Onderzoek naar strategieën om de NO x -uitstoot te reduceren bij een waterstofverbrandingsmotor

Transcriptie

1 Faculteit Ingenieurswetenschappen Vakgroep voor Mechanica van Stroming, Warmte en Verbranding Laboratorium voor Vervoertechniek Directeur: Prof. Dr. Ir. R. SIERENS Onderzoek naar strategieën om de NO x -uitstoot te reduceren bij een waterstofverbrandingsmotor door Jonathan Rollier & David Steen Promotor: Prof. Dr. Ir. R. SIERENS Scriptiebegeleiders: Dr. Ir. S. VERHELST en Ir. S. VERSTRAETEN Scriptie ingediend tot het behalen van de academische graad van burgerlijk werktuigkundig-elektrotechnisch ingenieur Academiejaar

2 Voorwoord Voor we de lezer loslaten op deze scriptie hadden we graag een aantal mensen bedankt. Zonder hen zou deze scriptie er niet gekomen zijn, zij verdienen dan ook een plaats vooraan deze scriptie. Graag danken we onze promotor, Prof. Dr. Ir. R. Sierens, voor het aanbieden van het onderwerp en het ter beschikking stellen van de proefstand in het laboratorium voor vervoertechniek. De bijstand, deskundige hulp en interesse in de werkzaamheden werden door ons steeds zeer op prijs gesteld. Ook het mogelijk maken van de trip naar het BMW Engineering Center in München werd zeer geapprecieerd. Onze begeleider, Dr. Ir. S. Verhelst, stond steeds paraat wanneer de nood het hoogst was. De weg naar zijn bureau kennen we al van buiten. Een luisterend oor en een belangrijk tipgever. We danken hem nogmaals voor het diner in het hartje van Beieren en de talrijke raadgevingen. Wij danken Ir. S. Verstraeten voor de raadgevingen en intresse. We mochten hem altijd onze problemen voorleggen. Speciale dank aan Dhr. René Janssens, de mechanicaspecialist ter zake. Zijn technische inzichten waren altijd zeer welkom. Wij appreciëren ten zeerste wat hij voor ons en de proefstand gedaan heeft. Zelfs in zeer (over-)drukke tijden en wanneer de situatie soms uitzichtloos was stond hij paraat. Voor elektronicaproblemen konden we altijd bij Dhr. Patrick De Pue terecht. Wij danken hem voor het vele zoekwerk en de realisatie van talrijke oplossingen. Van aardingen leggen tot nazien van encoders, leidingen en aansluitingen, alles gebeurde met de glimlach. Tot slot bedanken we onze ouders voor de zorgen en ondersteuning, onze collega s voor de goede samenwerking en vrienden voor het aanhoren van onze verhalen en problemen. Ze hebben zeker nog een rondje van ons tegoed! Jonathan Rollier & David Steen, 22 mei 2006

3 Toelating tot bruikleen 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. Jonathan Rollier, mei 2006 David Steen, mei 2006

4 Onderzoek naar strategieën om de NO x -uitstoot te reduceren bij een waterstofverbrandingsmotor door Jonathan Rollier & David Steen Scriptie ingediend tot het behalen van de academische graad van burgerlijk werktuigkundig-elektrotechnisch ingenieur Academiejaar Promotor: Prof. Dr. Ir. R. SIERENS Scriptiebegeleiders: Dr. Ir. S. VERHELST en Ir. S. VERSTRAETEN Faculteit Ingenieurswetenschappen Universiteit Gent Vakgroep voor Mechanica van Stroming, Warmte en Verbranding Laboratorium voor Vervoertechniek Directeur: Prof. Dr. Ir. R. SIERENS Samenvatting Hoofdstuk 1 geeft een algemene inleiding over de waterstof ICE 1 en de huidige stand van zaken in het vakgebied. In hoofdstuk 2 bekijken we de proefopstelling van naderbij en wordt dieper ingegaan op de gebruikte meetapparatuur en problemen. Hoofdstuk 3 is de aanloop naar de toekomstige metingen. Hier wordt de aanpassing van de proefstand geschetst. In hoofdstuk 4 worden EGR 2 - en arme-mengselwerking besproken. Hoofdstuk 5 beschrijft de simulaties met Lotus Simulation Tools. In hoofdstuk 6 resumeren we de resultaten en worden de conclusies geformuleerd. Als laatste voorzien we enkele toekomstperspectieven. Trefwoorden ICE, EGR, arme-mengselwerking (lean-burn), waterstof, NO x, driewegkatalysator (TWC 3 ), CO 2 1 Internal Combustion Engine 2 Exhaust Gas Recirculation 3 Three Way Catalyst

5 Research on strategies to reduce NO x emissions on a hydrogen internal combustion engine Jonathan Rollier & David Steen Supervisor(s): Roger Sierens, Sebastian Verhelst Abstract Hydrogen, smallest element on the Mendeljev table, could be the key to our future energy needs. We will focus on hydrogen as a fuel for internal combustion engines (ICE s). The authors aim to examine several strategies to reduce NO x emissions, the only harmful components that can be found in the exhaust gases of hydrogen fueled ICE s. The effect of external exhaust gas recirculation (EGR) on indicated power output, indicated efficiency and NO x emissions was examined and compared to lean burn operation. We also experimented with changing ignition timing. To examine which effect unburned hydrogen would have on a Three Way Catalysts (TWC) conversion efficiency, experiments were conducted with EGR while working in fuel-rich conditions (λ 1). Keywords Internal Combustion Engine, Exhaust Gas Recirculation, lean-burn, hydrogen, NO x, Three Way Catalyst, CO 2 I. Introduction HYDROGEN will most likely be the fuel of the future. The CO 2 emissions emitted by today s gasoline or diesel powered cars have an undeniable effect on global warming. Whether it is used in a fuel cell or burned in an ICE, the use of hydrogen to power a car will not lead to further emissions of CO 2. If hydrogen is produced in a way that no CO 2 is emitted, for instance by electrolysis with green electricity, it is possible to ban CO 2 from our road transport needs. Within time, hydrogen will probably be used to power fuel cells, but in the immediate future hydrogen fueled ICE s make a lot more sense. Fuel cells are, for the moment, too expensive and too heavy to use in cars. The step from cars running on gasoline to cars working on hydrogen is far more realistic. Hydrogen is a very interesting fuel when it comes to load control. The high flame speeds of hydrogen mixtures and its wide flammability limits permit very lean operation. Low load conditions, with very lean operation, suit this strategy very well. The only problem with lean operation is the high NO x production under high loads. A solution to overcome the high load and intermediate load range is to use EGR. In this case part of the exhaust gases are recirculated back to the inlet of the engine. Compared to the lean burn strategy, the excess air is replaced with exhaust gases. These gases have a higher specific heat capacity (c p ) than air, this results in a higher total heat capacity of the mixture in the cylinder. This intervention causes a lower combustion temperature and also results in less NO x production. Excess air is replaced with gases that do not participate in the combustion process which results in a lower NO x production (less oxygen is available to react with N 2 ). Another advantage of using EGR is the possibility to use a TWC, because with EGR we work stoichiometric. The effect of EGR on indicated power output, indicated efficiency and NO x emissions was examined and compared to lean burn operation. The conversion efficiency of the TWC was examined, with EGR in both stoichiometric (λ = 1) and fuel-rich (λ 1) conditions. In addition to the lean burn and EGR strategies, we also examined the effect of ignition timing on indicated power output, indicated efficiency and NO x production. Delaying the ignition of the air-fuel mixture results in a lower peak burning temperature, which causes a lower NO x production. Of course delaying the ignition has its effects on power and efficiency. II. Experimental set-up EXPERIMENTS were conducted on a single-cylinder CFR 1 engine, adjusted to run on hydrogen and equipped with an EGR-system. Characteristics are given in Table I. Due to the valve timing there is already an amount of internal EGR present (estimated at 10 to 20%). Engine Speed 600 rpm Bore mm Stroke mm Cylinder volume cm 3 Compression ratio (ɛ) variable Valve Timing IVO at 17 ca ATDC IVC at 26 ca ABDC EVO at 32 ca BBDC EVC at 6 ca ATDC TABLE I Characteristics CFR engine III. EGR vs Lean burn RESULTS of the EGR and lean burn experiments are shown in Fig. 1. When working very lean (λ 1.5), the power output and efficiency for the lean burn condition are much better than for EGR. Despite this advantage lean burn is not an ideal strategy until λ 2 because of the high NO x emissions for 1.1 λ 2. EGR should be used in this region, but in our situation, EGR is only satisfactory till EGR% = 35%. For λ = there are no significant distictions in power output between EGR and lean burn, but NO x emissions are much lower for EGR. 1 Cooperative Fuel Research

6 higher than before (80% was easily reached). As a disadvantage we can mention a lower efficiency and a higher fuel consumption. Fig. 1. Power and efficiency (EGR and lean burn) IV. Influence of compression ratio (ɛ) BECAUSE of the engines variable ɛ, we were able to test different compression ratios. Results are shown in Fig. 2. Both for lean burn and EGR conditions the results were as expected. Higher ɛ means higher power output and better efficiency, although there is a operational limit for ɛ. For the CFR-engine backfire occurred while working at ɛ = 12.5 (λ = 1.2). Concerning NO x emissions we can conclude that ɛ = 10.5 is an optimal compression ratio over the largest part of the H 2 -mass flow region when working with EGR. Fig. 3. NO x emissions VI. Influence of ignition timing OTHER tests were done with variable ignition timing under lean burn conditions (λ = 1.7; ɛ = 9). As Fig. 4 shows, there is an optimum when IT = 3 (3 ca after TDC 2 ). For this optimum we get both high efficiency and low NO x emissions. The pressure diagrams for the different ignition timings, clearly indicating that delaying the ignition causes a decrease of maximum pressure, thus also a lower maximum temperature and therefore less NO x production. Fig. 4. Ignition timing Fig. 2. Efficiency (EGR and lean burn) V. NO x emissions with EGR strategy EGR results in a lower NO x production, as explained higher. The recirculated gases are cooled to about 50 C. Fig. 3 shows the results of an EGR test with the TWC connected. This test was performed under slightly rich conditions (λ = 0.95). Tests under stoichiometric conditions did not result in an expected amount of NO x reduction. In fuel-rich condition there is a certain amount of H 2 in the exhaust (H 2 is a strong reductant). Measuring the concentration of H 2 before (2 vol%) and after the TWC (0, 5 vol%), we came to the conclusion that the TWC uses H 2 to reduce NO x. Conversion ratios for NO x were much VII. Conclusions FOR the region where EGR% 35%, there is no optimal strategy for this particular engine where both NO x emissions and power output and efficiency are acceptable. When using EGR, it is advantageous to work slightly rich which results in a higher conversion efficiency from the TWC compared to stoichiometric operation. Drawback of course is a lower efficiency and higher fuel consumption. Using a higher compression ratio results in both higher indicated power output and indicated efficiency, as is to be expected. ɛ cannot be augmented infinitely, because of the backfire phenomenon. The ignition timing has an optimum where both NO x emissions are low and power and efficiency are high. 2 Top Dead Center

7 Inhoudsopgave 1 Inleiding Waarom waterstof? Waarom de waterstofverbrandingsmotor? Eigenschappen van waterstof Doel van deze scriptie Overzicht proefopstelling CFR-motor EGR-systeem Controletafel Motormanagementsysteem: MoTeC Ontstekingsbobine Potentiometer als belastingsregelaar Ontstekingsmapping Injectiemapping Thermokoppels Druksensoren Meetkast Buffervat en Veiligheid Krukhoekteller Stoorsignalen Debietmeters Katalysator Startsequentie Vooraf i

8 Het starten zelf Toerental TDC-bepaling Meetprogramma s Eerste metingen en aanpassing proefstand Situatieschets en drijfredenen Temperatuursmetingen op het bestaande EGR-systeem Aanpassing en evaluatie van de ombouw EGR & Lean-burn metingen Exhaust Gas Recirculation EGR-berekeningen Praktische bepaling van het EGR% Gasconstante van de rookgassen: R EGR Meetstrategie voor EGR-metingen Vergelijken van EGR-metingen COV: coefficient of variation Meetresultaten Backfire Definities Hoge EGR-percentages Algemene trend bij geïndiceerde grootheden Geïndiceerd vermogen Geïndiceerd rendement Invloed van ɛ op geïndiceerde grootheden Compressieverhouding en lean-burn Compressieverhouding en EGR Compressieverhouding en rendement Compressieverhouding en NO x NO x -uitstoot NO x -uitstoot tijdens EGR (λ = 1) NO x -uitstoot tijdens EGR (λ = 0, 95)

9 4.12 Invloed van het ontstekingsogenblik Temperatuur Temperatuur uitlaatgassen EGR-temperatuur Lotus Simulation Tools Inleiding Het model van de CFR-motor Simulaties Conclusies en toekomstperspectief Conclusies Toekomstperspectieven Toekomst voor de CFR-verbrandingsmotor A Injector Pulse Width Scaling - berekeningen 68 B AVL-428 sensor 71 C Druksensoren 76 D Instellen compressieverhouding (ɛ) 78 E Klassering meetbestanden 79 F Programma s 81 G Meetresultaten 83 G.1 Na aanpassing EGR systeem Lijst van figuren 114

10 Hoofdstuk 1 Inleiding 1.1 Waarom waterstof? Emissienormen beheersen de ontwikkeling van hedendaagse verbrandingsmotoren. Bij de verbranding van koolwaterstoffen worden immers veel schadelijke stoffen vrijgesteld. Hedendaags slaagt men er al in om via ingewikkelde motormanagementsystemen en met behulp van katalysatoren een groot deel van deze schadelijke emissies te vermijden, [1]. Er rijdt echter een toenemend aantal wagens rond op deze planeet (nu al zo n 800 miljoen), en die zijn niet allemaal met de nieuwste technologie uitgerust. Men zegt wel eens dat twintig procent van de wagens voor tachtig procent van de vervuiling zorgt. Een inherent probleem bij het verbranden van koolwaterstoffen is echter dat er altijd koolstofdioxide vrijkomt. Dit is de belangrijkste bijdrager tot het broeikaseffect. CO 2 blijft een aanhoudend probleem. Europa heeft dit ook beseft: tegen 2010 moet alle benzine en diesel minimaal 5, 75% biobrandstof bevatten, [2]. De redenering is eenvoudig: de planten waaruit de brandstof wordt gewonnen nemen tijdens hun leven de CO 2 op die tijdens de verbranding wordt uitgestoten, zodat het netto effect nul is. Het is duidelijk dat dit slechts een zeer beperkte oplossing is voor het probleem. Niet alleen gaat het hier slechts om een beperkt percentage, men moet er ook rekening mee houden dat voor een overgang op biobrandstoffen een enorme oppervlakte landbouwgrond noodzakelijk is. Naast milieuvervuiling moet er ook aan gedacht worden dat onze olievoorraden eindig zijn. Niet alleen zou het erg egoïstisch zijn om al deze olie op te gebruiken, olie kan ook op veel interessantere manieren gebruikt worden dan het gewoon te verbranden, zoals voor de productie van kunststoffen. 1

11 HOOFDSTUK 1. INLEIDING 2 Een overschakeling op waterstof is dus verstandig: bij de verbranding van waterstof in een inwendige verbrandingsmotor komen enkel NO x, H 2 O en een heel beperkte hoeveelheid koolwaterstoffen vrij (die afkomstig zijn van de gebruikte smeerolie). Via hernieuwbare energie (zoals zonne-energie, getijdenwerking, windenergie,... ) kan men CO 2 -vrije elektriciteit opwekken om dan via elektrolyse water om te vormen tot waterstof. Gezien bij de verbranding dan weer water vrijkomt bekomen we een gesloten kring-systeem waarbij vrijwel geen CO 2 uitestoten wordt. Voorlopig is de opwekking van elektriciteit op deze manier nog te duur om op grote schaal toegepast te worden. De goedkoopste manier om waterstof te maken is op dit ogenblik het reformen van methaan via stoom. Hierbij kunnen CO 2 -emissies echter niet vermeden worden, zoals blijkt uit volgende formules, [1]: CH 4 + H 2 O 3H 2 + CO CO + H 2 O H 2 + CO Waarom de waterstofverbrandingsmotor? Waarom stappen we dan niet meteen over op brandstofcellen? Hierbij komt immers enkel water vrij, en hoeven we ons geen zorgen te maken over andere emissies. De reden is eenvoudig: voorlopig is de brandstofceltechnologie te duur om op korte termijn in te voeren. Ook is de brandstofcel voorlopig nog te groot en te zwaar voor het beperkte vermogen dat die kan leveren. Daarbij komen dan nog de noodzakelijke elektromotoren die voor de werkelijke aandrijving zorgen. De stap van verbrandingsmotoren op koolwaterstoffen naar verbrandingsmotoren op waterstof is veel kleiner en realistischer. Een bijkomend voordeel is dat deze eerste motoren bi-fuel motoren zullen zijn, dit wil zeggen dat ze zowel op waterstof als op benzine kunnen draaien. Hierdoor wordt het probleem van onvoldoende tankstations voor waterstof al meteen opgelost. De inwendige waterstofverbrandingsmotor is dus een logische stap om over te gaan naar een waterstofeconomie. Dat hebben ook enkele autoconstructeurs ingezien. Merken zoals BMW en Ford zijn intensief bezig met het ontwikkelen van bruikbare waterstofverbrandingsmotoren. Met directe injectie van waterstof zouden zelfs betere prestaties te bereiken zijn dan met conventionele benzinemotoren. Om praktisch bruikbaar te zijn moet echter nog gewerkt worden aan injectoren die een hoog genoeg debiet kunnen leveren, om ook bij hoge toerentallen voldoende waterstof te kunnen injecteren, [3]. Een andere strategie die BMW onderzoekt is de cryogene inspuiting van waterstof in de inlaatleiding. Daarbij wordt koude gasvormige waterstof gebruikt. Tegenwoordig hinken waterstofverbrandingsmotoren echter nog achterop ten opzichte

