi paliwami (mieszaniny F-34 i paliwa rzepakowego)
Z przybliżeniem można stwierdzić, że zmiany w zużyciu paliwa przez silnik rozgrzany
i nierozgrzany przed badaniami są zbliżone.
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
0 0,5 1 1,5 2 2,5 3
Zu
ży
cie
paliw
a [
kg
/h]
B20
B40
B60
B80
B100
F-34
y = 0,1073x + 6,0861
R² = 0,9414
5,6
5,8
6
6,2
6,4
6,6
6,8
7
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
Zu
ży
cie
paliw
a [
kg
/h]
164
Na rys. 6.14 przedstawiono chwilowe zmiany produktów niezupełnego spalania paliwa
CO i HC podczas odtwarzania blisko czternastominutowego testu. Cechą charakterystyczną
wyników pomiarów są bardzo duże udziały produktów niezupełnego spalania (CO i HC) w
spalinach podczas pierwszej minuty testu. W tym czasie udziały tlenku węgla sięgały wartości
3600 ppm, co jest wartością blisko sześciokrotnie większą od wartości zmierzonej podczas
badań silnika wstępnie rozgrzanego. W dalszej części testu największe udziały tlenku węgla
zmalały do około 300 ppm, co odpowiada wartości udziałów przy silniku rozgrzanym. Również
udziały węglowodorów w początkowym okresie badań silnika zimnego były około
pięciokrotnie większe w pierwszej minucie testu, a w pozostałym okresie były zbliżone do
wartości dla silnika rozgrzanego przed rozpoczęciem analizy składu spalin
z silnika.
a)
b)
Rys. 6.14. Chwilowe wartości udziałów składników spalin ze spalania poszczególnych paliw
dla zimnego silnika: a) tlenek węgla b) węglowodory, c) tlenki azotu, d) tlen
Podobnie jak w przypadku badań przeprowadzonych na rozgrzanym silniku, wzrost
paliwa rzepakowego w paliwie F-34 zasilającym silnik zimny powodował z dużym
0
400
800
1200
1600
2000
2400
2800
3200
3600
0 2 4 6 8 10 12 14
Czas [min]
CO
[p
pm
]
B20
B40
B60
B80
B100
F-34
0
100
200
300
400
500
600
700
800
900
0 2 4 6 8 10 12 14Czas [min]
HC
[p
pm
]
B20
B40
B60
B80
B100
F-34
165
przybliżeniem liniowe zmniejszenie średniego udziału tlenku węgla w spalinach (rys. 6.15).
Różnica między średnim udziałem tlenku węgla w spalinach silnika zasilanego paliwem F-34
i paliwem rzepakowym wynosiła około 100 ppm co stanowi blisko 35% wartości udziału tlenku
węgla dla paliwa F-34. Korelacja liniowa między udziałem CO w spalinach i udziałem paliwa
rzepakowego w paliwie F-34 jest istotna na poziomie istotności 0,001 ponieważ współczynnik
korelacji dla tej funkcji wynosi 0,993.Podczas wzrostu udziału RME w paliwie F-34 o 10%
średni udział CO w spalinach malał o około 11 ppm.
a)
b)
Rys. 6.15. Średnie wartości udziałów poszczególnych składników spalin dla poszczególnych
paliw przy zimnym silniku: a) tlenek węgla b) węglowodory
W miarę wzrostu udziału RME w paliwie malały również udziały węglowodorów.
Największe zmniejszenie udziałów tego składnika spalin stwierdzono dla małych udziałów
paliwa rzepakowego w paliwie F-34 (B-40 i B-60). Dla dużych udziałów paliwa rzepakowego
zmiany udziałów HC były dużo mniejsze. Zwiększenie udziałów paliwa rzepakowego
do 40% spowodowało zmniejszenie udziałów węglowodorów o blisko 50%, natomiast
dla czystego paliwa rzepakowego średni udział węglowodorów był mniejszy o około 60%.
Korelacja liniowa (R = 0,928) jest istotna przy współczynniku istotności 0,01. Oszacowano, że
y = -22,55x + 295,74
R² = 0,9684
0
50
100
150
200
250
300
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
CO
[p
pm
]
y = -5,6x + 47,568R² = 0,8605
0
10
20
30
40
50
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
HC
[p
pm
]
166
wzrost udziałów paliwa rzepakowego w paliwie F-34 o 10 % spowodował zmniejszenie
udziałów węglowodorów w przybliżeniu o około 3 ppm.
W porównaniu z wynikami uzyskanymi podczas badań silnika rozgrzanego stwierdzono
blisko dwukrotne zmniejszenie tlenku węgla i węglowodorów w funkcji wzrostu udziałów
paliwa rzepakowego w paliwie F-34.
Temperatura początkowa silnika i udział paliwa rzepakowego w paliwie F-34
spowodował istotne zmiany średniego udziału tlenków azotu i tlenu w spalinach (rys. 6.16).
a)
b)
Rys. 6.16. Chwilowe wartości udziałów składników spalin ze spalania poszczególnych
paliw dla zimnego silnika: a) tlenki azotu, b) tlen
Udziały tlenków azotu w spalinach były również mniejsze w początkowej fazie testu
silnika zimnego i sięgały 200 - 500 ppm, podczas gdy w przypadku silnika wstępnie
rozgrzanego wartości udziałów tlenków azotu na początku testu osiągały poziom
około 800 ppm. Już pod koniec pierwszej minuty testu wartości tlenków azotu zdecydowanie
wzrastały do poziomu zbliżonego do wartości silnika wstępnie rozgrzanego (rys. 6.16a).
