Identyfikacja systemu tworzenia i spalania mieszanki w układzie dwóch wtryskiwaczy z bezpośrednim wtryskiem benzyny

Politechnika Poznańska

Wydział Maszyn Roboczych i Transportu

Przemysław Borowski

Identyfikacja systemu tworzenia i spalania mieszanki w układzie dwóch wtryskiwaczy

z bezpośrednim wtryskiem benzyny

Rozprawa doktorska

Promotor: dr hab. inż. Ireneusz Pielecha, prof. PP

Poznań 2016

Spis treści

Streszczenie ... 4

Wykaz ważniejszych skrótów i oznaczeń ... 5

1. Wstęp ... 7

1.1.Celowość podjęcia tematu ... 7

1.2.Podstawowe zagadnienia dotyczące tematyki pracy ... 8

2. Tworzenie mieszanki i spalanie w silnikach o zapłonie iskrowym z bezpośrednim wtryskiem benzyny ... 11

2.1.Geneza bezpośredniego wtrysku benzyny ... 11

2.2.Charakter tworzenia mieszanki w silniku spalinowym zasilanym benzyną ... 12

2.3.Sposoby tworzenia mieszanek paliwowo-powietrznych w układzie bezpośredniego wtrysku benzyny ... 14

2.4.Analiza układów wykorzystujących dwa wtryskiwacze benzyny ... 18

2.5.Wnioski uzasadniające podjęcie tematu ... 24

3. Problematyka rozprawy, jej cel i zakres ... 25

4. Przyjęty sposób rozwiązywania problemu badawczego ... 28

4.1.Charakterystyka metody badawczej ... 28

4.2.Przedmiot badań i obiekty badawcze ... 28

4.3.Aparatura badawcza ... 32

5. Badania bezpośredniego wtrysku paliwa w układzie dwóch wtryskiwaczy ... 36

5.1.Sposoby realizacji wtrysku za pomocą układu dwóch wtryskiwaczy ... 36

5.2.Wpływ zastosowanej strategii wtrysku na parametry strugi ... 37

5.3.Porównanie różnych strategii wtrysku ... 44

5.4.Badania wtrysku paliwa w maszynie pojedynczego cyklu ... 47

5.5.Symulacyjne badania procesu rozpylenia paliwa ... 50

5.5.1.Możliwości badawcze ... 50

5.5.2.Metodologia badań ... 51

5.5.3.Wyniki badań symulacyjnych ... 53

5.6.Ocena powtarzalności wypływu paliwa z wtryskiwaczy piezoelektrycznych typu outward-opening... 58

6. Spalanie mieszanki utworzonej za pomocą dwóch wtryskiwaczy ... 66

6.1.Charakterystyka i zakres podjętych badań spalania ... 66

6.2.Badania spalania mieszanek zbliżonych do stechiometrycznych ... 67

6.3.Wpływ sposobu wtrysku paliwa na spalanie mieszanek ubogich ... 69

6.4.Rozkład temperatury płomienia podczas spalania paliwa ... 70

6.5.Badania spalania mieszanek bardzo ubogich tworzonych z użyciem dwóch wtryskiwaczy benzyny ... 73

6.5.1.Wpływ sposobu wtrysku paliwa na spalanie mieszanki o  = 2,2 ... 73

6.5.2.Wpływ sposobu wtrysku paliwa na spalanie mieszanki o  = 3,5 ... 74

6.6.Badania spalania mieszanek o różnych konfiguracjach wtrysku paliwa ... 76

Spis treści 3

6.7.Powtarzalność badań procesu spalania w maszynie pojedynczego cyklu ... 77

6.7.1.Problem powtarzalności badań w MPC ... 77

6.7.2.Ocena powtarzalności badań indykatorowych ... 78

6.7.3.Analiza powtarzalności badań optycznych procesu spalania ... 82

7. Wnioski i kierunki dalszych badań ... 91

7.1.Ogólna charakterystyka osiągniętych wyników badań ... 91

7.2.Wnioski ogólne i szczegółowe ... 91

7.3.Kierunki dalszych prac ... 94

Literatura ... 95

Summary ... 101

Streszczenie

Praca doktorska dotyczy zagadnień bezpośredniego wtrysku benzyny do komory spalania sil- nika spalinowego przy użyciu dwóch wtryskiwaczy. Obejmuje ona aspekty rozpylenia paliwa z uwzględnieniem przygotowania ładunku, a także spalania w powiązaniu z możliwościami zmia- ny wybranych parametrów sterowania wpływających na te procesy. Zagadnienia związane z bez- pośrednim wtryskiem benzyny są aktualne, a jednocześnie nie do końca poznane. Mimo znaczne- go udziału w rynku motoryzacyjnym systemów bezpośredniego wtrysku benzyny, brak jest analiz (możliwości zastosowania) systemu zasilania wtryskiem bezpośrednim przy użyciu dwóch wtry- skiwaczy. Niniejsza praca taką analizę podejmuje, przeprowadzone badania procesów szybko- zmiennych z ich jednoczesnym filmowaniem umożliwiły określenie zależności dotyczących roz- pylenia paliwa oraz jego spalania.

W pracy omówiono ilościowe i jakościowe wyniki badań wtrysku i rozpylenia paliwa związa- ne z parametrami termodynamicznymi ładunku występującymi w silniku. W badaniach zastoso- wano wtryskiwacze typu outward-opening (o zewnętrznym otwarciu iglicy). Pozycjonowanie wtryskiwaczy pod kątem prostym względem siebie umożliwia interakcje strug paliwa wtryskiwa- nego przez oba wtryskiwacze. Odwzorowanie układu w komorze stałej objętości umożliwiło op- tyczną analizę procesu wtrysku i rozpylenia paliwa. Zwrócono uwagę na zasięg strugi paliwa w takim rozwiązaniu oraz na wielkość obszaru komory spalania objętej paliwem. Porównano pa- rametry strugi paliwa uzyskane podczas różnych strategii wtrysku paliwa: od jednej do trzech dawek częściowych w różnych odstępach czasowych między nimi. Na tej podstawie omówiono sposoby przygotowania mieszanki oraz lokalne i globalne wielkości charakteryzujące rozpylenie paliwa. Skupiając się na parametrach procesu wtrysku paliwa wykazano dużą jego powtarzalność.

Uzupełnieniem optycznych badań rozpylenia w komorze stałej objętości były badania wtrysku paliwa w maszynie pojedynczego cyklu. Zwiększenie temperatury towarzyszące sprężaniu powie- trza powoduje szybsze odparowanie mieszanki. W ten sposób uzyskano materiał badawczy mają- cy zastosowanie w typowym silniku spalinowym.

Eksperymentalną analizę rozpylenia paliwa rozszerzono o badania symulacyjne z wykorzysta- niem oprogramowania AVL Fire. Na tej podstawie określono – poza parametrami uzyskanymi podczas badań eksperymentalnych – rozkład i stężenie kropel paliwa w strudze oraz szybkości jego odparowania przy zastosowaniu różnych strategii zasilania z użyciem dwóch wtryskiwaczy umieszczonych w komorze spalania.

Badania procesu spalania mieszanki przygotowanej przez proponowany system przeprowa- dzono z użyciem maszyny pojedynczego cyklu. Badania te obejmowały analizę parametrów ter- modynamicznych procesu, rozprzestrzeniania się płomienia oraz rozkładu temperatury. Zastoso- wanie systemu do analizy procesów szybkozmiennych pozwoliło na określenie m.in. przebiegu zmian ciśnienia oraz szybkości wywiązania ciepła podczas spalania. Dostęp optyczny do komory spalania w tłoku umożliwił rejestrację obrazów płomienia podczas spalania mieszanki. Analiza intensywności świecenia płomienia pozwoliła na ocenę jego powierzchni oraz analizę temperatury płomienia z użyciem metody dwubarwowej. Zastosowanie maszyny pojedynczego cyklu do ta- kich badań poparto analizą powtarzalności spalania uzyskując wyniki akceptowalne również dla typowego silnika spalinowego.