12 HOOFDSTUK 1. INLEIDING 3 van vergelijkbare benzinemotoren. Opslag van waterstof in de wagen is ook van cruciaal belang. Het is noodzakelijk dat een auto op waterstof ongeveer even ver raakt met een tank als een wagen op benzine. Ford gelooft in gas onder hoge druk als de beste oplossing voor mobiele toepassingen. Huidige, met koolstofvezel versterkte, tanks kunnen al drukken tot 700bar aan (in Japan reeds gecertificeerd). Bij deze hoge drukken wordt al genoeg waterstof in de wagen opgeslagen om van een redelijke autonomie te kunnen spreken. BMW daarentegen ziet als enige oplossing voor een voldoende grote autonomie het gebruik van vloeibare waterstof. Hierbij moet uiteraard in rekening gebracht worden dat het vloeibaar maken van waterstof veel energie vergt. Ook het op druk brengen van waterstof vergt energie, en doordat het om zo n klein element gaat hebben de grotere lekverliezen een negatieve invloed op het rendement van de compressoren. Op de figuur 1.1 is een recent geopend tanksta- Figuur 1.1: Tankstation Berlijn tion te zien, waar zowel benzine als waterstof kunnen getankt worden. Het gaat om een project van het CEP (Clean Energy Partnership), waar ondermeer BMW, GM/Opel, DaimlerChrysler en Ford deel van uitmaken. Het gaat om een conventioneel tankstation van Total waar het waterstofgedeelte in geïntegreerd werd. Het is al het tweede tankstation dat het CEP opricht te Berlijn, waardoor dit project, in combinatie met de zestien waterstofvoertuigen, het grootste en meest complete demonstratieproject voor de toekomstige waterstoftechnologie ter wereld is. Belangrijk om op te merken is ook het feit dat er zowel gasvormige als vloeibare waterstof kan

13 HOOFDSTUK 1. INLEIDING 4 getankt worden. 1.3 Eigenschappen van waterstof Belangrijk is de zeer kleine dichtheid van waterstof. Waterstof is erg licht dus volumineus, bij stoichiometrisch mengsel neemt waterstof ongeveer een derde in van het volume van de cilinder. Gelukkig is de verbrandingswaarde van waterstof per kg erg groot, zodat de energie-inhoud van het mengsel in de verbrandingskamer toch aanvaardbaar is (tabel 1.1). Waterstof heeft zeer Moleculair gewicht Dichtheid (bij normvoorwaarden) Gas: kg/m 3 Kooktemperatuur C Stollingstemperatuur C Viscositeit (bij normvoorwaarden) Gas: g/cm s Diffusiecoëfficiënt (bij normvoorwaarden, in stilstaande lucht) 0.61 cm 2 /s Ontvlambaarheid in lucht (vol % H 2 in lucht) 4 tot 75% Minimale ontstekingsenergie 0.02 mj Minimale zelfontstekingstemperatuur (stoichiometrisch mengsel) 858 K Adiabatische vlamtemperatuur in lucht (stoichiometrisch mengsel) 2318 K Vlamsnelheid (stoichiometrisch mengsel; p, T normvoorwaarden) 210 cm/s Onderste verbrandingswaarde 120 M J/kg Octaangetal Tabel 1.1: Eigenschappen van waterstof brede ontstekingsgrenzen. Dit wil zeggen dat er zowel zeer arm als zeer rijk kan gedraaid worden, een voordeel ten opzichte van de benzinemotor. Het vermogen van een waterstofmotor kan dus geregeld worden door het aanpassen van de ingespoten hoeveelheid waterstof. Daarbij leunt de werking sterker aan bij een dieselmotor. Groot voordeel hiervan is uiteraard het vermijden van het gebruik van een gasklep die voor verliezen zorgt. Dit wil echter niet zeggen dat er geen gasklep aanwezig is, voor bepaalde gebieden van erg lage belasting kan het gebruik van een gasklep voordelig zijn voor de stabiliteit. Ook om bij EGR toepassingen voldoende uitlaatgassen te laten terugkeren naar de cilinder kan gebruik gemaakt worden van de gasklep. Samen met deze brede ontstekingsgrenzen is de lage ontstekingsenergie verantwoordelijk voor het backfire-fenomeen. Hierbij ontsteekt het waterstof-luchtmengsel in het inlaatkanaal, waar-

14 HOOFDSTUK 1. INLEIDING 5 door een explosie ontstaat die schade kan veroorzaken. Op backfire gaan we verder in deze scriptie nog wat dieper in. Als laatste is het grote octaangetal te vermelden, waardoor de compressieverhouding vergroot kan worden. Dit levert een theoretisch rendement op dat groter is dan bij benzinemotoren. 1.4 Doel van deze scriptie Experimenteel werk gebeurde op de CFR 1 -proefstand in het Laboratorium voor Vervoertechniek. Het was de bedoeling verder onderzoek te verrichten naar de optimale strategie om NO x -uitstoot te beperken, dit komt dus neer op een vergelijking tussen lean-burn en EGR-werking. De werking van de driewegkatalysator werd onderzocht in combinatie met EGR-werking. Het was eveneens de bedoeling enkele experimentele waarden te vergelijken met waarden die met het Lotus Engine Simulation programma gesimuleerd werden. Het grote probleem (en wat emissies betreft het enige) van een waterstofverbrandingsmotor is het vrijkomen van een redelijke hoeveelheid NO x. Deze uitstoot ligt een stuk hoger dan bij de huidige verbrandingsmotoren op benzine en diesel. Manieren om deze NO x -uitstoot te reduceren zijn uitgewerkt en worden getest. Zowel ingrepen aan de bron als end of pipe -maatregelen zijn mogelijk. Bij de vorming van NO x zijn drie parameters cruciaal: tijd, temperatuur en luchtovermaat. Hoe langer het gas op een hoge temperatuur blijft hoe meer NO x gevormd wordt. Hoe lager de temperatuur, hoe minder NO x gevormd zal worden. Hoe hoger de luchtfactor, hoe hoger de zuurstofconcentratie, des te hoger de tendens tot NO x -vorming (voor λ tussen 1 en 1, 2). Dit is een probleem dat zich, door gebruik van hogere luchtfactor, ook voordoet bij dieselmotoren. NO x -productie is maximaal bij een lambda-waarde van ongeveer 1,2 (zie figuur 1.2). De vlamtemperatuur en de zuurstofconcentratie zijn dan hoog. Bij armer werken dalen de NO x - emissies zeer snel. Men moet dus arm genoeg draaien om de vlamtemperatuur te beperken en de vorming van thermische NO x in te dijken. Dit heeft echter nefaste gevolgen op het vermogen. Bij gemiddelde en hoge belasting worden de NO x -emissies te groot, waardoor beter met EGR kan gewerkt worden. Bij de CFR-motor is de factor tijd belangrijk, het betreft immers een traaglopende motor (600rpm), dus relatief gezien verblijft het gas lang in de verbrandingskamer onder hoge temperatuur, met de nodige NO x -vorming als gevolg. Omdat deze parameter constant is (want vast 1 Cooperative Fuel Research

15 HOOFDSTUK 1. INLEIDING 6 Figuur 1.2: NO x -uitstoot in functie van λ toerental), zullen we hem niet meer bekijken in wat volgt.

16 Hoofdstuk 2 Overzicht proefopstelling Bij aanvang van deze scriptie was de proefstand quasi in orde wat uitrusting betreft (over de werking hebben we het o.a. in sectie 2.3.2). De aanpassingswerken van het vorig academiejaar [4] laten nog een grote ruimte over voor nieuwe metingen zowel wat betreft EGR als armemengselwerking. De bedoeling van deze scriptie is dan ook het verderzetten van dit onderzoek en de tegenstrijdigheden (waarover later meer) van het vorige jaar verifiëren en eventueel de proefstand aanpassen zodat we realistischere metingen verkrijgen. We zullen ons vooral toespitsen op EGR werkingsregime s bij hogere temperaturen en de invloed van de katalysator op de NO x -reductie. De werking van de gasklep wordt onder de loep genomen bij hoge EGRpercentages. Verder is het de bedoeling de proefstand te simuleren met het Lotus Simulation Tools-programma en de berekende waarden te vergelijken met de experimentele resultaten. Tijdens dit overzicht willen we er op wijzen dat in de appendices van dit werk heel wat handleidingen, gegevens en ondervindingen in verband met apparatuur werden opgenomen. Dit zodat onze opvolgers een vlotte start kunnen maken en zoveel mogelijk tijd kunnen besteden aan het meten en onderzoeken. De CFR-motor doet al jaren dienst in het labo voor vervoertechniek (sedert 1952). De oorspronkelijke bedoeling van deze motor was het klopgetal bepalen van verschillende soorten brandstof. Enige jaren geleden werd de motor omgebouwd om hem op waterstof te laten draaien. Eerst werd een ombouwstudie gedaan, [5]. In tweede instantie werd een onderzoek gedaan naar de optimale plaatsing van de injector [6]. Nadien werd de motor voorzien van een primitief EGRsysteem. Vorig jaar tenslotte werd het EGR-systeem aangepast, de condensaataflaten werden weggehaald. Het is immers de bedoeling dat de gerecirculeerde uitlaat een zo hoog mogelijke 7

17 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING 8 specifieke warmtecapaciteit heeft. Water speelt daarin een cruciale rol zoals blijkt uit [4]. Tevens werd een motormanagement systeem geïnstalleerd wat een veel flexibelere instelling qua injectie en ontsteking mogelijk maakte. Ook werd een katalysator gemonteerd met het oog op onderzoek naar de reductie van NO x langs deze weg. Tenslotte werd een gasklep toegevoegd die bij hoge EGR-percentages de benodigde onderdruk moet leveren. We geven nu een korte beschrijving van de onderdelen van de proefopstelling en hun eigenschappen. 2.1 CFR-motor Figuur 2.1: CFR-motor op De eigenschappen van de motor worden in Tabel 2.1 weergegeven. Een gedetailleerde stuktekening kan worden gevonden in de handleiding van de CFR-motor [7]. De compressieverhouding is variabel en kunnen we instellen met behulp van de meetklok en een hendel. Voor het aflezen van de meetklok en het instellen van de compressieverhouding verwijzen

18 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING 9 Toerental 600 rpm Drijfstanglengte 254 mm Aantal cilinders 1 Boring mm Slag mm Slagvolume cm 3 Compressieverhouding (ɛ) variabel Tabel 2.1: Eigenschappen CFR-motor we naar Appendix D. De kleppentiming 1 zien we in Tabel 2.2. IVO IVC EVO EVC 17 ca ATDC 26 ca ABDC 32 ca BBDC 6 ca ATDC Tabel 2.2: Kleppentiming De koeling van de motor gebeurt via een eenvoudig en doeltreffend principe: de thermische sifon. De koelvloeistof (H 2 O) van de motor zal beginnen koken en verdampen. De damp zal stijgen en condenseren op de koelleidingen (die doorstroomd worden met leidingwater), druppels vormen en zo terug neervallen. Deze cyclus herhaalt zich continu tijdens het draaien. Dit systeem zorgt voor een constante bedrijfstemperatuur van de motor. 2.2 EGR-systeem Het EGR-systeem bevat als belangrijkste componenten: de koeler (een warmtewisselaar), de regelkraan (waarmee het EGR-percentage kan worden ingesteld) en de gasklep. Een schets van het systeem wordt gegeven in Figuur 2.2. Merk op dat omwille van de verwijderde condensaatafvoeren zich in het buizenstel roestvorming voordoet die opgevolgd moet worden. De ideale oplossing zou een buizenstel in IN OX zijn, maar zolang alles naar behoren werkt, wordt voortgewerkt met het bestaande systeem. 1 Opgemeten in

19 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING 10 Figuur 2.2: Schets EGR-systeem De koeler is een ander punt waar we in deze scriptie speciale aandacht zullen aan besteden. Deze bleek immers overbemeten. Er werd een poging gedaan om deze koeler aan te passen om meer realistische en stabielere EGR-temperaturen te bekomen en reproduceerbare metingen mogelijk te maken. 2.3 Controletafel Motormanagementsysteem: MoTeC Als systeem om de motor te sturen, maken we gebruik van de MoTeC M4 pro. Deze ECU 2 laat een flexibele instelling toe. Zo kan men mappings gebruiken waarin injectietijdstip en -duur kunnen worden ingesteld alsook het ontstekingsogenblik. Twee signalen zijn primordiaal voor het softwaresysteem: het REF- en SYNC-signaal. Deze geven respectievelijk de positie van de krukas en het ladingswisseling/verbrandings-moment weer (de SYNC-sensor geeft dus om de twee omwentelingen een signaal zodat verschil tussen ladingswisseling en verbranding kan worden bepaald). Beide signalen worden gegenereerd door een tandwiel (dat draait op half toerental) met 60 tanden waaruit er twee zijn weggenomen en een magnetische sensor die de tanden detecteert, figuur Engine Control Unit

20 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING Ontstekingsbobine De ontstekingsbobine is van het type met geïntegreerde transistor die door de MoTeC rechtstreeks kan worden aangestuurd. Ze bevindt zich in een kooi van Faraday om stoorsignalen door de hoge ontstekingsspanning te minimaliseren. Het rechte cilindrische deel van de kooi dat naar de bougie leidt is langs de binnenzijde nog eens extra met teflon bekleed, om een maximale afscherming te verzekeren. Ondanks alle maatregelen blijven er stoorsignalen optreden. Na heel wat probeer- en zoekwerk werd een goede plaats gevonden voor de meetkast waarbij stoorsignalen minimaal bleken te zijn (zie ook sectie 2.7.1). De meetkast wordt nu uiterst rechts van de proefstand geplaatst ter hoogte van het dempvat voor de uitlaat Potentiometer als belastingsregelaar De MAP 3 wordt gebruikt als een maat voor de belasting van de motor. Fysisch is op de proefstand de MAP-aansluiting aangesloten op een potentiometer waarmee de belasting van de motor kan worden geregeld. Een regeling 0 MAP 100kP a is daarmee mogelijk. De reeds genoemde mappings worden dan opgesteld in functie van de potentiometerstand (of dus de MAP) en het toerental. Hierdoor is de mapping voor de CFR-motor redelijk eenvoudig omdat deze aan een constant toerental van 600rpm draait. Dus afhankelijk van de instelling van de potentiometer wordt de belasting gevarïeerd en de ingestelde ontstekings- en injectiemapping doorlopen. Zo heeft men de mogelijkheid tijdens de werking van de motor, uitgaande van opgemeten rendementen en vermogens, een zekere optimalisatie van de mappings door te voeren. We bekijken even de filosofie achter de ontstekings- en injectiemapping Ontstekingsmapping Belangrijk voor het optimaliseren van de motor is de mogelijkheid om het ontstekingsogenblik in te stellen. Afhankelijk van de MAP kan een andere waarde van de voorontsteking worden ingesteld. Nogmaals ziet men het belang van het REF- en SYNC-signaal die de MoTeC het juiste moment geven waarop de motor zijn bovenste dode punt passeert. Het SYNC-signaal staat via de crip 4, het aantal graden krukhoek tussen de twee ontbrekende tanden en het BDP van de motor, in correlatie met het BDP. De crip dient in de MoTeC te worden ingesteld (huidige 3 Manifold Air Pressure 4 Crank Index Position

21 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING 12 waarde: 241, 5 ca ). Het nauwkeurig bepalen van het BDP van de motor is dus zeer belangrijk en vereist speciale aandacht, zie sectie Het is ten opzichte van het BDP dat de voorontsteking (positief in te geven) of de na-ontsteking (negatief in te geven) kunnen worden ingesteld Injectiemapping De MoTeC is zo ingesteld dat het einde van de injectie steeds op hetzelfde moment valt. Bij ons is dat op 180 ca, dus het onderste dode punt. Ongeacht de werkingstoestand (armemengselwerking of werking met rijk mengsel) zal het einde van inspuiting vast liggen en bijgevolg het injectiebegin variabel zijn. De injectieduur kan ingesteld worden via de pulse width waarmee de injector wordt aangestuurd. De pulse width wordt uitgedrukt als een percentage van de IJPU (Injector Pulse Width Scaling). Het is dat percentage dat moet worden ingesteld in de mapping. Een IJPU van 100% komt overeen met het maximale waterstofdebiet dat wordt ingespoten. Voor de CFR-motor bedraagt dit maximaal waterstofdebiet ongeveer 2, 5Nm 3 /h. Een Excel-file om de IJPU snel te berekenen is te vinden op de dataschijf die bij deze scriptie is gevoegd. De berekening zelf is opgenomen in appendix A, daar wordt eveneens uitgelegd waarom 2, 5Nm 3 /h een goede keuze is. De MAP werd evenredig gekozen met het waterstofdebiet. De MAP legt dus een bepaald waterstofdebiet vast en met dat waterstofdebiet correspondeert een bepaalde luchtfactor 5. Dit verklaart het verband tussen de potentiometer en de belasting van de motor. De gebruikte instellingen zijn weergegeven in tabel 2.3. Waarden tussen 0 en 100kP a worden verkregen door MAP (kpa) Waterstofdebiet (Nm 3 /h) λ 0 0, 5 3, , 63 1 Tabel 2.3: MAP instellingen lineair interpoleren. De injector is een aardgasinjector van Koltec-Necam 6. Een uitgebreide datasheet van het MoTeC-systeem is te vinden in de MoTeC-software zelf (kan ingelezen worden) en staat beschreven in de appendix B.2 van [4]. 5 Opm.: het verband tussen waterstofdebiet en de luchtfactor is niet lineair! 6 Onlangs veranderde het bedrijf naar Teleflex Ltd.