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
0 2 4 6 8 10 12 14
Czas [min]
NO
x [
pp
m]
B20
B40
B60
B80
B100
F-34
0
5
10
15
20
25
0 2 4 6 8 10 12 14Czas [min]
O2[%
]
B20
B40
B60
B80
B100
F-34
167
Udziały tlenu w spalinach były porównywalne dla obu sposobów przygotowania silnika
do badań i zawierały się w granicach 10 – 16% (rys. 6.16b).
Wzrost udziałów tlenków azotu w spalinach silnika zasilanego paliwem o rosnącym
udziale paliwa rzepakowego był spowodowany zwiększoną koncentracją tlenu w komorze
spalania będący wynikiem znacznego udziału tlenu w paliwie rzepakowym.
Wzrost udziału paliwa rzepakowego w paliwie F-34 powodował jednoczesny wzrost
średniej wartości tlenków azotu w spalinach silnika podczas całego testu od około 605 ppm
dla silnika zasilanego paliwem F-34 do ok. 715 ppm podczas zasilnia silnik czystym paliwem
rzepakowym. Z tego wynika, że względny wzrost udziałów tlenków azotu w spalinach wynosił
około 17% (rys. 6.17).
Podobnie jak w przypadku rozgrzanego silnika szybki wzrost tlenków azotu występuje
już przy niedużym udziale paliwa rzepakowego w paliwie F-34 i w miarę wzrostu udziału
paliwa F-34 zmiany są mniejsze. Po aproksymacji wyników pomiarów funkcja liniową można
uznać korelację między udziałem paliwa rzepakowego w paliwie F-34 za istotną przy poziomie
istotności = 0,01, ponieważ współczynnik korelacji z próby jest równy R = 0,928. Wzrost
średni udziałów tlenków azotu wynosił około 10 ppm na dziesięcioprocentowy wzrost udziałów
paliwa rzepakowego w paliwie F-34.
a)
b)
Rys. 6.17. Średnie wartości udziałów poszczególnych składników spalin dla poszczególnych paliw
przy zimnym silniku: a) tlenki azotu, b) tlen
y = 19,515x + 607,4R² = 0,8609
500
550
600
650
700
750
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
NO
x[p
pm
]
y = 0,1435x + 13,297
R² = 0,9771
12
12,5
13
13,5
14
14,5
F-34 B20 B40 B60 B80 B100
O2 [
%]
168
Jednocześnie ze wzrostem udziałów paliwa rzepakowego w paliwie F-34
prawie liniowo wzrastały udziały tlenu w spalinach silnika, od 13,45% do 14,4%,
co było podyktowane zwiększonym udziałem tlenu w paliwie rzepakowym. Wartość
współczynnika korelacji dla tej funkcji regresji jest bardzo duża i wynosi 0,99. Powyższy fakt
świadczy o korelacji przy poziomie istotności = 0,001.
Wzrost udziału RME w paliwie o 10 % powodował zwiększenie udziału tlenu
w spalinach o około 0,08 %. Wzrost tlenków azotu i tlenu w spalinach był nieco mniejszy niż
wzrost tych składników w spalinach uzyskany podczas badań silnika rozgrzanego.
Wpływ poczatkowej temperatury silnika pracującego według testu badawczego wpłynął
wyraźnie na wyniki końcowe testu badawczego, jednak nie był to wpływ istotnie zmieniający
wyniki pomiarów. Niska temperatura silnika na początku testu badawczego istotnie wpłynęła
na parametry pracy silnika w ciągu pierwszych 1…2 minut, natomiast wpozostałym czasie 14
– minutowego testu rejestrowane przebiegi miały podobny charakter. Róznice te są szczególnie
dobrze widoczne na przebiegach produktów niezupełnego spalania –węglowodorów i tlenku
wegla (rys. 6.6 i 6.14). Szczególnie przebiegi pomiarów udziałów weglowodorów w spalinach
w początkowym okresie testu silnika zimnego są wielokrotnie wieksze w początkowej minucie
od przebiegu w porównaniu z przebiegami dla silnika wstepnie rozgrzanego. Ponadto
zauważono, że w przypadku silnika zimnego wystąpiły niewielkie róznice między założonym
i uzyskanym momenten obrotowym silnika
w pierwszej fazie testu, które wynikały ze stosowanej metodyki odtwarzania testów badwczych
na stanowisku dynamometrycznym z elektrowirowym hamulcem (rys. 6.18). Nie wpłynęło to
na wartosci poznawcze uzyskanych wyników pomiarów.
Rys. 6.18. Porównanie przebiegów prędkości obrotowej i momentu obrotowego silnika zimnego
i wstępnie rozgrzanego, zasilanego paliwemB20:a) prędkość obrotowa, b) moment obrotowy
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
0 2 4 6 8 10 12 14t [min]
Mo
[N
m]
Ciepły
Zimny
169
6.4. Wnioski
1. Badania silnika w stanach nieustalonych pracy silnika oraz uśrednianie przebiegów
chwilowych zmian udziałów toksycznych składników spalin potwierdziły wyniki badań
uzyskanych w stanach ustalonych. Uzyskane wyniki otrzymano podczas pracy silnika
w warunkach bardziej zbliżonych do rzeczywistych warunków eksploatacji silnika.
