ANALIZA NUMERYCZNA PROCESU SPALANIA W SILNIKU HCCI Z EGR ZASILANYM BIODIESLEM

ANALIZA NUMERYCZNA PROCESU SPALANIA W SILNIKU HCCI Z EGR ZASILANYM

BIODIESLEM

Arkadiusz Jamrozik

1Instytut Maszyn Cieplnych, Politechnika Częstochowska

ajamrozik@imc.pcz.czest.pl,

Streszczenie

Prezentowana praca zawiera wyniki modelowania w programie AVL Fire, jednocylindrowego, badawczego silnika z systemem spalania HCCI, zasilanego biodieslem - FAME. W silniku do sterowania procesem spalania zastosowano zewnętrzną recyrkulację spalin - EGR. W ramach pracy przeprowadzono badania wpływu recyrkulacji spalin na, istotne z punku widzenia pracy silnika, parametry, tj. kąt początku spalania, czas trwania spalania, ciśnienie w cylindrze i wartość ciśnienia indykowanego, szybkość wywiązywania się ciepła oraz emisje jednego z najbardziej toksycznych składników spalin - tlenku azotu. Dzięki przeprowadzonym obliczeniom można stwierdzić, że zastosowanie recyrkulacji spalin w silniku z samoczynnym zapłonem jednorodnej mieszanki biodiesla z powietrzem przyczynia się do opóźnienia początku spalania i znacznie wydłuża czas jego trwania. Wzrost opóźnienia spalania HCCI powoduje z kolei redukcję stężenia tlenku azotu w gazach wydechowych przy jednoczesnym wzroście ciśnienia indykowanego.

Słowa kluczowe: zapłon samoczynny mieszanki jednorodnej, recyrkulacja spalin, szybkość wywiązywania się ciepła, kąt początku spalania, czas trwania spalania, kąt wtrysku, ciśnienie indykowane, emisja tlenku azotu

NUMERICAL ANALYSIS OF COMBUSTION IN HCCI ENGINE WITH EGR POWERED BY BIODIESEL

Summary

The paper presents the CFD modelling results of the 1-cylinder HCCI test engine. Modelling was carried out using AVL Fire code. The test engine was powered by biodiesel-FAME fuel. The exhaust gas recirculation EGR used as factors of controlling the combustion process. The impact of EGR on the test engine parameters such as the start of combustion, combustion duration, in-cylinder pressure and indicated mean effective pressure, rate of heat release and NO emission were analyzed. On the basis of results stated that EGR for HCCI engine affects on the ignition delay and significantly increases the combustion duration. The increase in ignition delay of HCCI engine causes the reduction of NOx emission in exhaust gasses while increases the indicated mean effective pressure.

Keywords: homogeneous charge compression ignition, heat release rate, start angle of combustion, combustion duration, injection angle, indicated pressure, nitrogen oxide emissions

1. WSTĘP

Obecnie jednym z najbardziej obiecujących rozwiązań stosowanych w silnikach tłokowych w celu poprawy ich sprawności i ograniczenia emisji toksycznych składników spalin jest system spalania HCCI (ang. homogeneous charge compression ignition), wykorzystujący samozapłon jednorodnej mieszanki paliwowo-powietrznej. System ten

stanowi połączenie dwóch, znanych dotychczas, systemów spalania stosowanych w silnikach o zapłonie iskrowym i samoczynnym. W silniku HCCI realizowany jest samozapłon mieszanki palnej, co jest charakterystyczne dla silnika ZS, a mieszanka ma strukturę jednorodną, co jest cechą silników ZI. Pomimo że system HCCI znany jest

Arkadiusz Jamrozik

od 70. lat ubiegłego wieku, do dnia dzisiejszego trwają prace nad znalezieniem optymalnej metody sterowania i kontroli procesu samozapłonu i spalania jednorodnej mieszanki paliwowo-powietrznej w cylindrze silnika. Jedną z bardziej skutecznych metod regulacji procesu spalania w silniku HCCI może być recyrkulacja spalin – EGR, polegająca na doprowadzeniu części spalin do kolektora dolotowego silnika, wymieszaniu ich z powietrzem lub mieszanką palną, a następnie doprowadzeniu do komory spalania. Spaliny te, biorące udział w kolejnym cyklu spalania, mają wpływ na przebieg procesów zachodzących w cylindrze silnika. Badania nad zastosowaniem recyrkulacji spalin do sterowania spalaniem w silniku HCCI trwają nieprzerwanie od szeregu lat w wielu laboratoriach na całym świecie z wykorzystaniem zarówno eksperymentu jak i symulacji numerycznych. Badania prowadzone są dla różnego rodzaju paliw, poczynając od paliw wzorcowych, tj. n-heptan i izooktan [3,12], po paliwa konwencjonalne, tj. benzyna i olej napędowy, do paliw alternatywnych, tj. biodiesel [9]. Obok wpływu recyrkulacji spalin analizuje się wpływ temperatury ładunku dolotowego, temperatury płynu chłodzącego i prędkości obrotowej silnika na proces spalania oraz emisję spalin silnika HCCI [13]. W pracy [6] szczegółowo badano możliwości kontrolowania rozpoczęcia spalania HCCI poprzez regulację rzeczywistego czasu wtrysku paliwa do kolektora dolotowego. W ramach badań opracowano model matematyczny umożliwiający synchronizację chwili i czasu wtrysku paliwa od zmian obciążenia silnika oraz czasu opóźnienia samozapłonu paliwa szacowanego na podstawie pomiarów w cylindrze silnika. W artykule [15] omówiono wpływ chłodnego EGR na turbodoładowany wielocylindrowy silnik HCCI. Przedmiotem badań był sześciocylindrowy silnik Scania D12 o pojemności skokowej 12 dm³, który został modyfikowany do pracy HCCI. Był on wyposażony w system wtrysku etanolu i n-heptanu oraz czujnik ciśnienia w cylindrze do kontroli procesu spalania. Skutki zastosowania EGR badano w różnych warunkach pracy silnika. Wykazano, że poziom emisji CO, HC i NOx w większości przypadków obniża się w wyniku zastosowania EGR.. Możliwości efektywnego użycia systemu HCCI w silniku spalinowym były również badane z wykorzystaniem nowoczesnych narzędzi numerycznych.

