The Korean Society Of Automotive Engineers
[ Article ]
Transactions of the Korean Society of Automotive Engineers - Vol. 27, No. 5, pp.411-417
ISSN: 1225-6382 (Print) 2234-0149 (Online)
Print publication date 01 May 2019
Received 29 Jan 2019 Revised 21 Feb 2019 Accepted 27 Feb 2019
DOI: https://doi.org/10.7467/KSAE.2019.27.5.411

대형 천연가스/디젤 혼소 엔진에서 압축비 및 피스톤 보울 형상에 따른

이정우1) ; 이선엽1) ; 김창기1) ; 이석환*, 1) ; 최영1) ; 최원빈2)
1)한국기계연구원 그린동력연구실
2)과학기술연합대학원대학교 청정환경시스템공학과
Effect of Various Diesel Injection Timings on Combustion and Emissions Characteristics as Different Compression Ratio and Bowl-shaped Pistons in a Heavy-duty Natural Gas/Diesel Dual-fuel Engine
Jeongwoo Lee1) ; Sunyoup Lee1) ; Changgi Kim1) ; Seokhwan Lee*, 1) ; Young Choi1) ; Wonbin Choi2)
1)Department of Engine Research, Korea Institute of Machinery and Materials, 156 Gajeongbuk-ro, Yuseong-gu, Daejeon 34103 Korea
2)Department of Environmental System Engineering, University of Science and Technology, Daejeon 34113 Korea

Correspondence to: *E-mail: shlee@kimm.re.kr


Copyright Ⓒ 2019 KSAE / 162-10
This is an Open-Access article distributed under the terms of the Creative Commons Attribution Non-Commercial License(http://creativecommons.org/licenses/by-nc/3.0) which permits unrestricted non-commercial use, distribution, and reproduction in any medium provided the original work is properly cited.

Abstract

The governing combustion regimes were slightly different between the neat diesel and dual-fuel combustion conditions. Neat diesel combustion was based on the auto-ignition of heterogeneous mixture of air and diesel fuel, whereas dual-fuel combustion mainly consisted of pre-mixed combustion and some local flame propagation. Therefore, the condition of the combustion chamber should be modified so as to adjust to the dual-fuel combustion instead of the neat diesel combustion. For this reason, dual-fuel combustion characteristics were investigated in this research under two different pistons(compression ratio and bowl shape together) as varying diesel injection timings. Under 1,200 rpm and low load condition, the diesel injection timing varied from TDC to advance limit(CoV of gIMEP < 5 %), which differed as natural gas fractions(60 % and 80 %).

Keywords:

Bowl shape, Compression ratio, Diesl fuel, Dual-fuel, Natural gas, Diesel injection timing

키워드:

보울 형상, 압축비, 경유, 이종 연료, 천연가스, 디젤 분사시기

1. 서 론

이종 연료를 이용한 혼소 방식에 관한 연구는 연료 특성이 극명히 다른 두 연료의 장점을 모두 얻기 위해 진행되어 왔다. 그 중 가장 괄목할 만한 연구로는, 가솔린과 디젤 연료를 이용한 반응성 조정 압축착화 연소(RCCI, Reactivity Controlled Compression Ignition)로 2010년 경 Wisconsin 대학의 ERC 그룹에 의해 소개되어 현재까지도 주목받고 있는 기술이다.1) 가솔린 연료는 주로 포트 분사기(PFI; Port Fuel Injector)를 이용하여 흡기 포트에 흡입 공기 및 배기재순환(EGR; Exhaust Gas Recirculation)으로 공급된 배출가스와 미리 혼합되어 연소실 내로 공급되며, 디젤 연료는 일반적인 디젤 엔진에서 사용하는 방식과 동일하게 연소실 내에 직접 분사기(DI, Direct Injector)를 이용하여 공급된다.2) 이를 통해 예혼합된 가솔린 혼합기에 디젤 연료가 분사되면서 연소실 내에 반응 성층(Reactivity stratification)을 만들게 되어 균일 혼합 압축착화 연소(HCCI; Homogeneous Charge Compression Ignition)보다 연소압 상승은 완만하면서도 충분히 예혼합된 연소를 구현할 수 있다.