2. Badania silnika wstępnie rozgrzanego przed pomiarami i badania silnika po zimnym
rozruchu, zasilanego paliwem F-34 z dodatkiem paliwa rzepakowego przeprowadzone
w nieustalonych stanach pracy silnika pozwalają na stwierdzenie, że dodatek paliwa RME
do paliwa F-34 wpłynął korzystnie na przebieg procesu spalania i efekty składu spalinz
jednoczesnym wzrostem zużycia paliwa.
3. Dodatek paliwa rzepakowego do paliwa F-34 spowodował zmniejszanie emisji produktów
niezupełnego spalania paliwa (tlenek węgla i węglowodory) z jednoczesnym wzrostem
udziałów tlenków azotu w spalinach. Jest to skutkiem udziału tlenu w paliwie rzepakowym.
Powoduje to także mniejszą wrażliwość paliwa F-34 z dodatkiem paliwa rzepakowego na
temperaturę cieczy chłodzącej silnik.
4. Większa gęstość paliwa z udziałem RME i niższa jego wartość opałowa powoduje wzrost
zużycia masowego paliwa przez badany silnik z zasobnikowym układem wtryskowym,
a także zmniejszenie momentu obrotowego silnika.
5. Zastosowana metodyka badania silnika w stanach nieustalonych, wzorowana
na teście badawczym UDC (warunki zbliżone do eksploatacyjnych silnika) pozwoliła
na zweryfikowanie wniosków z badań uzyskanych podczas pracy silnika na stanowisku
dynamometrycznym w stanach ustalonych.
170
7. Wnioski
1. Wyniki badań wpływu mieszanin paliwa F-34 z paliwem rzepakowym (estrami
metylowymi oleju rzepakowego) na pracę silnika o zapłonie samoczynnym G9T
z zasobnikowym układem zasilania typu „Common Rail” dowodzą, że możliwe jest
wykorzystanie tego paliwa jako dodatku do paliwa F-34 stosowanego w wojsku oraz jako
paliwa zasadniczego (w czystej postaci) i wykorzystywanego do zasilania silników
z wysokociśnieniowym układem wtryskowym. Zostało to stwierdzone na podstawie badań
w stanach ustalonych i nieustalonych pracy badanego silnika.
2. Stwierdzono, że mieszaniny paliwa F-34 i odwodnionego alkoholu etylowego
nie nadają się do zasilania silników o zapłonie samoczynnym z zasobnikowym,
wysokociśnieniowym układem zasilania ze względu na niekorzystne cechy smarnościowe
mieszaniny powodujące z bardzo dużym prawdopodobieństwem awarię układu zasilania
paliwem.
3. Wzrost zawartości paliwa rzepakowego w paliwie F-34 powoduje wzrost
godzinowego i jednostkowego zużycie paliwa na skutek mniejszej wartości opałowej estrów.
Mniejsze są także udziały tlenku węgla i węglowodorów w spalinach, co jest spowodowane
głównie większą zawartością tlenu w mieszaninie (tlen zawarty w cząsteczkach estrów
metylowych oleju rzepakowego). Jednocześnie udział atomowego tlenu w komorze spalania
powoduje wzrost udziałów tlenków azotu i tlenu w spalinach. Powyższe zmiany stwierdzono
podczas badań w ustalonych i nieustalonych stanach pracy silnika.
4. Na podstawie wykonanych badań stwierdzono, że dodanie estrów metylowych oleju
rzepakowego do paliwa F-34 powoduje następujące zmiany ilościowe parametrów pracy
silnika z wysokociśnieniowym, zasobnikowych układem zasilania:
• spadek mocy do 15% (w zależności od warunków pracy silnika), w przybliżeniu
proporcjonalny do udziału biopaliwa (RME) w mieszaninie z paliwem F-34, przy czym
wykazany największy spadek mocy dotyczy czystego biopaliwa,
• wzrost jednostkowego zużycie paliwa do 15% dla czystego biopaliwa, zwiększający się
proporcjonalnie do jego udziału w paliwie, osiągający także największe wartości,
zwłaszcza w zakresie dużej prędkości obrotowej i dużego obciążenia silnika,
• dodanie biopaliwa (RME) do paliwa F-34 korzystnie wpływa na zadymienie spalin
i emisję cząstek stałych, zadymienie spalin może wystąpić nawet 3 - krotne mniejsze
w stosunku do zasilania silnika olejem napędowym,
171
• zastosowanie biopaliwa RME jako dodatku do paliwa F-34 powoduje obniżenie
udziału CO w spalinach o około 15 % w funkcji wzrostu ich udziałów w paliwie,
szczególnie w zakresie małej prędkości obrotowej silnika i małego obciążenia,
• wzrost udziału O2 w spalinach może wynosić nawet około 25% podczas zasilania
czystym paliwem rzepakowym,
• udziały węglowodorów w spalinach mogą wzrosnąć nawet o 50% przy zasilaniu
silnika paliwem rzepakowym, a udziały rosną jednoczeń sie z dodatkiem jego
biopaliwa.
5. Podstawowym ograniczeniem zastosowania paliwa rzepakowego jako dodatku lub
paliwa czystego są właściwości niskotemperaturowe i trwałościowe biopaliwa, które powinno
być przechowywane jedynie przez kilka miesięcy w temperaturze dodatniej i w zamkniętych
pojemnikach wypełnionych w całości paliwem (bez powietrza). Obniżenie temperatury paliwa
F-34 z dodatkiem paliwa rzepakowego powoduje zmętnienie mieszaniny w niskiej
temperaturze co może doprowadzić do zablokowania filtru paliwa i zatrzymania silnika.
