Optimalisatie van vermogen en emissies van waterstofverbrandingsmotoren: toepassen van oplading, EGR en variabele kleppentiming

Transcriptie

1 Optimalisatie van vermogen en emissies van waterstofverbrandingsmotoren: toepassen van oplading, EGR en variabele kleppentiming Pieter Maesschalck, Nathalie Rombaut Promotoren: prof. dr. ir. Roger Sierens, prof. dr. ir. Sebastian Verhelst Begeleider: ir. Christophe T'Joen Scriptie ingediend tot het behalen van de academische graad van Burgerlijk werktuigkundig-elektrotechnisch ingenieur Vakgroep Mechanica van stroming, warmte en verbranding Voorzitter: prof. dr. ir. Roger Sierens Faculteit Ingenieurswetenschappen Academiejaar

2 Woord vooraf Heel wat personen hebben bijgedragen tot de verwezenlijking van deze thesis. Een woord van dank is hier dus zeker op zijn plaats. In de eerste plaats danken we onze promotoren. Prof. dr. ir. Roger Sierens, voor het aanbieden van deze thesis en de doelgerichte raadgevingen. Uw deur stond steeds voor ons open, wat we ten zeerste op prijs stellen. Dr. ir. Sebastian Verhelst, die ons ook de kans gaf deze thesis te realiseren. Zowel in goede als kwade dagen werden we steeds met raad en daad bijgestaan. Het deskundig advies en de interesse in ons werk worden erg geapprecieerd. Een speciaal woord van dank gaat uit naar René Janssens, voor het delen van uw technische kennis en het realiseren van aanpassingen of herstellingen aan de proefstand. Uw lach en bemoedigende woorden waren een hart onder de riem. Redgy Huwel en Patrick De Pue danken we voor de hulp bij praktische aspecten van de meetapparatuur. Al onze vrienden, vriendinnen en medestudenten danken we voor het bieden van een luisterend oor, de goede raad en de bemoedigende woorden. Tenslotte willen we ook onze ouders bedanken, die het mogelijk maakten dit diploma te behalen en ons al die jaren onvoorwaardelijk zijn blijven steunen.

3 Toelating tot bruikleen De auteurs geven de toelating deze scriptie voor consultatie beschikbaar te stellen en delen van deze scriptie te kopiëren voor persoonlijk gebruik. Elk ander gebruik valt onder de beperking van het auteursrecht, in het bijzonder met betrekking tot de verplichting de bron uitdrukkelijk te vermelden bij het aanhalen van de resultaten van deze scriptie. Pieter Maesschalck Nathalie Rombaut Juni 2008

4 Optimalisatie van vermogen en emissies van waterstofverbrandingsmotoren: toepassen van oplading, EGR en variabele kleppentiming Pieter Maesschalck, Nathalie Rombaut Promotoren: prof. dr. ir. Roger Sierens, prof. dr. ir. Sebastian Verhelst Begeleider: ir. Christophe T Joen Scriptie ingediend tot het behalen van de academische graad van Burgerlijk Werktuigkundig Ingenieur Vakgroep Mechanica van stroming, warmte en verbranding Voorzitter: prof. dr. ir. Roger Sierens Faculteit Ingenieurswetenschappen Academiejaar Overzicht Hoofdstuk 1 geeft een algemene inleiding op deze scriptie, waarbij het nut van waterstofmotoren wordt toegelicht. In hoofdstuk 2 wordt de aanwending van waterstof in de inwendige verbrandingsmotor besproken. Hoofdstuk 3 werpt een licht op enkele methodes die worden toegepast om de motorprestaties te verhogen. In hoofdstuk 4 worden enkele werkingsstrategieën voor vermogensregeling voorgesteld. Hoofdstuk 5 beschrijft de proefstand. De problemen met de proefstand bij aanvang van deze thesis en de optimalisatie ervan, worden uitvoerig besproken. Hoofdstuk 6 beschrijft enkele methoden om belangrijke motorparameters te begroten. Een nauwkeurigheidsstudie wordt behandeld in hoofdstuk 7. In hoofdstuk 8 worden de metingen en meetresultaten besproken. Belangrijk hierbij is de invloed van het wijzigen van een motorparameter op het koppel, het rendement en de emissies. Hoofdstuk 9 omvat de conclusies en de toekomstperspectieven. Kernwoorden Waterstof, oplading, EGR, kleppentiming, NO x

5 Optimization of Power and Emissions of Hydrogen Internal Combustion engines by means of Supercharging, EGR and Variable Valve Timing Pieter Maesschalck and Nathalie Rombaut Supervisors: Roger Sierens and Sebastian Verhelst Abstract - This article describes the results of experiments conducted on two hydrogen internal combustion engines (ICE): a four-cylinder gasoline engine adapted to bi-fuel operation with a continuously variable valve timing (CVVT) on the inlet camshaft and a single cylinder engine equipped with a supercharging system and an exhaust gas recirculation (EGR) line. The following text discusses the influence of supercharging, EGR and variable valve timing on power, engine efficiencies and NO x emissions. A comparison between supercharging at lean burn and supercharging while using EGR was made. It was found that both resulted in a power increase. At partially closed throttle, an early opening of the inlet valve reduced the NOx emissions while improving the torque output. At wide open throttle, NO x emissions were lowered but the torque was limited by the occurrence of backfire. Keywords - Hydrogen, supercharging, EGR, variable valve timing, NO x emissions I. INTRODUCTION At present, fossil fuels meet most of the world s energy demand. Combustion products of these fossil fuels are responsible for many environmental issues. A solution to this problem is to replace the existing fossil fuels by clean, renewable ones. The use of hydrogen as a fuel in an internal combustion engine (ICE) can be considered as a clean alternative to the conventional gasoline ICE. However, there are also some drawbacks of hydrogen. Because of the low density of hydrogen, hydrogen ICE s have a smaller power output in comparison with naturally aspirated gasoline ICE s. The power output of hydrogen engines is also limited by the formation of NO x. The goal of the experiments discussed in this paper is to determine the optimal setup of engine parameters, such as charging pressure, amount of EGR, mixture richness and inlet valve timing, which results in a maximum power output and minimum NO x emissions. II. TEST ENGINES A. Audi single cylinder The Audi engine set up consists of a 400 cc single cylinder diesel engine converted to operation on hydrogen. It has a compression ratio of 11:1 and uses port fuel injection (PFI) with two hydrogen injectors. A supercharging system with a P. Maesschalck and N. Rombaut are with the Department of Flow, Heat and Combustion Mechanics, Ghent University (UGent), Gent, Belgium. Pieter.Maesschalck@UGent.be, Nathalie.Rombaut@UGent.be volumetric claw compressor and an EGR line is implemented. The engine is controlled by a MoTeC M4 ECU. B. Volvo four cylinder This 1.8 four-cylinder gasoline ICE is modified for bi-fuel operation. It has a compression ratio of 13:1 and uses PFI with a standard gasoline injector and two hydrogen injectors per cylinder. The motor is controlled by a MoTeC M800 ECU and has a CVVT on the inlet camshaft. III. RESULTS A. Effect of supercharging and EGR Supercharging the hydrogen engine increases the density of the fresh charge and therefore increases the power output [1, 2]. In order to not exceed the NO x limit, the engine can run lean so that NO x emissions are limited, or stoichiometric, enabling the use of a Three Way Catalyst (TWC) for NO x after-treatment. Stoichiometric operation is possible by the use of EGR. The EGR gases dilute the fresh charge. This diminishes the risk of backfire and results in lower raw NO x emissions. Experiments have been conducted at an engine speed of 2000 rpm, with the NO x emissions just below a NO x limit of 100 ppm. The measured torque therefore corresponds with the maximum achievable torque considering the NO x emissions as a restriction. M e (Nm) ,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 charging pressure (mbar) Me EGR, λ = 1 Me lean burn ηe EGR, λ = 1 (%) ηe lean burn (%) Figure 1: Break torque and efficiency for lean burn and EGR operation For both operation strategies, supercharging and lean operation, and supercharging in combination with EGR (stoichiometric operation), supercharging increases the torque η e (%)

6 output, as can be seen on Figure 1. The maximum power is reached at 1 bar charging pressure. With respect to atmospheric pressure, the power increases by 80% for lean operation and by 85% for EGR operation. In the case of lean burn, the effect of the charging pressure on the efficiency is negligible. With this test setup, a mixture of fresh air and hot EGR gases had to be compressed when using EGR, resulting in a great amount of power needed for compression. Because of that, the efficiency at EGR operation decreases with the charging pressure. Experiments have also been conducted at 3000 rpm. Table 1 compares the torque output and efficiencies for lean burn and EGR operation at the maximum charging pressure of 1 bar (corresponds with a maximum output torque). At both engine speeds, the lean burn operation offers the best results. Table 1: Comparison between lean burn and EGR operation charging pressure = 1 bar Lean burn EGR Engine speed M e (Nm) η e (%) M e (Nm) η e (%) 2000 rpm rpm However, for safety reasons, stoichiometric operation was not possible with this engine configuration. Therefore, the conversion coefficient of the TWC was not high enough. When taking the 100 ppm limit into account, the raw NO x emissions had to be limited. This restricts the maximum torque. Assuming a TWC with a conversion coefficient of 95%, the maximum torque is augmented to 34.9 Nm at 1 bar charging pressure and 2000 rpm. This means an increase in power of 45 % in comparison with a lean burn operation. B. Effects of variable valve timing CVVT enables a continuous time phasing of the inlet valves. The valve lift and opening time remain fixed. raw NO x (ppm) raw NOx at 2500 rpm raw NOx at 4500 rpm brake torque at 3500 rpm IVO advance ( ca BTDC) Figure 2: Raw NO x emissions and brake torque at medium and high engine speeds - λ=2, WOT Experiments have been conducted at medium to high engine speeds (2500, 3500 and 4500 rpm) and wide open throttle (WOT) (qualitative control). In order to keep the NO x emissions below the limit, the mixture had to be lean enough. λ=2 is set at the valve opening advance of 4 ca BTDC. When raw NOx at 3500 rpm brake torque at 2500 rpm brake torque at 4500 rpm brake torque (Nm) augmenting the inlet valve opening (IVO) advance, the air mass flow slightly increases, the hydrogen mass flow is held constant. As a consequence, λ slightly augments. The results of these experiments can be seen on Figure 2. At valve overlap, the inertia of the exhaust gases, forces the fresh charge into the cylinder. Thus, a higher valve overlap leads to a better cylinder filling. An early valve opening results in an early closing of the inlet valves, thus less fresh charge is pushed back into the manifold, also resulting in a better cylinder filling. At low loads, these effects result in an increasing torque with earlier valve opening. The higher λ with increasing opening advance leads to lower NO x emissions. At an ignition advance of 40 ca BTDC, a NO x value around 60 ppm is reached. Thus at high valve overlap, the richness of the mixture can be augmented without exceeding the NO x limit of 100 ppm, resulting in high maximum torques. At WOT, stoichiometric operation was not possible because backfire occurred. Similar experiments have been conducted with a stoichiometric mixture (after-treatment with a TWC is possible) at a throttle position of 50% and engine speeds of 3500 and 4500 rpm (quantitative control). Due to the occurrence of backfire, an engine speed of 2500 rpm was not possible. A high valve overlap leads to internal EGR. The diluting effect of the exhaust gases reduces the NO x emissions when valve opening advance augments. At 3500 rpm, the opening advance had no significant influence on the torque. MBT timing could not be set at 4500 rpm and high valve overlap because of the occurrence of backfire. As a result, the torque decreases with increasing opening advance. IV. CONCLUSION By using supercharging at lean operation and EGR operation, the power output of a hydrogen ICE could be increased significantly. The maximum charging pressure results in the maximum torque. When assuming a TWC with a conversion coefficient of 95%, the torque output is substantially higher at the combination of supercharging and EGR in comparison with supercharging at lean operation. At partially closed throttle and WOT, a high IVO advance reduces the NO x emissions. A high valve overlap is beneficial for the torque at WOT, but increases the occurrence of backfire at partially closed throttle. CVVT EGR ICE IVO PFI TWC WOT NOMENCLATURE Continuously Variable Valve Timing Exhaust Gas Recirculation Internal Combustion Engine Inlet Valve Opening Port Fuel Injection Three Way Catalyst Wide Open Throttle REFERENCES [1] Natkin R.J., et al., Hydrogen IC Engine Boosting Performance and NO x Study. SAE paper nr , [2] Nagalingam B., Dübel M., and Schmillen K., Performance of the Supercharged Spark Ignition Hydrogen Engine. SAE paper nr , 1983.

7 Inhoudsopgave HOOFDSTUK 1 INLEIDING 1 HOOFDSTUK 2 GEBRUIK VAN WATERSTOF IN DE OTTO-CYCLUS Fundamentele invloedsfactoren Waterstof als energiedrager Eigenschappen van waterstof De verbranding van waterstof Ongewenste verbranding Gloeiontsteking Backfire Klop Arme-mengselwerking Ontsteking Injectie Injectietijdstip Injectieduur 17 HOOFDSTUK 3 METHODES TER VERHOGING VAN HET MOTORVERMOGEN Variabele kleppentiming Lage belastingen en lage toerentallen Hoge belasting en hoog toerental Hoge belasting en laag toerental Een illustratie Uitlaatgasrecirculatie Oplading Directe injectie Waterinjectie Injectie vloeibare waterstof 27 HOOFDSTUK 4 WERKINGSSTRATEGIEËN Kwalitatief, kwantitatief Arme-mengselwerking en uitlaatgasrecirculatie Arme-mengselwerking, uitlaatgasrecirculatie en oplading 32

8 HOOFDSTUK 5 DE PROEFSTANDEN Volvo-proefstand Algemeen Wijzigingen Moeilijkheden Audi-proefstand Algemeen Wijzigingen aan het oplaad- en EGR-systeem Overige wijzigingen Moeilijkheden Uitlaatgasanalysetoestel Het Hermann-toestel De professionele meetkast 59 HOOFDSTUK 6 BEGROTING VAN HET EGR-PERCENTAGE EN HET OPLAADVERMOGEN Bepalen van het EGR-percentage Eerste methode: moleculair evenwicht Tweede methode: verschil in volumedebiet Invloed van de koeling Conclusie Het oplaadvermogen Inleiding Methode 1: het elektrisch opgenomen vermogen Methode 2: theoretische benadering van het oplaadvermogen bij zuivere oplading Methode 3: theoretische benadering van het oplaadvermogen bij oplading + EGR Vergelijking 76 HOOFDSTUK 7 NAUWKEURIGHEDEN Doorrekenen van de onzekerheid Nauwkeurigheid lambda-sonde 79 HOOFDSTUK 8 METINGEN Inleiding Rendementsvergelijking benzine-waterstof De componenten van het effectief rendement De meetstrategie Lage belastingen: resultaten en interpretatie Hoge belastingen: resultaten en interpretatie Conclusie 94

9 8.3 Variabele kleppentiming Inleiding Werkwijze Uitlaatgassamenstelling Meetonzekerheid op de NO x -metingen Metingen bij WOT - kwalitatieve regeling Metingen bij stoichiometrische werking kwantitatieve regeling Conclusie Oplading en EGR Inleiding Eerste metingen Oplading en arme mengselwerking Oplading en EGR Vergelijking arme mengselwerking EGR Conclusie 123 HOOFDSTUK 9 CONCLUSIE EN TOEKOMSTVISIE Wijzigingen aan de proefstanden De meetresultaten Toekomstvisie 126 BIJLAGE A: DEFINITIES I BIJLAGE B: DATASHEETS COMPRESSOR IV BIJLAGE C: EGR-BEREKENINGEN X BIJLAGE D: METINGEN VOLVO XII BIJLAGE E: METINGEN AUDI XIX BIJLAGE F: NAUWKEURIGHEID LAMBDA-SONDE XXXV BIJLAGE G: MEETONZEKERHEID NO X XXXVII BIBLIOGRAFIE XXXIX

10 Afkortingen ca kh ABDC ATDC BBDC BDP bmep BPI BTDC CR CVVT ECU EGR ICE MAF MAP MBT ODP PFI RON rpm TP TWC VO WOT degrees crank angle graden krukhoek after bottom dead center after top dead center before bottom dead center bovenste dode punt break mean effective pressure borderline pre-ignition before top dead center compression ratio continuously variable valve timing electronic control unit exhaust gas recirculation internal combustion engine mass air flow manifold air pressure minimum spark advance for best torque onderste dode punt port fuel injection research octane number rotations per minute throttle position three way catalyst voorontsteking wide open throttle

11 Hoofdstuk 1 Inleiding De energiebehoefte van onze maatschappij is enorm. Meer dan 90% van de totale energiebehoefte wordt geleverd door fossiele brandstoffen. In de transportsector loopt het aandeel van fossiele brandstoffen zelfs op tot boven de 99% [1]. Het is duidelijk dat deze situatie niet kan blijven aanhouden. Enerzijds zijn fossiele brandstoffen een grote bron van het broeikasgas koolstofdioxide (CO 2 ), wat in belangrijke mate bijdraagt tot de opwarming van de aarde. Ook de emissies, zoals zwaveloxides, koolstofmonoxide (CO) en stikstofoxides (NO x ), hebben een nadelige impact op mens en natuur. De emissiewetgevingen worden bijgevolg steeds strenger. Anderzijds zijn de oliereserves niet eindig en zijn de grootste oliereserves gelegen in politiek instabiele gebieden. De productie van olie heeft in vele gebieden al een maximum bereikt. Daartegenover staat dat de vraag naar olie blijft toenemen, ondermeer door de snel groeiende economie in Azië. Dit heeft geleid tot een snelle stijging in de olieprijzen de afgelopen jaren. Om de afhankelijkheid van fossiele brandstoffen te beperken en de uitstoot van schadelijke emissies een halt toe te roepen, is de interesse in alternatieve energiebronnen en dragers sterk toegenomen. Waterstof als energiedrager biedt hierbij hoopvolle perspectieven en wordt dus beschouwd als een veelbelovende kandidaat. Waterstof is overvloedig aanwezig op aarde, zij het in gebonden toestand onder de vorm van water of koolwaterstoffen. Aangezien waterstof niet vrij in de natuur voorkomt noemt men het dan ook strikt genomen geen brandstof, maar een energiedrager. Waterstof dient geproduceerd te worden, door onder andere steam reforming van fossiele brandstoffen of door elektrolyse van water. Bij dit proces worden grote hoeveelheden energie gebruikt, die bij de verbranding van waterstof of bij het gebruik Hoofdstuk 1 Inleiding 1

