badania nowego systemu spalania w silniku dwusuwowym małej

Journal of KONES Internal Combustion Engines 2002 No. 3‐4 ISSN 1231 ‐ 4005 BADANIA NOWEGO SYSTEMU SPALANIA W SILNIKU
DWUSUWOWYM MAŁEJ MOCY
Wiesław Glinka, Stanisław Siwiec
Instytut Techniki Cieplnej Politechniki Warszawskiej, Nowowiejska 21/25, 00-665 Warszawa
E-mail: [email protected].
Eugeniusz Budny, Janusz Przastek
Instytut Mechanizacji Budownictwa i Górnictwa Skalnego, Racjonalizacji 6/8, 02-673 Warszawa
E-mail: [email protected]
Abstract
Description of the new combustion system in a low power two-stroke engine and research results are presented in
the paper. The engine of 30 kW power at 8000 rpm was installed at the test stand equipped with an eddy-current
dynamometer, exhaust-gas analyzers, electronic fuel scales and computer system for measurement of pressure
inside the cylinder. Two options of combustion system of combustible mixture earlier formed by carburetor, without
and with water injection into the inlet channel, were studied. Measurements of torque, power, fuel consumption,
maximum of combustion pressure and emission of toxic components of exhaust-gases were done in the whole range
of engine operation. Measurement results for 50, 75 and 90 % engine load and conclusions drawing from research
are presented in the paper.
BADANIA NOWEGO SYSTEMU SPALANIA W SILNIKU
DWUSUWOWYM MAŁEJ MOCY
Streszczenie
W artykule przedstawiono opis i wyniki badań nowego systemu spalania w silniku dwusuwowym małej mocy. Silnik
o mocy 30 kW przy n = 8000 obr/min zainstalowany został na silnikowym stanowisku badawczym wyposażonym w
hamulec elektrowirowy, analizatory spalin, elektroniczną wagę paliwową oraz komputerowy system pomiaru
ciśnienia w cylindrze. Badania przedstawione w referacie obejmują dwa warianty systemu spalania mieszaniny
palnej wytworzonej w gaźniku: bez wtrysku i z wtryskiem wody do kanału dolotowego do cylindra. Przeprowadzono
pomiary: momentu obrotowego, mocy, zużycia paliwa, maksymalnego ciśnienia spalania oraz emisji szkodliwych
składników spalin w całym zakresie pracy silnika. W referacie przedstawiono wyniki pomiarów dla 50, 75 i 90 %
otwarcia przepustnicy oraz wnioski wynikające z przeprowadzonych badań.
1. Wstęp
W ciągu ostatnich kilku lat, małej mocy silnik dwusuwowy stał się na nowo obiektem
zainteresowania ośrodków badawczych na świecie. Powodem tego, są potencjalne możliwości,
zatrzymanego w pewnym okresie, rozwoju tego silnika oraz szereg jego zalet w stosunku do
silnika czterosuwowego (wyższe wskaźniki mocy i sprawności, prostota konstrukcji, niższe
koszty wytwarzania i inne).W oparciu o powyższe przesłanki podjęto w naszym zespole
niniejszą pracę badawczą.
Głównym celem przeprowadzonych badań było dokonanie oceny wpływu zmian w
systemie tworzenia mieszaniny palnej i spalania w silniku dwusuwowym ZI małej mocy.
Jednocylindrowy silnik o mocy 30 kW przy n = 8000 obr/min zainstalowany został na bazowym
97
silnikowym stanowisku badawczym [1] wyposażonym w hamulec elektrowirowy, analizatory
spalin, elektroniczną wagę paliwową oraz komputerowy system pomiaru ciśnienia w cylindrze.
W oparciu o wcześniej przeprowadzone badania modelowe i laboratoryjne [2,3],
zdecydowano się na ukierunkowanie niniejszych badań dwojako:
a. poprzez zmianę składu mieszaniny palnej doprowadzonej do cylindra,
b. poprzez zastosowanie odpowiedniej konstrukcji zasobnika umieszczonego bezpośrednio
przed świecą zapłonową.
