Onderzoek naar optimale werkingstrategieën van waterstofverbrandingsmotoren

Transcriptie

1 Onderzoek naar optimale werkingstrategieën van waterstofverbrandingsmotoren Michaël Vermeir, Steven Martin Promotoren: prof. dr. ir. Sebastian Verhelst, prof. dr. ir. Roger Sierens Begeleider: Joachim Demuynck Masterproef ingediend tot het behalen van de academische graad van Master in de ingenieurswetenschappen: werktuigkunde-elektrotechniek Vakgroep Mechanica van stroming, warmte en verbranding Voorzitter: prof. dr. ir. Roger Sierens Faculteit Ingenieurswetenschappen Academiejaar

2

3 Onderzoek naar optimale werkingstrategieën van waterstofverbrandingsmotoren Michaël Vermeir, Steven Martin Promotoren: prof. dr. ir. Sebastian Verhelst, prof. dr. ir. Roger Sierens Begeleider: Joachim Demuynck Masterproef ingediend tot het behalen van de academische graad van Master in de ingenieurswetenschappen: werktuigkunde-elektrotechniek Vakgroep Mechanica van stroming, warmte en verbranding Voorzitter: prof. dr. ir. Roger Sierens Faculteit Ingenieurswetenschappen Academiejaar

4 De auteurs geven de toelating deze scriptie voor consultatie beschikbaar te stellen en delen van de scriptie te kopiëren voor persoonlijk gebruik. Elk ander gebruik valt onder de beperkingen van het auteursrecht, in het bijzonder met betrekking tot de verplichting de bron uitdrukkelijk te vermelden bij het aanhalen van resultaten uit deze scriptie. The authors give the permission to use this thesis for consultation and to copy parts of it for personal use. Every other use is subject to the copyright laws, more specifically the source must be extensively specified when using from this thesis. Gent, juni 2009 De auteurs Michaël Vermeir Steven Martin

5 Voorwoord De scriptie is een ultiem instrument van de laatstejaarsstudent om te bewijzen dat dankzij de genoten opleiding heel wat werd bijgeleerd. In de eerste plaats willen we graag iedereen bedanken die heeft meegeholpen aan het verwezenlijken van onze scriptie. In het bijzonder de promotoren prof. dr. ir. Sebastian Verhelst en prof. dr. ir. Roger Sierens die ons dit boeiend onderwerp hebben aangeboden en gedurende het academiejaar ons nauwgezet begeleid hebben. Tevens bedanken we onze promotoren voor de faciliteiten binnen de vakgroep dat we het hele academiejaar benut hebben. Daarnaast bedanken we onze scriptiebegeleider, ir. Joachim Demuynck voor het kritisch beoordelen van tussentijdse resultaten en het aanbrengen van interessante tips voor methodes en werkwijzen. René Janssens en Koen Chielens voor de technische ondersteuning, ervaringsgegevens en bijdrage tot de aanpassingen aan de proefstanden gedurende dit jaar. We willen ook secretaresse Annie Harri bedanken voor de lekkere koffie die elke morgen klaarstond. Het overige technisch personeel van het laboratorium voor de vriendelijkheid en de aangename werksfeer. Vervolgens willen we de universiteit bedanken voor de interessante opleiding, gegeven door docenten die zich dagelijks inzetten om ons studenten wijzer te maken. Tot slot willen we onze ouders en vriendenkring danken voor de steun en de medestudenten bedanken voor de toffe periode die we samen hebben beleefd.

6 Onderzoek naar optimale werkingstrategieën van waterstofverbrandingsmotoren door Steven MARTIN & Michaël VERMEIR Scriptie ingediend tot het behalen van de academische graad van Master in de ingenieurswetenschappen: werktuigkunde-elektrotechniek Promotoren: prof. dr. ir. Sebastian Verhelst, prof. dr. ir. Roger Sierens Scriptiebegeleider: ir. Joachim Demuynck Faculteit Ingenieurswetenschappen Universiteit Gent Academiejaar Vakgroep Mechanica van Stroming, Warmte en Verbranding Voorzitter: prof. dr. ir. Roger Sierens Samenvatting Hoofdstuk 1 geeft een kort overzicht van de probleem - en doelstelling van deze thesis. Een literatuuroverzicht over de mogelijke oplossingen tot het bereiken van de thesisdoelstellingen wordt beschreven in hoofdstuk 2 en hoofdstuk 3, respectievelijk de gekozen werkingsstrategieën voor het gebruik van waterstof in verbrandingsmotoren en de invloed van variabele kleppentiming. De beschrijving van de proefopstellingen en bijhorende randappartuur met de verscheidene aanpassingen wordt gegeven in hoofdstuk 4. Hoofdstuk 5 geeft een theoretisch overzicht van de methodologie die gebruikt wordt om tot de resultaten te komen. De resultaten worden beschreven en geanalyseerd in hoofdstuk 6. Als laatste wordt een conclusie weergegeven over het verrichtte werk en over de toekomstperspectieven in hoofdstuk 7. Trefwoorden Waterstof, verbrandingsmotor, EGR, oplading, variabele kleppentiming, NO x

7 Study of Optimized Strategies for PFI Hydrogen Internal Combustion Engines Steven Martin and Michael Vermeir Supervisors: Sebastian Verhelst and Roger Sierens Abstract This article describes experiments conducted on a 400cc, 1-cylinder AUDI-NSU internal combustion engine (ICE) with PFI adjusted to operate on hydrogen fuel and equipped with a supercharging system and an exhaust gas recirculation (EGR) line. The other research engine is a four-cylinder gasoline engine adapted to bi-fuel operation with a continuously variable valve timing (CVVT) on the inlet camshaft. The following text discusses the a comparison between two strategies that were analysed and the influence of variable valve timing on power, engine efficiencies and NO x-emissions. Operating lean-burn strategy combinated with supercharging [1] without exhaust aftertreatment and supercharging stoichiometric operation with a conventional TWC, both experimented on the 1-cylinder research engine using wide open throttle (WOT). It was found that both strategies resulted in a power increase whereas the NO x-emission was controlled below a chosen limit of 100 ppm. The variable valve timing, operating lean-burn, resulted in a power optimum. Keywords Hydrogen, EGR, supercharging, variable valve timing, NO x I. INTRODUCTION Hydrogen is a potential replacement for fossil fuels in the transportation sector because it is clean, renewable and has the possibility to reduce emission of criteria pollutants (NO x) and the effect on global warming via carbon dioxide which is negligible. In spite of the advantages of hydrogen ICEs, some issues remain. There is a trade-off between power output and NO x-emissions. Also the occurrence of abnormal combustion phenomena like knock, pre-ignition and backfire have to be taken into account. A hydrogen ICE with external mixture formation has a lower power output than gasoline engines due to the lower volumetric energy density and the occurrence of abnormal combustion phenomena. To obtain more power output with lower exhaust emissions and higher efficiency, there were two strategies experimented and studied. Due to the wide flammability and fast burning velocities of hydrogen it is possible to operate with a wide range of λ and higher thermal efficiencies. The goal of the experiments discussed in this paper is to compare both strategies using different charging pressure, amount of EGR and mixture richness, which results in a maximum power output and minimum NO x emissions. At last, the influence of inlet valve timing on power, emission and efficiency is discussed operating on a lean-burn mixture. A. AUDI-NSU research engine II. EXPERIMENTAL SETUP Fig. 1. AUDI-NSU engine S. Martin and M. Vermeir are with the Department of Flow, Heat and Combustion Mechanics, Ghent University (UGent), Gent, Belgium. Steven.Martin@UGent.be, Michael.Vermeir@UGent.be A single cylinder two valve 400cc-engine (Audi-NSU) has been modified to operate on hydrogen fuel. This engine is coupled to a DC motor which can operate as a generator or motor. Two Teleflex GFI gas injectors are used for PFI and can withstand an injection pressure up to 5 barg which is necessary to inject at supercharged operation. A Bronkhorst Hi-Tec sytem measures the hydrogen-flow. A large damper vessel is used between the air inlet and the engine to decrease pulsations so measurement of air flow can be taken. A MoteC M4 Pro ECU is installed to control the ignition and injection parameters. The experimental setup is equipped with a compressor to charge the inlet pressure up to 2 barg. Exhaust gas can be recirculated to the intake of the compressor after it is cooled by an additional EGR-cooler. In figure 1 at the top right there is a safety circuit to ensure that when using EGR, the build-up H 2 in the damper vessel could not exceed the safety limit. Another safety H2-sensor is installed on top of the engine with a tapered roof to collect all the gasses. The brake torque and emissions are measured. The λ is calculated with the actual normalized flow of hydrogen and air and also measured with a λ-sensor. B. VOLVO research engine This 1.8 four-cylinder gasoline ICE is modified for bi-fuel operation. It has a compression ratio of 10.3:1 and uses PFI with a standard gasoline injector and two hydrogen injectors per cylinder. The motor is controlled by a MoTeC M800 ECU and has a CVVT on the inlet camshaft. III. RESULTS The energy of the compressor is thermodynamically calculated with the inlet and outlet temperature combined with pressures which are measured. The chosen compressor efficiency is 50% which is overestimated but acceptable. The measured brake torque thus power output is corrected with the required supercharged power. When EGR is applied, the amount is calculated via the difference in O 2-concentration between the intake and exhaust pipe with a relative error of 8%. Since there is not a standard method to calculate the EGR%, research for new methods was conducted e.g. with the difference in relative humidity and with the heat-balance of the additional EGR-cooler. Every measurement is taken on minimum spark advance for maximum brake torque (MBT). A. Supercharged lean-burn Figure 2 shows the net bmep as a function of engine speed and charging pressure. Supercharging increases the density of the fresh charge and therefore increases the engery-input thus the power output. Maximum normalized brake power is reached for 1.2 barg pressure. Above this pressure, additional suupercharging is not effective anymore due to the higher essential compressor power, thus lower normalized power output is noticed. Another reason is the obtained NO x-emission. Up to 1.2 barg charging pressure, a λ = 2 is possible while obtaining a NO x- emission below the limit of 100 ppm. At higher charging pressure and engine speed, the mixture has to be leaner up to λ = 2.25 in order to limit the NO x-emission. This involves a decrease of energy-input and thus power output as shown in figure 2 (left). When operating a lean-burn mixture, a conventional TWC does not work sufficiently due ii

8 to the low exhaust temperature and the excessive O 2 in the gases. It was noticed that charging between 0.5 and 1 barg, an optimum of brake thermal efficiency is obtained due to the possibility of WOT and low thermal-losses. A maximum power output is reached for a charging pressure of 1.2 barg. There is a trade-off between efficiency and power output. Fig. 4. Brake Thermal Efficiencies Fig. 2. Net bmep left: lean-burn, right: stoichiometric B. Supercharged stoichiometric + EGR + TWC operation A supercharged stoichiometric mixture offers higher power output than lean-burn strategy and the possibility to use a conventional TWC but the occurrence of abnormal combustion phenomena rises due to higher cylinder peak temperatures and pressures. Using a richer mixture (λ < 1), the excess of H 2 can be used as a reduction agent in the TWC. Therefore every single measurement was taken with a λ = 0.97 to obtain lower NO x-emission. During experiments, the knock phenomen occurred several times, especially at high engine speeds and charging pressures. This was avoided by decreasing the spark advance. C. Influence of variable inlet valve advancement Advancing the inlet valve opening increases the valve overlap which results in an increased volumetric efficiency and thus power output but implies an earlier inlet valve closure and therefore decreases the ram effect. This results in an optimum of advancement (figure 5) to obtain higher power output and efficiency. Using WOT, the effect of internal EGR is negligable. High advancement results in an increased energyinput due to the increased degree of admission and therefore the mixture had to be set leaner (λ > 2) in order to decrease the NO x-emission resulting in lower power output (figure 5). Fig. 5. Torque and lambda Fig. 3. EGR% and exhaust temperature The increase in power implies higher combustion temperatures and pressures due to higher flame velocity and engery-input which causes excessive NO x-formation [2]. In spite of the available TWC, it is necessary to dilute the mixture with exhaust gas in order to elevate the heatcapacity which decreases the peak temperature and thus NO x-emission [3]. Figure 3 shows the used amount of EGR and the exhaust temperature. Atmospheric and low charging pressure results in the necessary use of EGR due to the low exhaust temperature which was not enough to activate the TWC. At high pressure, another trend was noticed. Low engine speed did not require any EGR to obtain the NO x-limit because the exhaust temperature was high enough. But at higher engine speeds, the EGR% increased due to higher cylinder peak temperatures and thus excessive NO x-formation. A TWC conversion rate higher than 95% was obtained. The brake thermal efficiencies are lower than the results with the supercharged lean-burn strategy with similar power output due to higher heat-loss, the required throttling of the inlet pipe to ensure EGR and the increase of combustion duration when using EGR (figure 4). CONCLUSION Both strategies results in an increasement of power output. Leanburn strategy does not require exhaust aftertreatment due to the negligible TWC conversion rate. An optimum charging pressure was obtained to reach maximum brake power or maximum efficiency. Higher charging leads to the use of a leaner mixture to decrease NO x-formation resulting in a power penalty [4]. Supercharged stoichiometric operation leads to higher power output but lower brake thermal efficiencies. The use of EGR is necessary, especially at low charging pressure. Variable inlet valve timing results to an optimum of power output due to a trade-off between increasement of the volumetric efficiency, NO x emission and ram effect. REFERENCES [1] H. Rottengruber et al. M. Berckmuller, Potentials of a charged si-hydrogen engine, SAE , [2] H. Ng S.A. Ciatti, T. Wallner, Study of combustion anomalies of h2-ice with external mixture formation, ASME Internal Combustion Engine Devision ICES , [3] J. D. Naber A. M. Nande, S. Szwaja, Impact of egr on combustion processes in a hydrogen fuelled si engine, SAE 08PFL-710, [4] X. Tang et al. R.J. Natkin, Hydrogen ic engine boosting performance on nox study, SAE , iii

9 Inhoudsopgave Extended abstract Inhoudsopgave Lijst van figuren Lijst van tabellen ii iv vii x 1 Inleiding Probleemstelling Doelstelling Werkingsstrategieën Stoichiometrische werking in combinatie met EGR en oplading Stoichiometrische werking Stoichiometrisch in combinatie met EGR en oplading Arme werking en oplading Vergelijking en besluit Invloed van variabele kleppentiming 18 4 Proefstanden AUDI/NSU-proefstand Algemeen Aanpassingen Inlaat compressor Temperatuur- en druksensoren compressor Injectoren Veiligheid buffervat Volvo-proefstand iv

10 Inhoudsopgave Algemeen Aanpassingen Uitlaatgasanalyse Hermann-toestel Professionele meetkast Methodologie Inleiding Oplaadvermogen Koppelmeting EGR Inleiding Via O 2 -concentratiemetingen Via debietsvariatie Via relatieve vochtigheidsmetingen Via warmtebalans EGR-koeler Foutanalyse op de berekende grootheden Meetresultaten Opgeladen arme werking Inleiding Parameterkeuze Problemen tijdens metingen Resultaten Besluit Stoichiometrisch, EGR & oplading Inleiding Parameterkeuze en methodologie Problemen tijdens metingen Resultaten Besluit Vergelijking tussen beide strategieën Inleiding Vergelijking Invloed variabele inlaatklepvervroeging Inleiding Resultaten v

11 Inhoudsopgave 7 Conclusies en toekomstvisie Conclusies Toekomstvisie Audi-proefstand Volvo-proefstand A Correctie compressorvermogen op inlaattemperatuur 100 B EGR% bepaling via O 2 -concentraties 102 C EGR% bepaling via debieten 104 D EGR% bepaling via relatieve vochtigheid 106 E EGR% bepaling via de warmtebalans van de EGR-koeler 109 F Bepaling compressieverhouding 112 F.1 Metingen F.2 Berekeningen G Meetresultaten 114 G.1 AUDI-proefstand G.2 VOLVO-proefstand H Koppakking 123 I Relatieve vochtigheidssensor 124 J Waterstofsensor 127 Bibliografie 129 vi

12 Lijst van figuren 2.1 NO i.f.v. Φ [1] Vlamsnelheid i.f.v. λ [2] Adiabatische vlamtemperatuur i.f.v. Φ [3] Verloop vervroegende gloeiontsteking [4] MBT i.f.v. Φ voor verschillende toerentallen [5] Invloed NO x door EGR [6] Verbrandingsduur i.f.v. EGR% [6] MBT-timing i.f.v. EGR% [6] Geïndiceerd thermisch rendement i.f.v. EGR% [6] Volumetrisch rendement i.f.v. Φ [1] Vermogen i.f.v. compressieverhouding [7] BMEP i.f.v. toerental voor verschillende inlaatdrukken [8] NSR-werking [9] Conversiegraad NSR [9] NSR-NO x reductie [10] Uitlaattemperatuur i.f.v. Φ voor verschillende ontstekingstijdstippen [11] Inlaatklepsluiting Uitlaatklepopening Uitlaatklepsluiting Backfirelimiet i.f.v. de klepoverlap [12] Invloed backfire op drukmetingen [12] Effectief koppel i.f.v. klepoverlap [12] Audi-NSU opstelling Schematische weergave Audi-proefstand Oplaadcompressor Veiligheidssysteem AUDI-proefstand vii

13 Lijst van figuren 4.5 H2-veiligheidssysteem Volvo-proefstand CVVT Volvo-motor Aansluiting sensoren Hermann HGA Lambdasensor LM EGR via debietsvariatie Positie meetpunten relatieve vochtigheid Warmtebalans EGR-koeler Gemeten effectief koppel i.f.v. n voor verschillende oplaaddrukken Leveringsgraad i.f.v. n Lambda i.f.v. n Uitlaatgastemperatuur voor de TWC Conversiegraad TWC Genormaliseerd vermogen i.f.v. n Compressorvermogen i.f.v. de oplaaddruk Effectief rendement i.f.v. oplaaddruk Specifiek brandstofverbruik i.f.v. n Netto bmep i.f.v. n Netto bmep vergelijking met benzine Bruto bmep Werkingsgebied arm-oplading Netto bmep en effectief rendement i.f.v. n Netto bmep i.f.v. oplaaddruk en toerental Effectief gemeten bruto koppel EGR% i.f.v. n Uitlaattemperatuur i.f.v. n Conversiegraad TWC Leveringsgraad Genormaliseerd effectief vermogen Netto bmep i.f.v. n Bruto bmep Specifiek brandstofverbruik Effectief rendement op atmosferische werking Effectief rendement bij 0.5 bar oplading viii

14 Lijst van figuren 6.27 Compressorvermogen Netto bmep i.f.v. n en oplaaddruk Netto bmep i.f.v. n en η e Genormaliseerd vermogen i.f.v. n Vergelijking effectief rendement bmep i.f.v. n en oplaaddruk voor arme-werking (links) en stoichiometrisch (rechts) η vol i.f.v. de inlaatklepvervroeging λ i.f.v. de inlaatklepvervroeging Effectief koppel i.f.v. de inlaatklepvervroeging η e i.f.v. de inlaatklepvervroeging MBT i.f.v. de inlaatklepvervroeging Schematische voorstelling Volvo Cilinderpiekdruk voor verschillende inlaatklepvervroegingen Onvoldoende werking bougie Backfire A.1 λ T i.f.v. de drukverhouding A.2 Verschil compressorvermogen F.1 Volumes H.1 Koppakking oud (links) en nieuw (rechts) ix

15 Lijst van tabellen 2.1 Vergelijking strategieën Mogelijkheden om de kans op backfire te verminderen Gegevens Audi-motor Gegevens Volvo-motor x

16 Nomenclatuur Afkortingen ṅ EGR η λ l H 2 NO x p s V s bmep CA CR CVVT DI EGR FS h ICE kh M MAF MBT MW n NSR P p PFI PWM Moleculair debiet EGR Rendement Leveringsgraad Waterstof Stikstofoxides Saturatiedruk Slagvolume Gemiddelde effectieve druk Krukhoek Compressieverhouding Continuous Variable Valve Timing Direct Injection Uitlaatgasrecirculatie Full Scale Specifieke enthalpie Internal Combustion Engine Krukhoek Koppel Mass Air Flow Minimum spark advance for maximum brake torque Moleculair gewicht Toerental NO x Storage Reductor Vermogen Druk Port Fuel Injection Pulse Wide Modulation xi

17 Nomenclatuur RV Relatieve vochtigheid TDC Bovenste dode punt tpm Toeren per minuut TWC Driewegkatalysator WOT Wide Open Throttle Griekse symbolen R Algemene gasconstante δ Absolute fout λ Luchtfactor Φ Equivalence ratio of 1/λ ρ Massadichtheid R Specifieke gasconstante Subscript a Aanzuig condens Condensaat damp Dampfractie droge Droge fractie e Effectief EGR Uitlaatgassen in Inlaat inlaatmengsel Mengsel verse lucht en EGR N Normvoorwaarden norm Genormaliseerd u Uitlaat uit Uitlaat vol Volumetrisch xii

18 Hoofdstuk 1 Inleiding 1.1 Probleemstelling Op heden wordt er veel experimenteel onderzoek verricht naar het aanpassen van verbrandingsmotoren naar waterstofmotoren. Het is reeds mogelijk een motor bedrijfszeker te laten functioneren op waterstof maar de vermogens bedragen nog steeds slechts tweederde van een vergelijkbare benzinemotor wanneer atmosferisch gewerkt wordt met PFI. De reden hiervoor is dat waterstof een zeer lage dichtheid bezit wat de leveringsgraad, dus de vermogensdichtheid niet ten goede komt en er is een reële kans dat ongewenste verbrandingsverschijnselen optreden. Uit experimenten is gebleken dat oplading dit kan verbeteren. Doch door deze oplading stijgt de temperatuur en druk waardoor NO x -vorming sterk toeneemt. Dit kan deels beperkt worden door EGR (uitlaatgasrecirculatie) en een driewegkatalysator, TWC (stoichiometrisch) of door arme-werking van de motor. Daarnaast moeten de procesparameters voldoende nauwkeurig ingesteld worden om ongewenste neveneffecten als backfire en klop tegen te gaan. Het komt er dus op neer een gewogen uitwerking te maken die voldoende vermogen oplevert rekening houdend met een beperkte NO x -uitstoot zonder hierbij ongewenste neveneffecten te krijgen in normale werkingsomstandigheden. 1

19 Hoofdstuk 1. Inleiding 1.2 Doelstelling Het doel van de scriptie is het onderzoeken van mogelijkheden ter verhoging van het vermogen van waterstofmotoren, met lage emissies en hoog rendement als randvoorwaarden. Bij bepaalde condities kan de uitstoot van stikstofoxides (NO x ) immers hoog zijn, dit dient vermeden te worden. Er zijn twee proefstanden beschikbaar voor dit experimentele onderzoek: één snellopende ééncilindermotor, voorzien van oplading, uitlaatgasrecirculatie (EGR) en een driewegkatalysator. Op deze proefstand zijn er 2 interessante strategieën te onderzoeken. Enerzijds een arme-werking waarbij verdere oplading dient onderzocht te worden. Dit zou resulteren in een lage NO x -uitstoot zonder uitlaatgasbehandeling. Een tweede strategie is deze waarbij er stoichiometrisch gewerkt wordt met verdere oplading in combinatie met EGR. Hierbij zal een driewegkatalysator gebruikt worden om de NO x -uitstoot te reduceren. Tenslotte is het doel beide strategieën te vergelijken om de voordelen/resultaten uit te diepen. Naast de voorgaande beschreven proefstand is er ook een viercilinder productiemotor (Volvo S40) omgebouwd naar bi-fuel werking (benzine/waterstof). Op deze stand is het nuttig de invloed verder na te gaan van variabele kleppentiming. Uit deze resultaten kan afgeleid worden hoe het vermogen, rendement en emissies worden beïnvloed. 2

20 Hoofdstuk 2 Werkingsstrategieën Het doel van dit onderzoek is het specifiek vermogen van een PFI waterstof ICE te verhogen opdat deze minstens evenwaardig of hoger wordt dan het specifiek vermogen van eenzelfde benzine-motor. Waterstof biedt dankzij zijn ruime ontstekingsgrenzen de mogelijkheid om zeer arm te gaan werken en toch een stabiele verbranding te voorzien [13, 14]. Figuur 2.1: NO i.f.v. Φ [1] Vorige jaren werd reeds uitvoerig getest op enerzijds arme-werking met λ 2, anderzijds stoichiometrisch, λ = 1. Het tussenliggend gebied [1 < λ < 2] leidt tot zeer hoge NO x - concentraties (Figuur 2.1), zelfs ver boven deze van een soortgelijke benzinemotor [3, 6]. Reden hiervoor zijn de hoge adiabate vlamtemperatuur, de snelle verbranding en de lage TWC-conversiegraad in dit regime. 3

21 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Uit resultaten van vorige jaren en uit [15, 16, 17] blijkt dat er twee interessante strategieën zijn die kunnen gevolgd worden om het vermogen van een PFI-waterstofmotor op te voeren rekening houdend met de strenge emissienormen. Het betreft enerzijds stoichiometrische werking in combinatie met EGR en oplading ( 2.1), anderzijds arme-werking (lean-burn) & oplading ( 2.2). 2.1 Stoichiometrische werking in combinatie met EGR en oplading Stoichiometrische werking Het voordeel van stoichiometrische werking t.o.v. arme-werking is het behalen van hogere vermogens omwille van de hogere energie-inhoud van het mengsel. Nadeel is wel dat er meer NO x -vorming optreedt, door de hogere temperatuurs- en drukstijging in de cilinder die het gevolg zijn van de hoge adiabate vlamtemperatuur en vlamsnelheid (figuur 2.2 en 2.3) die bereikt worden in dit regime [18, 19]. Dankzij de TWC, die in dit regime een hoge conversiegraad bezit, kan dit deels verholpen worden zodat voldoende lage NO x - emissies bekomen worden. Het iets rijker draaien dan stoichiometrisch leidt tot een hogere conversiegraad omdat de overmaat van H 2 dienst doet als reductor in de TWC [20, 21]. Figuur 2.2: Vlamsnelheid i.f.v. λ [2] Een ander gevolg van de hoge bereikte vlamtemperatuur en vlamsnelheid is een grotere warmteoverdracht naar de wanden in de cilinder die aanleiding geeft tot een daling van het thermisch rendement [22, 23]. Daarenboven stijgt de kans op ongewenste verbrandingsverschijnselen zoals backfire, klop en gloeionsteking [5]. Backfire wordt beschreven als een vroegtijdige ontsteking tijdens de inlaatslag met als 4

22 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Figuur 2.3: Adiabatische vlamtemperatuur i.f.v. Φ [3] oorzaak het terugvloeien van een ontvlambaar mengsel van de cilinderruimte naar het inlaatkanaal toe. Dit gaat gepaard met een luide knal en kan leiden tot het stoppen van de motor. Klop is een fysisch gevolg dat optreedt wanneer het end-gas (onverbrand mengsel in de verbrandingskamer die het vlamfront nog niet bereikt heeft) ontsteekt door het bereiken van de zelfontstekingstemperatuur. De voornaamste reden is de snelle temperatuursstijging (hoge vlamsnelheid) [24, 25]. Vermits de zelfontstekingstemperatuur van waterstof een stuk hoger ligt dan benzine, wordt klop vooral veroorzaakt door gloeiontsteking. Gloeiontsteking (surface-ignition) is een ongecontroleerde ontsteking door de aanwezigheid van een heet punt (hotspot) in de cilinderruimte. Dit heet punt kan ontstaan door de bougie zelf en door de vlamfronten die zich tussen de zuigerveren kunnen ophouden vermits de doofafstand van waterstof zeer klein is in vergelijking met benzine. Bij voorgloeiontsteking gebeurt dit voor de eigenlijke vonkontsteking waarbij sterke trillingen en geluiden geproduceerd worden. Deze kan in verdere cycli uiteindelijk leiden tot backfire (runaway pre-ignition zie figuur 2.4) [4]. Belangrijk is eerst te vermelden welk soort injectie er gebruikt kan worden en wat de invloeden ervan zijn. Er is een groot verschil tussen PFI en DI, respectievelijk externe en interne mengselvorming. Bij PFI wordt het vermogen beperkt bij het gebruik van waterstof als brandstof omwille van het beperkte volumetrisch rendement door de lage dichtheid van waterstof die een groot deel van de lucht verdringt, voornamelijk bij stoichiometrische werking. H 2 neemt 5