Pracę kompletują wnioski podsumowujące etapy wszystkich prac badawczych. Uzasadniono duży potencjał proponowanego układu wtryskowego wskazując na możliwości szerokiego kształ- towania procesu wtrysku paliwa z jednoczesnym spalaniem mieszanek bardzo ubogich. System spalania z układem dwóch wtryskiwaczy bezpośredniego wtrysku benzyny w komorze spalania jest układem pozwalającym na spalanie mieszanek niehomogenicznych o dużym globalnym współczynniku nadmiaru powietrza, co w dalszej perspektywie badawczej może pozwolić na znaczne ograniczenie zużycia paliwa przez silniku spalinowe z jednoczesnym zmniejszeniem emisji składników toksycznych.

Wykaz ważniejszych skrótów i oznaczeń

A pole powierzchni

A_max, maksymalne pole powierzchni płomienia

CMOS Complementary Metal-Oxide Semiconductor – technologia wytwarzania układów scalonych składających się z tranzystorów MOS

CO cabron monoxide – tlenek węgla CO₂ cabron dioxide – dwutlenek węgla

CoV Coefficient of Variation – współczynnik zmienności CVC Constant Volume Chamber – komora stałej objętości

dA/dt maksymalnej szybkości przyrostu pola powierzchni płomienia DI Direct Injection – wtrysk bezpośredni

DISI Direct Injection Spark Ignition –wtrysk bezpośredni w silniku o zapłonie iskro- wym

dQ_max maksymalna szybkość wywiązywania ciepła dQ/dt szybkość wywiązywania ciepła

EC European Community – Unia Europejska

EEA European Environment Agency – Europejska Agencja Środowiska

ESTEC Economy with Superior Thermal Efficient Combustion – silniki o zwiększonej sprawności cieplnej firmy Toyota

FSI Fuel Stratified Injection – wtrysk ładunku uwarstwionego

GDCI Gasoline Direct Injection Compression Ignition – silnik benzynowy o zapłonie samoczynnym

g_e jednostkowe zużycie paliwa HC hydrocarbons – węglowodory

HCCI Homogeneous Charge Compression Ignition – zapłon samoczynny mieszanek homogenicznych

HPI High Precision Injection – wysokociśnieniowy bezpośredni wtrysk benzyny HSS High Speed Star – szybka kamera do zdjęć firmy LaVision

KH-RT Kelvin-Helmholtz Rayleigh-Taylor model – model rozpadu kropel Kelvina-Helm- holtza i Rayleigha-Taylora

MPC maszyna pojedynczego cyklu (spalania)

MPI Multi Point Injection – wtrysk pośredni do kanału dolotowego n prędkość obrotowa

NO_x nitrogen oxides – tlenki azotu P ciśnienie

P_b przeciwciśnienie (w komorze stałej objętości)

PCCI Premixed Charge Compression Ignition – system spalania z częściową homoge- nizacją ładunku

pi średnie ciśnienie indykowane

PIV Particle Image Velocimetry – cyfrowa anemometria obrazowa PM particle matter – cząstki stałe

Pmax maksymalne ciśnienie w cylindrze

PPCI Partially Pre-mixed Compression Ignition – system spalania z częściową homo- genizacją ładunku

Pwtr ciśnienie wtrysku paliwa

q dawka paliwa

Q ciepło

Q5 kąt przy którym nastąpiło wywiązanie 5% ciepła (początek spalania)

Q90 kąt przy którym nastąpiło wywiązanie 90% ciepła (koniec spalania)

RCCI Reactivity Controlled Compression Ignition – system spalania z użyciem miesza- nek wykorzystujących paliwa o różnej aktywności chemicznej

RCM Rapid Compression Machine – maszyna pojedynczego cyklu S_l zasięg liniowy strugi

SMD Sauter Mean Diameter – średnia średnica kropli według Sautera SOC Start of Combustion – początek spalania

S_r zasięg promieniowy

t czas

T temperatura

T_b temperatura powietrza

TFSI Turbocharged Fuel Stratified Injection – silnik turbodoładowany z wtryskiem ładunku uwarstwionego

TTL Transistor-Transistor Logic – klasa cyfrowych układów scalonych t_wtr czas wtrysku

t0 czas wystąpienia zapłonu

t(Amax) czas wystąpienia maksymalnego pola powierzchni płomienia

t(A_max)–t0 czas wystąpienia maksymalnego pola powierzchni płomienia skorygowany o czas zapłonu

V prędkość

VVL Variable Valve Lift – zmienny wznios zaworów VVT Variable Valve Timing – zmienne fazy rozrządu

 kąt obrotu

_dQmax kąt maksymalnej szybkości wywiązywania ciepła

Pmax kąt występowania maksymalnego ciśnienia w cylindrze

 odchylenie standardowe wielkości X Ʌ długość fali

 współczynnik nadmiaru powietrza

1. Wstęp

1.1. Celowość podjęcia tematu

W ciągu ostatnich kliku lat nastąpiło znaczące ograniczenie emisji dwutlenku węgla z po- jazdów sprzedawanych w Unii Europejskiej. Przyczynia się do tego downsizing silników spa- linowych (ograniczenie pojemności silników przy zachowaniu tych samych lub zwiększonych parametrów ich pracy), zwiększenie udziału silników o zasilaniu paliwami alternatywnymi oraz zwiększenie udziału pojazdów o napędzie alternatywnym, w tym elektrycznym [94].

W ramach strategii ograniczania emisji gazów cieplarnianych, Unia Europejska w 2007 roku wprowadziła limity emisji dwutlenku węgla dla nowych samochodów osobowych. Eu- ropejska Agencja Środowiska (EEA – European Environment Agency) wspiera Komisję Eu- ropejską w monitorowaniu emisji CO2 z pojazdów osobowych zgodnie w rozporządzeniem EC 443/2009. Rozporządzenie to ustanawia poziom emisji dwutlenku węgla o wartości 90 g CO₂/km w 2020 roku. Wartość tą definiuje się jako średnią z floty pojazdów każdego z pro- ducentów nowo zarejestrowanych pojazdów samochodowych. Cel ten jest wprowadzany stopniowo od 2012 roku.

Przedstawione powyżej wielkości emisji dwutlenku węgla nierozerwalnie są związane ze zużyciem paliwa. Ograniczenie zużycia paliwa jest możliwe w wyniku opracowania nowych konstrukcji układów wtryskowych, systemów doładowania silników oraz stosowania układów napędów hybrydowych. To natomiast jest efektem m.in. ograniczenia pojemności skokowej silnika przy jednoczesnym zwiększeniu stopnia jego wysilenia. Przewiduje się, że tendencje do ograniczania liczby cylindrów będą coraz większe, gdyż prognozy zwiększenia produkcji silników 2- i 3-cylindrowych są bardzo optymistyczne. Z analiz firm IHS Automotive oraz BorgWarner [84] wynika, że roczne zwiększanie liczby tych silników będzie wynosiło około 14%. Jest to największy udział spośród analizowanych jednostek napędowych. Dodatkowo stwierdzono, że silniki 2, 3 i 4-cylindrowe odpowiadają za 99% zwiększenia produkcji silni- ków w latach 2012-2017. Downsizing bez systemów doładowania praktycznie nie występuje.

Ma to swoje odzwierciedlenie w liczbie pojawiających się na rynku dostępnych silników o zapłonie samoczynnym (typowe już rozwiązania) i iskrowym z układami turbodoładowania.

Zakłada się, że w ciągu najbliższych kilku lat roczny przyrost tych ostatnich rozwiązań wy- niesie około 20%.

Jak wynika z powyższej analizy zastosowanie downsizingu powinno przyczynić się rów- nież do zwiększenia sprawności ogólnej silników spalinowych. Można to uzyskać przez po- prawę procesów wewnątrzcylindrowych (głównie procesy napełnienia oraz spalania) przy zastosowaniu bezpośredniego wtrysku paliwa do cylindra (silniki o zapłonie iskrowym).

Obserwowane zwiększenie ciśnienia wtryskiwanego paliwa w silnikach o zapłonie iskro- wym pozwala na rozszerzenie strategii sterowania wtryskiem paliwa i jego dalszym spala- niem. Pozwala także na zwiększenie uwarstwienia i zubożenia ładunku w komorze spalania.

Wpisując się w nurt tych prac, w dysertacji dokonano analizy wykorzystania nowego systemu zasilania i jednocześnie nowego systemu spalania. Nowość ta polega na zastosowaniu dwóch wtryskiwaczy o bezpośrednim wtrysku benzyny usytuowanych kątowo względem siebie.