W pierwszym przypadku celem prac było istotne obniżenie emisji NOx w spalinach, a w
drugim przypadku - zbadanie wpływu sturbulizowanego zapłonu strumieniowego na sprawność
silnika i możliwość zastosowania uboższych mieszanin palnych. Punktem odniesienia były
wyniki badań silnika bazowego.
Dla obu wariantów badań dokonano określonych przeróbek silnika. Zmianę składu mieszaniny palnej dokonywano poprzez doprowadzenie sterowanej elektronicznie dawki pary wodnej
do kanału zasilającego cylinder - pomiędzy skrzynią korbową napełnianą z gaźnika mieszaniną
benzyny i powietrza, a oknami dolotowymi w tulei cylindrowej. W drugim przypadku, przed
świecą zapłonową, która została odsunięta od cylindra, umieszczono zasobnik którego objętość
wynosiła ok. 5 % objętości komory spalania i którego wlot od strony cylindra miał odpowiednie
przewężenie.
W referacie przedstawiono wyniki badań dla pierwszego przypadku - wtrysku pary wodnej
do cylindra.
2. Stanowisko badawcze
Dla wykonania badań wymienionych na wstępie, rozbudowano bazowe silnikowe stanowisko badawcze na stanowisko, którego schemat przedstawia rys.1.
6
10
9
8
4
1
14
3
2
11
13
16
5
12
7
15
17
Rys. 1. Schemat stanowiska badawczego: 1 − silnik, 2 − hamulec, 3 −pulpit sterujący, 4 − sterownik przepustnicy,
5 − zbiornik paliwa, 6 −waga paliwowa, 7 − analizator spalin, 8 − czujnik ciśnienia, 9 − wzmacniacz,
10 − komputer, 11 − przekaznik obrotowo-impulsowy, 12 − sterownik wtryskiwacza, 13 − wtryskiwacz,
14 − piec grzewczy, 15 − butla-syfon,16 − butla ze sprężonym powietrzem, 17 − butla z propanem-butanem
98
Silnik motocyklowy (1) HONDA CRM250AR został sprzężony , poprzez łańcuchowe koła
zębate, z chłodzonym wodą hamulcem elektrowirowym (2). Sygnał z hamulca przekazywany
jest do pulpitu sterującego (3), z którego można sterować obciążeniem hamulca oraz
siłownikiem regulacji otwarcia przepustnicy (4). Paliwo dostarczane jest grawitacyjnie ze
zbiornika (5) poprzez elektroniczną wagę paliwową (6) Spaliny pobierano z rury wydechowej do
analizatora spalin (7). Poprzez głowicę , do komory spalania wprowadzono czujnik ciśnienia (8).
Wzmacniacz (9) przekazywał sygnał do komputera (10).
Na wale silnika zamontowano przekaźnik impulsowo-obrotowy (11) przekazujący impulsy
o
co 1 obrotu wału do urządzenia (12) sterującego pracą wtryskiwacza wody (13).Urządzenie to
sterowało czasowo (w ms) dawką wody, oraz określonym kątowo względem GMP silnika
początkiem wtrysku.
Woda do wtryskiwacza dostarczana była z układu syfonowego, który stanowiła butla (15)
częściowo wypełniona wodą z poduszką powietrzną. Ciśnienie nad lustrem wody zadane było
z butli (16) i wynosiło ok. 4 bary.
Woda po wyjściu z wtryskiwacza była podgrzewana w piecu (14) i jako para wprowadzana
była do przewodu dolotowego, łączącego skrzynię korbową silnika z przestrzenią nad tłokiem.
Aby uzyskać parę wodną zwinięto spiralę z rurki miedzianej (do której wtryskiwano sterowaną
dawkę wody) i obłożono ją cegłą szamotową chroniącą przed utratą ciepła. Od dołu
umieszczono palnik zasilany gazem propan-butan z butli (17). Tak powstał piec grzewczy (14)
dostarczający parę wodną do silnika.
Aby określić ilość podawanej do cylindra pary wodnej wykonano charakterystykę wydatku
wtryskiwacza w funkcji czasu jego otwarcia, który był zadawany ze sterownika (12) w granicach
od 1 do 10 ms. W całym zakresie prowadzonych badań stosowano stałą dawkę pary wodnej.