7. Badania wpływu biopaliwa jako dodatku do paliwa F-34 zostały przeprowadzone
w ustalonych i nieustalonych stanach pracy silnika, w ograniczonym czasie badań. Celowe jest
przeprowadzenie badań trwałościowych w oparciu o metodykę badań ujętą
w trwałościowym teście NATO oznaczonym symbolem AEP-5.
172
8. LITERATURA
[1] Aakko P., Nylund N. O.: Particle Emissions AT Moderate and Cold
Temperatures Using Different Fuels, SAE Technical Paper 2003-01-3285,
Pennsylvania 2003.
[2] Allen B. Beyond SPK and HRJ Aviation Biofuels on the Horizon, 5th Annual
Alternative Energy Now, Buena Vista, Florida, 23-24.02.2011.
[3] Ambrozik A., Kruczyński S., Jakubiec J., Orliński S.: Wpływ zasilania silnika
spalinowego o zapłonie samoczynnym paliwem mineralnym i roślinnym
na proces wtrysku oraz rozpad strugi paliwa, Journal of KONES Powertrain and
Transport, Vol.13, No.3, Warsaw 2006.
[4] Atkins R., D.: An Introduction to Engine Testing and Development, SAE
International, Warrendale, 2009.
[5] AVL Emission Testing Handbook, 2016
[6] Baczewski K.: Tribologia i płyny eksploatacyjne, WAT Warszawa 1994
[7] Baczewski K., Kałdoński T.: Paliwa do silników o zapłonie samoczynnym. WKŁ,
Warszawa 2004.
[8] Baczewski K., Kałdoński T., Szpak R., Walentynowicz J., Wawrzynów J.:
Koncepcja jednolitego paliwa dla wojska, V Sympozjum Naukowo-Techniczne
Jurata 2001.
[9] Baczewski K., Kałdoński T, Walentynowicz J.: Opracowanie koncepcji
wdrożenia jednolitego paliwa do lotniczych silników turbinowych i silników
wysokoprężnych, Sprawozdanie pracy n-b, WAT, Warszawa 2001.
[10] Baczewski K., Kałdoński T., Walentynowicz J. (editors): Problems with
Introducing a Single Fuel Concept in the Land Forces, WAT
Warszawa 2003
[11] Basshuysen R., Schafer F.: Internal Combustion Engine Handbook. Basics,
Components, Systems, and Perspectives, SAE International, 2004
[12] Bernhardt M.: Badania trakcyjnych silników spalinowych, WKŁ, Warszawa 1970
[13] Bernhardt M.: Silniki wielopaliwowe, WNT, Warszawa 1971.
[14] Bernhardt M., Dobrzyński St., Loth E.: Silniki samochodowe, WKŁ,
Warszawa1969.
[15] Bowder J. N., Westbrook S. R., LePera M.N.: Jet Kerosine Fuels
for Military Application, SAE Paper No. 892070.
[16] Brun R.: Szybkobieżne silniki wysokoprężne, WKŁ Warszawa1973.
173
[17] Carter N., Hileman J.: Potential Impact of Synthetic Paraffinic Kerosene (SPK)
Fuels on Emission from the USAF Air Mobility Command, 5th Annual
Alternative Energy Now, Buena Vista, Florida, 23-24.02.2011.
[18] Cвиридов: Смесеобразование и сгорание в дизелях, Машиностроение,
Leningrad 1972.
[19] Daisho Y.: Petrol and Diesel Engine Design Technologies Eyeing 2020
and Beyond, Auto Technology 6/2007.
[20] Diesel-Engine Management, Robert Bosch GmbH, 2004.
[21] Dyrektywa Rady 88/77/EWG
[22] Dyrektywy 1999/96/EC i 2001/27/EC Parlamentu Europejskiego
[23] Falkowski H., Hauser G., Janiszewski T., Jaskuła A.: Układy wtryskowe silników
wysokoprężnych. Konstrukcja, modelowanie, sterowanie, WKŁ Warszawa 1989.
[24] Fang H. L., Whitacre S. D., Yamaguchi E. S., Boons M.: Biodiesel Impact
on Wear Protection of Engine Oils, SAE Technical Paper 2007-01-4141, Illinois
2007.
[25] Ferguson C. R., Kirkpatrick A. T.: International Combustion Engines Applied
Thermosciences, John Wiley & Sons, Inc., New York 2001.
[26] Future Technological and Operational Challenges Associated with the single
Fuel Concept, RTO-TR-066, Sept. 2003.
[27] Golec K., Stępień Z.: Paliwa i oleje silnikowe. Wydawnictwo Politechniki
Krakowskiej, Kraków 1993.
[28] Grimaldi C. N., Postrioti l., Battistoni M., Millo F.: Common Rail HSDI Diesel
Engine Combustion and Emissions with Fossil/Bio-Derived Fuel Blends, SAE
Technical Paper 2002-01-0865, Michigan 2002.
[29] Guerrassi N., Dupraz P.: A Common Rail Injection System For High Speed
Direct Injection Diesel Engines. SAE Technical Paper 980803, Michigan 1998.
[30] Günther H.: Diagnozowanie silników wysokoprężnych, WKŁ Warszawa 2002.