22 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING Thermokoppels Op de proefstand zijn 6 thermokoppels voorzien. Hiermee kunnen EGR-temperaturen voor en na de koeling gemakkelijk afgelezen worden. Naast controle van de EGR-temperaturen zijn temperaturen van inlaat, uitlaat en na de katalysator beschikbaar. Figuur 2.2 toont de plaatsing van de thermokoppels en druk pickups. De batterijspanning kan afgelezen worden op de controletafel (figuur 2.3). De waarde van UEGOsensor is normaal zichtbaar, maar deze sensor is momenteel defect. Ter vervanging is een handigere breedband λ-sonde beschikbaar. Een meetprogramma is voorhanden om alle waarden in te lezen en op een pc op te slaan. Een bedradingsschema van de thermokoppels en sensoren voor batterijspanning en UEGO-sensor kunnen gevonden worden in appendix B.1 van [4]. Figuur 2.3: Buffervat, controletafel (met thermokoppel-uitlezing en MoTeC-systeem) en meetkast 2.4 Druksensoren Drukken worden op verschillende punten opgemeten in de motor, figuur 2.2. Omdat geen rechtstreekse koppel- of vermogensmetingen mogelijk zijn, zijn drukmetingen onontbeerlijk voor de CFR-motor. De verrichte arbeid en geleverd vermogen worden uit de drukmetingen berekend.

23 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING 14 Drie druk pickups zijn voorzien. In de cilinder en uitlaat zijn piëzo-elektrische drukopnemers aanwezig. Zij maken gebruik van kwartskristallen die een elektrische lading opbouwen wanneer ze aan een druk onderworpen worden. Deze drukopnemers zijn echter niet absoluut. Zij geven enkel een relatief uitgangssignaal. Vandaar dat in de inlaat een ander soort druk pickup wordt gebruikt, de piëzoresistieve drukopnemer. Deze wordt zo dicht mogelijk bij de ingang van de cilinder geplaatst. Zijn uitgangssignaal is absoluut. Het dient dan ook als referentie voor de omrekening van de waarden van de andere drukopnemers. Voor een gedetailleerde beschrijving en types van de gebruikte druk pickups voor de CFR-motor verwijzen we naar appendix C waar uitgebreid gegevens en instellingen besproken worden. Wat de methodes betreft voor het bepalen van het absolute drukniveau in de cilinder en de uitlaat verwijzen we naar ([4], p109-p113) waar uitvoerig wordt beschreven hoe referentie-interval en breedte van referentieinterval worden gekozen voor de verwerking van de meetresultaten. Deze methodes hebben wij systematisch toegepast. 2.5 Meetkast Een meeteenheid waarmee alle metingen kunnen opgenomen worden en liefst digitaal kunnen worden weggeschreven/verwerkt vinden we in de meetkast. Het geheel omvat een pc met een DAQ 7 -kaart. Omdat meerdere groepen dezelfde meetinstrumenten nodig hebben, is alle meetapparatuur voor druk pickups, massadebiet-meters en encoderhardware samengestopt in een meetkast. De huidige configuratie heeft als ingangen (die ook in de verwerkingsprogramma s in deze volgorde worden ingelezen): Kanaal Ingang 0 Cilinderdruk 1 Uitlaatdruk 2 Inlaatdruk 3, 4, 5, 6 Vrij voor gebruik Tabel 2.4: Ingangskanalen DAQ-kaart 7 Data Acquisition

24 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING Buffervat en Veiligheid Het buffervat heeft tot doel de schommelingen in het luchtdebiet, die eigen zijn aan een motor met slechts één cilinder, op te vangen zodat een redelijke meting van het aangezogen massadebiet lucht kan worden uitgevoerd. Aan de veiligheid werd ook gedacht. Het buffervat is langs boven uitgerust met een waterstofsensor. Bij lek zal de waterstof zich een weg naar buiten zoeken en in het buffervat terechtkomen (H 2 is lichter dan lucht). De waterstofsensor is op zijn beurt aangesloten op een volledig controlesysteem met alarm. Een rechtstreekse afsluiting van de waterstoftoevoer behoort tot de mogelijkheden van het controlesysteem. Tijdens het academiejaar werd het buffervat aangepast met afsluiters en kraan omdat deze nodig zijn op de Audi-proefstand. Een nieuw detectiesysteem in de vorm van een grote kap die boven de proefopstelling hangt en waar dan in het bovenste punt een waterstofsensor zit, is ondertussen bijkomend beschikbaar. Dit verhoogt de veiligheid omdat bij het oorspronkelijke systeem andere lekken dan aan de motorinlaat niet opgespoord konden worden. Een mobiele meeteenheid van het merk Buveco is ter beschikking om eventuele lekken snel en efficiënt op te sporen. 2.7 Krukhoekteller De krukhoekteller is bevestigd op de krukas. De CAM 8 -encoder genereert per graad krukhoek en per cyclus een puls. Deze pulsen worden vervolgens naar de interpolator gezonden. Deze biedt de mogelijkheid om te interpoleren tussen twee pulsen om zo de pulstrein te verfijnen. Men kan dan kunstmatig een hogere resolutie bekomen dan één puls per graad krukhoek. Een maximum is 0.1 (d.i. 10 meetpunten per graad krukhoek). Alle metingen die we uitvoeren, zijn bij deze (hoogste) resolutie gebeurd. De krukhoekteller is essentieel om drukmetingen op te nemen. Het systeem geeft immers aan wanneer het druksignaal moet worden bemonsterd (samplesignaal) en vertelt de DAQ-kaart wanneer de volgende cyclus begint (triggersignaal). Wegens problemen met de oorspronkelijke encoder werd er besloten tijdelijk een volledig nieuw systeem te installeren van Kistler, figuur 2.4. Hiermee werden de eerste compressietests en BDP-bepaling gedaan. De oorzaak van het niet meer functioneren van de oorspronkelijke encoder bleek een defecte transistor, eindversterker en contact in de kabel. Deze encoder werd na herstel opnieuw geïnstalleerd. 8 Crank Angle Marker

25 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING 16 Figuur 2.4: Nieuwe tijdelijke krukasencoder en oorspronkelijke krukasencoder Stoorsignalen De vele stoorsignalen die we bij de eerste metingen kregen kwamen steeds op hetzelfde neer. We kregen een verlopen van de drukdiagramma s per opgemeten cyclus. Een zeer hinderlijke zaak aangezien dit de meetgegevens en resultaten vervalst. In figuur 2.5 zien we een voorbeeld Figuur 2.5: Verschuiving van de drukpieken van drukkurven (in compressiewerking) die verlopen (B) en een voorbeeld van hoe het hoort te zijn (A). Ons vermoeden is dat door een stoorsignaal afkomstig van de ontsteking een ex-

26 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING 17 tra samplepuls wordt gegenereerd waardoor de DAQ-kaart een extra waarde wegschrijft en zo de geregistreerde meetpunten opschuiven. Probleem is dat men niet weet waar dit tijdens het meten gebeurt wat een softwarematige aanpassing van de gegevens quasi onmogelijk maakt. We hebben lang naar oplossingen gezocht. Aardingen werden herbekeken en bijgevoegd, afschermingen werden geplaatst, verplaatst en aangepast, dit alles echter zonder veel succes. Als we nog even figuur 2.5 nader bekijken, dan zien we op uitvergroting (c) en (d) dat de verschuiving tussen de eerst en de laatst opgemeten cyclus ongeveer 4 ca bedraagt. 4 ca verschuiving over 30 cycli wil zeggen per cyclus 0, 133 ca verschuiving. Nu is de ingestelde resolutie bij het meten = 0.1, dit wil zeggen 10 meetpunten per graad krukhoek of per 0, 1 ca een meetpunt. Dus de aanname dat de ontsteking (die 1 maal per cyclus voorkomt) een vals samplesignaal genereert door stoorwerking zou wel kunnen kloppen (rekening houdend met de cyclische variatie). Uiteindelijk hebben we de meetkast, zoals eerder vermeld, radicaal van plaats verschoven, naar de rechterkant van de proefstand (mits aanpassing kabels). Het euvel bleek hiermee verholpen. De exacte reden hiervoor is onbekend. Wij vermoeden sterk dat de stoorsignalen, omwille van de grotere afstand, de gevoelige meetapparatuur niet meer konden beïnvloeden. Belangrijkste was dat het echte meetwerk nu kon starten. 2.8 Debietmeters Op de proefstand zijn twee debietmeters aangebracht. Eén om het luchtdebiet te meten en één om het waterstofdebiet te meten. Beide debietmeters zijn van Bronkhorst HiTech. Deze werken volgens het gloeidraadprincipe. Naarmate het debiet stijgt, koelt de draad meer af en verandert de weerstand. Zo kan het debiet worden gecorreleerd aan de weerstand. Alle debietmeters werden voor de aanvang van het nieuwe academiejaar grondig nagezien en gekalibreerd (serienummer debietmeter waterstof voor CFR: SN A/S). 2.9 Katalysator De katalysator is een driewegkatalysator (TWC 9 ) afkomstig van Bosal (referentienummer: ). De light-off temperatuur bedraagt C. Het is belangrijk te controleren of tijdens werking met λ 1 de light-off temperatuur gehaald wordt. 9 Three Way Catalyst

27 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING Startsequentie We geven hier de volledige startsequentie voor het draaien op waterstof. Uiteraard kunnen stappen overgeslagen worden indien men enkel in compressie wil werken om de apparatuur te testen. Wanneer men dit laatste beoogt, is het niet nodig het buffervat aan te sluiten of meer algemeen de controleketen voor het draaien op waterstof aan te sluiten Vooraf Volgende zaken moeten voor het starten in acht worden genomen: Connecteer het buffervat en sluit het geheel aan op het controlesysteem Vooraleer er gestart kan worden moet de elektrische hoofdschakelaar aangelegd worden (aan de achterzijde van de proefstand) De koeling van motor, druk pickups en uitlaat moet worden geactiveerd. Een zeer belangrijk punt, voornamelijk wat de druk pickups betreft (te hoge temperaturen zijn schadelijk)! De waterstoffles moet aangesloten zijn en ingesteld worden op 2bar overdruk (dit is tevens de injectiedruk) De potentiometer waarmee we de MAP kunnen instellen moet op nul staan De afzuiginstallatie voor uitlaatgassen moet worden aangelegd Controle van het koelvloeistof niveau van de motor is aangewezen (dit is pas mogelijk wanneer de motor in regime loopt) Het starten zelf Het starten kan door de schakelaar ignition op het oude controlepaneel over te halen. Hierdoor wordt de elektromotor aangelegd, die de motor in compressie laat werken (koppel is negatief). Belangrijk is dat op dat moment de druksignalen en andere meetinstrumenten worden gecontroleerd op hun goede werking. Daarna kan overgegaan worden naar een werking op waterstof. De contactsleutel van het MoTeC systeem kan worden omgedraaid (dit veronderstelt wel dat de ECU geladen is met juiste gegevens). Door aan de potentiometer te draaien kan de MAP -en dus impliciet het waterstofdebiet- ingesteld worden. Een geleidelijk opdrijven resulteert in een overname op waterstof waarbij de elektromotor als last fungeert en de motor op constant

28 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING 19 toerental houdt. Het koppel wordt vanaf dat moment positief. Een te snel opvoeren van het waterstofdebiet resulteert soms, zelfs bij grote luchtovermaat, tot backfire (dit fenomeen wordt besproken in sectie 4.6.1). Het uitschakelen kan eenvoudig gebeuren door de waterstoffles af te sluiten en de ontsteking aan te laten. De resterende waterstof in de leidingen zal nog ontbranden, daarna zal de motor in compressie gaan. Alles kan dan veilig -zonder blijvende waterstofdruk in de leidingen- worden uitgeschakeld Toerental De motor kan op twee verschillende toerentallen worden ingesteld. Dit kan op 600rpm of 900rpm. Het toerental van de motor echter is vast tijdens bedrijf. Een verandering van 600rpm naar 900rpm kan door de aandrijfriemen te verleggen. Wij hebben onze metingen steeds bij 600rpm uitgevoerd TDC-bepaling Zoals reeds aangehaald, is een nauwkeurige bepaling van het TDC 10 van cruciaal belang voor de metingen. De CAM-encoder moet dus goed geplaatst worden zodat een triggersignaal gegenereerd wordt net op het moment dat de zuiger zich in het TDC bevindt. Om het bovenste dode punt te bepalen gebruiken we een capacitieve sonde die aangebracht wordt in de cilinder. Daarna laten we de motor in compressie werken. De sensor meet het verloop op en schrijft het weg via de DAQ-kaart naar de PC, waar de gegevens verwerkt worden. Wij deden de bepaling en hebben, na bijregelen van de CAM-encoder, een TDC gemeten op gemiddeld 360, 01 ca. Resultaten staan in tabel 2.5. Hieruit kunnen we besluiten dat de CAM-encoder nauwkeurig genoeg is afgesteld om drukmetingen te doen. Voor een beschrijving van hoe de TDC-meting gebeurt, verwijzen we naar appendix B. De meting wordt er uitgelegd en er is een korte handleiding voorzien voor het gebruik van de TDC-sensor AVL-428. Op figuur 2.6 wordt het signaal getoond dat opgemeten wordt met de TDC-sensor. Rechts (B) is het volledige signaal weergegeven, links (A) zien we een uitvergroting rond het bovenste dode punt. 10 Top Dead Center

29 HOOFDSTUK 2. OVERZICHT PROEFOPSTELLING 20 Meting Nr. TDC 1 360, 0162 ca 2 360, 0099 ca 3 360, 0021 ca 4 360, 0147 ca 5 360, 0185 ca gemiddelde 360, 01 ca Tabel 2.5: Resultaten van TDC-bepaling 2.13 Meetprogramma s Figuur 2.6: Verloop opgemeten door AVL-428 sensor Een lijst met de gebruikte meetprogramma s en een woordje uitleg kan gevonden worden in appendix F.

