JOURNAL OF KONES 2006 NO 4

Journal of KONES Powertrain and Transport, Vol.13, No. 4
ON THE INFLUENCE OF FUEL TYPE ON OPTIMAL LOCATION
OF 50% MASS FRACTION BURNED
Krzysztof Z. Mendera, Michaá Smereka
CzĊstochowa University of Technology
Institute of Internal Combustion Engines and Control Engineering
Al. Armii Krajowej 21, 42-200 CzĊstochowa
tel. 034-3250515, e-mail: [email protected]
Abstract
Mass fraction burned curves for the test engine powered with gasoline or LPG were determined in the presented
study. The optimal location of 50% mass fraction burned was evaluated on the basis of the obtained profiles. Maximal
value of indicated mean effective pressure calculated for each consecutive engine work cycle was chosen as the
decision feature. The mass fraction burned was calculated with the use of Rassweiler and Withrow procedure,
algorithm worked out by McCuiston, Lavoie and Kauffman as well as pV product method. The presented results are
elaborated for two fuels, various of air excess ratios, spark timing and engine loads. Mass fraction burned curves
calculated with the R-W, pV and pVț method for LPG (various air excess ratios), mass fraction burned curves
calculated with the R-W, pV and pVț method for LPG (various spark timings), optimal location of 50% MFB
calculated with the pV method for the engine powered with gasoline (spark timing 17q before TDC, various air excess
ratios), optimal location of 50% MFB calculated with the pVț method for the engine powered with gasoline (spark
timing 17q before TDC, various air excess ratios) are presented in the paper.
Keywords: internal combustion engine, combustion process, mass fraction burned, MFB, 50%MFB location.
BADANIA WPàYWU RODZAJU PALIWA NA OPTYMALNE POàOĩENIE
50% UDZIAàU MASOWEGO àADUNKU SPALONEGO
Streszczenie
W pracy wyznaczono przebiegi udziaáu masowego áadunku spalonego dla silnika badawczego zasilanego
przemiennie: benzyną lub gazem propan-butan. Otrzymane przebiegi posáuĪyáy do okreĞlenia poáoĪenia
odpowiadającemu zuĪyciu poáowy áadunku (50% udziaáu áadunku spalonego). Jako kryterium oceny optymalnego
poáoĪenia przyjĊto maksymalizacjĊ wartoĞci Ğredniego ciĞnienia indykowanego obliczanego dla kaĪdego kolejnego
cyklu pracy silnika. Udziaáy czĊĞci spalonej okreĞlano stosując procedurĊ Rassweilera i Withrowa, algorytm
opracowany przez McCuistona, Lavoie’a i Kauffmana oraz wáasną metodĊ iloczynu pV. Prezentowane wyniki
uwzglĊdniają wpáyw wspóáczynnika nadmiaru powietrza, kąta wyprzedzenia zapáonu oraz obciąĪenia silnika.
Wyznaczanie udziaáu spalonego áadunku, udziaáy czĊĞci spalonej liczone metodą dla silnika zasilanego LPG i róĪnych
skáadów mieszanki, Udziaáy czĊĞci spalonej liczone metodą R-W, pV i pVț (LPG, róĪne kąty wyprzedzenia zapáonu),
optymalne poáoĪenie 50% MFB liczonego metodą pV dla silnika zasilanego benzyną i róĪnych skáadów mieszanki (kąt
wyprzedzenia zapáonu 17q przed GMP), optymalne poáoĪenie 50% MFB liczonego metodą pVț dla silnika zasilanego
benzyną i róĪnych skáadów mieszanki (kąt wyprzedzenia zapáonu 17q przed GMP) są prezentowane w pracy
Sáowa kluczowe: silnik spalinowy, proces spalania, udziaá masowy áadunku spalonego, poáoĪenie wypalenia 50%
áadunku
1. Wprowadzenie
Analiza termodynamiczna obiegu táokowego silnika spalinowego, sáuĪąca obliczeniu
szybkoĞci wydzielania ciepáa i przeprowadzana na podstawie okreĞlonego eksperymentalnie
przebiegu ciĞnienia, stanowi podstawowe narzĊdzie badania procesu spalania w silniku táokowym.