23 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Figuur 2.4: Verloop vervroegende gloeiontsteking [4] ongeveer 29,5% volume in bij stoichiometrische werking met als resultaat een lager volumetrisch rendement. Benzine in vergelijking neemt slechts 1,8% in bij stoichiometrische werking [2]. Backfire kan uitgesteld worden tot rijkere mengsels door het injectietijdstip zodanig af te stellen dat er eerst lucht de cilinder binnentreedt en pas nadien (zo laat mogelijk) H 2 wordt geïnjecteerd. Dit zorgt ervoor dat het resterend mengsel in de cilinder (door expansie van het compressievolume) sterk wordt afgekoeld door het verse mengsel alvorens waterstof wordt toegevoegd. Er dient wel vermeden te worden dat er nog inspuiting van H 2 optreedt wanneer de inlaatklep sluit anders leidt dit tot backfire in de volgende cyclus [26]. Het zo laat mogelijk inspuiten van H 2 biedt een extra voordeel zijnde het creëren van een lichte drukstijging in de cilinder die leidt tot een betere vulling waardoor de vermogensdichtheid iets toeneemt [15]. Ook de vorm van de injectorkop heeft een belangrijke invloed op het backfire-gedrag. Zo blijkt uit testresultaten dat een wijde injectieinspuiting ervoor zorgt dat er niet onmiddellijk een ontvlambaar mengsel ontstaat die kan ontstoken worden door de aanwezigheid van een heet punt of gasresiduen, maar dat de menging zo homogeen mogelijk geschiedt. De invloed van de CR (compressieverhouding) op backfire wordt in de literatuur als een optimum beschreven. Zo zal een lage CR ervoor zorgen dat de maximale cilindertemperatuur die optreedt daalt, waardoor er minder kans is voor hete-punten vorming die tijdens de inlaatslag kunnen leiden tot backfire. Een hoge CR daarentegen zorgt enerzijds 6

24 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën voor minder residuele gassen (compressievolume is kleiner) en anderzijds is er een grotere warmteoverdracht, omwille van een grotere A V -verhouding, naar de wanden toe die leiden tot koeling van deze residuele gassen. De optimale CR (zo groot mogelijk vermogen en minste kans op backfire) zal dus ergens tussenin liggen. Er dient wel vermeld te worden dat een hoge CR kan zorgen voor een grotere vermogenstoename doch kan dit leiden tot de gloeiontstekingslimiet, waardoor het kan vereist zijn minder rijk te gaan werken met een vermogensdaling als gevolg. Waterinjectie in het inlaatkanaal kan ervoor zorgen dat er lagere cilinderpiektemperaturen optreden (door de hogere gecreëerde warmtecapaciteit) waardoor de kans op backfire verkleint en er minder NO x gevormd wordt. Ondanks het voordeel is de implementatie ervan zeer complex [1]. Gloeiontsteking kan vermeden worden door voldoende spoeling tijdens ladingswisseling van de cilinderruimte door het afregelen van de variabele kleppentiming, afhankelijk van de belasting en het toerental en/of door voldoende koeling van de cilinderkop [15]. Evenwel is hier de invloed van het juiste injectietijdstip van belang en dient een compromis gesteld te worden. Late injectie biedt voldoende tijd aan het mengsel om de cilinderruimte te koelen maar er dient vermeden te worden dat er een heterogeen mengsel gevormd wordt [27]. Dit kan beschreven worden als de gloeiontstekingslimiet d.w.z. de injectietijd zodanig instellen dat er geen backfire kan optreden. Directe injectie is een beter alternatief dan PFI omwille van de volgende redenen. Enerzijds is er geen invloed van het verdringingseffect van H 2 op lucht omdat H 2 pas geïnjecteerd wordt als de inlaatklep gesloten is. Er is dus een betere vulling wat leidt tot hogere vermogens. Doordat er pas geïnjecteerd wordt als de inlaatklep gesloten is, kan er geen backfire optreden. Daarenboven is er minder kans op gloeiontsteking door de betere cilinderspoeling (eerst frisse lucht, nadien pas H 2 -injectie) [15]. Een belangrijk nadeel van DI (voornamelijk op hoge toerentallen) is dat de injectoren voldoende druk moeten kunnen leveren om op korte tijd de gewenste H 2 -hoeveelheid in te spuiten. Die hoge druk kan men moeilijk bereiken met gasvormige waterstof dus moet er overgestapt worden op vloeibare waterstof. Daar de thesis proefstanden gebaseerd zijn op PFI wordt op DI niet verder meer ingegaan en verwezen naar de literatuur [28, 29]. Het ontstekingstijdstip afregelen kan bovenstaande ongewenste verbrandingsverschijnselen deels onderdrukken. 7

25 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Figuur 2.5: MBT i.f.v. Φ voor verschillende toerentallen [5] Er wordt gebruik gemaakt van de MBT (Minimum spark advance for maximum brake torque). Dit zorgt enerzijds dat een lagere cilinderpiektemperatuur optreedt die de NO x - vorming doet dalen en een verminderde kans op backfire oplevert. Deze ontstekingstijdstippen zorgen ook voor een verminderde warmteoverdracht naar de wanden (beperktere tijd aanwezig) waardoor het rendement verbeterd wordt. De MBT-timing is sterk toerentalafhankelijk in functie van Φ (Figuur 2.5). Zo zal bij armere werking een grotere ontstekingsvervroeging vereist zijn daar de verbrandingssnelheid kleiner is (voornamelijk bij hogere toerentallen). Op stoichiometrische werking daarentegen is deze MBT-timing niet toerentalafhankelijk omdat de vlamsnelheid zeer hoog is [5]. Merk op dat het ontstekingstijdstip in stoichiometrisch regime na het TDC ligt. Door de stoichiometrische werking wordt de kans op het klopfenomeen als een ongewenste verbranding vergroot. Reden hiervoor is de hogere cilinderpiektemperatuur en cilinderdruk die optreedt wat kan leiden tot gloeiontsteking waarbij een kloppend fenomeen zich voordoet. Door het ontstekingstijdstip te verlaten kan klop vermeden worden [25]. Er is dus een klop-limiet die het ontstekingstijdstip bepaald. Om te vermijden dat klop optreedt wordt er vereist dat er een keuze gemaakt wordt tussen de MBT-timing en klop-limiet. Degene die het eerst bereikt wordt dient gebruikt te worden [5, 18]. 8

26 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Ruwweg kan besloten worden uit de literatuur dat stoichiometrische werking leidt tot een vermogen van ongeveer 85% van dat van een benzinemotor bij gebruik van externe mengselvorming d.m.v. PFI [11] Stoichiometrisch in combinatie met EGR en oplading De voornaamste problemen werden bovenaan beschreven, meerbepaald voor PFI. Enerzijds het beperkte volumetrisch rendement (verdringingseffect H 2 - lucht), de hoge NO x - uitstoot en anderzijds het optreden van ongewenste verbrandingsverschijnselen. Resultaten van stoichiometrische werking (atmosferisch) in combinatie met EGR om de NO x - emissie te beperken zijn reeds bekend [30, 31]. Om hogere vermogens dan stoichiometrische werking te bekomen biedt oplading in combinatie met EGR een mogelijke oplossing. Oplading vermindert de invloed van het verdringingseffect. Doordat de leveringsgraad toeneemt, neemt het vermogen ook toe. Doch door het gebruik van oplading neemt de kans op ongewenste verbrandingsverschijnselen toe, door verhoogde cilinderdruk en temperatuur, waardoor het niet meer mogelijk is stoichiometrisch te draaien bij oplading en er armer dient gewerkt te worden [5]. Daarenboven stijgt de NO x -uitstoot tot onaanvaardbare waarden. Om dit te vermijden biedt uitlaatgasrecirculatie een mogelijke oplossing. Een groot voordeel aan waterstof als brandstof is de grote EGR-tolerantie, door de hoge vlamsnelheid en de lage ontstekingsenergie die vereist is. Enerzijds biedt het gebruik van EGR de mogelijkheid om de belasting (en dus het vermogen) te regelen i.p.v. het gebruik van de gasklep waardoor WOT (Wide Open Throttle) mogelijk wordt en dus de pompverliezen verminderen. Anderzijds zorgt EGR, die grotendeels bestaat uit waterdamp en N 2, voor het vergroten van de warmtecapaciteit van het mengsel waardoor de cilinderpiektemperatuur daalt met als gevolg minder NO x -vorming (Figuur 2.6) [27, 32]. In figuur 2.6 wordt de invloed van EGR op de NO x -uitstoot uitgezet voor verschillende luchtfactoren, geëxperimenteerd op een toerental van 2500 tpm met ontstekingstijdstip afgesteld op MBT. De FFR is het brandstofdebiet (0.63 tot 0.78 kg uur ) dat overeenkomt met een rijkheid gelegen tussen 2 λ 1. Bij gebruik van een arm mengsel heeft het geen zin EGR toe te passen vermits de NO x -uitstoot laag is. Het verdunnen van het mengsel met EGR leidt enkel tot een daling in vermogen. de invloed van EGR duidelijk zichtbaar op de NO x -uitstoot. Bij rijkere mengsels daarentegen is De reden hiervoor is de daling in cilinderpiektemperatuur door de tragere verbranding (Figuur 2.7) en vergrootte warmtecapaciteit die EGR veroorzaakt. 9

27 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Figuur 2.6: Invloed NO x door EGR [6] Figuur 2.7: Verbrandingsduur i.f.v. EGR% [6] De kans op klop wordt door EGR verminderd door de dalende cilinderpiektemperatuur die kan leiden tot het vormen van een heetpunt. Dit heetpunt kan leiden tot gloeiontsteking voor de eigenlijke vonkontsteking waarbij er drukgolven optreden die leiden tot slijtage van de motor. Deze drukgolven zijn duidelijk hoorbaar onder het fenomeen klop. Zoals eerder vermeld vertraagt EGR de verbranding. Uit [18] is het duidelijk dat bij 0% EGR er praktisch constante volume verbranding optreedt wat zorgt voor een hoog 10

28 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën rendement (otto cyclus), terwijl bij 35% EGR er al een duidelijke wijziging is in verbrandingsduur. De vlamsnelheid neemt af bij hogere percentages uitlaatgasrecirculatie. Hierdoor is het aan te raden om het ontstekingstijdstip (MBT) te vervroegen (Figuur 2.8). Figuur 2.8: MBT-timing i.f.v. EGR% [6] Vermits EGR een vertraagde verbranding veroorzaakt, is er vanaf een bepaalde hoeveelheid EGR een daling van het geïndiceerd thermisch rendement zichtbaar (Figuur 2.9). Door het EGR voldoende te koelen neemt het geïndiceerd rendement toe. Koeling is vereist want bij hoge EGR percentages kunnen ongewenste verbrandingsverschijnselen zoals klop en backfire optreden door de verhoogde inlaattemperatuur. Testen waarbij de EGRtemperatuur rond 70 C bedroeg, zorgden voor ongewenste verbranding [27]. Daarenboven dient de EGR-temperatuur beperkt te blijven wanneer gebruik gemaakt wordt van oplading waarbij zowel de vers aangezogen lucht als EGR opgeladen wordt. Dit met het oog op het rendement en de bescherming van de oplader. Als laatst kan vermeld worden dat een verhoging van EGR zorgt voor een daling van de TWC-conversiegraad door verminderde uitlaattemperatuur [4], doch stijgt de netto NO x - reductie door het sterkere effect van EGR in vergelijking met de dalende conversiegraad. Testen van vorig jaar leverden reeds een vermogenswinst van 50% in vergelijking met atmosferische werking [33]. 11

29 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Figuur 2.9: Geïndiceerd thermisch rendement i.f.v. EGR% [6] 2.2 Arme werking en oplading Een veelal beperkende factor bij het gebruik van waterstof als brandstof is de NO x -uitstoot die relatief hoog is in vergelijking met benzine-gevoedde motoren. De NO x -grens van 100 ppm is een streefdoel die bereikt dient te worden in elk regime voor elke belasting/toerental. Naast bovenstaande stoichiometrische werking met een driewegkatalysator kan een arme werking hiervoor oplossing bieden. Zo is er vanaf λ 2 door de lagere vlamtemperatuur en lagere vlamsnelheid (figuur 2.2 en 2.3) een daling tot onder de NO x -grens en zelfs naar verwaarloosbare waarden toe [7, 34] (figuur 2.1). Verder wordt door de lagere warmteoverdracht naar de wanden toe een hoger effectief rendement bekomen. Een ander voordeel is de mogelijkheid om WOT te werken waardoor pompverliezen sterk verminderen [8]. De brede ontstekingsgrenzen van waterstof laten toe om tot λ 4 met WOT te werken waarbij een stabiele en snelle verbranding gegarandeerd blijft. Indien nog armer wordt gewerkt, is het wel noodzakelijk om te werken met inlaatsmoring zodoende de verbrandingsstabiliteit te verzekeren [15]. Een nadeel van arme werking is het beperkte vermogen als gevolg van de lage dichtheid van waterstof en vooral de lagere energie-inhoud, gewoonweg omdat er minder waterstof geïnjecteerd wordt. De invloed van het verdringingseffect van de verse lucht door waterstof daalt naarmate er armer gewerkt wordt waardoor het volumetrisch rendement dan weer licht gaat stijgen (figuur 2.10) [1]. 12

30 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Figuur 2.10: Volumetrisch rendement i.f.v. Φ [1] Het verhogen van de compressieverhouding zou een verhoging van het vermogen opleveren. Het is echter zo dat bij een verhoging van de compressieverhouding hogere drukken en temperaturen ontstaan, waardoor vanaf een gegeven punt een begrenzing optreedt door ongewenste verbrandingsverschijnselen (voornamelijk klop). Hogere compressieverhoudingen kunnen dan enkel bereikt worden door armer te werken maar dit levert dan weer een daling in vermogen op. Het is dus duidelijk te stellen dat hier een optimum bestaat maar de techniek biedt geen oplossing voor het vermogenstekort veroorzaakt door de arme werking [7] (figuur 2.11). Figuur 2.11: Vermogen i.f.v. compressieverhouding [7] Een andere mogelijkheid om het vermogen te verhogen is het gebruik van oplading (figuur 2.12) [8]. Uit experimenten werd aangetoond dat het met deze techniek het mogelijk is vergelijkbare vermogens als bij benzinemotoren te bereiken, door op te laden tot een inlaatdruk van ongeveer 210kPa [8]. 13

31 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Figuur 2.12: BMEP i.f.v. toerental voor verschillende inlaatdrukken [8] Wel zal oplading voor een hogere inlaattemperatuur zorgen waardoor de kans op gloeiontsteking verhoogt. Hoe hoger de druk en het toerental hoe sterker dit effect. Testresultaten uit [8] voor een Φ = 0.45 tonen aan dat het vermogen toeneemt bij hogere inlaatdrukken tot 200kPa zonder het optreden van ongewenste verbrandingsverschijnselen. De NO x -uitstoot zal door de hogere cilindertemperaturen in combinatie met het zuurstofoverschot stijgen. Een driewegkatalysator biedt geen oplossing omwille van de lage conversiegraad bij arme werking. Reden is de overmaat aan O 2 die nog aanwezig is in de uitlaatgassen, terwijl NO x dient gereduceerd te worden. Een NSR (NO x Storage Reductor) en oxidatie katalysator in combinatie met waterstofinjectie (werkend als reductor) in de uitlaat levert een mogelijke oplossing [35, 20]. Deze NSR bestaat uit 3 onderdelen: oppervlaktemateriaal (vb. Al 2 O 3 ), edelmetaal dat zorgt voor de katalysatie en reductie (vb. P t) en een component die NO x kan opslaan [36, 37, 38]. Tijdens arme-werking wordt NO in de uitlaat deels geoxideerd tot NO 2 door het edelmetaal. De NO x wordt opgeslaan door de opslagcomponenten als nitraten. Wanneer de opgeslagen hoeveelheid de capaciteit overschrijdt, wordt de NO x vrijgelaten en gereduceerd door gedurende een korte periode een rijk mengsel te gebruiken (gereduceerde atmosfeer) of via waterstofinjectie direct in de NSR. De NO x wordt hierdoor gereduceerd tot N 2 (figuur 2.13). Een voordeel aan dit type katalysator is de conversiegraad in functie van de uitlaattemperatuur. Bij arme-werking is de uitlaattemperatuur relatief laag en in combinatie met de 14

32 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Figuur 2.13: NSR-werking [9] zuurstofrijke uitlaatgassen leidt dit tot onvoldoende werking van een conventionele TWC. Een NSR katalysator werkt op relatief lage uitlaattemperaturen, zoals weergegeven in figuur Merk op dat door veroudering van het materiaal, de conversiegraad daalt. Figuur 2.14: Conversiegraad NSR [9] De werking van de NSR katalysator volgt uit figuur NO x wordt opgeslagen tot een gereduceerd atmosfeer wordt gegenereerd waardoor de reductie van start gaat. Een andere methode om de NO x -uitstoot te verminderen is waterinjectie in de inlaatleiding. De verhoogde warmtecapaciteit van het mengsel zorgt voor een daling in cilinderpiektemperatuur [1]. De gunstige invloed van lagere cilinderpiektemperatuur op NO x uitstoot is aangetoond [3]. Verder zal waterinjectie de kans op onvolmaakte verbrandingsverschijnselen tegengaan. Een nadeel van deze techniek is de complexiteit van inbouw. 15

33 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Figuur 2.15: NSR-NO x reductie [10] Een oplossing om het begrenzend effect van onvolmaakte verbrandingsverschijnselen bij oplading tegen te gaan is het tussenkoelen van de inlaatlucht. Tussenkoeling is echter enkel zinvol indien er daadwerkelijk problemen zijn met gloeiontsteking en/of backfire [8]. Tenslotte kan verlating van het ontstekingstijdstip eveneens zorgen voor een daling in de NO x uitstoot. Latere ontsteking levert echter wel weer hogere uitlaattemperaturen op, waardoor de kans op gloeiontsteking stijgt [11] (figuur 2.16). Figuur 2.16: Uitlaattemperatuur i.f.v. Φ voor verschillende ontstekingstijdstippen [11] 16

34 Hoofdstuk 2. Werkingsstrategieën Toch wordt vermeld dat bij arme werking in sommige gevallen het mogelijk is dat de uitlaattemperatuur daalt naarmate het ontstekingstijdstip verlaat wordt maar dit is nog niet meerdere keren gevalideerd [11]. Verder bestaat er voor iedere λ een optimaal ontstekingstijdstip waarop een maximaal vermogen bereikt wordt. Zeker voor arme-werking is deze timing toerentalafhankelijk. Reden hiervoor is de lagere vlamsnelheid waardoor er bij hogere toerentallen vroeger moet ontstoken worden om de verbranding volledig te laten verlopen (figuur 2.5). 2.3 Vergelijking en besluit Bovenstaande strategieën bezitten elk voor- en nadelen en worden opgesomd in onderstaande tabel 2.1. Het komt er dus op neer beide strategieën proefondervindelijk te onderzoeken en vergelijken met elkaar zodoende een correcte motorconfiguratie kan opgebouwd worden met voldoende vermogen en effectief rendement. Daarenboven rekening houdend met een strenge emissienorm. Strategie Arm + oplading Stoichiometrisch + oplading + EGR Voordelen Rendement Conversiegraad TWC Lage NO x -vorming Vermogen Nadelen Vereist hoge oplading om NO x -vorming voldoende vermogen te bereiken Ongewenste verbrandingsverschijnselen Conversiegraad TWC zeer laag Tabel 2.1: Vergelijking strategieën 17

35 Hoofdstuk 3 Invloed van variabele kleppentiming De invloed van variabele kleppentiming op vermogen, emissies en verbrandingsverschijnselen voor waterstofverbrandingsmotoren wordt in dit hoofdstuk behandeld. Door een optimale kleppentiming toe te passen in elk werkingspunt van de motor is het mogelijk te streven naar een maximale vullingsgraad. Niet alleen het volumetrisch rendement variëert in functie van variabele kleppentiming, ook de invloed op NO x -vorming vormt een belangrijke factor. Bij lage belasting en lage toerentallen treden er minder hoge cilinderdrukken op waardoor de kinetische energie van de uitlaatgassen laag is. Bij het openen van de uitlaatklep worden de uitlaatgassen verdreven. Indien de inlaatklep opent en de zuiger de inlaatslag start, wordt een deel van de uitlaatgassen terug aangezogen in de verbrandingskamer (door klepoverlap). Dit wordt interne EGR genoemd. Als resultaat zorgt dit voor het vergroten van de warmtecapaciteit van het mengsel waardoor er minder NO x gevormd wordt. Voornamelijk bij een grote klepoverlap treedt dit verschijnsel op. Door middel van de gasklep kan een extra onderdruk gecreëerd worden in het inlaatkanaal zodat er meer interne EGR aangezogen wordt, wel met het gevolg dat de pompverliezen toenemen. Bij hogere belasting bezitten de uitlaatgassen een hogere kinetische energie waardoor deze interne EGR dus afneemt. De snelheid van de uitlaatgassen zijn minimaal op het zuigeroppervlak en maximaal aan de uitlaatklepopening. Tijdens het uitdrijven zal de gassnelheid aan het zuigeroppervlak toenemen en wordt een drukval gecreëerd in de cilinder nabij de uitlaatklep. Dit effect neemt toe wanneer hogere toerentallen gebruikt worden. Als gevolg wordt er meer vers 18

36 Hoofdstuk 3. Invloed van variabele kleppentiming mengsel aangezogen neemt de leveringsgraad toe. Dit vergroot het rendement en het vermogen van de motor en wordt het zuigeffect genoemd. Bij dezelfde hoge belasting maar dan bij een hoog toerental bezit het vers aangezogen mengsel, door de hoge zuigersnelheid voldoende kinetische energie om bij start van de compressieslag nog voor de inlaatklep sluit extra vers mengsel aan te zuigen. Dit vergroot eveneens de leveringsgraad en wordt het rameffect genoemd. Zoals hierboven beschreven is voor elk werkingspunt wel een ideale kleppentiming of compromis beschikbaar om enerzijds de NO x -vorming onder controle te houden en toch voldoende vermogen en rendement uit de motor te halen. De kleppentiming speelt een belangrijke factor in het optimaliseren van de ladingswisseling. Een grote inlaatklepvervroeging leidt tot een betere vulling maar eveneens het aanzuigen van uitlaatgassen (interne EGR). Het ideale sluitingstijdstip van de inlaatklep treedt op wanneer de cilinderdruk door compressie gelijk wordt aan de inlaatdruk (in de praktijk rond 40 kh na ODP), zodoende het verse mengsel niet terug naar de inlaatleiding kan geduwd worden. Dit wordt aangetoond door figuur 3.1 met V c het verloop van het cilindervolume, V c,o het cilindervolume in het ODP en P m de druk in het inlaatspruitstuk. Wanneer de vulling van de cilinder verbetert, zal de cilinderdruk bij aanvang van de compressieslag sneller toenemen wat leidt tot een hoger rendement en vermogen. Nasluiting van de inlaatklep leidt tot supplementaire vulling bij hoge toerentallen door de inertie van het mengsel. Figuur 3.1: Inlaatklepsluiting 19

37 Hoofdstuk 3. Invloed van variabele kleppentiming De stroming van het vers mengsel is afhankelijk van de druk in de cilinder en voor de inlaatklep die op zijn beurt afhankelijk is van de ladingsverliezen en drukgolven binnen het inlaatsysteem. Het vervroegen van de uitlaatklepopening minimaliseert de blow-down verliezen (verbrandingsgassen die cilinder verlaten door de hoge aanwezige druk) doordat een groter positief arbeidoppervlakte bereikt wordt, zie figuur 3.2 met P u de uitlaatdruk. Na de blowndown worden de overige verbrandingsgassen verdreven door de opwaartse beweging van de zuiger. Hierbij is de aanwezige druk en drukgolven in de uitlaatleiding van belang. Figuur 3.2: Uitlaatklepopening Een grote nasluiting van de uitlaatklep zorgt enerzijds voor verminderde ladingsverliezen en anderzijds bij een hoger toerental voor het eerder vernoemde zuigeffect die de vulling van de cilinder bevordert (figuur 3.3). Te vroeg sluiten van de uitlaatklep leidt tot een verhoogde einddruk waardoor het volumetrisch rendement daalt. Te laat sluiten leidt tot het aanzuigen van rookgassen uit de uitlaatleiding waardoor de vulling van de cilinder vermindert. Hierdoor wordt er minder onderdruk gecreëerd waardoor minder vers mengsel aangezogen wordt (figuur 3.3). De druk tijdens de ladingswisseling is dus afhankelijk van de druk voor de inlaatklep die op zijn beurt afhankelijk is van de ladingsverliezen en drukgolven in het inlaatsysteem. Deze worden beïnvloed door de gasklepstand, het aantal cilinders, toerental, geometrie, e.d. Bij waterstof verbrandingsmotoren is het niet altijd mogelijk de timing zodanig aan te passen dat er maximaal vermogen gevormd wordt. De kans op ongewenste verbrandings- 20

38 Hoofdstuk 3. Invloed van variabele kleppentiming Figuur 3.3: Uitlaatklepsluiting verschijnselen, meerbepaald backfire, neemt toe wanneer de klepoverlap vergroot. Dit effect komt voornamelijk voor bij hoge toerentallen en rijkere mengsels. De reden hiervoor is de terugvloeiing van de hete uitlaatgassen die kunnen leiden tot vroegtijdige ontsteking van het vers mengsel. Indien de inlaatklep nog niet gesloten is, leidt dit tot backfire in het inlaatkanaal [12]. In [12] wordt gewerkt met een ééncilinder waterstofverbrandingsmotor met MCVVT (Mechanical continuous variable valve timing). De testmethode bestaat erin de inlaatklepopening te wijzigen, waarbij de inlaatklepsluiting constant werd gehouden. Op deze manier wordt een variabele klepoverlap gerealiseerd. Figuur 3.4 beschrijft de backfirelimiet in functie van klepoverlap. De backfirelimiet wordt gedefinieerd als de maximale rijkheid die kan bereikt worden alvorens backfire optreedt. Er dient wel vermeld te worden dat deze metingen met niet-constante energie-inhoud bepaald werden. Hierbij wordt de daling van het luchtmassadebiet door verandering van de klepoverlap (wijziging volumetrisch rendement) niet gecompenseerd door een extra compressor, die ervoor kan zorgen dat de leveringsgraad constant blijft. Het mengsel wordt verrijkt bij een ingestelde klepoverlap tot backfire optreedt. Bij het vergroten van de klepoverlap, stijgt de kans op backfire en dient met een armer mengsel gewerkt te worden. Reden hiervoor is de terugvloeiing van de hete uitlaatgassen naar de verbrandingskamer die leiden tot ontsteking van het vers mengsel alvorens de inlaatklep gesloten wordt. Dit is sterk afhankelijk van de rijkheid van het mengsel. Bij 21

39 Hoofdstuk 3. Invloed van variabele kleppentiming rijkere mengsels is de maximaal optredende verbrandingstemperatuur hoger, wat leidt tot hogere temperaturen van de uitlaatgassen [12]. Figuur 3.4: Backfirelimiet i.f.v. de klepoverlap [12] Backfire kan naast een knal in het inlaatkanaal waargenomen worden via drukmetingen. De inlaatdruk kent een grote druktoename en de cilinderdruk in volgende cycli kennen een daling, vermits er geen verbranding optreedt (misfire). De misfires die optreden zijn het gevolg van de verstoorde ladingswisseling door de fluctuerende inlaatdruk. Een voorbeeld van dergelijke drukmeting wordt uitgezet in figuur 3.5. In figuur 3.6 wordt het effectief gemeten koppel uitgezet i.f.v. de klepoverlap voor verschillende rijkheden. Voor arme-werking (Φ 0.5) bezit de klepoverlap een maximum voor het effectief koppel. Bij een hogere klepoverlap dan 30 kh is bij dit laag toerental een hoeveelheid interne EGR en het vermogen terugschroeft. Bij lagere klepoverlap is er minder tijd om vers mengsel aan te zuigen. Dit omwille van de constante inlaatklepsluiting en variabele inlaatklepopening. Vermits met WOT gewerkt wordt is het effect van interne EGR relatief laag omwille van de lage onderdruk die gecreëerd wordt in het inlaatkanaal. Bij een rijker mengsel is het niet mogelijk om met eender welke klepoverlap zonder backfire te werken (figuur 3.4). Deze beperking heeft als gevolg dat de grootste klepoverlap die mogelijk is zonder backfire, leidt tot maximaal koppel. Algemeen is een trade-off tussen een zo groot mogelijke klepoverlap te voorzien om voldoende mengsel te kunnen aanzuigen (mits vaste inlaatklepsluiting) en te vermijden dat er teveel hete gassen terugvloeiien naar de verbrandingskamer die backfire veroorzaakt. 22