Celem pracy [14] było numeryczne zbadanie wpływu EGR na samozapłon dwóch paliw, n-heptanu i izooktanu, w doładowanym silniku z systemem HCCI. Obliczenia przeprowadzono na jednostrefowym modelu spalania zbudowanym w programie Chemikn-Pro. Wyniki badań pokazały, że wzrost EGR zmniejsza szybkość wydzielania ciepła i ilość całkowitego wydzielonego ciepła oraz powoduje obniżenie IMEP. Dodanie EGR przy zwiększonym ciśnieniu doładowania zwiększa reaktywność samozapłonu, a ilość wydzielanego ciepła wzrasta. Innym przykładem badań numerycznych nad systemem HCCI

jest praca [2] prezentująca narzędzie obliczeniowe służące do kontroli procesu samozapłonu dzięki sterowaniu stopniem recyrkulacji spalin EGR i stosunkiem powietrza do paliwa ARF. W ramach pracy zbudowano jednowymiarowy model jednocylindrowego silnika Ricardo z systemem HCCI bazujący na funkcji gęstości prawdopodobieństwa PDF (improved probability density function PDF) pakietu symulacyjnego GT-Power. Model umożliwia analizę podstawowych parametrów pracy silnika oraz emisję składników spalin (CO, HC i NOx) w szerokim zakresie zmian EGR-ARF. Dzięki wykonanym obliczeniom możliwe było miedzy innymi znalezienie granic palności paliwa w systemie HCCI, wyznaczonych z jednej strony przez wypadanie zapłonów, a z drugiej przez spalanie stukowe. Obecnie na całym świecie poszukuje się paliw alternatywnych do benzyny i oleju napędowego [16,18,19].

Wśród różnych paliw alternatywnych biodiesel ma stać się podstawowym kandydatem do zastąpienia oleju napędowego, ponieważ szacuje się, że emisja toksycznych składników dla pojazdów zasilanych biodieslem jest znacznie niższa od emisji pojazdów zasilanych olejem napędowym [20]. Biorąc pod uwagę charakterystyki spalania, można stwierdzić, że biodiesel może pracować w cyklu diesla i umożliwia uzyskanie podobnych wartości sprawności cieplnej do oleju napędowego ze względu na jego dobre właściwości samozapłonu i wysoką liczbę cetanową. Biodiesel (estry metylowe kwasów tłuszczowych zarówno roślinnych jak i zwierzęcych z ang. FAME - Fatty Acid Methyl Esters) jest paliwem odnawialnym, które może być wytwarzane z nowych i używanych olejów roślinnych, tłuszczów zwierzęcych i przetworzonych olejów z przemysłu spożywczego. Prezentowana praca dotyczy badań numerycznych nad wykorzystaniem zewnętrznego EGR do sterowania procesem spalania mieszanki jednorodnej w silniku z systemem HCCI zasilanym biodieslem - FAME. Badania przeprowadzono w jednym z najnowocześniejszych programów wykorzystywanych obecnie do trójwymiarowego modelowania CFD cyklu pracy silnika spalinowego. Symulacje CFD są praktycznie jedyną skuteczną metodą szczegółowej, przestrzennej analizy zjawisk cieplno przepływowych w komorach roboczych tłokowego silnika spalinowego, umożliwiającą śledzenie poszczególnych etapów tworzenia się związków szkodliwych, takich jak NO czy sadza, i przewidywanie stopnia zanieczyszczenia spalin [10]. Informacje te są bardzo trudne do uzyskania na drodze eksperymentalnej.

W ramach pracy badano wpływ stopnia EGR na podstawowe parametry procesu spalania, tj. kąt początku spalania, czas trwania spalania, ciśnienie w cylindrze i wartość ciśnienia indykowanego, szybkość wywiązywania się ciepła oraz emisje jednego z najbardziej toksycznych składników spalin - tlenku azotu. Celem modelowania było pokazanie korzyści wynikającej z zastosowania zewnętrznego EGR w silniku z systemem HCCI.

Zastosowanie EGR ma pozwolić na sterowanie pr spalania HCCI oraz przyczynić się, w porównaniu z konwencjonalnym silnikiem o zapłonie samoczynnym, do ograniczenia emisji NOx.

2. OBIEKT BADAŃ

Obiektem badań był zmodernizowany silnik Diesla Andoria S320 zasilany biodieslem - FAME. Na rys. 1 przedstawiono silnik badawczy oraz jego przekrój. Silnik jest jednostką stacjonarną, dwuzawodową, o poziomym układzie cylindra. W silniku stosowany jest system chłodzenia przez odparowanie płaszcza wodnego. W wyniku modernizacji zmieniono kształt komory spalania.