K. Mendera, M. Smereka
Stosunkowo precyzyjny jednostrefowy model wydzielania ciepáa, na którym opiera siĊ analizĊ
termodynamiczną zostaá zaproponowany przez Gatowskiego i Heywooda i in. w 1984r [9].
Równanie szybkoĞci wydzielania ciepáa, równowaĪnego energii chemicznej paliwa, zapisaü moĪna
nastĊpująco:
dQch dU dL dQw i '˜dm sz i ˜ dm p ,
(1)
gdzie: dU – zmiana energii wewnĊtrznej, dL – energia oddana w formie pracy,
dQw – ciepáo odprowadzone do Ğcian komory, i’·dmsz – straty szczelinowe,
i·dmp – straty związane z przedmuchami.
Modele oparte na powyĪszym równaniu prezentowaáo w swych pracach wielu autorów
[1,3,4,5,6,7,8,23]. Modele takie implementowano równieĪ w programach komercyjnych [np.
31,32] przeznaczonych do 1-wymiarowego modelowaniu obiegu silnika spalinowego.
Przeprowadzenie peánej analizy termodynamicznej, umoĪliwiającej obliczenie szybkoĞci
wydzielania ciepáa brutto (energii chemicznej paliwa), wymaga znajomoĞci temperatury czynnika
roboczego i jego wáaĞciwoĞci termodynamicznych niezbĊdnych do okreĞlenia zarówno zmian
energii wewnĊtrznej, entalpii czynnika roboczego jak i strumienia ciepáa wymienianego ze
Ğcianami komory spalania. Stąd teĪ znaczna popularnoĞü wygodniejszej i prostszej analizy
przebiegu spalania ograniczającej siĊ do wyznaczania udziaáu masowego áadunku spalonego
(Mass Fraction Burned - MFB), bĊdącego miarą procesu uwalniania energii chemicznej paliwa, a
wiĊc funkcją charakterystyczną procesu spalania opisującą stopieĔ jego zaawansowania. Wedáug
opinii wielu autorów [13,14,16,24,27] przebieg procesu wydzielania ciepáa, aproksymowany
udziaáem spalonego áadunku, moĪe stanowiü podstawĊ do opracowania systemów sterowania
wyprzedzeniem zapáonu w nowoczesnym táokowym silniku spalinowym, bazujących na
„bezpoĞrednim” pomiarze efektów zjawisk zachodzących wewnątrz cylindra.
Szczególną rolĊ w tych rozwaĪaniach przypisuje siĊ znajomoĞci poáoĪenia waáu korbowego
odpowiadającego wypaleniu poáowy áadunku cylindra. W czĊsto cytowanej publikacji Bargende
[2] mówi siĊ o poáoĪeniu odpowiadającemu spaleniu 50% áadunku, które - dla zapewnienia
maksymalizacji osiągów silnika zasilanego benzyną - winno przypadaü przy staáym poáoĪeniu
waáu korbowego wynoszącym 8±2q po GMP (dla obciąĪeĔ czĊĞciowych, przy peánym obciąĪeniu
pomiary zostaáy ograniczone wystĊpowaniem spalania stukowego, co nie pozwoliáo na znalezienie
maksimum przebiegów w tym obszarze pracy silnika). WartoĞci podawane przez innych autorów
[13,17,24,25] potwierdzają te obserwacje, choü Heywood [12] pisze, Īe dla optymalnego
wyprzedzenia zapáonu, poáowa áadunku zostaje spalona okoáo 10° OWK po GMP.
ZnajomoĞü optymalnego poáoĪenia 50% MFB moĪe znaleĨü zastosowanie w systemach
sterowania táokowym silnikiem spalinowym w czasie rzeczywistym. Jest równieĪ czĊsto
przydatna w trakcie modelowania obiegu silnika (np. WAVE wymaga okreĞlenia tego wáaĞnie
poáoĪenia dla funkcji Vibe).