Identyfikacja systemu tworzenia i spalania mieszanki wymagała analizy bieżącego stanu wiedzy w odniesieniu do możliwości zasilania silnika (cylindra) dwoma wtryskiwaczami.

Wnioski z tej analizy pozwoliły na sformułowanie problematyki badawczej pracy oraz na wybór określonej metodyki badawczej. Przeprowadzono ocenę możliwości wtrysku i rozpy- lenia paliwa przy wykorzystaniu dwóch wtryskiwaczy, a wnioski z tej oceny pozwoliły na wybór strategii sterowania tym układem podczas badań procesu spalania. W konsekwencji zidentyfikowano nowy system spalania przedstawiając korzyści z zastosowania takiego roz-

1. Wstęp 8

wiązania. Wykazano możliwości spalania mieszanek bardzo ubogich z jednoczesnymi ogra- niczeniami wynikającymi z zastosowania wysokociśnieniowego wtrysku benzyny.

1.2. Podstawowe zagadnienia dotyczące tematyki pracy

Postęp technologiczny oraz rygorystyczne normy dotyczące ograniczania emisji spalin wymuszają stosowanie coraz bardziej zaawansowanych technologii i systemów nadzorują- cych pracę silnika. Optymalizacja procesów spalania ma istotne znaczenie dla zwiększenia sprawności oraz poprawy wskaźników pracy silnika. Kontrola procesu wtrysku przez zmianę jej strategii, ma kluczowy wpływ na procesy przedpłomienne oraz spalanie mieszanki.

Współczesna diagnostyka procesu spalania w silnikach tłokowych nie opiera się tylko na po- miarach ciśnień szybkozmiennych [73] w komorze spalania, lecz coraz popularniejsze staje się również wykorzystanie technik optycznych i laserowych [44] do rejestracji procesów za- chodzących podczas spalania. Przedstawione na rysunku 1.1 narzędzia dostępne na etapie optymalizacji procesów wewnątrzcylindrowych, pozwalają na analizę wprowadzanych zmian konstrukcyjnych. Dzięki użyciu silników z dostępem optycznym możliwe jest rejestrowanie procesów przedpłomiennych (zawirowanie i wtrysk) oraz procesu spalania.

Rys. 1.1. Narzędzia wspomagające optymalizacje procesów wewnątrzsilnikowych [40, 80, 81]

Obecnie badane systemy spalania pozwalają na konstrukcyjne zbliżenie silników o zapło- nie iskrowym oraz silników o zapłonie samoczynnym. Wykorzystanie ładunku homogenicz- nego (w układach typu MPI – Multi Point Injection), coraz częściej jest zastępowane ładun- kiem uwarstwionym – głównie w silnikach o zapłonie iskrowym. Pozwala to na rozwijanie systemów spalania zbliżonych do (rys. 1.2):

 tradycyjnych silników benzynowych: ubogich z wtryskiem bezpośrednim (lean DI), homogenicznych – HCCI (Homogeneous Charge Compression Ignition), benzynowych o zapłonie samoczynnym – GDCI (Gasoline Direct Injection Compression Ignition),

 silników ZI i ZS: z użyciem mieszanek wykorzystujących paliwa o różnej aktywności chemicznej (reactivity) – RCCI (Reactivity Controlled Compression Ignition), homogenicz- nych – HCCI (Homogeneous Charge Compression Ignition),

Prototypowe projektowanie

podzespołów

Silnik z dostępem optycznym

Silnik jednocylindrowy

Silnik wielocylindrowy Znormalizowane testy porównawcze Symulacje / Analizy

1. Wstęp 9

 silników ZS: homogenicznych – HCCI oraz z częściową homogenizacją ładunku – PCCI (Premixed Charge Compression Ignition) znany także pod nazwą PPCI –Partially Pre- mixed Compression Ignition.

silniki o ZI

silniki o ZS zapobieganie

samozapłonowi

umożliwienie samozapłonu  liczba cetanowa

 liczba oktanowa  liczba cetanowa

 liczba oktanowa aktywność chemiczna

paliwa (reactivity)

 

MPI  lean DI  HCCI  GDCI  RCCI  HCCI  PCCI  DI

zwiększanie stopnia sprężania 

Rys. 1.2. Nowoczesne systemy spalania pozwalające na zbliżenie silników ZI oraz ZS przy wykorzystaniu paliw benzynowych i oleju napędowego [20]

Prowadzone badania w zakresie możliwości poprawy procesu spalania z uwzględnieniem zmian w systemie tworzenia mieszanki są bardzo aktualne, co potwierdza również duży udział systemów bezpośredniego wtrysku benzyny w całej populacji systemów wtryskowych (rys. 1.3). W roku 2016 w Europie sprzedaż nowych pojazdów z silnikami ZI obejmuje 50%

układów z wtryskiem bezpośrednim. Przewiduje się, że w Stanach Zjednoczonych wartość taka będzie osiągnięta dopiero w roku 2025. Biorąc pod uwagę rynki krajów rozwijających się można wskazać Chiny, w których rozwój układów bezpośredniego wtrysku benzyny bę- dzie znacznie wolniejszy – przewiduje się, że w roku 2020 wyniesie około 33%. Uwzględnie- nie tych udział pozwala na przewidywania średniego zużycia paliwa przez te silniki na ryn- kach: chińskim, europejskim i amerykańskim. Szacowane wartości zawierają się w przedziale od 5 dm³ na 100 km (Chiny) do około 4 dm³ na 100 km w Europie.

Rys. 1.3. Udział w sprzedaży silników ZI DI w światowym rynku silnikowym [21]

Obecnie uważa się, że zewnętrzne tworzenie mieszanki (z pośrednim wtryskiem benzyny do kolektora dolotowego) w silniku ZI będzie dominować jedynie w silnikach spalinowych o małej objętości skokowej i małej mocy (rys. 1.4). Silniki klasy średniej są już wyposażane w układy wtrysku bezpośredniego, a silniki o znacznych objętościach skokowych – w dwa układy wtryskowe: układy pośredniego i bezpośredniego wtrysku benzyny.

Europa

Chiny USA

1. Wstęp 10

Przedstawione powyżej zagadnienia wskazują na dominującą rolę systemu spalania w rozwoju konstrukcji silników spalinowych. Modyfikacje systemu spalania dotyczące pod- stawowych elementów w postaci zmiany sposobu dostarczenia paliwa oraz jego kolejnych procesów mogą doprowadzić do zwiększenia sprawności spalania paliwa, a w konsekwencji do zwiększenia sprawności całego układu napędowego.

klasa wydajności silników [kW/dm3 ] wysoka

> 80 kW/dm³

średnia

> 60 kW/dm³

podstawowa

MPI + VVT

MPI zaawansow.

doładowanie

DI ( = 1) turbo, downsizing

DI ( >> 1) + turbo lub

DI ( = 1) + turbo + VVT + VVL

lub MPI & DI (( = 1) opcja: turbo + VVT + VVL

rzędowe objętość silnika

widlaste

MPI – wtrysk pośredni do kanału dolotowego DI – wtrysk bezpośredni

VVT – zmienne fazy rozrządu VVL – zmienny wznios zaworów

Rys. 1.4. Możliwości wykorzystania wtrysku bezpośredniego w silnikach ZI [31]

Z przytoczonych powyżej rozważań wynika, że doskonalenie systemu wtrysku paliwa z jednoczesną analizą systemu spalania pozwala na poprawę warunków tworzenia mieszanki, a również nie wyklucza możliwości ograniczenia zużycia paliwa przez wykorzystanie spala- nia mieszanek ubogich.

2. Tworzenie mieszanki i spalanie w silnikach o zapłonie iskrowym z bezpośrednim wtryskiem benzyny

2.1. Geneza bezpośredniego wtrysku benzyny

Intensywny rozwój systemów bezpośredniego wtrysku benzyny rozpoczął się około 20 lat temu. Mimo, że pierwsze tego typu silniki powstały już dość dawno (silnik Haselwandera – 1898 r., a pierwszy seryjnie produkowany silnik firmy Mercedes – 1954 r.), to głównym ograniczeniem ich adaptacji do pojazdów był problem braku niezawodności procesu spalania [23, 100].