Przy doborze tej dawki uwzględniono masowy stosunek ilości pary wodnej do masy ładunku
mieszaniny paliwa z powietrzem w cylindrze. W trakcie badań zwracano uwagę, aby cała dawka
wody została zamieniona na parę.
3. Wyniki badań
Badania prowadzone były w całym obszarze obciążeń silnika w zakresie prędkości
obrotowej od 4000 obr/min do 9000 obr/min. Silnik bazowy na charakterystyce zewnętrznej
uzyskiwał maksymalną moc N = 30 kW przy n = 8000 obr/min i maksymalny moment
obrotowy M = 40 Nm przy n = 6500 obr/min.
W przedstawianym w referacie etapie badań wykonano charakterystyki prędkościowe:
mocy, momentu obrotowego i jednostkowego zużycia paliwa, oraz analizę emisji NOx w
spalinach i przebieg ciśnienia w cylindrze − dla trzech położeń otwarcia przepustnicy: 50, 75
i 90%. Uzyskane wyniki pomiarów dla silnika bazowego przy powyższych otwarciach przepustnicy porównano z wynikami przy zmienionym składzie mieszaniny palnej poprzez dodatek
pary wodnej. Rysunki 2 do 4 przedstawiają charakterystyki pracy silnika dla trzech wariantów
obciążenia, każdorazowo dla mieszaniny palnej bez wody i z dodatkiem pary wodnej.
Na podstawie przedstawionych na rysunkach 2−4 charakterystykach prędkościowych silnika
można stwierdzić, że tak moc jak i moment obrotowy przy zmianie składu mieszaniny palnej
poprzez dodanie pary wodnej spadają o około 5% w zakresie swych maksymalnych wartości.
Natomiast jednostkowe zużycie paliwa zmniejsza się dość wyraźnie w zakresie niższych prędkości obrotowych i niższych obciążeń silnika
99
24
40
24
40
Ne
N
ge
20
12
16
12
20
ge
8
8
10
10
5000
7000
9000
5000
7000
n [obr/min]
9000
n [obr/min]
Rys. 2. Charakterystyka prędkościowa silnika przy
obciążeniu 50%
bez wody - - - - - z parą wodną
Rys. 3. Charakterystyka prędkościowa silnika przy
obciążeniu 75%
bez wody - - - - - z parą wodną
24
40
Ne
Mo
Mo [Nm]
16
20
ge
12
8
10
5000
7000
9000
n [obr/min]
Rys. 4. Charakterystyka prędkościowa
silnika przy obciążeniu 90%
bez wody - - - - - z parą wodną
ge [g/kWh]
30
Ne [kW]
20
100
ge [g/kWh]
Ne [kW]
Mo [Nm]
16
Mo
30
Mo [Nm]
Mo
20
ge [g/kWh]
30
Ne [kW]
20
Na rysunkach 5−7 przedstawiono wyniki pomiarów emisji NOx w spalinach dla powyższych
trzech wariantów obciążenia i dwóch składów mieszaniny palnej.
280
800
240
200
NOx [ppm]
NOx [ppm]
600
400
160
200
120
80
0
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
n [obr/min]
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
n [obr/min]
Rys. 5. Emisja NOx w funkcji prędkości
obrotowej silnika przy obciążeniu 50%
bez wody - - - - - z parą wodną
Rys. 6. Emisja NOx w funkcji prędkości
obrotowej silnika przy obciążeniu 75%
bez wody - - - - - z parą wodną
500
NOx [ppm]
400
Emisja NOx w spalinach, istotna z punktu
widzenia ekologii, wykazuje znaczną
obniżkę przy zmianie mieszaniny palnej.
Wykres dla obciążenie silnika 50% (rys. 5)
w całym zakresie prędkości obrotowej
wykazuje obniżenie emisji rzędu 25 do
35%. W miarę wzrostu obciążenia silnika
(rys.6 i 7) zmniejszenia emisji stopniowo
maleją.