2. Wyznaczanie udziaáu spalonego áadunku
WielkoĞcią charakterystyczną procesu spalania jest udziaá czĊĞci spalonej, bĊdący
standaryzowaną proporcją masy áadunku spalonego do chwili i (bĊdącego sumą elementarnych
„porcji” áadunku skonsumowanych w okresach spalania, poprzedzających chwilĊ i) oraz masy
áadunku caákowitego. Zakáadając proporcjonalnoĞü pomiĊdzy masą spalonego áadunku i
wydzieloną wówczas iloĞcią ciepáa, moĪemy przyjąü, Īe MFB to takĪe stosunek ciepáa
wydzielonego do i-tej chwili (Qi) odniesionego do caákowitego ciepáa wydzielonego podczas
spalania równowaĪnego ciepáu zawartemu w paliwie (Qchem):
MFB
mb (i )
Qi
|
.
mb (total ) Qchem
334
(2)
On the Influence of Fuel Type on Optimal Location of 50% Mass Fraction Burned
Istnieje wiele metod wyznaczania udziaáu czĊĞci spalonej, które opierają siĊ na pomiarze
ciĞnienia w cylindrze silnika i chwilowej objĊtoĞci czynnika. Najbardziej znana i najstarsza jest
procedura Rassweilera i Withrowa [26] wynikająca z zaáoĪenia, Īe podczas spalania wzrost
ciĞnienia ¨p (przy wzroĞcie kąta obrotu waáu o ¨ij) jest sumą przyrostu ciĞnienia spowodowanego
spalaniem ¨pc i zmiany ciĞnienia wynikającej ze zmiany objĊtoĞci ¨pv :
'p 'pc 'pv .
'pc 'p 'pv .
Stąd:
(3)
(4)
Zakáadając, Īe wzrost ciĞnienia ¨pc jest proporcjonalny tylko do iloĞci ciepáa wydzielonego
w cylindrze, a zatem i iloĞci spalonego áadunku, udziaá czĊĞci spalonej na koĔcu rozwaĪanego
okresu moĪe byü obliczany jako:
i j
MFB |
¦ 'p
Qi
|
Qchem
i 0
i k
ci
,
(5)
¦ 'pci
i 0
gdzie: 0 – początek spalania, k – koniec spalania (k jest caákowitą liczbą przedziaáów
sumacyjnych), j – bieĪący przedziaá sumacyjny.
Zmiany ciĞnienia spowodowane zmianą objĊtoĞci ¨pv obliczamy wg równania politropy:
ª§ V · n º
'p v pi 1 pi pi «¨¨ i ¸¸ 1» .
«¬© Vi 1 ¹
»¼
(6)
Metoda ta jest szeroko stosowana, choü wg Heywooda [12] zawiera szereg uproszczeĔ
dotyczących m.in. sposobu uwzglĊdnienia wymiany ciepáa. Nieco inne zastrzeĪenia podnosi Stone
[30] sugerując, Īe ze wzglĊdu na nieizochorycznoĞü procesu spalania, przyrost ciĞnienia nim
spowodowany winien byü odnoszony do pewnej objĊtoĞci referencyjnej (moĪe nią byü np.
objĊtoĞü komory spalania Vk):
'pc*
'pc ˜
Vi
.
Vk
(7)
Inną znaną metodą obliczania MFB jest algorytm opracowany przez McCuistona, Lavoie’a i
Kauffmana [18], którzy wykazali, Īe miarą zaawansowania procesu spalania moĪe byü chwilowa
wartoĞü wyraĪenia pVț, a ciepáo wydzielone podczas spalania jest proporcjonalne do róĪnicy:
Qchem | p ˜ V N
p ˜V N
p
k
,
(8)
,
(9)
co ostatecznie pozwala zapisaü udziaá czĊĞci spalonej jako:
MFB |
p ˜V N
Qi
|
Qchem
p ˜V N
p ˜V p ˜V N
i
p
N
k
p
gdzie: p,V – ciĞnienie i objĊtoĞü, ( )i – parametry w i-tym punkcie,
( )k – parametry odpowiadające koĔcowi spalania,
( )p – parametry odpowiadające początkowi spalania,
ț – stosunek ciepeá wáaĞciwych.