Obecne systemy spalania silników o zapłonie iskrowym mogą być kategoryzowane według miejsca umieszczenia wtryskiwacza na:

a) układy pośredniego i

b) bezpośredniego wtrysku paliwa,

według sposobu tworzenia mieszanki (rys. 2.1):

a) przez odpowiednie ukształtowanie tłoka (wall-guided), b) z wykorzystaniem ruchu powietrza (air-guided), c) przez strugę paliwa (spray-guided)

oraz według sposobu jej przygotowania do spalania:

a) homogeniczna, b) uwarstwiona,

c) homogeniczno-uwarstwiona.

Najbardziej rozpowszechnionym sposobem bezpośredniego wtrysku benzyny (umożliwia- jącym uzyskanie największych korzyści energetycznych i ekologicznych) jest tworzenie mie- szanki przez strugę paliwa, która może być przygotowana w dowolny sposób. Wtrysk paliwa w takim sposobie tworzenia ładunku wymaga specjalnych zabiegów: konieczny jest podział dawki, gdyż formowanie mieszanki bazuje na interakcjach strug paliwa w komorze spalania gdyż brak jest oddziaływania tych strug ze ściankami cylindra. Dodatkowo podział dawki pozwala na jej pełne kształtowanie w różnych obszarach pracy silnika (w aspekcie obciążenia i optymalizacji emisji). Podział dawki wtryskiwanego paliwa w takim układzie pozwala na stosowanie ładunku homogeniczno-uwarstwionego.

tworzenie ładunku przez denko tłoka

wall-guided

tworzenie ładunku przez ruch powietrza

air-guided

tworzenie ładunku przez ruch strugi

spray-guided

Rys. 2.1. Rozwiązania układów bezpośredniego wtrysku benzyny bazujące na różnych sposobach tworzenia mieszanki [91]

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 12

Fizyczne procesy tworzenia mieszanki w silniku o bezpośrednim wtrysku benzyny są sil- nie zależne od siebie. Należą do nich przepływ powietrza, wtrysk i rozpylenie paliwa, homo- geniczne lub uwarstwione tworzenie mieszanki, zapłon oraz rozwój płomienia (rys. 2.2).

zużycie paliwa emisja HC

zużycie paliwa emisja HC emisja NOx emisja PM

spalanie warunki

zapłonu

film paliwowy na

tłoku

film paliwowy na

ściankach

rozpylenie i odparowanie

warunki zapłonu

zasięg liniowy

zasięg promieniowy

wielkość kropli

przepływ paliwa

system wtrysku

paliwa

kąt strugi paliwa

punkt wtrysku

paliwa

sposób wtrysku paliwa

zawiro- wanie ładunku efekty silnikowe

tworzenie mieszaniny

początkowa prędkość strugi

czas trwania wtrysku

Rys. 2.2. Zależności między wielkościami decydującymi o tworzeniu mieszanki w silniku z bezpośrednim wtry- skiem benzyny [8]

Duży stopień zależności między parametrami wtrysku paliwa pozwala na wykorzystanie różnych możliwości kształtowania procesu przygotowania ładunku do spalania. Możliwe jest więc uzyskanie małych wartości zużycia paliwa oraz emisji spalin w zróżnicowany sposób.

Dzięki szerokim możliwościom kształtowania procesu wtrysku i spalania dokonano analizy systemu wtrysku i spalania wykorzystując dwa wtryskiwacze. System taki umożliwia uzyska- nie odmiennych wartości czasu wtrysku paliwa w celu osiągnięcia określonego zasięgu linio- wego i promieniowego strugi, oraz – co wynika ze sposobu przygotowania ładunku – może pozwalać na spalanie mieszanek ubogich o zwiększonym współczynniku nadmiaru powietrza w stosunku do obecnych rozwiązań silników o zapłonie iskrowym.

2.2. Charakter tworzenia mieszanki w silniku spalinowym zasilanym benzyną Bezpośredni wtrysk benzyny jest realizowany przez różne typy wtryskiwaczy: wieloo- tworkowe oraz tzw. czopikowe o wewnętrznym lub zewnętrznym otwarciu (outward- -opening). Sposób rozpylenia paliwa przez te wtryskiwacze jest odmienny od rozpylaczy wie- lootworkowych i skutkuje innym sposobem dostarczenia paliwa do komory spalania.

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 13

Prace nad uwarstwieniem mieszanki w silnikach o zapłonie iskrowym rozpoczęto około 20 lat temu. Szerokie spectrum problemu wtrysku bezpośredniego przedstawili Zhao i in. [100].

Analiza ta dotyczyła zarówno wtryskiwaczy wielootworkowych, o tzw. zewnętrznym oraz wewnętrznym otwarciu iglicy. System spalania o podobnym sposobie zasilania przedstawiono również w pracy Kima i in. [47]. Zagadnienia spalania w układzie bezpośredniego wtrysku paliwa były przedmiotem dalszych badań: analizę tego procesu z wtryskiwaczy wielootwor- kowych przedstawił Drake i in. [22], a z wtryskiwaczy typu outward-opening – Alkidas i in.

[3] oraz Achlaitner i in. [1]. Ostatnie z wymienionych prac dotyczyły analizy zapalności mie- szanki przy uwzględnieniu zmian czasu wtrysku i zapłonu. W ramach badań prowadzono je- dynie analizę zasięgu liniowego strugi w kontekście jej dotarcia do świecy zapłonowej. Im- plementację tego rozwiązania w produkcyjnych wersjach silników spalinowych przedstawili Bock i in. [10] w 2008 roku. Wpływ strategii wtrysku na zapalność mieszanki i emisję skład- ników spalin wykazali w swojej pracy Warnecke i in. [92].

Systemy spalania silników ZI z wtryskiem bezpośrednim wymagają bardzo precyzyjnej synchronizacji czasu penetracji strugi paliwa w kierunku świecy zapłonowej z chwilą zapłonu mieszanki. Dla systemów spalania z podziałem dawki paliwa na kilka części wymagania takie są jeszcze bardziej rygorystyczne. Dawka zapłonowa powinna być podawana w określonym czasie przed pojawieniem się wyładowania na świecy zapłonowej, gdyż w jej bezpośrednim otoczeniu wymagany jest skład mieszanki umożliwiający niezawodny zapłon. Badania pro- wadzone przez Waltnera i in. [90] podkreślają istotność tej kwestii, szczególnie w aspekcie sys- temu sterowania wtryskiem paliwa i tworzenia ładunku w komorze spalania.

Badania nad zależnością czasu zakończenia wtrysku i początkiem zapłonu prowadzili Oh i Bae [60]. W pracy wykazali, że kąt zakończenia wtrysku ma wpływ na sprawność spalania.

Sprawność tę określili na podstawie niepełnego spalania składników szkodliwych podając za Heywoodem [36] równanie:

 _{a f} _f

f

CO CO HC

c mHC/m m Q

Q x Q x





 



 1    (2.1)

gdzie x oznacza udziały masowe gazów spalinowych, Q – odpowiednie ciepła właściwe, m – odpowiednie natężenia przepływu powietrza i paliwa. Zależność momentu wystąpienia za- płonu od czasu zakończenia wtrysku dla warunków prawidłowego spalania przedstawiono na rys. 2.3a. Na rysunku 2.3b przedstawiono sprawność spalania w zależności od kąta zakończe- nia wtrysku. Z rysunku wynika, że granice zapalności mieszanki są ściśle powiązane z wa- runkami termodynamicznymi panującymi w cylindrze. Wartości ciśnienia powietrza wpływa- ją na zasięg strugi i możliwości zapłonu mieszanki. Zbyt wczesny oraz zbyt późny wtrysk

kąt zapłonuz [przed GMP]

20

32 24

Pwtr = 20 MPa Pwtr = 15 MPa Pwtr = 10 MPa

16 25

30 35 40

15 40

kąt końca wtrysku kw [przed GMP]

n = 1200 obr/min qo = 11 mg

sprawność spalania [%]

96,5

32 24

Pwtr = 20 MPa Pwtr = 15 MPa Pwtr = 10 MPa

16 97,0

97,5 98,0 98,5

96,0 40

kąt końca wtrysku kw [przed GMP]

wyprzedzanie wtrysku ograniczane przez wypadanie zapłonów

opóźnianie wtrysku ograniczane przez wypadanie zapłonów n = 1200 obr/min

qo = 11 mg

Rys. 2.3. Warunki zapalności mieszanki w systemie bezpośredniego wtrysku paliwa określone na podstawie czasu zakończenia wtrysku i wymuszenia zapłonu (a) oraz sprawności spalania (b) [60]

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 14

powoduje, że w okolicach świecy zapłonowej nie ma dostatecznych warunków do zapłonu – nie powstaje mieszanka stechiometryczna pozwalająca na pewny zapłon.