300
200
100
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
n [obr/min]
Rys. 7. Emisja NOx w funkcji prędkości
obrotowej silnika przy obciążeniu 90%
bez wody - - - - z parą wodną
Na rysunkach 8 do 10 przedstawiono wyniki komputerowych pomiarów w systemie ESAM
dla maksymalnych ciśnień w cylindrze.
101
70
60
60
pmax [bar]
pmax [bar]
70
50
50
40
40
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
n [obr/min]
Rys. 8. Ciśnienie maksymalne w funkcji
prędkości obrotowej silnika przy obciążeniu 50%
bez wody - - - - z parą wodną
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
n [obr/min]
Rys. 9. Ciśnienie maksymalne w funkcji
prędkości obrotowej silnika przy obciążeniu 75%
bez wody - - - - z parą wodną
70
pmax [bar]
60
Wykresy zmian maksymalnego ciśnienia w
cylindrze silnika, przedstawione na rysunkach
8−10, wykazują znaczne (rzędu 15 do 25%)
spadki ciśnienia w przypadku zmiany składu
mieszaniny palnej przez dodanie pary wodnej.
50
40
3000
4000
5000
6000
7000
8000
9000
n [obr/min]
Rys. 10. Ciśnienie maksymalne w funkcji
prędkości obrotowej silnika przy
obciążeniu 90%
bez wody - - - - z parą wodną
Podsumowanie
Na podstawie przeprowadzonych badań, mając na względzie zastosowaną (dostępną) przez
nas aparaturę, szczególnie przy pomiarze emisji NOx oraz ciśnienia, nie możemy jednoznacznie
podać ilościowych wartości wyżej wymienionych parametrów. Natomiast analiza otrzymanych
charakterystyk silnika, jak i wykresy emisji NOx i ciśnienia wyraźnie pokazują obraz jakościowy
z którego możemy określić tendencje zmian parametrów przy zmianie składu mieszaniny palnej.
102
Wykonane charakterystyki prędkościowe w całym zakresie obciążeń silnika pokazują spadek mocy i momentu obrotowego w przypadku wtrysku pary wodnej. Różnica tych parametrów
wzrasta z prędkością obrotową osiągając ok. 5 % w ich zakresach maksymalnych (8000 obr/min
- moc maksymalna i 6500 obr/min - maksymalny moment obrotowy). Natomiast jednostkowe
zużycie paliwa zmniejsza się w zakresie niższych prędkości obrotowych i niższych obciążeń
silnika.
Stosowany przez nas system wtrysku pary wodnej miał na celu głównie obniżenie
temperatury w komorze spalania, co powoduje obniżenie emisji NOx. Na podstawie wykonanych
wykresów obserwujemy obniżenie emisji NOx w granicach aż 25 do 35 % dla obciążenia silnika
50 %. Ze wzrostem obciążenia spadek emisji zmniejsza się stopniowo. Należy jednak stwierdzić,
że pomimo niezbyt korzystnego spadku mocy i momentu obrotowego przy wtrysku pary wodnej
rekompensata w postaci spadku emisji NOx jest bardzo istotna z punktu widzenia ekologii.
Obserwowany na wykresach spadek ciśnienia maksymalnego, tak dla przypadku bez
wtrysku jak i z wtryskiem pary wodnej ze wzrostem obciążenia silnika mógł być spowodowany
działaniem układu recyrkulacji spalin, w który wyposażony był badany przez nas silnik.
Bibliografia
1. Glinka W., Siwiec S., Chłosta M., Przastek J.: „Stanowisko do badania silnika dwusuwowego małej
mocy”, Conf. Proc. 27th International Scientific Conf. on Comb. Engines - KONES 2001, Jastrzębia
Góra, 2001
2. Glinka W., Gut Z., Budny E., Przastek J.: „Model Studies of Fuel Injection”, Conf. Proc. 18th
International Colloquium on the Dynamics of Explosions and Reactive Systems, Seattle, USA, 2001
3. Budny E., Przastek J., Glinka W., Gut Z.: „Model Studies of Combustion Process in Constant Volume
Chamber Using Fuel Injector”, Mediterranean Combustion Symposium, Sharm El-Sheikh, Egypt,
2002.
103