완만한(Smooth) 연소를 통해 연소실 내 압력상승률(PRR, pressure rise rate)은 낮추고, 희박 조건(Lean)에서 예혼합 연소를 구현함으로써, 질소산화물(NOx; Nitrogen Oxides)와 입자상물질(PM; Particulate Matters)을 동시에 저감할 수 있다는 장점을 가지고 있다.1-3) 다만 열효율에 관련해서는 이견이 있을 수 있는데 RCCI와 관련된 선행연구들에 따르면 순수 디젤 연소(Neat diesel combustion) 대비 짧은 연소 기간으로 인하여 벽면 열손실(Heat transfer loss)이 감소하므로 열효율이 증가할 수 있다고 밝히고 있다.4,5) 그러나 이는 연소 기간에 기인한 원인보다는 희박 연소를 통한 비열 증대와 연소실 내 열용량의 증가를 통한 열손실의 저감이 더 큰 원인으로 파악되며, 디젤 연소와 동등한 공연비 조건에서 열효율을 비교하면 큰 차이가 없음을 알 수 있다.6,7) 오히려 흡기와 함께 섞여 들어온 저반응성 연료 일부가 틈세 체적(Crevice volume)에 숨어 연소에 참여하지 못한 채 배출되어 연소 효율이 저하되고 미연탄화수소(THC; Total Hydrocarbon), 일산화탄소(CO; Carbon Monoxide) 등의 유해 배기물질이 증가하는 악영향을 초래하기도 한다. 또한 혼소 시 반응 영역 확장을 위한 디젤 조기 분사(Early diesel injection)로 인하여 연료 벽면 침착(Wall-impingement)이 발생하여 미연탄화수소가 증가한다고 보고하였다.8,9)

상기 배기 배출물 문제뿐만 아니라, 급격한 압력상승률 역시 RCCI를 포한한 혼소에 있어서 피해 갈 수 없는 문제이다.10) 위에서 언급한 바와 같이 혼소는 일반적인 HCCI 연소에 비하면 압력상승률이 상대적으로 낮은 편이기는 하지만, 디젤 압축착화 연소나 가솔린 불꽃점화 연소에 비하면 여전히 높은 편이다. 이는 동시 다발적인 자발화 연소가 발생하는 예혼합 연소들의 공통적인 단점이기도 하다. 따라서 압력상승률을 제어하지 못하면 엔진 내구 및 소음특성과 연계되어 혼소의 운전영역을 확장하지 못하는 문제점이 존재한다.11)

따라서 본 연구에서는 혼소의 운전영역을 확장하는 방안의 일환으로 연소실 형상 개선을 제안하고자 한다. 일반적인 양산형 피스톤(압축비 17, Re-entrant type bowl-shaped)의 압축비와 보울 형상을 수정한 수정 피스톤(압축비 15, Bathtub bowl-shaped)을 혼소에 적용하여 연소 및 배기배출 특성을 비교 분석함으로써, 위에 언급한 혼소의 문제점들을 해결하고자 하였다. 특히 피스톤 형상이 상이한 각각의 피스톤 적용 시 디젤 분사시기 및 연료 간 비율에 따른 혼소의 연소 및 배기 특성을 파악하였다. 해당 실험을 통해 혼소에 적합한 피스톤 형상과 압축비의 방향성에 대해 고찰하였다.


2. 실험 장치 구성 및 방법

2.1 실험 장치 구성

본 실험에는 6 L급 6기통 대형 디젤엔진이 베이스 엔진으로 사용되었다. 천연가스는 질량유량계(Mass flow controller)를 사용하여 공급량을 조절하였으며 흡기 다기관에 자연흡입 방식(Natural aspiration)으로 공급하여, 별도의 혼합기 없이 흡기과정 중 혼합되도록 하였다. 천연가스는 외부의 봄베(Bombe)에 도시가스를 저장해 놓고, 레귤레이터를 이용하여 10 bar 이하로 엔진 흡기관에 공급하였다. 디젤 연료의 공급량은 연료유량계(Micro Motion Mass Flow Sensor; Emerson)을 사용하여 측정하였다. 엔진의 부하와 회전수를 제어하기 위하여 해당 엔진은 220 kW 부하급 와류 전류(Eddy-current) 방식의 동력계에 장착되었으며, 공연비는 광대역 람다센서(Model LA4; ETAS co.)를 사용하여 측정하였다. 질소산화물, 일산화탄소, 미연탄화수소 및 이산화탄소(CO2; Carbon Dioxides) 배기배출물의 측정을 위해 배출가스 측정장치(Mexa 7100-DEGR, Horiba)를 사용하였으며, 매연의 농도 측정에는 Smoke meter(415S, AVL)가 사용되었다.