Z badań Waltnera i in. [90] wynika, że zakres prawidłowej zapalności mieszanki przy za- stosowaniu wtrysku trzyczęściowego jest znacznie szerszy, niż przy wtrysku dwuczęścio- wym. Spowodowane to jest lepszym rozkładem masy wtryskiwanego paliwa podczas wtrysku z podziałem dawki na trzy części niż z podziałem na dwie części. Można zatem dojść do wniosku, że zwiększenie dawki paliwa (zwiększenie obciążenia silnika) wymusza stosowanie wieloczęściowego wtrysku paliwa. Wtrysk wieloczęściowy umożliwia więc lepsze jakościo- we sterowanie składem ładunku powstającego w okolicy świecy zapłonowej. Centralne usy- tuowanie wtryskiwacza w okolicy tej świecy pozwala na uzyskanie wartości współczynnika nadmiaru powietrza  zapewniającej odpowiednią zapalność mieszanki.

Podczas dużych prędkości wypływu paliwa z wtryskiwacza (rzędu 100 m/s) następuje wła- ściwe rozpylenie cieczy. We wtryskiwaczach piezoelektrycznych benzyny (wtrysk bezpo- średni) rozpylanej pod ciśnieniem powyżej 5 MPa utrata stateczności strugi nie wiąże się z tworzeniem błony. Ze względu na fale o małych długościach nie zdąży ona rozpaść się na pierścienie [2]. Proces ten oznacza zwiększenie liczby Webera i pozwala określić wpływ czynników zewnętrznych na powstawanie kropel. Wtórny rozpad kropel następuje wskutek działania siły aerodynamicznej w obszarze zwiększonego ciśnienia dynamicznego gazu, gdy siła aerodynamiczna jest większa od siły napięcia powierzchniowego. Im większa jest liczba Webera, tym wymiary kropel po rozpadzie wtórnym są mniejsze [2]. Wtórny rozpad kropel jest bardzo złożony i niedostatecznie zbadany; z tego względu wartości liczby Webera są określane w dość szerokim przedziale.

W pracy [77] stwierdzono, że w silniku o zapłonie iskrowym z wtryskiem bezpośrednim (z wykorzystaniem wtryskiwacza wielootworowego) liczba Webera zawiera się w granicach 1–250, jednak dla największej liczby kropel ta wartość zawiera się w granicach 1–30.

Podział wtórnej atomizacji na pięć obszarów z uwzględnieniem zakresów liczby Webera i Ohnesorga dla benzyny i oleju napędowego przedstawiono w publikacjach [6, 14]. Wskaza- no tam, na zależność typu rozpadu wtórnego od liczby Webera. Wykazano, że liczba Ohne- sorga ma wpływ na rozpad kropel tylko wtedy, gdy jej wartość jest większa od 1. Uzyskanie więc odpowiedniej atomizacji paliwa wiąże się ściśle z równomiernością i powtarzalnością jego rozpylenia. Każde zmiany rozpylenia prowadzą w konsekwencji do innego zasięgu stru- gi, a ta wywołuje odmienne prędkości paliwa. Prowadzi to do zróżnicowanego rozpadu i nie- równomiernego tworzenia kropel.

Dotychczasowe badania dotyczące nierównomierności wtrysku paliwa z wtryskiwaczy ty- pu outward-opening obejmują głównie zagadnienia analizy liniowego zasięgu strugi paliwa.

Prace Petersona i in. [65] dotyczące zapalności mieszanki tworzonej w systemie spray-guided skupiają się na liniowym rozkładzie prędkości strugi i jej zapalności w okolicy świecy zapło- nowej. Oh and Bae [60] prowadząc badania z wykorzystaniem komory stałej objętości, okre- ślali jedynie zasięg liniowy strugi paliwa. Badania promieniowego rozwoju strugi paliwa prowadził El-Asrag i in. [25], jednakże dotyczyły one zagadnień symulacyjnych wypływu paliwa z wtryskiwacza w skali mikro. Skupiono się w nich na zagadnieniach radiacyjnych wywołanych dynamiką przepływu strugi paliwa.

2.3. Sposoby tworzenia mieszanek paliwowo-powietrznych w układzie bezpośredniego wtrysku benzyny

Bezpośredni wtrysk benzyny pozwala na dowolne sterowanie sposobem wtrysku paliwa.

Z tego względu możliwe jest uzyskanie mieszanki homogenicznej, uwarstwionej lub homo- geniczno-uwarstwionej.

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 15

Mieszankę homogeniczną (rys. 2.4 – strategia I) uzyskuje się przez wtrysk podzielonej dawki paliwa w okolicach GMP (jeszcze w suwie dolotu powietrza). Jednak nawet tak duże wyprzedzenie wtrysku paliwa powoduje, że konieczny jest wtrysk dodatkowej dawki paliwa w ostatniej fazie sprężania w celu uzyskania wzbogacenia mieszanki w okolicy świecy zapło- nowej i pewnego zapłonu paliwa. Taki sposób tworzenia mieszanki wykorzystywany jest głównie przy dużych prędkościach obrotowych silnika oraz przy dużych jego obciążeniach.

W zakresie średnich obciążeń i średnich prędkości obrotowych możliwe jest uzyskanie mieszanki homogeniczno-uwarstwionej (rys. 2.4 – strategia II). Taki sposób tworzenia mie- szanki wymaga wtrysku dużej dawki w okresie dolotu powietrza oraz wtrysku kilku mniej- szych dawek przed zapłonem. Ze względu na to, że mieszanka tworzona jest częściowo z du- żym wyprzedzeniem, a częściowo przed zapłonem, nie jest ona zaliczana do ładunku homo- genicznego ani do ładunku uwarstwionego.

Tryb mieszanki uwarstwionej (rys. 2.4 – strategia III) jest stosowany głównie podczas ma- łej prędkości obrotowej i małego obciążenia. W takim rozwiązaniu powstała mieszanka uwar- stwiona pozwala na pewny zapłon ładunku, a globalny współczynnik nadmiaru powietrza jest znacznie większy od jedności.

pe

tryb homogeniczno- uwarstwiony

 >> 1 tryb uwarstwiony

 = 1 tryb homogeniczny

n

dolot sprężanie

dolot

strategia I GMP

dolot sprężanie

GMP strategia II GMP

strategia III

Rys. 2.4. Możliwości strategii wtrysku i kształtowania ładunku w silniku o bezpośrednim wtrysku benzyny [53]

Wykorzystanie nowej strategii w postaci tworzonego ładunku homogeniczno-uwarstwio- nego pozwala na zwiększenie zakresu stosowania mieszanki ubogiej, a jednocześnie również na ograniczenie zużycia paliwa. Badania prowadzone przez firmę Mercedes przy prędkości obrotowej silnika n = 2000 obr/min pozwalają na ograniczenie o 6,5% jednostkowego zużycia paliwa w porównaniu do mieszanki homogenicznej (rys. 2.5).

Ładunek uwarstwiony pozwala na znaczące ograniczenie zużycie paliwa. Przy średnim ciśnieniu użytecznym o wartości 0,2 MPa uzyskano największe oszczędności wynoszące oko- ło 17%. Zwiększenie obciążenia powoduje ograniczenie korzyści. Przy wartości średniego ciśnienia użytecznego o wartości około 0,6 MPa spalanie mieszanki uwarstwionej nie przyno- si korzyści w ograniczaniu zużycia paliwa. Jednak nadal możliwe jest zastosowanie mieszan- ki homogeniczno-uwarstwionej (rys. 2.6). Pozytywne aspekty takiej strategii można wykorzy- stać w zakresie obciążenia silnika od 0,45 do 0,7 MPa. Dalsze zwiększanie obciążenia wyma- ga spalania mieszanek homogenicznych.