Stopień sprężania nie uległ zmianie i wynosił 17. Silnik pracował przy stałej prędkości - 1500 obr/min. W tabeli 1 przedstawiono podstawowe parametry silnika [14

Rys. 1. Widok i przekrój silnika S320 Andoria

1 - korpus silnika, 2 - tuleja cylindra, 3 - wtryskiwacz, 4 5 - zbiornik paliwa, 6 - korbowód, 7 - wał korbowy, 8 wałek rozrządu

W celu uniezależnienia wyników obliczeń od gęstości siatki obliczeniowej wykonano wstępne symulacje dla kilku różnych rozdzielczości siatki. Analizowano wpływ gęstości siatki na ciśnienie i temperaturę procesu spalania.

Zwiększano kolejno gęstość siatki aż do momentu, w którym nie miała ona istotnego wpływu na wartość ciśnienia i temperatury. W wyniku tych obliczeń wybrano siatkę składającą się z około 160 tys. komórek o wymiarach od 0.25 do 2 mm.

Uzyskane w wyniku modelowania rozwiązania są efektem wykonywanych serii obliczeń w powtarzających się cyklach iteracji i kolejnych przybliżeniach. Warunkiem uzyskania optymalnego rozwiązania jest spełnienie kryterium zbieżności warunkującego odpowiednio mały błąd obliczeń. W prezentowanej analizie numerycznej zbieżność obliczeń była zapewniona przy liczbie iteracji dla pojedynczego kroku obliczeniowego zawierającej się w przedziale od 10 do 70. Na dokładność i stabilność obliczeń wpływa również właściwe dobranie wielkości Zastosowanie EGR ma pozwolić na sterowanie procesem spalania HCCI oraz przyczynić się, w porównaniu z konwencjonalnym silnikiem o zapłonie samoczynnym, do

Obiektem badań był zmodernizowany silnik Diesla FAME. Na rys. 1 wiono silnik badawczy oraz jego przekrój. Silnik jest jednostką stacjonarną, dwuzawodową, o poziomym układzie cylindra. W silniku stosowany jest system chłodzenia przez odparowanie płaszcza wodnego. W wyniku modernizacji zmieniono kształt komory spalania.

Stopień sprężania nie uległ zmianie i wynosił 17. Silnik 1500 obr/min. W tabeli 1 przedstawiono podstawowe parametry silnika [14-16].

a S320 Andoria

wtryskiwacz, 4 - głowica, wał korbowy, 8 - tłok, 9 -

W celu uniezależnienia wyników obliczeń od gęstości siatki obliczeniowej wykonano wstępne symulacje dla kilku atki. Analizowano wpływ gęstości siatki na ciśnienie i temperaturę procesu spalania.

Zwiększano kolejno gęstość siatki aż do momentu, w którym nie miała ona istotnego wpływu na wartość ciśnienia i temperatury. W wyniku tych obliczeń wybrano 0 tys. komórek o

Uzyskane w wyniku modelowania rozwiązania są efektem wykonywanych serii obliczeń w powtarzających się cyklach iteracji i kolejnych przybliżeniach. Warunkiem uzyskania t spełnienie kryterium zbieżności warunkującego odpowiednio mały błąd obliczeń. W prezentowanej analizie numerycznej zbieżność obliczeń była zapewniona przy liczbie iteracji dla zawierającej się w a dokładność i stabilność obliczeń wpływa również właściwe dobranie wielkości

kroku obliczeniowego. Przy jego doborze należy uwzględnić wielkość komórek siatki oraz wartość gradientów parametrów płynu w objętości modelu. W celu zapewnienia stabilności obliczeń

maksymalny krok obliczeniowy, który wynosił: 0.01 dla modelowania fazy spalania i 0.1

pracy silnika.

Tab. 1. Główne parametry silnika Parametr

typ

liczba cylindrów układ cylindra prędkość obrotowa stopień sprężania średnica x skok niedojście tłoka otwarcie zaworu ssącego zamknięcie zaworu ssącego otwarcie zaworu wydechowego zamknięcie zaworu wydechowego

3. PRZEBIEG MODELOWANIA

Na podstawie rzeczywistych wymiarów silnika eksperymentalnego została zbudowana trójwymiarowa siatka przestrzeni roboczych silnika (rys. 2).

Rys. 2. Geometria CAD oraz siatka obliczeniowa silnika

W tabeli 2 przedstawiono warunki początkowe i podmodele obliczeniowe programu AVL Fire wykorzystywane w modelowaniu

Tab. 2. Parametry modelowania Warunki początkowe

Ciśnienie początkowe Temperatura początkowa Dawka paliwa na cykl EGR

Paliwo Kąt wtrysku

(silnik konwencjonalny) Podmodele AVL Fire Model turbulencji Modele spalania Modele zapłonu

Model tworzenia NO

Diesel

HCCI Shell Model (silnik HCCI)

Symulacje procesu spalania przeprowadzono

dostępnym modelu spalania ECFM (Extended Coherent Flame Model), w którym płomień turbulentny w strefie reakcji mający strukturę koherentną jest przedstawiany jako zbiór elementarnych płomieni laminarnych [1,4 kroku obliczeniowego. Przy jego doborze należy uwzględnić wielkość komórek siatki oraz wartość gradientów parametrów płynu w objętości modelu. W celu czeń ustalono wymagany, maksymalny krok obliczeniowy, który wynosił: 0.01^oOWK dla modelowania fazy spalania i 0.1^oOWK dla reszty cyklu