335
K. Mendera, M. Smereka
NaleĪy podkreĞliü, Īe bardzo czĊsto (a moĪe nawet czĊĞciej niĪ w oryginalnej postaci),
równanie to jest wykorzystywane po zamianie wykáadnika ujmującego stosunek ciepeá
wáaĞciwych na wykáadnik politropy, którego wartoĞü moĪna wyznaczyü znacznie áatwiej niĪ
wartoĞü wykáadnika izentropy. Taka postaü stosowana jest miĊdzy innymi przez Isermanna i
Müllera w projektach dotyczących sterowania táokowymi silnikami spalinowymi realizowanych na
Uniwersytecie w Darmstadt [13,14].
Obie przedstawione wyĪej metody wymagają znajomoĞci ciĞnienia i chwilowej objĊtoĞci
czynnika roboczego oraz wykáadnika politropy/izentropy. Metoda iloczynu pV zaprezentowana w
[21], opiera siĊ na obliczaniu ilorazu przyrostu wartoĞci iloczynu pV do i-tej chwili czasu spalania
(liczonej od momentu zapáonu wyznaczanego przebiegiem sygnaáu obwodzie wtórnym ukáadu
zapáonowego) do wartoĞci przyrostu tego iloczynu za caáy okres spalania. Polega wiĊc na
okreĞlaniu MFB na podstawie jedynie ciĞnienia i objĊtoĞci czynnika roboczego:
i j
MFB |
mbi
|
mbtota
¦ 'Q
i 0
i N
i j
ch
¦ 'Qch
i 0
|
¦ pV i 0
i N
.
(10)
¦ pV i 0
NaleĪy podkreĞliü, Īe zaleta proponowanej metody pV, to takĪe brak koniecznoĞci
wyznaczania wartoĞci wykáadnika politropy, co, w przypadku zastosowaĔ do sterowania silnika w
czasie rzeczywistym, winno uáatwiü i przyspieszyü procedurĊ. Porównanie metod przedstawiono
w [22,28].
3. Badania silnikowe
3.1. Przebiegi ciĞnienia
Do obliczeĔ profili udziaáu spalonego áadunku wykorzystano przebiegi ciĞnienia
zarejestrowane w trakcie badaĔ realizowanych na stanowisku pomiarowym Instytutu Maszyn
Táokowych i Techniki Sterowania PCz. [20] wyposaĪonym w 1-cylindrowy silnik badawczy
przygotowany na bazie silnika wysokoprĊĪnego S320, który zaopatrzono w ukáad zapáonowy i
przystosowano do zasilania wtryskowo benzyną lub – zamiennie – mieszalnikowo paliwem
gazowym (LPG).
Badania prowadzono przy staáej prĊdkoĞci obrotowej dla wspóáczynnika nadmiaru powietrza
zmienianego w zakresie 0,8 do 1,15 oraz dla kątów wyprzedzenia zapáonu ustalanych w granicach
12q do 17° przed GMP. Podczas badaĔ dla kaĪdego punktu pomiarowego rejestrowano trzykrotnie
po 40 kolejnych cykli pracy silnika, otrzymując w sumie po 120 cykli dla kaĪdej nastawy. Do
akwizycji danych wykorzystano przygotowany w IMTiTS ukáad pomiarowy pozwalający na
rejestracjĊ przebiegów ciĞnienia w cylindrze w funkcji kąta obrotu waáu korbowego (czujnik,
przedwzmacniacz i znacznik kąta obrotu firmy Kistler) za pomocą karty Ambex LC-020-812
sterowanej programem normLCT [10].
Tabela 1. Dane techniczne silnika S320 zaadaptowanego do zasilania gazem
Table 1. Technical data of S320 engine adapted to gaseous fuelling
ĝrednica cylindra
120 mm
Skok táoka
160 mm
StopieĔ sprĊĪania
9
System zasilania, benzyna/LPG
wtrysk jednopunktowy/mieszalnik
PrĊdkoĞü obrotowa
1000 obr/min
336
On the Influence of Fuel Type on Optimal Location of 50% Mass Fraction Burned
3.2. Analiza wyników pomiarów
AnalizĊ wyników indykowania przeprowadzono przy pomocy dwóch specjalistycznych
programów narzĊdziowych przygotowanych w IMTiTS P.Cz. Pierwszy – program normLCT –
sáuĪyá do akwizycji danych oraz do przeksztaácenia wyników pomiarów pozyskanych co 1q OWK
na wyniki o rozdzielczoĞci 0,2q OWK (wykorzystano aproksymacjĊ funkcjami sklejanymi).