40 Hoofdstuk 3. Invloed van variabele kleppentiming Figuur 3.5: Invloed backfire op drukmetingen [12] Figuur 3.6: Effectief koppel i.f.v. klepoverlap [12] Niet alleen injectieduur en tijdstip zijn belangrijke factoren om backfire te vermijden [26], ook de kleppentiming zoals bovenaan beschreven. Een korte samenvatting met mogelijke oplossingen om backfire te vermijden zijn te vinden in tabel 3.1. Testresultaten op de Volvo-proefstand ( 4.2) bij 1500 tpm voor verschillende inlaatklepopeningen zijn reeds gekend [5]. De Volvo maakt gebruik van CVVT waarbij het mogelijk 23

41 Hoofdstuk 3. Invloed van variabele kleppentiming Oorsprong ontsteking Terugvloeiing hoge Oplossing Kleine klepoverlap / injectietijd temperatuur uitlaatgassen Hete residuele punten (vb. bougie) Injectietijdstip zo laat mogelijk Inlaatklepsluiting vervroegen Tabel 3.1: Mogelijkheden om de kans op backfire te verminderen is de inlaatklepopening te variëren over 40 kh. De inlaatklepvervroeging kan geregeld worden binnen een spreiding van 40 kh (minimaal 4 ) maar dit impliceert dat eveneens de inlaatklepsluiting mee varieert. Grote inlaatklepvervroeging leidt tot grotere vermogens maar is enkel mogelijk bij arme-werking. Eenmaal rijker, tot de grens van stoichiometrisch is de gasklep vereist om de NO x -uitstoot te beperken (invloed interne EGR) en kleine inlaatklepvervroeging om backfire tegen te gaan. Een laatste opmerking bij CVVT is dat er bij hogere toerentallen een optimum optreedt van vullingsgraad in functie van inlaatklepvervroeging. Een grote inlaatklepvervroeging leidt tot betere vulling doch zorgt de latere inlaatklepsluiting ervoor dat het rameffect vermindert. Er treedt dus een optimum op tussen enerzijds vulling door grotere klepoverlap en een latere inlaatklepsluiting om het rameffect te bevorderen. De invloed van variabele kleppentiming op backfire, vermogen en emissies voor een hoger toerental wordt in deze thesis onderzocht op de Volvo-proefstand. Het doel is om onder de NO x -limiet van 100 ppm en backfire-vrij te werken. Dit met het oog op maximaal vermogen en rendement. Dankzij de aanwezige druksensoren is het interessant de invloed van de kleppentiming op backfire te begroten. 24

42 Hoofdstuk 4 Proefstanden Reeds vorige jaren werden uitvoerige testen gedaan op waterstof als brandstof [33] m.b.v. twee proefstanden die reeds uitgebreid aangepast werden. 4.1 en 4.2 geven een algemene beschrijving van beide proefstanden met de huidige wijzigingen omschreven. 4.1 AUDI/NSU-proefstand Algemeen De proefstand (figuur 4.1) is opgebouwd uit een ééncilinder viertakt verbrandingsmotor die aangepast werd voor het werken met waterstof als brandstof. De motor is verbonden met een gelijkstroommachine (Oerlikon). Deze is in staat te werken als generator en motor. De audi-motor wordt aangedreven door de gelijkstroommachine tot op het punt dat er brandstof wordt ingespoten, dan neemt de motor de gelijkstroommachine over en drijft deze aan. De motor zelf betreft een omgebouwde dieselmotor (gegevens tabel ). De motor wordt gevoed door 2 gasinjectoren (Koltec-Necam GSI) die zich in de inlaatleiding bevinden, net voor de inlaatklep. Het gehele systeem wordt aangestuurd d.m.v. een MoTeC M4 Pro systeem waarbij het mogelijk is alle variabele parameters in te stellen en te optimaliseren. De temperatuur van de motor wordt op 80 C gehouden en gekoeld d.m.v. leidingwater. De gelijkstroommachine krijgt geforceerde luchtkoeling. Het toerental van de gelijkstroommachine en de effectieve waterstofinspuithoeveelheid worden afgeregeld d.m.v. 2 potentiometers. Op een bedieningspaneel staan allerlei indicatoren die informatie geven van temperaturen (in - en uitlaattemperatuur; koelwatertemperaturen), 1 Na revisie werd het slagvolume en compressieverhouding gemeten, zie bijlage F 25

43 Hoofdstuk 4. Proefstanden Cilinders 1 Kleppen 2 Nokkenas Boring Slag Slagvolume Enkele bovenliggend 77,48 mm 86,385 mm 407,3 cc compressieverhouding 10.17:1 Injectie Inlaatklepopening/sluiting Uitlaatklepopening/sluiting Max. toerental (continu) PFI 7 CA BTDC / 66 CA 64 CA BBDC / 21 CA 4000 rpm Tabel 4.1: Gegevens Audi-motor debieten (lucht- en waterstofdebiet 2 ), het koppel (Loadcell type SENSY 2712, 50 dan), de luchtfactor (Innovate Motorsports LM-1), het toerental, de oliedruk ter beveiliging motor en het blow-by-debiet. Dit laatste dient eveneens als veiligheidssysteem. Indien waterstof doorheen de zuigerveren en schraapveer terecht komt in de carterruimte, kan er een ontplofbaar mengsel gevormd worden met de warme olie, wat kan leiden tot ontbranding en schade aan het systeem. Wanneer het blow-by debiet op een bepaald ogenblik plots een kritische waarde overschrijdt, betekent dit het begin van het vastlopen van de motor, daar de zuigerveren beginnen dicht te kleven. Een veiligheidsschakelaar zet de waterstofinjectie uit. De proefstand is tevens voorzien van EGR (figuur 4.2) met een EGR-regelkraan om het debiet af te regelen. Het gerecycleerde deel van de uitlaatgassen wordt gekoeld daar de compressorinlaattemperatuur maximaal 50 C mag bedragen. De motor wordt opgeladen d.m.v. een klauwencompressor (Busch type MM 1102 BP AQUA) die in staat is een oplaaddruk tot 2 bar te verzekeren. De opgeladen inlaatlucht wordt na de compressor gekoeld en leidt naar het buffervat. Die zorgt ervoor dat fluctuaties 2 Hi-Tech Bronkhorst F-106BZ-HD-01-V en F-113AC-HDD-55V 26

44 Hoofdstuk 4. Proefstanden Figuur 4.1: Audi-NSU opstelling Figuur 4.2: Schematische weergave Audi-proefstand en drukpulsaties verminderd worden. Een driewegkatalysator (TWC) uiteindelijk zorgt voor de daling van schadelijke emissies, meerbepaald de N Ox -uitstoot. 27

45 Hoofdstuk 4. Proefstanden Aanpassingen Inlaat compressor De warme uitlaatgassen afkomstig van de EGR-leiding die gekoeld worden, leiden tot deelse condensatie waardoor er waterdruppels worden toegevoerd naar de inlaat van de compressor. Standaard werd het condensaat door een luchtfilter, voor de inlaat van de compressor, opgevangen. Na enige tijd diende het overtollige water te verwijderd te worden. Een aanpassing naar dit jaar toe is deze luchtfilter te verwijderen en de waterdruppels geleidelijk toe te laten doorheen de compressor (die waterbestendig is tot een bepaald punt). Hierdoor wordt een gesloten circuit gecree erd en zal de compressor geen plotse schade ondervinden. Temperatuur- en druksensoren compressor Om het oplaadvermogen van de compressor te kunnen begroten is het vereist temperatuur - en druksensoren te plaatsen voor e n na de compressor. Eerder werd het oplaadvermogen bepaald a.d.h.v. het opgenomen elektrisch vermogen van de compressor. Daar deze niet geheel nauwkeurig is, mede door het afgeknotte PWM-signaal, werd geopteerd het vermogen a.d.h.v. thermodynamische parameters te bepalen. De druksensoren geven een stroom i.f.v. de gemeten druk en worden aangesloten op digitale uitlezen die gekalibreerd werden op 16 punten m.b.v. nauwkeurige manometers en een regeldrukventiel. Figuur 4.3: Oplaadcompressor 28

46 Hoofdstuk 4. Proefstanden Injectoren Vorig jaar werd er getest tot een oplaaddruk van 1 bar. Daar dit positieve resultaten opleverde, is het aangeraden dit jaar hier verder op te onderzoeken meer bepaald naar nog hogere oplaaddrukken toe. Bij deze hogere oplaaddrukken ontstaan nu echter problemen met de injectie. Het drukverschil tussen de injectiedruk en oplaaddruk wordt namelijk te klein om een kritische stroming in de injector te bekomen waardoor er geen chokingtoestand optreedt. Door het verdwijnen van deze chokingtoestand in de injectoren wordt de injectiehoeveelheid afhankelijk van de pulsaties van de oplaaddruk en tevens mindert het maximaal debiet ook door het subsoon werken van de injectoren. Het gevolg van dit allemaal is dat het vermogen van de motor vanaf deze toestand begrensd en onstabiel zal zijn. Het is duidelijk dat een voldoende groot drukverschil vereist is om een goede injectie te garanderen. Een oplossing hiervoor is de injectiedruk opdrijven om een goede werking te garanderen. De 2 gasinjectoren (Koltec-Necam GSI) op de proefstand zijn in staat te injecteren met een druk van 2 bar. Uit berekeningen (formule 4.1) levert dit op dat deze slechts tot een oplaaddruk van 0,6 bar kunnen functioneren. Een herziening van de injectoren is dus noodzakelijk. Een injectiedruk van 5 bar zou toestaan om het volledige oplaaddrukbereik van de compressor te benutten. Na een zoektocht bij verschillende leveranciers naar alternatieve injectoren (LPG, CNG-injectoren) blijkt dat Teleflex een injector bezit die voldoet. p 01 = p 1 ( (γ 1) M 2 1 ) γ γ 1 (4.1) met: M 1 = Machgetal = 1 γ = 1.38 p 01 = benodigde druk in waterstofaanvoerleiding p 1 = druk inlaatspruitstuk De nieuwe Teleflex GFI-injectoren kunnen in experimentele omstandigheden (verkorte levensduur) de injectiedruk van 5 bar aan, wat voldoende is over het gehele compressorbereik. Indien er door het grote drukverschil over de injectoren schakelproblemen ontstaan, kan dit verholpen worden door het stuursignaal op te drijven van 14V naar 18V. 29

47 Hoofdstuk 4. Proefstanden Veiligheid buffervat Daar er gewerkt wordt met waterstof dient veiligheid steeds gegarandeerd te worden. Het gevaar bestaat namelijk dat er zich een ontplofbaar, brandbaar mengsel vormt in het buffervat door een terugvloeiing van waterstofgas via de inlaatleiding en spruitstuk naar het buffervat. Een tweede gevaar bestaat erin indien iets rijker dan stoichiometrisch gewerkt wordt in combinatie met EGR, dat er waterstof door de uitlaatgasrecirculatie opgestapeld wordt in het buffervat. Een voldoende snelle en efficiënte waterstofdetector moet dit voorkomen, zodoende dat bij eventuele gevaren de waterstoftoevoer en de motor tijdig kunnen afgeschakeld worden. De huidige sensor werkt te traag en is niet in staat een correcte meting te verzekeren bij hogere oplaaddrukken. Een aanpassing van dit onderdeel behoort dus tot de prioriteit om metingen veilig te kunnen uitvoeren. De keuze lag erin om het huidige veiligheidssysteem aan te passen of als alternatief een nieuwe veiligheidssensor aan te kopen die in staat is om op hogere drukken waterstof te detecteren. H2Scan biedt dankzij de HY-OPTIMA no. 700 de mogelijkheid om waterstof te detecteren bij hogere drukken binnen een groot temperatuurbereik (zie bijlage J). Doch werd geopteerd om de huidige opstelling aan te passen omwille van het gebruik van de reeds aanwezige waterstofveiligheidssensor (Buveco) en de kleinere kost die dit teweegbrengt. De aanpassing lag erin om een nieuwe compressor te voorzien die in staat is voldoende debiet te leveren aan hoge druk. Dit in combinatie met een reductieklep en een stromingsmeter die ervoor zorgt dat de veiligheidssensor op een constante druk en debiet kan werken (Figuur 4.4). Figuur 4.4: Veiligheidssysteem AUDI-proefstand 30

48 Hoofdstuk 4. Proefstanden De veiligheidscompressor (MFG. Corp. Model RAA-V110-E0) wordt ingesteld op 0,5 bar overdruk tegenover het buffervat. Wanneer oplading in het inlaatkanaal van de motor toegepast wordt, stijgt eveneens de druk in het veiligheidscircuit. Doordat de druk in het veiligheidscircuit altijd 0,5 bar hoger is, wordt telkens voldoende gassen aangezogen en teruggestuurd van en naar het buffervat. De aangezogen gassen vloeien naar een flowmeter die een overdrukventiel bezit tot 14 bar, om te vermijden dat zowel de flowmeter als de Buveco sensor (ST600EX) geen schade oplopen. Niet alle gassen gaan naar deze flowmeter. De overige gassen gaan naar een overdrukklep (Norgren V NNL) die ervoor zorgt dat de resterende gassen terug in het buffervat worden geperst. Figuur 4.5: H2-veiligheidssysteem 31

49 Hoofdstuk 4. Proefstanden 4.2 Volvo-proefstand Algemeen Deze proefstand is opgebouwd uit een Volvo-motor (gegevens tabel 4.2) verbonden met een wervelstroomrem (Zollner A220). De motor is een standaard 1.8l 4-cilinder benzinemotor die omgebouwd werd naar bi-fuel motor. Zowel benzine als waterstof kan als brandstof apart toegediend worden. Een commonrail-systeem (2 bar) staat in verbinding met 8 Teleflex GSI injectoren (2 per cilinder). Figuur 4.6: Volvo-proefstand De motor bezit CVVT (Figuur 4.7) voor de inlaatkleppen waardoor de inlaatklepvervroeging kan geregeld worden binnen een spreiding van 40 CA (minimaal 4 CA). De inlaatklepsluiting varieert hierdoor eveneens mee. De motor wordt aangestuurd door een MoTeC M800 systeem waarin de verschillende parameters kunnen ingesteld worden. Naast de informatie die uit het MoTeC-systeem vloeit, worden temperaturen gelogd (idem audiproefstand). Op de Schenkbank is het mogelijk de gasklepstand en weerstandskoppel van de wervelstroomrem te regelen via 2 potentiometers. Een MAF-potentiometer is in staat het waterstofdebiet onafhankelijk van overige parameters bij te regelen. De veiligheid wordt gegarandeerd door een waterstofdetectiesensor bovenop de proefstand en meerdere noodstoppen. 32

50 Hoofdstuk 4. Proefstanden Cilinders (lijn) 4 Kleppen 16 Nokkenas Boring Slag Slagvolume DOHC 83 mm 82,4 mm 1783 cc compressieverhouding 10,3:1 Injectie Max. vermogen Max. koppel (4000 rpm) Max. toerental (continu) PFI 88 kw 170 Nm 6000 rpm Tabel 4.2: Gegevens Volvo-motor Figuur 4.7: CVVT Volvo-motor De toevoer van waterstof wordt voor beide proefstanden geregeld door een drukregelaar die de waterstofdruk reduceert. Enerzijds van 200 bar naar 40 bar, een tweede van 40 bar naar 2 bar d.m.v. drukregelaar nabij de proefstand Aanpassingen Een veel voorkomend probleem bij de volvo-proefstand is het optreden van backfire en slechte ontsteking. Een reden hiervoor kan zijn dat de huidige bougietypes niet geschikt 33

51 Hoofdstuk 4. Proefstanden zijn voor waterstofwerking. De warmtegraad van de bougies bedraagt 6 wat standaard voor de volvo-motor voorgeschreven wordt. Maar bij werking met waterstof treden hogere temperaturen op waardoor het gewenst is met koudere bougies te werken. Voor verdere informatie kan verwezen worden naar voorgaande thesis [33]. Tot op heden waren drukmetingen moeilijk te verwezelijken op de Volvo-proefstand. Door gebruik te maken van een combinatie bougie-druksensor (Kistler type 6117BFG16) is het mogelijk de motorwerking te behouden en cilinderdrukmetingen uit te voeren. Een initiële proef toonde aan dat drukmetingen effectief mogelijk zijn indien de aansluiting van de sensor op een gepaste wijze gebeurd, waardoor alle mogelijke bronnen van ruis worden geëlimineerd (Figuur 4.8). Cilinderdruk Kistler 6117BFG mm Versterker Kistler 5011 Inlaatdruk Kistler 4075A2 700mm Kistler 461BAO Krukhoek encoder 2613B Kistler Versterker 2613B Signaal 2613B TRIGM CAMM PC DAQ-kaart Oscilloscoop Figuur 4.8: Aansluiting sensoren 4.3 Uitlaatgasanalyse De concentratiebepaling van componenten in de uitlaatgassen wordt verzekerd door 2 toestellen. Enerzijds het Hermann-toestel, anderzijds de professionele meetkast. Voor de eigenlijke meting worden de uitlaatgassen gekoeld en ontdaan van water d.m.v. een afscheider Hermann-toestel Dit betreft een draagbaar toestel (HGA 400 figuur 4.9) dat de concentratie van verschillende componenten binnen beperkte nauwkeurigheid zeer snel weergeeft. Zowel CO, CO 2, HC, O 2 als NO worden bepaald. 34

52 Hoofdstuk 4. Proefstanden Figuur 4.9: Hermann HGA Professionele meetkast Deze kast is opgebouwd uit verschillende meetinstrumenten die elke een concentratie van een bepaalde component opmeten. Zowel de concentraties van CO, CO 2, HC, O 2, NO x als H 2 kan bepaald worden. Voordeel van deze meetkast is de nauwkeurigheid maar de grote tijd die één meting vereist, zorgt ervoor dat het toestel niet kan gebruikt worden voor snelle metingen. 35

53 Hoofdstuk 5 Methodologie 5.1 Inleiding De concrete doelstelling van deze thesis is het verhogen van het specifiek vermogen van een waterstof ICE (Internal Combustion Engine) met maximaal rendement, rekening houdend met lage emissie (NO x -uitstoot). Om deze doelstelling te verwezenlijken zijn er twee proefstanden beschikbaar (Hoofdstuk 4). De twee werkingsstrategieën (Hoofdstuk 2) worden praktisch onderzocht en vergeleken met elkaar. Dit hoofdstuk beschrijft de werkwijze en methodes die gebruikt worden om de doelstellingen te bereiken. Om beide strategieën praktisch te kunnen meten en begroten is het belangrijk onderstaande gegevens eerst te analyseren. 1. Oplaadvermogen 2. Koppelmeting 3. EGR% begroting 4. Foutanalyse 5.2 Oplaadvermogen Het vermogen van een compressor kan als volgt begroot worden [39], rekening houdend met volgende parameters: m k de polytrope compressie-exponent p a en p u de inlaatdruk respectievelijk uitlaatdruk van de compressor [Pa] 36

54 Hoofdstuk 5. Methodologie T a en T u de inlaat- respectievelijk uitlaattemperatuur van de compressor [K] R als universele gasconstante ( kj mol K ) R de specifieke gasconstante ( kj kgk ) P t = m [ k m k 1 p a Q a ( p ] m u k 1 ) m k p a [W ] (5.1) Met Q a = ṁegr + ṁ lucht p a T a R [ kg J P a s ] (5.2) m k = [ ] log(ta /T u ) 1 log(p u /p a ) + 1 (5.3) Om de specifieke gasconstante R van het aangezogen mengsel (lucht & EGR) te bepalen wordt beroep gedaan op de verbrandingsvergelijking. 2H 2 + λ (O 2 + 3, 762N 2 ) 2H 2 O + (λ 1)O 2 + λ 3, 762 N 2 (5.4) Hieruit volgt dat de molmassa van de uitlaatgassen kan begroot worden [18]: MW EGR = λ λ [ g mol ] (5.5) Het op te laden mengsel bevat een deel EGR en een deel vers aangezogen lucht. molmassa van dit mengsel kan begroot worden als volgt: De MW geheel = EGR% MW EGR + (1 EGR%) MW Lucht g [ mol ] (5.6) De specifieke gasconstante: R = R MW geheel [ kj kgk ] (5.7) De massadebieten ṁ lucht en ṁ H2 worden gemeten via debietsmeters waarmee λ kan bepaald worden, alsook de in- en uitlaattemperaturen en drukken waaruit de polytrope exponent m k berekend wordt (5.3). De EGR% kan begroot worden ( 5.4) waaruit de specifieke gasconstante R en ṁ EGR dan gekend is. Q a (5.2) is dan gekend waaruit uiteindelijk het compressorvermogen P t (5.1) volgt. 37

55 Hoofdstuk 5. Methodologie Bovenstaande berekening van het compressorvermogen houdt natuurlijk geen rekening met mechanische en warmteverliezen die optreden. Het effectieve compressorvermogen moet van het krukasvermogen afgetrokken worden mits rekening houdend met een toeslag van verliezen. Er wordt een aanvaardbare schatting van het compressorrendement van 50% opgelegd waaruit volgt: P compressor = P t η = 2 P t [kw ] (5.8) Als opmerking kan vermeld worden dat de gebruikte inlaat - en uitlaattemperatuur van de compressor in theorie niet gelijk zijn aan de compressie begin - en eindtemperatuur. Er kan een correctie gemaakt worden op de inlaattemperatuur door rekening te houden met de opwarming van het vers mengsel. De invloed hiervan op het eigenlijke compressorvermogen (bijlage A) is beduidend laag vermits een compressorrendement van 50% gekozen wordt en dit al een onderschatting is. De correctie op de uitlaattemperatuur is moeilijker te begroten daar er geen directe correlatie bestaat en werd niet bepaald. 5.3 Koppelmeting Zoals beschreven in hoofdstuk 4 wordt het koppel op de AUDI-proefstand gemeten d.m.v. een loadcel (SENSY 2712, 50 dan). Om verschillende metingen te kunnen vergelijken met elkaar, voornamelijk bij verschillende oplaaddrukken is het belangrijk om de nauwkeurigheid van het koppel te kennen. De loadcel meet een kracht (F) die met de gekende hefboom (l) een koppel vormt. M = F l [Nm] (5.9) De absolute fout op de krachtsmeting wordt door de leverancier gegeven en wordt opgesplitst in een lineariteits- en hysteresisfout, beide 0.5%F S met FS het volledige meetbereik (500 N). De uitlezing van de kracht wordt als afrondingfout gezien en bedraagt 1 N. De hefboomsarm bedraagt 0, 3627 m waarbij de fout begroot wordt op 1 mm. De absolute fouten zijn: δ F = F S + 1 = 1.5 [N] δ l = [m] δ M = (( M/ F ) δ F ) 2 + (( M/ l) δ l ) 2 [Nm] (5.10) 38

56 Hoofdstuk 5. Methodologie Uit 5.10 volgt dat de absolute fout op het koppel 0.6 Nm bedraagt. 5.4 EGR Inleiding De uitlaatgasrecirculatiehoeveelheid wordt in de meeste toepassingen afgeleid uit de concentraties CO 2 in de uitlaatgassen en inlaatleiding. Vermits waterstof bij verbranding geen CO 2 -uitstoot bezit is deze EGR-begrotingsmethode dus niet bruikbaar. Er dient dus gezocht te worden naar alternatieve methodes die voldoende nauwkeurig én praktisch haalbaar zijn. In de literatuur wordt er geen eenduidige EGR-begrotingsmethode voor verbrandingsmotoren met waterstof beschreven. Szwaja S. et al. [18] maakt gebruikt van de zuurstofconcentratiemetingen uit de uitlaat - en inlaatleiding om het EGR% te bepalen. Deze methode werd in voorgaande thesis gebruikt [33]. Een tweede methode is het verschil in luchtdebiet dat aangezogen wordt bij de toename van uitlaatgasrecirculatie. Beide methoden worden onderzocht op nauwkeurigheid in en Het doel is te onderzoeken welke methode voldoende nauwkeurigheid biedt en praktisch haalbaar is om te meten. Een derde methode is via relatieve vochtigheidsmetingen ( 5.4.4) op verschillende posities en vanuit het verschil in vochtigheid het EGR% bekomen. De laatste uitgewerkte methode is via de warmtebalans van de uitlaatgasrecirculatie ( 5.4.5). Zoals reeds beschreven dient de gebruikte EGR gekoeld te worden. Enerzijds om te vermijden dat de inlaattemperatuur niet te hoog wordt, wat de kans op backfire en klop vermindert. Anderzijds om de compressorschoepen te beschermen tegen vroegtijdige slijtage. De warmtebalans van de EGR-koeler kan dienst doen als methode om het massadebiet van de uitlaatgasrecirculatie te begroten. De gebruikte definitie voor EGR% is: EGR% = ṁ EGR ṁ EGR + ṁ Lucht + ṁ H2 100 (5.11) 39

57 Hoofdstuk 5. Methodologie Via O 2 -concentratiemetingen Deze methode is gebaseerd op de moleculaire balans van O 2 in het inlaatkanaal. n O2,totaal = n O2,EGR + n O2,Lucht (5.12) Uit deze vergelijking is het mogelijk enkele betrekkingen te halen waardoor verschillende parameters bepaald worden [18]: M EGR : Massadebiet EGR MW meng : Moleculair gewicht van het mengsel EGR & Inlaat MW EGR : Moleculair gewicht EGR MF EGR : EGR% β: Massafractie van EGR t.o.v. de vers aangezogen lucht MW EGR = λ λ O 2,Inlaat M EGR ρ Lucht,N Q Lucht,N (M EGR +ρ Lucht,N Q Lucht,N ) MW meng = β = O 2,EGR M EGR MW EGR + O 2,Lucht ρ Lucht,N Q Lucht,N MW Lucht MF EGR = β β+1 MW meng = 1 MF EGR MW EGR + 1 MF EGR MW Lucht (5.13) Met: O 2,Inlaat : zuurstofpercentage inlaatkanaal (vol%) O 2,EGR : zuurstofpercentage uitlaatgassen (vol%) MW Lucht : moleculair gewicht aanzuiglucht (vol%) Uit bovenstaande betrekkingen 5.13 is het mogelijk het massadebiet van de uitlaatgasrecirculatie, M EGR, te bepalen en via 5.11 het EGR%. 40

58 Hoofdstuk 5. Methodologie De nauwkeurigheid wordt bepaald door onderstaande betrekking en dit toegepast op de formulering van EGR%-begroting. Onderstel een willekeurige functie q = f(x 1, x 2,..., x n ) dan geldt voor de absolute fout volgens [40]: δq = ( q x 1 δx 1 ) 2 + ( q x 2 δx 2 ) ( q x n δx n ) 2 (5.14) De luchtfactor λ kan bepaald worden uit debietsmetingen van enerzijds de aangezogen lucht en anderzijds waterstof. λ = L w L s = ṁ Lucht ṁ H2 L s = ρ Lucht,N Q Lucht,N ρ H2,N Q H2,N 34.2 = Q Lucht,N Q H2,N 34.2 = Q Lucht,N Q H2,N Gebruik makend van de nauwkeurigheidsformule volgt: λ δ λ = ( δq Lucht,N ) Q 2 λ + ( δq H2N ) Lucht,N Q 2 H2,N Waarbij Q Lucht,N en Q H2,N het gemeten lucht - en waterstofdebiet zijn in normwaarden [Nm 3 /h]. De absolute onzekerheden voor beide debietsmeters worden opgegeven door de fabrikant en bedragen 1% FS. δq Lucht,N = 0.6 [ Nm3 uur ] δq H2,N = 0.18 [ Nm3 uur ] De luchtfactor kan ook worden gemeten via een lambdasensor (Innovate Motorsports LM-1 figuur 5.1). De nauwkeurigheid van dit toestel is sterk afhankelijk van de luchtfactor daar deze ontworpen is voor metingen die dicht aanleunen tegen stoichiometrische werking. Het komt er dus op aan om de meest nauwkeurige techniek toe te passen om de luchtfactor te begroten. Eenmaal de luchtfactor en de onzekerheid erop gekend, is het mogelijk de absolute onzekerheid te bepalen op het moleculaire gewicht van de EGR-gassen. MW EGR = λ λ [ g mol ] δmw EGR = MW EGR λ δ λ 41