Wartość czterosuwowy 1 poziomy 1500 obr/min 17 120 x160 mm 2.5 mm 23^oOWK przed GMP 40^oOWK po DMP 46^oOWK przed DMP zaworu wydechowego 17^oOWK po GMP

PRZEBIEG MODELOWANIA

Na podstawie rzeczywistych wymiarów silnika eksperymentalnego została zbudowana trójwymiarowa siatka przestrzeni roboczych silnika (rys. 2).

iatka obliczeniowa silnika

W tabeli 2 przedstawiono warunki początkowe obliczeniowe programu AVL Fire, wykorzystywane w modelowaniu.

0,9 bar 340 K 58 mg; 69 mg 0-35%

biodiesel - FAME 12; 10; 8 ^oOWK przed GMP

k-zeta-f Coherent Flame Model ECFM Diesel (konwencjonalny silnik ZS) HCCI Shell Model (silnik HCCI) Extended Zeldovich Model Symulacje procesu spalania przeprowadzono, bazując na dostępnym modelu spalania ECFM (Extended Coherent Flame Model), w którym płomień turbulentny w strefie reakcji mający strukturę koherentną jest przedstawiany tarnych płomieni laminarnych [1,4].

Arkadiusz Jamrozik

Prędkości oraz grubości rozprzestrzeniającego się frontu płomienia wyznaczone są jako wartość średnia. Front płomienia bazuje na koncepcji gęstości powierzchniowej płomienia. W celu modelowania procesu spalania w silniku o zapłonie samoczynnym opracowano podmodel opisujący proces mieszania wtryskiwanego paliwa do komory spalania. W modelu założono podział obszaru spalania na trzy strefy: strefa samego paliwa, strefa samego powietrza z możliwą obecnością pozostałych gazów spalinowych z poprzedniego cyklu pracy silnika oraz strefa mieszanki paliwowo powietrznej, w której zachodzą reakcje spalania.

Model tworzenia mieszanki palnej polega na stopniowym mieszaniu się paliwa z powietrzem. Turbulentne zjawiska przepływu i wymiany ciepła obliczano, stosując dostępny model turbulencji k-zeta-f, natomiast proces tworzenia tlenku azotu bazował na rozszerzonym modelu Zeldovicha [1,4].

W tabeli 3 przedstawiono właściwości zastosowanego paliwa FAME wytwarzanego na bazie olejów roślinnych.

Posiada ono właściwości fizykochemiczne zbliżone do oleju napędowego, ale jest w pełni paliwem odnawialnym i biodegradowalnym. Bardzo istotną cechą paliwa do silników z zapłonem samoczynnym jest liczba cetanowa, która jest parametrem wskazującym na zdolność do samoczynnego zapłonu mieszanki palnej w cylindrze silnika. FAME w porównaniu do oleju napędowego ma nieznacznie wyższą temperaturę samozapłonu oraz nieco niższą wartość opałową. Istotną cechą biopaliwa FAME są również bardzo dobre właściwości smarne, które wpływają korzystnie na pracę i trwałość silnika.

Tab. 3. Właściwości paliw [5,11]

Jednostka Olej napędowy

Biodiesel FAME

Symbol C13H23 C17H33O2

Liczba cetanowa - 40-55 51

Liczba oktanowa - 0-15 ~25

Masa cząsteczkowa g 205.2 ~300

Gestość kg/m³ 840 820-845

Wartość opałowa MJ/kg 42.5 37.8

Temperatura zapłonu K 330 443

Temperatura samozapłonu K 503 534 Stechiometryczne

zapotrzebowanie powietrza - 14.6 13.8 Lepkość kinematyczna mm²/s 2.419 2-4.5

Postać fizyczna - ciecz ciecz

Obliczenia numeryczne zostały przeprowadzone przy użyciu komputera PC z systemem operacyjnym Windows.

Główne parametry komputera: Intel Core Intel Core i7- 4790, 16 GB RAM, 64-bitowy system operacyjny.

Modelowanie dotyczyło zarówno silnika HCCI jak i konwencjonalnego silnika diesla i zostało przeprowadzone przy pełnym cyklu pracy silnika od 0 do 720^o OWK, obejmującego suw dolotu, sprężania, pracy i rozprężania oraz wydechu. Modelowanie konwencjonalnego procesu spalania przeprowadzono dla stałej dawki paliwa na cykl:

g = 58 mg/cykl oraz dla trzech kątów wyprzedzenia wtrysku: αw = 12, 10 i 8^o przed GMP. Na podstawie przebiegu ciśnień w komorze spalania uzyskanych z modelowania obliczono wartość średniego ciśnienia indykowanego - pi, które jest jednym z wskaźników charakteryzujących pracę silnika spalinowego pod względem jego osiągów.

Średnie ciśnienie indykowane:

720 i

0 s

p 1 pdV

= V

∫

gdzie: Vs – objętość skokowa silnika, p – ciśnienie w cylindrze, V – objętość cylindra.

W niniejszej pracy do kontroli czasu zapłonu w silniku HCCI wykorzystano zewnętrzny EGR. Masowy udział EGR zmieniano w zakresie od 0% do 35%.