12 ervan in brandstofcellen weer vrijkomt 1. Waterstof kan bijgevolg gebruikt worden als medium voor de opslag en het transport van energie. Bij de aanwending van waterstof komen er geen 2 of weinig schadelijke emissies vrij. In principe zijn de stikstofoxides die vrijkomen bij de verbranding van waterstof met lucht de enige ongewenste emissies 3. Wordt de elektriciteit, nodig voor de elektrolyse van water, opgewekt door middel van hernieuwbare energiebronnen zoals wind-, zonne- of hydraulische energie, dan kan men waterstof beschouwen als een milieuvriendelijke en onuitputtelijke energiedrager. Het gebruik van waterstof-brandstofcellen voor de aandrijving van voertuigen lijkt veelbelovend, daar dit niet leidt tot de uitstoot van schadelijke emissies. Hierbij worden we wel geconfronteerd met twee problemen. De ontwikkeling van brandstofcellen staat nog in zijn kinderschoenen, mede hierdoor is de prijs ervan ontzettend hoog. Ten tweede werken brandstofcellen uitsluitend op waterstof. Willen we het gebruik van brandstofcellen commercialiseren, dient eerst een waterstofinfrastructuur uitgebouwd te worden. Dit brengt echter grote investeringen met zich mee, die enkel kunnen gerechtvaardigd worden indien wagens aangedreven door waterstof een voldoende grote plaats in de markt veroverd hebben. De uitbouw van een waterstofnetwerk kan gestimuleerd worden door voertuigen aangedreven door een bi-fuel waterstofverbrandingsmotor. Deze hebben als voordeel dat werking op benzine en aardgas ook nog mogelijk is, in afwachting van een degelijk uitgebouwd netwerk. Bij de ontwikkeling van een bi-fuelmotor doet men beroep op de reeds vele jaren beproefde technologie van de inwendige verbrandingsmotor (Internal Combustion Engine, ICE), die met slechts kleine aanpassingen geschikt kan gemaakt worden voor bi-fuel werking. In een verder stadium kan men dan wagens aangedreven door een waterstofverbrandingsmotor beschouwen, die een goedkoper alternatief bieden voor de waterstof brandstofcel. Aangenomen wordt dat het gebruik van waterstof in ICE s waarschijnlijker is dan het gebruik ervan in brandstofcellen, althans voor de komende decennia [2]. Aan het gebruik van waterstof ICE s zijn ook nadelen verbonden. Enkele hiervan zijn gegeven in [3]. Een groot nadeel van de waterstof ICE is zijn lage vermogensoutput ten opzichte van de klassieke ICE bij een zelfde motorconfiguratie [4]. Hogere vermogens zijn mogelijk, maar indien geen 1 Deze energie is niet volledig recupereerbaar, men moet rekening houden met de omzettingsrendementen, die geen 100% bedragen. 2 Bij toepassing in brandstofcellen. 3 Wordt waterstof aangewend in verbrandingsmotoren, dan komen ook kleine hoeveelheden CO, CO 2 en onverbrande koolwaterstoffen (KWS) vrij. Hoofdstuk 1 Inleiding 2

13 bijkomende maatregelen genomen worden, gaat dit gepaard met hogere uitstoot van NO x. Er dient steeds een afweging tussen vermogensoutput en NO x -emissies gemaakt te worden [5]. Ook het optreden van ongewenste verbrandingsfenomenen, zoals gloeiontsteking en backfire, vormen een nadeel van de huidige waterstof ICE s en zijn een limiterende factor voor de haalbare vermogens. Het onderwerp van deze thesis vormt het onderzoek verricht op twee waterstofmotoren. Het doel hierbij is het behaalbaar vermogen op te drijven, met als randvoorwaarden een zo hoog mogelijk rendement en zo laag mogelijke NO x -uitstoot. Het eerste deel van dit afstudeerwerk omvat de literatuurstudie. In hoofdstuk 2 wordt de aanwending van waterstof in de inwendige verbrandingsmotor besproken. Dit hoofdstuk start met een bespreking van de parameters die bepalend zijn voor het motorvermogen, waarna enkele eigenschappen inherent aan waterstof worden behandeld. Vervolgens worden de ongewenste verbrandingsfenomenen besproken, dewelke een restrictie vormen op het behaalbare vermogen. Hierna wordt armemengselwerking als methode om het vermogen te regelen nader bekeken. Dit hoofdstuk sluit af met een bespreking van de optimalisatie van zowel ontsteking als injectie. Hoofdstuk 3 werpt een licht op enkele methodes die worden toegepast om de motoroutput te verhogen. Hierbij ligt de nadruk op de methodes die voor dit werk relevant zijn. In hoofdstuk 4 tenslotte, worden enkele werkingsstrategieën voor vermogensregeling voorgesteld. Deze hebben als doel het gevraagde vermogen te leveren met de emissies als restrictie, en dit bij verschillende belastingsgebieden. Hoofdstuk 5 beschrijft de proefstanden. Er wordt van start gegaan met een bespreking van de proefstanden bij aanvang van het academiejaar. De problemen die zich hierbij stelden en de antwoorden op deze problemen worden uitvoerig behandeld. Vervolgens worden in hoofdstuk 6 enkele methodes toegelicht om belangrijke grootheden zoals oplaadvermogen en EGR-percentage 1 te bepalen en begroten. Hoofdstuk 7 behandelt de meetnauwkeurigheden van de belangrijkste grootheden opgenomen tijdens het experimenteel werk. De hoofdbrok van de thesis vormt de bespreking van de metingen. In hoofdstuk 8 wordt de invloed van wijzigen van oplaadvermogen en EGR-percentage enerzijds en kleppentiming anderzijds op de motorprestaties in detail behandeld. De nadruk ligt hierbij op het koppel, het rendement en de NO x - emissies. Dit werk sluit af met een algemene conclusie en een blik op de toekomst. 1 Deze termen worden later in dit werk verduidelijkt. Hoofdstuk 1 Inleiding 3

14 Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus Dit hoofdstuk heeft tot doel het gebruik van waterstof in de interne verbrandingsmotor te verduidelijken. De nadruk wordt gelegd op de algemene werking zonder in te gaan op constructieve details. Na het bestuderen van de factoren die invloed hebben op het motorvermogen wordt waterstof als energiedrager beoordeeld. Vervolgens wordt de regeling van het vermogen door middel van arme-mengselwerking bekeken. Tenslotte komt de optimalisatie van de ontsteking en de injectie aan bod. 2.1 Fundamentele invloedsfactoren De vermogensoutput van een 4-takt zuigermotor wordt principieel begrensd door een vijftal factoren. Dit zien we duidelijk in de algemene formules van het effectief vermogen P e en het effectief koppel M e [6]. Hierbij is : het motortoerental : de massa brandstof die per cyclus verbrand wordt :de onderste verbrandingswaarde van de brandstof : het effectief rendement : Het aantal arbeidsslagen per omwenteling, voor een 4-takt motor bedraagt deze ½. Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 4

15 Een eerste beperking is de onderste verbrandingswaarde van de brandstof, bepalend voor de warmte die vrijkomt per cyclus. In tweede instantie is er een beperking op het maximaal toerental, voornamelijk omwille van de slechte cilindervulling bij hogere toerentallen, de beperkte verbrandingssnelheid en de inertie van het krukdrijfstangmechanisme. Hoge toerentallen dragen bijgevolg bij tot een kortere levensduur van de onderdelen door te grote belasting, slijtage en trillingen. Een derde mogelijkheid is ingrijpen op de massa brandstof die per cyclus verbrand wordt in de cilinderruimte. Het slagvolume, de leveringsgraad, de luchtfactor en de aanzuigvoorwaarden (atmosferisch of opgeladen) zijn hiervoor allen bepalend. Deze massa wordt hoofdzakelijk beperkt door de maximale cilinderdruk en -temperatuur, de beperkte ruimte en het octaangetal van de brandstof 1, die beperkend is voor de oplaaddruk. Bij de verbranding van waterstof zijn backfire en gloeiontsteking tevens zeer belangrijke factoren voor de begrenzing van deze hoeveelheid. Het spreekt voor zich dat het effectief rendement bepalend is voor het effectief vermogen van de motor. De verhoging van dit rendement is een kwestie van optimalisatie van allerhande parameters, zoals de compressieverhouding, het ontstekingstijdstip, het injectietijdstip en de vorm van de verbrandingskamer. Tenslotte moet men de laatste decennia ook de emissies in rekening brengen. Bij waterstofmotoren is voornamelijk de NO x -uitstoot de boosdoener. De uitstoot van koolwaterstoffen en CO en CO 2 is zeer laag vergeleken met de huidige motoren, zodat deze niet beschouwd dient te worden. Methodes die hoge vermogens bij lage uitstoot mogelijk maken verhogen dus de toelaatbare vermogens. De eigenschappen van waterstof worden behandeld in 2.2. Het is duidelijk dat deze bepalend zijn voor de onderste verbrandingswaarde, en dus een onmiddellijke invloed hebben op het motorvermogen. Vervolgens worden de fenomenen van ongewenste verbranding gedefinieerd en beknopt besproken. Voor de regeling van het motorvermogen zal men in het meest algemene geval kiezen voor armemengselwerking. In dit geval wordt de rijkheid van het mengsel aangepast waardoor de massa brandstof varieert. De arme-mengselwerking wordt behandeld in 2.4. Rekening houdende met de dynamica van de gassen moeten de injectie, de ontsteking en de kleppentiming geoptimaliseerd worden. Deze hebben een onmiddellijke invloed op het rendement. 1 Een maat voor de klopvastheid Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 5

16 Voor de optimalisatie van de ontsteking en de injectie zijn geen extra actuatoren nodig, deze worden rechtstreeks gestuurd door de ECU (Electronic Control Unit) naargelang het werkingspunt. De optimalisatie ervan is standaard voor moderne benzinemotoren en wordt besproken in 2.5 en 2.6. Een variabele kleppentiming kan gezien worden als een methode ter verhoging van het motorvermogen, actuatoren wijzigen hier de openings- en sluitingstijden van de kleppen. De optimalisatie van de kleppentiming wordt besproken in Waterstof als energiedrager Eigenschappen van waterstof In de onderstaande Tabel 2-1 zijn enkele eigenschappen van waterstof weergegeven. Hierbij wordt telkens de vergelijking met benzine gemaakt [7]. waterstof benzine Dichtheid (kg/m³) 0, Ontstekingsgrenzen (volume% in lucht) ,4-7,6 Ontstekingsgrenzen (Φ) 0,1-7,1 0,7-4 Zelfontstekingstemperatuur (K) Minimale ontstekingsenergie (mj) 0,02 0,24 Stoichiometrische massaverhouding brandstof/lucht 0,0296 0,068 Stoichiometrische volumeverhouding brandstof/lucht 29,53 2 Stoichiometrische vlamsnelheid (m/s) 1,85 0,37-0,43 Adiabate vlamtemperatuur (K) Onderste verbrandingswaarde (MJ/K) 119,7 44,79 Tabel 2-1: Brandstofeigenschappen bij 1 atm en 25 C De brede ontstekingsgrenzen en hoge verbrandingssnelheid laten een stabiele verbranding toe, zelfs in het geval van een arm mengsel. Zodoende dient de inlaatlucht niet gesmoord te worden bij lage belastingen om een brandbaar lucht-brandstofmengsel te bekomen. Indien de belasting wordt geregeld door wijzigen van de brandstof-luchtverhouding, kwalitatieve regeling genoemd, dan is werking bij volledig geopende gasklep mogelijk, wat gunstig is voor de leveringsgraad. 1 Vloeibaar bij 0 C Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 6

17 Door de hoge stoichiometrische verbrandingssnelheid, kunnen we spreken van een quasi isochore verbranding. De ideale verbranding wordt beter benaderd, wat leidt tot hogere theoretische thermodynamische rendementen. De lage ontstekingsenergie in vergelijking met benzine, in het bijzonder bij stoichiometrische werking, verhoogt het risico op gloeiontsteking. Echter, wil men vergelijkbare vermogens behalen als bij diesel- en benzinemotoren, dan moet men stoichiometrisch werken. De ontstekingsenergie van een waterstof-luchtmengsel in functie van de rijkheid ervan, Φ 1, is weergegeven in Figuur 2-1. Aan de zijde van de arme-mengselwerking is de ontstekingsenergie een dalende functie van de rijkheid. Dit maakt het zeer moeilijk om stoichiometrisch te werken zonder het optreden van gloeiontsteking. De maximale rijkheid en dus het vermogen, is beperkt door het optreden van gloeiontsteking. Figuur 2-1: Minimale ontstekingsenergie van een ( ) waterstof-lucht-, ( ) methaan-lucht- en ( ) heptaanluchtmengsels in relatie tot Φ [7] Waterstof heeft een zeer lage dichtheid. In het inlaatmengsel vertegenwoordigt waterstof bijgevolg een groot volume voor een voldoende energiedichtheid. Dit volume waterstof verdringt een volume aan verse lucht. Dit komt niet ten goede aan de leveringsgraad en de vermogensdichtheid. Ter vergelijking, een stoichiometrisch mengsel van lucht en waterstof bestaat uit 30 volume% waterstof, in het geval van werking met benzine bedraagt het stoichiometrisch volume% benzine slechts 2. Daartegenover staat dat het waterstofluchtmengsel een hogere energie-inhoud heeft dan het benzine-luchtmengsel, 3,37 MJ/kg ten 1 Met Φ gelijk aan het inverse van de luchtfactor λ Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 7

18 opzichte van 2,83 MJ/kg. Hieruit volgt dat de vermogensdichtheid bij gebruik van waterstof zo n 17 % lager ligt dan bij benzinemotoren, bij λ =1 [7]. De hoge adiabate vlamtemperatuur en de snelle verbranding maken dat de temperatuur in de cilinder snel stijgt. Dit leidt tot een hogere NO x -concentratie in het geval van waterstofmotoren dan bij vergelijkbare benzinemotoren De verbranding van waterstof De energie opgeslagen in waterstof kan terug vrijgesteld worden bij de oxidatie van waterstof met zuurstof. H 2 (g) + 1/2 O 2 (g) H 2 O (l) Hierbij wordt enkel water geproduceerd. Bij de verbranding van waterstof in een ICE wordt de zuurstof nodig voor de oxidatiereactie bekomen uit de omgevingslucht. Wordt de lucht verondersteld als bestaande uit 79 volume% stikstof en 21 volume% zuurstof, luidt de reactie als volgt: H 2 (g) + ½ O 2 (g) + ½ 3,762 N 2 (g) H 2 O (l) + ½ 3,762 N 2 (g) De aanwezige stikstof neemt niet deel aan de oxidatiereactie. Er wordt dus enkel water gevormd. In realiteit worden ook stikstofoxiden (NO x ) gevormd. Drie parameters zijn hierbij bepalend: de temperatuur, de aanwezige zuurstof en de tijd beschikbaar voor vorming van NO x. Bij voldoende hoge temperaturen dissocieert zuurstof en stikstof, waarna, indien er voldoende tijd is, volgende reacties plaatsvinden. N 2 + O NO + N N + O 2 NO + O De gevormde NO oxideert verder met vorming van NO 2 NO + ½ O 2 NO 2 Een typisch verloop van de NO x -concentratie in functie van de luchtfactor λ is te zien op Figuur 2-2, de afhankelijkheid van NO x -emissies van de temperatuur van het verbrande mengsel is weergegeven op Figuur 2-3. Er is praktisch geen vorming van NO x bij een mengsel armer dan λ=2. Tot dit punt is de temperatuur van de verbrande gassen lager dan 1800 K 1. Eens de grens van λ=2 overschreden is, 1 Omdat de NO x -vorming exponentieel toeneemt met de temperatuur, vindt rond deze temperatuur een plotselinge stijging van de NO x -concentratie plaats. Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 8

19 stijgt de NO x -uitstoot drastisch, waarbij een maximum bereikt wordt bij een lambda van nagenoeg 1,2 (deze waarde verschilt wel van motor tot motor). Bij deze rijkheid loopt de temperatuur in de cilinder op tot 2700 K. Wordt het mengsel nog rijker, dan is de hoeveelheid zuurstof erin aanwezig te laag om een nog verdere stijging in NO x -emissies mogelijk te maken. Het percentage aan onverbrande H 2 neemt echter toe daar niet al de H 2 aanwezig in de cilinder aan de verbranding kan deelnemen. Figuur 2-2: NO x -concentratie in functie van de luchtfactor λ [8] Figuur 2-3: NO x -concentratie in functie van de maximum temperatuur van het verbrande mengsel [8] Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 9

20 2.3 Ongewenste verbranding Gloeiontsteking Gloeiontsteking is de ontsteking van het verse mengsel tijdens de compressie na het sluiten van de inlaatklep en vóór het optreden van de uiteindelijke vonkontsteking. Ten gevolge van de lage ontstekingsenergie kan vroegtijdige ontsteking plaatsvinden als het mengsel in contact komt met een hot spot (een heet punt in de cilinder), zoals de kleppen, de elektrodes van de bougie of afzettingen in de cilinder. Gloeiontsteking wordt beschouwd als de belangrijkste limiterende factor op het bereikbare koppel van waterstofmotoren. Bij het onderzoek van Ford [9] werd gepoogd om een zo hoog mogelijk koppel te bereiken, gloeiontsteking net vermijdend. Hierbij definieert men borderline pre-ignition (BPI) als de maximum waarde van Φ, waarbij gloeiontsteking net niet optreedt. Gloeiontsteking zal de verbranding vervroegen, dit leidt tot een snelle drukstijging en hogere piekdrukken in de cilinder, akoestische oscillaties en een hogere warmteafgifte, waardoor de wandtemperatuur stijgt. Hierdoor zal tijdens de volgende cyclus gloeiontsteking vroeger optreden, en de temperatuur stijgen. Dit herhaalde proces zorgt ervoor dat de gloeiontsteking steeds vervroegt, wat uiteindelijk kan leiden tot backfire (zie 2.3.2) [7]. Bij het optreden van gloeiontsteking is de gemiddelde geïndiceerde druk lager dan bij normale verbranding. Het resulterend koppel is bijgevolg ook lager Backfire Onder vlamterugslag of backfire verstaat men ontsteking in de inlaatleiding tijdens de inlaatslag, vóór het sluiten van de inlaatklep en vóór de vonkontsteking. Backfire gaat gepaard met het optreden van een luide knal, en in het ergste geval schade aan de inlaatleiding. Doordat brandbaar mengsel wordt verbruikt in de inlaatleiding, verliest men een deel aan nuttige energie vervat in het mengsel voor de expansieslag. Bijgevolg is de vermogensoutput lager bij het optreden van backfire. Is de hoeveelheid resterend mengsel in de cilinder te klein om nog voldoende arbeid te leveren, dan kan stoppen van de motor voorkomen. Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 10

21 Er is geen eensgezindheid over de oorzaken van backfire. De meest vernoemde zijn: Gloeiontsteking: Zoals eerder beschreven in 2.3.1, kan gloeiontsteking steeds vervroegen. Wordt de gloeiontsteking zo vervroegd, dat ze optreedt tijdens de inlaatslag dan treedt backfire op 1. Hete punten in de verbrandingskamer (hot spots) zoals afzettingen, de elektrodes van de ontsteking en de kleppen kunnen backfire veroorzaken, daar de ontstekingsenergie van waterstof zo laag is. Andere mogelijke oorzaken zijn te vinden in referenties [10, 11]. Backfire kan vermeden worden door te vermijden dat een waterstof-luchtmengsel in het begin van de inlaatslag de cilinder vult en door de cilinder voldoende te spoelen met (koude) lucht, dus door waterstof enkel op het einde van de inlaatslag in te spuiten [4] Klop Het waterstof-luchtmengsel dat nog niet aan de verbranding heeft deelgenomen (het restgas, end-gas) kan ontsteken nog vóór het eigenlijke vlamfront ontstaan door vonkontsteking. Dit veroorzaakt een plotselinge druktoename. De hiermee gepaard gaande trillingen en lawaai noemt men klop. Het optreden van klop kan verward worden met het voordoen van gloeiontsteking. Gloeiontsteking leidt namelijk ook tot lawaai en het optreden van trillingen. Bij gloeiontsteking heeft er, in tegenstelling tot bij klop, nog geen vonkontsteking plaatsgevonden. De hoge zelfontstekingtemperatuur en de hoge vlamsnelheid van waterstof maken dat klop, zoals hier gedefinieerd, minder voorkomt bij waterstofmotoren dan bij benzinemotoren. De hoge vlamsnelheid zorgt immers voor een kleinere verblijftijd van het end-gas in de cilinder. Dit en de hoge zelfontstekingtemperatuur leiden tot een kleinere kans op zelfontsteking. Een maat waarmee de klopvastheid wordt aangeduid is het octaangetal (Research Octane Number, RON). Voor benzinemotoren bedraagt deze 91 99, voor waterstofmotoren wordt een RON groter dan 120 vastgesteld [7]. Tijdens het onderzoek van Ford [9] deed zich geen klop voor, waarbij testen werden uitgevoerd bij verschillende compressieverhoudingen (Compression Ratio, CR, ε). Aangezien klopverschijnselen 1 In de literatuur wordt dit mechanisme een runaway-pre-ignition genoemd Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 11