59 Hoofdstuk 5. Methodologie Figuur 5.1: Lambdasensor LM-1 Om nauwkeurigheidsanalyse toe te passen moet gebruik gemaakt worden van de 4 overige basisvergelijkingen (5.13) die vereist zijn om het EGR% te kunnen begroten. Om de onzekerheid te bepalen van het EGR% is de onzekerheid op het massadebiet van de uitlaatgasrecirculatie nodig. Door substitutie van de 4 basisvergelijkingen 5.13 kan M EGR afgezonderd worden. M EGR = ρ Lucht,N Q Lucht,N (O 2,Inlaat O 2,Lucht ) MW EGR MW Lucht (O 2,Inlaat O 2,EGR ) [ kg uur ] De fout op M EGR wordt bepaald via betrekking 5.14: (δm EGR ) 2 = ( M EGR ρ Lucht,N δ ρlucht,n ) 2 + ( M EGR Q Lucht,N δ QLucht,N ) 2 + ( M EGR MW EGR δ MWEGR ) 2 +( M EGR O2 Lucht δ O2Lucht ) 2 + ( M EGR O2 Inlaat δ O2Inlaat ) 2 + ( M EGR O2 EGR δ O2EGR ) 2 De nauwkeurigheid van de zuurstofconcentratiemetingen zijn opgegeven door de fabrikant. De absolute fout bedraagt 0.25%. EGR % = M EGR (M EGR + ρ Lucht,N Q Lucht,N + ρ H2,N Q H2,N ) 100 δegr % = (( EGR % M EGR δm EGR ) 2 + ( EGR % ρ Lucht,N δρ Lucht,N ) 2 + ( EGR % Q Lucht,N δq Lucht,N ) 2 + ( EGR % ρ H2,N δρ H2,N ) 2 + ( EGR % Q H2,N δq H2,N ) 2 ) (5.15) Een uitgewerkt voorbeeld is te vinden in bijlage B. 42

60 Hoofdstuk 5. Methodologie Via debietsvariatie Wanneer het EGR% vergroot wordt, zal het debiet van het verse aangezogen mengsel verminderen. Uit deze vermindering kan het massadebiet van de uitlaatgasrecirculatie gehaald worden. Dit in veronderstelling dat de leveringsgraad constant blijft bij het toevoegen van EGR aan de inlaatleiding. Het waterstofdebiet wordt constant gehouden, het is een deel van het vers aangezogen lucht dat verdund wordt met uitlaatgassen (figuur 5.2). Figuur 5.2: EGR via debietsvariatie Er geldt: λ = L w L s (5.16) met: L s = 34.2 [ kg lucht kg brandstof ] (5.17) L w = Q N,Lucht,zonderEGR ρ N,Lucht M EGR Q N,H2 ρ N,H2 M EGR = (Q N,Lucht,zonderEGR Q N,Lucht,EGR ) ρ N,Lucht [ kg uur ] (5.18) EGR% = M EGR 100 (5.19) (M EGR + ρ Lucht,N Q LuchtmetEGR,N + ρ H2,N Q H2,N ) 43

61 Hoofdstuk 5. Methodologie De nauwkeurigheid van het EGR-massadebiet en het EGR% kan eveneens bepaald worden a.d.h.v. betrekking M EGR (δm EGR ) 2 = (( ) δq N,Lucht,zonderEGR ) 2 Q N,Lucht,zonderEGR + (( M EGR ) δq N,H2 ) 2 + (( M EGR ) δλ) 2 (5.20) Q N,H2 λ (δegr%) 2 = (( EGR% M EGR ) δm EGR ) 2 + (( EGR% Q N,H2 ) δq N,H2 ) 2 EGR% + (( ) δq N,Lucht,EGR ) 2 (5.21) Q N,Lucht,EGR Hetzelfde uitgewerkt voorbeeld is te vinden in bijlage C Via relatieve vochtigheidsmetingen Naast het berekenen van de hoeveelheid uitlaatgasrecirculatie via O 2 -concentratiemetingen is het ook mogelijk om dit met behulp van relatieve vochtigheidsmetingen te bepalen. Hierbij wordt relatieve vochtigheid, temperatuur en druk van vers aangezogen lucht, EGR en inlaatmengsel (verse lucht + EGR) gemeten. De posities van de meetpunten staan aangeduid in onderstaande figuur 5.3. Figuur 5.3: Positie meetpunten relatieve vochtigheid 44

62 Hoofdstuk 5. Methodologie De methode is gebaseerd op de mogelijkheid om het moleculair gewicht te berekenen uit de relatieve vochtigheid van het inlaatmengsel of uit de volumeverhouding van de moleculaire gewichten verse lucht en EGR. Een eerste deel bestaat uit het berekenen van moleculair gewicht vanuit een gemeten relatieve vochtigheid. RV % = p v p s 100 (5.22) Uit voorgaande vergelijking 5.22 kan de partieeldruk p v van de waterdamp bepaald worden als functie van de gemeten relatieve vochtigheid. De verzadigingsdruk p s van waterdamp op een bepaalde temperatuur wordt in het uitgewerkte rekenvoorbeeld in bijlage D berekend met een benaderende formule ontwikkeld door A.Wexler [41]. De absolute vochtigheid is gedefiniëerd als de verhouding van de massa damp M H2O tot de massa droge gassen M droge,gassen in een gasmengsel. ω = M H2O M droge,gassen (5.23) In combinatie met de ideale gaswet kan men deze formule 5.23 onder een eerste vorm terug brengen. ω = MW H2O p v MW droge,gassen p droge,gassen p droge,gassen = p p v [P a] (5.24) Met: p: Gemeten druk op punt van de relatieve vochtigheidsmeting p droge,gassen : Partieeldruk van alle gassen behalve water MW H2O : Moleculair gewicht van water MW EGR : Moleculair gewicht van alle gassen behalve water De absolute vochtigheid kan ook vanuit de chemische vergelijking van een mengsel berekend worden. Hierbij kan de massa van het deel water en het deel gassen apart beschouwd worden waarbij ze onderling in een bepaalde moleculaire verhouding staan. Zo wordt de formule 5.23 naar een tweede vorm terug gebracht. 45

63 Hoofdstuk 5. Methodologie ω = MW H2O X H2O MW droge,gassen X droge,gassen X droge,gassen = 1 X H2O (5.25) Met: X droge,gassen : De molfractie droge gassen in het mengsel X H2O : De molfractie waterdamp in het mengsel Uit het stelsel van voorgaande vergelijkingen 5.22, 5.24 en 5.25 wordt een nieuwe formule bekomen waarmee de molfractie waterdamp in een mengsel kan bepaald worden aan de hand van de relatieve vochtigheid, gemeten druk en verzadigingsdruk van waterdamp op de gemeten temperatuur. X H2O = RV % p s 100 p (5.26) Een tweede deel van de methode is gebaseerd op de formule waarmee het moleculair gewicht van gasmengsels kan berekend worden. Deze definieert dat het totale moleculair gewicht de som is van de producten van de molfracties met de moleculaire gewichten van de deelcomponenten. Indien uit deze formule de waterdamp en de rest van de gassen gegroepeerd worden, bekomt men het volgende: g MW gasmengsel = X H2O MW H2O + X droge,gassen MW droge,gassen [ mol ] (5.27) Ook kan men met deze methode het moleculair gewicht berekenen van een mengsel bestaand uit EGR en verse lucht in een zekere volumeverhouding. MW inlaatmengsel = X verse,lucht MW verse,lucht + X EGR MW EGR [ mol ] (5.28) X verse,lucht = 1 X EGR g Door de formule 5.27 te gebruiken om het moleculair gewicht van de verse lucht en de EGR te definiëren kan men via substitutie in de formule 5.28 de molfractie waterdamp in een nieuwe mengsel afzonderlijk berekenen. Het is logisch dat de molfractie uit de berekening van de samenstelling van de gassen overeen moet komen met dat afkomstig uit de gemeten relatieve vochtigheid van het inlaatmengsel. Dit resulteert in volgende vergelijkingen: 46

64 Hoofdstuk 5. Methodologie X H2O,berekend,inlaatmengsel = X verse,lucht X H2O,verse,lucht + X EGR X H2O,EGR X H2O,berekend,inlaatmengsel = X H2O,gemeten,inlaatmengsel (5.29) Een volgende grootheid die bepaald kan worden is het aantal mol dat gedurende een bepaalde tijd circuleert. Het volumedebiet van de aangezogen lucht is gekend in normvoorwaarden. Mits een volume van 22,41 dm 3 volgens de wet van Avogadro 1 mol bevat op normvoorwaarden is het dus mogelijk het moleculair debiet lucht met het volumedebiet lucht Q lucht,n [ dm3 s ] te bepalen. Verder is het ook mogelijk het moleculair debiet EGR te bepalen met de volumefracties van verse lucht en EGR. ṅ verse,lucht = Q lucht,n [ mol uur ] ṅ EGR = X EGR X verse,lucht ṅ verse,lucht [ mol uur ] (5.30) Het oplossen van het stelsel van voorgaande formules 5.28, 5.29 en 5.30 levert een algemene formule op om het moleculair debiet EGR te bepalen aan de hand van de molfracties waterdamp. ṅ EGR = Q lucht,n (X H2O,inlaatmengsel X H2O,verse,lucht ) 22.4 (X H2O,EGR X H2O,inlaatmengsel ) [ mol uur ] (5.31) Het derde deel bestaat eruit het moleculaire gewicht van de uitlaatgassen na de EGR-koeler te bepalen. In literatuur [18] staat een methode beschreven die het moleculair gewicht van uitlaatgassen berekent met behulp van de luchtfactor λ. Hierbij wordt echter de waterdamp in het uitlaatgassenmengsel ook in rekening gebracht bij het bepalen van het moleculair gewicht. Verder is de methode beperkt tot het berekenen van het moleculair gewicht voor een luchtfactor λ 1. Omdat in de opstelling met de EGR-koeler condensatie kan optreden en een luchtfactor λ < 1 ook voorkomt, is een aangepaste vorm op analoge wijze opgesteld. Hierbij is het moleculair gewicht van de uitlaatgassen zonder water opgesteld in functie van λ. Wel moet gewezen worden op het verschil van de formule voor λ < 1 en λ 1 door het verschil in samenstelling. Bij een λ 1 worden de droge fracties van de uitlaatgassen bekomen vanuit de chemische verbrandingsvergelijking waarbij H 2 het begrenzende gas is in de reactie. 2H 2 + λ(o N 2 ) 2H 2 O + (λ 1)O λN 2 (5.32) 47

65 Hoofdstuk 5. Methodologie De molfracties kunnen vanuit deze formule 5.32 berekend worden wat het volgende oplevert. X O2 = λ λ 1 X N2 = 3.78λ 4.78λ 1 (5.33) X H2 = 0 Bij een λ < 1 worden de droge fracties van de uitlaatgassen bekomen vanuit de chemische verbrandingsvergelijking waarbij de toegevoerde zuurstof uit de lucht het begrenzende gas is in de reactie. 2 λ H 2 + O N 2 2H 2 O + 2( 1 λ 1)H N 2 (5.34) X O2 = 0 X N2 = 3.78λ λ (5.35) X H2 = 2 2λ λ Opnieuw kan het moleculair gewicht berekend worden met behulp van de molfracties 5.33 en 5.35 en de moleculaire gewichten van de deelcompontenten. Hierbij bekomt met voor het moleculaire gewicht van droge uitlaatgassen MW droge,egr twee formules voor respectievelijk λ 1 en λ < 1. g 4.78λ 1 [ mol MW droge,egr = λ MW droge,egr = λ ] [λ 1] (5.36) g λ [ mol ] [λ < 1] Het totale moleculaire gewicht MW EGR van de uitlaatgassen na de EGR-koeler kan nu bepaald worden aan de hand van formule Bij het optreden van condensatie is zelfs geen relatieve vochtigheidsmeting na de EGR-koeler vereist mits deze gelijk kan gesteld worden aan 100 %. Tenslotte kan het massadebiet van de uitlaatgasrecirculatie M EGR via het moleculair EGR-debiet, ṅ EGR (5.31) en het totale moleculaire gewicht MW EGR berekend worden. Het EGR% wordt hieruit berekend met M EGR = ṅ EGR MW EGR [ kg uur ] (5.37) 48

66 Hoofdstuk 5. Methodologie Om een idee te krijgen van de relatieve fout die deze methode met zich meebrengt, wordt de fout als volgt bepaald: De absolute fout op de molaire fractie H 2 O wordt als volgt bepaald, vertrekkend van formule 5.24 en 5.14: δx H2O = ( X H2O RV δrv )2 + ( X H2O p s δp s ) 2 + ( X H2O δp) p 2 (5.38) De absolute fout op de relatieve vochtigheid is 1.5% indien gebruik gemaakt wordt van een industriële relatieve vochtigheidssensor (Elektronik EE33 zie bijlage I). De absolute fout op de drukmeting wordt begroot op 100 Pa en voor de saturatiedruk bedraagt deze 2 Pa zoals weergeven in de literatuur [41]. Hiermee is het mogelijk de absolute fout te bepalen op het moleculair debiet EGR uit formule 5.31: n EGR (δn EGR ) 2 = ( )2 (( n EGR δq Lucht,N ) 2 + ( δx H2O,inlaatmengsel ) 2 Q Lucht,N X H2O,inlaatmengsel n EGR n EGR + ( δx H2O,EGR ) 2 + ( δx H2O,verse,lucht ) 2 ) (5.39) X H2O,EGR X H2O,verse,lucht De absolute fout voor het moleculair gewicht van de droge uitlaatgassen uit formule 5.36: δmw droge,egr = ( MW droge,egr δλ) λ 2 (5.40) De absolute fout van effectief moleculair gewicht van de uitlaatgassen na de EGR-koeler kan berekend worden: (δmw EGR ) 2 = ( MW EGR X H2O,EGR δx H2O,EGR ) 2 MW EGR + ( δmw droge,egr ) 2 (5.41) MW droge,egr Hieruit volgt de absolute fout op het massadebiet van de uitlaatgasrecirculatie uit 5.37: δm EGR = ( M EGR n EGR δn EGR ) 2 + ( M EGR MW EGR δmw EGR ) 2 (5.42) Vervolgens kan de absolute fout op het EGR% bepaald worden zoals eerder bepaald volgens formule

67 Q water = Q EGR (5.43) Hoofdstuk 5. Methodologie Via warmtebalans EGR-koeler Figuur 5.4: Warmtebalans EGR-koeler Vermits het waterdebiet van de EGR-koeler kan gemeten worden, alsook de verschillende in- en EGR-temperaturen is het mogelijk het massadebiet van de uitlaatgasrecirculatie te begroten vanuit de warmtebalans. Bij het opstellen van de warmtebalans moet er echter wel rekening gehouden worden met het al dan niet optreden van condensatie aan de EGRzijde van de warmtewisselaar. Voor de waterzijde en EGR-zijde van de warmtewisselaar worden volgende formules bekomen. Q water = M water (h sl (T water,uit ) h sl (T water,in )) Q EGR = M droge,egr (h droge,egr (T EGR,in ) h droge,egr (T EGR,uit )) +M damp,in h sv (T EGR,in ) M damp,uit h sv (T EGR,uit ) M condens h sl (T EGR,uit ) Met: M water : Het massadebiet koelwater M droge,egr : Het massadebiet van de EGR zonder waterdamp M damp,in : Het massadebiet waterdamp dat in de EGR-koeler binnenkomt M damp,uit : Het massadebiet waterdamp dat de EGR-koeler verlaat M condens : Het massadebiet condensaat dat uit de EGR-koeler komt 50

68 Hoofdstuk 5. Methodologie h sl : De enthalpie van gestatureerd vloeibaar water op een bepaalde temperatuur h sv : De enthalpie van gesatureerde waterdamp op een bepaalde temperatuur h droge,uitlaatgassen : De enthalpie van de droge uitlaatgassen op een bepaalde temperatuur Er zijn in formule 5.43 nog enige parameters die moeten bepaald worden. Zo kan de enthalpie van gesatureerd vloeibaar water en gesatureerde waterdamp bepaald worden in functie van de temperatuur zoal beschreven in literatuur [42]. Verder kan de enthalpie van de uitlaatgassen bepaald worden door middel van polynoombenaderingen van de individuele gassen, waarna met de procentuele verhoudingen van de gassen (op analoge wijze bepaald zoals 5.33 en 5.35) de totale enthalpie begroot kan worden. Dergelijke methode staat beschreven in [43] en een uitgewerkt voorbeeld in E. Bij het al dan niet optreden van condensatie zal het massadebiet waterdamp dat uit de koeler komt variëren. Indien er geen condensatie optreedt, zal het massadebiet van de waterdamp die eruit gaat gelijk zijn aan dat wat erin gaat. De volgende formules geven de massadebieten in hun onderling verband weer en in functie van het massadebiet droge uitlaatgassen. M damp,in = M damp,out + M condens M damp,in = M droge,egr ω in M damp,uit = M droge,egr ω uit (5.44) De absolute vochtigheid van de uitlaatgassen 5.23 die in de koeler gaan worden berekend vanuit de chemische verbrandingsvergelijkingen 5.32 en ω in = λ ω in = [λ 1] 9 λ λ [λ < 1] (5.45) Uit voorgaande berekende waarde voor de absolute vochtigheid kan de partieeldruk p v van de waterdamp met formules 5.24 en 5.36 bepalen. Indien de partieeldruk van de waterdamp groter is dan de saturatiedruk van waterdamp op uitgangstemperatuur zal er condensatie optreden. De absolute vochtigheid aan de uitgang van de EGR-koeler wordt dan als volgt berekend. 51

69 Hoofdstuk 5. Methodologie ω uit = MW H2O p s (T EGR,uit ) MW droge,gassen p p s (T EGR,uit ) (5.46) Met behulp van de vorige formules 5.43, 5.44 en 5.45 kan men nu een stelsel oplossen naar de onbekende M droge,egr. Vanuit dit massadebiet kan men het totale massadebiet EGR berekenen door het massadebiet van de dampfractie hierbij te verrekenen. De berekening van het EGR% gebeurt analoog als alle vorige methodes met formule Foutanalyse op de berekende grootheden Het koppel wordt gemeten waarbij de absolute fout reeds gekend is uit 5.3. De absolute fout op het toerental wordt gekozen op 3 tpm. Vanuit deze waarden wordt de fout op de overige grootheden bepaald. Voor het effectief vermogen geldt: P e = 2 π n 60 M e [kw ] δp e = π 2 n 2 δm 2 e + π 2 M 2 e δn2 30 [kw ] Dit effectief vermogen wordt gecorrigeerd door het benodigde compressorvermogen. De fout op het compressorvermogen wordt niet in rekening gebracht omwille van het compressorrendement dat op 50% genomen wordt, wat een onderschatting is maar aanvaardbaar. De absolute fout op de gemiddelde effectieve druk wordt als volgt begroot: bmep = P e V s n/60 χ [P a] δpe δbmep = Vs 2 + P e 2 δn 2 n2 Vs 2 [P a] n4 In veronderstelling dat het slagvolume (V s ) exact gekend is. effectief rendement: De absolute fout op het δη e = 3600 η e = P e 3600 B H u δp 2 e B 2 H 2 u + P 2 e δb2 H 2 u B4 52

70 Hoofdstuk 5. Methodologie met B het brandstofverbruik in kg uur en H u de verbrandingswarmte van H 2 die als een constante beschouwd wordt. De absolute fout op het brandstofverbruik volgt uit de nauwkeurigheid van de waterstofdebietsmeter die 1% F.S. bedraagt wat neerkomt op 0.18 Nm3 uur. δb = δq H2,N ρ H2,N = 0.02 [ kg uur ] Het specifiek brandstofverbruik b e wordt als volgt begroot: δb e = 1000 b e = B g 1000 [ P e ekw h ] B 2 δp 2 e P 4 e + δb2 P 2 e g [ ekw h ] Het volumetrisch rendement en de absolute fout ervan volgt uit: η vol = Q H2,N +Q Lucht,N 3600 V n s 60 χ δη vol = 1 δq 2 H2 30 Vs 2 + δq2 Lucht n2 Vs 2 + (Q H2 + Q Lucht ) 2 δn 2 n2 Vs 2 n4 Met δq Lucht = 0.6 en δq H2 = De leveringsgraad volgt uit: λ l = (Q H2,N ρ H2,N +Q Lucht,N ρ Lucht,N ) 3600 m s,ref n 60 χ (5.47) Met m s,ref de theoretisch maximale massa in de cilinder aanwezig onder de omstandigheden van de atmosfeerlucht. Voor een bepaald luchtfactor is het mogelijk het procentueel massa-aandeel van de lucht en waterstof in de cilinder te bepalen. L w = λl s % kg,lucht = λls 1+λL s % kg,h2 = 1 % kg,lucht (5.48) Uit deze verhoudingen kan het procentueel volume-aandeel bepaald worden: 53

71 Hoofdstuk 5. Methodologie % m 3,lucht = % kg,lucht ρ lucht % m 3,H2 = 1 % m 3,lucht (5.49) Vermits het slagvolume (V s ) gekend is nl. berekend worden: V olume H2 = % m 3,H2 V s 407,3cc kan het aandeel waterstof en lucht V olume lucht = % m 3,lucht V s (5.50) Hieruit kan de massa bepaald worden waaruit uiteindelijk m s,ref volgt. m H2 = V olume H2 ρ H2 m lucht = V olume lucht ρ lucht m s,ref = m H2 + m lucht (5.51) 54

72 Hoofdstuk 6 Meetresultaten De resultaten van beide besproken werkingsstrategieën ( 2) worden in dit hoofdstuk behandeld. 6.1 beschrijft de arme-werking in combinatie met oplading. 6.2 bespreekt de resultaten uit stoichiometrische werking in combinatie met oplading en EGR. Achteraf wordt een vergelijking gemaakt tussen beide strategieën 6.3. Als laatste worden de resultaten vermeld over de invloed van variabele kleppentiming, geëperimenteerd op de volvo-proefstand ( 6.4). 6.1 Opgeladen arme werking Inleiding Om de eerste werkingsstrategie te beoordelen wordt gebruik gemaakt van de Audi-proefstand ( 4.1). Dit hoofdstuk heeft als doel de keuze van de meetpunten te kaderen en de resultaten van de metingen te evalueren. Dit alles met het oog op het behalen van hogere vermogens en hogere rendementen, rekening houdend met de strenge emissienormen. In worden de gekozen motorparameters besproken die gebruikt werden om metingen uit te voeren. Zowel het vermogen als het effectief rendement zijn belangrijke factoren die worden geëvalueerd in Daarnaast wordt een vergelijking gemaakt met berekende grootheden die de proefstand zou bezitten indien benzine als brandstof gebruikt wordt Parameterkeuze De verschillende toerentallen die als meetpunten gekozen worden zijn 1500, 1800 en van 2000 tot en met 3000 tpm in stappen van 250 tpm. Daar de testmotor een ééncilinder is, 55

73 Hoofdstuk 6. Meetresultaten wordt de ondergrens zodanig gekozen dat de motor een rustig verloop kent namelijk op 1500 tpm. De bovengrens van 3000 tpm werd gekozen om de motor niet te overbelasten (maximaal toerental is 4000 tpm) en het waterstofverbruik te beperken. De proefstand bezit tevens een compressor die oplading van het inlaatkanaal kan voorzien tot 2 bar overdruk. Vorig jaar werd deze strategie reeds gemeten tot 1 bar daar de inlaatdruk beperkt was door de H 2 -injectoren [33]. Dit jaar ligt de keuze op enerzijds 0,5 bar en 1 bar (metingen vergelijken met vorig jaar) en eveneens hogere oplaaddrukken van 1,2 bar tot en met 1,5 bar in stappen van 0,1 bar. Verschillende grootheden worden opgemeten: Koppel Toerental Lucht - en waterstofdebiet Emissie (NO x ) voor en na de TWC Oplaadvermogen compressor Temperaturen (inlaat, voor - en na compressor, koelwater en uitlaat) De methodiek voor elk meetpunt wordt identiek gekozen. Eerst wordt de motor warmgedraaid op 1800 tpm met λ = 2. Nadien wordt de compressor geactiveerd en een oplaaddruk ingesteld. Het waterstofdebiet wordt verhoogd om de luchtfactor op een constante (λ = 2) te houden. Het koppel wordt afgelezen, alsook de verschillende temperaturen. De emissies worden gemeten voor en na de TWC. Bij arme verbranding bezitten de uitlaatgassen nog een grote overmaat aan O 2 waardoor de reductie van NO x door de TWC zeer beperkt blijft, daar de uitlaattemperatuur laag ligt en omwille van de luchtfactor die 2 bedraagt. Wanneer de NO x -uitstoot boven de limiet van 100 ppm komt, wordt het waterstofdebiet verminderd waardoor iets armer gewerkt wordt (λ > 2). Dit resulteert in een NO x -daling zodoende de meetresultaten geheel onder de limiet liggen. Voor elk meetpunt wordt de ontsteking vastgelegd op de MBT-timing, zodat voor iedere oplaaddruk het overeenkomstige maximale koppel en hoogste rendement wordt bepaald. Daar de motor opgeladen wordt dient het oplaadvermogen in rekening gebracht te worden om het netto-vermogen van de motor te bepalen. 56

74 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Problemen tijdens metingen Na langdurig meten met hoge oplaaddrukken trad na verloop van tijd herhaaldelijk backfire op en fluctuerend koppelgedrag. Dit fenomeen verdween na het vervangen van de bougie. De elektrodekleur van de bougie was wit als gevolg van oververhitting. Een koudere bougie zou mogelijks dit fenomeen wegwerken doch werd gezocht naar de meest koude bougie dat voor deze proefstand kon gebruikt worden. Andere koudere bougies met dezelfde geometrische structuur konden niet gebruik worden omwille van het platinum dat aanwezig is in de elektrodes, die dienst doet als H 2 -katalysator wat vroegtijdige ontsteking kan veroorzaken. Bij het verhogen van het toerental werd er soms backfire waargenomen. Dit omwille van de plotse drukdaling in het buffervat, waardoor het geïnjecteerde waterstof deels terugvloeit of door het tijdelijk verrijken van het mengsel. Bij langdurig meten op hoge drukken en toerentallen bleken beide injectoren licht te lekken. Dit kan eveneens een reden zijn waarom plots backfire optrad. In het MoTeC systeem werd de injectiehoeveelheid bij de lage waarden van de potentiometer aangepast naar 0 vermits de potentiometer bij zeer lage waarden geen eenduidige waarde weergeeft. Dit om te vermijden dat bij deze lage waarden er plots teveel waterstof zou geïnjecteerd worden, met ongewenste backfire als gevolg. De elektrode-afstand van de bougie dient verkleind te worden alvorens montage. Dit omwille van de hoge ontsteekspanning die nodig is bij H 2, wegens lage ionenconcentratie in de vonkboog. Eenmaal rekening houdend met bovenstaande beperkingen, trad er geen ongewenste verbrandingsverschijnselen op tijdens metingen Resultaten Figuur 6.1 toont het opgemeten bruto effectief koppel (zonder rekening houdend met het compressorvermogen) bij oplaaddrukken beginnend vanaf atmosferisch tot 1,5 bar in verschillende stappen. Evenwel wordt de fout op het gemeten koppel aangeduid d.m.v. foutvlaggen die berekend werden in 5.3. Het is duidelijk zichtbaar dat een hogere oplaaddruk leidt tot hogere vermogens. Reden hiervoor is de toenemende leveringsgraad (λ l ) en volumetrisch rendement (η v ), wat verder besproken wordt. Oplading veroorzaakt een stijging in densiteit van de verse lucht 57

75 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.1: Gemeten effectief koppel i.f.v. n voor verschillende oplaaddrukken wat betekent dat voor een zelfde luchtfactor meer waterstof dient ingespoten te worden. Dit resulteert in het vergroten van de energie-inhoud van het mengsel met toenemend vermogen als gevolg. Dit wordt aangetoond met onderstaande betrekkingen. m c = λ l m s = λ l p r V s R i T r [kg] (6.1) Waarin m s de massa van het verse mengsel op referentievoorwaarden betreft en m c de werkelijk aangezogen hoeveelheid verse lading. P e = m s λ l n η e H u χ [kw ] (6.2) 1 + λ L s 60 Om bovenstaand effect te verduidelijken wordt de leveringsgraad uitgezet i.f.v. het toerental voor verschillende oplaaddrukken in figuur 6.2. De leveringsgraad kan berekend worden volgens: λ l = (Q H2,N ρ H2,N +Q Lucht,N ρ Lucht,N ) 3600 m totaal,ref n 60 χ (6.3) Met m totaal,ref de massa die de verbrandingskamer zou bevatten bij de gebruikte luchtfactor (λ) op referentievoorwaarden (T atm en p atm ). Hetzelfde kan bereikt worden door het 58