ZwiĊkszanie rozdzielczoĞci wyników rejestracji wynikaáo z koniecznoĞci korygowania poáoĪenia
GMP, okreĞlonego metodą termodynamiczną na podstawie maksimum ciĞnienia dla silnika
napĊdzanego (brak spalania). PrzesuniĊcie maksimum tego ciĞnienia w stosunku do rzeczywistego
GMP nie przekracza zwykle 1q OWK, a wiĊc wymaga równieĪ uzyskania odpowiedniej
rozdzielczoĞci sygnaáu ciĞnienia (zagadnienie korekcji poáoĪenia GMP omówiono w [11]). Takie
postĊpowanie sáuĪy takĪe usuniĊciu wysokoczĊstotliwoĞciowych szumów z sygnaáu ciĞnienia, co
umoĪliwia precyzyjniejsze okreĞlanie parametrów, branych pod uwagĊ w trakcie prowadzonych
obliczeĔ.
Drugi program – ANALIZA [29] sáuĪyá opracowaniu tak przygotowanych wyników pomiarów
oraz pozwalaá na ich graficzną prezentacjĊ. Program ten zostaá napisany w Visual Basicu i
zaimplementowany w arkuszu kalkulacyjnym Microsoft Excel. UmoĪliwia on m.in. obliczenia
udziaáu czĊĞci spalonej metodą Rassweilera i Withrowa (zgodnie z zaleceniami zawartymi w
[12,27]), metodą iloczynu pV [21] oraz przy pomocy algorytmu pVț [18]. Jako kryterium sáuĪące
wyznaczeniu optymalnego poáoĪenia 50% MFB przyjĊto wartoĞü maksymalną (dla danego zbioru
wyników) Ğredniego ciĞnienia indykowanego, które liczone byáo indywidualnie dla kaĪdego z 40120 cykli.
3.3. Przebiegi udziaáu spalonego áadunku
Porównanie profili udziaáu spalonego áadunku (MFB) obliczonych klasyczną metodą
Rassweilera-Withrowa, metodą iloczynu pV oraz metodą iloczynu pVț pozwala zauwaĪyü, Īe
Ğrednie wartoĞci (tj. obliczone na podstawie przebiegów MFB obliczanych dla kolejnych cykli
pracy silnika) udziaáu czĊĞci spalonej okreĞlone metodami Rassweilera-Withrowa oraz iloczynu
pV wykazują siĊ niewielkimi róĪnicami.
Rys. 1.Udziaáy czĊĞci spalonej liczone metodą R-W, pV i pVț dla silnika zasilanego LPG i róĪnych skáadów mieszanki
Fig. 1. Mass fraction burned curves calculated with the R-W, pV and pVț method for LPG (various air excess ratios)
337
K. Mendera, M. Smereka
Rys. 2. Udziaáy czĊĞci spalonej liczone metodą R-W, pV i pVț (LPG, róĪne kąty wyprzedzenia zapáonu
Fig. 2. Mass fraction burned curves calculated with the R-W, pV and pVț method for LPG (various spark timings)
Wyniki porównaĔ zilustrowano na rysunkach 1 i 2. Do obliczeĔ przyjmowano wykáadnik
izentropy ț=1,29, co stanowi przeciĊtną wartoĞü ilorazu cp/cv dla caáego okresu spalania.