4. WYNIKI I ANALIZA OBLICZEŃ 4.1 SILNIK BEZ EGR

W pierwszej części badań numerycznych wykonano modelowanie spalania bez wykorzystania recyrkulacji spalin, zarówno w silniku z HCCI jak i w klasycznym silnika diesla. W celu porównania obu systemów obliczenia przeprowadzono dla stałej dawki paliwa na cykl, równej 58 mg/cykl. Dla silnika o zapłonie samoczynnym analizowano spalanie przy trzech wartościach kąta wtrysku paliwa αw: 8, 10, 12^oOWK przed GMP. Na podstawie wyznaczonych przebiegów ciśnienia w cylindrze określono wartości średniego ciśnienia indykowanego, będącego miarą osiągów silnika. Na podstawie wykonanej analizy okazało się, że silnik HCCI z niekontrolowanym samozapłonem mieszanki jednorodnej, pomimo wyższych wartości ciśnienia maksymalnego, uzyskał niższe średnie ciśnienie indykowane (7.2 bara) w porównaniu do klasycznego silnika diesla (8.8 bara przy αw = 10^oOWK przed GMP).

Aby osiągnąć podobne średnie ciśnienie indykowane w silniku HCCI, należało dostarczyć większą ilość energii do cylindra silnika, czyli zwiększyć dawkę paliwa. Wartość pi

= 8.8 bara, w tym silniku uzyskano dopiero przy g = 69 mg/cykl (rys. 3). Zasadniczym czynnikiem wpływającym na charakter zmian ciśnienia w cylindrze, a tym samym na parametry użytkowe silnika oraz jego twardość biegu, jest przebieg wywiązywania się ciepła - dQ/dϕ, określany ilością paliwa spalanego na każdy stopień obrotu wału korbowego. Przebieg wywiązywania się ciepła w cylindrze badanego silnika może być wyznaczony z rozwiniętego wykresu indykatorowego poprzez obliczenie zmian energii wewnętrznej i pracy indykowanej czynnika roboczego.

Szybkość wywiązywania się ciepła:

κ

φ κ φ φ

dQ 1 dV dp

p V

d 1 d d

 

=  + 

−   (2)

gdzie: - wykładnik izentropy.

Zgodnie z krzywymi szybkości wywiązywania się ciepła przedstawionymi na rys. 3. spalanie biodiesla wyraźnie wykazuje cechy spalania dwustopniowego, w którym wyróżnić można pierwszy kinetyczny i drugi dyfuzyjny etap spalania, który jest typowy dla spalania oleju napędowego w silniku diesla. Przy analizie wydzielania się ciepła, obok szybkości wywiązywania ciepła, istotną funkcją jest również całkowita ilość ciepła wydzielona w procesie spalania. Ciepło to wyznacza się podobnie jak dQ/dϕ w sposób pośredni na podstawie przebiegu ciśnienia w cylindrze silnika. Na rys. 3 przedstawiono znormalizowane ciepło wydzielone Qznorm w funkcji kąta obrotu wału korbowego. Na podstawie przebiegu wydzielonego ciepła można wyznaczyć czas trwania dwóch charakterystycznych parametrów procesu spalania w silniku o zapłonie samoczynnym, tj. kąt początku spalania (KPS) oraz czas trwania spalania (CTS). Kąt początku spalania związany jest ze zwłoką samozapłonu, czyli okresem opóźnienia zapłonu, rozciągającym się od chwili ukazania się pierwszych kropel na wtryskiwaczu do chwili powstania pierwszych ognisk samozapłonu. Okres opóźnienia samoczynnego zapłonu jest wywołany koniecznością przygotowania paliwa do zapalenia się. Kąt początku spalania może być zdefiniowany jako czas od początku procesu wtrysku paliwa do chwili wydzielenia się 10% całkowitej ilość ciepła procesu spalania. Czas trwania spalania to okres pomiędzy chwilą wydzielenia się 10 % całkowitej ilości ciepła do chwili, w której wydzieliło się 90% tego ciepła.

Rys. 3. Przebiegi ciśnienia (p), znormalizowanego ciepła wydzielonego (Qznorm) oraz szybkości wywiązywania się ciepła (dQ/dϕ) w funkcji kąta obrotu wału korbowego dla silnika HCCI i klasycznego silnika diesla bez wykorzystania recyrkulacji spalin

Z rys. 3 widać, że silnika HCCI charakteryzuje się bardzo małym okresem opóźnienia zapłonu (wczesny kąt początku spalania) i w porównaniu do klasycznego silnika diesla znacznie krótszym czasem trwania spalania. W przypadku silnika HCCI, który nie ma mechanizmu kontroli spalania, zapłon następuje od 8 do 12^oOWK wcześniej, a czas trwania spalania jest około 7-krotnie krótszy niż w przypadku silnika konwencjonalnego o zapłonie samoczynnym, w którym początek spalania może być kontrolowany przez kąt wtrysku paliwa.

Na rys. 4, pokazano uzyskane z modelowania przebiegi stężeń tlenku azotu dla silnika HCCI przy dwóch analizowanych dawkach paliwa na cykl oraz dla klasycznego silnika diesla, przy trzech kątach wtrysku paliwa.

Rys. 4. Porównanie emisji tlenku azotu klasycznego silnika diesla z emisją silnika HCCI

Niekontrolowany samozapłon mieszanki w silniku HCCI, znacznie wcześniejszy w porównaniu do silnika konwencjonalnego, charakteryzuje się wyższymi wartościami ciśnienia i temperatur spalania wywołującymi prawie trzykrotnie większą emisję tlenków azotu.