22 geen limiet stellen op de CR, kunnen we deze optimaliseren naar thermisch rendement. Theoretisch verhogen het thermisch rendement en de vermogensoutput met de compressieverhouding. Een hogere CR vergroot echter ook de wrijving en de warmteoverdracht door de hogere oppervlaktevolumeverhouding. De CR is dus een compromis tussen thermisch rendement, koppel begrensd door BPI, wrijving en levensduur van de motor. In referenties [3, 12] daarentegen, werd wel klop waargenomen. Door de zeer snelle verbranding van het waterstof-luchtmengsel (dit betekent een hoge voortplantingssnelheid van het vlamfront), neemt de druk in de cilinder snel toe. Deze heftige verbranding wordt hier gedefinieerd als klop. Dit is verschillend van de eerdere definitie, waarbij ontsteking optrad vóór het vlamfront ontstaan uit vonkontsteking. De vorming van NO x is ook een limiterende factor voor de compressieverhouding, immers hoe hoger de CR, hoe hoger de piektemperaturen die optreden in de cilinder. Dit veroorzaakt een hogere NO x - uitstoot [13]. 2.4 Arme-mengselwerking De brede ontstekingsgrenzen van een waterstof-luchtmengsel laten toe het vermogen (of de belasting) enkel te regelen op basis van de hoeveelheid ingespoten waterstof. Dit wordt een kwalitatieve regeling genoemd. Een gasklep (strikt genomen is het een lucht klep) om te regelen op de leveringsgraad blijft echter wel nodig omdat bij lage vermogensvraag het mengsel te arm dreigt te worden. In dit geval wordt de onderste ontstekingsgrens benaderd, hetgeen instabiele verbranding veroorzaakt. Hier is het dus zinvol om de luchtfactor enigszins te verlagen door smoring van de verbrandingslucht. Het voordeel bij de werking zonder gasklep is de afwezigheid van grote ladingsverliezen in de inlaat (pompverliezen). Bij het verlagen van de luchtfactor tot 2 à 1,8 stijgt de NO x -uitstoot zeer drastisch door de hogere temperaturen in de cilinderruimte [8]. Een tweede probleem is het optreden van gloeiontsteking en backfire bij het verder verrijken van het mengsel. Indien men er toch in slaagt de motor stoichiometrisch te laten draaien (eventueel toch door enige smoring met de gasklep) kan men de uitlaatgassen met succes nabehandelen met een driewegkatalysator. Voor de conversie in de katalysator is het voordelig dat nog een kleine hoeveelheid H 2 aanwezig is in de uitlaatgassen. Dit betekent in werkelijkheid dus een luchtfactor van 0,97 à 0,99. Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 12

23 2.5 Ontsteking In de Otto-cyclus wordt het gecomprimeerde gasmengsel theoretisch ontstoken tijdens het bovenste dode punt van de zuiger. In praktijk zal de vonk vroeger optreden. Het werkelijke tijdstip van de vonkontsteking drukt men uit in het aantal graden krukhoek voor het bovenste dode punt ( kh voor BDP) 1. Men noemt dit de voorontsteking (VO). Bij waterstofmotoren kan ook na-ontsteking voorkomen. De nood aan voorontsteking is een onmiddellijk gevolg van de eindige verbrandingssnelheid van waterstof, de verbranding verloopt namelijk niet ogenblikkelijk en isochoor. Gezien de verbrandingssnelheid van waterstof sterk afhankelijk is van de luchtfactor van het mengsel (zie Figuur 2-4) is ook de voorontsteking sterk afhankelijk van de luchtfactor [7, 14]. Een tweede belangrijke invloedsfactor is het toerental omdat die de beschikbare tijd voor de verbranding vastlegt. Tot slot kan het optreden van backfire en gloeiontsteking, voornamelijk het gevolg van een te hoge thermische belasting, in de hand gehouden worden door een goede afstelling van de ontsteking. Figuur 2-4: De laminaire vlamsnelheid in functie van de rijkheid van het mengsel (Φ= 1 / λ) voor verschillende zuurstofpercentages in de lucht [7] Het uiteindelijke doel van een goede afstelling van de ontsteking is een hoger effectief rendement door een betere, volledigere verbranding en optimale piekdruk in de cilinder. Men voert het begrip MBT-timing 2 in. Hiermee bedoelt men dat de kleinste voorontsteking wordt gekozen op het plateau 1 Ook: degrees crank angle Before Top Dead Center ( ca BTDC) 2 Minimum spark advance for best torque Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 13

24 van het maximum koppel. In Figuur 2-5 is het effectief rendement uitgezet in functie van de ontstekingshoek, het koppel vertoont echter een gelijkaardige trend. De MBT-timing is op deze rendementscurve aangeduid. Dit tijdstip wordt ingesteld voor elk werkingspunt, dat bepaald wordt door het toerental en de luchtfactor. De figuur toont duidelijk de sterke afhankelijkheid van het rendement (en koppel) van de voorontsteking. Indien men een te grote voorontsteking instelt zal de druk tijdens de compressieslag te snel oplopen waardoor te veel energie gevraagd wordt van de zuiger en het vliegwiel om deze druk te overwinnen. Bij een te late ontsteking daalt het rendement en koppel door een kortere expansie. Men verkiest de kleinste voorontsteking omdat de maximale druk en temperatuur dan lager is. Dit gaat gepaard met een kleinere NO x -uitstoot. Dit is voorgesteld in Figuur 2-6, ook hier is de corresponderende MBT-timing aangeduid. We zien dus minder NO x - vorming bij een goede keuze van de ontsteking. Figuur 2-5: Het effectief rendement in functie van het ontstekingstijdstip. De MBT-timing is duidelijk aangeduid voor twee brandstofdebieten [12] Figuur 2-6: De NO x -uitstoot in functie van het ontstekingstijdstip. De MBT timing is voor beide brandstofdebieten aangeduid [12] Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 14

25 Bij hogere toerentallen en rijkere werkingspunten kan men niet steeds kiezen voor de MBT-timing, wat gepaard gaat met een rendementsdaling. Dit wordt veroorzaakt door het optreden van backfire of gloeiontsteking. Hierdoor neemt men het ontstekingstijdstip zo vroeg mogelijk om voldoende koppel te halen. Zoals reeds aangehaald wordt bij waterstofmotoren soms zelfs na het BDP ontstoken. Tenslotte wordt de afhankelijkheid van de MBT-timing van toerental en luchtfactor (belasting) bekeken aan de hand van een voorbeeld. In Figuur 2-7 zien we de mapping van de ontsteektijd in functie van de luchtfactor en het toerental. Deze figuur is gebaseerd op metingen in het labo Vervoertechniek op een 8-cilinder GM 454 vonkontstekingsmotor [15]. De inlaatdruk, weergegeven op de Y-as van de grafiek, is omgekeerd evenredig met de luchtfactor omdat de injector door de ECU wordt gestuurd op basis van een zelf aangemaakte virtuele inlaatdruk. We zien duidelijk de zeer grote afhankelijkheid van de luchtfactor. Bij een grote luchtfactor (lage inlaatdruk) zien we de grote voorontsteking door de lage verbrandingssnelheid van waterstof bij arme mengsels. Het toerental is minder bepalend, we zien echter wel een trend van grotere voorontsteking bij hogere toerentallen omdat er minder tijd beschikbaar is voor verbranding. Figuur 2-7: De mapping van het ontstekingstijdstip in functie van de luchtfactor en het toerental [15] 2.6 Injectie Injectietijdstip Net als het ontstekingstijdstip kan ook het injectietijdstip ingesteld worden. Men gebruikt hiervoor meestal het tijdstip van het einde van de injectie. Dit tijdstip wordt vastgelegd door het aantal graden Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 15

26 krukhoek voor het BDP (einde compressie) te beschouwen. Een waarde van meer dan 180 kh betekent dus dat het einde van injectie tijdens de aanzuiging valt. Een goede instelling bij rijke werkingspunten is van belang om het optreden van backfire te vermijden. Dit betekent dat een hoger vermogen mogelijk wordt. Bij een goede afstelling moet men een compromis maken tussen twee zaken. Enerzijds kan men later injecteren om de cilinderwand de tijd te geven warmte af te staan aan de verse verbrandingslucht. Anderzijds moeten de gassen genoeg tijd krijgen om voldoende te mengen voor een volledige verbranding. Figuur 2-8 illustreert dit duidelijk. Verder injecteren nadat de inlaatklep is gesloten zorgt voor een waterstofoverschot in de inlaat die de intensiteit van een eventuele backfire vergroot, dit is dus af te raden. Figuur 2-8: De invloed van het injectietijdstip om de maximale mengselrijkheid [16] Voor het injectietijdstip kan men eveneens een mapping opstellen in functie van de luchtfactor en het toerental. Vooral bij lage vermogensvraag is een nauwkeurige instelling van belang [15]. Dit is mogelijks te wijten aan de veel kleinere duty cycle 1 van de inspuiting waardoor een afwijking van het optimale injectietijdstip een relatief grotere invloed heeft. Bij stijgend toerental moet de injectie vervroegd worden (tot ver voor het BDP van de ladingswissel) om de gassen tijd te geven zich te verplaatsen naar de cilinder en om voldoende te mengen. Bij grotere toerentallen en belasting is de invloed echter minimaal. 1 Inspuitduur / tijdsduur van een motorcyclus Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 16

27 2.6.2 Injectieduur De waterstofmotoren in het labo Vervoertechniek zijn uitgerust met indirecte injectie waarbij de injector voor de inlaatklep geplaatst is. Per verbrandingscyclus spuit de injector gedurende enkele milliseconden waterstof in de inlaatleiding. Deze injectieduur (pulsbreedte) is afhankelijk van de gewenste hoeveelheid waterstof. Deze hoeveelheid hangt af van de gevraagde luchtfactor. Indien het waterstofdebiet door de injector gekend is, kan men de vereiste injectieduur bepalen. Dit waterstofdebiet kan aangepast worden door de injectiedruk, het injectortype of het plaatsen van meerdere injectoren op dezelfde inlaatleiding. Het waterstofdebiet dat de injector kan verwerken ligt vast voor een zekere installatie, hierop wordt dus in principe niet geregeld. Men dient ervoor te zorgen dat de injector bij hoge belasting en toerental, dus bij hoog vermogen, een voldoende waterstofdebiet kan leveren, dit is een belangrijke randvoorwaarde voor de keuze van de injectoren. Hoofdstuk 2 Gebruik van waterstof in de Otto-cyclus 17

28 Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen Tot op heden is de grote beperking van de interne waterstofverbrandingsmotoren het te lage maximale vermogen ten opzichte van de huidige benzine- en dieselmotoren. In dit hoofdstuk worden de methodes besproken die hierop een antwoord kunnen bieden mits een wijziging in de motorconfiguratie (kanalen, actuatoren, ). Deze methodes grijpen opnieuw in op de factoren die het motorvermogen beïnvloeden, zie 2.1. Deze lijst is echter niet limitatief. Er wordt specifiek ingegaan op waterstof, andere brandstoffen worden buiten beschouwing gelaten. De methodes die voor het experimenteel werk van deze thesis relevant zijn worden extra in de verf gezet. 3.1 Variabele kleppentiming Een variabele kleppentiming laat bij een viertaktmotor toe om de openings- en sluitingstijdstippen van de inlaatklep(pen) en/of de uitlaatklep(pen) te regelen in functie van andere motorparameters. Figuur 3-1 toont een algemeen diagram van de kleppentiming. Hierop ziet men bovenaan duidelijk de klepoverlap, dit is het aantal graden krukhoek dat de in- en uitlaatklep tegelijkertijd geopend zijn tijdens de ladingswisseling. Met een variabele kleppentiming streeft men in elk werkingspunt een bepaalde optimale vulling van de cilinder na. Er is dus een rechtstreekse invloed op de leveringsgraad en het maximaal vermogen. In sommige gevallen kan ook de uitstoot sterk beïnvloed worden. Meestal is er een beperking op de regelmogelijkheden. Zo kan men in vele gevallen enkel het openingstijdstip van de inlaatklep vervroegen, die in combinatie met een constante openingsduur Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 18

29 zorgt voor een vervroegde sluitingstijd (dit is het geval voor de Volvo-motor in het labo die later aan bod komt). In hetgeen volgt zal dan ook voornamelijk ingegaan worden op de invloeden van de inlaatkleppentiming. De invloed en regeling van de inlaatkleppentiming is zeer sterk afhankelijk van de belasting en het toerentalgebied. Figuur 3-1: Algemeen diagram voor kleppentiming voor een viertaktmotor [6] Lage belastingen en lage toerentallen Bij een lage belasting loopt de cilinderdruk niet hoog op. Dit heeft een lage druk tijdens het openen van de uitlaatklep tot gevolg waardoor op dat moment weinig druk in kinetische energie omgezet wordt, met een lage snelheid van de uitlaatgassen tot gevolg. Het lage toerental heeft een lage zuigersnelheid tot gevolg. Ook hierdoorr bezitten de uitlaatgassen een lage snelheid. Een lage belasting en laag toerental zijn dus beide verantwoordelijk voor lage snelheden van de cilindergassen tijdens de uitlaatslag. De lage snelheid heeft een kleine inertie van het uitlaatgas tot gevolg. Omwille van een lage inertie bestaat er voor de gassen een grote neiging om van richting te Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 19

30 veranderen. Door de ladingsverliezen in de inlaat heerst er tevens een vrij lage druk ter hoogte van de inlaatklep, zeker bij benzinemotoren met een grote drukval over de gasklep. Hierdoor zal bij grote vervroeging van de inlaatopening een gedeelte van de uitlaatgassen teruggestuurd worden naar de inlaat. Tijdens de volgende inlaatslag wordt een mengsel van lucht, waterstof en uitlaatgas aangezogen, dit wordt interne EGR genoemd, EGR wordt verder uitgediept in 3.2. Deze interne EGR leidt tot een verlaging van de NO x -uitstoot. Bij zeer lage belasting mag niet te vroeg geopend worden omdat door een te grote interne EGR een onvolledige verbranding dreigt Hoge belasting en hoog toerental In tegenstelling tot lage belasting en lage toerentallen hebben de uitlaatgassen een grote snelheid tijdens de uitlaatslag. Hierdoor heerst in de cilinder een lagere druk dan in de inlaat. Bij vooropening zal het inlaatmengsel al aangezogen worden tijdens de opwaartse beweging van de zuiger. Men spreekt in dit geval van het zuigeffect. Hierdoor kan een grotere klepvervroeging toegepast worden. Rekening houdende met de kleinere beschikbare tijd voor de ladingswisseling bij hoge toerentallen verbetert dit de leveringsgraad. Een tweede fenomeen bij hogere toerentallen is het zogenoemde rameffect. Hiermee bedoelt men de grote inertie van de inlaatgassen in het inlaatsysteem waardoor de leveringsgraad nog enigszins stijgt tijdens het begin van de compressieslag. Hiervoor dient men de inlaatklep later te sluiten. Indien de tijd dat de klep geopend is, niet kan wijzigen komt het er dus op aan een optimum te vinden tussen enerzijds het zuigeffect door vooropening en anderzijds het rameffect door nasluiting Hoge belasting en laag toerental De hoge belasting heeft een hoge snelheid van de uitlaatgassen tot gevolg omwille van de hoge cilinderdruk tijdens openen van de uitlaatklep. Anderzijds heeft de lage zuigersnelheid een negatieve invloed op de snelheid van de uitlaatgassen. Het is duidelijk dat de effecten van deze fenomenen op de gassnelheid elkaar tegenwerken. Door de vorige gevallen in beschouwing te nemen kan gesteld worden dat bij te lage vermogensvraag de interne EGR overweegt, terwijl bij hogere vermogensvraag eerder het zuigeffect overweegt. De klepopening hangt bijgevolg bij deze werkingspunten sterk af van het optredende fenomeen. Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 20

31 3.1.4 Een illustratie Figuur 3-2 en Figuur 3-3 zijn een illustratie van de voorgaande theorie. Deze metingen zijn uitgevoerd op de Volvo-proefstand in het labo bij een toerental van 1500 rpm. In Figuur 3-2 zien we een daling van de NO x -uitstoot bij toenemende vooropening bij verschillende rijkheden, dit wijst op interne EGR. Het toerental en de belasting zijn dus laag genoeg om interne EGR mogelijk te maken. Figuur 3-3 toont een lichte stijging van het koppel bij toenemende vooropening, dit zou te wijten zijn aan de corresponderende vroegere sluiting van de inlaatklep waardoor minder vers mengsel opnieuw in de inlaat wordt geduwd. Figuur 3-2: NO x -uitstoot in functie van de vooropening van de inlaatklep bij verschillende luchtfactoren [17] Figuur 3-3: Motorkoppel in functie van de vooropening van de inlaatklep bij verschillende luchtfactoren [17] Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 21

32 3.2 Uitlaatgasrecirculatie Het principe van uitlaatgasrecirculatie (Exhaust Gas Recirculation, EGR) is dat een deel van de uitlaatgassen terug naar de inlaat gestuurd worden. Hierdoor vervangen de uitlaatgassen een deel van de lucht in de verbrandingskamer (dilutie). De uitlaatgassen die voornamelijk uit stikstof, waterdamp en zuurstof (slechts een kleine fractie) bestaan, bezitten een grotere specifieke warmtecapaciteit dan lucht waardoor ze voor een zelfde warmteopname een kleinere temperatuurstoename kennen. Anderzijds is er minder zuurstof aanwezig bij de verbranding. Dit betekent dus een verlaging van de NO x -uitstoot. Bij de werking met EGR zal men voor de laagste NO x -uitstoot steeds stoichiometrisch werken. Hierbij kent de driewegkatalysator een grotere conversiegraad (efficiëntie) en is er een tekort aan zuurstof voor de aanmaak van NO x. In Figuur 3-4 zijn de resultaten weergegeven van experimenten op een ééncilinder motor met een cilinderinhoud van 500cc. Men toont hier de NO x -uitstoot in functie van het EGR-percentage voor verschillende waterstofdebieten. De uitstoot daalt sterk door de dilutie bij stijgend EGR-percentage. De uitstoot wordt minimaal vanaf stoichiometrische werking. De lichte stijging van de NO x -vorming bij laag EGR-percentage is waarschijnlijk te wijten aan de toenemende mengseltemperatuur tijdens de inlaat. Figuur 3-5 vergelijkt de uitstoot van armemengselwerking met die van EGR-werking bij λ=1 voor en na de katalysator. Het is duidelijk dat er minder uitstoot is bij lagere waterstofdebieten door de lagere piektemperaturen. Figuur 3-4: De invloed van het EGR-percentage op de NO x -uitstoot voor verschillende waterstofdebieten [13]. Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 22

33 Figuur 3-5: De vorming van NO x in functie van het waterstofdebiet voor arme werking en stoichiometrische werking voor en na de katalysator [16] Zoals reeds aangehaald is het voordelig iets rijker te werken om een optimale conversiegraad te bekomen. Dan kan het overschot aan waterstof fungeren als reductiemiddel in de katalysator. EGR bij iets rijker dan stoichiometrische werking in combinatie met een driewegkatalysator zorgt meestal voor een aanvaardbare uitstoot. Bij EGR-werking blijft de verhouding van lucht en brandstof constant, terwijl de hoeveelheid mengsel gevarieerd wordt door toevoeging van quasi inerte uitlaatgassen. Hierbij regelt men in feite kwantitatief (variatie van hoeveelheid mengsel) zonder het gebruik van een gasklep. In bepaalde gevallen is smoring met een gasklep aangewezen opdat voldoende uitlaatgassen zouden aangezogen worden door onderdruk na de gasklep. Men kan dus aan de hand van de hoeveelheid recirculatie de belasting regelen. De vermogens van deze methode zijn vergelijkbaar met die van armemengselwerking, maar de NO x -uitstoot is wel aanvaardbaar voor de grotere vermogens. We zien EGR dus als een methode ter verhoging van het maximaal vermogen met de NO x -uitstoot als eindvoorwaarde. Bij het toepassen van de EGR-strategie verwachten we een kleiner rendement door de slechtere vulling ten gevolge van de hogere inlaattemperatuur. Bovendien zouden de lagere cilindertemperatuur en -druk door de hogere specifieke warmtecapaciteit ook een klein rendementsverlies tot gevolg kunnen hebben. Figuur 3-6 toont dat de gehaalde genormaliseerde vermogens zeer weinig afwijking vertonen. Een verklaring hiervoor kan gevonden worden in het feit dat omwille van koeling van de inlaat bij EGR de inlaattemperaturen nauwelijks van elkaar afweken. Zonder inlaatkoeling zullen de bovenstaande fenomenen echter meer invloed hebben, met een kleiner rendement tot gevolg. Bij metingen is het dus van belang deze temperatuur nauwkeurig op te nemen. Bij te hoge inlaattemperaturen zal overigens backfire de begrenzende factor zijn. Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 23