UwzglĊdnienie jego zmiany w trakcie spalania nie powoduje znaczącej zmiany poáoĪenia 50%
MFB [28]. Dla silnika zasilanego benzyną róĪnice poáoĪenia 50% MFB nie przekraczają 0,3q
OWK (rys. 1) dla kaĪdego rozwaĪanego skáadu mieszanki. Dla silnika zasilanego gazem róĪnice
są nieco wyraĨniejsze, lecz w Īadnym przypadku nie przekraczają 1q OWK. RóĪnica jest
najmniejsza dla stechiometrycznego skáadu mieszanki i roĞnie zarówno przy jej wzbogacaniu jak i
zubaĪaniu. RóĪnice poáoĪenia 50% MFB dla metody Rassweilera-Withrowa oraz iloczynu pVț
charakteryzują siĊ nieco wiĊkszymi wartoĞciami siĊgając 2q OWK dla silnika zasilanego benzyną
oraz 3q OWK dla silnika zasilanego gazem.
3.4. Optymalne poáoĪenie 50% MFB
3.4.1. Zasilanie benzyną
Rys.3. Optymalne poáoĪenie 50% MFB liczonego metodą pV dla silnika zasilanego benzyną i róĪnych skáadów
mieszanki (kąt wyprzedzenia zapáonu 17q przed GMP)
Fig. 3. Optimal location of 50% MFB calculated with the pV method for the engine powered with gasoline (spark
timing 17q before TDC, various air excess ratios)
338
On the Influence of Fuel Type on Optimal Location of 50% Mass Fraction Burned
Rys.4. Optymalne poáoĪenie 50% MFB liczonego metodą pVț dla silnika zasilanego benzyną i róĪnych skáadów
mieszanki (kąt wyprzedzenia zapáonu 17q przed GMP)
Fig. 4. Optimal location of 50% MFB calculated with the pVț method for the engine powered with gasoline (spark
timing 17q before TDC, various air excess ratios)
Wyniki obliczeĔ poáoĪenia odpowiadającego wypaleniu poáowy áadunku cylindra (50% MFB)
otrzymane metodą iloczynu pV dla silnika napĊdzanego benzyną zilustrowano na rysunku 3,
prezentując wyniki dla róĪnych skáadów mieszanki. Na wykres naniesiono wielomianowe krzywe
regresji aproksymujące zmiany Ğredniego ciĞnienia indykowanego w funkcji poáoĪenia 50% MFB.
Analiza wykresów pokazuje, Īe dla silnika zasilanego benzyną, niezaleĪnie od skáadu mieszanki,
optimum poáoĪenia 50% MFB (tj. poáoĪenia zapewniające maksimum pi) znajduje siĊ w przedziale
8÷10q OWK po GMP. Wyniki uzyskane przy zastosowaniu metody pVț (rys. 4) sugerują
przesuniĊcie optymalnego poáoĪenia o okoáo 1q w kierunku wyĪszych wartoĞci kąta.
3.4.2. Zasilanie gazem
W przypadku zasilania gazem wyraĨne maksimum pi osiągniĊto dla mieszanki
stechiometrycznej (rys. 5 i 6).
Wyniki uzyskane dla skáadu mieszanki róĪnego od stechiometrycznego (Ȝ=0,8 i Ȝ=1,15) nie
pozwalaáy na wyznaczenie maksimum Ğrednich ciĞnieĔ indykowanych, co wymusiáo ekstrapolacjĊ
krzywych w celu oszacowania spodziewanego maksimum przebiegów (rys. 5).
Optymalne poáoĪenie 50% MFB dla mieszanki stechiometrycznej znajduje siĊ okoáo 11-12q OWK
po GMP (rys. 6). Dla mieszanek o skáadzie innym niĪ stechiometryczny, dokonana ekstrapolacja
sugeruje, Īe maksima Ğredniego ciĞnienia indykowanego mogáyby wystąpiü dla poáoĪenia 50%
MFB przypadającego w podobnym poáoĪeniu 11÷13q OWK po GMP.
4. Podsumowanie
Przeprowadzone obliczenia zilustrowano syntetycznie na rysunku 7 ilustrującym zmiany
Ğredniego ciĞnienia indykowanego w funkcji poáoĪenia 50% MFB. Do porównania przyjĊto
jedynie (by nie zaciemniaü rysunku) wyniki otrzymane dla stechiometrycznych mieszanek obu
paliw przy staáych kątach wyprzedzenia zapáonu (rysunki 4 i 6 dowodzą, Īe wyprzedzenie
zapáonu praktycznie nie ma wpáywu na optymalne poáoĪenie 50% MFB).