Obecne systemy wtrysku bezpośredniego pozwalają na uzyskanie podziału dawki paliwa na pięć części. Strategię taką przedstawiono na rys. 2.7a, w której podział dawki na dużą licz- bę części wykorzystano podczas małego obciążenia i małej prędkości obrotowej jedynie w warunkach rozgrzewania silnika z wykorzystaniem wtryskiwaczy typu outward-opening (rys. 2.7b). Do czasu osiągnięcia właściwej temperatury cieczy chłodzącej silnika, wykorzy-

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 16

stuje się taki podział dawki, aby uniknąć osiadania strugi paliwa na ściankach cylindra.

W tym trybie pracy wtryskiwane jest pięć dawek paliwa, które skutkują małą emisją cząstek stałych (dawka zapalająca ma masę około 1 mg) [29]. Po uzyskaniu typowej temperatury pra- cy silnika realizowany jest wtrysk dwuczęściowy.

ge [g/kWh]

240

0,6 ^{1,0 1,4}

280 320 360 400

200

0,2

pe [MPa]

n = 2000 obr/min

0 0,4 0,8 1,2

 = 17,1%

 = 12,4%

 = 8,9%

 = 7,9%

 = 6,5%

290 g/kWh

limit  przy ładunku homogen.-uwarst.

homogeniczno-uwarstwiony

Rys. 2.5. Możliwości ograniczenia jednostkowego zużycia paliwa przez zastosowanie ładunku homogeniczno- -uwarstwionego [89]

ładunek uwarstwiony, p_i = 0,2 MPa

ładunek homogeniczno- -uwarstwiony, p_i = 0,6 MPa

rozkład mieszanki bogata

 = 1

uboga

Rys. 2.6. Symulacyjne warunki rozwoju ładunku uwarstwionego i homogeniczno-uwarstwionego przy zróżni- cowanych obciążeniach (n = 2000 obr/min) [52]

* jedynie podczas rozgrzewania silnika Mo

n jedna dawka paliwa dwie dawki

paliwa trzy dawki

paliwa

trzy dawki paliwa*

pięć dawek paliwa*

Rys. 2.7. Wtrysk wieloczęściowy firmy Mercedes: a) strategie wtrysku paliwa pozwalające na uzyskanie podzia- łu dawki paliwa na pięć części, b) zabudowa wtryskiwacza w komorze spalania [33]

wtryskiwacz

świeca zapłonowa

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 17

Podobną strategię wtrysku paliwa zastosowała firma BMW w układach HPI (High Preci- sion Injection), dokonując podziału dawki na trzy części (rys. 2.8). W tym przypadku dodat- kowo znane są warunki wtrysku paliwa: przy małej prędkości obrotowej silnika wraz ze zwiększaniem obciążenia następuje zwiększenie ciśnienia paliwa do 20 MPa; dalsze zwięk- szanie prędkości obrotowej powoduje ograniczenie ciśnienia paliwa. Wynika z tego, że po- dział na trzy części realizowany jest przy dużej wartości ciśnienia paliwa.

Trzy dawki paliwa

M_o

n

Dwie dawki paliwa

Jedna dawka

paliwa Nr Opis

1 Idealny stożek strugi

2 Dozwolone odchylenie stożka strugi 3 Niedozwolone odchylenie stożka strugi Rys. 2.8. Strategia podziału dawki paliwa realizowana przez firmę BMW w układzie bezpośredniego wtrysku ben-

zyny [54] (a) oraz dopuszczalne odchylenia stożka strugi paliwa z wtryskiwaczy outward-opening [26] (b)

Zasięg strugi oznaczony jako (2) na rys. 2.8b może powodować wypadanie zapłonów spo- wodowany brakiem odpowiedniego stężenia paliwa w okolicach świecy zapłonowej. Dodat- kowo może być powodem nadmiernej emisji masowej cząstek stałych. Niedopuszczalnym zasięgiem jest obszar oznaczony (3), gdyż wówczas stężenie paliwa w mieszance paliwowo- powietrznej jest tak duże, że może skutecznie ograniczać zapłon mieszanki.

Bardzo zbliżoną strategię wtrysku w doładowanym silniku Infiniti V6 3.0 o mocy 400 KM i momencie obrotowym 475 N·m zastosowała firma Nissan. Wykorzystano sposób tworzenia mieszanki typu air-guided z wtryskiwaczami 6-otworkowymi pracującymi przy maksymal- nym ciśnieniu wtrysku 20 MPa [4].

Bezpośredni wtrysk benzyny w silniku firmy Porsche realizowany jest głównie w postaci jednej dawki paliwa, tworząc mieszankę homogeniczną (rys. 2.9a). Podczas większego obcią-

a) b)

Mo

n

Dwie dawki paliwa

Jedna dawka paliwa Trzy dawki

paliwa

Vario Cam Plus ® duży wznios zaworów

Vario Cam Plus ® mały wznios zaworów

Rys. 2.9. Wtrysk wieloczęściowy w silnikach firmy Porsche: a) strategie wtrysku, b) umieszczenie wtryskiwacza w komorze spalania [46]

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 18

żenia i małej prędkości obrotowej wykorzystuje się wtrysk dwuczęściowy. Podczas zwięk- szonego obciążenia zastosowano wtrysk trzyczęściowy. Podczas optymalizacji podziału daw- ki paliwa uwzględniono eliminację spalania stukowego oraz odpowiednią akustykę pracy silnika. System spalania wykorzystuje wtryskiwacze sześciootworkowe o kącie tworzącej stożka 53 stopnie (rys. 2.9b). Kąt odchylenia strugi od osi wtryskiwacza wynosi 10 stopni, a kąt pojedynczej strugi – 7 stopni.

Firma Toyota w nowej serii silników o zwiększonej sprawności cieplnej oznaczonych jako ESTEC (Economy with Superior Thermal Efficient Combustion), uzależnia strategię wtrysku paliwa od jego obciążenia oraz stanu cieplnego. Aby uniknąć pogorszenia jakości procesu spalania przy małym obciążeniu wynikającym z małej temperatury sprężania ładunku w cyklu Atkinsona, wtrysk paliwa (z podziałem na dwie dawki) następuje w suwie sprężania tworząc ładunek uwarstwiony w okolicy świecy zapłonowej. Zakończenie wtrysku drugiej dawki pa- liwa w okolicy 150^o przez GMP skutkuje najkrótszym spalaniem, ze względu na zawirowanie ładunku. Przy średniej wartości obciążenia, wtrysk paliwa odbywa się w z niewielkim wy- przedzeniem w okolicy DMP tłoka powodując również najkrótszy proces spalania. Wartość kąta końca wtrysku drugiej dawki ustalono na 190^o przez GMP. Podczas fazy nagrzewania silnika znacząco zmienia się strategia wtrysku paliwa w zakresie małego i średniego obciąże- nia: zwiększa się obszar uwarstwienia ładunku w celu poprawy procesu spalania (rys. 2.10).

Mo

n

D B

A C

stan cieplny ustalony Mo

n

D B

A C

stan cieplny nieustalony

A: B: C: D:

GMP

DMP

Rys. 2.10. Strategie wtrysku realizowane w silniku 1.2 dm³ ESTEC D-4T firmy Toyota [37]

Mimo, że wieloczęściowy, bezpośredni wtrysk paliwa jest powszechnie wykorzystywany, to eksploatowane są także silniki wykorzystujące układy dwóch wtryskiwaczy przypadają- cych na jeden cylinder. W kolejnym podrozdziale przedstawiono badania symulacyjne, jak również seryjne rozwiązania takich układów. Należy jednak zauważyć, że przedstawione układy nie są komplementarne z głównym nurtem przedstawianego zagadnienia dotyczącego umieszczenia dwóch wtryskiwaczy bezpośredniego wtrysku benzyny w komorze spalania.

Jednak ze względu na to, że są one częściowo prekursorami takiego rozwiązania, poświęcono im kolejny podrozdział pracy.

2.4. Analiza układów wykorzystujących dwa wtryskiwacze benzyny

Analiza literatury przedmiotu wskazuje, że wykorzystanie wtrysku kątowego lub przeciw- sobnego realizowanego dwoma wtryskiwaczami nie było zbyt często przedmiotem badań.