연소실 압력 측정을 위해 피에조타입 압력센서(6052C, Kistler)와 글로우 플러그 어댑터(6542Q27, Kistler)를 사용하였으며, 이를 연소해석기(DE 500, Dewetron)를 이용하여 열방출율을 계산하였다. 전체적인 실험장치 구성도는 Fig. 1에 소개되어 있으며, 두 피스톤의 보울 형상은 Fig. 2에 나타나 있다. 엔진의 상세 제원 및 사용된 연료의 특성은 각각 Table 1, 2에 기록하였다.

Fig. 1

Schematic diagram of experimental setup

Fig. 2

Piston bowl shapes(Left: Re-entrance Cr 17/ Right: Bathtub Cr 15)

Engine specifications

Fuel properties

2.2 실험 조건 및 방법

엔진 속도 1,200 rpm에서 흡기압력 1.3 bar, 공기과잉률 (λ) 2.0 조건에서 실험을 진행하였다. 천연가스 연료의 분율은 전체 공급된 에너지 기준으로 60, 80 % 두 조건을 상정하였으며, 디젤 분사시기는 상사점(TDC, Top Dead Center)을 시작으로 60 CA BTDC 까지 10도 간격으로 진각하였다. 단, 연소 안정성(CoV_IMEP)이 문제가 되는 경우, 해당 값이 5 % 이내인 경우까지만 측정을 시행하였다. 상기 실험 조건은 두 피스톤에 동일하게 적용하였으며, 상세 실험 조건은 Table 3에 기입되어 있다.

Experimental conditions


3. 실험 결과 및 논의

3.1 연소 특성

Fig. 3은 서로 다른 피스톤 형상 조건에서 디젤 분사시기가 40 CA BTDC인 경우, 두 가지 천연가스 비율에 따른 연소압력과 열발생률을 나타내고 있다. 피스톤 형상에 상관없이 천연가스 비율이 60 %인 경우, 초반 열발생률이 급격한 것을 확인할 수 있다. 급격한 열발생은 연소압력 선도에도 영향을 주어 노킹(Knockng)과 유사한 형태의 작은 맥동이 반영되어 있음을 알 수 있다.

Fig. 3

Heat release rate and in-cylinder pressure traces as different compression ratio and natural gas fractions under 1,200 rpm and diesel SOI(start of injection) at 40 CA BTDC condition

반면 천연가스 분율이 80 %인 경우는 피스톤 형상에 상관없이 열방출율 곡선이 전형적인 RCCI 연소 형태인 ‘종모양(Bell-shaped)’을 띄고 있는 것을 확인할 수 있으며, 연소압 선도에도 맥동이 없이 부드러운 연소가 발생하고 있음을 확인 할 수 있다. 천연가스 비율이 상대적으로 낮고 디젤 분율이 높은 경우, 짧은 점화지연 기간(Ignition delay)으로 인해 디젤연료의 예혼합이 원활히 이루어지지 못하게 되며 이로 인해 확산화염(Diffusion flame)이 증가하므로 급격한 열발생률이 발생하는 것으로 파악된다.12) 반면 천연가스 분율을 80 %로 높이는 경우, 예혼합기를 형성하기 어려운 디젤 연료가 줄어들어 전체적인 예혼합율이 향상되므로 전형적인 RCCI 연소가 발생하고 있음을 확인할 수 있다.

압축비에 의한 영향을 살펴보면, 압축비가 17로 15보다 상대적으로 높은 경우 동일한 천연가스 분율 조건에서는 연소시작 시점이 빠르며, 압력상승이 더 가파른 것을 확인할 수 있다. 이는 전적으로 압축비 상승에 의한 점화지연 기간 단축 효과에 기인한 현상으로 판단된다.13) 다만 연소압력 선도 및 열발생률만으로는 압축비의 차이 외에 피스톤 보울 형상에 따른 연소 특성을 평가하기는 어렵다.