[31] Hoag K. L.: Vehicular Engine Design. Powertrain, Springer Wien New York,
Madison 2006.
[32] Horn U., Egnell R., Johansson B., Andersson O.: Detailed Heat Release Analyses
with Regard to Combustion of REM and Oxygenated Fuels in an HSDI Diesel
Engine, SAE Technical Paper 2007-01-0627, Michigan 2007.
[33] Idzior M.: Tendencje rozwojowe wtryskiwaczy silników o zapłonie samoczynnym
na przykładzie wybranych nowych technik wtrysku paliwa,
V Sympozjum n-t Silniki spalinowe w zastosowaniach wojskowych. Jurata 2005.
174
[34] Idzior M. i inni: Badanie wpływu liczby i średnicy otworków rozpylacza
na parametry wtrysku biopaliw rzepakowych, Czasopismo Techniczne,
3-M/2012
[35] Informator techniczny Bosch: Promieniowe rozdzielaczowi pompy wtryskowe
VR, WKŁ, Warszawa 2000/2001.
[36] Informator techniczny Bosch: Sterowanie silników o zapłonie samoczynnym,
WKŁ, Warszawa 2000.
[37] Informator techniczny Bosch: Układy wtryskowe, Unit Injector System/Unit
Pump System, WKŁ, Warszawa 2000/2001.
[38] Informator techniczny Bosch: Układy wtryskowe Unit Injector System/Unit Pump
System. WKŁ, Warszawa 2006.
[39] Informator techniczny Bosch: Zasobnikowe układy wtryskowe Common Rail.
Warszawa, WKŁ 2005.
[40] Isermann R.: Combustion Engine Diagnosis, Springer-Verlag Germany 2017
[41] Jakóbiec J., Wysypol G.: Paliwo rzepakowe: zmniejszenie emisji CO i stopnia
zadymienia i wzrost emisji NOx. Biodiesel. Energia Gigawat, 2004, nr11.
[42] Jakubowski J.: Silniki samochodowe zasilane paliwami zastępczymi, WKŁ,
Warszawa 1987.
[43] Jakubowski J. i inni: Teoria silników spalinowych. Materiały do zajęć
laboratoryjnych. WAT Warszawa 1991
[44] Janiszewski T., Mavrantzas S.: Elektroniczne układy wtryskowe silników
wysokoprężnych, WKŁ, Warszawa 2004.
[45] JP-8 The Single Fuel Forward, AMSTA-TR-D/210 (F&L Team), US TACOM
TARDEC, Warren MI, 1997.
[46] Jurgen Kasedorf: Zasilanie wtryskowe olejem napędowym, WKŁ, Warszawa
1990.
[47] Kałdoński T., Rajewski M., Szczęch L., Walentynowicz J.: Przebieg wtrysku
i spalania paliw pochodzenia roślinnego do silników zapłonie samoczynnym.
Konferencja KONSSPAL 2002: Alternative Feeding of Diesel Engines. Problems
of Maintenance of Power Units. Wrocław 2002.
[48] Kałużyński M., Reksa M., Zarudzka E.: Wpływ dodatków estrów metylowych na
właściwości biodiesla i toksyczność spalin silnika Diesla. Journal of KONES
Powertrain and Transport, Vol.13, No.4, Warsaw 2006.
[49] Karczewski M., Pszczółkowski J., Wilk M.: Assessment of start-up
characteristics of G9T engine at low temperature, fed with F-34 fuel blends
175
biocomponents, Journal of KONES Powertrain and Transport, Vol.18, No.1,
Warszawa 2011
[50] Karczewski M., Walentynowicz J.: Wstępne wyniki badań silnika G9T
zasilanego paliwem F-34 oraz jego mieszaniną z biokomponentem, Journal of
KONES Powertrain and Transport, Vol. 14, No. 3, Warszawa 2007.
[51] Karczewski M., Wilk M.: Assessment of dynamic qualities of the G9T with
common rail system, fed with battlefield – use fuel blends with a biocomponents,
Journal of KONES Powertrain and Transport, Vol.18, No.1, Warszawa 2011.
[52] Karczewski M., Wilk M.: Investigation of diesel engine the supply system type
common rail supplied fuel F-34 and biofuel, Journal of KONES Powertrain and
Transport, Vol.16, No.1, Warszawa 2009.
[53] Karczewski M., Wilk M.: Problemy zasilania silnika G9T paliwem F-34 oraz
jego mieszaninami z biokomponentem, Czasopismo Techniczne Z-7M/2008, s.
47-54, Wydawnictwo Politechniki Krakowskiej 2008.
[54] Kneba Z., Makowski S.: Zasilanie i sterowanie silników. WKŁ,
Warszawa 2004.
[55] Kowalewicz A.: Tworzenie mieszanki i spalanie w silnikach o zapłonie
iskrowym, WKŁ, Warszawa 1984.
[56] Kowalski K.: Zasilanie silników napędowych pojazdów wojskowych paliwami
zastępczymi, Zeszyty Naukowe WSO Wląd. Nr 4 (138) 2005.
[57] Kuszewski H., Ustrzycki A.: Metodyka diagnozowania wtryskiwaczy układu
Common Rail z wykorzystaniem stołu probierczego EPS 815, X Słupskie Forum
Motoryzacyjne.
[58] Leśniak W.: ABC samochodowego silnika wysokoprężnego, WKŁ, Warszawa
1978.