34 Figuur 3-6: Het geïndiceerd vermogen en geïndiceerd rendement voor EGR en arme werking [16] De daling van het geïndiceerd rendement bij grotere waterstofdebieten is voornamelijk te wijten aan de daling van het volmaakt rendement [6]: 1 1 Het is duidelijk dat dit rendement een daling kent voor een dalende polytropenexponent κ. In een voorgaande thesis [18] werd becijferd dat de polytropenexponent daalt bij rijkere mengsels en hogere EGR-percentages. Dit verklaart dus de daling van het geïndiceerd rendement bij hogere waterstofdebieten. Wat ook opvalt bij EGR-werking is de sterke daling van het rendement voor zeer hoge EGRpercentages. In deze werkingspunten wordt een zeer onregelmatige verbranding vastgesteld die een sterke daling van het vermogen tot gevolg heeft. 3.3 Oplading Deze methode grijpt in op de massa brandstof die per cyclus verbrand wordt. Door het verhogen van de druk van het inlaatmengsel wordt de densiteit verhoogd waardoor tijdens de aanzuiging een Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 24

35 grotere massa van het mengsel in de cilinderruimte terecht komt. Men kan dus stellen dat door oplading de leveringsgraad stijgt. Dit betekent dat de drukken en temperaturen hoger oplopen dan bij atmosferische werking, dit impliceert dus een hoger koppel. Deze methode ter verhoging van het vermogen leent zich als geen ander om de oorzaak van het lage vermogen van de waterstofmotor te verhelpen. Door een hogere inlaatdruk zou, ondanks de zeer lage densiteit van waterstof bij atmosfeeromstandigheden, een grotere massa waterstof in de cilinder verbrand kunnen worden. Oplading wordt tegenwoordig toegepast op alle diesels. Bij benzinemotoren is de oplading de laatste jaren in opmars omwille van de drang naar downsizing. De vertraging is echter te wijten aan het klopgedrag van benzine bij hoge drukken. Men onderscheidt turbo-oplading (turbocharging) van mechanische oplading (supercharging). Bij turbo-oplading wordt de restenergie van de uitlaatgassen gebruikt om de inlaatgassen te comprimeren en bij mechanische oplading wordt energie van de krukas gebruikt voor de compressie. De turbo-oplading levert dus een beter rendement. De mechanische oplading heeft praktisch weinig toepassingen, voornamelijk omwille van het lagere rendement. Indien de energie voor de compressie niet van de motor zelf zou komen is het dus belangrijk het gehaalde motorvermogen te corrigeren met deze compressie-energie. Oplading combineert men vaak met een tussenkoeling net voor de inlaat, op die manier verhoogt de densiteit van de inlaatgassen nog meer. Bij waterstofmotoren wordt de oplaaddruk principieel beperkt door het optreden van backfire en gloeiontsteking en de verhoogde NO x -uitstoot door de verhoogde drukken en temperaturen tijdens het verbrandingsproces. In onderstaande Figuur 3-7 zijn de resultaten te zien van proeven op de Audi-proefstand in het labo. We zien duidelijk een stijging van het effectief vermogen bij oplading (hier 1,5 bar abs). Het valt ook op dat de NO x -uitstoot bij oplading stijgt bij armere mengsels, dit wijst duidelijk op hogere temperaturen bij oplading. Backfire en gloeiontsteking zullen dus sneller optreden bij een grotere oplaaddruk, er zal dus armer moeten gewerkt worden. Hierdoor verwachten we dat het maximaal koppel dus minder dan lineair zal stijgen met de oplaaddruk, NO x -uitstoot buiten beschouwing gelaten. De praktijk wijst uit dat het rendement bij oplading licht toeneemt. Voor een bepaalde arbeid zijn immers minder arbeidsslagen nodig, dit betekent ook minder ladingsverliezen in de inlaat en minder wrijvingsverliezen [20]. Anderzijds is er energie nodig voor de compressie van het verbrandingsmengsel. In de literatuur worden voor H 2 -motoren geïndiceerde rendementen tot 50% gevonden bij oplaaddrukken tot 2,6 bar abs [14, 21]. Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 25

36 Figuur 3-7: Invloed van oplading (1,5 bar abs) op het effectief vermogen en de NO x - uitstoot [19] 3.4 Directe injectie In tegenstelling tot indirecte injectie (Port Fuel Injection, PFI) wordt bij directe injectie het mengsel in de cilinder gevormd. De injector spuit de waterstof in nadat de inlaatpoort gesloten is. Dit heeft enkele overtuigende voordelen. In eerste instantie wordt een deel van de verbrandingslucht niet meer verdrongen door de waterstof die een groot deel (30% bij stoichiometrische werking) van het volume inneemt. Hierdoor stijgt de leveringsgraad. Een tweede groot voordeel is dat backfire niet meer optreedt omdat pas waterstof ingespoten wordt na de sluiting van de inlaatpoort. De grote uitdaging bij directe injectie is een goede menging. Dit is echter niet evident door de zeer kleine beschikbare tijd, zeker bij hoge toerentallen. Men tracht dit te verhelpen door een optimale keuze van de injectieparameters, zoals injectieduur en -timing. Tenslotte is de technische complexiteit van die aard dat de toepassing van de directe injectie bij waterstofmotoren nog in de kinderschoenen staat. 3.5 Waterinjectie In deze paragraaf wordt de invloed van waterinjectie op het motorvermogen en de NO x - vorming kort besproken. Voor een uitgebreide uiteenzetting wordt verwezen naar de literatuur [12]. Door de waterinjectie zal de temperatuur tijdens het verbrandingsproces dalen. Enerzijds zal tijdens de inlaatslag een gedeelte van het water verdampen, het overige deel van de verdampingswarmte wordt opgenomen tijdens de verbranding. Anderzijds zal door de grote specifieke warmtecapaciteit Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 26

37 van waterdamp de temperatuur minder hoog oplopen. Dit is met het oog op de NO x -uitstoot een voordeel. Een bijkomend voordeel van de lagere inlaattemperatuur is de hogere densiteit van de verbrandingslucht. Hierdoor zou men een grotere hoeveelheid zuurstof in de cilinder kunnen verwachten. Dit fenomeen wordt echter tegengewerkt door de verdringing van de verbrandingslucht. Bij de verdamping van water gedurende de inlaat wordt een deel van de lucht vervangen door waterdamp, waardoor een daling van de leveringsgraad optreedt. Experimenten wijzen uit dat deze beide fenomenen elkaar vrij goed compenseren waardoor de hoeveelheid zuurstof in de cilinder voor de verbranding relatief constant blijft. 3.6 Injectie vloeibare waterstof Door waterstof af te koelen tot onder het kookpunt (-252,7 C) kan het als een cryogene vloeistof worden opgeslagen. In deze aggregatietoestand is een druk van enkele bar voldoende. In tegenstelling tot de gasvormige opslag onder hoge druk kan een veel grotere waterstof-densiteit gehaald worden (0,09 kg/nm³ in gasvorm versus 70,8 kg/m³ in vloeibare vorm). Het stockeren van waterstof in vloeibare vorm is bijgevolg interessant voor transporttoepassingen door het kleine benodigde opslagvolume. Bij het gebruik van vloeibare waterstof voor interne verbrandingsmotoren spreekt men van een LH2ICE 1. Hiermee wordt bedoeld dat waterstof vloeibaar wordt opgeslagen, maar wel gasvormig wordt ingespoten. De waterstoftank van het prototype van BMW [22] bestaat uit een dubbelwandig reservoir, waarvan zowel de binnen- als de buitenmantel uit edelstaal is vervaardigd. Tussen binnen- en buitenwand bevindt zich een vacuüm-superisolatie van 30mm. Met deze configuratie wordt de warmtegeleiding tot een minimum gereduceerd. Ondanks de sterke isolatie kan de waterstof omwille van verdamping slechts enkele dagen vloeibaar gehouden worden. Vloeibare opslag maakt het mogelijk de gasvormige waterstof in te spuiten bij lage temperatuur. Dit heeft een toename van de leveringsgraad en een afname van gloeiontsteking en NO x -vorming tot gevolg. Zo kan bijvoorbeeld bij injectie van waterstof op een temperatuur van 120 K een vergelijkbaar vermogen gehaald worden als een identieke benzinemotor [23]. Dit artikel beschrijft verder dat het effectief rendement stijgt en de NO x -uitstoot daalt bij dalende waterstoftemperaturen. 1 Liquid Hydrogen Internal Combustion Engine Hoofdstuk 3 Methodes ter verhoging van het motorvermogen 27

38 Hoofdstuk 4 Werkingsstrategieën Omwille van de drang naar downsizing wordt steeds gestreefd naar een zo hoog mogelijke output, zowel qua koppel en vermogen als wat betreft de rendementen. Een limiterende factor hierbij is de NO x -emissie. Afhankelijk van de belasting worden verschillende werkingsgebieden bepaald. Een globale werkingsstrategie, voor het volledige belastingsbereik van de motor, wordt dan vooropgesteld. 4.1 Kwalitatief, kwantitatief Waterstof heeft zeer brede ontstekingsgrenzen. Dit maakt het mogelijk om in essentie twee verschillende werkwijzen te gebruiken voor vermogensregeling. Vooreerst kan het vermogen geregeld worden zoals bij een klassieke dieselmotor, namelijk door de rijkheid van het mengsel aan te passen. Dit noemt men kwalitatieve vermogensregeling of arme-mengselwerking, zie 2.4. Een tweede manier om het geleverde vermogen aan te passen is door kwantitatieve vermogensregeling. Hierbij wordt het vermogen, net zoals bij een benzinemotor, ingesteld door de hoeveelheid lucht en brandstof te variëren, waarbij de verhouding van deze twee constant gehouden wordt. Deze twee methoden kunnen gecombineerd worden om bij verschillende belastingen de gewenste outputparameters te bereiken. Dit is de werkingsstrategie die BMW heeft toegepast bij de ontwikkeling van de BMW Hydrogen 7 [22]. Zodoende is deze 6.0 liter V12 bi-fuel waterstofbenzinemotor in staat het gevraagd vermogen te leveren zonder daarbij de emissienormen te overschrijden. Hoofdstuk 4 Werkingsstrategieën 28

39 Het belastingsbereik wordt opgedeeld in drie gebieden: Lage belasting: bij lage belasting wordt kwalitatieve vermogensregeling toegepast, waarbij armer dan λ=1,8 wordt gedraaid. De NO x -uitstoot is hierbij voldoende laag, zodat geen nabehandeling door een driewegkatalysator (Three Way Catalyst, TWC) nodig is. Hoge belasting: worden hogere vermogens van de motor gevergd, dan werkt men quasi stoichiometrisch, het vermogen wordt kwantitatief bepaald. Zonder verdere nabehandeling van de uitlaatgassen, zijn de bekomen NO x -concentraties te hoog, het gebruik van een TWC is dus noodzakelijk. Opdat NO x -reductie door waterstof kan plaatsvinden in de TWC, is het mengsel ietwat rijker dan stoichiometrisch, namelijk λ=0,97. Het bereik met λ-waarden gelegen tussen 0,97 en 1,8 wordt niet gebruikt. Bij zulke rijkheden is de NO x -uitstoot te hoog en is nabehandeling door een TWC onvoldoende efficiënt. Deze werkingsstrategie is verduidelijkt in Figuur 4-1. Bij overschakelen tussen de twee werkingsgebieden dient zo n 25 % van het koppel gecompenseerd te worden. De uitdaging bestaat erin om dit te doen zonder dat de bestuurder hier hinder van ondervindt. Dit gebeurt als volgt. Eens het omschakelpunt bereikt zal de mengselrijkheid wijzigen, terzelfdertijd wordt de gasklepstand aangepast. Deze laatste is ietwat trager, gezien dit een mechanisch systeem betreft. In de tijd nodig om de stand van de gasklep te wijzigen, wordt het koppel gecompenseerd door het veranderen van het ontstekingstijdstip. Figuur 4-1: Werkingsstrategie BMW Hydrogen 7 [22] Hoofdstuk 4 Werkingsstrategieën 29

40 4.2 Arme-mengselwerking en uitlaatgasrecirculatie In [24] en [25] stelt men een werkingsstrategie voor die arme-mengsel- en EGR-werking combineert. Bij arme-mengselwerking maakt men, zoals eerder beschreven, dankbaar gebruik van de brede ontstekingsgrenzen van waterstof. Hierdoor kan men kwalitatieve vermogensregeling toepassen. Tijdens EGR-werking wordt het vermogen geregeld door wijzigen van het EGR-percentage. Voor een beter begrip van EGR is Figuur 4-2 gegeven. In tegenstelling tot arme-mengselwerking wordt de overtollige lucht ingenomen door hergebruikte uitlaatgassen, om zo een stoichiometrisch mengsel te bekomen. Stoichiometrische werking maakt nabehandeling van de uitlaatgassen met een TWC mogelijk, mede hierdoor kan men door toepassen van EGR de NO x -emissies sterk reduceren. Figuur 4-2: EGR werking [24] Een vergelijking tussen beide werkwijzen kan gemaakt worden met behulp van Figuur 4-3 en Figuur 4-4, waar koppel, NO x -emissies en thermodynamisch rendement zijn weergegeven als functie van het brandstofdebiet, dit bij toerentallen van respectievelijk 1500 en 3000 rpm. Parameters met EGR als voorvoegsel duiden op EGR-werking. Bij hogere massadebieten neemt de rijkheid toe in geval van arme-mengselwerking, bij EGR-werking neemt het EGR-percentage in dat geval af. Hoofdstuk 4 Werkingsstrategieën 30

41 Figuur 4-3: Outputparameters bij 1500 rpm [24] Figuur 4-4: Outputparameters bij 3000 rpm [25] Bij beide toerentalen stijgt het koppel bij stijgend brandstofdebiet, waarbij het koppel bij armemengselwerking steeds dat bekomen bij EGR-werking overstijgt. In het geval van 1500 rpm bedraagt het maximum koppel bij arme-mengselwerking 94 Nm, wat hoger is dan 87 Nm, het maximum behaalbare koppel bij EGR-werking. Bij 3000 rpm bekomen we respectievelijk 94 Nm en 88 Nm. Hoofdstuk 4 Werkingsstrategieën 31

42 De NO x -emissies bij EGR-werking zijn lager dan 1 ppm, dit dankzij de thermische dilutie van de uitlaatgassen, de lagere zuurstofconcentratie in de cilinder en het gebruik van een TWC. In het geval van arme-mengselwerking daarentegen vertonen de emissies een drastische stijging vanaf een zeker brandstofdebiet, 0,9 kg/h of Φ=0,45 bij 1500 rpm en 1,8 kg/h of Φ=0,4 bij 3000 rpm. Het maximum koppel voor beide toerentallen treedt op bij massadebieten waar de NO x -emissies hogere waarden dan toegelaten 1 aannemen. Met de emissies als beperking bedraagt het maximum haalbaar koppel bij arme-mengselwerking 68 Nm en 55 Nm, bij respectievelijk 1500 en 3000 rpm. De EGR-werking kan dus een hoger koppel leveren (87 Nm tegenover 68 Nm en 55 Nm tegenover 88 Nm). In de gebruikte proefopstelling wordt het EGR-percentage geregeld door middel van een EGR-kraan. Wordt de EGR-kraan gradueel geopend en de gasklep wat gesloten, dan zullen uitlaatgassen worden aangezogen in de inlaatleiding. De druk in de inlaatleiding (Manifold Air Pressure, MAP) blijft hierbij constant, zodat pompverliezen, die normaal optreden bij het smoren van de inlaatlucht, niet voorkomen. Een deel van de EGR-leiding doorloopt een watertank, zodat de uitlaatgassen gekoeld worden. De temperatuur van de uitlaatgassen, en bijgevolg de temperatuur van de inlaatlucht, is echter nog steeds hoger dan bij arme-mengselwerking. Dit heeft een lagere leveringsgraad en een lager thermisch rendement tot gevolg. De gecondenseerde waterdamp in de uitlaatgassen dient verpompt te worden, wat op zijn beurt ook leidt tot een lager thermisch rendement. Een compromis tussen rendement, koppel en emissies is een strategie waarbij arme-mengsel- en EGR-werking gecombineerd worden. Bij lage belasting past men arme-mengselwerking toe, resulterend in lage emissies en hoge rendementen maar lage koppels. Bij hogere belastingen maakt men gebruik van EGR-werking, hierdoor worden hogere koppels en lage emissies behaald, ten nadele van het rendement. 4.3 Arme-mengselwerking, uitlaatgasrecirculatie en oplading In [4] opteert men voor een strategie waar arme-mengselwerking, het gebruik van EGR en oplading gecombineerd worden. Ook hier weer is de toegepaste strategie een afweging tussen maximaal vermogen en minimale emissies. 1 In deze proef bedraagt de NO x -limiet 100 ppm. Hoofdstuk 4 Werkingsstrategieën 32

43 Bij lage belasting maakt men gebruik van arme-mengselwerking of kwalitatieve vermogensregeling, dit tot aan het punt waar de NO x -concentratie de grens van 100 ppm overschrijdt. Hoge geïndiceerde rendementen, inherent aan het gebruik van WOT, zijn mogelijk. Rendementen tot η i =40% zijn waargenomen. Bij zeer lage belasting, λ>4, is smoring wel vereist om stabiele verbranding te kunnen garanderen. Eens de NO x -grens van 100 ppm bereikt, dit is bij een luchtfactor van 2,2, stijgt de NO x -concentratie drastisch. Nabehandeling door een TWC, en dus stoichiometrische werking, is bijgevolg noodzakelijk. Het toepassen van kwantitatieve vermogensregeling, waarbij de hoeveelheid verse lucht wordt bepaald door smoring, leidt tot een hoger brandstofgebruik in vergelijking met WOT, door de optredende pompverliezen. Het rendement kan verhoogd worden, en dus het brandstofverbruik verlaagd worden, door gebruik te maken van EGR. Belastingsregeling verkrijgt men door aanpassen van het EGR-percentage. Dit percentage varieert van 50%, bij de NO x -grens van 100 ppm, tot 0%, waar men overgaat op het volgend werkingsgebied. In het werkingsgebied volgend op EGR-werking, worden nog hogere vermogens bereikt, dit is echter niet mogelijk zolang men atmosferisch blijft werken. Immers, ten gevolge van de lage dichtheid van waterstof wordt een grote hoeveelheid verse lucht verdreven. Dit leidt tot een beperking op het haalbare vermogen. Maximale vermogens worden bekomen bij stoichiometrische werking en verdere verrijking resulteert niet in vermogenswinst. Aan dit probleem kan verholpen worden door oplading. Bij een oplaaddruk van 0,85 bar werden vermogens behaald die tot één derde boven deze van atmosferische benzinemotoren gelegen zijn. Hogere vermogens zijn misschien realiseerbaar, maar de oplaaddruk diende beperkt te blijven tot voorgenoemde waarde door de mechanische beperking van de motor. In het werkingsgebied voor hoge belastingen past men dus oplading toe, met oplaaddrukken gaande tot 0,85 bar overdruk. In dit werkingsgebied is het mengsel stoichiometrisch en wordt het vermogen bepaald door de oplaaddruk. Figuur 4-5 is een samenvatting van de net beschreven werkingsstrategie. Het werkingsgebied horend bij een bepaald toerental en gemiddelde effectieve druk is weergegeven op deze figuur. In praktijk blijkt echter dat het vaak niet mogelijk is stoichiometrisch te werken bij oplading, ten gevolge van ongewenste verbranding. In de metingen, later in dit werk, wordt bij 1 bar de backfiregrens immers reeds bereikt voor een luchtfactor 1,6. Alternatieven voor deze stoichiometrische oplading zijn opladen met behoud van een arm mengsel, en oplading in combinatie met EGR. Verder onderzoek naar deze beide strategieën wordt gevonden in 8.4. Hoofdstuk 4 Werkingsstrategieën 33