4.2 SILNIK Z EGR

Recyrkulacja spalin jest procesem stosowanym w tłokowych silnikach spalinowych głównie do redukcji emisji tlenków azotu, dzięki wywoływanemu efektowi rozcieńczania mieszanki palnej i obniżeniu temperatury procesu spalania. Zastosowanie EGR, dzięki wykorzystaniu produktów spalania ze spalin poprzedniego obiegu w reakcjach chemicznych procesu spalania w kolejnym cyklu pracy, przyczynia się do ograniczenia szybkości przebiegu tych reakcji, prowadząc do opóźnienia samozapłonu i wydłużenia czasu trwania spalania. Cecha ta może być wykorzystana do kontroli chwili początku spalania oraz czasu trwania spalania w silniku z systemem HCCI. W ramach przeprowadzonego modelowania zbadano wpływ ilości recyrkulowanych spalin na charakter procesu spalania w silniku HCCI, zasilanym biodieslem.

Na rys. 5 przedstawiono przebiegi ciśnienia i szybkości wywiązywania się ciepła, uzyskane z modelowania procesu spalania jednorodnej mieszanki biodiesla z powietrzem dla stałej dawki paliwa równej 58 mg na cykl. Analizowano masowy udział spalin w całkowitej masie ładunku w cylindrze w zakresie od 0 do 35%, z krokiem co 5%.

0 20 40 60 80 100 120 140 160

-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 kąt obrotu wału korbowego, ^oOWK

ciśnienie, bar

TDC

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2

-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 kąt obrotu wału korbowego, ^oOWK

Qznorm

TDC

0 0.15 0.3 0.45 0.6 0.75 0.9 1.05

-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 kąt obrotu wału korbowego, ^oOWK

dQ/dϕ, kJ/oOWK

GMP

Klasyczny silnik diesla (g = 58 mg/cykl) αw = 12^o OWK przed GMP, pi = 8.6 bar αw = 10^o OWK przed GMP, pi = 8.8 bar αw = 8^o OWK przed GMP, pi = 8.4 bar Silnik HCCI

g = 58 mg/cykl, pi = 7.2 bar g = 69 mg/cykl, pi = 8.8 bar

konw, k konw, k konw, k HCCI, g = 58 mg/cykl, pi = 7,2 bar HCCI, g = 69 mg/cykl, pi = 8,8 bar

czyste powietrze bez zapłonu

powietrze bez zapłonu

90% Qznorm

10% Qznorm

Paliwo – FAME n – 1500 obr/min ε - 17 początek

spalania początek

spalania koniec

spalania koniec

spalania

czas trwania spalania dla klasycznego silnika diesla

konwencjonalnego czas trwania spalania dla silnika HCCI

0 0.03 0.06 0.09 0.12 0.15 0.18

-30 0 30 60 90 120 150 180

kąt obrotu wału korbowego, ^oOWK

NO, %

GMP

Silnik HCCI

g = 58 mg/cykl, pi = 7.2 bar g = 69 mg/cykl, pi = 8.8 bar Silnik konwencjonalny (g = 58 mg/cykl)

αw = 12^o OWK przed GMP, pi = 8.6 bar αw = 10^o OWK przed GMP, pi = 8.8 bar αw = 8^o OWK przed GMP, pi = 8.4 bar

HCCI, g = 58 mg/cykl, pi = 7,2 bar HCCI, g = 69 mg/cykl, pi = 8,8 bar konw, k

konw, k konw, k

Arkadiusz Jamrozik

Wzrost udziału EGR powodował wyraźne opóźnienie inicjacji procesu spalania, wydłużenie czasu trwania spalania oraz spadek szybkości wywiązywania się ciepła.

Rys. 5. Wpływ udziału EGR na ciśnienie oraz szybkość wywiązywania się ciepła dla silnika HCCI

Dla każdego udziału EGR obliczono uzyskane przez silnik średnie ciśnienie idykowane. Maksimum pi = 8.8 bara, otrzymano przy 25% udziale EGR. 35% udział EGR, powodował wydłużenie procesu spalania, spadek maksymalnych wartości ciśnienia spalania i w konsekwencji obniżenie średniego ciśnienia indykowanego do wartości – 7.7 bara.

Wpływ udziału EGR na kąt początku spalania (KPS) i czas trwania spalania (CTS) dla silnika HCCI przedstawiono na rys. 6.

`

Rys. 6. Wpływ udziału EGR na kąt początku spalania (KPS) i czas trwania spalania (CTS) dla silnika HCCI

Szybkość i czas trwania reakcji spalania oraz tworzenia się tlenków azotu w dużym stopniu zależą od stężenia tlenu w wysokiej temperaturze w cylindrze silnika. Poprzez wprowadzenie do cylindra spalin z poprzedniego cyklu pracy zmniejszeniu ulega stężenie tlenu, co obok wydłużenia procesu spalania wywołuje istotny spadek emisji NO. Emisję silnika HCCI dla analizowanych udziałów masowych spalin pokazano na rys. 7. Z przedstawionych charakterystyk wynika, że do 20% EGR nie ma wyraźnych zmian w końcowym stężeniu tlenku azotu w gazach wydechowych silnika HCCI. Po osiągnięciu 25% EGR niedostateczna ilość tlenu w mieszance

powoduje, że intensywność tworzenia NO maleje, co prowadzi do spadku jego stężenia w gazach wylotowych.