[59] Leśniak W.: Wysokoprężne silniki samochodowe, WKŁ , Warszawa 1973.
[60] List (Ed.) H.: Vehicular Engine Design. Powertrain. Springer-Verlag,
Wien 2006.
[61] Luft S.: Podstawy budowy silników, WKŁ, Warszawa 2003.
[62] Machała S., Walentynowicz J.: Stanowisko i badania wstępne niepowtarzalności
oraz nierównomierności spalania w turbodoładowanym silniku o zapłonie
samoczynnym, Biul. WAT, nr 4/1996.
[63] Majerczyk A., Taubert S.: Układy zasilania gazem propan-butan, WKŁ,
Warszawa 2004.
176
[64] Majewski W.A., Khail M.K.: Diesel emission and their Control, SAE
International R303, Warrendale 2006
[65] Martyr A.J., Plint M.A.: Engine testing. Theory and Practice, SAE International,
Elsevier Ltd., 2007
[66] Mayer A., Czerwinski J., Wyser M., Mattrel P.,Heitzer A.: Impact of REM/Diesel
Blends on Particle Formation, Particle Filtration and PAH Emissions, SAE
Technical Paper 2005-01-1728, Michigan 2005.
[67] Merkisz J.: Ekologiczne problemy silników spalinowych. t. 1, Poznań,
WPP 1998.
[68] Merkisz J.: Ekologiczne problemy silników spalinowych. t. 2, Poznań,
WPP 1999.
[69] Merkisz J.: Współczesne paliwa do tłokowych silników spalinowych,
www.auto-online.pl/serwis/wykaz/paliwa/paliwa.htm.
[70] Merkisz J., Pielecha I.: Alternatywne paliwa i układy napędowe pojazdów.
Poznań, WPP 2004.
[71] Michałowska J.: Paliwa, Oleje, Smary, WKŁ, Warszawa 1977.
[72] Miller J. M.: Propulsion Systems for Hybrid Vehicles, The Institution
of Engineering and Technology, London, 2010
[73] Mollenhauer K.: Tschoeke H., Handbook of Diesel Engines, Springer-Verlag
Berlin Heidelberg 2010
[74] Mysłowski J.: Doładowanie silników, WKŁ, Warszawa 2006.
[75] Mysłowski J.: Rozruch silników samochodowych z zapłonem samoczynnym.
Wydawnictwo Naukowo – Techniczne, Warszawa1996.
[76] Olejnik W.: Pojazdy z napędem elektrycznym zyskują na znaczeniu,
gigawat.net.pl/article/view/612.
[77] Patzer L.: USAF Alternative Fuels Certification Program Status Update, 5th
Annual Alternative Energy Now, Buena Vista, Florida, 23-24.02.2011.
[78] Postrioti L., Grimaldi C. N., Ceccobello M., Di Gioia R.: Diesel Common Rail
Injection System Behavior with Different Fuels, SAE Technical Paper 2004-01-
0029, Michigan 2004.
[79] Proposal for solutions to Problem Related to the use of F-34 (SFC) and High
Sulphur Diesel on Ground Equipment Using Advanced Reduction Emission
Technologies, RTO-TM-AVT-ET-073, Sept 2008.
177
[80] Radkowski S., Piętak A.: Wieloaspektowa analiza stosowania paliw
alternatywnych w Polsce ze szczególnym uwzględnieniem biopaliw,
Ofic. Wyd. PW Warszawa 2006 r.
[81] Rakopoulos C.D., Giakoumis G. E.: Diesel Engine Transient Operation,
Springer-Verlag London Ltd, 2009
[82] Rychter T., Teodorczyk A.: Teoria silników tłokowych, WKŁ, Warszawa 2006.
[83] Sagerer R.: Einsatz regenerativer Brennstoffe im Motor. MTZ, Nr 11 (57), 1996.
[84] Sas J., Kwaśniewski K.: Gaz ziemny do pojazdów, Kraków 2006.
[85] Senatore A., Cardone M., Allocca L., Vitolo S., Rocco V.: Experimental
Characterization of a Common Rail Engine Fuelled with Different Biodiesel,
SAE Technical Paper 2005-01-2207, Italy 2005.
[86] Senatore A., Cardone M., Buono D., Rocco V., Allocca L. Vitolo S.:
Performances and Emissions Optimization of a CR Diesel Engine Fuelled with
Biodiesel, SAE Technical Paper 2006-01-0235, Michigan 2006.
[87] Serdecki W. i inni: Badania układów silników spalinowych. Laboratorium,
Wydawnictwo Politechniki Poznańskiej, Poznań 2000.
[88] Sobieszczański M.: Modelowanie procesów zasilania w silnikach spalinowych,
WKŁ, Warszawa 2000.
[89] Spassert B. M., Arendt I., Schleicher A.: Influence of Fuel Quality on Exhaust
Gas and Noise Emissions of Small Industrial Diesel Engines,
SAE 2003-32-0005, JSAE 20034305, Medison 2003.
[90] STANAG 1135 Interchangeability of fuels used bt the AF NATO Sep 1998.
[91] STANAG 2536 Allied joint petroleum doctrine-July 2005.
[92] STANAG 7036 Fuels to be introduced into NATO pipelines Oct 2000.
[93] Stumpp G, Ricco M.: Common rail – an attractive fuel injection system for
passenger car DI diesel engines, SAE Technical Paper 960870, 1996.