3.2 효율 특성

Fig. 4는 서로 다른 두 종류의 피스톤과 두 가지의 천연가스 분율 조건에서 디젤 분사시기를 상사점에서부터 60 CA BTDC까지 진각 하였을 때, 도시 열효율(GIE, gross indicated thermal efficiency)을 비롯하여 연소 손실(Combustion loss), 연소실 내 열전달 손실(Heat transfer loss), 배기손실(Exhaust loss)을 차례로 나타내고 있다.

Fig. 4

(a) GIE(gross indicated thermal efficiency), (b) combustion loss, (c) heat transfer loss, (d) exhaust loss traces as varying diesel SOI under four different compression ratio and natural gas fraction conditions under 1,200 rpm

축일(Brake work)이 아닌 순수 연소에 의한 열효율을 따진다고 하였을 때, 천연가스 분율에 따라 그 경향성이 다름을 확인할 수 있다. 천연가스 분율이 60 %인 경우 디젤 분사시기를 진각함에 따라 도시 열효율은 감소하다가 다시 증가하는 경향을 보이는 반면, 천연가스 비율이 80 %인 경우 지속적으로 증가하는 양상을 보인다.

특히 모든 실험 조건 중 가장 높은 열효율을 나타내는 조건은 압축비 15, 천연가스 분율 80 %, 디젤 분사시기 40 CA BTDC이며, 이 때 열효율은 42.9 %로 측정되었다. 이는 일반적으로 내연기관의 열효율을 계산할 때, 압축비가 낮아지면 열효율 역시 감소한다는 이론적인 결과와 상충된다.13) 하지만 이론적인 열효율의 계산은 여타 손실이 없다는 이상적인 가정 하에서 이루어진 것이므로, 결과적으로 실제 혼소 실험 시 압축비가 더 낮은 15 조건에서 열효율이 높다는 것은 여타 에너지 손실이 적었다는 것으로 추정해 볼 수 있다.

Fig. 4(b)에 나타낸 연소 손실을 살펴 보면, 디젤 분사시기가 상사점 부근이고 천연가스 분율이 80 %인 경우에는 압축비가 낮으면 연소 손실이 더 증가 하였음을 확인할 수 있다. 이는 천연가스가 높은 옥탄가를 가지는 저반응성 연료이므로, 압축비에 따른 연소 손실 변화가 민감하기 때문이다. 그러나 디젤 분사시기가 40 CA BTDC 보다 더 진각되는 경우, 각 조건 간의 연소 효율 차이는 크지 않음을 확인할 수 있다. 이는 예혼합율이 높아져 RCCI 연소에 가까워질수록, 자발착화성에 기인한 디젤 기반의 연소가 아닌 화학 반응에 의한 연소가 지배적이기 때문에 압축비의 영향을 덜 받는 것으로 볼 수 있다.14)

특히 도시 열효율의 경향성이 천연가스 분율에 따라 다른 이유는 연소실 내 열전달 손실의 영향이라고 할 수 있다. Fig. 4(c)를 보면, 천연가스 분율이 60 %인 경우 아직 확산화염이 존재하되 주 연소가 상사점 이전 압축행정 동안 이루어지는 디젤 분사시기 30~40 CA BTDC 조건에서 열전달 손실이 가장 크다가, 점화지연이 길어져 연소상이 팽창행정 쪽으로 넘어가는 분사시기 50~60 CA BTDC 조건에서 감소한다. 이는 정확히 도시 열효율의 경향성과 반대되며, 열효율을 결정하는 주요한 요인으로 열전달 손실이 영향을 미치고 있음을 알 수 있다. 천연가스 분율이 60 %인 경우, 열전달 손실이 오히려 압축비가 낮은 경우에서 더 크기도 한데 이는 스월이 상대적으로 약한 bathtub 보울 형상으로 인해 확산화염이 지배적인 경우에는 열손실이 더 클 수도 있을 것으로 판단된다.15)

마지막으로 Fig. 4(d)의 배기 손실측면에서 살펴보면, 압축비가 낮은 경우에는 연소 온도가 낮아질 가능성이 크므로 이에 따라 배기 손실 역시 감소하였음을 확인할 수 있다.