44 Figuur 4-5: Werkingsstrategie [4] Hoofdstuk 4 Werkingsstrategieën 34

45 Hoofdstuk 5 De proefstanden De proefstanden in het labo Vervoertechniek kenden de voorbije jaren een grote evolutie. De motoren werden steeds aangepast met het oog op het onderzoek van de invloed van zekere motorparameters of concepten. 5.1 en 5.2 geven een overzicht van de beide proefstanden die voor deze thesis relevant zijn. De klemtoon zal echter wel vooral op de aangebrachte wijzigingen gelegd worden. 5.3 behandelt tenslotte de uitlaatgasanalyse. 5.1 Volvo-proefstand Algemeen De onderstaande Figuur 5-1 geeft een overzicht van de proefopstelling. Hierop ziet men links de Volvo-motor die via een uitschuifbare cardankoppeling verbonden is met een wervelstroomrem van het merk Zöllner, type A220. Zowel de radiator van de motor als de wervelstroomrem worden voor een voldoende koeling doorstroomd met leidingwater waarvan het debiet instelbaar is. De uitlaatgassen worden via een afzuigsysteem naar buiten afgevoerd. De motor betreft een benzinemotor van het merk Volvo, met een cilinderinhoud van 1,8 liter en 4 cilinders in lijn, van het jaar De motor werd omgebouwd naar bi-fuel werking. Dit laat toe dat zowel benzine als een gasvormige brandstof kan gebruikt worden. Een opgebouwde common rail kan elke cilinder door middel van 2 injectoren (Teleflex GSI) van de gasvormige brandstof (waterstof, aardgas,...) voorzien. De druk in de common rail wordt op 2 bar gehouden en is af te lezen op een met olie gevulde manometer. Voor de cijfergegevens wordt naar onderstaande Tabel 5-1 verwezen. In het kader van deze thesis dient vermeld te worden dat de motor uitgerust is met een dubbele bovenliggende nokkenas, waarvan de inlaatnokkenas voorzien is van een mechanisme voor de Hoofdstuk 5 De proefstanden 35

46 vervroeging van de inlaatopening (Continuously Variable Valve Timing, CVVT) die het mogelijk maakt de nokkenas tot 40 te verdraaien ten opzichte van de krukas tijdens normale motorwerking. Figuur 5-1: Afbeelding van de Volvo-proefstand Cilinders Kleppen 16 Nokkenassen DOHC met CVVT de inlaatkleppen Boring 83 mm Slag Slagvolume Compressieverhouding 10,3 Inspuiting max. vermogen max. koppel max. toerental 4 in lijn 82,4 mm 1783 cc Port Fuel Injection (PFI) 88 kw 170Nm (bij 4000 rpm) 6500 rpm (continu) Tabel 5-1: Technische fiche van de Volvo-motor voor Boven de proefstand is een taps toelopend dak voorzien. In geval van een waterstoflek zal het waterstof-luchtmengsel zich concentreren in de nok van het dak. Een gevoelige waterstofsensor (Bucom ST600EX) detecteert aan de hand van een continu bemonsteringsdebiet de concentratie van Hoofdstuk 5 De proefstanden 36

47 waterstof. Indien een drempelwaarde van 10 ppm wordt overschreden wordt de toevoer van waterstof naar de motor afgesneden. De motor wordt aangestuurd door een MoTeC M800 systeem dat volledig programmeerbaar is via een seriële RS232 verbinding met de PC. De verbinding met de PC maakt het tevens mogelijk om de actuele motorparameters zoals het luchtdebiet, de koelwatertemperatuur of de batterijspanning ten allen tijde op te vragen en parameters als het ontstekingstijdstip, het brandstofdebiet of de inlaatklepvervroeging naar believen in te stellen. Op de Figuur 5-1 is aan de rechterkant het bedieningspaneel of de Schenckbank te zien. Hierop zijn het toerental en koppel af te lezen. Met 2 potentiometers kunnen de gaskleppositie en het weerstandskoppel van de rem geregeld worden. Verder bevat het bedieningspaneel een schakelaar om te wisselen tussen benzine- en waterstofwerking. Er is tevens een MAP-potentiometer voorzien die bij waterstofwerking de inlaatdruk na de gasklep simuleert. Dit maakt het mogelijk het waterstofdebiet onafhankelijk van het toerental of luchtdebiet te regelen. Tenslotte is een startknop en een noodstop aanwezig. De uitlezing van het waterstofdebiet gebeurt aan de hand van een aparte display die zich bevindt in de kast met de apparatuur voor het uitvoeren van drukmetingen. Op de elektriciteitskast die bovenaan op de figuur wordt weergegeven zijn de vier uitlaatgastemperaturen af te lezen. In deze kast bevindt zich tevens de ECU en een schakelaar voor het aansturen van de benzinepomp. Voor een meer uitgebreide bespreking van deze proefstand kan verwezen worden naar de werken van vorige jaren [26, 27]. In wordt echter wel dieper ingegaan op de dit jaar aangebrachte wijzigingen Wijzigingen De vorige jaren bleken er problemen te zijn met het behouden van de injectiedruk van 2 bar bij het verhogen van het toerental of koppel. Bij de wijziging van een werkingspunt diende men de druk steeds handmatig bij te stellen. Om dit te vermijden werd dit jaar geopteerd voor de installatie van een automatische drukregelaar van het merk Fairchild, type 4500A. Deze drukregelaar is in staat om de druk nagenoeg constant te houden bij het wijzigen van het debiet of de druk in de H 2 -flessen. Deze drukregelaar wordt aangestuurd door middel van een gelijkspanningssignaal waarbij 1 Volt overeen komt met 1 bar overdruk. Dit gelijkspanningssignaal wordt gegenereerd door een voeding die onafhankelijk kan geregeld worden met een potentiometer. Figuur 5-2 toont de drukregelaar en de voeding. Hoofdstuk 5 De proefstanden 37

48 Figuur 5-2: Afbeeldingen van de drukregelaar (links), de regelbare voeding beveiligingskast (rechts) (midden) en de centrale Hierbij dient opgemerkt te worden dat het verlagen van de druk na de regelaar gepaard gaat met het afblazen van een kleine waterstofhoeveelheid. Ook het op druk brengen van het systeem gaat gepaard met het vrijkomen van een minieme hoeveelheid waterstof. Deze waterstof wordt echter wel gedetecteerd door de waterstofsensor in het taps toelopende dak van de opstelling. Na het onder druk brengen van het systeem waren we genoodzaakt enige tijd te wachten tot een voldoende lage waterstofconcentratie was bereikt. Na het indrukken van de accept- en resetknop op de beveiligingskast (zie Figuur 5-2) konden de experimenten zonder verdere problemen worden aangevat. Er werd vanuit gegaan dat deze minieme hoeveelheid waterstof in de ruime machinehal zo goed als geen gevaar oplevert. Een tweede wijziging werd aangebracht in de toevoer van waterstof. Gezien hogere toerentallen gepaard gaan met een hoger waterstofdebiet werd het gebruik van een waterstoffles heel onpraktisch, deze zou immers te snel leeg zijn. Om hiervan een idee te krijgen kan men volgende rekenoefening maken. Een standaard fles waterstof van 50 liter op 200 bar komt overeen met 10 m³ waterstof bij atmosfeerdruk. Bij een waterstofdebiet van 33 Nm³/h bij 4500 rpm en een koppel van 69 Nm betekent dit dat maximaal 18 min continu kan gedraaid worden. Indien men rekening houdt met het feit dat voor een stabiele NO x -uitstoot de motor minimaal 5 minuten dient op te warmen en voor een stabiele meetwaarde nog eens zolang moet gewacht worden blijkt dit niet praktisch. Er zou in tegendeel zelfs heel wat waterstof verspild worden aan het opwarmen van de motor. Daarom werd beslist om naast de machinehal plaats te voorzien voor een zogenoemde kader, waarop plaats is voor 9 waterstofflessen van 50 liter. Dit wordt getoond in Figuur 5-3. Deze flessen zijn allen doorverbonden zodanig dat de motor gedurende een aanvaardbare tijd continu kan draaien. Het in open lucht plaatsen van de waterstof kan tevens gezien worden als een extra veiligheidsmaatregel. Hoofdstuk 5 De proefstanden 38

49 Figuur 5-3: Overzicht van de toevoer van waterstof bij de Volvo-proefstand (links) en een afbeelding van de waterstofkader (rechts) De plaatsing van deze kader naast de machinehal impliceert dat de waterstof over een afstand van een 20-tal meter dient getransporteerd te worden. Hiervoor werd een vaste inox-leiding verankerd aan het dak van de machinehal, met een aftakking bij de Volvo- en Audi-proefstand. Om de druk in de lange waterstofleiding niet te laten oplopen tot 200 bar wordt de drukreductie in 2 (Audi) of 3 (Volvo) stappen uitgevoerd. Er bevindt zich net naast de kader een manuele drukregelaar die een eerste reductie van 200 bar naar 40 bar voor zijn rekening neemt. De tweede reductie van 40 bar naar 2 bar gebeurt door middel van drukregelaars naast de proefstanden. In Figuur 5-3 is tevens te zien dat boven de centrale beveiligingskast een manometer is voorzien die de druk in de lange leiding weergeeft. Bij het eerste gebruik diende de leiding ontlucht te worden. Dit kan door afwisselend de leiding met waterstof op druk te brengen en die daarna af te laten waarbij de druk niet onder de atmosfeerdruk mag komen. Voor een totale ontluchting bleek een behoorlijke hoeveelheid waterstof nodig. Het is dus aangeraden om de druk in de kader niet te laten zakken onder 2 bar om contaminatie met lucht te vermijden. Ook bij de vervanging van de kader moet de flexibele leiding tussen de kader en de eerste drukregelaar apart ontlucht worden zodat geen lucht in de lange leiding terecht komt Moeilijkheden Bij de aanvang van de metingen op de Volvo-proefstand bleek het onmogelijk de motor te starten op benzine. Het werd snel duidelijk dat geen benzine aangezogen werd uit de jerrycan. Na het Hoofdstuk 5 De proefstanden 39

50 stelselmatig uitmeten van het elektriciteitscircuit, beginnende bij de benzinepomp, bleek een slecht contact de oorzaak te zijn. Het vastdrukken van een relais volstond als oplossing. Een tweede moeilijkheid werd reeds opgemerkt in een vroegere thesis [17]. Het betreft de instelling van de inlaatklepvervroeging. Het blijkt dat bij de instelling van een inlaatklepvervroeging kleiner dan 4 kh de aansturing wegvalt. De klepvervroeging valt op 0 kh en vertoont geen reactie meer op een wijziging van de instelling. De parameter polarity wijzigen van 0 naar 1 en opnieuw naar 0 biedt een oplossing. Ook een overshoot bij het verkleinen van de vervroeging naar 4 kh kan aanleiding geven tot het uitvallen van de aansturing. Voor de uitvoering is dit geen grote moeilijkheid indien er rekening mee wordt gehouden. Vorig academiejaar werd heel wat aandacht besteed aan de apparatuur voor de opname van de cilinderdruk in functie van de krukhoek. Hiervoor werd een krukhoekencoder, een versterker en een line-terminator van het merk Kistler aangekocht. De krukhoekencoder werd gemonteerd en het bovenste dode punt werd nauwkeurig bepaald. Zoals beschreven in [19] bleken toen reeds problemen te rijzen bij toerentallen hoger dan 2500 rpm, en later bij toerentallen vanaf 2000 rpm. Bij een eerste poging voor het opnemen van een drukdiagram bleek dit jaar meteen dat het uitgangssignaal van de versterker over het volledige toerentalgebied te onzuiver was. Onze voorgangers verklaarden het defect door de blootstelling van de versterker aan overmatige motortrillingen. Zowel inlaatdruk- als cilinderdrukmetingen waren dit jaar op de Volvo-proefstand dus onmogelijk. Hierdoor werd het onmogelijk om het backfiregedrag aan de hand van inlaatdrukmetingen te onderzoeken. Dit is alvast een aandachtspunt voor de komende jaren. Ook dit jaar bleek dat bij het snel terugvallen van het toerental na een zware belasting de wervelstroomrem sporadisch een krakend geluid maakt. Enige tijd afkoelen volstaat om opnieuw een normale werking te verkrijgen. Verder werden dankzij de doorgedreven optimalisatie van de voorbije jaren geen noemenswaardige problemen ontdekt. 5.2 Audi-proefstand Algemeen Deze proefstand is opgebouwd uit een ééncilinder viertakt verbrandingsmotor die gekoppeld is aan een gelijkstroommachine van het merk Oerlikon. Op de Figuur 5-4 is links de gelijkstroommachine te zien, rechts de verbrandingsmotor. De gelijkstroommachine kan zowel energie leveren als opnemen. Bij de opstart van de verbrandingsmotor werkt de machine als motor. Eens het toerental Hoofdstuk 5 De proefstanden 40

51 voldoende hoog is kan waterstof ingespoten worden waardoor de verbrandingsmotor energie produceert. In dit geval gedraagt de gelijkstroommachine zich als generator. Figuur 5-4: Afbeelding van de Audi-proefstand met links de gelijkstroommachine en rechts de verbrandingsmotor De waterstofmotor is een omgebouwde dieselmotor met een cilinderinhoudd van 400cc, van het merk Audi-NSU. Voor meer motorgegevens wordt verwezen naar de onderstaande Tabel 5-2. De ombouw van diesel naar gaswerkingg vereiste hoofdzakelijk de inbouw van 2 gasinjectoren (Koltec-Necam GSI) in de inlaatpijp, het bewerken van de zuiger met oog op een lagere compressieverhouding en het aanbrengen van een ontstekingssysteem. De motor wordt aangestuurd door een MoTeC M4 Pro systeem. Dit maakt het mogelijk de motorparameters in te stellen en te monitoren via de PC. De Audi-motor wordt gekoeld met leidingwater waarvan het debiet automatisch geregeld wordt. De koelwatertemperatuur wordt op die manier bij vollastwerking op 80 C gehouden. De gelijkstroommachine wordt gekoeld door middel van een geforceerde luchtstroming. De beide potentiometers (zie Figuur 5-5) op het bedieningspaneel laten toe om enerzijds het toerental van de gelijkstroommachinee in te stellen (d.m.v. PI regeling), en anderzijds om door middel van de simulatie van een MAP-signaal het waterstofdebiet te regelen. Op het bedieningspaneel zijn tevens de koelwatertemperaturen (in en uit) en de in- en uitlaatgastemperaturen af te lezen. Verder worden het lucht- en waterstofdebiet (Hi-Tech Bronkhorst), het koppel (door middel van loadcell type SENSY 2712, 50 dan), de luchtfactor (Innovate Motorsports LM-1), het toerental (ook via MoTeC af te lezen), de oliedruk en het blow-by-debiet weergegeven. Hoofdstuk 5 De proefstanden 41

52 Cilinders 1 Kleppen 2 Nokkenassen Boring Slag Slagvolume compressieverhouding 11 Inspuiting Port Fuel Injection (PFI) Inlaatklepopening/sluiting 7 ca BTDC / 66 ca Uitlaatklepopening/sluiting 64 ca BBDC / 21 ca max. toerental Enkele bovenliggende nokkenas 77,02 mm 86,385 mm 402,3 cc 4000 rpm (continu) Tabel 5-2: Technische fiche van de Audi-motor Figuur 5-5: Afbeelding van het bedieningspaneel van de Audi-proefstand met aanduiding van de voornaamste elementen Voor meer diepgaande informatie over de carterventilatie, de meting van blow-by-gassen en de globale aansturing en bediening van de motor kan verwezen worden naar [28]. De motor werd tevens uitgerust met een piëzo-elektrische cilinderdruksensor (Kistler type 6125BU20) en een piëzoresistieve inlaatdruksensor (Kistler type 4075A20). De piëzo-elektrische is enkel in staat om drukverschillen te meten. De piëzoresistieve kan daarentegen wel absolute drukken meten. Indien men veronderstelt dat de drukval over de inlaatklep verwaarloosbaar is maakt de combinatie van beide sensoren het mogelijk om de absolute cilinderdruk te kennen. De Hoofdstuk 5 De proefstanden 42

53 krukhoekencoder stuurt een triggersignaal naar de DAQ-kaart die elke krukhoek (of een fractie ervan) de signalen van beide sensoren inleest. Deze gegevens maken het mogelijk om na verwerking een pv-diagram op te stellen. Bij de aanvang van deze thesis was reeds een systeem voorzien voor de recirculatie van de uitlaatgassen en de oplading van het inlaatmengsel. De uitlaatgassen werden gemengd met verse lucht waarna ze gecomprimeerd werden door middel van een turbocompressor. Na de compressie werd het gasmengsel door een grote bufferton naar de inlaat van de motor geleid. Het gebruik van deze bufferton laat toe om het luchtdebiet te meten zonder problemen omwille van een sterk pulserend luchtdebiet. Op de onderstaande Figuur 5-6 wordt het principe afgebeeld. Gezien dit systeem verschillende tekortkomingen kende werd hieraan veel aandacht besteed wordt volledig aan deze optimalisatie gewijd. Figuur 5-6: Schema van de opstelling bij aanvang van de thesis De veiligheid wordt verzekerd door twee waterstofsensoren, beide van het type Bucom ST600EX. Eén van beide sensoren wordt op dezelfde manier gebruikt als bij de Volvo-proefstand. Deze sensor werd ingebouwd in de nok van een taps toelopend dak. Bij de detectie van een waterstofconcentratie hoger dan 10 ppm wordt de waterstofaanvoer onmiddellijk afgesneden. De andere sensor wordt ingezet voor de detectie van waterstof in de bufferton. De recirculatie van uitlaatgassen kan door de aanwezigheid van onverbrande waterstof immers voor een uiterst gevaarlijk waterstof-luchtmengsel zorgen. Vermits de druk van het mengsel in het buffervat variabel is (0 bar... 1 bar) wordt de sensor niet rechtstreeks aangesloten. De sensor is immers enerzijds niet bestand tegen dergelijke drukken en anderzijds is de gemeten concentratie afhankelijk van het doorstroomdebiet. Om bij de verschillende drukken een correcte meting te verrichten werd een membraampomp en een debietregeling voorzien. Hoofdstuk 5 De proefstanden 43

54 Deze installatie werd geplaatst en gekeurd door een gespecialiseerde firma. De detectie van waterstof gaat ook hier gepaard met het onmiddellijk afsluiten van de toevoer. In Figuur 5-7 wordt deze kast afgebeeld. Figuur 5-7: Beveiligingskast voor de bufferton Een te hoog blow-by-debiet wijst op een slechte werking van de zuigerveren. Bij een hoog blow-bydebiet dreigt de zuiger vast te lopen en komt waterstof in het carter terecht. Om dit te vermijden wordt ook in dit geval de waterstoftoevoer afgesneden Wijzigingen aan het oplaad- en EGR-systeem Probleemstelling In het eerste semester werden metingen gedaan op de ongewijzigde proefstand. De tekortkomingen waren snel duidelijk en worden hier opgesomd: Een sterke fluctuatie van de wijzer van de manometer op het buffervat. Dit maakte een nauwkeurige meting van de oplaaddruk niet mogelijk. De maximale oplaaddruk was beperkt tot 0,5 bar overdruk. Bij metingen in [4, 14] blijkt het voor zuivere oplading zinvol om oplaaddrukken tot 1 bar toe te passen. De compressor was van het zijkanaalprincipe [19]. Deze turbocompressoren worden typisch gebruikt bij hoge debieten en erg lage persdrukken (tot 0,7 bar voor een tweetraps machine). Dit type was dus niet geschikt voor het leveren van de oplaaddruk bij de lagere toerentallen. De compressor gaat immers in stall. Het gevolg hiervan was een erg instabiele werking. De instabiele werking van turbocompressoren wordt Hoofdstuk 5 De proefstanden 44