Analizy możliwości takich rozwiązań prowadził Jelitto w zakresie dotyczące wtrysku prze-

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 19

ciwsobnego [43], jednak nie uzyskał zadowalających rezultatów. Przytaczane badania doty- czyły wtrysku benzyny z użyciem wtryskiwaczy wielootworkowych. Jednak badania te nie prowadziły do uzyskania zmian rozpylenia paliwa w okolicy świecy zapłonowej. Jedna z koncepcji zakładała wtrysk przeciwsobny, tak aby strugi skierowane były na siebie. Prowa- dzone symulacje (rys. 2.11) wskazywały na uzyskiwanie dużego pola powierzchni w miejscu dotarcia strug do siebie. Kolejnym eksperymentem było styczne skierowanie wtryskiwaczy w celu utworzenia określonego zawirowania strug paliwa. Oba eksperymenty prowadzono przy odmiennym sposobie zawirowania powietrza: pierwszy – bez zawirowania, drugi – przy zawirowaniu osiowym w cylindrze.

przeciwsobnystyczny

Rys. 2.11. Symulacyjne badania wtrysku przeciwsobnego benzyny z wtryskiwaczy otworkowych ( = 1,0, P =

= 0,35 MPa, T = 500 K) [43]

Badania symulacyjne uzupełniono badaniami eksperymentalnymi. Wykonano badania wtrysku do komory przy różnych wartościach ciśnienia paliwa. Badania te prowadzono przy pochyleniu wtryskiwaczy wynoszącym 19,5^o w dół od osi poziomej i zróżnicowany ciśnieniu panującym wewnątrz komory. Wyniki tych prac przedstawiono na rys. 2.12.

Obecnie w literaturze jest brak podobnych badań wykorzystujących wtrysk przeciwsobny lub kątowy w silnikach o zapłonie iskrowym. Nowe możliwości rozwiązań stosowane w sys- temach firmy VW i Toyota/Lexus (dwa wtryskiwacze, z których jeden umieszczony w kanale dolotowym, a drugi bezpośrednio w cylindrze), wskazują na ogromny potencjał stosowania różnych systemów spalania. Oba wspomniane wysokociśnieniowe układy wtryskowe mogą realizować wtrysk paliwa przy ciśnieniu 20 MPa. Jeden z wtryskiwaczy (wtrysk niskociśnie- niowy) znajduje się w kolektorze dolotowym, natomiast drugi bezpośrednio w cylindrze. Oba rozwiania bazują na sposobie tworzenia ładunku określanym jako air-guided.

W silniku firmy VW (rys. 2.13) w czasie zimnego rozruchu oraz dużego obciążenia pod- czas rozgrzewania silnika występuje podział dawki na trzy części. Taka strategia powoduje uzyskiwanie małego rozcieńczania paliwem oleju smarującego oraz małą emisję cząstek sta- łych. Po osiągnięciu stanu nagrzania reaktora katalitycznego występuje podział dawki na dwie części. Podział ten występuje również przy dużym obciążeniu silnika spalinowego. Pozwala to także na wyeliminowanie spalania stukowego. Niskociśnieniowy układ wtryskowy jest wykorzystywany podczas częściowego obciążenia silnika.

Sposób wtrysku paliwa t = 1,5 ms t = 3,0 ms t = 4,5 ms

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 20

P_b = 0,14 MPa P_b = 0,35 MPa P_b = 0,5 MPa

t = 1,5 mst = 3,0 mst = 4,5 ms

Rys. 2.12. Eksperymentalne badania wtrysku przeciwsobnego prowadzone przez Jelitto (P_b = var, P_wtr = var, t – czas po rozpoczęciu wtrysku) [43]

Dwa układy wtryskowe wykorzystano również w silniku typu W12 firmy Volkswagen.

Wtrysk paliwa odbywa się przy maksymalnym ciśnieniu 20 MPa (wysokociśnieniowy) lub do 0,6 MPa (niskociśnieniowy). Zastosowane wtryskiwacze wysokociśnieniowe są różne w sil- niku w zależności od rzędu cylindrów, do którego podają one paliwo (rys. 2.13b).

Ze względu na odmienne usytuowanie wtryskiwaczy i kształt kanałów dolotowych zróżni- cowano sposób podawania paliwa do każdej grupy cylindrów (rys. 2.14a). Zróżnicowano za- sięgi strugi z wtryskiwaczy niskociśnieniowych, które wynikają z różnej długości kanałów dolotowych. Mimo, że budowa każdej z grup wtryskiwaczy wysokociśnieniowych jest od- mienna, to sposób ich umieszczenia powoduje, że wtrysk jest podobny (rys. 2.14a).

Oba systemy wtrysku są aktywne podczas pracy silnika. Jedynym wyjątkiem jest zimny rozruch silnika, gdzie aktywny jest tylko wtrysk bezpośredni. Podczas fazy nagrzewania sil- nika uruchomiony jest niskociśnieniowy wtrysk paliwa (MPI), który jest aktywny także pod- czas częściowego obciążenia silnika. Dzięki zasilaniu MPI uzyskano małą szybkość przyrostu ciśnienia w cylindrze, mniejsze drgania silnika oraz korzystną emisję masową cząstek stałych.

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 21

Podczas pracy silnika z dużym obciążeniem, udział wtrysku bezpośredniego zwiększa się do około 90% (rys. 2.14b).

Rys. 2.13. Realizacja wtrysku z wykorzystaniem dwóch układów wtryskowych firmy VW: a) w silniku 1.8 TFSI EA888 trzeciej generacji [34], b) w silniku W12 [24]

a) b)

Mo

n

głównie wtrysk bezpośredni

głównie wtrysk MPI

Rys. 2.14. Wtrysk nisko- i wysokociśnieniowy w silniku W12 firmy Volkswagen [24]: a) sposób wtrysku pali- wa, b) strategie działania układu

Podobne rozwiązanie zastosowała firma Toyota w silniku GT-86 (stosowane także w po- jazdach firmy Nissan oraz Subaru – rys. 2.15). W układzie tym wtrysk bezpośredni paliwa odbywa się w postaci wachlarzowej strugi, co eliminuje jej penetrację promieniową. Rozwią- zanie firmy Toyota podczas zimnego rozruchu silnika wykorzystuje wtrysk do kolektora do- lotowego tworząc mieszankę homogeniczną. Jednak w okolicy świecy zapłonowej powstaje mieszanka uwarstwiona podawana przez wtryskiwacz wysokociśnieniowy. Zapłon jest opóź- niany, co przyspiesza rozgrzewanie reaktora katalitycznego. Podczas małego obciążenia silni- ka i małej prędkości obrotowej wykorzystuje się również oba układy wtryskowe ułatwiając tworzenie mieszanki homogenicznej i redukując spalanie stukowe. Dodatkowo uzyskano po- prawę stabilności spalania ładunku. Podczas pracy silnika przy średniej prędkości obrotowej i średniej wartości obciążenia stosuje się wtrysk bezpośredni wykorzystując efekt chłodzenia powietrza (wtryskiwane paliwo bezpośrednio do komory spalania), co zwiększa współczyn- nik napełnienia cylindra. Podczas pełnej mocy przy dużej prędkości obrotowej układ pracuje z wykorzystaniem obu systemów wtryskowych uzyskując odpowiednie natężenie przepływu paliwa (rys. 2.15).

pompa paliwa

wtryskiwacz MPI czujnik

Pwtr

czujnik Pb

przepustnica wtryskiwacz

HPI system zawirowania

system wysokociśnieniowy system niskociśnieniowy

wtrysk niskociśnieniowy wtrysk

wysokociśnieniowy

krótki kanal krótki

kanal

długi kanal długi

kanal

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 22

a) b)

Mo

n

wtrysk bezpośredni

wtrysk bezpośredni

+ pośredni wtrysk

bezpośredni + pośredni

Rys. 2.15. Umieszczenie wtryskiwaczy w silniku D-4S FT-86 firmy Toyota [57] (a) oraz strategie sterowania wtryskiem w układzie nisko- i wysokociśnieniowym [85] (b)

Firma Toyota/Lexus wykorzystuje wtrysk paliwa realizowany dwoma wtryskiwaczami również w silniku 4-cylindrowym 2AR-FSE o dużej objętości skokowej wynoszącej 2,5 dm³. Podczas pracy silnika w warunkach biegu jałowego (stan cieplny ustalony) wykorzystano jedynie wtrysk do kolektora dolotowego (rys. 2.16) redukując hałas wywołany działaniem pompy wtryskowej wysokiego ciśnienia. Wtrysk niskociśnieniowy jest realizowany podczas biegu jałowego jedynie w warunkach temperatury cieczy chłodzącej powyżej 60^oC.