Rys. 7. Wpływ udziału EGR na emisję tlenku azotu modelu silnika HCCI

Głównym celem stosowania zarówno systemu HCCI, jak i recyrkulacji spalin w silniku spalinowym jest redukcja emisji tlenków azotu w gazach wydechowych. Porównując klasyczny silnik diesla z silnikiem realizującym spalanie HCCI z EGR, zestawiono dwa przypadki charakteryzujące się takim samym zużyciem paliwa i jednakowym osiągniętym średnim ciśnieniem indykowanym (rys. 8). Dla g = 58 mg/cykl i pi = 8.8 bara, silnik HCCI z 25% EGR w porównaniu do klasycznego silnika o zapłonie samoczynnym cechował się znacznie niższym poziomem emisji tlenku azotu. Uzyskano ponaddwukrotne zmniejszenie stężenia NO, z 0.044 do 0.019%.

Rys. 8. Porównanie emisji NO klasycznego silnika diesla z emisją silnika HCCI z EGR dla g = 58 mg/cykl i pi = 8.8 bara

Na rys. 9 przedstawiono porównanie przestrzennych rozkładów stężenia tlenku azotu w komorze spalania silnika konwencjonalnego o zapłonie samoczynnym i silnika realizującego spalanie HCCI z 25% EGR przy 55^oOWK po GMP.

NO [ppm]

Konwencjonalny silnik diesla αw = 10^oOWK przed GMP

Silnik HCCI z 25% EGR

Rys. 9. Stężenie NO w komorze spalania konwencjonalnego silnika i silnika HCCI z EGR przy 55^O OWK po GMP

0 20 40 60 80 100 120 140

-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 kąt obrotu wału korbowego, ^oOWK

ciśnienie, bar

GMP

0 0.15 0.3 0.45 0.6 0.75 0.9

-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 kąt obrotu wału korbowego, ^oOWK

dQ/dϕ, kJ/deg

GMP

Silnik HCCI z EGR Paliwo – FAME n – 1500 obr/min ε - 17 g = 58 mg/cykl

0%

EGR 10%

EGR 15%

EGR 20%

EGR

25%

EGR 30%

EGR 35%

EGR

0% EGR (pi = 7.2 bar) 10% EGR (pi = 7.8 bar) 15% EGR (pi = 8.2 bar) 20% EGR (pi = 8.4 bar) 25% EGR (pi = 8.8 bar) 30% EGR (pi = 8.6 bar) 35% EGR (pi = 7.7 bar)

-20 -16 -12 -8 -4 0 4 8

0 10 15 20 25 30 35

EGR, % KPS, oOWK

0 5 10 15 20 25 30

CTSoOWK kąt początku spalania (KPS)

czas trwania spalania (CTS)

0 0.03 0.06 0.09 0.12 0.15

-30 0 30 60 90 120 150 180

kąt obrotu wału korbowego, ^oOWK

NO, %

GMP

0% EGR 10% EGR 15% EGR 20% EGR

25% EGR 30% EGR 35% EGR

Silnik konw., αw = 10^o OWK przed GMP Silnik HCCI z 25% EGR

Emisja przy pi = 8.8 bar (g = 58 mg/cykl)

0 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06

-30 0 30 60 90 120 150 180

kąt obrotu walu korbowego, ^oOWK

NO, %

GMP

0 360 720 1080 1440 1800 2160 2520 2880 3240 3600

5. PODSUMOWANIE

W pracy, przy użyciu modelowania CFD, zbadano możliwości wykorzystania recyrkulacji spalin do sterownia i kontroli procesu spalania w silniku tłokowym z systemem HCCI. Na podstawie wykonanych obliczeń można stwierdzić, że

- duże wyprzedzenie zapłonu silnika HCCI wynikające z braku kontroli nad początkiem procesu spalania uniemożliwia uzyskanie wysokich parametrów użytkowych silnika tj. średnie ciśnienie indukowane,

– zastosowanie EGR w silniku HCCI umożliwia sterowanie procesem spalania wpływając na kąt początku i czas trwania procesu spalania,

– dodatek i wzrost udziału EGR w silniku HCCI prowadzi do opóźnienia samozapłonu i wydłużenia czasu trwania spalania,

– dzięki opóźnieniu samozapłonu w silniku HCCI uzyskano redukcję stężenia NO w gazach wydechowych w porównaniu do klasycznego silnika diesla, przy jednakowym zużyciu paliwa i przy zachowaniu takich samych parametrów użytkowych reprezentowanych przez wartość średniego ciśnienia indykowanego,

- dla g = 58 mg/cykl i pi = 8.8 bar, w silniku HCCI z 25% EGR, w porównaniu do klasycznego silnika o zapłonie samoczynnym uzyskano ponaddwukrotne zmniejszenie stężenia NO z 0.044 do 0.019%.

Autor składa podziękowanie firmie AVL LIST GmbH za udostępnienie oprogramowania Fire w ramach University Partnership Program.

Literatura

1. AVL FireVersion 2013. Emission Module Manual. AVL List GmbH Hans-List-Platz 1, A-8020 Graz, Austria.

2. Bhave A., Kraft M., Mauss F., Oakley A., Zhao H.: Evaluating the EGR-AFR Operating Range of a HCCI Engine,

“SAE Paper” 2005, No. 2005-01-0161.