55 gekenmerkt door het afwisselend op druk brengen en aflaten van de bufferton. Dit betekent een zeer sterke fluctuatie van het luchtdebiet, waarbij de luchtstroom zelfs omkeert. Er was reeds een EGR-leiding voorzien die het mogelijk maakte de uitlaatgassen te mengen met verse lucht alvorens gecomprimeerd te worden. Deze inox-leiding is echter dun (15mm doorsnede) en vrij lang (1,5m). Dit veroorzaakt een niet verwaarloosbare drukval van de uitlaatgassen bij de hogere motortoerentallen. Bij deze toerentallen en lage belastingen (= een groot inlaatdebiet) werd het onmogelijk om voldoende EGRgassen aan te zuigen. Een inlaatsmoorkraan kon hierop een antwoord bieden (zie ). De bufferton van nagenoeg 1200 liter was sterk overgedimensioneerd. Bij EGR-werking werd de tijd voor het verkrijgen van een stabiel mengsel onaanvaardbaar lang (> 5min). Dit kon waargenomen worden aan de hand van de luchtfactor op basis van de lambdasonde. Een dode tijd van 5 minuten is onaanvaardbaar indien door kleine wijzigingen aan het waterstofdebiet en EGR-percentage naar een bepaalde NO x -uitstoot dient toegewerkt te worden. De zoektocht naar een kleinere bufferton drong zich dus op. Het elektrisch vermogen dat opgenomen werd uit het net door de compressor kon niet worden opgemeten. De uitlaatgassen die gerecirculeerd worden bevatten een aanzienlijke hoeveelheid water. Dit water komt na menging met de verse lucht in de compressor terecht. De zijkanaalcompressor is vrij tolerant ten opzichte van het verpompen van kleine waterdruppels. Toch is het naar corrosie toe niet aanvaardbaar, de rotorbladen zijn immers niet met een waterbestendige coating behandeld. De menging van de uitlaatgassen (±350 C voor de Audi-proefstand bij gemiddelde belastingen) met verse lucht levert een mengsel met hoge temperatuur op. De inlaattemperaturen van compressoren zijn over het algemeen beperkt tot maximaal 60 C. De compressor werd bijgevolg extra gekoeld door een geforceerde luchtstroming. Het spreekt voor zich dat dergelijke hoge inlaattemperaturen geen ideale situatie zijn. Hoofdstuk 5 De proefstanden 45

56 Concepten Er werd getracht een concept te vinden dat een oplossing bood voor de bovenstaande problemen. De vorige jaren zijn reeds verschillende ideeën geopperd, verschillende daarvan werden beschreven in [16]. Dit jaar werden hoofdzakelijk 2 concepten uitgedacht en met elkaar vergeleken. Een eerste concept is gebaseerd op de high pressure loop die frequent bij turbo-opgeladen dieselmotoren wordt toegepast. De onderstaande Figuur 5-8 geeft een schema van de werking. H 2 -injectie Uitlaatsmoorkraan Lucht inlaat Compressor Op het schema is te zien dat enkel de verse lucht gecomprimeerd wordt door de compressor. De verse lucht wordt na de compressor gemengd met de EGR-gassen. Een hittebestendige uitlaatsmoorkraan smoort de uitlaatgassen zodanig dat de druk voor de kraan iets groter wordt dan de oplaaddruk na de compressor. Op die manier zullen de EGR-gassen naar de inlaat van de motor stromen. Het regelen van het EGR-percentage kan hier dus door een samenspel van de EGRregelkraan en de uitlaatgassmoorkraan. Deze EGR-regelkraan is nodig voor het vermijden van valse aanzuiging bij atmosferische werking zonder EGR. Dit zou immers leiden tot een verkeerde aflezing van het luchtdebiet. Omwille van de sterk pulserende uitlaatstroom dreigt de druk voor de smoorkraan tussen de drukpulsen terug te vallen onder de oplaaddruk. Dit zou een bypass-stroom van de verse verbrandingslucht veroorzaken. Een hittebestendige terugslagklep kan hiervoor een oplossing bieden. In dit principe wordt de compressie-energie van de uitlaatgassen grotendeels geleverd door de zuiger. Bij het uitdrijven zullen de rookgassen zich immers op een hogere druk bevinden. De pomplus in het pv-diagram wordt dus groter. Dit heeft tevens een grote weerslag op de optimale in- en uitlaatklepkoeler Dempingsvat Katalysator Terugslagklep Meting Luchtdebiet EGR-regelkraan EGR-leiding Figuur 5-8: Overzicht van het high pressure loop -concept Hoofdstuk 5 De proefstanden 46

57 openingstijden. Het zuigeffect ten gevolge van de grote kinetische energie van de uitlaatgassen wordt waarschijnlijk grotendeels teniet gedaan. De voor- en nadelen worden opgelijst: + systeem dat in aanmerking zou kunnen komen voor inbouw in voertuigen, weliswaar met een turbine in plaats van een smoorklep in de uitlaat + de compressor wordt niet blootgesteld aan hoge temperaturen + de compressor wordt niet blootgesteld aan vocht + al de waterdamp (of condens) wordt gerecirculeerd, dit leidt tot representatieve metingen - een stap in het duister, het effect van vaste kleppentiming en andere parameters kan moeilijk ingeschat worden - hoge belasting van de uitlaatpakking - herontwerp van de uitlaatconfiguratie - moeilijkheden met het instellen van de druk voor de smoorkraan - gevaar voor een instabiele verbranding door een te grote interne EGR Ondanks het feit dat dit principe op het eerste zicht potentieel heeft werd na overleg besloten niet verder te gaan met dit concept. De onzekerheden en aanpassingen aan de proefstand zijn immers te groot. Een tweede idee was het aanbrengen van lucht door middel van luchtflessen op hoge druk. Om de haalbaarheid hiervan te illustreren werd de volgende rekenoefening gemaakt. Een standaard luchtfles van 50 liter op 200 bar stemt overeen met een volume van 10m³ bij atmosfeerdruk (bij isotherme expansie). De metingen op de motor tonen luchtdebieten tot 56Nm³/h. Indien een gemiddeld debiet van 40Nm³/h wordt ondersteld kan men bijgevolg 15 min continu draaien. Rekening houdende met de tijd nodig voor opwarmen en stabilisatie van het mengsel in de bufferton is dit duidelijk onaanvaardbaar. Ook een luchtkader zou de kosten erg opdrijven, een luchtkader zou gemiddeld 5 maal sneller leeg zijn dan een waterstofkader. Dit is niet praktisch. Hoofdstuk 5 De proefstanden 47

58 Een volgend concept dat werd uitgedacht wordt weergegeven in de onderstaande Figuur 5-9. Dit concept toegepast. H 2 -injectie Katalysator Inlaatsmoorkraan Compressor Dempingsvat Lucht inlaat Koeler 1 Koeler 2 Luchtdebiet EGR-leiding EGR-regelkraan Figuur 5-9: Overzicht van het toegepaste concept In dit concept worden de uitlaatgassen tijdens het recirculeren gekoeld door koeler 2. Vervolgens worden ze voor de compressor toegevoerd, waar ze gemengd worden met de verse lucht. Het mengsel wordt gecomprimeerd door een compressor. Hierna kan het mengsel eventueel gekoeld worden alvorens door de bufferton naar de motor gevoerd te worden. Voor een voldoende aanzuiging van de EGR-gassen wordt een inlaatsmoorkraan voorzien. Het dichtdraaien van deze kraan induceert een onderdruk voor de compressor. Het verschil in druk over de EGR-leiding veroorzaakt een EGR-stroom die kan ingesteld worden door een samenspel van de EGR-regelkraan en de inlaatsmoorkraan. Er diende een afweging gemaakt te worden tussen twee zaken. Enerzijds een lage compressorinlaattemperatuur met een hoog vocht gehalte of anderzijds een hoge inlaattemperatuur waarin minder vloeibaar water aanwezig is. In deze opstelling werd omwille van de EGR-koeler duidelijk geopteerd voor een mengsel met lage temperatuur en hoog vochtgehalte. Hiervoor werd gekozen omdat compressoren voor het comprimeren van gassen op hoge temperatuur eenvoudigweg niet werden gevonden. Ook deze opstelling heeft enkele voor- en nadelen: + eenvoudige ombouw + hogere drukken zijn zeker mogelijk (in geval van aankoop nieuwe compressor) Hoofdstuk 5 De proefstanden 48

59 + EGR-debiet kan nauwkeurig geregeld worden + de compressie-energie en de energie nodig voor de aanzuiging van de EGR-gassen wordt volledig geleverd door het elektrisch net. Dit maakt het mogelijk het bruto en netto motorvermogen (gecorrigeerd met oplaadvermogen) te kennen. - de compressor moet weerstaan aan een mengsel van condensaat, waterdamp, lucht en stikstof - een gedeelte van de waterdamp in de uitlaatgassen slaat onder de vorm van condens neer in de compressor of/en het buffervat, dit is enigszins nefast voor representatieve metingen. Voor deze opstelling diende uitgekeken te worden naar een nieuwe compressor, een EGR-koeler, een smoorkraan en een kleiner buffervat. Dit wordt verder besproken in de volgende paragrafen Compressor en de randapparatuur In eerste instantie moest de compressor gekozen worden. Zowel het type als de capaciteit diende vastgelegd te worden. De capaciteit wordt uitgedrukt in Nm³/h aan de aanzuigkant van de compressor en werd als volgt bepaald voor een maximale overdruk van 1 bar. De wet van massabehoud is in het inlaatsysteem geldig: 1 2 Hierin stellen de indices 1 en 2 respectievelijk de toestand voor de compressor en de toestand aan de motorinlaat voor. In deze berekening wordt EGR buiten beschouwing gelaten Hoofdstuk 5 De proefstanden 49

60 Als omwille van de tussenkoeling T 1 = T 2 gesteld wordt komt er Verder kan gesteld worden dat het maximaal debiet dat door de motor wordt aangezogen gegeven wordt door volgende vergelijking: Met 2,. 2 0, / V S = m³ n max = 4000 rpm Hierin wordt enerzijds verondersteld dat geen waterstof wordt ingespoten. Anderzijds wordt een volumetrisch rendement van 100% aangenomen. Deze aannames hebben een overdimensionering tot gevolg die kan beschouwd worden als veiligheidsmarge. Indien de drukverhouding p 2 /p 1 op 2 genomen wordt vindt men: 1, 0, / 96 3 / / Er wordt dus uitgekeken naar een compressor met een minimale capaciteit van 100 m³/h. Naast de capaciteit dient ook een compressieprincipe gekozen te worden. De gekozen compressor moet zo goed als mogelijk voldoen aan volgende eisen: Een debiet van 100 Nm³/h en minimaal 1 bar overdruk Goede weerstand tegen vochtige lucht en zelfs condens Niet extra gevoelig voor hogere inlaattemperaturen Olievrije compressie, dus drooglopend Flexibel werkingsgebied, een brede marge van debieten bij verschillende drukken, dus liefst een volumetrische machine Liefst een uitwendige compressie waardoor de gevoeligheid voor condens gering is, er is immers geen compressieruimte die gevuld kan worden met water (bv. Rootsblower). Liefst een weinig pulserend ingaand debiet voor nauwkeurige metingen van het luchtdebiet Hoofdstuk 5 De proefstanden 50

61 In hetgeen volgt worden de relevante kenmerken van verschillende types opgelijst: Radiale compressor: o (te) lage haalbare drukken o weinig flexibel werkingsgebied: hogere drukken bij lage debieten zijn niet mogelijk Draaischuifcompressoren: o Interessant werkingsgebied: tot 2 bar overdruk in een zeer breed gebied van debieten o Drooglopende draaischuifcompressoren zijn vervaardigd met zelfsmerende grafietschotten, dit impliceert dat deze compressoren zeer gevoelig zijn voor vocht. Rootsblower: o Veel gebruikt bij oplading van meercilindermotoren met grote cilinderinhoud o Levert drukken tot maximaal 1 bar overdruk bij vrij grote debieten die starten bij 120m³/h o Contactloze werking: weinig onderhoud o Uitwendige compressie o 1 bar overdruk is bij lage debieten omwille van grote lekverliezen niet meer haalbaar Zijkanaalcompressor: o Het type dat op de huidige opstelling wordt gebruikt o Maximale overdruk van 0,7 bar (2 trappen) vanaf vrij grote debieten o Weinig flexibel werkingsgebied Tandcompressor, ook klauwencompressor genoemd o Interessant werkingsgebied: tot 2 bar overdruk bij geschikte debieten o Mits een waterbestendige coating weinig gevoelig voor condens o Weinig pulserend ingaand debiet o Contactloze, olievrije werking o Volumetrische compressor: hogere drukken bij lage debieten zijn mogelijk o Inwendige compressie, de aanwezigheid van vloeibaar water moet dus beperkt worden Hoofdstuk 5 De proefstanden 51

62 Zuigercompressor o Sterk pulserend uitgaand debiet o Steeds ontworpen voor drukken vanaf 6 bar: sterk overgedimensioneerd o Duur omwille van overdimensionering Hieruit blijkt dat voor deze opstelling de klauwencompressor het meest voldoet aan de vooropgestelde eisen. Een waterbestendige coating is wel vereist. We lieten bij verschillende bedrijven een offerte opmaken. Uiteindelijk werd gekozen voor een klauwencompressor van het merk Busch, type MM 1102 BP AQUA. In Figuur 5-10 en Figuur 5-11 worden achtereenvolgens de compressor, de pompkarakteristiek en het compressorprincipe weergegeven. Voor meer informatie wordt naar de bijlage B verwezen. Figuur 5-10: Afbeelding van de aangekochte compressor Figuur 5-11: De pompkarakteristiek (links) en het compressorprincipe van de klauwencompressor Hoofdstuk 5 De proefstanden 52

63 De 7,5 kw (3x 400V/690V) motor wordt gevoed door een invertor van het merk Leroy Somer, type UMV 2301 AS. Dit toestel heeft een maximale capaciteit van 15kW en kan probleemloos het motortoerental laten variëren tussen 0 en 4000 rpm. Een afbeelding is opgenomen in Figuur Voor de opname van de temperatuur werden bij de installatie aan de in- en uitlaat van de compressor thermokoppels voorzien. De temperatuur wordt uitgelezen aan de hand van een draagbaar toestel, waarvan in Figuur 5-12 een afbeelding is weergegeven. Voor de meting van het elektrisch opgenomen vermogen werd een vermogensmeetinstrument van het type HIOKI 3166 aangewend. Deze vermogensmeter werd in de elektriciteitskast aan de kant van het net (voor de invertor) aangesloten door middel van 3 spanningsprobes en 3 stroomtangen. Figuur 5-12: Van links naar rechts: draagbaar toestel voor uitlezing van 2 temperaturen, vermogensmeettoestel en de invertor met elektriciteitskast Buffervat en de randapparatuur Zoals reeds besproken bij de probleemstelling was het aanwezige buffervat sterk overgedimensioneerd. Dit had onaanvaardbare wachttijden tot gevolg. De richtwaarde voor het volume van een nieuw buffervat werd op 200 liter genomen. In het Technicum werd een alternatief gevonden, een drukvat met een volume van 215 liter en een maximale toelaatbare druk van 24 bar, ruim voldoende dus. Het buffervat is voorzien van een kraan die het mogelijk maakt het water in het vat af te laten. Voor de afdichting van het vat werd uit inox-plaat tevens een dichtingring gelaserd. De nieuwe methode voor het bepalen van het EGR-percentage (zie 6.1.1) vereist de kennis van het zuurstofpercentage aan de inlaat. Om dit mogelijk te maken werd in de inlaatleiding van de motor een aftap voorzien voor monstername. Hoofdstuk 5 De proefstanden 53

64 De bufferton werd voorzien met een olie gedempte manometer, met een bereik van 0 tot 1,7 bar. Dit maakt in deze proefopstelling een nauwkeurige uitlezing mogelijk van de oplaaddruk De EGR-installatie Zoals aangegeven bij de bespreking van de concepten dienen, ter bescherming van de compressor, de uitlaatgassen gekoeld te worden alvorens te worden gecomprimeerd. Hiervoor werd een EGR-koeler aangebracht. Het betreft een trommel-pijpwarmtewisselaar die doorstroomd wordt door een regelbaar leidingwaterdebiet. Dit laat toe de ingangstemperatuur van de compressor af te regelen op 50 C. Een thermokoppel meet de uitgangstemperatuur van de warmtewisselaar. Een afbeelding is opgenomen in Figuur Voor het creëren van de onderdruk voor de compressor, teneinde voldoende EGR-gassen aan te zuigen, werd een schuifafsluiter geplaatst. De schuifafsluiter die fungeert als inlaatsmoorkraan laat toe het luchtdebiet voldoende fijn te regelen. Figuur 5-13: De EGR-koeler, inlaatsmoorkraan en de EGR-regelkraan Een overzicht De onderstaande Figuur 5-14 geeft een overzicht van het gehele oplaad- en EGR-systeem. De blauwe pijlen stellen de luchtstroom voor. Ter hoogte van de rode pijl worden EGR-gassen gemengd met verse lucht. Hoofdstuk 5 De proefstanden 54

65 Figuur 5-14: Overzicht van het oplaad- en EGR-systeem Overige wijzigingen Een driewegkatalysator werd geïnstalleerd in het uitlaatsysteem. Er werd op toegezien dat de katalysator zo dicht mogelijk bij de motor werd geplaatst, een katalysator is immers enkel efficiënt bij hoge temperaturen. Deze katalysator moet het mogelijk maken om de NO x -uitstoot bij stoichiometrische werking sterk te reduceren. Tenslotte werd ook deze proefstand aangesloten op de waterstofkader, waarvan sprake bij de bespreking van de Volvo-proefstand Moeilijkheden Communicatie met de ECU Bij aanvang van de thesis werden problemen ondervonden met de communicatie tussen de PC en de ECU. Na nader onderzoek bleek dat een instelling van de seriële aansluiting op de PC de oorzaak was. De geheugenbuffer van de seriële kaart diende vergroot te worden Condenswater De koeling van de EGR-gassen (tot 50 C) leidde tot condensvorming. Deze condens hoopte zich op in de filterruimte van de compressor en het buffervat. Het dient dus opgemerkt te worden dat het water regelmatig moet afgelaten worden. Een afbeelding van deze filterruimte wordt gevonden in Figuur Het plotse overstromen van deze ruimte kan een grote vloeistofstroom naar de Hoofdstuk 5 De proefstanden 55

66 compressor veroorzaken, zoals beschreven in de volgende alinea kan dit zeer nefaste gevolgen hebben. De aanwezigheid van water in vloeibare fase betekent voor een inwendige compressie dat de verhouding van het luchtvolume bij aanvang van compressie tot die op het einde van compressie (vanaf openen van de uitlaatpoort) toeneemt, de drukverhouding neemt dus toe. Een te grote hoeveelheid water in vloeibare fase kan zeer schadelijk zijn voor de compressor. Indien immers het watervolume groter wordt dan het compressievolume net voor het openen van de uitlaatpoort zal de drukverhouding immers een onaanvaardbare toename kennen (theoretisch zelfs oneindig), met grote lekverliezen tot gevolg. Dergelijke lekverliezen zouden leiden tot grote mechanische schade aan de rotoren en het rotorhuis. Het weglaten van de filterruimte kan mechanische schade vermijden door een meer gelijkmatige aanvoer van de condensdruppels. Dit kan overwogen worden naar het volgend jaar toe. Bij het weglaten van de filterruimte wordt alle condens door de compressor naar het buffervat geleid. De condensdruppels zullen vervolgens grotendeels neerslaan in het buffervat. Voor representatieve metingen is het nodig dat zoveel mogelijk condens naar de motorinlaat wordt gevoerd. Het weglaten van de filterruimte biedt hierop dus geen antwoord. Het neerslaan van condens is immers een intrinsiek nadeel van dit concept. Figuur 5-15: De filterruimte van de compressor Drukmetingen Zoals ook vorig jaar het geval was, trilde na enkele metingen de piëzo-elektrische sensor los. Ondanks een regelmatige controle kon niet voorkomen worden dat hete gassen langs de mantel de sensor beschadigden. Eens de ontsnapping van gassen of afwijking van de metingen worden Hoofdstuk 5 De proefstanden 56