Porównanie obu par przebiegów wskazuje Īe:
- optymalne poáoĪenie 50% MFB dla benzyny to 10-11±2q OWK po GMP (jest wiĊc ono bliĪsze
raczej wynikom Heywooda niĪ Bargende);
339
K. Mendera, M. Smereka
-
optymalne poáoĪenie 50% MFB dla LPG jest nieco bardziej opóĨnione. Oszacowano je na
12±2q OWK po GMP;
-
0,92
0,91
0,9
0,89
0,88
0,87
IMEP (MPa)
0,86
0,85
0,84
0,83
0,82
0,81
0,8
lambda=1
lambda=1,2
lambda=0,8
0,79
0,78
0,77
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
Location of 50% MFB (deg)
Rys.5. Optymalne poáoĪenie 50% MFB liczonego metodą pV dla silnika zasilanego LPG i róĪnych skáadów mieszanki
(kąt wyprzedzenia zapáonu 12q przed GMP)
Fig. 5. Optimal location of 50% MFB calculated with the pV method for the engine powered with LPG (spark timing
12q before TDC, various air excess ratios)
0,92
crank angle=12 deg
crank angle=9 deg
0,91
crank angle=7 deg
IMEP (MPa)
0,9
0,89
0,88
0,87
0,86
0,85
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
Location of 50% MFB (deg)
Rys.6. Optymalne poáoĪenie 50% MFB liczonego metodą pV dla silnika zasilanego LPG i róĪnych kątów
wyprzedzenia zapáonu (lambda=1)
Fig. 6. Optimal location of 50% MFB calculated with the pV method for the engine powered with LPG (lambda=1)
- przebiegi dla benzyny są bardziej rozmyte, iĪ dla gazu i byü moĪe stąd pewna rozbieĪnoĞü
podawanych w literaturze poáoĪeĔ optymalnych.
W efekcie wszystkich przeprowadzonych obliczeĔ naleĪy stwierdziü, Īe pomiĊdzy optymalnymi
poáoĪeniami 50% MFB, okreĞlonymi metodami: Rassweilera-Withrowa oraz iloczynu pV, nie ma
znaczących róĪnic, a wyniki otrzymywane przy pomocy algorytmu pVț róĪnią siĊ od powyĪszych
340
On the Influence of Fuel Type on Optimal Location of 50% Mass Fraction Burned
o okoáo 1° OWK, co w Ğwietle wskazywanego juĪ rozmycia wyników moĪe mieü drugorzĊdne
znaczenie.
Rys.7. PoáoĪenia 50% MFB w zaleĪnoĞci od rodzaju paliwa i metody obliczeĔ
Fig. 7. The locations of 50% MFB depending on fuel and method computing
Literatura
[1] Assanis, D.N. et al., A methodology for cycle-by-cycle transient heat release analysis in a
turbocharged direct injection diesel engine, SAE Technical Paper 2000-01-1185.
[2] Bargende, M., Schwerpunkt-Kriterium und automatische Klingelerkennung, MTZ 10/1995.
[3] Brown,
B.
R.,
Combustion
data
acquisition
and
analysis,
http://www.xarin.co.uk/FinalProjectReport.pdf.
[4] Brunt, M. F. J., Harjit, A., Emtage, A. L., The calculation of heat release energy from engine
cylinder pressure data, SAE Technical Paper 981052.
[5] Brunt, M.F.J., Platss, K. C., Calculation of heat release in direct injection diesel engine, SAE
Technical Paper 199-01-0187.
[6] Cheung, H. M., and Heywood, J. B., Evaluation of a one-zone burn-rate analysis procedure
using production SI engine pressure data, SAE Technical Paper 932749.
[7] Cupiaá, K., SILNIK – wersja 2001.5 – program do opracowywania wykresów
indykatorowych. Instytut Maszyn Táokowych i Techniki Sterowania, CzĊstochowa 2002.
341
K. Mendera, M. Smereka
[8] Eriksson, L., Spark advance modeling and control. Printed by Linus & Linnea AB,
Linkoping, Sweden 1999, ISBN 91-7219-479-0 ISSN 0345-7524.