30 Hoofdstuk 3 Eerste metingen en aanpassing proefstand 3.1 Situatieschets en drijfredenen Als we het EGR-gedeelte van de opstelling bekijken (figuur 3.1), kunnen we volgende opmerking maken: het buizensysteem is relatief zwaar uitgevoerd (het grootste gedeelte is uitgevoerd in gegalvaniseerde waterleidingsbuizen). Dit heeft uiteraard gevolgen op het vlak van thermische traagheid en warmteafgifte naar de omgeving. Figuur 3.1: EGR-circuit (koeling met leidingwater) 21

31 HOOFDSTUK 3. EERSTE METINGEN EN AANPASSING PROEFSTAND Temperatuursmetingen op het bestaande EGR-systeem Bovenvermelde beschrijving liet ons besluiten een temperatuursmeting te doen van het EGRsysteem. Hiervoor werden de thermokoppels gebruikt om de temperatuur van de rookgassen te bepalen en een oppervlaktetemperatuursensor voor het bepalen van de wandtemperaturen van de buizen. Omdat in het verleden de opmerking al was gemaakt dat de koeling van de rookgassen te hevig was, besloten we de koeler niet te doorstromen met leidingwater en ze leeg te laten lopen voor de meting begon. Een koeling van rookgassen met leidingwater van 18 graden is niet realistisch 1. Figuur 3.2 en tabel tonen de resultaten van deze meting 2. Figuur 3.2: Meetpunten oppervlaktetemperatuur (zwart); meetpunten thermokoppels (rood) Positie Regime A 115 C 120 C 128 C 137 C 155 C 211 C 225 C 251 C 252 C B 110 C 120 C 124 C 138 C 159 C 195 C 221 C 254 C 260 C C 93 C 95 C 101 C 116 C 142 C 175 C 199 C 272 C 261 C Tabel 3.1: Oppervlaktetemperatuursmeting. A: EGR-waarden startend uit lean-burnconditie waarbij luchtfactor = 1,8. B: EGR-waarden startend uit lean-burnconditie waarbij luchtfactor = 1,4. C: EGR-waarden startend uit lean-burnconditie waarbij luchtfactor = 1,2. Een eerste zaak die opvalt, is de enorme temperatuursval over het recht gedeelte van de EGRbuis. Een temperatuur hoger dan 115 C werd voor het ingaan van de rookgassen in de koeler 1 De metingen in werden bijna uitsluitend met deze zware koeling uitgevoerd 2 Excel-file: opp temp xls

32 HOOFDSTUK 3. EERSTE METINGEN EN AANPASSING PROEFSTAND 23 niet bekomen. Dit stemt overeen met een gemiddelde temperatuursval van 150 C over een stuk van ongeveer één meter. Dit is een zeer grote temperatuursval, te wijten aan de grote convectie-oppervlakte van de buis. Wanneer we dan de temperatuur van de rookgassen na de koeler bekijken bekomen we 50 à 60 C. Deze EGR-temperatuur schommelde wel sterk tijdens de metingen, zodat de waarden op positie 13 zeker niet als quasi-statische waarden kunnen worden bekeken. Positie Regime A 60 C 43 C 401 C 180 C B 58 C 48 C 418 C 150 C C 52 C 47 C 445 C 122 C Tabel 3.2: Temperatuur van de rookgassen in het EGR-buizenstel Indien we echter realistische EGR-metingen willen doen dan zouden we toch een temperatuur van 70 C willen verkrijgen op positie 13 (= EGR-temperatuur). In een voertuig zal nooit de mogelijkheid aanwezig zijn de rookgassen te koelen met leidingwater. Er zal eerder gekoeld worden met koelwater van de motor en er kan dan een temperatuur van rond de 80 graden verwacht worden. Uiteraard is een zo goed mogelijke koeling van de EGR-gassen steeds het beste voor wat het rendement van de motor betreft (de ladingsdichtheid en rendement verhogen met dalende inlaattemperatuur). Toch zal een extreme koeling zoals voorheen werd toegepast, niet mogelijk zijn in een voertuig. 3.3 Aanpassing en evaluatie van de ombouw Om het grote warmteverlies te verminderen zijn vele mogelijkheden voorhanden: een resistief opwarmingselement, een brander, een boiler of verregaande isolatie. We opteerden om de koeler (die niks anders is dan een warmtewisselaar) om te bouwen zodat die minder extreem zou koelen. Een warmwatercircuit met boiler en circulatiepomp werd geïnstalleerd. Dit zou de temperatuursval over de warmtewisselaar wat moeten drukken. Het warm water heeft tijdens circulatie een temperatuur van om en bij de 75 C. In figuur 3.3 zien we de ombouw van het koelcircuit. Een schematische schets is te zien in figuur

33 HOOFDSTUK 3. EERSTE METINGEN EN AANPASSING PROEFSTAND Twee thermokoppels werden bijgevoegd om de temperatuur van het koelwater 3 te kunnen volgen. Figuur 3.3: Aanpassing van het EGR-koelsysteem Figuur 3.4: Schema van de huidige opstelling Na de ombouw werden de EGR-temperaturen opnieuw opgemeten, de resultaten worden in tabel 3.3 weergegeven 4. Het eerste wat opviel tijdens het opmeten was dat de EGR-temperaturen (T1) 3 Het opgewarmde water uit de boiler blijft uiteraard wel koelwater voor het EGR-circuit, ondanks de hoge temperatuur. 4 Excel-file: EGR - Temperaturen xls

34 HOOFDSTUK 3. EERSTE METINGEN EN AANPASSING PROEFSTAND 25 veel minder schommelden en zich zeer stabiel gedroegen tussen de 55 C en 60 C. De temperatuur van het koelwater blijft nagenoeg constant op 75 C ( T6 T7). Positie T 1 T 2 T 3 T 5 Lean-burn startwaarde: λ = 2 58 C 45 C 407 C 164 C λ = 1, 8 58 C 42 C 404 C 149 C λ = 1, 7 58 C 41 C 408 C 149 C λ = 1, 6 58 C 39 C 417 C 143 C λ = 1, 5 56 C 37 C 428 C 139 C λ = 1, 4 56 C 37 C 437 C 131 C λ = 1, 3 54 C 38 C 443 C 118 C λ = 1, 2 50 C 43 C 451 C 106 C λ = 1, 1 44 C 45 C 457 C 88 C λ = 1, C 46 C 463 C 76 C Tabel 3.3: Temperatuur van de rookgassen in het EGR-buizenstel Bij de metingen werd steeds vertrokken van een lean-burn situatie met hoge luchtfactor. Dit wil zeggen dat vanaf de eerste instelling van de EGR-toestand (regelkraan opendraaien tot stoichiometrisch wordt verbrand), het EGR-circuit direct volledig wordt doorlopen door warme rookgassen 5. Dit heeft vanaf de eerste meting een grote opwarming van de leidingmassa tot gevolg. Resultaat hiervan is dat de volgende meetregime s, die starten met een lagere luchtfactor en dus bij EGR-werking minder doorstroming van het buizenstel vergen, niet stabiel konden worden ingesteld. De omgekeerde meting werd daarop uitgevoerd 6. Hier starten we vanuit een tamelijk rijke toestand (λ 1, 1). Als dan overgegaan wordt naar EGR-werking vergt dit slechts een minimale opening van de EGR-kraan om λ = 1 te bekomen. Een volgende lean-burn start bijvoorbeeld bij λ = 1, 3 zal bij omschakeling naar EGR-werking een grotere opening van de regelkraan eisen. Gevolg hiervan is dat de opwarming van het buizenstel langzaam gebeurt. Vooral het feit dat het buizenstel gedurende de meting constant warmer zal worden -want een steeds groter deel van de rookgassen zal worden gerecirculeerd bij stijgende lean-burn startwaarde-, zorgt voor een grote 5 De meetstrategie voor EGR-metingen wordt besproken in sectie Excel-file: EGR - Temperaturen xls

35 HOOFDSTUK 3. EERSTE METINGEN EN AANPASSING PROEFSTAND 26 stabiliteit tijdens het instellen van een EGR-regime. Als illustratie zijn in tabel 3.4 de EGR-, inlaat- en uitlaattemperatuur weergegeven bekomen met beide werkwijzen. De temperaturen zijn zeer gelijklopend. Het globaal effect is duidelijk: het buizenstel zal niet afkoelen tijdens de metingen en daardoor de volgende meting niet storen, wat in de vorige methode wel het geval was, en stabiele EGR-werkingspunten kunnen worden ingesteld. Vooral dit laatste is van groot belang. Het betekent dat de metingen reproduceerbaar worden. Alle EGR-metingen die besproken zullen worden zijn dan ook op deze manier uitgevoerd. Positie T 1 T 1 T 2 T 2 T 3 T 3 Lean-burn startwaarde: λ = 1, 8 60 C 58 C 40 C 42 C 403 C 404 C λ = 1, 6 58 C 58 C 44 C 41 C 410 C 408 C λ = 1, 5 56 C 58 C 34 C 39 C 414 C 417 C λ = 1, 4 56 C 56 C 36 C 37 C 434 C 428 C λ = 1, 3 56 C 56 C 37 C 37 C 440 C 437 C λ = 1, 2 52 C 54 C 39 C 38 C 450 C 443 C λ = 1, 1 46 C 50 C 44 C 43 C 462 C 451 C Tabel 3.4: Invloed van meetstrategie op EGR-temperaturen. ( ):strategie λ = 1, 8 1, 1; ( ):strategie λ = 1, 1 1, 8

36 Hoofdstuk 4 EGR & Lean-burn metingen Hoofddoel van deze scriptie is het vergelijken en bestuderen van EGR- en arme-mengselwerking, zowel naar vermogen en rendement als naar emissies toe. Belangrijk is stabiele meetpunten te kunnen instellen om zo de reproduceerbaarheid van de metingen te garanderen. Op de proefstand is een aftakking van de uitlaatgassen voorzien vóór en na de katalysator zodat de werking ervan kan bekeken worden. Enkel bij EGR en onder stoichiometrisch werken zal de katalysatorwerking worden onderzocht omdat deze enkel voldoende rendement haalt in de omgeving van λ 1 (enkel daar wordt de light-off temperatuur gehaald). 4.1 Exhaust Gas Recirculation Vooraleer we beginnen met het bespreken van de meetresultaten bekijken we even de redenering die achter het gebruik van EGR zit. Figuur 4.1 illustreert de verschillende werkingstoestanden van een waterstofverbrandingsmotor. We beginnen met een stoichiometrisch mengsel (λ = 1) waarbij alle lucht deelneemt aan de verbranding (a). Dan volgt de arme-mengselwerking (lean-burn toestand). In dat geval is er steeds een luchtoverschot ten opzichte van de voor stoichiometrische verbranding nodige verbrandingslucht. Dit doordat minder H 2 wordt geïnjecteerd ten opzichte van (a). Dat overschot aan lucht wordt dilutielucht genoemd (b). Bij EGR-werking wordt deze dilutielucht vervangen door gerecirculeerde uitlaatgassen (c). Een manier waarop de temperatuur van de verbranding kan worden aangepakt is via EGR- 27

37 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 28 Figuur 4.1: Dilutielucht vs EGR werking. De EGR-gassen hebben een grotere specifieke warmtecapaciteit (c p ) dan lucht zodat de totale warmtecapaciteit van het mengsel in de cilinder stijgt (ten opzichte van de leanburn situatie). De gerecirculeerde gassen nemen niet deel aan de verbranding, toch nemen ze warmte op. Resultaat is dat de verbrandingstemperatuur daalt en bijgevolg de NO x -vorming daalt. Daarbij komt dat tijdens EGR-werking, de overtollige dilutielucht (die O 2 bevat NO x - vorming mogelijk) vervangen wordt door EGR-gassen die enkel N 2 en waterdamp bevatten, zodat de mogelijkheid tot NO x -vorming daalt. 4.2 EGR-berekeningen Wanneer een motor zich in een EGR-werkingstoestand bevindt kan men deze toestand het best beschrijven door gebruik te maken van het EGR%. Dit geeft aan welk percentage van de uitlaatgassen wordt gerecirculeerd. Het wordt berekend als de verhouding van het EGRmassadebiet tot het totale massadebiet: EGR% = ṁegr ṁ tot = ṁ EGR (ṁ EGR + ṁ air + ṁ H2 ) (4.1)

38 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN Praktische bepaling van het EGR% Het EGR-massadebiet kan berekend worden uit het verschil in hoeveelheid aangezogen lucht vóór en tijdens EGR-regime: Q lucht = Q lucht,voor Q lucht,tijdens ṁ EGR = Q lucht ρ EGR Schrijven we overeenkomstig met bovenstaande vergelijking, vergelijking(4.1) uit, dan verkrijgen we: EGR% = Na deling door Q lucht ρ EGR geeft dit: EGR% = Q lucht ρ EGR ( Q lucht ρ EGR + Q lucht,tijdens ρ lucht + Q H2 ρ H2 ) (4.2) 1 ( 1 + Q lucht,tijdens ρ lucht + Q H 2 ρ ) (4.3) H2 Q lucht ρ EGR Q lucht ρ EGR Omdat de lucht- en waterstofdebieten in Nm 3 /h worden opgemeten zullen we de opgemeten debieten moeten omrekenen om ze bruikbaar te maken. Dit doen we aan de hand van: Q N,lucht ρ N,lucht = Q lucht ρ lucht Q N,H2 ρ N,H2 = Q H2 ρ H2 Hieruit volgt dat: Q lucht = Q N,lucht ρ N,lucht ρ lucht Invullen in vergelijking (4.3) geeft na vereenvoudiging: EGR% = 1 ( 1 + Q N,lucht,tijdens ρ lucht + Q N,H 2 ρ N,H2 ρ ) (4.4) lucht Q N,lucht ρ EGR Q N,lucht ρ N,lucht ρ EGR In een laatste stap maken we dankbaar gebruik van de ideale gaswet 1 : ρ lucht ρ EGR = R EGR T EGR R lucht T lucht p N ρ N,H2 ρ lucht ρ N,lucht ρ EGR = p lucht R H2 T N R lucht T lucht p N R lucht T N dan kunnen we vergelijking (4.4) vereenvoudigen tot: EGR% = ( 1 + R EGR T EGR Q N,lucht T lucht p EGR = R EGR T EGR R EGR T EGR R H2 T lucht 1 ( QN,lucht,tijdens + Q )) (4.5) N,H 2 R lucht R H2 Zo krijgen we een formule om het EGR% te te berekenen. Alle parameters in deze vergelijking zijn gekend of worden opgemeten, behalve R EGR. Die berekenen we hieronder. 1 Hierbij veronderstellen we dat p lucht = p EGR, hetgeen een redelijke aanname is

39 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN Gasconstante van de rookgassen: R EGR Eerst bekijken we de theoretische rookgassamenstelling van de gerecirculeerde uitlaatgassen bij λ = 1. Als we de verbrandingsreactie van waterstof neerschrijven en aannemen dat alle waterstof wordt verbrand, krijgen we 2 : 1 2 O N 2 + H N 2 + H 2 O De samenstelling van de uitlaatgassen is dan de volgende: N 2 [vol %] = H 2 O [vol %] 1 = We onderstellen ook dat dit de samenstelling is van de gerecirculeerde uitlaatgassen. Om de gedachten te vestigen veronderstellen we dat er 1 Nm 3 /h uitlaatgassen wordt gerecirculeerd (we tonen straks aan dat deze hoeveelheid geen invloed heeft op de waarde die we zullen bekomen voor de gasconstante van de gerecirculeerde uitlaatgassen). We rekenen de volumeconcentraties nu om naar massaconcentraties: ṁ N Nm3 h 28 kg kmol ṁ H2 O Nm3 h 18 kg kmol kmol Nm 3 18 kmol Nm 3 = kg h kg kg kmol = h Het massadebiet gerecirculeerde uitlaatgassen is dan: ṁ EGR = = kg h. Uit deze gegevens kunnen we de respectievelijke massafracties voor stikstof en water berekenen: c N2 = ṁn 2 ṁ EGR = c H2 O = ṁh 2 O ṁ EGR = De som van beide massafracties is uiteraard altijd = 1. Indien we voorheen een andere hoeveelheid gerecirculeerde gassen voorop hadden gesteld (of dus een ander EGR%), dan zouden de massafracties steeds dezelfde blijven, want die factor wordt uiteindelijk weggedeeld in bovenstaande formules voor de massafracties. De gasconstante van de gerecirculeerde rookgassen is dus onafhankelijk van het EGR%. De gasconstante van een gas kan nu eenvoudig berekend worden uit de samenstellende elementen: R = R M (4.6) 2 Hierbij is stilzwijgend verondersteld dat we de vorming van NO x verwaarlozen

40 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 31 P n i=1 Hier wordt de molaire massa M 3 gegeven door: M = 1 R = J mol K c i M i en de universele gasconstante:. Op die manier krijgen we voor de molaire massa van de rookgassen: M = 1 c H2 O M + c N 2 = H2 O M N = Zo kunnen we met (4.6) de gasconstante van de rookgassen berekenen: kg kmol (4.7) R EGR = J mol K kg kmol Deze waarde wordt gebruikt in alle EGR-berekeningen. = 338, 9 J kg K (4.8) 4.3 Meetstrategie voor EGR-metingen Voor het instellen van EGR-werkingstoestanden wordt steeds vertrokken vanuit een lean-burn situatie. Daarna wordt de regelkraan van het EGR-circuit opengedraaid tot er stoichiometrisch wordt verbrand (λ = 1). Tijdens het opendraaien van de kraan wordt de dilutielucht die aanwezig was tijdens de lean-burnconditie vervangen door gerecirculeerde uitlaatgassen en wordt een EGR-werkingstoestand bekomen. Tijdens het veranderen van regime wordt het waterstofdebiet constant gehouden. Zo wordt een EGR-regime wel degelijk vergeleken met de overeenkomstige lean-burnconditie waaruit werd gestart. Het H 2 -debiet wordt dan in de besprekingen gekozen als gemeenschappelijke referentie om vermogens, rendementen en NO x -emissies te vergelijken. Zoals reeds vermeld in sectie 3.3 werden alle EGR-metingen uitgevoerd startend met de leanburnconditie met de kleinste luchtfactor omdat dan een stabielere instelling van het werkingspunt kon bekomen worden. Er wordt dus vertrokken vanuit een situatie waarbij men tamelijk rijk draait (dicht bij λ 1, 1). Drukmetingen worden uitgevoerd en alle gegevens genoteerd. Dan openen we de EGR-kraan tot λ = 1 wordt bereikt en de toestand stabiel is 4. Wanneer zich een regime heeft ingesteld (de uitlaattemperatuur van de motor is hiervoor een goede parameter) worden drukmetingen uitgevoerd. De regelkraan wordt daarna weer gesloten en geleidelijk verminderen we het waterstofdebiet zodat zich een nieuwe lean-burnconditie instelt met een hogere luchtfactor dan voordien. Zo worden de metingen herhaald (meestal van λ 1, , 9), waarbij het EGR% steeds toeneemt. Dit wordt schematisch en kwalitatief weergegeven in figuur Gasmengsel van n gassen met elk hun massafractie c i en molaire massa M i 4 In het begin vereist dit een licht bijregelen via de EGR-kraan om een constante luchtfactor te verkrijgen. Er mag zeker niet worden bijgeregeld door meer/minder waterstof te injecteren, dit zou een latere vergelijking met de lean-burnconditie onmogelijk maken!