3. Cinar C., Uyumaz A., Solmaz H., Sahin F, Polat S., Yilmaz E.: Effects of intake air temperature on combustion, performance and emission characteristics of a HCCI engine fueled with the blends of 20% n-heptane and 80%

isooctane fuels. “Fuel Processing Technology” 2015, Vol. 130, p. 275–281.

4. Colin O, Benkenida A.: The 3-Zones extended coherent flame model (ECFM3Z) for computing premixed/diffusion combustion. “Oil Gas Sci Technol – Rev” 2004, Vol. 59, p. 593–609.

5. Engelen B.: Guidelines for handling and blending FAME, Report no.9/09. CONCAWE, Brussels November 2009.

http://www.concawe.org, Available: 07.09.2016.

6. Hillion M., Chauvin J., Petit N.: Controlling the start of combustion on an HCCI Diesel engine, American Control Conference Westin Seattle Hotel, Seattle, Washington, USA June 11-13, 2008.

7. Jamrozik A, Tutak W.: A study of performance and emissions of SI engine with a two-stage combustion system.

“Chemical and Process Engineering” 2011, Vol. 32, p. 453-471.

8. Jamrozik A.: Lean combustion by a pre-chamber charge stratification in a stationary spark ignited engine. “Journal of Mechanical Science and Technology” 2015, Vol. 29, p. 2269-2278.

9. Jiménez-Espadafor F., Torres M., Velez J.A., Carvajal E., Becerra J.A.: Experimental analysis of low temperature combustion mode with diesel and biodiesel fuels: A method for reducing NOx and soot emissions. “Fuel Processing Technology” 2012, Vol. 103, p. 57–63.

10. Johnson P.E., Ashlock D.A., Bryden K.M.: A novel engineering tool for creative design of fluid systems.

“Engineering with Computers” 2014 Vol. 30, p. 15–29.

11. Li Y.X., McLaughlin N.B., Patterson B.S., Burtt S.D.: Fuel efficiency and exhaust emissions for biodiesel blends in an agricultural tractor. “Canadian Biosystems Engineering” 2006, Vol. 48, p. 215-222.

12. Lu X.C., Chen W., Huang Z.: A fundamental study on the control of the HCCI combustion and emissions by fuel design concept combined with controllable EGR. Part 1: The basic characteristics of HCCI combustion. “Fuel” 2005, Vol. 84, p. 1074–1083.

13. Lu X.C., Chen W., Huang Z.: A fundamental study on the control of the HCCI combustion and emissions by fuel design concept combined with controllable EGR. Part 2. Effect of operating conditions and EGR on HCCI combustion. “Fuel” 2005, Vol. 84, p. 1084–1092.

14. Oh Ch.H., Jamsran N., Lim O.T.:

pressure on HCCI autoignition. “Energy Procedia 15. Olsson J-O, Tunestål P., Ulfvik J., Johansson B.:

Turbocharged HCCI Engine, ”SAE Special

16. Tutak W, Jamrozik A.: Generator gas as a fuel to power a diesel engine.

216.

17. Tutak W, Jamrozik A: Characteristics of the flow field in the combustion chamber of the internal comb engine. “Chemical and Process Engineering” 2011, Vol. 32, p. 203

18. Tutak W., Jamrozik A., Pyrc M., Sobiepański M.:

in direct injection diesel engine powered 149, p. 86–95.

19. Tutak W.: Bioethanol E85 as a fuel for dual fuel diesel engine.

p. 39-48.

20. Vehicle Technologies Program, U.S. Department of Energy, Energy 102011-3001, February 2011.www.eere.energy.gov/informationcenter

Artykuł dostępny na podstawie licencji Creative Commons Uznanie autorstwa 3.0 Polska.

http://creativecommons.org/licenses/by/3.0/pl

21.

Arkadiusz Jamrozik

A numerical investigation about the EGR effect under the condition of boos Energy Procedia” 2015, No. 68, p. 398–408.

tål P., Ulfvik J., Johansson B.: The Effect of Cooled EGR on Emissions and Performance of a SAE Special Publications” 2003, No. 2003-01-0743.

Generator gas as a fuel to power a diesel engine. “Thermal Science

Characteristics of the flow field in the combustion chamber of the internal comb hemical and Process Engineering” 2011, Vol. 32, p. 203-214.

zik A., Pyrc M., Sobiepański M.: Investigation on combustion process and emissions characteristic in direct injection diesel engine powered by wet ethanol using blend mode. “Fuel Processing Technology

uel for dual fuel diesel engine. “Energy Conversion and Management

Vehicle Technologies Program, U.S. Department of Energy, Energy Efficiency and Renewable Energy, DOE/GO www.eere.energy.gov/informationcenter, Available: 15.04.2016.

Artykuł dostępny na podstawie licencji Creative Commons Uznanie autorstwa 3.0 Polska.

http://creativecommons.org/licenses/by/3.0/pl

t under the condition of boost

The Effect of Cooled EGR on Emissions and Performance of a

Thermal Science” 2014, Vol. 18, p. 206-

Characteristics of the flow field in the combustion chamber of the internal combustion test

Investigation on combustion process and emissions characteristic Fuel Processing Technology” 2016, Vol.

Energy Conversion and Management” 2014, Vol. 86

Efficiency and Renewable Energy, DOE/GO- 15.04.2016.

Artykuł dostępny na podstawie licencji Creative Commons Uznanie autorstwa 3.0 Polska.