67 opgemerkt is het kwaad immers reeds geschied. Het lostrillen van de sensor kan te wijten zijn aan de zetting van de schroefdraad of de te sterk verschillende uitzettingscoëfficiënten van het cilinder- en sensormateriaal. Het aanbrengen van hittebestendige lijm of hars op de schroefdraad is een van de middelen die overwogen moet worden voor het verkrijgen van een betrouwbare borging. Het spreekt voor zich dat deze sensor dan niet meer voor verschillende proefstanden beschikbaar is. Deze problematiek kan dus aangestipt worden als aandachtspunt voor de toekomst Bougie Tijdens de metingen met zuivere oplading bleek de verbranding erg instabiel vanaf 0,6 bar overdruk. Er was tevens een grotere voorontsteking vereist dan te verwachten was. In eerste instantie werd gedacht aan gloeiontsteking ten gevolge van de hogere cilindertemperaturen, hoewel het later wel duidelijk werd dat het om misfires ging, waarbij geen verbranding plaatsvindt. Het vermoeden rees dat er problemen waren met de ontsteking. De bougie werd gecontroleerd en aangetroffen zoals getoond in Figuur Door het gedeeltelijk afsmelten van beide elektrodes werd de elektrodeafstand onaanvaardbaar groot. Hieruit blijkt dat de hoge cilindertemperatuur, door oplading en de hoge verbrandingstemperatuur van waterstof, zijn tol eist. Figuur 5-16: Afbeelding van de defecte bougie De oplaaddruk zorgt voor een substantieel hogere cilinderdruk op het einde van compressie. De benodigde doorslagspanning van de bougie stijgt met de cilinderdruk. Dit verklaart de instabiele werking en de vervroegende voorontsteking bij stijgende oplaaddrukken. De gebruikte bougie was reeds van het koude type. Een regelmatige controle van de bougie bij de toepassing van oplading is dus aan te raden. Hoofdstuk 5 De proefstanden 57

68 Waterstofdetectie De waterstofbeveiliging van het buffervat bleek een grote dode tijd te bezitten. De test werd gedaan door rechtstreeks waterstof toe te voeren, daar waar het buffervat bemonsterd wordt. Het systeem bleek een 20-tal seconden nodig te hebben voor reactie van de beveiligingsapparatuur. Dit is een risico dat niet zomaar kan genomen worden, een explosief mengsel in de opgeladen ton is vanzelfsprekend uiterst gevaarlijk, zeker door optreden van backfire. Nader onderzoek van de beveiligingskast wees uit dat de membraanpomp lekte (waarschijnlijk veroorzaakt door hoge oplaaddrukken in het buffervat). Vooraleer het mengsel naar de sensor werd gestuurd, werd de behuizing van de pomp met het mengsel gevuld. De metingen bij EGR-werking werden onmiddellijk stilgelegd. Dit gebeurde aan het einde van de EGR-meetreeks waardoor de voornaamste metingen werden uitgevoerd. 5.3 Uitlaatgasanalysetoestel Voor de concentratiebepaling van de verschillende componenten in de uitlaatgassen zijn twee toestellen ter beschikking, het Hermann-toestel en de professionele meetkast. Deze beiden worden in hetgeen volgt besproken. Alvorens de uitlaatgassen naar de toestellen te sturen werden ze door middel van een condenspot ontdaan van het meeste water. Voor de O 2 meting in het buffervat diende de druk gereduceerd te worden naar atmosfeerdruk. Dit gebeurde door middel van een smoorkraantje. De combinatie met een vlotter-debietmeter maakte het mogelijk het benodigde bemonsteringsdebiet in te stellen. Het dient vermeld te worden dat de bemonsteringsleiding regelmatig los moet gemaakt worden om er zich van te vergewissen dat geen druk opgebouwd wordt in de leiding en de debietmeter Het Hermann-toestel Dit is een draagbaar toestel van het type Hermann HGA 400 dat met een beperkte nauwkeurigheid de concentratie van de verschillende componenten weergeeft. Het toestel wordt gekenmerkt door zijn snelle werking. De concentraties aan CO, CO 2, CH, O 2, NO x worden bepaald. Voor de eerste 4 grootheden kan een nauwkeurigheid van 5% genomen worden, voor de NO x -uitstoot slechts 10%. Dit toestel werd enkel gebruikt voor de eerste metingen gezien de professionele kast niet beschikbaar was (zie 5.3.2). Het toestel wordt afgebeeld in de onderstaande Figuur Hoofdstuk 5 De proefstanden 58

69 Figuur 5-17: Het Hermann-toestel (links) en de professionele meetkast (rechts) De professionele meetkast Deze kast is opgebouwd uit verschillende meetelementen die elk de concentratie van een bepaalde component meten. Met dit toestel kunnen de concentraties van CO, CO 2, CH, O 2, NO x en H 2 worden bepaald. De NO x -concentratie wordt steeds in ppm weergegeven. Het toestel wordt gekenmerkt door een grotere nauwkeurigheid en een grote dode tijd. Alvorens het monster verdeeld wordt over de verschillende meetelementen wordt het geconditioneerd, de gassen worden gekoeld tot 4 C voor de droging en het condensaat wordt afgevoerd. De correcte meting van uitlaatgassen vereist enige wachttijd, tot een stabiele meetwaarde wordt bereikt. In de datasheets van de toestellen worden geen onzekerheden teruggevonden. De Figuur 5-17 geeft een afbeelding van de meetkast. Het afleggen van de stroom veroorzaakte bij aanvang van de metingen ernstige stoornissen. Vermits de interne batterij, die zorgt voor het behoud van het geheugen, verouderd was ging de volledige geheugeninhoud verloren. Er werd contact gelegd met de fabrikant, die later de software leverde. Na enkele kunstgrepen bleek het mogelijk de software te installeren. Als gevolg van dit incident wordt de kast niet meer spanningsloos gesteld. Hoofdstuk 5 De proefstanden 59

70 Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 6.1 Bepalen van het EGR-percentage In deze paragraaf worden twee methoden toegelicht om het EGR-percentage te bepalen. Dit berekend EGR-percentage houdt evenwel geen rekening met de eventuele interne EGR Eerste methode: moleculair evenwicht Het EGR-percentage wordt gedefinieerd als de verhouding van het EGR-massadebiet tot het totale massadebiet: % 1 Het massadebiet lucht en waterstof kan men bepalen uit de overeenkomstige opgemeten normvolumedebieten 1, en zijn dus gekende grootheden. De enige onbekende in de definitie van het EGRpercentage is het EGR-massadebiet. Een methode om dit debiet te bepalen wordt beschreven in [29]. Het EGR-massadebiet wordt hier berekend door het oplossen van 4 basisvergelijkingen. Uitdrukken van het moleculair evenwicht van zuurstof in de inlaatleiding geeft:,,, 1 Normomstandigheden: 1013,25 hpa en 20 C Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 60

71 Met,,, en, respectievelijk het aantal mol zuurstof in de uitlaatgassen, in verse lucht en na menging van de uitlaatgassen met de verse lucht. Deze vergelijking kan herschreven worden als volgt 20,9 28,97 Hierbij is het volume% zuurstof na menging en het volume% zuurstof in de uitlaatgassen. Deze volume% worden gemeten met het uitlaatgasanalysetoestel. staat voor de massa s, voor de moleculaire gewichten. Een gelijkaardige vergelijking is geldig waarbij gebruik wordt gemaakt van massadebieten in plaats van massa s. 20,9 28,97 Het massadebiet na menging is de som van het EGR-massadebiet en het massadebiet lucht. Het massadebiet lucht kan uitgedrukt worden in functie van het opgemeten norm-volumedebiet lucht..,.,,., Substitueren we dit in vergelijking 1, dan vinden we de eerste basisvergelijking:,., 21,., 28,97 De tweede en derde basisvergelijking zijn:,., Hierin is de massafractie EGR van het mengsel. De vierde basisvergelijking wordt bekomen uit het totaal moleculair evenwicht. 28,97 Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 61

72 28,97 Na deling door wordt dit , ,97 Om deze vier vergelijkingen met onbekenden,, en op te lossen, dient het moleculaire gewicht van de uitlaatgassen gekend te zijn. Dit wordt berekend aan de hand van de verbrandingsreactie van waterstof. De molaire fracties zijn dan: Het moleculair gewicht van de uitlaatgassen is: , , , , ,84 1 4,78 De luchtfactor λ wordt gemeten met de lambda-sonde of berekend uit het lucht- en waterstofdebiet.,.,,., 34,2 0,419.,, Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 62

73 Na het oplossen van de vier basisvergelijkingen is het EGR-massadebiet gekend. Met dit debiet gekend, kan het EGR-percentage berekend worden. %,.,,., Bij deze berekeningsmethode wordt er verondersteld dat al het aanwezige water in de rookgassen gerecirculeerd wordt. Dit is bij deze proefstand niet het geval. De temperatuur aan de inlaat van de compressor is beperkt tot 40 à 50 C. Alvorens de uitlaatgassen te comprimeren dienden deze dus gekoeld te worden, met condensatie tot gevolg. Dit condensaat werd slechts gedeeltelijk gerecirculeerd. Een groot deel ervan wordt echter afgescheiden. De invloed van de koeling wordt in besproken. Een Maple-sheet met de concrete toepassing van deze methode is gegeven in bijlage C Tweede methode: verschil in volumedebiet Deze methode is toegepast tijdens vorige academiejaren [18, 19]. Het massadebiet uitlaatgassen wordt berekend aan de hand van het verschil in aangezogen volumedebiet lucht, zonder en met EGR. Op die manier wordt een praktisch bruikbare definitie van het EGR-percentage bekomen. In wat volgt is de afleiding van deze definitie, zoals beschreven in [18] weergegeven. Bij het constant houden van het waterstofdebiet geldt:..,, Hierbij is, het luchtdebiet zonder toepassen van EGR en, het luchtdebiet tijdens EGRwerking. Debieten worden opgemeten in Nm³. Het massadebiet lucht en waterstof wordt uitgedrukt in functie van de opgemeten norm-volumedebieten..,.,,.,., Er geldt vanzelfsprekend dat:.,., Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 63

74 Daaruit volgt:,., Na substitutie in vergelijking (1) bekomen we %.,.,.,., 1,.,,.,., 1,.,,,., 1,.,.,., 1.,,.,,.,..,., 2 Mits de veronderstelling dat de uitlaatgassen en de lucht ideale gassen zijn, geldt: (met ).....,.., Substitueren we de twee bovenstaande vergelijkingen in (2), dan bekomen we: 1 % 1,,..,..,.,. 1.,..,, 1, In deze vergelijking zijn alle parameters gekend, op de gasconstante van de uitlaatgassen na. Om deze gasconstante te berekenen, dient de samenstelling van de rookgassen gekend te zijn. De samenstelling van de rookgassen, in volumepercentages uitgedrukt, kunnen we via de verbrandingvergelijking ( 6.1.1) als volgt bepalen: Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 64

75 % 1 1 4,78 % 2 1 4,78 % 3,78 1 4,78 Wordt al het water aanwezig in de uitlaatgassen gerecirculeerd, dan is dit tevens de samenstelling van de gerecirculeerde uitlaatgassen. Veronderstel een volume uitlaatgassen van 1 Nm³. De samenstelling van de uitlaatgassen is dan: 1 1 4, , , ,4 3,78 1 4, ,4 ³ ³ ³ 1,43 1, ,78 1, , , ,78 De massafracties zijn bijgevolg: 1,43 1,43 0,18 6,16 1,61 0,18 6,16 4,725 0,18 6,16 Hiermee kan de gasconstante bepaald worden Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 65

76 1,43 1,43 0,18 6,16. 8,314. 1, ,18 6,16. 8, ,725 0,18 6,16. 8, ,37 1,77 0,18 6,16.. Ook hier dient een kritische opmerking gemaakt te worden. Zoals eerder vermeld, worden de uitlaatgassen gekoeld tot 40 à 50 C voor compressie. Ten gevolge hiervan condenseert de waterdamp aanwezig in de uitlaatgassen. In realiteit wijkt de gasconstante dus af van de net berekende waarde. De invloed van de koeling wordt besproken in de volgende paragraaf Invloed van de koeling De hoeveelheid condensaat beïnvloedt de samenstelling van de uitlaatgassen en dus de waarde van het moleculair gewicht (eerste methode) en de gasconstante ervan (tweede methode). De hoeveelheid condensaat kan berekend worden door toepassing van de formules van vochtige lucht. Dit is uiteraard slechts een benadering, gezien het geen lucht, maar uitlaatgassen betreft. Met de absolute vochtigheid en de relatieve vochtigheid geeft dit:. 0,622.. Hierin is de massa waterdamp, de massa droge lucht, de saturatiedruk van water bij de temperatuur aan de ingang van de compressor, en de atmosfeerdruk. Bij verzadiging van de uitlaatgassen is gelijk aan 1 en geldt: 0,622. We veronderstellen de temperatuur van de gekoelde uitlaatgassen gelijk aan 50 C. Bij deze temperatuur bedraagt de saturatiedruk 12,33.10³ Pa. De atmosfeerdruk veronderstellen we gelijk aan 1 bar. 12,33.10³ 0,622. 0,622. 0, ,33.10³ Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 66

77 De fractie waterdamp in de gesatureerde uitlaatgassen is:.. 0, , ,78 0,531 0, ,78 1,43 1,43. 0,0862 0,18 6,16 Bij een temperatuur van 50 C en een druk van 1 bar wordt per kg rookgassen,,, waterdamp meegevoerd met de rookgassen. De samenstelling van de gerecirculeerde rookgassen is:, 1, 1 0,531 0,123 3,78 1 5,311 1,123 kg als, 0,531 0,123 0,531 0,123, 1 0,531 0,123 3,78 5,311 1,123 3,78,, 1 0,531 0,123 3,78 3,78 5,311 1,123 Hiermee kan de gasconstante bepaald worden (gebruikt in de tweede berekeningsmethode).,...,.. 1 5,311 1,123. 8,314. 0,531 0, ,311 1,123. 8, ,78 5,311 1,123. 8, ,501 0,801 5,311 1,123.. Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 67

78 Het moleculair gewicht, dat gekend dient te zijn bij de eerste berekeningsmethode, wordt bepaald uit de betrekking Hieruit volgt: Conclusie 5,311 1,123 8,314. 0,501 0, ,156 9,337 0,501 0,801.. Het condenseren van de uitlaatgassen heeft een duidelijke invloed op het moleculair gewicht en de gasconstante van de uitlaatgassen. Bij berekening van het EGR-percentage, dient de waarde van het moleculair gewicht of de gasconstante overeenkomstig een temperatuur van 50 C gebruikt te worden. In principe is de hoeveelheid waterdamp in de uitlaatgassen groter. Een deel van het gecondenseerde water wordt meegesleurd in de compressor. Door de temperatuurstoename tijdens compressie herverdampt een gedeelte hiervan. Dit effect is echter moeilijk te begroten. De resultaten van de bepalingen van het EGR-percentage zijn opgenomen in de meetbladen in bijlage C. Beide methoden geven gelijkaardige, doch verschillende resultaten. Om deze stelling concreet te maken wordt volgend voorbeeld gegeven: bij de metingen verder in dit werk besproken (zie 8.4), waar het gebruik van oplading en EGR gecombineerd werd, bedraagt het EGR-percentage zoals berekend met de eerste methode 45,9 % voor een oplaaddruk van 1 bar. Wordt het EGR-percentage berekend volgens de tweede methode, dan geeft dit 45,2 %. Het verschil bedraagt dus slechts 0,7 %. Voor atmosfeerdruk wordt een EGR-percentage van 36,9 % en 40 % bekomen, respectievelijk voor de eerste en tweede methode. Het verschil bedraagt hier dus 3,1 %. Dit is tevens het maximaal verschil dat is waargenomen voor de verschillende oplaaddrukken. Beide EGR-percentages kennen bovendien een zelfde stijgend verloop bij toenemende oplaaddruk. Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 68

79 Deze verschillen zijn te wijten aan de vereenvoudigingen gemaakt tijdens de berekeningen. In realiteit komt namelijk het volgende voor: Er wordt niet exact gekoeld tot een temperatuur van 50 C, met andere uitlaatgassamenstellingen dan de berekende tot gevolg. Bovendien wordt, zoals net vermeld, een deel condensaat meegesleurd (induceert een fout bij de beide methodes). Bij de berekening van het EGR-percentage volgens de tweede methode wordt de druk van de lucht gelijk verondersteld aan de druk van de uitlaatgassen (induceert fout bij eerste methode). Bij oplading is dit echter niet het geval. Dit is duidelijk te merken aan het verschil tussen de resultaten van beide EGR-berekeningen, dat toeneemt bij stijgende oplaaddruk. Er wordt NO x gevormd tijdens de verbranding (induceert een fout bij de beide methodes). Bij een eventuele onvolledige verbranding is er ook onverbrande waterstof aanwezig in de uitlaatgassen (induceert een fout bij de beide methodes). 6.2 Het oplaadvermogen Inleiding De toepassing van oplading bij interne verbrandingsmotoren is een zeer effectieve manier voor een vermogensverhoging. Door het comprimeren van het inlaatmengsel kan immers een grotere hoeveelheid brandstof per cyclus toegevoerd worden. Ook met het oog op de waterstofverbrandingsmotor wordt oplading gezien als een veelbelovende methode ter verhoging van het vermogen. Anderzijds is voor de compressie van het inlaatmengsel ook energie nodig. De hoeveelheid oplaadenergie en de manier waarop deze energie geleverd wordt is sterk afhankelijk van het toegepast concept. Zo zal de oplaadenergie voor een turbo-oplading voornamelijk geleverd worden door kinetische energie van de uitlaatgassen, ten gevolge van blowdown. Bij dit concept kan tijdens de uitlaatslag tevens een lichte overdruk ontstaan door de weerstand van de turbine. Het is evenwel moeilijk om de invloed van deze overdruk op het krukasvermogen te begroten zonder specifieke meetgegevens. Bij het concept van mechanische oplading (supercharging) wordt het volledige vermogen, nodig voor de aandrijving van de compressor, afgetapt van de krukas. Dit concept is toegankelijker voor het begroten van het aandeel van het oplaadvermogen in het geleverde Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 69