41 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 32 Figuur 4.2: Schets opeenvolgende stappen van de meetstrategie 4.4 Vergelijken van EGR-metingen In tegenstelling tot lean-burn metingen waar resultaten onderling worden vergeleken bij dezelfde luchtfactor kan men EGR-metingen niet vergelijken op basis van het EGR%. Men vergelijkt EGR-metingen op basis van het waterstofdebiet. Zo kan men verschillende situaties bekijken die voortkomen uit een gelijke energie-input. Het EGR% is afhankelijk van de temperatuur en deze kan verschillen van situatie tot situatie, vooral omdat twee EGR-metingen bij verschillende temperatuur en zelfde EGR% een verschillend waterstofdebiet vergen 5! Opmerking: de CFR-motor heeft van nature uit een inwendige EGR-werking gezien er zich geen klepoverlap voordoet (zie tabel 2.2). De uitlaatklep sluit nog voor het BDP tijdens de uitdrijving van de gassen. De inlaatklep opent zich tijdens de inlaatslag pas 17 na het BDP. Hierdoor blijft steeds een hoeveelheid uitlaatgassen in de cilinder achter na de uitdrijving van de rookgassen. 4.5 COV: coefficient of variation Om meetresultaten te beoordelen maken we gebruik van de COV. Die wordt telkens in de verwerking van de meetresultaten berekend. De COV wordt steeds bepaald op basis van de 5 Als T EGR, moet een groter volume gerecirculeerde rookgassen aanwezig zijn in de cilinder om hetzelfde EGR% te behalen de hoeveelheid H 2 in de cilinder moet lager liggen om hetzelfde EGR% te bereiken moet gestart worden van een armer mengsel.

42 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 33 gemiddelde geïndiceerde druk uitgemiddeld over de 30 opgemeten cycli (= IMEP 6 ). De gebruikte formules worden hieronder weergegeven: σ IMEP = 30 i=1 ( p i IMEP ) 2 COV IMEP = σ IMEP IMEP 100 Hierin stelt p i de gemiddeld geïndiceerde druk over één cyclus voor en is σ IMEP de standaardafwijking op de IMEP. De COV wordt uitgedrukt in [%] en dient om de cyclische variatie en stabiliteit van de verbranding in de motor te beoordelen. Een te hoge waarde betekent een te sterke schommeling van de gemiddelde geïndiceerde drukken, wat op zijn beurt nefast is voor het aanhouden van een constant toerental of koppel. Het criterium dat we aannemen stelt dat de COV absoluut onder de 10% moet liggen. Uiteraard geldt: hoe lager de COV hoe beter. Te hoge COV waarden betekenen dat de verbranding onstabiel is. Dit kan verschillende oorzaken hebben. De meest gekende zijn gloeiontsteking en een slechte keuze van de voorontsteking (VO). 4.6 Meetresultaten Bij de metingen werden telkens opgemeten: λ-waarde van de werkingstoestand Lucht- en waterstofdebiet Temperaturen op verschillende plaatsen Rookgassamenstelling voor katalysator (met het uitlaatgasanalysetoestel) NO x -uitstoot voor en na katalysator De injectiedruk bedroeg steeds 2bar. Het injectie-einde werd vastgelegd op 180 ca. Als het einde van de injectie vast ligt op het moment waarop de zuiger zijn ODP heeft bereikt laat dit een maximale tijd beschikbaar voor afkoeling. Dit is belangrijk met het oog op het vermijden van backfire. 6 Indicated Mean Effective Pressure

43 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN Backfire Backfire doet zich voor wanneer het aangezogen inlaatmengsel al ontsteekt nog voor de inlaatklep is gesloten. Dit gaat gepaard met een luide knal. Bij de CFR motor is meestal ook duidelijk een vlam te zien in de inlaatleiding. Het spreekt voor zich dat dit zich niet zomaar te pas en te onpas mag voordoen bij wagens op de openbare weg. Het fenomeen heeft een sterk stochastisch karakter omdat in het geval van backfire niet de bougievonk maar hot spots de ontsteking initiëren. Hot spots zijn plaatsen in de cilinder, aan de inlaatklep of aan de bougie zelf waar lokaal de temperatuur zeer hoog is. Deze plekken kunnen een voortijdige ontsteking initiëren. Het is dus van groot belang dat er voldoende gekoeld kan worden om deze hot spots te vermijden. Meestal doet backfire zich voor wanneer rijk (λ = 1) gedraaid wordt, wat zeker niet wil zeggen dat het zich in andere werkingstoestanden niet kan voordoen, integendeel! Methodes om backfire te reduceren worden volop onderzocht. Bij BMW experimenteert men met directe injectie waarbij waterstof direct in de cilinder wordt ingespoten wanneer in- en uitlaatklep gesloten zijn zodanig dat backfire niet mogelijk is. Een andere piste die wordt bekeken is de manier waarop het mengsel wordt ontstoken. Plasma-ontsteking ter vervanging van de bougie zou hot spots in de nabijheid van de bougie zowat uitschakelen, [8] Definities De berekeningen die in de verwerking van de gegevens gemaakt worden steunen allemaal op onderstaande definities. De luchtfactor wordt berekend uit de rookgassamenstelling met een breedband λ-sensor of uit de opgemeten lucht- en waterstofdebieten: λ = L w L s = m air = m H2 L s ρ air Q air ρ H2 Q H2 L s = 0, 418 Qair Q H2 (4.9) Hierin zijn L s en L w respectievelijk de voor stoichiometrische verbranding nodige luchthoeveelheid en de werkelijk aangezogen luchthoeveelheid (uitgedrukt in kg lucht kg brandstof ). Er wordt ook gebruik gemaakt van φ, de equivalence ratio, gedefinieerd als: φ = 1 λ. Wij zullen echter steeds λ gebruiken om de rijkheid van het inlaatmengsel aan te duiden. De geïndiceerde arbeid wordt berekend uit een gemiddeld drukdiagram van 30 opeenvolgende cycli: W i = 720 r i=1 (p i (V i V i 1 )) r (4.10)

44 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 35 Hierin stelt r de resolutie voor (bij ons is dit 10, d.i. 10 meetpunten per graad krukhoek). Het geïndiceerd vermogen is dan (met n het toerental): P i = W i n 2 60 (4.11) Om vermogens onder verschillende omstandigheden (atmosfeerdruk en -temperatuur) te vergelijken maken we gebruik van het genormaliseerd vermogen: P i,norm = P i p atmosfeer Tatmosfeer (4.12) Tot slot definiëren we het geïndiceerd rendement: η i = P i,norm 22, Q H2 H H2 (4.13) Hierin is H H2 de onderste verbrandingswaarde van waterstof (H H2 = 241, J mol ). 4.7 Hoge EGR-percentages Onze bedoeling is een grens op te stellen voor EGR-metingen. Tot welk EGR% kan stabiel worden gewerkt? We vertrekken hierbij uit lean-burn situaties met λ = 2, 5 en gaan zo geleidelijk naar λ = 3, 5. Dit zijn al hoge luchtfactoren en we verwachten dus zeker het optreden van instabiele werking. De eerste voorbode hiervan was al duidelijk tijdens het meten zelf. Op de oscilloscoop kon duidelijk gezien worden hoe de drukpiek stond te schommelen (normaal verwacht men constant dezelfde vorm). De meetresultaten van deze meting zijn te vinden in appendix G. In tabel 4.1 zien we een uittreksel van de metingen 7. Op figuur 4.3 zien we de COV. De resultaten spreken voor zich. De COV is veel te hoog, zeker wat EGR betreft (bemerk de grenswaarde COV = 10 op de figuur). Een mogelijke verklaring hiervoor is een instabiele of te trage verbranding (slechtere menging van het inlaatmengsel). Vanaf λ 3 zijn de lean-burn metingen ook niet meer betrouwbaar. We kunnen dan ook stellen dat het geen zin heeft EGRmeting uit te voeren op deze motor voor EGR% 50%... 60%. Deze extreem hoge EGR-percentages zijn overigens niet makkelijk te verkrijgen. De tegendruk voor EGR-werking wordt geleverd door een waterkolom in het waterslot dat zich in de kelder bevindt. De regelkraan wordt volledig opengedraaid, maar om hogere percentages te verkrijgen, 7 Excel-file: EGR-metingen start hoge luchtfactor.xls

45 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 36 Regime lean-burn EGR lean-burn EGR lean-burn EGR λ 2, 5 1 2, 8 1 3, 1 1 EGR% , P i,norm [W] η i 29, 8 17, 7 23, 9 15, 3 17, 5 10 COV 5, 7 19, 4 8, 7 15, 2 16, ( dp dα ) MAX [bar/ ca] 0, 34 0, 31 0, 34 0, 32 0, 33 0, 31 Tabel 4.1: Metingen met hoge luchtfactor / hoog EGR% Figuur 4.3: COV ifv EGR% en luchtfactor zoals hier, is het nodig dat een onderdruk wordt gecreëerd met behulp van de gasklep zodat de rookgassen extra worden aangezogen. Voor wat betreft lage belastingen gaat men vanaf λ = 2 zeker over naar een lean-burnstrategie en past men EGR niet meer toe. In de verdere metingen zal dan ook enkel EGR worden toegepast tot λ = 1, 9 in de overeenkomstige lean-burnconditie. De hoofdreden om vanaf dan te kiezen voor een lean-burnstrategie is het gunstiger rendement. Tevens kan een hoger vermogen behaald worden. De COV is lager, wat een stabielere werking betekent.

46 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN Algemene trend bij geïndiceerde grootheden Bij de lean-burn en EGR metingen die we uitvoerden op de proefstand kwamen we tot een aantal vaststellingen die geldig zijn voor de verschillende compressieverhoudingen. We bespreken hier een lean-burn en EGR meting bij compressieverhouding = 9, 5 (zie figuur 4.4) Geïndiceerd vermogen Figuur 4.4: Vermogen en rendement in functie van waterstofdebiet De grafiek geeft het rendement en vermogen weer in functie van het waterstofdebiet. Bovenaan wordt respectievelijk voor lean-burn en EGR, de luchtfactor en het EGR% weergegeven 9. Zolang het waterstofdebiet toeneemt (rijker mengsel), neemt het geïndiceerd vermogen toe. Dit is logisch gezien er meer arbeid verricht kan worden met een grotere hoeveelheid brandstof. Voor een armer mengsel is er minder waterstof aanwezig in de cilinder, bijgevolg kan er minder vermogen gegenereerd worden. Het geïndiceerd rendement daarentegen neemt af bij toenemend waterstofdebiet (hier komen we later op terug). We wijzen erop dat vanaf Q H2 1, 8Nm 3 /h de vermogensverschillen tussen de twee werkingstoestanden (lean-burn en EGR) zeer klein zijn, tabel 4.2. De resultaten van vorig jaar toonden aan dat er een groter vermogen gehaald werd met EGR. Dit was in strijd met verschillende andere bronnen (o.a. Ford), waar het vermogen 8 Excel-file: EGR Lean-burn NOx.xls 9 Opm.: de grafieken met drie abscisassen zijn niet lineair, ze tonen enkel verschillende meetpunten

47 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 38 lager was tijdens EGR-werking ([4], p32-34). De reden hiervoor was, zoals reeds aangehaald, de excessieve koeling die de rookgassen ondergingen 10. Door het koelwater van de gerecirculeerde gassen op hogere temperatuur te brengen krijgen we hier dus realistischere resultaten. Er kan qua vermogen bijna geen onderscheid gemaakt worden tussen de EGR- en lean-burntoestand in het interval 1, 78 Q H2 2, 19. Toch stellen we vast dat met stijgend EGR% het vermogen licht inboet ten opzichte van de lean-burnwerkingstoestand. lean-burn EGR λ P i,norm [W ] η i [%] EGR% P i,norm [W ] η i [%] 1, , 53 25, 98 16, , 38 26, 21 1, , 47 26, 52 21, , 78 26, 62 1, , 41 27, 36 26, , 16 27, 04 1, , 15 28, 43 34, , 35 28, 19 1, , 13 29, 72 42, , 94 26, 89 Tabel 4.2: Geïndiceerd vermogen en rendement voor arme-mengselwerking en EGR Vanaf het moment waarop we een lean-burnstartconditie hebben waarbij λ 1, 5 krijgen we een groter onderscheid (figuur 4.4, tabel 4.2), een grotere daling van het vermogen bij EGR vanaf een EGR% = 34, 19%. Een stijgend EGR-percentage betekent immers meer uitlaatgassen die in de cilinder worden gebracht, de dilutie neemt toe en het aandeel waterstof in de cilinder daalt voortdurend. Wanneer de voorontsteking lichtjes wordt vergroot is het verschil minder uitgesproken. Toch blijft het vermogen vanaf dan relatief gezien sterker dalen in vergelijking met de lean-burnsituatie Geïndiceerd rendement Het rendement ondergaat een gelijkaardige evolutie. Een rendementstijging bij dalend waterstofdebiet, zowel wat EGR en lean-burn betreft, tot aan λ = 1, 5. Vanaf dan een rendementdaling voor EGR-werkingstoestanden en een verdere toename voor wat betreft lean-burn. Dat het rendement toeneemt naarmate we armer gaan draaien is geen toeval. Het volmaakt rendement stijgt immers met λ. en de compressieverhouding ɛ (constant in ons geval). 10 T specifiek volume leveringsgraad hoger vermogen η v = 1 1 ɛ κ 1 (4.14) Het is functie van de insentroopexponent κ κ daarentegen is afhankelijk van de

48 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 39 gassamenstelling en de gastemperatuur en stijgt met toenemende λ, [1]. Op de figuur 4.5 zien we dat het rendement bij lean-burn ongeveer lineair stijgt met de luchtfactor (bij slechte keuze van de voorontsteking kan dit niet het geval zijn). Figuur 4.5: Lineair verloop van het rendement met λ Voor wat de EGR-toestand betreft, kunnen we dit uitleggen aan de hand van de definitie van κ: κ = c p c v = c p c p R (4.15) κ wordt dus bepaald door de specifieke warmtecapaciteit c p. Wanneer nu het EGR% toeneemt, stijgt de warmtecapaciteit van het mengsel in de cilinder (dit is de reden waarom EGR wordt toegepast, zie sectie 4.1). Deze toename van c p door het terugvoeren van uitlaatgassen wordt enkel tegengewerkt door een dalend waterstofdebiet. Dit kan ingezien worden door de samenstellende elementen van c p te bekijken bij stoichiometrisch draaien: c p = n c i c p,i (4.16) i=1 c i = c H2 = 0, (1 EGR% 100 ) c N2,lucht = 0, (1 EGR% 100 ) c O2 = 0, (1 EGR% 100 ) c N2,EGR = 0, 745 ( EGR% 100 ) c H2 0 = 0, 255 ( EGR% 100 ) Tabel 4.3: Afhankelijkheid massafracties van EGR% In het inlaatmengsel zitten volgende massafracties: c H2 0 en c N2,EGR afkomstig van de gerecir-