76 Hoofdstuk 6. Meetresultaten volumetrisch rendement te bepalen. η v = (Q H2,N +Q Lucht,N ) 3600 V s,ref n 60 χ (6.4) De berekende waarden voor het volumetrisch rendement η v zijn vergelijkbaar met de berekende waarden voor de leveringsgraad λ l. Figuur 6.2: Leveringsgraad i.f.v. n Omwille van het klein verschil in de ordinaat van figuur 6.2 kan verondersteld worden dat de leveringsgraad voor een bepaalde oplaaddruk relatief constant blijft binnen het toerentalbereik van 1500 tot 3000 tpm voornamelijk bij lage oplaaddrukken en atmosferische werking. Bij stijgend toerental zou de leveringsgraad moeten afnemen vermits de stromingsverliezen toenemen in het inlaatkanaal. Daar er gewerkt wordt met WOT en een voldoende groot buffervat aanwezig is, kan de stijging van deze verliezen in functie van het toerental verwaarloosd worden. Hogere oplaaddrukken (> 1,2 bar) vereisen hogere luchtfactoren omwille van de NO x - uitstoot wat later in deze resultaten vermeld wordt. Dit leidt enerzijds tot een stijging 59

77 Hoofdstuk 6. Meetresultaten van de leveringsgraad. Doch door de lagere gemiddelde druk die bereikt wordt omwille van de lagere energie-inhoud van het mengsel en het verminderd effectief rendement blijft de leveringsgraad relatief constant. Het is duidelijk op figuur 6.1 dat bij hogere oplaaddrukken (> 1,3 bar) er met een armer mengsel gedraaid wordt, als resultaat van een te hoge NO x -uitstoot. De reden hiervoor is de hogere cilinderdruk en temperatuur die bereikt wordt wat de NO x -vorming bevordert. Vermits de TWC in dit regime niet of amper werkt (zie verder), dienen hogere luchtfactoren gebruikt te worden. Hierdoor wordt de koppelwinst bij extra oplading dus beperkt omwille van de lagere energie-inhoud van het mengsel. Voornamelijk vanaf 1,4 à 1,5 bar oplading wordt er zelfs verlies gemaakt daar er gewerkt wordt met luchtfactoren 2,2. In figuur 6.3 wordt de luchtfactor uitgezet i.f.v. het gekozen toerentalbereik voor de verschillende oplaaddrukken. Figuur 6.3: Lambda i.f.v. n Bij atmosferische werking en oplaaddrukken lager dan 1,2 bar is het mogelijk om met λ = 2 te werken en toch de NO x -limiet van 100 ppm te behouden. Vanaf 1,2 bar op 3000 tpm blijkt het echter niet mogelijk deze luchtfactor aan te houden. Dit gaf als resultaat 60

78 Hoofdstuk 6. Meetresultaten voor hogere oplaaddrukken en toerentallen dat er armer dient gewerkt te worden (λ 2). Zoals beschreven in 2.2 bezitten de uitlaatgassen teveel O 2 om een sterke reductie van NO x te voorzien vermits de uitlaatgastemperatuur onvoldoende hoog is om de TWC te activeren (figuur 6.4). Dit resulteert in een matige of niet-werkende katalysator. Figuur 6.4: Uitlaatgastemperatuur voor de TWC Figuur 6.5 beschrijft de conversiegraad van de TWC. Bij enkele meetpunten bedraagt de conversiegraad 0 of zelfs negatief, wat in theorie niet mogelijk is. De kleine negatieve conversiegraden zijn te wijten aan de tolerantie van de meetapparatuur. De maximale conversiegraad die behaald werd bedraagt 25%. Hierbij bedroeg de NO x 78 en 62 ppm respectievelijk voor en na de TWC. Er mag verondersteld worden dat bij deze lage emissiewaarden met slechts een verschil van 16 ppm er bezwaarlijk van conversie kan gesproken worden. Er kan besloten worden dat de TWC een te verwaarlozen conversiegraad bezit. Conversiegraad = NO x,voor NO x,na NO x,voor (6.5) Om de stijgende trend van de luchtfactor bij hoge oplading en toerentallen te verduidelijken wordt in figuur 6.6 het genormaliseerd vermogen uitgezet in functie van het toerental. Eerst wordt het effectief vermogen gehaald uit de koppelmeting (figuur 6.1). Nadien wordt 61

79 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.5: Conversiegraad TWC via de berekening uit 5.2 het oplaadvermogen van de compressor begroot zodoende dit verlies het effectief vermogen corrigeert. Dit gecorrigeerde effectief vermogen wordt nadien omgezet naar normvoorwaarden om een vergelijking te kunnen maken tussen de meetresultaten. P e = 2 π M e n 60 [kw ] (6.6) P e,gecorrigeerd = P e P compressor [kw ] (6.7) p 0 T atmosfeer P norm = P e,gecorrigeerd p atmosfeer T 0 [kw ] (6.8) Uit figuur 6.6 volgt dat een oplaaddruk van 1,2 bar over praktisch heel het gemeten toerentalgebied de hoogste vermogenswinst oplevert. De redenen hiervoor zijn enerzijds dat de compressor vanaf een bepaalde oplaaddruk meer vermogen vraagt. Het compressorvermogen bezit een kwadratisch verloop i.f.v. de oplaaddruk (figuur 6.7). Reden hiervoor is de compressiefactor m k die door de hogere oplaaddruk groter wordt, wat leidt tot een grotere arbeid die de compressor moet leveren. Daarenboven zal bij een hoger 62

80 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.6: Genormaliseerd vermogen i.f.v. n Figuur 6.7: Compressorvermogen i.f.v. de oplaaddruk 63

81 Hoofdstuk 6. Meetresultaten toerental van de motor een hoger debiet gevraagd worden waardoor de aangezogen hoeveelheid lucht doorheen de compressor toeneemt. Vermits voor het compressorrendement 50% wordt genomen, leidt dit voor hoge oplaaddrukken tot hoge compressorvermogens. Anderzijds vanaf een hogere oplaaddruk, met bijhorende inlaattemperatuurstijging, wordt er meer NO x gevormd omdat de cilinderdruk en temperatuur toenemen. Door die toename van NO x wordt de luchtfactor gelimiteerd en armer gedraaid. Door het armere mengsel en bijhorende lagere energie-inhoud wordt het vermogen teruggeschroefd. Beide effecten leiden ertoe dat 1,2 bar optimaal blijkt te zijn wanneer er enkel op vermogen wordt beoordeeld. Opmerkelijk is het lage vermogen dat bereikt wordt op atmosferisch regime in vergelijking met 0,5 bar oplading. De leveringsgraad, het lucht- en waterstofdebiet stijgen evenredig met de oplading (150%) doch is het vermogen beduidend lager dan theoretisch te verwachten. Onderdruk in het inlaatkanaal werd gemeten maar was te verwaarlozen daar er geen extra stromingsverliezen aanwezig waren. Er werd ook geen H 2 gemeten in de uitlaatgassen wat wijst op volledige verbranding. Een mogelijke verklaring kan een laag mechanisch rendement zijn vermits op atmosferische werking de belasting laag is. Doch door de afwezigheid van drukmetingen is het onmogelijk een eenduidige verklaring te geven voor de lage bekomen vermogenswaarden op atmosferisch regime. Naast het genormaliseerd vermogen is het effectief rendement van groot belang via volgende betrekking: η e = P e,gecorrigeerd 3600 B H u (6.9) Met P e,gecorrigeerd het gecorrigeerd effectief vermogen, B het brandstofverbruik in kg uur en H u de verbrandingswaarde in kj kg van waterstof. In figuur 6.8 wordt het effectief rendement t.o.v. de oplaaddruk uitgezet voor verschillende toerentallen. Er zijn enkele conclusies die kunnen getrokken worden. Bij lagere toerentallen ( 2250 tpm) geeft een lagere oplaaddruk een hoger rendement. Reden hiervoor is dat het gevraagde compressorvermogen bij lage toerentallen relatief laag is. Het is pas bij hogere oplaaddrukken ( 1 bar) dat het compressorvermogen sterk toeneemt en armer gewerkt wordt, wat leidt tot een sterke daling van het gecorrigeerd effectief vermogen en dus een daling van het effectief rendement. Het compressorvermogen neemt sterk toe omwille van de hogere oplaaddruk met de daarbij hogere compressoruitlaattemperatuur. 64

82 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.8: Effectief rendement i.f.v. oplaaddruk Figuur 6.9: Specifiek brandstofverbruik i.f.v. n 65

83 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Een 2 e bemerking uit figuur 6.8 en 6.9 is dat oplading tussen 0,5 en 1 bar oplading het hoogste effectieve rendement oplevert, wat ook aangetoond wordt in [8]. Bovenstaande trend van het effectief rendement kan evenwel aangetoond worden door het specifiek brandstofverbruik (b e ) uit te zetten in functie van het toerental (figuur 6.9). b e = B P e,gecorrigeerd 1000 [ g ekw h ] (6.10) Vanaf 2000 tpm daalt het specifiek brandstofverbruik als de oplaaddruk toeneemt van 0,5 bar naar 1 bar oplading. Boven deze grens blijft 1 bar oplading een zuinige oplossing om met een arm mengsel te werken onder de NO x -limiet. Een methode om de performantie van een motor te vergelijken met andere motoren is de gemiddelde effectieve druk p e (bmep) uit te zetten in functie van het toerental voor verschillende oplaaddrukken (figuur 6.10). p e = P e,gecorrigeerd V s n/60 χ [bar] (6.11) Figuur 6.10: Netto bmep i.f.v. n Er wordt een maximale bmep van 9.76 bar behaald op 2500 tpm bij een oplaaddruk van 1,2 bar overdruk. Deze bedraagt ongeveer 3% meer dan de maximale berekende bmep- 66

84 Hoofdstuk 6. Meetresultaten waarde indien de motor op benzine zou werken bij eenzelfde toerental op vollast. Het arme-werkingsgebied met waterstof als brandstof wordt dus uitgebreid naar hogere bmep waarden. De bmep waarden voor benzine-werking wordt berekend a.d.h.v. meetresultaten uit de verbranding van methaan voor deze proefstandmotor [44]. Het vermogen bij benzine-werking wordt geschat 10% hoger te liggen dan het vermogen bekomen bij methaan-verbranding. Dit omwille van het verschil in dichtheid, stoichiometrische luchthoeveelheid en verbrandingswaarde. Figuur 6.11: Netto bmep vergelijking met benzine In figuur 6.11 wordt een vergelijking gemaakt tussen de bekomen bmep waarden voor 1 en 1,2 bar oplading en deze van benzine-werking. Er wordt bij arme-werking ongeveer eenzelfde gemiddelde effectieve druk bereikt in vergelijking met benzine-werking wanneer oplading voorzien wordt tussen 1 en 1,2 bar overdruk. Dit komt overeen met wat in de literatuur reeds bevestigd werd [8]. Oplading van 1,1 bar overdruk zou leiden naar een vergelijkbaar vermogen dat bereikt wordt met benzine-werking. Om een idee te krijgen van welke maximale gemiddelde effectieve drukken de motor zelf behaald wordt het bruto bmep bepaald door het compressorvermogen niet in rekening te brengen (figuur 6.12). p e,bruto = P e V s n/60 χ [bar] (6.12) 67

85 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.12: Bruto bmep Figuur 6.13: Werkingsgebied arm-oplading Er wordt een maximale bruto bmep van bar gehaald. 68

86 Hoofdstuk 6. Meetresultaten In figuur 6.13 wordt het werkingsgebied beschreven van de strategie arme-werking & oplading. Op de figuur zijn twee gebieden zichtbaar. Enerzijds het werkingsgebied dat komt uit metingen van vorig jaar [33], anderzijds het nieuwe uitgebreide werkingsgebied dat bereikt wordt door verdere oplading tot 1,2 bar overdruk Besluit Arme-werking in combinatie met hogere oplaaddrukken biedt de mogelijkheid om vermogens te behalen die te vergelijken of zelfs boven een benzinemotor liggen. Dit met een vergelijkbaar of zelfs hoger rendement (figuur 6.14). Dankzij WOT is het mogelijk bij lage belasting en bijhorend lagere oplaaddruk, een effectief rendement van bijna 30% te behalen. Dit in tegenstelling tot een vergelijkbare benzinemotor waar de gasklep bij lage belasting leidt tot een beduidend lager rendement. Bij hogere belastingen (tot maximaal bereikte bmep van 9.76 bar) is een effectief rendement van 28% mogelijk. Figuur 6.14: Netto bmep en effectief rendement i.f.v. n Uit de meetresultaten volgt dat bij deze proefstand het maximaal vermogen gerealiseerd wordt door een oplaaddruk van 1,2 bar te voorzien (figuur 6.15). Het beste compromis 69

87 Hoofdstuk 6. Meetresultaten tussen vermogen en effectief rendement wordt behaald met een oplaaddruk van 1 bar. Het optimum ligt dus voor deze proefstand tussen beide oplaaddrukken. Figuur 6.15: Netto bmep i.f.v. oplaaddruk en toerental Uit de berekende conversiegraad en gemeten uitlaattemperatuur is het duidelijk dat de TWC in dit regime matig of niet actief is. Dit vereist vanaf hogere oplaaddrukken en toerentallen dat er met een armer mengsel en aldus lagere energie-inhoud dient gewerkt te worden om de NO x -emissie binnen de limiet van 100 ppm te houden. Atmosferisch arme-werking bezit zeer laag vermogen en rendement (figuur 6.14). De exacte reden werd niet aangetoond. De leveringsgraad, lucht - en brandstofdebiet steeg evenredig met de oplaaddruk. Doch werd een laag koppel waargenomen. Dit kan te wijten zijn aan een laag mechanisch rendement bij deze lage belastingen wat enkel via drukmetingen kan geverifiëerd worden. Verder wordt bij het gebruik van de compressor een drukstijging opgemerkt tussen de druk net na de compressor en net voor de inlaat. 70

88 Hoofdstuk 6. Meetresultaten 6.2 Stoichiometrisch, EGR & oplading Inleiding Om deze werkingsstrategie, besproken in 2.1, experimenteel te begroten wordt eveneens gebruik gemaakt van de Audi-proefstand zodat beide strategieën kunnen vergeleken worden. In worden de gekozen motorparameters als methodologie beschreven om de verschillende metingen te evalueren. De resultaten worden beschreven in Parameterkeuze en methodologie De verschillende toerentallen worden gekozen op 1500, 2250 en 3000 tpm. Enerzijds laag, midden en hoog toerental. De reden waarom slechts 3 toerentalpunten gekozen worden is om het brandstofverbruik beperkt te houden. De oplading werd gekozen op atmosferisch, 0,5 bar; 0,7 bar en 1 bar vermits bij arme werking deze oplaaddrukken gekozen werden en een eenduidige vergelijking kan gemaakt worden. De verschillende grootheden die worden opgemeten: Koppel Toerental Lucht - en waterstofdebiet Emissie (NO x ) voor en na de TWC Zuurstofconcentratie (vol%) voor en na de TWC en in de inlaatleiding om het EGR% te bepalen Oplaadvermogen compressor Temperaturen Alvorens de meetpunten te starten wordt de motor warmgedraaid op 1500 tpm stoichiometrisch zonder oplading. Eenmaal het koelwater op temperatuur is, wordt het gewenst toerental vastgelegd. De compressor wordt geactiveerd en een gekozen oplaaddruk wordt ingesteld. Om het EGR-debiet zo goed mogelijk te kunnen afstellen wordt een lichte onderdruk ingesteld voor de compressor door het inlaatkanaal te smoren. Anders is er onvoldoende onderdruk aanwezig in het inlaatkanaal om uitlaatgassen via het EGR-kanaal 71

89 Hoofdstuk 6. Meetresultaten aan te zuigen. Dit impliceert uiteraard een verlies in leveringsgraad daar er extra pompverliezen gegenereerd worden. De verschillende grootheden worden eveneens opgemeten zonder dat er EGR toegepast wordt. Dit om de invloed van EGR op vermogen, emissie e.d. te kunnen begroten en analyseren. Indien de NO x -uitstoot na de TWC boven de vastgelegde limiet van 100 ppm ligt, wordt de EGR-kraan bediend tot de limiet bereikt wordt. De verschillende grootheden worden opnieuw opgemeten zodat berekeningen kunnen gemaakt worden. Het ontstekingstijdstip wordt vastgelegd op de MBT-timing. Zoals besproken in is de kans op ongewenste verbrandingsverschijnselen in deze strategie groter, voornamelijk het klopfenomeen. Om dit tegen te gaan werd het ontstekingstijdstip wat verlaat, voornamelijk bij hogere toerentallen daar er hogere uitlaattemperaturen en aldus hogere resttemperaturen in de cilinder aanwezig waren. Dit impliceert dat het ontstekingstijdstip niet meer op MBT kon ingesteld worden maar in functie van het vermijden van klop. De TWC bezit in deze strategie (λ = 1) een hogere conversiegraad, wat besproken wordt in de resultaten. Om de reductie van NO x te vergroten wordt iets rijker gewerkt (λ = 0, 97) zodat het onverbrande H 2 dienst kan doen als reductor binnen de TWC. De invloed op conversiegraad door gebruik van een rijker mengsel is niet aantoonbaar vermits de aangepaste waterstofveiligheid onmiddelijk in actie treedt. De werklimiet bedraagt λ = 0, 97 zodat metingen mogelijk zijn, zonder afschakeling van het waterstofdebiet door de veiligheid. Bij de bespreking van de resultaten wordt dan ook λ = 0, 97 stoichiometrisch beschouwd Problemen tijdens metingen Tijdens metingen op stoichiometrische werking diende het vonkonstekingstijdstip aangepast te worden om het hoorbaar fenomeen klop te vermijden. De oorzaak van dit fenomeen hetzij gloeiontsteking of zelfontsteking is niet onmiddelijk te verklaren vermits er geen drukmetingen beschikbaar zijn. Voornamelijk bij hoge oplading en toerentallen werd het fenomeen klop waargenomen. Door de VO te verlaten, tot zelfs na het BDP, kon klop vermeden worden en traden er geen verdere ongewenste verbrandingsverschijnselen meer op. Opmerkelijk is het feit dat er geen backfire optrad tijdens de metingen binnen dit regime. De reden kan gehaald worden uit het feit dat de vers opgeladen lucht de cilinderruimte sterk koelde en dat er geen backflow, van de uitlaatgassen naar het inlaatkanaal toe, kon voorkomen. 72

90 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Door de verhoogde cilinderdrukken en temperaturen bij het meten van deze strategie, heeft de koppakking van de proefstand het begeven bij een laatste meting. Uit meetresultaten blijkt dat de gemiddelde effectieve druk zeer hoog was voor deze proefstand. Dit wordt verder bij de resultaten besproken Resultaten Figuur 6.16 beschrijft het gemeten effectief bruto koppel bij metingen met EGR. Net als de arme-werkingsstrategie geeft een hogere oplaaddruk hogere koppels weer. Door oplading stijgt de leveringsgraad waardoor het mengsel een hogere energie inhoud bezit, met hoger vermogen als gevolg. Figuur 6.16: Effectief gemeten bruto koppel Het is onvermijdelijk om EGR toe te passen vermits de NO x -uitstoot zeer hoog ligt (figuur 6.17). Het benodigd EGR% kent een duidelijke trend in functie van het toerental en de gebruikte oplading. Indien er geen oplading gebruikt wordt, is er een grote hoeveelheid EGR% vereist om de NO x -limiet te bereiken. De reden hiervoor ligt aan de activatietemperatuur van de TWC. De uitlaattemperatuur op atmosferische werking blijft onder de 400 C (figuur 6.18) wat onvoldoende is voor de TWC om de reductie van NO x te starten. 73

91 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.17: EGR% i.f.v. n Figuur 6.18: Uitlaattemperatuur i.f.v. n Bij hogere toerentallen is er iets minder EGR nodig. De reden kan mogelijk zijn dat er minder tijd aanwezig is tijdens de verbranding om NO x te vormen daar deze sterk afhankelijk is van de temperatuur en duur van de verbranding. Vermits bij hogere toerentallen 74

92 Hoofdstuk 6. Meetresultaten er minder tijd is, en de uitlaattemperatuur niet sterk stijgt tussen lage en hoge toerentallen bij atmosferische werking, kan met een lagere hoeveelheid EGR% de NO x limiet van 100 ppm bereikt worden. Dat een relatief hoge EGR% vereist is om atmosferisch op de NO x -limiet te werken, is duidelijk te merken aan het gemeten bruto effectief koppel die beduidend hoger ligt dan bij hogere opladingen (figuur 6.16). Bij 0,5 bar overdruk oplading volgt eenzelfde trend doch is het benodigde EGR% een stuk lager. Hiervoor kan terug verwezen worden naar de uitlaattemperatuur (figuur 6.18). Door oplading en de verhoogde energie-inhoud worden hogere cilinderdruk - en temperaturen gegenereerd waardoor de uitlaattemperatuur beduidend stijgt (figuur 6.18). Dit leidt tot de activatie van de TWC waardoor de NO x -uitstoot op de limiet kan gebracht worden met een lagere EGR%. Bij hogere oplading (0,7 bar en 1 bar overdruk) volgt een omslag van deze trend. Bij lage toerentallen is het onnodig EGR te gebruiken vermits de TWC een hoge conversiegraad bezit en de NO x -uitstoot onder de limiet blijft. Bij toenemend toerental daarentegen stijgt de cilinderdruk - en temperatuur dermate dat er terug EGR vereist is om deze limiet te bereiken. Het omslagpunt waarbij het EGR% wijzigt i.f.v. de druk ligt vermoedelijk ergens tussen 0,5 bar en 0,7 bar overdruk oplading. Het verloop van de conversiegraad zoals hierboven besproken volgt uit figuur Stoichiometrische werking vereist oplading om de TWC te activeren en voldoende vermogen te halen. Vermits de conversiegraad bij hogere drukken hoog zijn (> 90%) heeft het vermoedelijk geen zin om met een rijker mengsel (λ < 0.97) te gaan verbranden zodanig dat de onverbrande H 2, die dienst doet als reductor in de TWC, nog efficiënter kan werken. Er moet een trade-off gemaakt worden tussen het extra H 2 -verbruik en de eventuele winst die geboekt wordt in conversiegraad. De leveringsgraad (figuur 6.20) kent bij atmosferische werking een licht dalend verloop. Reden hiervoor is de smoring in het inlaatkanaal die ingesteld werd om voldoende EGR te kunnen aanzuigen. Vermits bij toenemend toerental de pompverliezen toenemen, daalt de leveringsgraad. Bij 0,5 bar en 0,7 bar oplading ligt de leveringsgraad op 1800 en 3000 tpm praktisch gelijk en is er een piek op 2250 tpm. Reden voor de stijging tussen 1800 en 2250 tpm bij 0,7 bar oplading is EGR dat aangezogen wordt, die voor een verminderde onderdruk zorgt in het inlaatkanaal. Bij 0,5 bar daalde het benodigde EGR% van 24% naar 11%. Dit gaf eveneens een verminderde onderdruk in het inlaatkanaal doch is de leveringsgraad toegenomen. Reden hiervoor is vermoedelijk de ingestelde onderdruk in het inlaatkanaal die bij 1800 tpm hoger was dan bij 2250 tpm. Hierdoor is de leveringsgraad bij 2250 tpm hoger dan bij 1800 tpm. De figuur geeft wel 75

93 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.19: Conversiegraad TWC Figuur 6.20: Leveringsgraad een indicatie van leveringsgraad, doch voor 0,5 bar kan een vertekend beeld gegenereerd worden vermits de ingestelde onderdruk niet constant was voor elk meetpunt. Dit kon moeilijk verwezenlijkt worden vermits bij deze oplaaddruk bij laag toerental een hoog 76

94 Hoofdstuk 6. Meetresultaten EGR% noodzakelijk was om de NO x -limiet van 100 ppm te bereiken. Het effectief rendement op atmosferische werking ligt rond 27% wat vergelijkbaar is met benzine-werking. Eenmaal de inlaatlucht opgeladen wordt daalt het effectief rendement tot een waarde gelegen rond 24%. Die sterke daling is voornamelijk te wijten aan de vertraagde verbranding die de toename van EGR% teweegbrengt. Dit wordt verder nog besproken. De vereiste inlaatsmoring om het gewenste EGR% te kunnen aanzuigen zorgt eveneens voor een toename van pompverliezen die uiteindelijk het effectief rendement doet dalen. Uit figuur 6.16 blijkt dat door verdere oplading bij stoichoimetrische werking het vermogen van een waterstofverbrandingsmotor kan opgevoerd worden. Door het benodigde EGR% treedt er wel een vermogensdaling op door de vertraagde verbranding (inert gas) en aldus lagere optredende cilinderpiekdrukken. De verbranding verloopt minder isochoor waardoor het effectief vermogen en dus het rendement afneemt. Om dit te verduidelijken wordt in figuur 6.21 het genormaliseerd effectief vermogen uitgezet in functie van het toerental. Figuur 6.21: Genormaliseerd effectief vermogen Dit voor metingen met als zonder EGR, zodoende het vermogenverlies kan begroot worden. 77

95 Hoofdstuk 6. Meetresultaten In volgende figuren wordt een vergelijking gemaakt tussen meetwaarden met EGR en zonder EGR. Het is duidelijk dat een hoger EGR% een sterke daling veroorzaakt op het effectief vermogen. De gemiddelde effectieve druk wordt weergegeven in figuur Figuur 6.22: Netto bmep i.f.v. n De maximaal bereikte bmep bedraagt 11.5 bar op 1800 tpm bij 0,7 bar oplading en 12.7 bar bij 1 bar oplading. Dit geeft in vergelijking met een benzine motor een stijging van respectievelijk 25% en 38%. Zoals beschreven in problemen bij metingen werd de koppakking bij een laatste meting stukgeblazen. De reden hiervoor kan gehaald worden uit de enorme drukken die gehaald werden uit de motor. De bruto (zonder compressorvermogen in rekening gebracht) bmep zit boven de 12 bar (figuur 6.23) bij deze hoge opladingen, met een piek van 14,8 bar. Waarschijnlijk is de proefstandmotor hiervoor niet geschikt om langdurig op dergelijke drukken te functioneren. Zeker niet in combinatie met de hoge cilinderpiektemperaturen die bereikt worden. Merk op dat de netto gemiddelde effectieve druk bij 0,5 bar oplading ongeveer gelijk ligt met deze van benzine-werking. 78

96 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.23: Bruto bmep Het specifiek brandstofverbruik wordt uitgezet in figuur Bij 0,5 bar oplading is er veel EGR vereist om de NO x -limiet te bereiken. Hierdoor wordt het vermogen sterk teruggeschroefd. Idem voor 0,7 bar oplading. Het specifiek brandstofverbruik voor atmosferische werking is een stuk lager dan bij arme-werking, wat verder besproken wordt bij de vergelijking tussen de werkingsstrategieën. Figuur 6.24: Specifiek brandstofverbruik 79

97 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Het toepassen van EGR zorgt voor een vermogensafname maar heeft echter wel een gunstige invloed op het thermisch rendement door de lagere vlamsnelheid en cilinderpiektemperatuur. Het gevolg hiervan is dat het effectief rendement stijgt maar het maximaal behaald koppel bij een bepaalde oplaaddruk daalt. Vermits stoichiometrische werking toelaat om met behulp van oplading hogere vermogens te behalen dan een benzine-motor kan het echter interessant zijn om bij deze regimes EGR toe te passen. Op deze manier kan het effectief rendement op stoichiometrisch regime gemaximaliseerd worden. Figuren 6.25 en 6.26 tonen de invloed van EGR op het effectief rendement. Figuur 6.25: Effectief rendement op atmosferische werking 80

98 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.26: Effectief rendement bij 0.5 bar oplading Wel dient vermeld te worden dat er eveneens een beduidend verschil is in compressorvermogen wanneer met hogere EGR% en hogere oplaaddrukken gewerkt wordt. Dit komt neer op een trade-off tussen compressorvermogen en verhoogd thermisch rendement door EGR. Bij de berekening van het genormaliseerd effectief vermogen wordt het krukasvermogen gecorrigeerd met het compressorvermogen. Het is duidelijk dat het compressorvermogen toeneemt wanneer een hoger EGR% vereist is (figuur 6.27). De reden hiervoor volgt uit de formulering van het compressorvermogen. Enerzijds is er een lichte toename in de inlaattemperatuur van de compressor vermits de gekoelde uitlaatgassen warmer zijn dan de vers aangezogen lucht. De uitlaatgassen werden gekoeld tot ongeveer 26 C om te vermijden dat de temperatuur in het inlaatkanaal van de motor niet te hoog zou oplopen, met een verhoogde kans van backfire als gevolg. 81