Fig. 5(a)의 축일을 기준으로 한 제동 열효율(BTE, brake thermal efficiency)의 경우 도시 열효율과 동일한 경향성을 보인다. 따라서 혼소 조건 및 연소실 형상 변화에 의한 펌핑 손실(Pumping loss), 마찰 손실(Friction loss) 및 부가 손실(Accessary loss) 등의 차이는 거의 없는 것으로 파악할 수 있다.

Fig. 5

(a) BTE(brake thermal efficiency) and (b) BCO2(brake specific CO2) emission traces as varying diesel SOI under four different compression ratio and natural gas fraction conditions under 1,200 rpm

반면 출력대비 이산화탄소의 배출을 나타낸 BCO2 (Brake specific CO2) 결과(Fig. 5(b))를 살펴 보면, 압축비 17/천연가스 분율 60 %/디젤 분사시기 10 CA BTDC인 조건에서 배출량이 가장 낮게 측정 되었다. 연소 효율에서 오는 이산화탄소 발생량의 차이와 디젤 분사시기에 따른 출력이 다르기 때문에 발생하는 이유로 여겨진다. 천연가스 비율 60 % 조건에서 디젤 분사시기가 진각 될 경우, 연소가 압축행정 말미에 이루어져 대부분 열전달로 에너지 손실이 발생하기 때문에 출력당 이산화탄소 배출값이 증가하는 경향을 보인다. 그러나 천연가스 비율이 80 %인 경우, 점화지연의 증대로 인하여 같이 연소상이 미루어져(Fig. 3 참고) 열전달 손실이 낮기 때문에(Fig. 4(c) 참고), 디젤 분사시기의 진각에도 불구하고 이산화탄소 배출량의 증가는 크지 않았다.

3.3 배출가스 특성

Fig. 6(a)(b)는 각각 서로 다른 두 종류의 피스톤과 두 가지의 천연가스 비율 조건에서 디젤 분사시기를 상사점에서부터 60 CA BTDC까지 진각하였을 때, 질소산화물 및 매연의 배출 특성을 나타낸 결과이다.

Fig. 6

(a) BNOx and (b) BSmoke emission traces as varying diesel SOI under four different compression ratio and natural gas fraction conditions under 1,200 rpm

Fig. 6(a)을 통해 분사시기가 진각 되는 경우 천연가스 분율이 60 %인 경우에는 디젤 분사시기 30 CA BTDC부터, 80 %인 경우에는 20 CA BTDC를 기점으로 질소산화물이 증가하다 감소하는 것을 확인할 수 있다. 이를 통해 저반응성 연료인 천연가스 분율의 증가로 점화지연 기간을 연장할 수 있어, 예혼합 저온 연소(Premixed low temperature combustion)을 이룰 수 있다. 동일한 천연가스 분율 및 디젤 분사시기 조건에서는 압축비가 낮은 경우 질소산화물의 배출이 적었으며, 압축비 17에서 압축비 15 조건과 동등 수준의 질소산화물 배출을 이루기 위해서는 약 10 deg 가량의 분사시기의 진각이 추가로 필요함을 알 수 있다. 즉, 높은 압축비로 인해 연소 온도가 필연적으로 높은 상황에서는 보다 이른 시기에 디젤 연료를 분사하여 희박 예혼합 조건을 조성하여야 한다.

반면 매연 배출의 경우(Fig. 6(b)), 디젤 분사시기가 상사점에서 40 CA BTDC 사이에 위치하는 경우 확대 그림에서 보는 것과 같이 모든 조건에서 15 mg/kWh 이하의 배출 수준을 보였다. 이는 EURO-VI 배기규제를 후처리 장치 없이 만족하는 수준으로 일반적인 디젤 연소에 비해 매우 낮은 수준이다.16) 그러나 천연가스 분율이 60 % 인 경우에는 피스톤 종류에 상관없이 디젤 분사시기가 40 CA BTDC보다 진각 되면 매연이 급격하게 증가하게 된다. 이는 조기 디젤 분사에 의해 연소실 내부 압력이 낮은 상황에서 길어진 디젤 분무가 실린더 벽면 혹은 피스톤 상면에 닿아 벽면 침착 현상(Wall-impingement)을 발생하였기 때문으로 판단된다. 이 경우 액면화재(Pool-fire)가 발생할 수 있으며 이로 인하여 매연이 급증한 것으로 파악 된다.17) 하지만, 천연가스 분율이 80 %인 경우에는 디젤 분사량이 상대적으로 적으므로 분사시기를 40 CA BTDC 이상으로 진각 하여도 벽면에 침착되는 연료가 거의 없기 때문에 매연의 증가량이 미미하게 된다.