49 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 40 culeerde uitlaatgassen 11 + c H2, c N2,lucht en c O2 die worden aangezogen. Elk hebben ze hun gemiddelde specifieke warmtecapaciteit c p,i (tabel 4.4). Wanneer het EGR% zal stijgen, zal c H2 -met een hoge gemiddelde specifieke warmtecapaciteit- dalen, maar gaan c H2 0 en c N2,EGR stijgen. Daar het aandeel van c H2 sowieso al klein is (tabel 4.3), wordt deze daling ruimschoots gecompenseerd door de gerecirculeerde gassen. gas i c p,i ( J kg K ) EGR 1281 O N H H 2 O 1854, 87 Tabel 4.4: De gebruikte theoretische waarden van c p,i bij 24 C. Een toename van c p zorgt voor een toename van de κ-waarde wat op zich (gezien de compressieverhouding constant is) voor een toenemen van het volmaakt rendement zorgt. Net zoals bij het vermogen het geval was krijgen we een plotse daling vanaf EGR-percentages = 34,29%. In werkelijkheid zitten we hier met een totaal EGR-percentage van 50 à 55% (als we de interne EGR bijtellen). Als we de COV bekijken in dit gebied, dan zien we een plotse stijging. Dit is niet het geval voor de overeenkomstige lean-burnsituatie in die regio. Dit verklaart meteen waarom we ons daar aan een vermogen- en rendementdaling mogen verwachten. De verbranding wordt er instabiel. Deze vaststelling bij ɛ = 9, 5 is geenszins een uniek geval! Het betreft een steeds terugkerend fenomeen bij verschillende compressieverhoudingen. Voor een EGR-percentage dat rond de 30 à 35% ligt, gaan zowel het rendement als het vermogen bij EGR-werking sterk dalen. We zien dit op figuren 4.4, 4.6, 4.7 en 4.8, waar respectievelijk EGR- en lean-burn metingen worden voorgesteld met verschillende compressieverhoudingen. van de COV in deze regio s 12. Tabel 4.5 geeft een impressie Wanneer we de COV bekijken komen we tot de conclusie dat het bij deze motor niet mogelijk is om het interval λ = 1, te overbruggen met EGR-werking. Voor dit interval is er dus eigenlijk geen optimale werkingsstrategie omdat men meestal pas vanaf λ = 2 overgaat van EGR- 11 Eventueel resterende waterstof in de uitlaat wordt hier, zoals hoger, weer verwaarloosd 12 extracties uit: EGR Lean-burn NOx.xls, EGR Lean-burn.xls, EGR Lean-burn.xls en EGR Lean-burn NOx.xls

50 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 41 lean-burn EGR ɛ λ COV [%] COV [%] EGR% ɛ 9, 5 1, 7 0, 75 2, 91 42, 9 9, 5 9, 5 1, 6 0, 79 0, 85 37, 49 9, 5 9, 5 1, 7 0, 75 2, 04 40, 9 9, 5 9, 5 1, 8 0, 77 3, 29 44, 7 9, 5 9, 5 1, 9 0, 72 5, 39 48, 38 9, 5 10, 5 1, 6 2, 2 1, 08 37, 62 10, 5 10, 5 1, 7 0, 93 1, 64 42, 15 10, 5 10, 5 1, 8 1, 05 2, 89 45, 11 10, 5 10, 5 1, 9 0, 83 5, 71 47, 47 10, 5 11, 5 1, 6 0, 68 3, 62 37, 85 11, 5 11, 5 1, 7 0, 82 2, 23 37, 79 11, 5 11, 5 1, 8 1, 01 3, 67 45, 62 11, 5 11, 5 1, 9 0, 92 3, 8 47, 14 11, 5 12, 5 1, 7 2, 4 1, 73 41, 77 12, 5 12, 5 1, 8 0, 93 2, 69 45, 73 12, 5 Tabel 4.5: COV voor lean-burn en EGR vanaf λ 1, 5 en EGR% 30% naar lean-burnwerking 13. De plotse daling in rendement en vermogen kan verklaard worden door het feit dat er minder waterstof verbrand wordt, door een slechte menging of doordat er af en toe een cyclus niet ontsteekt. In tabel 4.6 wordt het waterstofdebiet in de uitlaat bij lean-burn en EGR voorgesteld. Een paar punten wijken af van onze verklaring. Volgens ons ligt dit niet zo zeer aan het niet volgen van de trend op zich, maar meer aan het opmeten van de waarden zelf. Door het lange wachten op stabilisatie van de resultaten in het uitlaatgasanalysetoestel kunnen er zich wel eens minder betrouwbare resultaten voordoen. Een voorstel naar de toekomst toe is dan ook om het uitlaatgasanalysetoestel dichter bij de proefstand te zetten, zodat de uilaatgassen een kleinere afstand moeten overbruggen vooraleer gemeten te worden. 13 Reden hiervoor is de nog steeds hoge NO x-concentratie bij λ = 1,

51 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 42 lean-burn EGR ɛ λ H 2 [vol%] H 2 [vol%] EGR% ɛ 9, 5 1, 7 0, 32 0, 44 42, 9 9, 5 10, 5 1, 6 0, 16 0, 31 37, 62 10, 5 10, 5 1, 7 0, 16 0, 64 42, 15 10, 5 10, 5 1, 8 0, 19 0, 39 45, 11 10, 5 10, 5 1, 9 0, 2 0, 30 47, 47 10, 5 11, 5 1, 6 0, 21 0, 30 37, 85 11, 5 11, 5 1, 7 0, 42 0, 28 37, 79 11, 5 11, 5 1, 8 0, 27 0, 65 45, 62 11, 5 11, 5 1, 9 0, 54 0, 69 47, 14 11, 5 12, 5 1, 7 0, 14 0, 41 41, 77 12, 5 12, 5 1, 8 0, 4 0, 52 45, 73 12, 5 Tabel 4.6: H 2 -concentratie in de uitlaat bij lean-burn en EGR vanaf λ 1, 5 en EGR% 30% Figuur 4.6: Vermogen en rendement bij ɛ=10,5

52 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 43 Figuur 4.7: Vermogen en rendement bij ɛ=11,5 Figuur 4.8: Vermogen en rendement bij ɛ=12,5

53 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN Invloed van ɛ op geïndiceerde grootheden De CFR-motor is een motor met variabele compressieverhouding (ɛ). Daar hebben we bij onze metingen dankbaar gebruik van gemaakt. Zo hebben we bij lean-burn en EGR metingen telkens een reeks metingen uitgevoerd bij een verschillende compressieverhouding. We zijn gestart bij ɛ = 9, 5 en gestopt bij ɛ = 12, 5, telkens met een sprong van 1. De compressieverhouding kan ingesteld worden met behulp van een hendel en een meetklok. Voor werkwijze en instellen van ɛ verwijzen we naar appendix D. De compressieverhouding wordt gegeven door: ɛ = V c + V s V c (4.17) Het is de verhouding van het cilindervolume (V c + V s ) ten opzichte van de schadelijke ruimte (V c ). Door het volume V c te veranderen kan men de compressieverhouding wijzigen. Dit komt dus neer op een verschuiving van het rood gekleurde deel op figuur 4.9. Figuur 4.9: Compressieverhouding Compressieverhouding en lean-burn We bekijken de resultaten van de lean-burn metingen op figuur We zien het vermogen uitgezet in functie van het waterstofdebiet. We kunnen de grafiek als het ware indelen in een zone voor en na Q H2 = 1, 35 Nm 3 /h (dit correspondeert met λ 1, 9). Voor de lagere waterstofdebieten, Q H2 1, 35 Nm 3 /h (hogere λ-waarden), zien we een duidelijke invloed van de compressieverhouding. Zoals verwacht stijgt het vermogen met toenemende ɛ. Naargelang de luchtfactor stijgt neemt uiteraard het vermogen af (minder waterstof wordt ingespoten). Het gebied waar Q H2 1, 35 Nm 3 /h (λ 1, 9) is trouwens een typisch belastingsgebied waar men zal opteren voor een lean-burnstrategie. Zoals we in sectie 4.11 zullen zien zijn daar de NO x emissies zeer laag en hoeven er geen bijkomende maatregelen getroffen te worden om deze in te dijken (o.a. ook te zien op figuur 1.2).

54 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 45 Voor 1, 1 λ 1, 9 (Q H2 1, 35 Nm 3 /h), is de situatie niet altijd even duidelijk. De vermogens met ɛ = 10, 5 liggen wel steeds boven deze met ɛ = 9, 5. Bekijkt men de trend, dan stelt men vast dat ook hier met stijgende compressieverhouding het vermogen toeneemt. Dit gebied is echter niet interessant voor praktisch gebruik, de NO x -uitstoot is er immers te hoog.

55 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 46 Figuur 4.10: Vermogen in functie van waterstofdebiet bij verschillende compressieverhoudingen

56 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN Compressieverhouding en EGR Op figuur 4.10 zijn eveneens de resultaten van de EGR-metingen opgenomen. Het afgebeelde gebied is het typisch werkingsgebied wat EGR betreft (overeenkomstig lean-burngebied: 1, 1 λ 1, 9 of op de figuur 2, 25 Nm 3 /h Q H2 1, 4 Nm 3 /h). Afgezien van het punt (ɛ = 11, 5; Q H2 = 2, 1 Nm 3 /h) geldt ook hier ɛ P i. We bekijken even de meetresultaten in dit afwijkend punt 14. We zien dat de uitlaattemperatuur van de motor met 418 C iets lager is dan de EGR-metingen met iets hoger en lager EGR% (422 C resp. 426 C). Dit doet al vermoeden dat de verbranding niet stabiel is verlopen. De hogere COV bevestigt dit. Op figuur 4.11 wordt het gemiddeld drukverloop van deze meting weergegeven. Daarop is duidelijk te zien dat het Figuur 4.11: Gemiddeld drukverloop meting (ɛ = 11, 5; Q H2 = 2, 1 Nm 3 /h) gemiddeld drukverloop van de cyclus met hoge COV (in het rood) lager ligt dan de omringende EGR-metingen bij iets hoger en lager EGR%. Dit draagt bij tot de vermogensdaling ten opzichte 14 (Excel-file: EGR Lean-burn.xls)

57 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 48 van de omringende EGR-metingen. We wijzen er op dat voor het gebied waar Q H2 1, 7 Nm 3 /h (λ 1, 5) de vermogens en rendementen die bij EGR gehaald worden sterk dalen (zie sectie 4.8). Bij een toename van de compressieverhouding neemt het vermogen toe. Dit is als volgt te verklaren: bij een grotere compressieverhouding is het schadelijk volume verhoudingsgewijs kleiner (de expansieslag is groter), wat betekent dat de nuttige oppervlakte van het p, V -diagram groter is. De geïndiceerde arbeid zal dus ook groter zijn. Dit heeft dan een groter geïndiceerd vermogen als gevolg Compressieverhouding en rendement Grijpen we terug naar de definitie van het volmaakt rendement (4.14), dan zien we de afhankelijkheid van de compressieverhouding. Hoe hoger de compressieverhouding, hoe hoger het rendement. De resultaten in figuur 4.12 bevestigen dit. Zowel wat EGR als lean-burn betreft zien we een stijging van het rendement met een toenemende compressieverhouding, behalve bij ɛ = 12, 5. Deze meetreeks valt buiten het verwachte patroon. Een verklaring hiervoor kan gevonden worden in de meetstrategie. Zoals we in sectie 4.3 hebben besproken starten we normaal gezien een EGR meting met een lean-burnconditie in de omgeving van λ = 1, 15 en gaan zo naar hogere lean-burnstartcondities. De metingen bij ɛ = 12, 5 zijn niet volgens dit principe gemeten. Omdat we bij ɛ = 11, 5 al problemen hadden met backfire in de omgeving λ 1, 15 werd besloten om de meting bij ɛ = 12, 5 omgekeerd uit te voeren en zoveel mogelijk op te meten tot backfire optrad (bij een hogere luchtfactor in de lean-burnstartconditie is het risico op backfire een stuk kleiner). Zo werd gestart met λ = 1, 8. Bij λ = 1, 2 kregen we harde werking en backfire. Daarom werden de metingen met ɛ = 12, 5 bij λ = 1, 2 stopgezet. Zoals voorheen gesteld zal bij deze wijze van meten de voorgaande EGR-meting steeds de daaropvolgende beïnvloeden door de opgeslagen warmte in het EGR-circuit af te geven en de meting vervalsen.

58 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 49 Figuur 4.12: Rendement in functie van waterstofdebiet bij verschillende compressieverhoudingen

59 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN Compressieverhouding en NO x Tijdens de EGR-metingen bij verschillende compressieverhoudingen werd steeds de NO x - concentratie opgemeten voor de katalysator. De resultaten zijn gegeven in figuur We kunnen opmerken dat, afgezien van de metingen bij ɛ = 9, 5, de NO x productie stijgt met toenemende ɛ. Dit kan verklaard worden door de hogere verbrandingstemperaturen en drukken bij hogere ɛ. De meting bij ɛ = 9, 5 vertoont een abnormaal gedrag qua NO x productie. Figuur 4.13: NO x productie in functie van waterstofdebiet bij verschillende compressieverhouding

60 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN NO x -uitstoot De tendens van de resultaten was steeds dezelfde en consistent met de eerder geformuleerde besluiten omtrent strategie en de bijhorende NO x -uitstoot. Op figuur 4.14 is de NO x -uitstoot te zien in functie van het waterstofdebiet voor de twee werkingsregime s. Zoals verwacht is de NO x - uitstoot het hoogst voor de lean-burnstrategie. De EGR-strategie is al iets beter. Met katalysator is de toestand bij EGR dan nog wat beter, maar niet denderend (daarover hebben we het in sectie ). Figuur 4.14: NO x -uitstoot bij EGR en lean-burn Op figuur 4.15 zien we duidelijk de invloed van de luchtfactor op de NO x productie. Dit verloop is volledig consistent met wat we voorop hadden gesteld in sectie 1.4. Figuur 4.15: NO x -uitstoot bij lean-burn in functie van de luchtfactor

61 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN NO x -uitstoot tijdens EGR (λ = 1) Er werd reeds meerdere malen op gewezen hoe belangrijk de uitstoot van NO x is bij waterstofverbrandingsmotoren. In onze EGR-metingen (waarbij we dus λ = 1 draaiden) bleek de katalysator niet naar behoren te werken. In figuur 4.16 is de conversiegraad van de katalysator samen met de NO x -uitstoot 15 voor en na de katalysator te zien bij een compressieverhouding van 9, 5. De metingen werden uitgevoerd met het uitlaatgasanalysetoestel. Tijdens EGR-werking werd het toestel eerst voor de katalysator aangesloten, dan erna. De omgekeerde methode werd ook uitgetest, maar dit leverde dezelfde resultaten op. Het is duidelijk dat de NO x -emissies onvoldoende gereduceerd worden. Normaal gezien verwacht men (bij benzinemotoren) een conversiegraad van ongeveer 90%, hier halen we één enkel moment even 60%. Het is onwaarschijnlijk dat de light-off temperatuur van de katalysator ( C) niet gehaald wordt, de temperatuur van de uitlaatgassen schommelt immers steeds rond de 400 C en na de katalysator wordt nog vlot 200 C gehaald. Misschien wordt de light-off temperatuur niet over de gehele katalysator gehaald. Bij hoge EGR-percentages kan dit zeker het geval zijn want dan dalen de uitlaattemperaturen. De TWC vervult drie functies: oxideren van KWS en CO (gepromoot door gebruik van palladium of platina) en het reduceren van NO x (gepromoot door gebruik van rhodium als katalysator). Bij werking van een driewegkatalysator bij benzinemotoren is er CO in de uitlaatgassen aanwezig waarbij CO en NO x wordt omgezet in N 2 en CO 2 via de reactievergelijkingen: 2 NO + 2 CO N 2 + CO 2 (4.18) 2 CO + O 2 2 CO 2 (4.19) De reductie van de NO x in de uitlaatgassen bij waterstofmotoren is moeilijk bij gebrek aan reductans, aangezien er bij waterstof vrijwel geen CO aanwezig is in de uitlaatgassen, die deze rol, bij het draaien op benzine, op zich neemt. 15 Excel-file: EGR Lean-burn NOx.xls

62 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 53 Figuur 4.16: NO x -uitstoot en conversiegraad in functie van waterstofdebiet/egr% (λ = 1) NO x -uitstoot tijdens EGR (λ = 0, 95) Er werd besloten om rijker te draaien onder EGR-werkingsregime 16 (λ = 0, 95; deze waarde werd tijdens het meten gecontroleerd aan de hand van het waterstof- en luchtdebiet). Er zal nu te weinig zuurstof aanwezig zijn in de verbrandingskamer om alle waterstof te verbranden. De meetresultaten tonen dan ook een groot percentage waterstof in de uitlaatgassen voor de katalysator. Na de katalysator is dit percentage sterk afgenomen. Waterstof wordt dus verbruikt in de katalysator, tabel 4.7. H 2 [vol%] voor katalysator H 2 [vol%] na katalysator 2, 17 0, 58 1, 58 0, 34 1, 63 0, 55 1, Tabel 4.7: Waterstofgehalte voor en na katalysator Op figuur 4.17 is te zien dat de NO x -uitstoot na de katalysator eveneens sterk gedaald is. Conversiegraden van boven de 80% worden nu gehaald. Door de aanwezigheid van H 2 (een 16 Excel-file: 0805 EGR Lean-burn NOx b.xls