99 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Anderzijds stijgt de specifieke gasconstante wanneer EGR toegepast wordt. bedraagt J kgk De R lucht terwijl deze van de rookgassen berekend wordt a.d.h.v. het moleculair gewicht van de rookgassen en de algemene gasconstante R ( 5.2). Afhankelijk van de hoeveelheid EGR% neemt de specifieke gasconstante van het mengsel toe waardoor de te leveren compressorarbeid toeneemt. Figuur 6.27: Compressorvermogen Besluit Deze werkingsstrategie biedt eveneens de mogelijkheid om het vermogen op te drijven van een waterstofverbrandingsmotor (figuur 6.28). Vermits door hoge cilinderdruk - en temperaturen een grote hoeveelheid NO x geproduceerd wordt, is het vereist EGR te gebruiken. Dit laatste levert een sterke NO x -reductie door de verhoogde warmtecapaciteit en de vertraagde verbranding die het teweegbrengt. Doch wordt hierdoor beboet op vermogen maar wordt een gunstig effect gecreëerd op het thermisch rendement. Uit experimenten blijkt voornamelijk voor atmosferische werking en lage oplaaddrukken dat er een hoge EGR% vereist is. Dit omwille van de lage TWC-conversiegraad als gevolg van de lage uitlaatgastemperatuur. Bij hoge oplading daarentegen is er geen EGR vereist bij lage toerentallen. Pas bij hogere toerentallen, die hogere cilinderpiektemperaturen teweegbrengen, is EGR noodzakelijk. 82

100 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.28: Netto bmep i.f.v. n en oplaaddruk Zoals blijkt uit figuur 6.28 is het mogelijk het vermogen verder op te drijven op stoichiometrische werking wanneer verdere oplading gebruikt wordt. Tot op 1 bar overdruk oplading traden er geen ongewenste verbrandingsverschijnselen op behalve de lichte klopverschijnselen die onderdrukt werden d.m.v. het vonkontstekingstijdstip te wijzigen. Indien verdere oplading gewenst is, moet de motor voldoende sterk gebouwd worden om de hoge cilinderdrukken aan te kunnen. De vernieuwde koppakking met verstevigingsribben zou al een mogelijke verbetering zijn om aan hogere drukken te kunnen weerstaan (bijlage H). De gemiddelde effectief behaalde rendementen liggen rond 25% bij oplading wat relatief laag is in vergelijking met de arme-werkingsstrategie (figuur 6.29). Enkel bij atmosferische werking zijn hogere effectieve rendementen waargenomen (gemiddeld 28%). De oorzaak hiervan is het hogere EGR%, tegenover 0,5 en 0,7 bar oplading, die een positieve invloed heeft op het thermisch rendement maar wel voor een verlaagd vermogen zorgt. Dit wordt verder besproken in de vergelijking tussen beide werkingsstrategieën

101 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.29: Netto bmep i.f.v. n en η e 6.3 Vergelijking tussen beide strategieën Inleiding Bovenstaande besproken resultaten van beide werkingsstrategieën worden in deze paragraaf vergeleken met elkaar. Enerzijds op vermogen en rendement. Anderzijds op emissies en de werking van de TWC Vergelijking In figuur 6.30 wordt het genormaliseerd vermogen uitgezet voor beide werkingsstrategieën. Een eerste conclusie die gemaakt kan worden is dat stoichiometrische werking hogere vermogens oplevert dan arme-werking. De metingen op hogere oplaaddrukken ( 1, 3 bar) voor arme-werking worden niet verder besproken daar deze een lager genormaliseerd vermogen opleveren. Atmosferisch is er reeds een verschil van 15 tot 40 % afhankelijk van het toerental. Dit is het gevolg van de verhoogde energie-inhoud op stoichiometrische werking, zelfs bij het hoge benodigde EGR% in dit regime. Het vermogen bij arme-werking 84

102 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.30: Genormaliseerd vermogen i.f.v. n op 1 bar oplading ligt in direct contact met het vermogen bekomen bij stoichiometrische werking op 0,5 bar oplading. Stoichiometrisch met oplading van 0,7 bar overdruk overstijgt duidelijk het maximaal behaalde vermogen op arme-werking. Uit experimenten blijkt dat zowel arme- als stoichiometrische werking de mogelijkheid bieden om het vermogen van een waterstofverbrandingsmotor op te drijven, boven een benzinemotor. Het verschil in beide strategieën zit duidelijk in het behaalde effectief rendement en beperkingen van de motor. Het effectief rendement wordt uitgezet voor beide strategieën in figuur 6.31, zodat een vergelijking kan gemaakt worden wanneer beoordeeld wordt op vergelijkbaar genormaliseerd vermogen. Bij lage vermogens geven beide strategieën een vergelijkbaar rendement. Reden hiervoor is dat bij stoichiometrische werking er nog geen oplading vereist is en dus een hoger netto vermogen beschikbaar is. Bij arme werking is het reeds vereist oplading te gebruiken om een vergelijkbaar vermogen te bekomen. Eenmaal bij hogere vermogens biedt arme-werking een hoger effectief rendement. Belangrijk is het te vermelden dat het maximaal vermogen bekomen bij arme-werking een stuk lager ligt dan bij stoichiometrische werking, omwille van de vereiste verarming van het mengsel (NO x -limiet) en de hoge benodigde compressorarbeid (arme werking vereist hogere oplading op vergelijkbaar vermogen te bekomen). Hogere vermogens zijn te bereiken met stoichiometrische werking, 85

103 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.31: Vergelijking effectief rendement doch met een verlies aan rendement en een sterkte-eis van de motor. Het kan nuttig zijn om met behulp van een NSR-katalysator ervoor te zorgen dat bij hogere oplaaddrukken toch met een λ = 2 kan gewerkt worden zonder de NO x -limiet te overschrijden. Dit impliceert een hogere energie-inhoud wat leidt tot hogere vermogens. De maximaal behaalde bmep (figuur 6.32) bij stoichiometrische werking is opmerkelijk hoger dan arme-werking. De meetwaarden voor 0,5 bar oplading stoichiometrisch en 1 bar oplading arme-werking komen goed overeen op basis van gemiddelde effectieve druk, doch zoals eerder vermeld bezit het laatste een lager rendement. De arme-werkingsstrategie bezit een vermogens-optimum op 1,2 bar oplading. Eenmaal hoger heeft het geen zin meer verdere oplading toe te passen vermits het vermogen een dalende trend vertoont. Deze daling wordt veroorzaakt door het verarmen van het brandstofmengsel om de NO x -uitstoot te beperken en het verhoogde compressorvermogen die vereist is. Bij stoichiometrische werking daarentegen blijft bij verdere oplading het ver- 86

104 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.32: bmep i.f.v. n en oplaaddruk voor arme-werking (links) en stoichiometrisch (rechts) mogen toenemen. De limiterende factor is echter de mechanische sterkte van de motor. Bij hoge oplaaddrukken stijgt de cilinderpiektemperatuur en druk zodanig dat de motor sterk belast wordt. Dit is duidelijk te bemerken in de bruto behaalde bmep die berekend wordt. Het voordeel van arme-werking toe te passen in vergelijking met stoichiometrische werking is enerzijds de vermogensregeling. Het is mogelijk om, door gebruik te maken van variabele oplading, de verschillende werkingspunten van de motor af te stellen. Dit in combinatie met de NO x -controle door de luchtfactor in elk werkingspunt te definiëren. Vanaf hoge oplading en toerentallen is het vereist armer te werken (λ 2) om de NO x -uitstoot onder controle te houden. Een ander sterk voordeel van arme-werking is het hoger effectief rendement dat bekomen wordt in vergelijking met stoichiometrische werking bij eenzelfde belastingstoestand. Uit resultaten is gebleken dat de TWC in dit regime niet werkt en dus overbodig is. Daarenboven is de EGR-installatie met bijhorende koeler niet vereist bij arme-werking. Het enige voordeel dat uit stoichiometrische werking kan gehaald worden is het zeer hoge vermogen dat bereikbaar is, dit wel met een lager effectief rendement en hoge mechanische sterkte-eisen van de motor. Er mag dus geconcludeerd worden dat de verschillende voordelen van arme-werking ertoe leiden dat deze strategie de beste blijkt uit experimenten. Uit de meetresultaten van stoichiometrische werking blijkt echter dat een nieuwe strategie waarbij een verhoogd EGR% gebruikt wordt interessant kan zijn wegens de positieve invloed op het thermisch rendement ( 7.2). 87

105 Hoofdstuk 6. Meetresultaten 6.4 Invloed variabele inlaatklepvervroeging Inleiding De invloed van een variabele inlaatklepvervroeging op vermogen, emissies en rendement voor een arm-mengsel (λ = 2) wordt onderzocht door gebruik te maken van de Volvoproefstand die over CVVT beschikt ( 4.2). Resultaten op een laag toerental (1500 tpm) zijn reeds gekend uit [45]. Om het effect van de variabele kleppentiming te onderzoeken werd dit jaar gekozen voor een toerental van 2500 tpm. Er wordt gekozen om te werken met een maximale NO x -uitstoot van 100 ppm vermits dit een bovengrens is bij atmosferische verbranding van waterstof op λ = 2. Vanaf dit punt, bij het gebruiken van rijkere mengsels, stijgt de NO x -uitstoot exponentiëel. De grens van 100 ppm is dus bereikbaar om naar toe te werken. De inlaatklepvervroeging wordt gevariëerd tussen 4 kh en 40 kh waarbij het toerental constant gehouden wordt. Dit impliceert eenzelfde vervroeging van de inlaatklepsluiting. De luchtfactor wordt gekozen op 2. Indien de NO x -uitstoot hoger komt dan 100 ppm wordt een armer mengsel ingesteld. Hierdoor worden lagere cilindertemperaturen bereikt en daalt de NO x -vorming, zodat alle metingen onder de NO x -limiet liggen. Het ontstekingstijdstip wordt voor elk meetpunt vastgesteld op MBT zodat maximaal koppel en rendement bereikt wordt en waardoor een verminderde NO x -uitstoot gecreëerd wordt vermits lagere cilindertemperaturen optreden. Naast de NO x -uitstoot worden verschillende parameters opgemeten zoals uitlaattemperatuur, koppel, waterstof - en luchtdebiet. De luchtfactor wordt berekend uit de verhouding van het brandstof - en luchtdebiet en via een lambda sonde die in de uitlaat geplaatst wordt. De gasklep wordt volledig opengesteld (WOT) om de pompverliezen te minimaliseren. Een andere reden is het gevaar voor backfire wanneer de inlaatleiding gesmoord wordt m.b.v. de gasklep, voornamelijk bij een ruim ingestelde klepoverlap. Door de extra smoring zou de onderdruk in de inlaatleiding vergroot worden waardoor meer hete uitlaatgassen aangezogen worden tijdens de inlaatslag met een verhoogde kans op backfire. Dit zou impliceren dat het mengsel extra verdund wordt met interne EGR wat resulteert in het bemoeilijken van de ontsteking en een laag koppel. De NO x -uitstoot zal hierdoor wel een sterke daling kennen. Vermits maximalisatie van vermogen met als vastgelegde restrictie de NO x -limiet het doel van dit experiment is, wordt gekozen voor WOT. 88

106 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Naast het onderzoeken van een optimale inlaatklepvervroeging op vermogen en emissies, wordt de cilinder -, inlaat - en uitlaatdruk gemeten. Backfire trad enkele keren op, voornamelijk door de slechte ontsteking van de meetbougie waardoor de restgassen in de desbetreffende cilinder(s) uit een overmaat van H 2 bestonden die in een volgende cyclus ontstoken werd alvorens het eigenlijke ontstekingstijdstip. Verschillende misfires traden eveneens op door de grote elektrode-afstand van de bougie (die niet kon aangepast worden) Resultaten Door de inlaatklepopening te vervroegen vergroot de klepoverlap. Dit leidt bij 2500 tpm en WOT tot een betere vulling wat kan aangetoond worden door het volumetrisch rendement dat toeneemt (figuur 6.33). Een nadeel is de inlaatklepsluiting die met eenzelfde hoeveelheid kh vervroegt. Dit leidt tot een daling van het rameffect waardoor de vulling vermindert. Er bestaat dus een compromis tussen vervroegde inlaatklepopenening het verlaten van de inlaatklepsluiting. Figuur 6.33: η vol i.f.v. de inlaatklepvervroeging Daar op λ = 2 en dus arm gewerkt wordt, is de NO x -uitstoot laag, zelfs kleiner dan de 89

107 Hoofdstuk 6. Meetresultaten vastgelegde limiet op 100 ppm. Vermits op 2500 tpm de uitlaatgassen voldoende kinetische energie bezitten tijdens de uitlaatslag, daalt de interne EGR in vergelijking met lagere toerentallen. Door een grotere inlaatklepvervroeging en dus grotere klepoverlap zou er meer interne EGR moeten gevormd worden die leidt tot een NO x -daling. Figuur 6.34: λ i.f.v. de inlaatklepvervroeging Vermits met WOT gewerkt wordt om de ladingsverliezen te minimaliseren, is de gecreëerde onderdruk in het inlaatkanaal laag waardoor de invloed op interne EGR te verwaarlozen is. Hierdoor is het vereist armer te werken bij grotere inlaatklepvervroegingen vermits de NO x -uitstoot te hoog wordt. Dit is het resultaat van de hogere cilinderpiekdruk en dus de optredende cilindertemperatuur wat het gevolg is van de hogere energie-inhoud door de toename van de vullingsgraad (wordt verder beschreven). Het verarmen van het inlaatmengsel in functie van de inlaatklepvervroeging wordt uitgezet in figuur Het vergroten van de luchtfactor impliceert eveneens een toename in volumetrisch rendement vermits het verdringingseffect van waterstof t.o.v. lucht verminderd wordt. Daarentegen daalt de energie-inhoud en wordt er minder vermogen gegenereerd bij grotere inlaatklepvervroeging. Dit kan aangetoond worden door het effectief koppel uit te zetten i.f.v. de inlaatklepvervroeging (figuur 6.35). Er treedt een vermogensoptimum op bij een inlaatklepvervroeging op 24 kh. Dit met een 90

108 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.35: Effectief koppel i.f.v. de inlaatklepvervroeging verschil van 6 Nm en dus een procentuele stijging van 9% t.o.v. 4 kh inlaatklepvervroeging. De stijging in effectief koppel is te wijten aan enerzijds de mogelijkheid om dicht bij λ = 2 te kunnen werken en dus een hogere volumetrische energie-inhoud te bereiken zonder dat de NO x -uitstoot hoger dan de limiet van 100 ppm komt. Anderzijds zorgt grotere inlaatklepvervroeging voor een grotere klepoverlap en dus betere vulling vermits de hoeveelheid massamengsel toeneemt. Eenmaal het optimum bereikt daalt het koppel door de lagere volumetrische energie-inhoud (λ 2.15), vereist om de NO x -vorming onder controle te houden. Het effectief rendement wordt uitgezet in figuur Maximaal rendement van 34% wordt bekomen voor een inlaatklepvervroeging tussen 24 en 28 kh. Dit hoger rendement is het gevolg van het toenemende volumetrisch rendement en dus het hoger bekomen vermogen. Bij elke meting werd de MBT ingesteld om een maximaal koppel en rendement te bereiken en een verlaagde NO x -uitstoot. Figuur 6.37 beschrijft de MBT in functie van de inlaatklepvervroeging. De VO diende vervroegd te worden bij grotere inlaatklepvervroeging. Dit omwille van het armere mengsel dat vereist was om de NO x -uitstoot te beperken, wat impliceert dat de verbrandingssnelheid afneemt. 91

109 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.36: η e i.f.v. de inlaatklepvervroeging Figuur 6.37: MBT i.f.v. de inlaatklepvervroeging 92

110 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.38: Schematische voorstelling Volvo Bij de verschillende ingestelde inlaatklepvervroegingen werd de cilinder -, inlaat- en uitlaatdruk gemeten om de invloed van de vervroeging op cilinderdruk te begroten. De opstelling van de proefstand wordt schematisch voorgesteld in figuur Echter wel dient vermeld te worden dat voor toekomstige metingen de posities van de cilinder- en uitlaatdruksensoren verandert moeten worden zodat deze gerefereerd liggen met de inlaatdruksensor. De bedrading van de desbetreffende sensoren en versterkers worden beschreven in 4.2. Figuur 6.39 beschrijft het gemiddeld pv-diagram (uit 100 cycli), rond de cilinderpiekdruk, voor 6 verschillende ingestelde inlaatklepvervroegingen. Bij toenemende inlaatklepvervroeging en dus verbeterde vulling (figuur 6.33) stijgt de energie-inhoud waardoor een grotere cilinderdruk bereikt wordt. Tussen 4 kh en 28 kh inlaatklepvervroeging zit een procentueel verschil van 34% in de cilinderpiekdruk. Dit toont aan waarom bij hogere inlaatklepvervroegingen, het gebruik van een armer mengsel vereist was (figuur 6.34). Vanaf 28 kh is er terug een dalende trend in cilinderpiekdruk, omwille van het armere mengsel. Dit impliceert dat het vermogen, bereikt op 40 kh en dus λ = 2.2 een stuk lager ligt dat het optimale inlaatklepvervroegingspunt. Het vervroegen van de inlaatklepopening is niet direct zichtbaar in de verscheidene pvdiagrammen. Wel is het duidelijk te merken dat de inlaatklepsluiting vervroegt bij grotere inlaatklepvervroeging. Een latere inlaatklepsluiting zorgt voor het vergroten van het rameffect, voornamelijk bij hogere toerentallen. Vermits bij grotere inlaatklepvervroeging de sluiting vervroegd wordt, zal het rameffect verminderen. Er treedt dus een optimum 93

111 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.39: Cilinderpiekdruk voor verschillende inlaatklepvervroegingen op tussen enerzijds vulling door grotere klepoverlap en een latere inlaatklepsluiting om het rameffect te bevorderen. Zoals eerder vermeld trad backfire enkele malen op. De reden hiervoor is verscheidene misgelopen ontstekingen, die vermoedelijk te wijten zijn aan de gebruikte bougies. Het cilinderrestgas bevat hierdoor teveel H 2 die in een volgende cyclus te vroeg ontstoken wordt, waarschijnlijk door hete uitlaatgassen die terug aangezogen worden. Een voorbeeld van dergerlijke ontlopen ontstekingen wordt getoond in figuur Een voorbeeld van backfire wordt aangetoond in figuur 6.41 respectievelijk de inlaatdruk en cilinderdruk. Backfire trad niet op in de desbetreffende cilinder waar de druk werd gemeten, wat te zien is in het cilinderdrukdiagram. Wel heeft backfire een gevolg voor de overige cilinders, meerbepaald tijdens de ladingswisseling. Uit figuur 6.41 is duidelijk zichtbaar dat na de cyclus van backfire, er nog 5 à 6 cycli zijn waarin de inlaatdruk nog steeds fluctueert. De cyclus waarin backfire optreedt, zorgt voor een drukstijging in de inlaatleiding waarbij het inlaatmengsel met verhoogde druk in de cilinder (met cilinderdruksensor) wordt geperst. Men krijgt een verschuiving van het pv-diagram. 94

112 Hoofdstuk 6. Meetresultaten Figuur 6.40: Onvoldoende werking bougie Het mengsel wordt tijdelijk armer door de verhoogde toename van lucht in vergelijking met de vaste hoeveelheid geïnjecteerde H 2. Figuur 6.41: Backfire 95

113 Hoofdstuk 7 Conclusies en toekomstvisie Om deze scriptie te besluiten worden de belangrijkste bekomen resultaten nog eens overlopen in 7.1. In 7.2 wordt onze toekomstvisie besproken, met mogelijke aanpassingen en verbeteringen van de proefstanden erin beschreven. 7.1 Conclusies Twee mogelijke werkingsstrategieën werden geëxperimenteerd voor waterstofverbrandingsmotoren. Enerzijds arme-werking (λ 2) in combinatie met oplading, anderzijds stoichiometrische werking met oplading en uitlaatgasrecirculatie. De belangrijkste besluiten bij arme-werking strategie zijn: Een vergelijkbaar vermogen van een benzine-motor wordt bereikt tussen 1 en 1,2 bar oplading met een effectief rendement tussen 28% en 30%. Tussen 0,5 bar en 1 bar oplading is er een optimum in effectief rendement. Oplading van 1.2 bar leidt tot maximaal behaald vermogen. Tot 1.2 bar oplading is het mogelijk om dicht bij λ = 2 te werken. Hogere oplaaddrukken vereisen het verarmen van het inlaatmengsel om de NO x -uitstoot te beperken. Deze verarming en de vereiste compressorarbeid leiden tot daling van het netto vermogen. Een TWC werkt niet omwille van de lage uitlaattemperatuur en de overmaat aan O 2 in dit regime. 96

114 Hoofdstuk 7. Conclusies en toekomstvisie De belangrijkste besluiten bij stoichiometrische werking zijn: Lage oplading en atmosferische werking leiden tot een grote hoeveelheid EGR die vereist is om de NO x -uitstoot onder controle te houden. Dit omwille van de lage uitlaatgastemperatuur waardoor de TWC niet geactiveerd werd. Bij hoge oplading en laag toerental is de uitlaattemperatuur voldoende hoog en stijgt de conversiegraad van de TWC tot 95% en hoger waardoor geen EGR nodig is. Eenmaal bij hogere toerentallen is EGR terug vereist door de hoge cilinderdruk- en temperatuur die bereikt wordt. Hoge vermogens, sterk boven een benzine-motor zijn mogelijk doch met een lager effectief rendement. De bruto bmep die behaald wordt bij hoge oplading leidt tot een belastingstoestand die dicht aanleunt bij de mechanische sterkte van de motor. De koppakking heeft hierdoor de geest gegeven. EGR zorgt voor het vertragen van de verbranding met het bereiken van lagere cilinderpiektemperaturen en drukken waardoor de NO x -uitstoot sterk daalt maar beboet wordt op vermogen. Verder heeft EGR hierdoor een positieve invloed op thermisch rendement maar een negatieve invloed op het benodigde compressorvermogen. Dit kan leiden naar een nieuwe strategie voor rendementsoptimalisatie ( 7.2). Vergelijking tussen beide strategieën Beide strategieën zijn mogelijk met WOT om de pompverliezen te minimaliseren. Arme-werking biedt bij hogere vermogens een hoger effectief rendement dan stoichiometrische werking maar is begrensd op maximaal haalbaar vermogen. Stoichiometrische werking biedt hogere vermogens dan arme-werking maar met een lager rendement en de vereiste voldoende mechanische sterkte van de motor. Een TWC werkt enkel in stoichiometrisch regime wanneer de uitlaatgastemperatuur voldoende hoog is om de TWC te activeren. Arme-werking vereist geen EGR noch de extra koeler en een TWC mits deze in dit regime niet werkt. 97

115 Hoofdstuk 7. Conclusies en toekomstvisie Om het massadebiet van de uitlaatgasrecirculatie te begroten zijn 4 methodes uitgewerkt. De nauwkeurigheid van de eerste 3 methodes werden bepaald. Via debietsvariatie: Deze methode werd vorige jaren toegepast. Via het verschil in O 2 -concentratie (vol%) wat toegepast werd voor de meetresultaten in deze scriptie. Via het verschil in relatieve vochtigheid: Deze methode wordt beschreven in deze scriptie en kan naar de toekomst toe een interessant alternatief vormen. Via de warmtebalans van de EGR-koeler: Vermits de uitlaatgassen dienen gekoeld te worden alvorens te mengen met de verse lucht kan via de warmtebalans het massadebiet recirculatie begroot worden. Deze strategie is eenvoudig te implementeren maar vermoedelijk wegens thermische inertie te traag en onnauwkeurig in vergelijking met bovenstaande methodes. Op de Volvo-proefstand werd de invloed van variabele kleppentiming (CVVT op de inlaatklep) op arme-werking bij 2500 tpm en WOT geëxperimenteerd. De volgende conclusies kunnen gemaakt worden: Er treedt een vermogensoptimum in functie van de inlaatklepvervroeging op daar een compromis ontstaat tussen een grotere klepoverlap (betere vulling) en een dalend rameffect. Interne EGR is te verwaarlozen bij WOT. Het vergroten van de inlaatklepvervroeging, wat resulteert in een toename van energie-inhoud (betere vulling) en dus hogere cilindertemperaturen, leidt tot hogere NO x -vorming. Hierdoor is het vereist armer te werken. Ook dit heeft invloed op de bovenstaande compromis-stelling. 98

116 Hoofdstuk 7. Conclusies en toekomstvisie 7.2 Toekomstvisie Audi-proefstand Om het arme-werkingsgebied uit te breiden is het interessant op zoek te gaan naar alternatieve katalysatoren (cfr. NSR) die een hoge conversiegraad bezitten in dit regime. Op deze manier kan er rijker gewerkt worden wat resulteert in vermogenstoename. Het behaald vermogen bij atmosferische arme-werking was beduidend lager in vergelijking bij oplading dan theoretisch te verwachten, waardoor het interessant kan zijn a.d.h.v. drukmetingen de oorzaak hiervan te onderzoeken. Voor stoichiometrische werking werd vastgesteld dat de huidige strategie waarbij een minimum aan EGR gebruikt werd mogelijks niet optimaal is. Reden hiervoor is de positieve invloed van EGR op thermisch rendement. Het kan dus interessant zijn een strategie uit te werken waarbij hogere oplading in combinatie met hogere EGR% vergeleken wordt met lage oplading en lagere EGR%. Bij lage oplading dient wel vermeld te worden dat de TWC niet optimaal werkt en dus de conversiegraad kan verhoogd worden door externe TWCopwarming. Ook zal het onderzoek op hogere oplaaddrukken mogelijk zijn vermits een vernieuwde koppakking een verhoogde mechanische weerstand biedt aan de motor (bijlage H). Voor dit onderzoek kan men overwegen theoretisch beschreven EGR-meetmethodes te implementeren zoals relatieve vochtigheid omdat de huidige EGR-meetmethode via zuurstofconcentraties traag verloopt omwille van de apparatuur. Tenslotte zijn er nog enkele constructieve opmerkingen omtrent de huidige opstelling van de proefstand. Zo is de aanvoerleiding van het EGR systeem nogal klein wat leidt tot stromingsverliezen. Verder is de EGR-regeling nogal bruut wat metingen bemoeilijkt. Ook is gebleken dat de warmtegraad van de bougie nog niet optimaal is, waardoor deze een sterke invloed heeft op backfire en misfire Volvo-proefstand Onderzoek naar het effect van variabele kleppentiming bij hogere toerentallen op vermogen, emissie en rendement kan uitgebreid worden voor arme-werking naar hogere toerentallen. Voor volgende jaren kunnen drukmetingen meer informatie bieden indien de meetbougie constructief aangepast wordt voor gebruik van waterstof. Dit impliceert het aanpassen van de huidige elektrode-afstand. De overige bougies zijn naar warmtegraad toe ook niet geoptimaliseerd voor werking op waterstof. Tenslotte kan het interessant zijn te pogen de invloed van interne EGR op stoichiometrische werking te onderzoeken. 99

117 Bijlage A Correctie compressorvermogen op inlaattemperatuur De temperatuurscorrectie kan bepaald worden a.d.h.v. volgende vergelijking. Hierbij is T a de temperatuur die gemeten wordt en T de correctie op die temperatuur die moet toegepast worden. Aangenomen wordt: λ T = T a T a + T pu p a = 5 dan is λ T = 0.91 pu p a = 1 dan is λ T = 1 In veronderstelling dat het verloop van λ T lineair is i.f.v. de drukverhouding kan voor elke drukverhouding de correctiefactor bepaald worden (figuur A.1). Wanneer met die gecorrigeerde temperatuur T a + T het compressorvermogen berekend en vergeleken wordt met het ongecorrigeerde compressorvermogen geeft dit een maximaal verschil van slechts 1.7% bij maximaal gebruikte oplading (figuur A.2). 100

118 BIJLAGE A. CORRECTIE COMPRESSORVERMOGEN OP INLAATTEMPERATUUR Figuur A.1: λ T i.f.v. de drukverhouding Figuur A.2: Verschil compressorvermogen 101

119 Bijlage B EGR% bepaling via O 2 -concentraties Gekende grootheden: Gemeten grootheden: ρ Lucht,N = [ kg m 3 ] ρ H2,N = [ kg m 3 ] g MW Lucht = [ mol ] λ = Q Lucht,N Q H2,N Q H2,N = 3 [ m3 uur ] Q Lucht,N = 7.4 [ m3 uur ] O 2,Inlaat = [vol%] O 2,EGR = 1.84 [vol%] O 2,Lucht = 20.9 [vol%] Gekende onzekerheden: δq Lucht,N = 0.6 [ Nm3 uur ] δq H2,N = 0.18 [ Nm3 uur ] δo 2 = 0.25 [vol%] Onbekende: M EGR 102