Mo

n

wtrysk pośredni wtrysk bezpośredni

+ pośredni

wtrysk bezpośredni

Rys. 2.16. Strategia działania systemu wtryskowego Toyota w silniku pojazdu Lexus IS300h [41]

Optymalizacja pracy wolnossącego silnika sportowego dotyczy przede wszystkim faz wy- miany ładunku i formowania mieszanki przy małej prędkości obrotowej i małym obciążeniu.

Z tego powodu silnik V10 Huracán (Lamborghini) wyposażono dodatkowo w niskociśnie- niowy układ wtryskowy. Wykorzystanie systemu MPI w warunkach małego obciążenia zna- cząco zmniejszyło emisję cząstek stałych dzięki zwiększeniu homogenizacji ładunku. Było to możliwe przez zwiększenie czasu tworzenia mieszanki przy wtrysku paliwa do kolektora do- lotowego oraz panujące w tych warunkach duże podciśnienie dolotu. Zwiększenie obciążenia redukuje podciśnienie w kolektorze dolotowym, przez co znaczenie zasilania do kolektora dolotowego traci na znaczeniu. Stosowany jest wówczas podział dawki realizowany przez oba typy wtryskiwaczy. Zwiększa to parametry pracy silnika przez zwiększenie powierzchni pa-

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 23

rowania kropel (w porównaniu do zasilania MPI). Dodatkową zaletą wtrysku MPI w odnie- sieniu do wtrysku bezpośredniego jest zmniejszenie udziału dawki wtryśniętej bezpośrednio do cylindra, co skraca czas odparowania całej masy paliwa przypadającej na cykl pracy cylin- dra. Wynikiem tych działań jest zmniejszenie ilości paliwa docierającej do ścianki cylindra.

Strategia działania systemu oparta jest na wtrysku MPI w warunkach obciążenia silnika do 60% (przy małej prędkości obrotowej) oraz do 30% – przy większej prędkości (rys. 2.17a).

Między 60% a 70% obciążenia system wykorzystuje oba układy wtryskowe w jednakowej proporcji (proporcjonalny podział dawki paliwa). Wtrysk bezpośredni edukuje tendencję wy- stępowania spalania stukowego, umożliwiając zwiększenie wyprzedzenia zapłonu, a w kon- sekwencji zwiększenie sprawności silnika. W pozostałych zakresach obciążenia stosuje się podział między układami w proporcji 85% – system wtrysku bezpośredniego, do 15% – wtrysk pośredni. Zwiększenie udziału wtrysku bezpośredniego wpływa korzystnie na zwięk- szenie masy ładunku przez chłodzące działanie paliwa wewnątrz cylindra.

Wykorzystanie dwóch systemów wtrysku wymusza konieczność opracowania strategii ich przełączania lub zmiany proporcji ich wykorzystania. Na rysunku 2.17b przedstawiono przy- kładową strategię przełączania trybów pracy układu wtryskowego przy prędkości obrotowej silnika n = 1500 obr/min. Poniżej obciążenia około 35% tryb mieszany nie jest wykorzysty- wany ze względu na minimalny czas wtrysku. Do 60% obciążenia zasilanie umożliwia jedy- nie wtryskiwacz niskociśnieniowy (punkt 1 na rys 2.17b). Przy większym obciążeniu stoso- wana jest strategia podziału między układami wtryskowymi MPI:FSI wynosząca 50:50. Po- dział nie jest interpolowany, a przy włączeniu systemu wysokociśnieniowego następuje wy- przedzenie zapłonu w silniku. Powyżej 70% obciążenia silnika podział wynosi 15% MPI:85%

FSI (punkt 3 – rys. 2.17b).

Podczas redukcji obciążenia np. z punktu 3 (rys. 2.17b), w którym wykorzystuje się po- dział 15% MPI:85% FSI do punktu 50%:50% zmiana sterowania następuje przy obciążeniu około 60% (przejście z punktu 4 do punktu 5). Przełączenie sterowania z proporcji 50%

MPI:50% FSI na 100% MPI ma miejsce przy około 50-procentowym obciążeniu silnika (przejście z punktu 5 do punktu 6). W rezultacie powstaje histereza, która zmniejsza często- tliwość przełączania trybów pracy.

a) b)

Mo

n punkty testu

NEDC

15% MPI 85% FSI 50% MPI 50% FSI

100% MPI Udziuał zasilania MPI [%]

0 20 40 60 80 100

0 25 50 75

100 











50% MPI

15% MPI limit – min. twtr FSI

limit – min. twtr MPI n = 1500 obr/min

obszar MPI + FSI

względna ilość ładunku [%]

Rys. 2.17. Działanie układu wtrysku paliwa w Lamborghini Huracán V10: a) strategia zasilania, b) przykładowa strategia przełączania zasilania [13]

Przedstawione wcześniej systemy wtrysku paliwa w silnikach D-4S firmy Toyota wyposa- żono w układy doładowania. Wykorzystanie takiego trybu pracy wymusza jedynie działanie

2. Problematyka tworzenia mieszanki i spalania w silnikach o zapłonie iskrowym 24

systemu wtrysku bezpośredniego (rys. 2.18). Podczas dużego obciążenia realizowany jest wtrysk z podziałem na trzy dawki paliwa, co zwiększa sprawność spalania. Brak doładowania powoduje, że realizowany jest wtrysk niskociśnieniowy lub kombinacja wtrysku z obu syste- mów zasilania w zależności od warunków obciążenia i prędkości obrotowej silnika. Dodat- kowo w warunkach rozgrzewania silnika w celu ograniczenia rozcieńczania oleju silnikowego ograniczono stosowanie wtrysku pośredniego w zakresie małego obciążenia i małej prędkości obrotowej (rys. 2.18b).

Mo

n stan cieplny nieustalony

Mo

n

MPI DI 2 części

DI 3 części

DI

bez podziału

stan cieplny ustalony

MPI DI 2 części

DI 3 części

DI

bez podziału

DI + MPI

Rys. 2.18. Warunki pracy systemów wtryskowych doładowanego silnika D-4ST [93]

Powyższe analizy skłaniają autora do przedstawienia wniosków uzasadniających podjęcie tematyki rozprawy. Wnioski te przedstawiono i omówiono w kolejnym podrozdziale.

2.5. Wnioski uzasadniające podjęcie tematu

Przedstawione powyżej techniczne rozwiązania umieszczenia wtryskiwaczy w kanale do- lotowym i bezpośrednio w cylindrze wskazują na brak istnienia rozwiązań systemu spalania z dwoma wtryskiwaczami umieszczonymi w komorze spalania. Takie ich ulokowanie – zda- nie autora pracy – umożliwi zmianę sposobu penetracji komory spalania przez strugi paliwa.

Odmienne rozlokowanie strug paliwa powinno zmienić warunki jego rozpylenia i odparowa- nia, a tym samym powinno skutkować zmianą procesu spalania. Jednocześnie rozpylenie pa- liwa w dużej części objętości komory spalania powinno umożliwić spalanie mieszanek ubo- gich i bardzo ubogich ( >> 2).

Realizacja proponowanego wtrysku kątowego (dwoma wtryskiwaczami) powinno pozwo- lić na skrócenie czasu przygotowania mieszanki palnej wtryskiwanych dawek paliwa, przy jednoczesnej dużej ich penetracji do wnętrza komory spalania. Uzyska się wówczas kompro- mis między wielkością wtryskiwanej dawki a jej parametrami rozpylenia.

Jak wynika z przedstawionego stanu wiedzy uzasadnione są badania dotyczące systemów spalania silników o zapłonie iskrowym, gdyż rozwój tych systemów nie jest jednoznacznie ukierunkowany. Tak więc proponowane badania wpisują się w nurt obecnych tendencji roz- wojowych systemów spalania silników o zapłonie iskrowym. W dalszej części pracy przed- stawiono główne tezy i postulaty niniejszej rozprawy.