63 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 54 sterk reductans) in de uitlaatgassen, gaat de reductie van NO x een stuk vlotter. reageert met de vrijgekomen O 2 om water te vormen. Waterstof NO x + H 2 N 2 + H 2 O (4.20) Merk op dat de waarden van de NO x -uitstoot voor de katalysator al een stuk lager liggen dan in vorige situatie (EGR bij λ = 1). Dit komt doordat wij nu wat rijker draaien bij EGR, wat wil zeggen dat dus meer uitlaatgassen gerecirculeerd worden bij een zelfde waterstofdebiet ten opzichte van de situatie EGR bij λ = 1. Meer uitlaatgassen in het inlaatmengsel betekent een grotere warmtecapaciteit (c p ) van het mengsel dus een daling van de verbrandingstemperatuur. De combinatie van onverbrande waterstof in de cilinder samen met de gerecirculeerde waterstof die in de uitlaatgassen te vinden is zorgt voor een bijkomende stijging van de c p. Samen met het feit dat er nu nog minder zuurstof is om de stikstof te oxideren, zorgt dit voor een daling van de gevormde NO x (zoals ook eerder al werd uitgelegd). Figuur 4.17: NO x -uitstoot en conversiegraad in functie van waterstofdebiet/egr% (λ = 0, 95) Dat deze strategie zijn voordelen heeft bij de reductie van NO x -emissies blijkt uit het voorgaande, maar er zijn uiteraard ook nadelen aan verbonden. Aangezien niet alle waterstof die de verbrandingskamer binnenkomt ook werkelijk verbrand wordt, zal het rendement dalen. Dit

64 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 55 heeft dus een nefaste invloed op het verbruik, en dit is al een heikel punt bij de waterstofverbrandingsmotor 17. Ook mag het percentage waterstof in de uitlaat niet onbeperkt toenemen, anders zou een ontplofbaar mengsel kunnen ontstaan. Er zal dus naar een optimaal compromis moeten gezocht worden, waarbij zowel een aanvaardbaar rendement als een aanvaardbare reductie van de NO x -uitstoot bekomen wordt. We vergeleken even de rendementen voor de test op de CFR-motor bij EGR-werking met λ = 1 en λ = 0, 95 (figuur 4.18). Het is duidelijk dat de rendementdaling minimaal is wanneer nog H 2 in de uitlaat aanwezig is. Het loont dus zeker de moeite om wat rijker (λ = 0, 95) te draaien en zo de NO x -uitstoot in te dijken. Figuur 4.18: NO x -reductie en rendement in functie van waterstofdebiet bij EGR-werking onder λ = 1 en λ = 0, Invloed van het ontstekingsogenblik Zoals reeds gezegd zijn we in staat via de motormanagement software het ontstekingsogenblik van het mengsel in de cilinder aan te passen. Dit kan door de voorontsteking (VO) te veranderen. Voorontstekingen worden positief gezien als de ontsteking van het mengsel gebeurt voor het bovenste dode punt. Bij ontsteking na het bovenste dode punt wordt ze negatief genoteerd. 17 Zie inleiding

65 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 56 Tijdens de tests op de CFR-motor hebben we een reeks metingen gedaan met variabele VO bij λ = 1, 7. De compressieverhouding werd ingesteld op 9 en we lieten de VO variëren van 10 ca BTDC (VO = 10) tot 5 ca ATDC (VO = 5). De resultaten voor vermogen en rendement zijn weergegeven in figuur Op de figuur is duidelijk te zien dat er zich zowel voor het rendement Figuur 4.19: Rendement en vermogen in functie van de voorontsteking als voor het vermogen een maximum voordoet bij een voorontsteking van 3 (dus na het TDC). Door de VO te verkleinen daalde eveneens de NO x -uitstoot van 996ppm naar 260ppm, figuur De uitlaattemperatuur steeg hierbij licht van 366 C naar 388 C (figuur 4.20). Figuur 4.20: NO x -uitstoot en uitlaattemperatuur in functie van de voorontsteking

66 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 57 Bij het gevonden optimum, 3 ca ATDC (VO = 3), krijgen we een hoog vermogen en rendement, maar even belangrijk een lage NO x -uitstoot. Figuur 4.21 toont de drukverhoging dp dα en het pvdiagram. Daarop is te zien dat door een ontstekingstiming na het bovenste dode punt er eerst een kleine daling van compressiedruk optreedt na het TDC (te zien aan de kleine drukdaling op dp dα -diagram). Daarna volgt de verbranding (plotse drukstijging). Dit is mogelijk dankzij de hoge verbrandingssnelheid van het waterstofmengsel. De verbranding gebeurt bijna bij constant volume, figuur Tenslotte dient opgemerkt te worden dat zelfs bij λ = 1, 7 (lage belasting) de gasuitwisseling quasi zonder verliezen gebeurt. Dit kan gezien worden op het lage-druk gedeelte van het pv-diagram van figuur 4.21 (in- en uitlaatslag). Op figuur 4.22 zijn de drukverlopen te Figuur 4.21: dp dα en pv-diagram bij VO = 3 zien bij verschillende voorontsteking.

67 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 58 Figuur 4.22: Drukverlopen bij variabele VO

68 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN Temperatuur Temperatuur uitlaatgassen We beschouwen de temperatuur van de uitlaatgassen voor EGR en lean-burn (figuur 4.23) 18. De vergelijking wordt gemaakt bij een gelijk waterstofdebiet. We stellen vast dat de uitlaatgastemperaturen met EGR steeds hoger liggen dan bij lean-burn, zeker voor wat de hogere EGR-percentages betreft. Dan gaat dus meer energie verloren in de uitlaat. Dit is ook te merken aan het dalend rendement bij hogere EGR-percentages waarover we het eerder hadden. Figuur 4.23: Temperatuur uitlaatgassen voor EGR- en lean-burnwerking Beschouwen we de uitlaatgastemperaturen tijdens EGR-werking bij verschillende compressieverhoudingen (figuur 4.24), dan zien we dat hier de temperaturen van de uitlaatgassen bij de laagte compressieverhouding het hoogst zijn. Daar is de verloren energie in de uitlaatgassen het hoogst en zoals eerder al aangetoond, het rendement het laagst EGR-temperatuur De EGR-temperatuur tijdens de metingen bedroeg steeds tussen de 50 C en 55 C in combinatie met een koelwatertemperatuur van het EGR-circuit van 75 C. 75 C was de maximaal bereikbare temperatuur met de boiler. Na een technische ingreep werd 18 Excel-file: EGR Lean-burn.xls

69 HOOFDSTUK 4. EGR & LEAN-BURN METINGEN 60 Figuur 4.24: Temperatuur uitlaatgassen bij EGR-werking en verschillende compressieverhoudingen ervoor gezorgd dat deze temperatuur ook boven de 75 C kon worden ingesteld. Een absoluut maximum bedraagt nu 95 C. Er werd slechts één meting gestart bij deze temperatuur van het koelwater. Vaststelling tijdens het meten (bij compressieverhouding 10, 5) was dat regelmatig backfire optrad vanaf λ = 1, 3. De metingen werden stopgezet. Omdat we in al onze vorige metingen nooit echt backfire problemen gehad hebben bij ɛ = 10, 5 doet dit ons vermoeden dat er zich ergens een werkingslimiet zal instellen voor wat betreft de koeltemperatuur. Boven een bepaalde temperatuur worden de gassen niet genoeg gekoeld en krijgen we een verhoogde kans op backfire.

70 Hoofdstuk 5 Lotus Simulation Tools 5.1 Inleiding Simulaties zullen in de toekomst enkel aan belang winnen, het is immers een veel snellere en goedkopere manier om bijvoorbeeld een motor op punt te stellen. Uiteraard zullen experimenten nodig blijven om de simulatiemodellen te valideren. Lotus Engine Simulation (LES) is een programma waarmee een motor gesimuleerd kan worden. Het maakt deel uit van Lotus Engineering Software, waarmee ook bijvoorbeeld een geschikt nokprofiel kan ontworpen worden. We gaan hier echter niet verder op in, en beperken ons hier tot het simuleren van de CFR-motor. 5.2 Het model van de CFR-motor We baseerden ons op een reeds vorig jaar opgesteld model van de CFR-motor, [9]. Uit [9] werd ook duidelijk dat het simuleren van EGR-werking onmogelijk was. Dit weerhield ons er echter niet van toch een poging te doen, maar rekentijden liepen ongelooflijk op en we hebben geen enkele simulatie kunnen voltooien. We beperken ons dus tot arme-mengselwerking. Bij een eerste poging met het model van vorig jaar bleken er toch nog enkele fouten op te treden, waardoor we besloten zelf een model op te stellen. Op figuur 5.1 is het model te zien waarmee we hier werkten. 61

71 HOOFDSTUK 5. LOTUS SIMULATION TOOLS 62 Figuur 5.1: Model van de CFR-motor LES laat toe een enorme hoeveelheid parameters aan te passen. Uiteraard kan men alle leidingen en de motor zelf volledig dimensioneren, soort koeling instellen, brandstof aanpassen,... Een probleem bij het simuleren van de CFR motor was dat waterstof niet als brandstof kan ingevoerd worden. Dit probleem omzeilden we door met de Combustion Analysis Tool (CAT) een drukverloop in te voeren, waarmee LES dan het verbrandingsverloop berekent. Dit verloop kan dan op zijn beurt ingevoerd worden in het programma om de heat release te bepalen. Dit ziet er in de CAT dan als volgt uit: Figuur 5.2: Grafisch resultaat CAT

72 HOOFDSTUK 5. LOTUS SIMULATION TOOLS 63 Op figuur 5.3 is het ingelezen drukverloop te zien (links), in vergelijking met hoe dit drukverloop eruit ziet na opmeting op de proefstand (rechts). Figuur 5.3: Ingelezen drukprofiel in vergelijking met het opgemeten drukprofiel Het drukverloop wordt dus correct ingelezen. Een groot probleem blijkt echter uit de grafiek voor de Mass Fraction Burn (zie figuur 5.4): dit verloop is namelijk niet fysisch, er is een piek die groter wordt dan één. Bij simulaties met dit ingelezen drukverloop worden de drukken in de cilinder overdreven groot gesimuleerd, en bekomt men vermogens die veel groter zijn dan in werkelijkheid. Op deze manier is het dus blijkbaar nog steeds niet mogelijk om de verbranding van waterstof te simuleren (Zie ook [9], p 108). Indien we zelf een heat release in Lotus zouden kunnen invoeren, is het wellicht wel mogelijk waterstof te simuleren. Deze mogelijkheid hebben we echter niet ontdekt.

73 HOOFDSTUK 5. LOTUS SIMULATION TOOLS Simulaties Figuur 5.4: Berekende mass fraction burn Omdat er toch niet met waterstof als brandstof kon gewerkt worden, hebben we enkele simulaties met benzine laten lopen. Het is hierbij uiteraard weinig zinvol om vermogens te beginnen vergelijken met gemeten waarden, aangezien we het hele jaar op waterstof hebben gedraaid. We vergeleken wel het drukverloop in de inlaatleiding met de gemeten waarden. De resultaten waren echter bedroevend. Qua grootteordes waren er nog enige overeenkomsten, maar verder konden maar weinig parallellen met de realiteit getrokken worden. Van deze weinig relevante resultaten werden dan ook geen grafieken ingevoegd. In [9] werd vermeld dat de katalysator aanleiding gaf tot numerieke instabiliteit. Dit is misschien een verklaring voor het uiteenlopen van het verloop van de inlaatdrukken bij simulaties en werkelijkheid, maar we betwijfelen dit doordat het om de inlaatleiding gaat. Pogingen met het equivalente pijpmodel van de katalysator gaven echter enkel aanleiding tot meer fouten.

74 Hoofdstuk 6 Conclusies en toekomstperspectief Tot slot bundelen we nog eens de voornaamste conclusies van deze scriptie en kijken we even in de toekomst. 6.1 Conclusies Waterstof is als brandstof zeer interessant voor vermogenscontrole. De brede ontstekingsgrenzen en de hoge vlamsnelheid zijn hiervoor verantwoordelijk. Hierdoor is het mogelijk zeer arm te werken. Om echter vermogens te bekomen die in de zelfde grootteorde liggen als die van de huidige motoren op fossiele brandstoffen is een verhoging van de vermogensdensiteit van het mengsel waterstof-lucht nodig. Oplading kan hier voor een gedeeltelijke oplossing zorgen. Dat dit alles gepaard moet gaan met een goed rendement en lage NO x emissies laat al duidelijk aanvoelen dat hiervoor meerdere verbrandingsstrategieën zullen noodzakelijk zijn. Twee van deze strategieën werden in deze scriptie van naderbij bekeken: EGR en lean-burn. Verder werd de invloed van de compressieverhouding bekeken, de NO x -uitstoot opgemeten en werd de werking van een katalysator bestudeerd op een waterstofmotor. We zetten de belangrijkste conclusies nog eens op een rij: Met EGR en lean-burn als werkingsstrategieën kan een groot deel van het belastingsgebied worden doorlopen. Voor de CFR-motor is er echter een beperking. EGR wordt toegepast voor λ 1, 1 tot λ 1, 5 (vanaf dan dalen vermogen en rendement duidelijk). Het is de bedoeling met EGR-werking de NO x -uitstoot te reduceren. De lean-burnstrategie geniet de voorkeur vanaf λ 2. Boven deze λ-waarde blijft de NO x -uitstoot binnen de perken. De dode zone voor de CFR-motor kan met geen van beide strategieën worden overbrugd. 65

75 HOOFDSTUK 6. CONCLUSIES EN TOEKOMSTPERSPECTIEF 66 De compressieverhouding heeft een invloed op geïndiceerd rendement en -vermogen. Naarmate de compressieverhouding stijgt zullen ook rendement en vermogen toenemen. De compressieverhouding kan evenwel niet eindeloos opgedreven worden. Vanaf ɛ = 12, 5 werd in het gebied λ 1, 2 harde werking en backfire waargenomen. Naast een indeling van het belastingsgebied met het oog op NO x -reductie werd de invloed van een katalysator bekeken tijdens EGR-werking. We kwamen tot de conclusie dat de katalysator niet naar behoren werkt wanneer men traditioneel EGR toepast bij stoichiometrisch draaien. Wanneer echter de rijkheid tijdens EGR-werking werd opgedreven (onderstoichiometrisch, λ = 0, 95), was er voldoende H 2 in de uitlaat aanwezig dat op zijn beurt duidelijk in de katalysator werd geoxideerd. Dit was de sleutel tot het behalen van een conversiegraad tot boven de 80%. Als laatste werd op de proefstand de invloed van de voorontsteking bekeken. Bij eenzelfde luchtfactor werd de voorontsteking geoptimaliseerd. Zo kon een optimale werking worden bekomen tijdens een lean-burnstrategie met λ = 1, 7. Opmerkelijk was dat dit optimale ontstekingspunt na het bovenste dode punt lag. Rendement en vermogen waren er maximaal bij een aanvaardbare NO x concentratie. De voorontsteking kan dus gebruikt worden om lean-burntoestanden te optimaliseren. Uit simulaties met het LES programma bleek dat dit niet geschikt was om waterstof te simuleren. Er werden geen relevante resultaten behaald. 6.2 Toekomstperspectieven Uiteindelijk zal men hoogst waarschijnlijk evolueren naar een toestand waarbij men alle strategieën zal combineren. Bij hoge belasting en stoichiometrisch draaien zal men waarschijnlijk kiezen voor directe injectie (zit nog in vroeg experimenteel stadium, maar de resultaten zijn veelbelovend, [10]). Voor gemiddelde belasting zal men waarschijnlijk opteren voor EGR-werking (stoichiometrisch of licht rijk) met poort-injectie. De invloed van EGR op het vermogen en rendement vraagt verder onderzoek, doch de NO x -uitstoot kan met deze strategie, in samenwerking met een katalysator, goed gereduceerd worden. Voor lage belastingen wordt een leanburnstrategie interessant en vallen de NO x emissies in een groene zone. Indien men al deze werkingstoestanden zal willen combineren kan men niet werken met een conventioneel gaspedaal (nu al bestaan elektronische gaspedalen). Alles zal meer en meer evolueren naar een drive by

76 HOOFDSTUK 6. CONCLUSIES EN TOEKOMSTPERSPECTIEF 67 wire -systeem waar de mechanische verbinding tussen bediening en motor zal wegvallen en de elektronica zijn kracht/betrouwbaarheid zal moeten bewijzen. Optimalisatie en rationalisatie zijn sleutelwoorden voor een beter/nieuw omgaan met energie en milieu, maar evenzeer om verkwisting tegen te gaan Toekomst voor de CFR-verbrandingsmotor Zoals we reeds hadden aangehaald zou de invloed van de temperatuur van het koelwater van de koelkring van het EGR-circuit eens van naderbij moeten worden bekeken. Dit met het oog op een maximale koelwatertemperatuur voordat zich backfire voordoet. We verwachten dat zich daar ergens een plafond zal voordoen wat de werkingsmogelijkheden betreft. Nu het mogelijk is hogere temperaturen hiervoor in te stellen, zou dit zeker eens moeten worden onderzocht. Een verlaging van de compressieverhouding zou volgens ons samen met een verhoging van de temperatuur van het koelwater tot interessante resultaten kunnen leiden. Een verhoging van de EGR-temperatuur zou voor een nog realistischere situatie kunnen zorgen. Dat de katalysator werkt, daar bestaat geen twijfel over. Ons enig vraagteken is of ze wel voor 100% werkt. Wij vermoeden dat tijdens EGR-werking niet over de ganse katalysator de light-off temperatuur wordt gehaald (omwille van de tamelijk lage uitlaattemperaturen van de CFRmotor en de grote thermische massa van het leidingsgestel). Misschien moet eens overwogen worden om de katalysator op te warmen via een externe bron. Dit zou zorgen voor optimale werkomstandigheden voor de katalysator. Een verdere stijging van de conversiegraad ligt binnen de verwachtingen. Samen met de katalysatorverwarming zou nog verder onderzoek moeten gebeuren naar de EGRstrategie waarbij licht onderstoichiometrisch (rijk) wordt gedraaid. De algemene trend is al duidelijk. Toch zou een optimum moeten worden gevonden: hoeveel waterstof in de uitlaat is nodig voor een goede werking van de katalysator, zonder dat er na de katalysator nog overblijft?