120 BIJLAGE B. EGR% BEPALING VIA O 2 -CONCENTRATIES Vergelijkingen: MW EGR = λ λ = [ g n ] M EGR = ρ Lucht,N Q Lucht,N (O 2,Inlaat O 2,Lucht ) MW EGR MW Lucht (O 2,Inlaat O 2,EGR ) [ kg uur ] EGR% = M EGR M EGR + Q Lucht,N ρ Lucht,N + Q H2,N ρ H2,N Onzekerheden: δλ = (0.420 δq Lucht,N ) δq 2 Q Lucht,N δq H2,N + (0.420 H2,N Q 2 ) 2 H2,N δmw EGR = MW EGR λ δ λ (δm EGR ) 2 = ( M EGR ρ Lucht,N δ ρlucht,n ) 2 + ( M EGR Q Lucht,N δ QLucht,N ) 2 + ( M EGR MW EGR δ MWEGR ) 2 +( M EGR O2 Lucht δ O2Lucht ) 2 + ( M EGR O2 Inlaat δ O2Inlaat ) 2 + ( M EGR O2 EGR δ O2EGR ) 2 Waarin: δegr % = (( EGR % M EGR δm EGR ) 2 + ( EGR % ρ Lucht,N δρ Lucht,N ) 2 +( EGR % Q Lucht,N δq Lucht,N ) 2 + ( EGR % ρ H2,N δρ H2,N ) 2 + ( EGR % Q H2,N δq H2,N ) 2 ) Oplossing: δq H2,N = 0.18 [ Nm3 uur ] δq Lucht,N = 0.6 [ Nm3 uur ] λ = ± 0.1 M EGR = 6.52 ± 0.47 [ kg uur ] EGR% = 40 ± 3 [%] Relatieve fout op EGR% = 8 % 103

121 Bijlage C EGR% bepaling via debieten Gekende grootheden: Gemeten grootheden: Gekende onzekerheden: Onbekende: ρ Lucht,N = [ kg m 3 ] ρ H2,N = [ kg m 3 ] g MW Lucht = [ mol ] λ = Q Lucht,N Q H2,N Q H2,N = 3 [ m3 uur ] Q Lucht,N,EGR = 7.4 [ m3 uur ] Q Lucht,N,zonderEGR = 12.6 [ m3 uur ] δq Lucht,N = 0.6 [ Nm3 uur ] δq H2,N = 0.18 [ Nm3 uur ] M EGR Vergelijkingen: M EGR = (Q N,Lucht,zonderEGR Q N,Lucht,EGR ) ρ N,Lucht [ kg uur ] 104

122 BIJLAGE C. EGR% BEPALING VIA DEBIETEN EGR% = M EGR (M EGR + ρ Lucht,N Q LuchtmetEGR,N + ρ H2,N Q H2,N,metEGR ) 100 Onzekerheden: M EGR M EGR δm EGR = ((( ) δq N,Lucht ) 2 + ( ) δq 2 N,Lucht Q N,Lucht,zonderEGR Q ) N,Lucht,EGR δegr% = ((( EGR% ) δm EGR ) 2 +(( EGR% ) δq N,H2 ) 2 EGR% +(( ) δq N,Lucht ) 2 ) M EGR Q N,H2 Q N,Lucht,EGR Oplossing: λ = ± 0.1 M EGR = 6.72 ± 1.1 [ kg uur ] EGR% = 41 ± 5 [%] Relatieve fout op EGR% = 12 % 105

123 Bijlage D EGR% bepaling via relatieve vochtigheid Onderstaande berekeningen geven louter een voorbeeld van de EGR-berekeningsmethode met relatieve vochtigheid. De gemeten grootheden zijn willekeurig gekozen. Gekende grootheden: ρ Lucht,N = [ kg m 3 ] ρ H2,N = [ kg m 3 ] MW N2 = [ MW H2O = [ MW O2 = [ MW H2 = [ g mol ] g mol ] g mol ] g mol ] Gemeten grootheden: Q H2 = 4.1 [ Nm3 uur ] Q Lucht = 9.8 [ Nm3 uur ] T EGR = 305 [K] T Lucht = 293 [K] T mixed = 299 [K] 106

124 BIJLAGE D. EGR% BEPALING VIA RELATIEVE VOCHTIGHEID p EGR = [P a] p Lucht = [P a] p mixed = [P a] λ = 0.98 [ ] RV EGR = 100 [%] RV Lucht = 42 [%] RV mixed = 56 [%] Vergelijking voor de partieeldruk van waterdamp: p s = exp(a T 2 B T 1 + C D T + E T 2 F T 3 + G T 4 + H ln(t )) met A = , B = , C = , D = , E = , F = , G = en H = De partiëeldruk van waterdamp kan bepaald worden voor de verschillende mengsels (subscript x): p v,x = p s (T x ) RV x [P a] X x,h2o 1 X x,h2o = p v,x p x p v,x X x,gas = 1 X x,h2o Dit levert de volgende resultaten: p v,egr = P a, p v,lucht = P a en p v,mixed = 1883 P a X EGR,H2O = , X EGR,gas = X Lucht,H2O = , X Lucht,gas = X mixed,h2o = , X mixed,gas = Het moleculair debiet van de uitlaatgassen volgt uit (Q Lucht hier in [ Ndm3 uur ]): 107

125 BIJLAGE D. EGR% BEPALING VIA RELATIEVE VOCHTIGHEID n EGR = Q Lucht n EGR = [ mol uur ] X H2O,inlaat X H2O,vers X H2O,uitlaat X H2O,inlaat (D.1) Moleculair gewicht voor de droge uitlaatgassen voor λ < 1: g λ [ mol ] MW EGR,droog = λ MW EGR = X EGR,H2O MW H2O + X EGR,gas MW EGR,droog [ MW EGR,droog = [ MW EGR = [ g mol ] g mol ] g mol ] (D.2) Het massadebiet uitlaatgasrecirculatie en uiteindelijk het EGR% volgen uit: M EGR = n EGR MW EGR [ kg uur ] EGR% = M EGR = 4.13 [ kg uur ] EGR% = 24 [%] M EGR M EGR +Q Lucht,N ρ Lucht,N +Q H2,N ρ H2,N (D.3) Door foutanalyse toe te passen zoals beschreven in wordt de fout op het EGR%: δegr% = 3 Relatieve fout op het EGR% = 8% 108

126 Bijlage E EGR% bepaling via de warmtebalans van de EGR-koeler Onderstaande berekeningen geven louter een voorbeeld van de EGR-berekeningsmethode via de warmtebalans van de EGR-koeler. De gemeten grootheden zijn willekeurig gekozen. Gekende grootheden: ρ Lucht,N = [ kg m 3 ] ρ H2,N = [ kg m 3 ] MW N2 = [ MW H2O = [ MW O2 = [ MW H2 = [ g mol ] g mol ] g mol ] g mol ] Gemeten grootheden: Q H2 = 4.1 [ Nm3 uur ] Q Lucht = 9.8 [ Nm3 uur ] T EGR,in = 638 [K] T EGR,uit = 305 [K] T water,in = 293 [K] 109

127 BIJLAGE E. EGR% BEPALING VIA DE WARMTEBALANS VAN DE EGR-KOELER T water,uit = 313 [K] p EGR,in = [P a] p EGR,uit = [P a] λ = 0.98 [ ] M water = 40 [ kg uur ] Vergelijkingen: p s = exp(a T 2 B T 1 + C D T + E T 2 F T 3 + G T 4 + H ln(t )) met A = , B = , C = , D = , E = , F = , G = en H = Berekening enthalpie droge EGR gassen volgen de methode uit [43]: Voor de enthalpie met basis 298 K van een bepaald gas te bereken wordt volgende basisformule gebruikt. h 298 (T ) = a h,1 + a h,2 T + a h,3 2 T 2 + a h,4 3 T 3 + a h,5 4 T 4 + a h,6 5 T 5 (E.1) met voor bv. N2 a h,1 = , a h,2 = , a h,3 = , a h,4 = , a h,5 = , a h,6 = Voor de andere constanten wordt terug verwezen naar [43]. De enthalpie van het totale mengsel met basis 298 K wordt dan als volgt berekend. mengsel (T ) = J X i h i [ kmol ] h 298 (E.2) met X i de molfractie van elke component in het mengsel berekent met formules 5.33 en 5.35 en h i de enthalpie met basis 298 K van een bepaald gas. Tenslotte wordt de totaal bekomen enthalpie nog omgerekend naar een basis van 0 K en in de eenheid van kj kg. Hierbij wordt voor het berekenen van MW droge,egr de formule 5.36 gebruikt. h droge,egr (T ) = h298 mengsel h droge,egr (T EGR,in ) = (T )+h298 mengsel (298) h298 mengsel (0) 1000 MW droge,egr (E.3) h droge,egr (T EGR,uit ) =

128 BIJLAGE E. EGR% BEPALING VIA DE WARMTEBALANS VAN DE EGR-KOELER Verder kunnen de enthalpiewaarden van gesatureerd water in vloeibare en gastoestand berekenen met de methode beschreven in [42] wat de volgende waarden oplevert: h sl (T water,in ) = h sl (T water,uit ) = h sv (T EGR,in ) = h sv (T EGR,uit ) = h sl (T EGR,uit ) = (E.4) Tenslotte wordt nog ω in met formule 5.45 en ω uit met 5.46 berekend wat de volgende waarden oplevert. ω in = 0.34 ω uit = Uit het volgende stelsel kan nu het massadebiet van de droge EGR bepaald worden: (E.5) Q water = M water (h s l(t water,uit ) h s l(t water,in )) Q EGR = M droge,egr (h droge,egr (T EGR,in ) h droge,egr (T EGR,uit )) +M damp,in h sv (T EGR,in ) M damp,uit h sv (T EGR,uit ) M condens h sl (T EGR,uit ) Q water = Q EGR M droge,egr = [ kg uur ] (E.6) Dit levert volgend totaal massadebiet EGR indien de dampfractie verrekend wordt op en het volgend EGR%. M EGR = M droge,egr + M damp,in EGR% = M EGR = 9.69 [ kg uur ] EGR% = [%] M EGR M EGR +Q Lucht,N ρ Lucht,N +Q H2,N ρ H2,N (E.7) 111

129 Bijlage F Bepaling compressieverhouding F.1 Metingen Om de compressieverhouding te begroten werden een aantal metingen uitgevoerd. Veronderstel volgende volumes (figuur F.1): V1 = volume zuiger BDP t.o.v. cilinderkopvlak V2 = volume bougie - bougieholte (Gemeten met olie) V3 = volume dat de kleppen innemen in gesloten toestand (compressieslag, BDP) V4 = volume gevormd door pakking in getrokken toestand V5 = gemeten volume schadelijke ruimte d.m.v. olie V c = Volume schadelijke ruimte V s = Slagvolume Figuur F.1: Volumes Gemeten parameters: 112

130 BIJLAGE F. BEPALING COMPRESSIEVERHOUDING d cilinder = mm d inlaatklep = mm d uitlaatklep = mm δ inlaatklep = 0.45 mm δ uitlaatklep = 0.32 mm δ koppakking = 1.80 mm δ BDP cilinderkopvlak = 7.50 mm s = mm F.2 Berekeningen V 1 = ( d cilinder ) 2 π δ BDP cilinderkopvlak = mm 3 2 V 2 = (1.2ml 1000 ml ) = 1200 mm3 mm3 V 3 = ( d inlaatklep 2 ) 2 π δ inlaatklep + ( d uitlaatklep ) 2 π δ uitlaatklep = mm 3 2 V 4 = ( d cilinder ) 2 π δ koppakking = mm 3 2 V 5 = (43.2ml 1000 ml ) = mm3 mm3 V s = ( d cilinder ) 2 π s = mm 3 2 Berekening schadelijk volume: V c,berekend = V 1 + V 4 + V 2 V 3 = mm 3 V c,gemeten = V 5 + V 2 = mm 3 De compressieverhouding wordt: CR berekend = V s + V c,berekend V c,berekend = CR gemeten = V s + V c,gemeten V c,gemeten =

131 Bijlage G Meetresultaten G.1 AUDI-proefstand De meetresultaten van het experimentele onderzoek naar beide strategieën ( 6.1 en 6.2) bevinden zich in onderstaande tabellen. Deze zijn eveneens te vinden in bijgeleverde CD- R. 114

132 BIJLAGE G. MEETRESULTATEN Metinggegevens Datum 1/12/2008 1/12/2008 1/12/2008 1/12/2008 1/12/2008 1/12/2008 1/12/2008 9/03/ /11/ /11/2008 9/03/2009 9/03/2009 9/03/ /02/2009 p atm (bar) 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 1,012 1,0235 1,0235 1,012 1,012 1,012 1,027 T atm ( C) Gemeten grootheden n (rpm) p oplading (bar) ,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 M uitgelezen M effectief (Nm) 8,7 10,5 11,2 13,4 13,1 12,7 13,4 25,0 25,8 24,3 25,8 23,9 25,0 25,8 λ sonde(-) 1,9 1,9 1,9 1,86 1,9 1,9 1,9 2 1,96 1,98 2 2, Q H2 zonder EGR (Nm³/h) 2,39 2,98 3,29 4,02 4,3 4,71 5,25 4,01 4,83 5,18 5,97 6,29 7,28 8,5 Q H2 metegr (Nm³/h) 2,39 2,98 3,29 4,02 4,3 4,71 5,25 4,01 4,83 5,18 5,97 6,29 7,28 8,5 Q air zonder EGR(Nm³/h) 11,39 14,45 15,83 19,33 20,6 22,4 25,12 19,67 23,18 24,72 29,18 30,54 35,5 40,7 Q air met EGR (Nm³/h) 11,39 14,45 15,83 19,33 20,6 22,4 25,12 19,67 23,18 24,72 29,18 30,54 35,5 40,7 λ (-) berekend 2,00 2,03 2,02 2,01 2,01 1,99 2,00 2,06 2,01 2,00 2,05 2,03 2,04 2,01 injectiedruk (bar) p voor compressor (bar) ,995 0,994 0,994 0,995 0,995 0,995 0,995 p na compressor (bar) ,5 1,5235 1,5235 1,5 1,5 1,5 1,5 Temperaturen T voorcompr ( C) T nacompr ( C) T inlaatmotor ( C) T uitlaat ( C) Compressorvermogen mlucht (kg/s) 4,09E-03 5,19E-03 5,69E-03 6,94E-03 7,40E-03 8,05E-03 9,02E-03 7,06E-03 8,33E-03 8,88E-03 1,05E-02 1,10E-02 1,28E-02 1,46E-02 mh2 (kg/s) 5,97E-05 7,44E-05 8,22E-05 1,00E-04 1,07E-04 1,18E-04 1,31E-04 1,00E-04 1,21E-04 1,29E-04 1,49E-04 1,57E-04 1,82E-04 2,12E-04 Polytrope exponent mk NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT 0,91 1,25 1,25 0,89 0,90 0,91 1,32 Qa 3,50E-03 4,44E-03 4,87E-03 5,94E-03 6,34E-03 6,89E-03 7,73E-03 6,39E-03 7,12E-03 7,60E-03 9,47E-03 9,88E-03 1,15E-02 1,26E-02 Pt (W) Pt (W) (rendement 50%) Berekende grootheden (netto) Pe (kw) 1,4 2,0 2,4 3,2 3,4 3,7 4,2 3,4 4,2 4,4 5,3 5,5 6,3 7,0 dpe (kw) 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,2 0,2 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,2 0,2 Pnorm (kw) 1,4 2,0 2,4 3,2 3,5 3,7 4,3 3,4 4,2 4,4 5,3 5,5 6,3 6,9 BMEP (bar) 2,69 3,25 3,47 4,14 4,03 3,92 4,14 6,72 6,91 6,51 6,96 6,46 6,74 6,88 ηbt 19% 22% 24% 26% 27% 26% 27% 28% 29% 28% 30% 29% 29% 28% B (kg/h) 0,215 0,268 0,296 0,361 0,387 0,423 0,472 0,361 0,434 0,466 0,537 0,566 0,655 0,764 be (g/ ekwh) 157,2 135,1 125,6 114,3 113,1 115,8 112,0 105,4 102,8 105,4 101,0 103,2 104,0 109,1 ηvol 75,18% 79,25% 78,24% 84,93% 81,51% 80,68% 82,85% 129,20% 127,35% 122,35% 127,85% 120,57% 127,31% 134,22% Leveringsgraad λl 78,49% 82,73% 81,68% 88,66% 85,09% 84,22% 86,49% 132,61% 128,37% 123,33% 131,22% 123,75% 130,67% 135,75% dbmep (bar) 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 db (kg/h) 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 dηbt 1,95% 1,84% 1,83% 1,66% 1,65% 1,57% 1,51% 1,50% 1,34% 1,28% 1,19% 1,18% 1,07% 0,94% dbe (g/ekwh) 16,04 11,23 9,60 7,23 7,03 7,04 6,31 5,55 4,72 4,74 4,06 4,18 3,84 3,73 Berekende grootheden (bruto) Pe (kw) 1,37 1,98 2,35 3,16 3,42 3,66 4,22 3,93 4,85 5,09 6,07 6,27 7,21 8,09 Pnorm (kw) 1,40 2,03 2,41 3,23 3,49 3,73 4,31 3,95 4,80 5,04 6,09 6,29 7,24 8,01 BMEP (bar) 2,69 3,25 3,47 4,14 4,03 3,92 4,14 7,72 7,95 7,50 7,95 7,39 7,72 7,95 ηbt 19% 22% 24% 26% 27% 26% 27% 33% 34% 33% 34% 33% 33% 32% Emissies voor TWC NOx (ppm) Emissies na TWC NOx (ppm) Conversiegraad 7,5% 14,6% 2,7% 115

133 BIJLAGE G. MEETRESULTATEN Metinggegevens Datum 17/11/ /02/ /11/ /11/ /11/ /11/ /11/ /02/ /11/ /11/ /11/ /11/ /11/ /11/2008 p atm (bar) 1,0235 1,027 1,0235 1,0235 1,0235 1,0235 1,0235 1,027 1,014 1,014 1,014 1,014 1,014 1,014 T atm ( C) Gemeten grootheden n (rpm) p oplading (bar) ,2 1,2 1,2 1,2 1,2 1,2 1,2 M uitgelezen M effectief (Nm) 30,1 35,9 36,6 38,8 38,4 37,7 36,3 33,7 38,4 39,2 41,0 41,3 40,6 38,8 λ sonde(-) Q H2 zonder EGR (Nm³/h) 4,75 6,58 7,06 8,5 9,15 9,7 10,9 5,7 7,04 7,68 9,33 9,9 10,82 11,32 Q H2 metegr (Nm³/h) 4,75 6,58 7,06 8,5 9,15 9,7 10,9 5,7 7,04 7,68 9,33 9,9 10,82 11,32 Q air zonder EGR(Nm³/h) 22,77 31,4 33,6 40,6 43,7 47, ,18 33,85 36,87 44,6 47,88 52,04 57,48 Q air met EGR (Nm³/h) 22,77 31,4 33,6 40,6 43,7 47, ,18 33,85 36,87 44,6 47,88 52,04 57,48 λ (-) berekend 2,01 2,00 1,99 2,00 2,00 2,06 2,00 2,00 2,01 2,01 2,00 2,03 2,02 2,13 injectiedruk (bar) , p voor compressor (bar) 0,994 0,995 0,994 0,994 0,994 0,994 0,994 0,995 0,994 0,994 0,994 0,994 0,994 0,994 p na compressor (bar) 2, ,0235 2,0235 2,0235 2,0235 2,0235 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 2,2 Temperaturen T voorcompr ( C) T nacompr ( C) T inlaatmotor ( C) T uitlaat ( C) , , Compressorvermogen mlucht (kg/s) 8,18E-03 1,13E-02 1,21E-02 1,46E-02 1,57E-02 1,71E-02 1,87E-02 9,76E-03 1,22E-02 1,32E-02 1,60E-02 1,72E-02 1,87E-02 2,06E-02 mh2 (kg/s) 1,19E-04 1,64E-04 1,76E-04 2,12E-04 2,29E-04 2,42E-04 2,72E-04 1,42E-04 1,76E-04 1,92E-04 2,33E-04 2,47E-04 2,70E-04 2,83E-04 Polytrope exponent mk 1,17 1,25 1,18 1,20 1,20 1,20 1,20 1,30 1,22 1,24 1,24 1,27 1,27 1,28 Qa 7,14E-03 9,77E-03 1,05E-02 1,27E-02 1,37E-02 1,50E-02 1,63E-02 8,43E-03 1,07E-02 1,17E-02 1,42E-02 1,51E-02 1,64E-02 1,81E-02 Pt (W) Pt (W) (rendement 50%) Berekende grootheden (netto) Pe (kw) 3,7 5,3 6,1 7,2 8,0 8,6 8,9 3,8 5,4 6,2 7,2 8,2 8,9 9,1 dpe (kw) 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,2 0,2 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,2 0,2 Pnorm (kw) 3,6 5,3 6,0 7,2 7,9 8,5 8,9 3,8 5,4 6,2 7,3 8,3 8,9 9,1 BMEP (bar) 7,20 8,69 8,99 9,47 9,44 9,23 8,79 7,54 8,90 9,14 9,48 9,70 9,51 8,90 ηbt 26% 27% 29% 28% 29% 30% 27% 22% 26% 27% 26% 28% 27% 27% B (kg/h) 0,427 0,592 0,635 0,764 0,823 0,872 0,980 0,512 0,633 0,691 0,839 0,890 0,973 1,018 be (g/ ekwh) 116,5 111,4 104,0 105,6 102,7 101,2 109,5 133,5 116,5 111,3 115,9 108,1 109,7 112,3 ηvol 150,15% 172,68% 166,38% 178,59% 173,01% 170,82% 171,59% 179,39% 185,91% 182,30% 196,16% 189,15% 187,07% 187,69% Leveringsgraad λl 151,35% 174,65% 167,71% 180,02% 174,39% 172,18% 172,96% 181,44% 190,44% 186,74% 200,94% 193,76% 191,63% 192,25% dbmep (bar) 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 db (kg/h) 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 dηbt 1,18% 0,93% 0,95% 0,82% 0,81% 0,81% 0,73% 0,90% 0,85% 0,84% 0,71% 0,73% 0,70% 0,70% dbe (g/ekwh) 5,34 3,86 3,41 3,04 2,85 2,76 2,93 5,34 3,84 3,45 3,18 2,85 2,81 2,94 Berekende grootheden (bruto) Pe (kw) 4,73 6,77 7,67 9,14 10,07 10,86 11,39 5,30 7,25 8,20 9,66 10,82 11,70 12,19 Pnorm (kw) 4,68 6,70 7,59 9,05 9,96 10,75 11,28 5,24 7,26 8,22 9,68 10,85 11,73 12,22 BMEP (bar) 9,29 11,08 11,30 11,97 11,86 11,64 11,19 10,41 11,86 12,09 12,65 12,76 12,53 11,97 ηbt 33% 34% 36% 36% 37% 37% 35% 31% 34% 36% 35% 36% 36% 36% Emissies voor TWC NOx (ppm) 97 5,5 126 Emissies na TWC NOx (ppm) 97 5,5 129 Conversiegraad -2,33% 116

134 BIJLAGE G. MEETRESULTATEN Metinggegevens Datum 25/02/ /02/ /02/ /02/ /02/ /02/ /02/ /03/ /03/ /02/2009 3/03/2009 3/03/ /02/ /02/2009 p atm (bar) 1,027 1,027 1,027 1,027 1,027 1,027 1,027 1,025 1,025 1,022 1,025 1,025 1,027 1,027 T atm ( C) Gemeten grootheden n (rpm) p oplading (bar) 1,3 1,3 1,3 1,3 1,3 1,3 1,3 1,4 1,4 1,4 1,4 1,4 1,4 1,4 M uitgelezen M effectief (Nm) 34,8 40,3 42,1 42,1 42,1 41,7 38,8 35,5 40,6 42,4 42,4 42,8 42,1 40,3 λ sonde(-) 2,04 2,05 2,09 2,11 2,11 2,11 2,12 2,13 2,15 2,16 2,19 2,15 2,16 2,14 Q H2 zonder EGR (Nm³/h) 6,22 7,76 8,34 9,85 10,48 11,48 12,63 6,46 7,81 8,89 10,04 10,87 11,72 13,13 Q H2 metegr (Nm³/h) 6,22 7,76 8,34 9,85 10,48 11,48 12,63 6,46 7,81 8,89 10,04 10,87 11,72 13,13 Q air zonder EGR(Nm³/h) 30,2 37,91 41,87 49,49 53,12 58,38 63,64 33,1 39,8 46,02 52,13 55,44 60,61 66,85 Q air met EGR (Nm³/h) 30,2 37,91 41,87 49,49 53,12 58,38 63,64 33,1 39,8 46,02 52,13 55,44 60,61 66,85 λ (-) berekend 2,03 2,05 2,10 2,11 2,12 2,13 2,11 2,15 2,14 2,17 2,18 2,14 2,17 2,13 injectiedruk (bar) 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,8 4,5 4,7 5 5 p voor compressor (bar) 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 p na compressor (bar) 2,3 2,3 2,3 2,3 2,3 2,32 2,31 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 2,4 2,41 Temperaturen T voorcompr ( C) T nacompr ( C) T inlaatmotor ( C) T uitlaat ( C) Compressorvermogen mlucht (kg/s) 1,08E-02 1,36E-02 1,50E-02 1,78E-02 1,91E-02 2,10E-02 2,29E-02 1,19E-02 1,43E-02 1,65E-02 1,87E-02 1,99E-02 2,18E-02 2,40E-02 mh2 (kg/s) 1,55E-04 1,94E-04 2,08E-04 2,46E-04 2,62E-04 2,87E-04 3,15E-04 1,61E-04 1,95E-04 2,22E-04 2,51E-04 2,71E-04 2,93E-04 3,28E-04 Polytrope exponent mk 1,30 1,33 1,33 1,28 1,33 1,36 1,36 1,28 1,31 1,31 1,33 1,33 1,36 1,37 Qa 9,37E-03 1,18E-02 1,30E-02 1,53E-02 1,65E-02 1,82E-02 2,00E-02 1,03E-02 1,24E-02 1,44E-02 1,62E-02 1,73E-02 1,90E-02 2,11E-02 Pt (W) Pt (W) (rendement 50%) Berekende grootheden (netto) Pe (kw) 3,7 5,4 6,4 7,1 8,0 8,6 8,4 3,6 5,2 6,1 6,8 7,8 8,4 8,5 dpe (kw) 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,2 0,2 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,2 0,2 Pnorm (kw) 3,7 5,4 6,3 7,0 7,9 8,5 8,4 3,6 5,2 6,1 6,8 7,8 8,3 8,4 BMEP (bar) 7,36 8,85 9,43 9,30 9,37 9,18 8,29 7,06 8,58 8,97 8,93 9,22 8,95 8,31 ηbt 20% 23% 26% 24% 25% 25% 22% 19% 22% 23% 23% 24% 24% 21% B (kg/h) 0,559 0,698 0,750 0,886 0,942 1,032 1,136 0,581 0,702 0,799 0,903 0,977 1,054 1,181 be (g/ ekwh) 149,3 129,0 117,1 124,7 118,5 120,4 134,5 161,6 133,9 131,2 132,3 124,9 126,1 139,6 ηvol 198,71% 207,65% 205,46% 215,84% 208,20% 207,90% 208,06% 215,84% 216,47% 224,69% 226,13% 217,07% 215,25% 218,18% Leveringsgraad λl 200,97% 210,01% 207,80% 218,29% 210,57% 210,27% 210,43% 218,72% 219,36% 228,36% 229,15% 219,97% 217,70% 220,67% dbmep (bar) 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 db (kg/h) 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 dηbt 0,77% 0,73% 0,75% 0,65% 0,66% 0,64% 0,59% 0,71% 0,71% 0,66% 0,62% 0,62% 0,61% 0,56% dbe (g/ekwh) 5,72 4,03 3,42 3,37 3,10 3,07 3,56 6,18 4,23 3,79 3,62 3,25 3,25 3,65 Berekende grootheden (bruto) Pe (kw) 5,47 7,59 8,81 9,91 11,01 12,01 12,19 5,58 7,66 8,89 10,00 11,20 12,12 12,65 Pnorm (kw) 5,41 7,51 8,72 9,81 10,90 11,89 12,07 5,54 7,59 8,84 9,92 11,11 11,99 12,52 BMEP (bar) 10,74 12,42 12,98 12,98 12,98 12,87 11,97 10,97 12,53 13,09 13,09 13,20 12,98 12,42 ηbt 29% 33% 35% 34% 35% 35% 32% 29% 33% 33% 33% 34% 34% 32% Emissies voor TWC NOx (ppm) Emissies na TWC NOx (ppm) Conversiegraad 0,00% 2,17% 8,33% 4,29% 3,41% 0,00% 0,00% 0,00% -5,88% 4,76% 3,23% -1,39% 2,70% 4,11% 117