[9] Gatowski, J.A., Balles, E. N., Chun, K. M., Nelson, F. E., Ekchian, J. A., and Heywood, J. B.,
Heat release analysis of engine pressure data, SAE Technical Paper 841359.
[10] Gruca, M., LCT - program do rejestracji i analizy harmonicznej sygnaáów, Politechnika
CzĊstochowska 2006.
[11] Gruca, M., Mendera, K. Z., Wyznaczanie GMP táoka, Kones 2005.
[12] Heywood, J. B., Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw-Hill series in
mechanical engineering, McGraw-Hill, 1988.
[13] Isermann, R., MĦller, N., Modeling and adaptive control of combustion engines with fast
neural networks.
http://www.eunite.org/eunite/events/eunite2001/look_back/13373_P_Isermann.pdf.
[14] Isermann, R., MĦller, N., Nonlinear identification and adaptive control of combustion
engines, http://w3.rt.e-technik.tu-darmstadt.de/~mueller/pdf/ifac_2.pdf.
[15] Kuhl, A.L., Oppenheim, A.K., Life of fuel in engine cylinder, SAE Technical Paper 980780.
[16] Kuo, P., Cylinder pressure in a spark-ignition engine, a computational model. Engineering
Sciences J. Undergrad. http://hcs.harvard.edu/~jus/0303/kuo.pdf.
[17] Leonhardt, S., MĦller, N., Isermann, R., Methods for engine supervision and control based on
cylinder pressure information, http://w3.rt.e-technik.tu-armstadt.de/~mueller/pdf/asme99.pdf.
[18] McCuiston, F.D., Lavoie, G.A., Kauffman, C.W., Validation of a turbulent flame propagation
model for a spark ignition engine, SAE Technical Paper 770045.
[19] Mendera, K. Z., Pasternak, M., Smereka, M., SobiepaĔski, M., Sosnowski, M., Calibration of
spark ignition engine model, PTNSS Kongres, Szczyrk 2005.
[20] Mendera, K. Z., Spyra, A., Smreka, M., Wpáyw nastaw regulacyjnych silnika gazowego na
profil udziaáu spalonego áadunku, VII MiĊdzynarodowa Konferencja Naukowa SILNIKI
GAZOWE 2006.
[21] Mendera, K. Z., Spyra, A., Smereka, M., Mass fraction burned algorithm based on the pV
product, Journal of Kones Internal Combustion Engines 2002, vol. 9.
[22] Mendera, K.Z., Spyra, A, Smereka, M., Mass Fraction Burned Analysis. Journal of Kones
Internal Combustion Engines 2002, vol. 9.
[23] Mendera, K. Z., Thermodynamic analysis of spark ignition engine pressure data, Journal of
Kones Internal Combustion Engines 2004, vol. 11.
[24] MĦller, N., Nelles, O., Isermann, R., Closed-loop ignition control using on-line learning of
locally-tuned
Radial
Basis
Function
Networks,
http://w3.rt.e-technik.tudarmstadt.de/~mueller/pdf/acc99.pdf.
[25] MĦller, N., Ullrich, T., Adaptive ignition control using on-line learning of delaunay networks,
http://w3.rt.e-technik.tu-darmstadt.de/~mueller/pdf/ecc99.pdf.
[26] Rassweiler, G.M., Withrow, L.: Motion picture of engine flames correlated with pressure
cards, SAE Technical Paper 800131.
[27] Sellnau, M., Matekunas, F.A., Battiston, P., Chen-Fang Chang: Cylinder-pressure-based
engine control using pressure-ratio-management and low-cost non-intrusive cylinder pressure
sensors, SAE Technical paper 2000-01-0932.
[28] Smereka, M., Analiza procesu wydzielania ciepáa w táokowym silniku spalinowym, Praca
doktorska w przygotowaniu.
[29] Smereka, M., ANALIZA – program do analizy wyników indykowania.,CzĊstochowa 2006.
[30] Stone, R., Introduction to internal combustion engines, Palgrave, 3rd edition, 1999.
[31] AVL IndiCom.http://tec.avl.com
[32] WAVE v5 Engine, Reference manual, Ricardo 2002.
342