77 Bijlage A Injector Pulse Width Scaling - berekeningen Uitgangspunt voor de IJPU is het maximale waterstofdebiet dat de motor nodig heeft en het ogenblikkelijk waterstofdebiet dat de injector kan leveren. Voor de motor onderstellen we dat het maximaal waterstofdebiet altijd kleiner is dan 2, 5Nm 3 /h. Dit lichten we even toe. Theoretisch zouden we een andere waarde verwachten: 1 1 Nm3 611, 7cc 600rpm 60 = 3, h (A.1) Hierin veronderstellen we dat één derde van het volume in de cilinder ingenomen is door waterstof (we werken uiteraard bij λ = 1). Zoals te zien is op figuur A.1 is de kleppentiming van de CFR-motor van die aard dat er eigenlijk niet over de volledige 180 ca vers inlaatmengsel wordt aangezogen. De uitlaatklep sluit pas 6 ca na het TDC, waardoor er uitlaatgassen terug worden aangezogen (interne EGR). Daarna blijven de kleppen gesloten tot dat 17 ca ATDC de inlaatklep opent. Gedurende de periode 6 ca ca wordt dus eigenlijk een onderdruk gecreëerd boven de cilinder. Daarna wordt aangezogen gedurende de neerwaartse slag. De inlaatklep sluit echter na het BDC! Dus eigenlijk wordt maar over een interval van 137 ca vers mengsel aangezogen in plaats van over 180 ca (wat stilzwijgend was aangenomen in bovenstaande berekening). Wanneer we dit in rekening brengen krijgen we: Nm3 611, 7cc 600rpm 60 = 2, h (A.2) Dit ligt al een stuk dichter bij onze praktisch gekozen waarde. 68

78 BIJLAGE A. INJECTOR PULSE WIDTH SCALING - BEREKENINGEN 69 Figuur A.1: Schets kleppentiming Nu is het zo dat de CFR-motor redelijk wat last heeft van blow-by gassen 1 (is te zien aan de carterverluchting wanneer rijk gedraaid wordt). Wij vermoeden dat tijdens de neerwaartse beweging van de zuiger, wanneer de inlaat- en uitlaatklep gesloten zijn (6 ca ca), gassen uit het carter, langs de zuiger naar cilinder worden gezogen. Dit zorgt voor bijkomende een daling van de aangezogen hoeveelheid vers mengsel en kan gezien worden als een soort carterventilatiesysteem. Praktisch stelden we vast 2 dat tijdens rijk draaien de 2, 5Nm 3 /h nooit werd gehaald. Dit is dus een goede keuze en werd in de MoTeC-software ingegeven. Met 2, 5Nm 3 /h als maximum waterstofdebiet, verkrijgen we als gemiddeld waterstofdebiet: 2, 5 Nm3 h 0, 0899 kg Nm = 0, 0624 g s (A.3) Uiteraard is dit gemiddeld debiet verschillend van het ogenblikkelijke debiet want er wordt slechts over een kleine tijdsspanne waterstof geïnjecteerd. Het ogenblikkelijk waterstofdebiet van de injector is 0.82 g/s. Het toerental van de motor 1 Komt door slijtage van schraap- en afdichtingsveren van de zuiger 2 Dit was ook zo in

79 BIJLAGE A. INJECTOR PULSE WIDTH SCALING - BEREKENINGEN 70 bedraagt 600rpm, zo zien we dat er = 5 cycli s zijn waarbij waterstof wordt ingespoten. Dit stelt ons in staat om de hoeveelheid waterstof die per cyclus wordt geïnjecteerd te bepalen: 0, 0624 g s 5 cycli s = 0, 0125 g cyclus (A.4) Rekening houdend met de stuurtijd van de injector (1ms) bekomen we als tijd die nodig is om dit waterstofdebiet per cyclus te injecteren 0, , 82 g s g cyclus + 0, 001 = 0, 0162 s cyclus (A.5) Dit wil zeggen dat met het maximale waterstofdebiet een pulse width van 16, 2ms overeenkomt. Dit ronden we af op 17ms. Deze waarde wordt in het MoTeC-systeem ingegeven.

80 Bijlage B AVL-428 sensor Deze sensor is in wezen een capacitieve sonde die in het bougiegat wordt aangebracht. Het werkingsprincipe steunt op het feit dat de op- en neergaande zuiger een variabele capaciteit veroorzaakt. Wanneer de zuiger zich van de sonde weg beweegt, verkleint de capaciteit. Als output krijgt men een signaal dat toeneemt, een maximum bereikt en dan weer afneemt. Uiteraard verkrijgen we het maximum wanneer de zuiger zich in zijn bovenste dode punt bevindt. Het is de bedoeling met deze sonde de krukasencoder op zo n manier in te stellen dat het TDC 1 - signaal zijn maximum bereikt wanneer ook de encoder net een puls verstuurt. Immers, er worden samples genomen van het uitgangssignaal (en later van de aangesloten meetapparatuur) als de encoder dit beveelt. Als ultiem doel moet men een waarde voor ogen houden die toch tot op twee cijfers na de komma zeer dicht bij 360, 00 ca ligt. Onderdelen Om te werken met de TDC- sensor zijn volgende onderdelen nodig: balanceereenheid capacitieve sonde clamping cone voedingskabel voeding 1 Top Dead Center 71

81 BIJLAGE B. AVL-428 SENSOR 72 Voeding Figuur B.1: Gebruikte voeding Als voeding gebruikten we de voeding van de vroegere ontstekingscontroller, figuur B.1. Deze levert een DC-spanning van -15V, +15V (rechts onderaan aan te sluiten). Montage Gezien het de bedoeling is het bovenste dode punt te bepalen, moeten we bij montage vertrekken van een situatie die het meest gunstig is. We zetten daarom eerst de motor manueel in het bovenste dode punt. Dit kan door het vliegwiel, waar een gradenverdeling op is aangebracht, te draaien tot de gewenste stand. Het adjustment piece bevat vier inkepingen, figuur B.2. Het is de bedoeling de diepste inkeping (fixing notch) nu eerst te passen op de clamping cone. We brengen de capacitieve sonde zo diep mogelijk in zodat hij de zuiger raakt. Daarna wordt het adjustment piece met de hand volledig vast gezet op de sensor. Het is belangrijk dat het adjustment piece niet meer wordt bewogen op de sensor zelf! Nu kan de sonde weer omhoog gehaald worden en kan een minder diepe inkeping gekozen worden. Drie standen zijn mogelijk, zie figuur B.2. Onze ondervinding leerde dat het signaal verkregen met de diepste inkeping (1.6mm) een te sterk signaal gaf. De DAQ-kaart kan maar voltages aan tussen de -5V en 5V. De uitgangsspanning van de sonde ligt echter tussen de -10V en 10V. Als de sensor te dicht staat kan het gebeuren dat de DAQ-kaart waarden boven

82 BIJLAGE B. AVL-428 SENSOR 73 Figuur B.2: Adjustment piece + clamping cone de 5V zal afsnijden, wat foute metingen tot gevolg heeft. Wij opteerden om de derde inkeping (1, 2mm) te gebruiken. Deze waarden voldeden aan de verwachtingen (dit kan gecontroleerd worden met oscilloscoop). Nu kan de clamping cone volledig worden vastgezet. Terwijl de motor in zijn bovenste dode punt staat moet er van de gelegenheid gebruik gemaakt worden de sensor te balanceren. Dit kan met behulp van de bijgeleverde potentiometer, figuur B.5. Door de eenheid uit te balanceren wordt vermeden dan er zich negatieve waarden zullen voordoen bij het opmeten. Dit legt het referentiepunt vast. Als de zuiger in BDP 2 staat, is het de bedoeling dat dit het referentiepunt is voor de metingen en niet een punt dat halverwege ligt. De uitgang van de sonde sluiten we aan op de vrije connector van de balanceereenheid. Eén van de twee LED s licht dan normaal op. Door aan de regelvijs van de potentiometer te draaien, figuur B.5 kunnen we ervoor zorgen dat beide LED s doven: de sensor is uitgebalanceerd. 2 Bovenste Dode Punt

83 BIJLAGE B. AVL-428 SENSOR 74 Figuur B.3: Uiteindelijke opstelling van de sensor Figuur B.4: Schematische opstelling van de sensor

84 BIJLAGE B. AVL-428 SENSOR 75 Meten Figuur B.5: Balanceereenheid Nadat de balancering is voltooid kan de uitgang van de sensor rechtstreeks of via de oscilloscoop op de DAQ-kaart worden aangesloten (liefst op kanaal 0). Bemerk hier echter wel dat de versterker van de piëzo-elektrische drukopnemers moet losgekoppeld worden. Een versterking is niet gewenst, sterker, een verkeerd signaal op een verkeerd toestel kan de elektronica de das omdoen! Nu alles is aangesloten kan men het uitgangssignaal controleren op de oscilloscoop. Een signaal zoals op figuur 2.6 zou duidelijk te zien moeten zijn. Op de oscilloscoop zou ook al kunnen waargenomen worden of het betreffende uitgangssignaal van de sensor te grote waarden aanneemt of niet. Het opslaan van de meetgegevens gebeurt zoals steeds met het programma meetkrt.exe. De resolutie van de metingen wordt best niet te klein genomen om tot een nauwkeurig resultaat te komen. Wij namen 10 meetpunten per graad krukhoek. We kozen ervoor alle gegevens op te slaan onder xxx.prn bestanden. Alle matlab programma s die geschreven werden, werken optimaal als ze een file inlezen met deze extensie. Voor de gegevens verwerking gebruiken we het programma Tdc.m, dat op bijhorende dataschijf terug te vinden is. Het berekent de ligging van het bovenste dode punt correct in de veronderstelling dat het echte BDP binnen de grenzen 4 ca...+4 ca van het huidige BDP ligt. Mocht het werkelijke BDP niet binnen de grenzen 4 ca...+4 ca liggen van het huidige BDP is de meting vals en moet de positie van de encoder worden aangepast. Het is immers het triggersignaal van de encoder dat zegt wanneer een meting wordt weggeschreven. Het programma bekijkt het deel van de gegevens in de buurt van BDP en berekent een derdegraads polynoom die door de meetpunten gaat. Van deze polynoom wordt het maximum dan gezocht en weergegeven.

85 Bijlage C Druksensoren De drie druk pickups zijn van het merk Kistler. Het betreft twee piëzo-elektrische en één piëzoresistieve pickup(s). De twee piëzo-elektrische zijn watergekoeld. We benadrukken hier dat de koeling steeds moet aanliggen wanneer er wordt gedraaid. Te hoge temperaturen zullen de pickups onherroepelijk beschadigen. De gebruikte druk pickups en hun gegevens worden weergegeven in onderstaande tabel: Plaats Type Serienummer Versterking Gevoeligheid Inlaat 4075A20 SN Onbekend 1,52 [bar/v] Cilinder 701A SN [pc/bar] 20 [bar/v] Uitlaat 701A SN ,5 [pc/bar] 20 [bar/v] Tabel C.1: Eigenschappen druk pickups De gevoeligheid en versterkingsfactor van de piëzo-elektrische opnemers moet worden ingesteld op de versterkers. Deze twee opnemers blijven normaal in de CFR-motor zitten. De piëzoresistieve pickup wordt gedeeld met de Audi-proefstand. Nadeel van de piëzoresistieve drukopnemer is dat hij traag is, groot voordeel is uiteraard de mogelijkheid tot het meten van absolute drukken. Voor aanvang van de meting moet de lokale atmosfeerdruk genoteerd worden samen met de ingangsspanning van de resistieve druk pickup. Dit laatste kan door op kanaal 3 een multimeter aan te sluiten. Tijdens het verwerken van de meetresultaten zal door het programma naar deze gegevens worden gevraagd. De piëzo-elektrische drukopnemers zijn veel sneller en dus aangewezen om de snel veranderende druk in cilinder en uitlaat te meten. 76

86 BIJLAGE C. DRUKSENSOREN 77 De versterkers versterken het signaal en sturen het door naar de DAQ-kaart. Er moet op gelet worden dat tijdens het meten en het opnemen via de DAQ-kaart de operate -LED s van de versterkers (groen) branden. Anders zullen geen signalen worden opgemeten. Beste methode is om de signalen te controleren op de oscilloscoop.

87 Bijlage D Instellen compressieverhouding (ɛ) De CFR-motor heeft een variabele compressieverhouding. Met behulp van de hendel en de meetklok kan de compressieverhouding worden aangepast. De compressieverhouding in functie van de meetklok wordt gegeven in figuur D.1. Dit verband werd een paar jaar geleden opgesteld nadat een ijking van de compressieverhouding werd gedaan [11]. Figuur D.1: Compressieverhouding (ɛ) in functie van meetklokstand 78

88 Bijlage E Klassering meetbestanden Per uitgevoerde meetreeks worden een aantal zaken opgemeten en gegenereerd, we geven hier een klein overzicht van hoe ze op de bijgevoegde dataschijf zijn ondergebracht. Een overzicht van de metingen is te vinden in appendix G De metingen zijn onderverdeeld per compressieverhouding. Daarin zijn telkens EGR, lean-burn en andere metingen te vinden. Per meetreeks zijn er verschillende bestanden van de verschillende meetpunten te vinden. De meting zelf (raw data) is te vinden als een xxx.prn. Welke file bij welke meting hoort kan gevonden worden in de tabellen van appendix G. Per meetpunt zijn volgende figuren te vinden: dp/dalpha diagram imep per cyclus in-en uitlaatdruk inlaatdruk (absoluut) individual pressure cycles (5 gekozen gespreid over de 30 opgemeten cycli) individual pv diagramma s (5 gekozen gespreid over de 30 opgemeten cycli) log(p)-log(v) diagram maximale druk per cyclus gemiddeld pv diagram gemiddelde cilinderdruk diagram 79

89 BIJLAGE E. KLASSERING MEETBESTANDEN 80 ongecorrigeerde cilinderdruk Tevens worden de gemiddelde drukken opgeslagen als volgt: cilinderdruk: xxx apt.prn inlaatdruk: xxx ipt.prn uitlaatdruk: xxx opt.prn Verder worden per meting de geïndiceerde grootheden weggeschreven in een xxx.xls-file.

90 Bijlage F Programma s MATLAB-programma s Alle matlab-programma s lezen xxx.prn files in. Deze worden opgenomen met de DAQ-kaart via de pc. Tdc.m Wordt gebruikt voor het instellen van het bovenste dode punt. Eén kanaal wordt ingelezen (signaal afkomstig van de AVL-428 sensor). Resultaat is het BDP. Compare.m Geeft de mogelijkheid verschillende gemiddelde traces van drukmetingen met elkaar te vergelijken. Resultaat is een vergelijkende grafiek. CFR.m Leest een xxx.prn file in waarin waarden van drie kanalen zijn weggeschreven: cilinderdruk, uitlaatdruk en inlaatdruk. De gegenereerde figuren worden automatisch opgeslagen als xxx.png bestanden. De mogelijkheid bestaat om de gemiddelde inlaat-, uitlaat- en cilinderdruk op te slaan. Figuur F.1 geeft een overzicht van de structuur van dit programma: 81

91 BIJLAGE F. PROGRAMMA S 82 Excel-files Figuur F.1: Structuur CFR.m sjabloon.xls: hierin worden de resultaten van het cfr.m programma weggeschreven (arbeid, geïndiceerd vermogen, COV,... ). M AP instellingen sjabloon.xls: rekenblad om snel MAP en IJPU waarden te berekenen.