135 BIJLAGE G. MEETRESULTATEN Metinggegevens Datum 3/03/2009 3/03/2009 3/03/2009 3/03/2009 3/03/2009 3/03/2009 p atm (bar) 1,025 1,025 1,025 1,025 1,025 1,025 T atm ( C) Gemeten grootheden n (rpm) p oplading (bar) 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5 M uitgelezen M effectief (Nm) 36,3 41,7 42,8 43,2 43,5 39,9 λ sonde (-) 2,14 2,17 2,18 2,24 2,25 2,25 Q H2 zonder EGR (Nm³/h) 6,51 8,11 9,28 10,44 11,27 12,11 Q H2 metegr (Nm³/h) 6,51 8,11 9,28 10,44 11,27 12,11 Q air zonder EGR (Nm³/h) 33,36 41,94 48,56 56,31 60,16 65,04 Q air met EGR (Nm³/h) 33,36 41,94 48,56 56,31 60,16 65,04 λ (-) berekend 2,15 2,17 2,19 2,26 2,24 2,25 injectiedruk (bar) p voor compressor (bar) 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 0,995 p na compressor (bar) 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 2,5 Temperaturen T voorcompr ( C) T nacompr ( C) T inlaatmotor ( C) T uitlaat ( C) Compressorvermogen mlucht (kg/s) 1,20E-02 1,51E-02 1,74E-02 2,02E-02 2,16E-02 2,34E-02 mh2 (kg/s) 1,63E-04 2,03E-04 2,32E-04 2,61E-04 2,81E-04 3,02E-04 Polytrope exponent mk 1,24 1,31 1,33 1,37 1,38 1,39 Qa 1,04E-02 1,31E-02 1,51E-02 1,75E-02 1,87E-02 2,02E-02 Pt (W) Pt (W) (rendement 50%) Berekende grootheden (netto) Pe (kw) 3,6 5,2 5,9 6,5 7,5 7,3 dpe (kw) 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,2 Pnorm (kw) 3,6 5,1 5,8 6,5 7,4 7,2 BMEP (bar) 7,10 8,49 8,62 8,55 8,82 7,77 ηbt 19% 21% 21% 21% 22% 20% B (kg/h) 0,585 0,729 0,834 0,939 1,013 1,089 be (g/ ekwh) 162,0 140,6 142,6 143,8 135,4 150,1 ηvol 217,53% 227,56% 236,68% 242,79% 233,83% 229,60% Leveringsgraad λl 220,43% 230,60% 239,84% 246,03% 236,95% 232,66% dbmep (bar) 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 db (kg/h) 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 dηbt 0,70% 0,66% 0,61% 0,58% 0,58% 0,56% dbe (g/ekwh) 6,16 4,38 4,13 3,98 3,57 4,22 Berekende grootheden (bruto) Pe (kw) 5,70 7,86 8,96 10,17 11,39 11,49 Pnorm (kw) 5,65 7,80 8,89 10,08 11,30 11,39 BMEP (bar) 11,19 12,87 13,20 13,32 13,43 12,31 ηbt 29% 32% 32% 33% 34% 32% Emissies voor TWC NOx (ppm) Emissies na TWC NOx (ppm) Conversiegraad 25,81% 2,38% 2,94% -2,38% 2,82% 2,94% 118

136 BIJLAGE G. MEETRESULTATEN Metinggegevens Datum 21/03/ /03/ /03/ /03/ /03/ /03/ /03/ /03/2009 1/04/2009 1/04/2009 1/04/2009 1/04/2009 1/04/2009 1/04/2009 3/04/2009 3/04/2009 3/04/2009 p atm (bar) 1,029 1,029 1,029 1,029 1,029 1,029 1,029 1,029 1,021 1,021 1,021 1,021 1,021 1,021 1,016 1,016 1,016 T atm ( C) 21,8 21,8 21,8 21,8 21,8 21,8 21,8 21, NO x (ppm) Gemeten grootheden n (rpm) EGR% 45% 42% 27% 25% 34% 30% 31% 32% 25% 11% 6% 0% 0% 0% 0% 6% 17% p oplading (bar) ,5 0,5 0,5 1 0,7 0,7 0,7 0,7 0,7 M uitgelezen zonder EGR M uitgelezen met EGR M effectief met EGR (Nm) 13,8 15,2 16,3 16,7 16,0 14,9 13,1 14,9 31,6 34,8 34,8 48,2 41,7 42,1 41,3 39,9 38,8 λ sonde(-) 0,97 0,97 0,99 0,98 1 0,98 0,9 1 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97 Q H2 zonder EGR (Nm³/h) 4,99 4,99 5,09 5,09 6,1 6,47 7,02 8,1 8 10,7 13, ,14 12,44 9,04 12,24 15,4 Q H2 met EGR (Nm³/h) 2,87 3,59 3,68 3,92 4,2 4,41 4,64 5,49 6,01 10,13 12,93 12,03 12,7 Q air zonder EGR(Nm³/h) 11,94 11,94 12,49 12,49 14,7 15,41 16,08 18,97 18,96 25,14 32,06 26,24 21,62 27,05 21,49 29,28 36,95 Q air met EGR (Nm³/h) 6,55 6,87 9,04 8,97 9,64 10,1 10,65 12,98 14,21 23,78 32,52 27,18 33,82 λ berekend met EGR (-) 0,96 0,80 1,03 0,96 0,96 0,96 0,96 0,99 0,99 0,99 1,06 #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 0,95 1,12 injectiedruk (bar) ,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5 p voor compressor zonder EGR (bar, relatief) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT -0,214-0,157-0,142-0,117-0,122-0,002-0,022-0,137-0,224 p voor compressor (bar) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT 0,786 0,843 0,858 0,883 0,878 0,998 0,978 0,863 0,776 p voor compressor met EGR (bar, relatief) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT -0,12-0,14-0,14-0,119-0,185 p voor compressor zonder EGR (bar, relatief) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT 0,88 0,86 0,86 0,881 0,815 p na compressor zonder EGR (bar) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT 1,52 1,54 1,507 2,074 1,712 1,732 1,7 1,72 1,7 p na compressor met EGR (bar) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT 1,52 1,51 1,6 1,7 1,7 Temperaturen (zonder EGR) T voorcompr ( C) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT T nacompr ( C) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT T inlaat ( C) T uitlaat ( C) , ,7 660 Temperaturen (met EGR) T voorcompr ( C) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT T nacompr ( C) NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT NVT T inlaat ( C) T uitlaat ( C) , T EGR( C) Compressorvermogen (zonder EGR) mlucht (kg/s) 4,29E-03 4,29E-03 4,49E-03 4,49E-03 5,28E-03 5,53E-03 5,78E-03 6,81E-03 6,81E-03 9,03E-03 1,15E-02 9,42E-03 7,77E-03 9,72E-03 7,72E-03 1,05E-02 1,33E-02 mh2 (kg/s) 1,25E-04 1,25E-04 1,27E-04 1,27E-04 1,52E-04 1,62E-04 1,75E-04 2,02E-04 2,00E-04 2,67E-04 3,36E-04 2,75E-04 2,28E-04 3,11E-04 2,26E-04 3,06E-04 3,85E-04 MWlucht (kg/mol) 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 MWgeheel (kg/mol) 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 Polytrope exponent mk #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! 1,12 1,16 1,26 1,00 1,37 1,50 1,20 1,29 1,32 Megr (kg/uur) 0, , , , , , , , , Qa #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! 7,32E-03 9,17E-03 1,15E-02 9,05E-03 7,47E-03 8,17E-03 6,76E-03 1,06E-02 1,49E-02 Pt (W) #WAARDE! Compressorvermogen (met EGR) mlucht (kg/s) 2,35E-03 2,47E-03 3,25E-03 3,22E-03 3,46E-03 3,63E-03 3,83E-03 4,66E-03 5,10E-03 8,54E-03 1,17E-02 0,00E+00 0,00E+00 0,00E+00 0,00E+00 9,76E-03 1,21E-02 mh2 (kg/s) 7,17E-05 8,97E-05 9,19E-05 9,79E-05 1,05E-04 1,10E-04 1,16E-04 1,37E-04 1,50E-04 2,53E-04 3,23E-04 0,00E+00 0,00E+00 0,00E+00 0,00E+00 3,00E-04 3,17E-04 MWegr (kg/mol) 2,70E-02 2,70E-02 2,71E-02 2,71E-02 2,71E-02 2,71E-02 2,71E-02 2,71E-02 2,45E-02 2,45E-02 2,47E-02 #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 2,44E-02 2,49E-02 MWlucht (kg/mol) 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 2,90E-02 MWgeheel (kg/mol) 2,13E-02 2,13E-02 2,14E-02 2,14E-02 2,14E-02 2,14E-02 2,14E-02 2,14E-02 2,79E-02 2,84E-02 2,87E-02 #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 2,87E-02 2,83E-02 R (J/ kg K) #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! Polytrope exponent mk NVT NVT NVT NVT #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! 1,28 1,24 1,32 #GETAL! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 1,33 1,29 Megr (kg/uur) 0, , , , , , , , ,71E-03 1,14E-03 7,42E-04 0,00E+00 0,00E+00 0,00E+00 0,00E+00 6,06E-04 2,54E-03 Qa #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! #WAARDE! 6,84E-03 9,85E-03 1,25E-02 #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 1,03E-02 1,61E-02 Pt (W) #GETAL! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0!

137 BIJLAGE G. MEETRESULTATEN Berekende grootheden (zonder EGR) Pe (kw) 4,1 4,1 4,2 4,2 4,9 5,1 5,5 6,2 6,1 7,5 10,0 7,7 6,9 8,9 7,0 8,6 10,6 Pe bruto (kw) 4,1 4,1 4,2 4,2 4,9 5,1 5,5 6,2 5,9 8,2 10,9 9,1 7,9 9,9 7,8 9,4 12,2 dpe (kw) 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,0 0,2 0,2 0,1 0,1 0,2 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 Pnorm (kw) 4,1 4,1 4,1 4,1 4,8 5,1 5,5 6,1 6,1 7,5 9,9 7,7 6,9 8,9 7,0 8,6 10,6 BMEP (bar) 6,71 6,71 6,15 6,15 6,38 6,04 5,93 6,04 10,02 9,81 9,81 12,65 11,30 11,69 11,50 11,31 10,45 BMEP bruto (bar) 6,71 6,71 6,15 6,15 6,38 6,04 5,93 6,04 9,74 10,74 10,74 14,88 12,87 12,98 12,76 12,31 11,97 η BT (%) 27% 27% 27% 27% 27% 26% 26% 25% 26% 23% 25% 23% 25% 24% 26% 24% 23% B (kg/h) 0,449 0,449 0,458 0,458 0,548 0,582 0,631 0,728 0,719 0,962 1,208 0,989 0,822 1,118 0,813 1,100 1,385 be (g/ ekwh) 109,4 109,4 109,5 109,5 112,6 113,4 114,0 118,4 117,5 128,5 121,0 128,0 119,1 125,3 115,6 127,4 130,1 Leveringsgraad λl 77,7% 77,7% 72,7% 72,9% 75,9% 72,0% 70,1% 73,5% 123,5% 131,0% 125,3% 170,9% 140,8% 141,3% 139,9% 152,5% 144,3% dbmep (bar) 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,00 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 db (kg/h) 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 dηbt (%) 1,25% 1,25% 1,27% 1,27% 1,10% 0,74% 1,06% 0,96% 0,74% 0,59% 0,57% 0,51% 0,65% 0,51% 0,66% 0,52% 0,49% dbe (g/ekwh) 4,97 4,97 5,09 5,09 4,66 3,16 4,61 4,48 3,42 3,25 2,80 2,81 3,05 2,69 2,96 2,80 2,76 Berekende grootheden (met EGR) Pe (kw) 2,6 2,9 3,4 3,5 3,8 3,9 3,8 4,7 5,2 7,2 9,5 #GETAL! #DEEL/0! 0,0 0,0 8,1 10,1 Pe bruto (kw) 2,6 2,9 3,4 3,5 3,8 3,9 3,8 4,7 5,9 8,2 10,9 9,4 12,2 dpe (kw) 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,2 0,2 0,2 0,1 0,1 0,2 0,1 0,1 0,0 0,0 0,1 0,2 Pnorm (kw) 2,6 2,8 3,4 3,5 3,7 3,8 3,7 4,6 5,2 7,2 9,5 7,7 #DEEL/0! #VERW! 7,0 8,1 10,1 BMEP (bar) 4,25 4,70 5,04 5,15 4,92 4,59 4,03 4,59 8,59 9,42 9,33 12,65 #DEEL/0! #DEEL/0! 11,50 10,55 9,91 BMEP bruto (bar) 4,25 4,70 5,04 5,15 4,92 4,59 4,03 4,59 9,74 10,74 10,74 14,88 12,76 12,31 11,97 η BT (%) 30% 27% 31% 30% 30% 29% 27% 28% 29% 24% 25% 23% #DEEL/0! #DEEL/0! 26% 22% 27% B (kg/h) 0,258 0,323 0,331 0,352 0,378 0,397 0,417 0,494 0,540 0,911 1,163 0,000 0,000 #DEEL/0! #DEEL/0! 1,082 1,142 be (g/ ekwh) 99,3 112,4 96,8 100,9 100,4 101,8 110,9 105,7 102,9 126,5 122,4 128,0 #DEEL/0! #DEEL/0! 115,6 134,2 113,2 Leveringsgraad λl 76,98% 78,29% 72,31% 69,85% 75,87% 67,81% 67,68% 73,84% 122,59% 139,99% 134,70% 170,86% 140,81% 141,29% 139,94% 150,35% 158,58% dbmep (bar) 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,19 0,00 0,00 0,19 0,19 db (kg/h) 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 dηbt (%) 2,31% 1,70% 1,90% 1,73% 1,70% 1,69% 1,63% 1,48% 1,08% 0,63% 0,59% #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 0,52% 0,62% dbe (g/ekwh) 7,58 7,17 5,92 5,88 5,73 5,85 6,67 5,49 3,80 3,35 2,97 #GETAL! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 3,10 2,65 EGR% Debietsmeting Megr (kg/uur) 7,16 6,68 4,59 4,66 6,71 7,05 7,23 7,98 6,16 1,79-0,54 #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 2,76 4,10 EGR% 45% 42% 28% 28% 34% 34% 34% 32% 25% 5% -1% #DEEL/0! 0% 0% 0% 7% 8% Zuurstofpercentage MWegr (g/mol) 24,39 23,71 24,65 24,40 24,41 24,40 24,41 24,51 24,51 24,49 24,73 #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 24,35 24,92 Megr (kg/uur) 7,00 6,80 4,49 3,95 6,70 5,85 6,51 8,08 6,14 4,10 2,67 #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! #DEEL/0! 2,18 9,14 EGR% 45% 42% 27% 25% 34% 30% 31% 32% 24,51% 11% 6% #DEEL/0! 0% 0% 0% 6% 17% Emissies na TWC (met EGR) Nox (ppm) O2 concentratie (vol%) 1,32 1,23 1,28 1,11 1,12 1,01 1,13 1,04 1,11 1,08 0,67 0,54 0,43 Emissies voor TWC (met EGR) Nox (ppm) O2 concentratie (vol%) 1,01 1,03 0,97 0,98 1,01 0,95 0,97 0,99 0,87 0,93 0,39 0,3 0,38 Emissies na twc (zonder EGR) Nox (ppm) _ 700 max , O2 concentratie (vol%) 1,16 1,18 1,08 1,04 0,95 0,66 0,24 0,52 0,56 0,61 0,54 3,12 3,33 0,08 0,83 0,66 0,71 TWC Conversiegraad (met EGR) 23,21% -3,49% 59,15% 54,55% 2,08% 16,36% -2,99% 2,04% 70,93% 94,84% 95,97% 97,63% 90,20% 120

138 BIJLAGE G. MEETRESULTATEN G.2 VOLVO-proefstand De meetresultaten van het experimentele onderzoek naar variabele kleppentiming op de VOLVO-proefstand ( 6.4) bevinden zich in onderstaande tabel. Deze is eveneens te vinden in bijgeleverde CD-R, samen met de drukmetingen. 121

139 BIJLAGE G. MEETRESULTATEN Gemeten grootheden toerental (rpm) TP (%) M uitgelezen ( Nm) 65,8 66,7 66, ,1 70,8 72,5 72,2 72,6 71,4 69,6 67,8 M avg (Nm) 66,25 67,75 69,55 71,65 72, ,6 67,8 klepvervroeging ( kh BTDC) λ (-) gemeten 2,01 2,02 2,03 2,01 2,06 2,03 2,09 2,08 2,13 2,15 2,13 2,17 2,19 λ (-) berekend 1,97 1,94 2,02 1,99 2,00 1,97 2,01 1,99 2,02 2,06 2,06 2,05 2,06 λ (-) avg 1,99 2,01 1,98 2,04 2,07 2,10 2,11 2,13 MBT-timing ( kh BTDC) Q H2 (Nm³/h) 17,5 17,7 17, ,1 18,1 18,4 18,6 18,6 18,3 18,3 18,5 18,7 MAF (g/s) ,8 31,2 31,5 31,1 32,3 32,3 32,7 32,9 32, ,6 injectiedruk (bar) 1,7 1,7 1,7 1,7 1,7 1,7 1,7 1,7 1,7 1,7 1,7 1,7 NO x (ppm) NO x (ppm) gemiddeld ,5 96, Tuitlaat Berekende grootheden η vol (%) 75,5% 75,7% 77,2% 78,4% 79,1% 78,3% 81,0% 81,2% 82,0% 82,2% 82,0% 82,5% 83,9% Gemiddelde 75,6% 77,8% 78,7% 81,1% 82,0% 82,1% 82,5% P e (kw) 17,2 17,5 17,4 18,1 18,1 18,4 18,5 19,0 18,9 19,0 18,7 18,2 17,7 Gemiddelde 17,3 17,7 18,2 18,8 18,9 18,7 18,2 17,7 bmep (bar) 4,64 4,70 4,69 4,86 4,86 4,94 4,99 5,11 5,09 5,12 5,03 4,91 4,78 Gemiddelde 4,67 4,77 4,90 5,05 5,09 5,12 5,03 4,91 4,78 b e (g/ekwh) 91,34 91,14 90,38 89,59 90,09 88,67 89,25 88,11 88,47 86,57 88,02 91,29 94,72 Gemiddelde 91,24 89,98 89,38 88,68 88,47 86,57 88,02 91,29 94,72 η e (%) 32,8% 32,9% 33,2% 33,5% 33,3% 33,8% 33,6% 34,0% 33,9% 34,7% 34,1% 32,9% 31,7% Drukfile (.prn) 2500_4 2500_ _ _ _ _ _ _40 Berekende nauwkeurigheden dp e (kw) 0,03 0,03 0,03 0,04 0,04 0,04 0,04 0,04 0,04 0,04 0,04 0,04 0,04 dη e (%) 0,34% 0,34% 0,35% 0,34% 0,34% 0,34% 0,34% 0,34% 0,34% 0,35% 0,34% 0,33% 0,31% dη vol (%) 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% 0,08% dλ (-) 0,02 0,02 0,03 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 0,02 122

140 Bijlage H Koppakking Vermits de koppakking het tweemaal begeven heeft, telkens op eenzelfde plaats, was het aan te raden om verstevigingsribben te voorzien ter hoogte van de koelkanalen. Dit om te vermijden dat de pakking vroegtijdig de geest zou geven bij volgende metingen. Ook werd geopteerd voor een steviger materiaal d.m.v. een koperlaag te voorzien op de pakking. Figuur H.1: Koppakking oud (links) en nieuw (rechts) 123

141 Bijlage I Relatieve vochtigheidssensor De foutanalyse op de EGR-berekeningsmethode met relatieve vochtigheid ( 5.4.4) wordt gebaseerd op het gebruik van onderstaande industriële sensor. Een volledige brochure is te vinden in bijgeleverde CD-R. 124

142 EE32/33 Series Humidity / Temperature Transmitter for High Humidity and Chemical Applications The highly accurate EE32/33 series are designed for fast and reliable measurement of relative humidity / dew point temperature / absolute humidity /...under the most demanding conditions. Neither condensation nor heavy chemical pollutions will affect prompt and reliable measurements. Process pressures as high as 100 bar (1450 psi) and continuous high humidity are also no problem for the EE32/33 series. The core of the EE32/33 series is the new monolithic measurement cell type HMC1, manufactured in thin-film technology by E+E Elektronik. Chemical contamination and also condensation will actually evaporate due to the innovative design of the HMC1 measurement cell. The monolithic construction of the sensor allows a fast return to normal conditions and a continuation of the measurement. Additionally, with the inimitable E+E sensor coating the HMC1 measurement cell is even better protected against corrosive and short-circuit-causing conductive soils. Distinctive models and mounting versions allow the EE32/33 series to be utilized in numerous applications: heated, monolithic measurement cell EE32/33-MFTA - Measurement of relative humidity during temporary condensation: the measurement cell is briefly heated, but very intense - Measurement of dew point temperature at continuous high humidity (EE33 only): the measurement cell is controlled and heated continuously - Measurement of relative humidity at continuous high humidity: the measurement cell is controlled and heated continuously; an additional temperature sensor is added - Measurement of relative humidity at high chemical exposure and average humidity: the measurement cell is briefly heated, but very intense - Measurement of relative humidity at process pressure up to 100bar (1450psi) and average humidity: the measurement cell is installed in a special high pressure probe EE32/33-MFTC EE32/33-MFTD EE33-MFTK EE32/33-MFTE EE32/33-MFTI The configuration software included in the scope of supply allows user friendly setup of the operation / sensor heating mode as well as selection and adjustment of the electrical outputs. Model A - wall mounting B - duct mounting C - remote sensing probe up to 120 C (248 F) D - remote sensing probe up to 180 C (356 F) E - remote sensing probe, pressure tight up to 20bar (300psi) I - remote sensing probe, pressure tight up to 100bar (1450psi) J - 2 remote sensing probes (RH-measurement), pressure tight up to 20bar (300psi) K - remote sensing probe (Td-measurement) pressure tight up to 20bar (300psi) Typical Applications pharmaceutical and food industry dryers for ceramics, wood, concrete, polyester, etc mushroom farms high-humidity storage rooms climate, test and curing chambers meteorology v1.3 1 EE32/33-MFTJ Environmental Conditions chemical pollution, temporary condensation chemical pollution, temporary condensation chemical pollution, temporary condensation chemical pollution, temporary condensation chemical pollution, temporary condensation chemical pollution, temporary condensation continuous high humidity and condensation continuous high humidity and condensation Features heated, monolithic measurement cell working range % RH / C ( F) measurement near condensation fast recovery after condensation chemical purge after chemical exposure pressure tight up to 100bar (1450psi) calculation of additional physical quantities optional sensor coating traceable calibration EE32/33

143 Technical Data EE33 Measurement values Relative humidity Humidity sensor 1) heated, monolithic measurement cell HMC1 Working range 1) % RH Accuracy *) (including hysteresis, non-linearity and repeatability, traceable to intern. standards, administrated by NIST, PTB, BEV...) C ( F) 90% RH ± ( %*mv) % RH C ( F) 90% RH ± 2.3% RH C ( F) ± ( %*mv) % RH C ( F) ± ( %*mv) % RH Temperature dependence of electronics typ. ± 0.01% RH/ C (0.0055% RH/ F) Response time with metal grid filter at 20 C (68 F) / t 90 < 15s Temperature Temperature sensor element monolithic measurement cell HMC1 Working range sensing head EE33-MFTA: C ( F) EE33-MFTB: C ( F) EE33-MFTC: C ( F) EE33-MFTD/E/I/J/K: C ( F) Accuracy C C Temperature dependence of electronics typ. ± C/ C External temperature probe Pt1000 (DIN A) Outputs 2) Two freely selectable and scaleable analogue outputs 0-1V -1mA < I L < 1mA 0-5V -1mA < I L < 1mA 0-10V -1mA < I L < 1mA 4-20mA R L < 500 Ohm 0-20mA R L < 500 Ohm Digital interface RS232 optional: RS485 or ethernet Max. adjustable measurement range 2)3) from to unit EE33-A EE33-B EE33-C EE33-D/E/I/J EE33-K Humidity RH / % rf Temperature T -40 (-40) 60 (140) 80 (176) 120 (248) 180 (356) / C ( F) Dew point temperature Td -40 (-40) 60 (140) 80 (176) 100 (212) 100 (212) 100 (212) C ( F) Frost point temperature Tf -40 (-40) 0 (32) 0 (32) 0 (32) 0 (32) 0 (32) C ( F) Wet bulb temperature Tw 0 (32) 60 (140) 80 (176) 100 (212) 100 (212) / C ( F) Water vapour partial pressure e 0 (0) 200 (3) 500 (7.5) 1100 (15) 1100 (15) / mbar (psi) Mixture ratio r 0 (0) 425 (2900) 999 (9999) 999 (9999) 999 (9999) / g/kg (gr/lb) Absolute humidity dv 0 (0) 150 (60) 300 (120) 700 (300) 700 (300) / g/m 3 (gr/f³) Specific enthalpy h 0 (0) 400 (50000) 1000 (375000) 2800 (999999) 2800 (999999) / kj/kg (lbf/lb) General Supply voltage V DC V AC (optional V AC, 50/60Hz) Current consumption - 2x voltage output for 24V DC/AC: typ. 40mA / 80mA - 2x current output typ. 80mA / 160mA Pressure range for pressure tight probe EE33-MFTEx/Jx/Kx: bar ( psi) EE33-MFTIx: bar ( psi) System requirements for software WINDOWS 2000 or later; serial interface Housing / protection class Al Si 9 Cu 3 / IP65; (Nema 4) Cable gland M16 x 1.5 cable Ø mm ( ) Electrical connection screw terminals up to max. 1.5mm² (AWG 16) Working and storage temperature range of electronics C ( F) C ( F) - housing with display Electromagnetic compatibility according to EN EN ICES-003 ClassB Industrial Environment FCC Part15 ClassB 1) Refer to the working range of the humidity sensor. 2) Can be easily changed by software. 3) Refer to accuracies of calculated values (page 152) *) The accuracy statement includes the uncertainty of the factory calibration with an enhancement factor k=2 (2-times standard deviation). The accuracy was calculated in accordance with EA-4/02 and with regard to GUM (Guide to the Expression of Uncertainty in Measurement). EE33 4

144 Bijlage J Waterstofsensor Bij het zoeken naar een veiligheidssysteem om EGR te kunnen toepassen ( 4.1.2) lag de keuze in het aanpassen van het vroegere beveiligingsschema of het zoeken naar een alternatieve H 2 -sensor. Een mogelijke H 2 -sensor die geschikt is voor deze toepassing betreft de HY - OPTIMA In-line Process Monitor model no

145 Technical Data and Specifications HY - OPTIMA In-line Process Monitor model no. 700 Sensor Performance Specifications Electrical Interface Options Hydrogen sensitivity range: ~4 to torr hydrogen (approximately 0.5% at 1 atm to 100%Vol at 193 psia) on a volume basis in a single or multi-componet gas background Power : 8-13 VDC Analog output: 4-20 ma or 0-5 V factory configured Relay outputs - NO and NC terminals available, 1A capacity at 30 VDC Serial Interface: ASCII, RS-485 / RS-232 factory configured Optional Remote Display Hydrogen accuracy Including repeatability and linearity Accuracy: ±3% of indication ±2000ppm (i.e. ±0.5 % H2 at 10% H2 ±3.2% H2 at 100 % H2) Response Time: t90 30 s max. Water Ingress Protection: IP64 Calibration Period: 3 months Product life expectency: 10 yrs. Operating Conditions Temperature Process Gas: Ambient Operating: Storage: Flow Rate: Pressure: Mechanical Interface Options NPT SAE/MS ANSI Flange Metal Face Seal (others available) Dimensions Dimensions in inches 20 to +150 C Length: to +40 C Width: to +50 C Depth: to 5 slpm (0.02 SCFH to 10 SCFH) 0 to 14 bar gauge (0 to 200 psig) HY Optima is a registered trademark of H2scan Specifications subject to change without prior notice. H2scan catalog Westinghouse Place, Ste. 100, Valencia, CA Tel: Fax: sales@h2scan.com