[94] Szczawnicki M.: Paliwa silnikowe. Cz.1. Paliwa, oleje i smary w eksploatacji, Nr
4/93 s. 14.
[95] Szczawnicki M.: Paliwa silnikowe. Cz.2. Paliwa, oleje i smary w eksploatacji,
Nr 5/93 s. 10.
[96] Szczawnicki M.: Paliwa silnikowe. Cz.3. Paliwa, oleje i smary w eksploatacji, Nr
6/93 s. 10.
[97] Szlachta Z.: Zasilanie silników wysokoprężnych paliwami rzepakowymi. WKŁ,
Warszawa 2002.
178
[98] The Petroleum Committee Vision on Future Fuels, EAPC(NPC-
NFLWG)D(2010)0005, Sep 2010.
[99] The Single Fuel Concept and Operation Desert Shield/Storm. AGARD Report
No 810.
[100] Tokuda H.: We Believe it is Possible to Raise the Injection Pressure to 2500 bar,
AutoTechnology 6/2007.
[101] Trębacz M.: Struktura zużycia olejów silnikowych w Polsce na przykładzie CPN,
Paliwa, oleje i smary w eksploatacji Nr 41/97.
[102] Wajand J. A.: Samochodowe Silniki o zapłonie samoczynnym (Silniki Diesla),
Państwowe Wydawnictwa Techniczne, Warszawa 1958.
[103] Wajand J. A., Wajand J. T.: Tłokowe silniki spalinowe średnio–
i szybkoobrotowe, Wydawnictwo Naukowo – Techniczne, Warszawa 2000.
[104] Walentynowicz J.: Zastosowanie paliwa rzepakowego do silników o zapłonie
samoczynnym, Biuletyn WAT Nr 1/2010, Warszawa 2010.
[105] Walentynowicz J.: Przyszłość napędów hybrydowych wozów bojowych, Journal
of KONES Powertrain and Transport, Vol. 13, No. 3, Warszawa 2006.
[106] Walentynowicz J.: Silniki wielopaliwowe, WPT, nr.1/1977.
[107] Walentynowicz J., Szczęch L., Karczewski M.: Badania porównawcze paliw
okrętowych, (PBU 244/WAT/99), WAT, Warszawa 1999.
[108] Walentynowicz J. i inni: Dobór paliw zastępczych do silników pojazdów
wojskowych, Sprawozdanie pracy n-b, WAT, Warszawa 2000.
[109] Walentynowicz J.: Badanie procesu wtrysku i spalania paliwa rzepakowego
w silniku o zapłonie samoczynnym, Biuletyn WAT Nr 3/2010,
Warszawa 2010.
[110] Walentynowicz J.: Perspektywiczne technologie i koncepcje załogowych
pojazdów bojowych dla WP, w zbiorze Nowoczesne technologie systemów
uzbrojenia, WAT Warszawa 2008.
[111] Wardziński F.: Samochodowe silniki spalinowe, Wydawnictwo Szkolne
i Pedagogiczne Warszawa 1988.
[112] Wcisło G.: Określenie składu frakcyjnego biopaliw rolniczych zawierających
biokomponent SCME, Inżynieria Rolnicza 9(118)/2009.
[113] Werner J., Wajand J.: Silniki spalinowe małej i średniej mocy, Wydawnictwo
Naukowo – Techniczne, Warszawa 1976.
[114] Wołoszyn R.: Rozwiązania techniczne układów zasilania silników gazem
ziemnym, Pojazd a środowisko, Radom 2003.
179
[115] Worldwide Emission Standards Passenger Cars and Light Duty 2016-17. Delphi
(delphi.com/emission-pc, dostęp 14.07.2017)
[116] Venegas A., Won H., Felsch C., Gauding M., Peters N.: Experimental
Investigation of the Effect of Multiple Injections on Pollutant Formation
in a Common-Rail DI Diesel Engine, SAE Technical Paper 2008-01-1191,
Michigan 2008.
[117] Verhaeven E., Pelkmans L., Govaerts L., Lamers R., Theunissen F.: Results
of demonstration and evaluation Project of biodiesel from rapeseed and used
frying oil on light and heavy duty vehicles, SAE International 2005-01-2201,
2005.
[118] Zabłocki M.: Wtrysk i spalanie paliwa w silnikach wysokoprężnych, WKŁ,
Warszawa 1976.
[119] Zając P., Kołodziejczyk L. M.: Silniki spalinowe, Wydawnictwa Szkolne
i Pedagogiczne, Warszawa 2001.
[120] Założenia strategii Spółki NAFTA POLSKA S.A., Paliwa, oleje i smary
w eksploatacji, Nr 39/1997, s. 9.
[121] Zhao F. (editor): Advanced Developments in Ultra-Clean Gasoloine-Powered
Vehicles, SAE International PT-104, Warrendale 2004
[122] Alkohol zamiast benzyny,
www.drewnozamiastbenzyny.pl/biopaliwa/alkohol.php.
[123] Ogniwa paliwowe (fuelcells), www.ogniwa-paliwowe.com.
[124] Ogniwa wodorowe, czyli przerabianie wodoru i tlenu na prąd elektryczny,
www.xlabs.anubisdev.com.[62]
[125] Oshkosh HEMTT ProPulse A3.1, www.prekursor.com/node/747.