Fig. 7에는 미연탄화수소(a) 및 일산화탄소(b)의 배출 경향성을 나타내었다. 미연탄화수소 및 일산화탄소는 연소 손실의 지표로서, 유사한 경향성을 지니고 있다. 디젤 분사시기가 상사점 근처일 경우, 팽창과정에서 연소가 시작되고 이루어지므로 연소온도가 낮아 두 미연물질의 배출이 모든 조건에서 다량 배출됨을 알 수 있다. 또한 디젤 분사시기가 지각 될수록, 연소실 내 반응성 성층화의 정도가 심해지기 때문에 낮은 연소 온도 뿐만 아니라 균일 혼합측면에서도 불리함이 존재한다. 특히 저반응성 연료인 천연가스의 분율이 높고, 압축비가 낮아 연소온도가 낮은 경우에 더 높은 양상을 보이나, 압축비에 의한 경향성의 차이는 뚜렷하지 않다.

Fig. 7

(a) BTHC and (b) BCO emission traces as varying diesel SOI under four different compression ratio and natural gas fraction conditions under 1,200 rpm

미연탄화수소와 일산화탄소는 디젤 분사시기가 진각됨에 따라 압축행정 중 연소로 인해 연소 온도가 증가하여 산화율이 향상되는 것으로 파악되는 가운데, 과도하게 진각 하는 경우 다시 증가하는 경향을 보임을 알 수 있다. 이는 착화원인 디젤 연료의 과도 진각으로 인한 점화지연 증가가 과도 혼합(Over-mixing)을 만들어 국소 희박 영역(Local lean-pocket)을 만들었기 때문으로 파악 된다.18)

특히 압축비 15/천연가스 분율 80 % 조건에서 디젤 분사시기를 50 CA BTDC로 진각하는 경우에는 미연탄화수소 및 일산화탄소의 배출이 모두 20 g/kWh를 넘어 연소 손실이 13.8 %에 달하게 된다. 즉, 압축비도 낮고 착화원도 부족한 상황에서는 디젤 분사 시기의 과도 진각을 통한 반응성 성층화를 약화시키는 방법은 착화의 불안정성을 야기한다 할 수 있겠다.


4. 결 론

본 연구에서는 천연가스/디젤 혼소 시 압축비와 피스톤 보울 형상이 다른 두 가지 피스톤 조건에서 디젤 분사시기 및 천연가스 분율에 따른 연소 효율과 배기배출 특성을 분석하였다. 아래는 본 연구에서 도출한 결론이다.

