Rozprawa doktorska - BIPRozprawa doktorska ppłk mgr inż. Michał WILK Badania wpływu dodatku...

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

http://pl.wikipedia.org/wiki/W%C4%99glowod%C3%B3r_aromatyczny

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

http://www.drewnozamiastbenzyny.pl/pojecia/etanol-alkohol-etylowy.php

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


oleju, To K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC


spalin przed katalizatorem, T1 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC


spalin za katalizatorem, T2 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC


spalin przed turbiną, T3 K /NiCr – NiAl/ 50 – 1100oC ± 1oC


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


powietrza za chłodnicą, T6 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC


spalin przed zaworem EGR, T7 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC


spalin za zaworem EGR, T8 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC


paliwa na wyjściu z chłodnicy, T9 K /NiCr – NiAl/ 50 – 400oC ± 1oC


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

http://www.egmont.com.pl/eagle/oprogramowanie/demo/WVFWpacket.zip

http://www.egmont.com.pl/eagle/oprogramowanie/demo/WVFWpacket.zip

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


7 Przyspieszenie

6

6 0-15

12 8 Zmiana biegów

9 Przyspieszenie 7 15-32


11 Spowolnienie

8

9 32-10

11 12 Zwalnianie, sprzęgło

wyłączone 10-0


14 Przyspieszenie

10

11 0-15

26

15 Zmiana biegów


17 Zmiana biegów



20 Spowolnienie 12 15 50-35 8


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)


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)


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)


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)


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)


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)


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)


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,


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)


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)


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)


3000 obr/min: a- godzinowe zużycie paliwa, b- jednostkowe zużycie paliwa,


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)


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)


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


1500 obr/min


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


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


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


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


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


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


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


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


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


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


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


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


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)



150

a)

b)

c)



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


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


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


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.

http://www.eko-diesel.com.pl/commonrail.php




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

http://www.prekursor.com/node/747

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.

Rozprawa doktorska - BIPRozprawa doktorska ppłk mgr inż. Michał WILK Badania wpływu dodatku...

Documents

Transcript of Rozprawa doktorska - BIPRozprawa doktorska ppłk mgr inż. Michał WILK Badania wpływu dodatku...