[126] Prezentacja: „AVL Engine VideoScope 513D”, AVL List GmbH, Graz Austria
180
Badanie wpływu dodatku biopaliw na pracę silnika pojazdu wojskowego w stanach
ustalonych i nieustalonych
Streszczenie
Podstawowym celem pracy było eksperymentalne sprawdzenie wpływu zastosowania
paliwa F-34 i mieszaniny paliwa F-34 z biododatkami w postaci estrów metylowych oleju
rzepakowego (RMF) i etanolu na skład spalin i pracę silnika z wysokociśnieniowym wtryskiem
paliwa systemu „Common Rail”. W pierwszym etapie pracy wykonano badania nad
wykorzystaniem etanolu jako dodatku do paliwa F-34. Ze względu na awarię silnika zasilanego
paliwem z 10% udziałem etanolu przerwano badania uznając, że to paliwo nie może być
stosowane do silników z wysokociśnieniowym układem wtryskowym.
Badania eksperymentalne paliwa F-34 z dodatkiem estrów metylowych oleju
rzepakowego o stężeniu od 20% do 80% przeprowadzono w stanach ustalonych
i nieustalonych na czterocylindrowym silniku o zapłonie samoczynnym Renault G9T. Wtrysk
paliwa odbywał się bezpośrednio do toroidalnej komory spalania umieszczonej w tłoku. Silnik
był doładowany za pomocą turbosprężarki z zaworem upustu spalin i wyposażony
w układ recyrkulacji spalin oraz reaktor katalityczny w rurze wylotu spalin.
Na stanowisku dynamometrycznym mierzono parametry użyteczne pracy silnika,
ciśnienie w komorze spalania i w zasobniku paliwa, temperaturę cieczy chłodzącej, oleju, spalin
przed i za turbosprężarką, temperaturę przed i za zaworem EGR, temperaturę
i ciśnienie powietrza przed i za chłodnicą powietrza sprężonego w kolektorze dolotowym,
a także udziały następujących składników spalin: CO2, O2, CO, HC, NOx oraz zadymienie
spalin. Badania wykonano w stanach ustalonych i nieustalonych pracy silnika, podczas
odtwarzania cyklu zastępczego (miejskiego).
W wyniku badań stwierdzono, że wraz ze wzrostem zawartości estru metylowego
w paliwie F-34 maleją udziały tlenku węgla i węglowodorów w spalinach. Wzrastają natomiast
udziały tlenków azotu i tlenu w spalinach oraz rożnie średnie zużycie paliwa.
W wyniku wykonanych badań należy stwierdzić, że mieszaniny paliwa F-34 z paliwem
rzepakowym mogą być stosowane jako paliwo alternatywne do silników o zapłonie
samoczynnym z wysokociśnieniowym układem wtryskowym typu „Common Rail”.
Mieszaniny paliwa F-34 i alkoholu etylenowego nie nadają się do zasilania silników
o zapłonie samoczynnym z układem zasilania typu „Common Rail” ze względu na ich
niekorzystne cechy smarnościowe.
Słowa kluczowe: silnik o zapłonie samoczynnym, common rail, badania silnika, paliwo F-34,
etanol, paliwo rzepakowe, stany ustalone, stany nieustalone.
181
Investigation on the impact of biofuels addition on the operation of an engine
of a military vehicle in steady and transient states
Summary
The main goal of this studies was to experimentally check the impact of use the fuel F-
34 and fuel mixture F-34 with biocomponents in the forms of methyl esters of rapeseed oil
(RMF) and ethanol on the composition of fumes and work of the engine with high-pressure fuel
injection of the Common Rail system. In the first stage of the investigation our research was
carried out on the use of ethanol as an additive to F-34 fuel. Due to the failure of the engine
which was fueled mixture with 10% of ethanol in f-34 fuel, the tests were canceled. That this
type of fuel cannot be used for the engines with high-pressure injection systems.
Experimental investigations of F-34 fuel with the addition of methyl esters of rapeseed
oil with a concentration from 20% up to 80% were carried out in steady states and undefined
on a Renault G9T four-cylinder diesel engine. The fuel was injected directly to the toroidal
combustion chamber in the piston. The engine was charged using a turbocharger with exhaust
gas valve and equipped with exhaust gas recirculation system and the catalytic reactor in the
exhaust gas pipe.
On the dynamometric stand were measured the useful parameters of the engine’s work,
pressure in the combustion chamber and in the fuel common rail, temperature of the cooling
liquid, oil, exhaust gas before and after the turbocharger, temperature before and after the EGR
valve, temperature and air pressure before and after the compressed air cooler in the intake
manifold, as well as shares of the following exhaust components: CO2, O2, CO, HC, NOx and
smoke opacity. The tests were carried out in steady and transient states of engine operation
during the replacement of the (urban) cycle.
As a result of the research, it was found that with the increase in the content of methyl
ester in F-34 fuel, the share of carbon monoxide and hydrocarbons in the exhaust fumes
decreases. On the other hand, the share of nitrogen and oxygen oxides in exhaust gases
increases, as well as the average fuel consumption.
As a result of the tests, was stated that mixtures of F-34 fuel with rape fuel can be used
as an alternative fuel for self-ignition engines with high-pressure common rail injection system.
Mixtures of F-34 fuel and ethylene alcohol are not suitable for fueling diesel engine with a
"Common Rail" type feed system due to their unfavorable lubricating properties.
Keywords: diesel engine, common rail, engine tests, F-34 fuel, ethanol, rape fuel, steady
states, transients states.