  • 1) 상대적으로 낮은 압축비를 사용하는 경우 동일한 운전조건에서 확연히 낮은 연소실 내 압력상승을 확인할 수 있었다. 점화지연 기간은 압축비에 반비례하는 결과를 확인하였으며, 동일 디젤 분사시기(40 CA BTDC) 조건에서 천연가스 분율이 80 %로 증가하는 경우 피스톤 형상과 관계없이 RCCI 연소 특성이 발현 되었다.
  • 2) 도시/제동 열효율의 경우 이상적인 사이클 해석에서는 압축비에 비례하는 것과 달리, 해당 실험에서는 압축비 15 조건이 압축비 17에 비해 열효율이 약간 높게 측정되었다. 이는 이상적인 사이클 해석에서 고려 되지 않는 각종 손실에서 차이가 발생하기 때문이다. 낮은 압축비로 인해 연소온도가 낮아 배기 손실 측면에서 이득을 보았기 때문에, 압축비가 15인 피스톤 장착 시 천연가스 분율 80 %/디젤 분사시기 40 CA BTDC 조건에서 가장 높은 도시 열효율 42.9 %를 확인할 수 있었다.
  • 3) 압축비 15의 피스톤은 보울 내 확산화염에 기반한 순수 디젤 연소와 달리, 연소실 전체를 활용하는 RCCI 연소에 초점을 맞춘 Bathtub 형태이기 때문에 스월 강도가 기존 양산 피스톤에 비해 낮다. 따라서 디젤 분율이 높은 천연가스 비율 60 % 조건에서는 스월 강도가 낮은 압축비 15 조건에서의 열전달 손실이 압축비 17에서보다 클 가능성이 존재한다.
  • 4) 질소산화물의 경우 낮은 압축비와 높은 천연가스 분율에서 적게 배출 되었으며, 디젤 분사시기가 진각 되어 RCCI 연소 영역에 진입하면서 매우 낮은 수준으로 배출 되었다. 매연의 경우 디젤 분사시기를 40 CA BTDC 이상으로 과도하게 진각 시 디젤 분무의 벽면 충돌에 의해 급증하게 되며, 미연탄화수소 및 일산화탄소의 경우 디젤 분사시기가 상사점 부근일 경우 다량 발생하게 됨을 확인하였다.

Acknowledgments

본 연구는 한국기계연구원 주요사업 중 “셰일가스 지상플랜트 청정 모듈화 및 천연가스 활용 기술 개발”과제의 지원으로 수행되었으며 이에 감사의 뜻을 전합니다. 엔진하드웨어 교체 작업에 도움을 준 트리버스에 감사를 표합니다.

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Fig. 1

Fig. 1
Schematic diagram of experimental setup

Fig. 2

Fig. 2
Piston bowl shapes(Left: Re-entrance Cr 17/ Right: Bathtub Cr 15)

Fig. 3

Fig. 3
Heat release rate and in-cylinder pressure traces as different compression ratio and natural gas fractions under 1,200 rpm and diesel SOI(start of injection) at 40 CA BTDC condition

Fig. 4

Fig. 4
(a) GIE(gross indicated thermal efficiency), (b) combustion loss, (c) heat transfer loss, (d) exhaust loss traces as varying diesel SOI under four different compression ratio and natural gas fraction conditions under 1,200 rpm

Fig. 5

Fig. 5
(a) BTE(brake thermal efficiency) and (b) BCO2(brake specific CO2) emission traces as varying diesel SOI under four different compression ratio and natural gas fraction conditions under 1,200 rpm

Fig. 6

Fig. 6
(a) BNOx and (b) BSmoke emission traces as varying diesel SOI under four different compression ratio and natural gas fraction conditions under 1,200 rpm

Fig. 7

Fig. 7
(a) BTHC and (b) BCO emission traces as varying diesel SOI under four different compression ratio and natural gas fraction conditions under 1,200 rpm

Table 1

Engine specifications

Parameters Specification
Cylinder number [-] 6
Displacement [L] 5.9
Bore × Stroke [mm] 103.0 × 118.0
Connecting rod [mm] 200.0
The maximum power output [kW] (by diesel) 165.4 @ 2,500 rpm
The maximum torque [Nm] (by diesel) 686.0 @ 2,500 rpm

Table 2

Fuel properties

Parameters Diesel Natural gas
Chemical formula CxH2.0x CH4 (88.9vol%)
C2H6 (8.9vol%)
C3H8 (1.3vol%)
Density [g/cm3] 0.831 0.712 (liquid) @
0 °C/1 atm
Lower heating value [MJ/kg] 42.5 49.3 (liquid) @
0 °C/1 atm
Cetane/Octane number [-] 54 (CN) 120 (RON)
Stoichiometric ratio of AF [wt%] 14.6 17.2

Table 3

Experimental conditions

Engine speed [rpm] 1,200
Coolant temperature [°C] 75
Intercooler-out temperature [°C] 40
Diesel injection pressure [bar] 950
Inatke pressure [bar] 1.3
Lambda [-] 2.0
External EGR [%] 0
Natural gas ratio [%_based on LHV] 60/80
Diesel injection timing
[CA BTDC]
0 ~ 60
(Interval of 10 degree)
Compression ratio [-] 17 (Re-entrance)/
15 (Bathtub)