80 vermogen. Bij de Audi-proefstand wordt dit oplaadvermogen vanuit een externe bron (het net) toegevoerd. De volgende paragrafen besteden aandacht aan de begroting van dit oplaadvermogen. Eens dit vermogen gekend is, is het mogelijk het geleverde motorvermogen te verminderen met dit oplaadvermogen. Er kan aan de hand van verschillende methodes een raming gemaakt worden van het oplaadvermogen. In hetgeen volgt worden 3 methodes voorgesteld, toegepast en vergeleken. De oplaadvermogens worden zowel voor werkingspunten met zuivere oplading als werkingspunten met oplading + EGR bepaald. In hetgeen volgt worden, ter illustratie van de berekeningsmethodes, de oplaadvermogens bepaald van de werkingspunten die verder in 8.4 aan bod komen. Belangrijk is te vermelden dat de geleverde motorvermogens in beide gevallen vergelijkbaar zijn Methode 1: het elektrisch opgenomen vermogen Een eerste methode gaat uit van de meting van het door de compressor opgenomen elektrisch vermogen. Dit lijkt op het eerste zicht een eenvoudige en doeltreffende methode. Toch bleek deze methode weinig waardevol te zijn. Het actief, reactief en schijnbaar vermogen werd bij de verschillende werkingspunten voor de invertor (aan de kant van het net) opgemeten. Al snel bleek dat het actief vermogen zeer hoge waarden aannam. Het vermoeden rees dat het gebruik van de invertor de metingen sterk beïnvloedde. Om de invoed van de invertor te verifiëren werd het vermogen gemeten indien de compressor rechtstreeks op het net (zonder invertor) werd aangesloten. Deze metingen werden vergeleken met de metingen met de invertor, bij een identiek werkingspunt, dus bij een zelfde druk en 3000 rpm. Dit werd gedaan voor een lage en een hoge belasting (0 en 1,8 bar overdruk). De onderstaande Tabel 6-1 toont de resultaten. LAGE BELASTING HOGE BELASTING PBactiefB PBreactiefB PBschijnbaarB PBactiefB PBreactiefB PBschijnbaarB NET-WERKING 2,9 4,4 5,3 5,7 4,6 7,3 INVERTOR-WERKING 2,8 1,2 3,0 5,6 2,5 6,1 Tabel 6-1: De elektrisch gemeten vermogens bij invertorwerking en werking op het net, voor lage en nominale belasting, bij 3000 rpm Het is duidelijk dat de actieve vermogens nagenoeg gelijk zijn voor werking op het net en invertorwerking. Er kan dus gesteld worden dat het gebruik van de invertor nagenoeg geen invloed heeft op de vermogensmetingen. Deze vergelijking toont bovendien aan dat de invertor een Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 70

81 voldoende hoog rendement haalt, dit is normaal bij het nominaal toerental van 3000 rpm. Wat wel opvalt, is dat een onbelaste compressor (0 bar overdruk) 2,9 kw aan elektrisch vermogen opneemt. Dit is te wijten aan de grote driehoeksverliezen bij een onbelaste compressor ten gevolge van de inwendige compressie. De hoge waarden van het actief vermogen zijn te wijten aan de combinatie van de verliezen in de invertor (miniem), de elektrische motor en de compressor. Het effectief rendement van het compressorsysteem, dit wordt gedefinieerd als de verhouding van het theoretisch berekende compressievermogen (a.d.h.v. methode 2) tot het elektrisch opgenomen vermogen, zou maximaal moeten zijn voor het nominale werkingspunt (3000 rpm en 2 bar overdruk). Bij een compressortoerental van 3000 rpm en een overdruk van 1,8 bar werd een rendement van slechts 32% gehaald. Dit is te wijten aan lage rendementen van het gehele compressorsysteem. In de datasheets van de compressor staan geen rendementen vermeld, het is dus moeilijk de oorzaak van dit lage rendement te achterhalen. Bij lage belastingen daalt het rendement sterk, tot 0% voor een onbelaste compressor. Deze daling is te wijten aan toenemende lekverliezen (relatief groot bij lage toerentallen), toenemende driehoeksverliezen, een afnemend mechanisch rendement en een afnemend elektrisch rendement (zeker bij verlagen van het toerental). In de onderstaande Figuur 6-1 worden de curves van het opgenomen elektrisch vermogen uitgezet voor werking bij zuivere oplading en werking bij oplading + EGR. Het valt op dat het opgenomen vermogen bij oplading + EGR hoger is. 4 3,5 3 P oplaad (kw) 2,5 2 1,5 1 0, ,2 0,4 0,6 0,8 1 oplading + EGR oplading p oplaad (bar) Figuur 6-1: Gemeten elektrische vermogens in functie van de oplaaddruk voor de beide strategieën Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 71

82 Het hogere vermogen bij EGR is voornamelijk te wijten aan: De onderdruk voor de compressor, geïnduceerd door de inlaatsmoorkraan, nodig voor de aanzuiging van de EGR-gassen. Hierdoor stijgt de drukverhouding over de compressor en verlaagt het volumetrisch rendement. Hogere inlaattemperatuur van de compressor, ook dit veroorzaakt een lager volumetrisch rendement. Het lager volumetrisch rendement kan ook geschetst worden aan de hand van de onderstaande Figuur 6-2 die het compressortoerental uitzet voor beide strategieën. Er blijkt een substantieel hoger toerental nodig te zijn bij oplading + EGR ondanks het feit dat het waterstofdebiet in dit geval zelfs licht hoger is dan bij zuivere oplading, met meer verdringing van het inlaatmengsel tot gevolg n (rpm) Oplading + EGR Oplading 500 0,2 0,4 0,6 0,8 1 p oplaad (bar) Figuur 6-2: Compressortoerental voor beide strategieën, in functie van de oplaaddruk De opgemeten elektrische vermogens zijn van weinig betekenis voor een correctie op het motorvermogen gezien in een praktische toepassing het vermogen niet langs elektrische weg zal toegevoerd worden. Anderzijds is het geen geschikte methode voor de bepaling van het effectief geleverde compressievermogen, omwille van deze sterk fluctuerende (ongekende) rendementen in functie van de belasting en toerental. Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 72

83 6.2.3 Methode 2: theoretische benadering van het oplaadvermogen bij zuivere oplading In deze paragraaf wordt theoretisch nagegaan wat het vermogen is dat nodig is voor de compressie van de verse lucht. Voor de berekening kan uitgegaan worden van de gemeten inlaatcondities en de uitlaatdruk. Dit gebeurt met de volgende formule [6]: Hierin staan de indices a en u respectievelijk voor aanzuig- en uitlaatkant; voor de polytrope exponent γ wordt 1,4 genomen. staat voor het volumedebiet bij aanzuigvoorwaarden, deze waarde wordt opgemeten in Nm³/h en dient dus te worden herrekend naar de SI-eenheden bij aanzuigvoorwaarden. Voor zuivere oplading levert dit mits het toepassen van een realistisch compressorrendement een goede benadering van het oplaadvermogen Methode 3: theoretische benadering van het oplaadvermogen bij oplading + EGR Voor de combinatie van oplading en EGR wordt de benadering van het theoretisch vermogen, zoals uitgevoerd in vorige paragraaf, minder nauwkeurig. Dit wordt veroorzaakt door 3 fenomenen: Het lucht-egr-mengsel dat moet verwerkt worden bevat door de EGR-koeling tot 50 C een nevel van condensaatdruppels. Het te comprimeren mengsel bestaat dus uit lucht, een hoeveelheid stikstof, een kleine hoeveelheid waterdamp en een condensaatnevel. Zoals beschreven in veroorzaakt de condensaatnevel een stijgende drukverhouding. Hiermee gaan extra driehoeksverliezen gepaard. Op de Audi-proefstand is voor voldoende aanzuiging van EGR-gassen een inlaatsmoorkraan voorzien (zie ). Deze kraan induceert een onderdruk voor de compressor. Deze druk werd niet opgemeten. Aanvankelijk werd namelijk aangenomen dat deze onderdruk te verwaarlozen zou zijn. Naar het einde van de meetreeks toe werden hogere oplaaddrukken en EGR-percentages ingesteld, dit impliceerde dat het EGR-debiet verder toenam. Bij deze werkingspunten bleek door de inlaatsmoring een substantieel hoger compressortoerental nodig te zijn. Een hoger toerental dan bij zuivere Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 73

84 TP PT Indien oplading wees op een sterke onderdruk voor de compressor. Bovendien was door de variatie van de onderdruk tussen de verschillende werkingspunten een schatting niet verantwoord. Naar de toekomst toe kan gesteld worden dat de opname van deze onderdruk interessant zou zijn. De polytrope exponent van het aangezogen mengsel kan niet meer zomaar gelijk gesteld 1 worden aan 1,4 door aanwezigheid van stikstof en waterdamptp Omwille van deze fenomenen is het moeilijk een goede raming te maken van het door de compressor effectief geleverde vermogen. Het is echter ook zo dat dit effectief geleverde vermogen afwijkt van dat van een praktische toepassing voor het wegverkeer. De oplading op de Audi-proefstand wijkt immers nog op verschillende punten af van een mechanische oplading die zou toegepast worden op motoren voor het wegverkeer. Zo zal de EGR-leiding korter en breder zijn, hetgeen gepaard zou gaan met minder druk- en temperatuurverliezen. Verder wordt ondersteld dat in de inlaatleiding geen onderdruk nodig is voor de aanzuiging van de EGR-gassen en dat de EGR-gassen niet gekoeld worden alvorens gecomprimeerd te worden. Een goed ontworpen radiale turbocompressor (bestand tegen hogere temperaturen) die aangedreven wordt door de krukas zou in dit concept goed passen. Bijgevolg is het interessant om na te gaan welk vermogen de compressor opneemt bij dit praktijkgerichte concept. De bekomen motorvermogens kunnen vervolgens ook gecorrigeerd worden met deze realistische waarde. In hetgeen volgt wordt de inlaattemperatuur van de compressor vastgelegd op 200 C. Rekening houdende met de huidige turbo-opladers, waarbij de turbine aan veel hogere temperaturen (>500 C) wordt blootgesteld, wordt dit mogelijk geacht. Het eventuele gebruik van een intercooler voor de compressor werd voor de eenvoud van de berekeningen buiten beschouwing gelaten. Dit heeft tot gevolg dat aan de inlaat van de compressor geen condensatie optreedt. Bij 200 C is de saturatiedruk van water 15,8 bar, dus ook tijdens de compressie tot maximaal 1 bar overdruk zal geen condensatie optreden. Het te comprimeren mengsel bestaat dus uit lucht, stikstof en waterdamp. Om na te gaan hoeveel vermogen nodig is voor een adiabate compressie moet de polytrope exponent voor dit mengsel bepaald worden. Er wordt uitgegaan van de massafracties van water en stikstof in de uitlaatgassen bij een stoichiometrische verbranding. Deze werden reeds theoretisch bepaald in [18]. Hierin wordt de NOBxB-vorming verwaarloosd. Bij EGR-werking zullen deze fracties niet wijzigen aangezien de uitlaatgassen als inert beschouwd worden tijdens de verbranding. Deze fracties zijn: 1 gekoeld wordt tot 50 C zal de hoeveelheid waterdamp bij atmosfeerdruk vrijwel verwaarloosbaar zijn, dit is niet het geval voor temperaturen boven het kookpunt Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 74

85 de van wordt 0,255B 0,745 De volgende formule definieert het EGR-percentage: % Door omrekening van voorgaande vergelijking kan aan de hand van het EGR-percentage,. m het ṁ EGR bepaald worden: H 2 ṁ lucht en 1 %. % Vervolgens kan de warmtecapaciteit CBpB van volgende vergelijking: het lucht-egr-mengsel bepaald worden aan de hand.,..,., De warmtecapaciteit bij constant volume CBvB als volgt bepaald:.,..,., met, =, Hierin is RBiB gasconstante van het gas i. RBrook Bis de gasconstante van de rook- of EGR-gassen, deze wordt gelijk gesteld aan 339 J/kg.K [18]. De polytrope exponent wordt nu eenvoudig bepaald door: Het valt op dat voor een EGR-percentage van 40% de polytrope exponent slechts een geringe daling kent, tot minimaal 1,375. De daling is een gevolg van een grotere warmtecapaciteit van het mengsel Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 75

86 door de aanwezigheid van de waterdamp. Dit betekent minder toename van de temperatuur tijdens de compressie. Het theoretisch oplaadvermogen voor een adiabate compressie wordt, zoals in methode 2, verkregen met de volgende formule: kan als volgt bepaald worden:. In deze formule wordt de reëxpansie in de schadelijke ruimte van een volumetrische machine niet in rekening gebracht. Een van de eigenschappen van een klauwencompressor is namelijk de afwezigheid van een schadelijke ruimte. Het contactpunt tussen de rotoren ligt immers steeds op de lijn gevormd door de centerpunten van de rotoren waardoor geen luchtvolume kan overgebracht worden van de pers- naar de zuigkant. Het is dan ook niet te verwonderen dat de klauwencompressor veelal aangewend wordt voor vacuümtoepassingen. Voor deze toepassingen is de aanwezigheid van een schadelijke ruimte immers zeer nefast, het beperkt sterk de haalbare drukverhouding. Er wordt tevens een leveringsgraad van 1 verondersteld Vergelijking In Figuur 6-3 worden de resultaten van de verschillende methodes uitgezet. Bovenaan zien we de curves van het opgenomen elektrisch vermogen van methode 1. De curves van methode 2 en methode 3 liggen relatief laag. Op deze vermogens werd geen compressorrendement toegepast. Deze vermogens zijn dus geschikt als vergelijkingsbasis voor methode 1 (cfr. het effectief rendement waarvan sprake in 6.2.2). We zien dat, zoals bij de elektrische vermogens, oplading met EGR meer vermogen vereist, dit is duidelijk te wijten aan de hoge inlaattemperatuur van de compressor. Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 76

87 P oplaad (kw) 4 3,5 3 2,5 2 1,5 1 0,5 Methode 1: oplading + EGR Methode 1: oplading correctie: oplading + EGR correctie: oplading Methode 3: oplading + EGR Methode 2: oplading 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 p oplaad (bar) Figuur 6-3: Vergelijking van de verschillende methodes voor de bepaling van het oplaadvermogen Voor de correcties op de motorvermogens werd gekozen voor de theoretische benaderingen van methode 2 en 3. In deze correcties werd nu wel rekening gehouden met een geschat effectief compressorrendement van 50%. Deze correctie-curves zijn in het vet weergegeven in Figuur 6-3. Dit rendement in acht nemend blijken de correcties nog steeds lager te liggen dan de opgenomen elektrische vermogens. Rekening houdende met de driehoeksverliezen (die in praktijk door goed ontwerp zouden gereduceerd worden en dus niet dienen opgenomen te worden in de correcties) en het lage elektrisch rendement van de invertor-motorcombinatie (bij niet nominale werking) lijkt dit verschil aanvaardbaar. Het onderlinge verschil tussen de strategieën blijft wel duidelijk behouden, hetgeen belangrijk is voor conclusies bij de metingen. Hoofdstuk 6 Begroting van het EGR-percentage en het oplaadvermogen 77

88 Hoofdstuk 7 Nauwkeurigheden 7.1 Doorrekenen van de onzekerheid De onzekerheid van een meettoestel is veelal gegeven door de fabrikant. Indien dat niet het geval is kan een statistische analyse worden uitgevoerd, waaruit bij de afwezigheid van systematische fouten de onzekerheid volgt. Indien men de onzekerheid van een grootheid, die functie is van grootheden met gekende onzekerheden, wil kennen is het mogelijk die analytisch te bepalen. We beschouwen volgende functie:,,, Op basis van de theorie van de reeksontwikkeling wordt de onzekerheden op y gegeven door: Hierin wordt ondersteld dat de onzekerhenden op x 1, x 2,, x n gekend zijn en worden gegeven door respectievelijk x 1, x 2,, x n Voor de meetonzekerheid op de NO x -metingen kan men geen beroep doen op onzekerheden van de fabrikant, die werden immers niet meegedeeld. Bovendien verdient het de voorkeur in dit geval een statistische analyse uit te voeren omwille van de fluctuerende NO x -output van de motor. Aangezien de mate waarin deze NO x fluctueert afhankelijk is van de opstelling, wordt dit verder behandeld in de desbetreffende paragraaf ( 8.3.4). Hoofdstuk 7 Nauwkeurigheden 78

89 De onzekerheden van verschillende berekende grootheden verder in dit werk zijn op die manier bepaald, zoals van het vermogen, het rendement en het brandstofverbruik. De resultaten daarvan zijn te vinden in de meetbladen in bijlage. 7.2 Nauwkeurigheid lambda-sonde De luchtfactor wordt gemeten door middel van een breedband lambda-sonde in de uitlaat. Deze sonde wordt uitgelezen met een Innovate Motorsports LM-1 toestel (zie Figuur 7-1). Bij de Volvoproefstand wordt het signaal teruggekoppeld naar de ECU die op zijn beurt de brandstofinjectie aanpast naargelang het verkregen signaal. Het mengsel kan zo steeds stoichiometrisch geregeld worden. Dit is echter niet het geval voor de Audi-proefstand. De luchtfactor dient afgelezen te worden van het toestel. De parameters die de luchtfactor beïnvloeden, zoals waterstofdebiet en EGRpercentage worden hier manueel ingesteld. Voor beide gevallen is het zinvol de nauwkeurigheid van de lambda-sonde na te gaan. Figuur 7-1: Lambda-sonde met het Innovate Motorsports uitleestoestel Er zijn twee methoden voorhanden voor het begroten van de luchtfactor. Op basis van de lambdasonde en op basis van de volgende formule:,.,,., 34,4 Hierbij zijn en respectievelijk de werkelijke en de stoichiometrische luchthoeveelheid., en, zijn respectievelijk het volumedebiet van lucht en waterstof bij normvoorwaarden. Deze waarden kunnen rechtstreeks in Nm³/h afgelezen worden van de display van de High-Tech debietmeettoestellen. Hoofdstuk 7 Nauwkeurigheden 79

90 In eerste instantie kan men zich de vraag stellen hoeveel de beide waardes van elkaar afwijken. Vervolgens is het interessant te weten in hoeverre de beide waardes de werkelijke luchtfactor benaderen. Is er met andere woorden sprake van een systematische fout en wat is de onzekerheid op de verschillende meetwaarden? Aangezien lambda-sondes ontworpen zijn voor de meting van de luchtfactor bij stoichiometrische werking wordt een hogere onzekerheid verwacht bij hoge luchtfactoren. Om een antwoord te bieden op de voorgaande probleemstelling werd op de Audi-proefstand een reeks van metingen verricht. De onzekerheid werd voor de beide methodes experimenteel bepaald aan de hand van een statistische analyse. Om het verschil in onzekerheid voldoende te kunnen begrijpen werd gemeten bij verschillende luchtfactoren, namelijk 1, 2 en 3. Hiertoe werden 3 meetreeksen van elk een tiental punten verricht bij een vast toerental van 2000 rpm, voor dit toerental is namelijk geopteerd bij verdere metingen (zie 8.4). Door het instellen van het brandstofdebiet op een bepaalde waarde (constant per meetreeks) werden deze luchtfactoren zo correct mogelijk ingesteld. Tussen de meetpunten werd het waterstofdebiet volledig teruggeschroefd tot 0, dit om een correcte statistische spreiding te verkrijgen. De resultaten van de metingen zijn gegeven in bijlage F. Bij de lambda-sonde is men genoodzaakt de onzekerheid experimenteel te bepalen gezien de fabrikant geen onzekerheden vermeldt. De weergave door middel van de lambda-sonde fluctueerde. Om bij verwerking toch vergelijkingen te kunnen maken werd ervoor gekozen de minimum en maximum waarde op te nemen. Op die manier werden per luchtfactor (of per meetreeks) een tiental intervallen verkregen. Het gemiddelde en de standaarddeviatie van de middens van de intervallen werd berekend. Indien de weergave niet zou fluctueren kan men de onzekerheid van deze lambdaweergave bepalen door de standaarddeviatie met 3 te vermenigvuldigen. Om de fluctuatie in rekening te brengen werd ervoor gekozen om de helft van de breedte van het maximale interval op te tellen bij de onzekerheid bekomen door de standaarddeviaties. Voor de 3 meetreeksen bekomt men nu 3 gemiddelde waardes met hun respectievelijke onzekerheid. In hetgeen volgt wordt met de gemeten waarde de waarde afkomstig van de lambda-sonde bedoeld. Voor de bepaling van de onzekerheid op de berekende luchtfactor zijn 2 methodes beschikbaar: Een eerste verloopt analoog aan die van de lambda-sonde. Hierbij wordt opnieuw het gemiddelde en de standaarddeviatie van de berekende waardes bepaald. Men bekomt dus ook hier voor de 3 meetreeksen 3 gemiddelde waarden en 3 standaarddeviaties. Hierbij dient vermeld te worden dat de weergave van de debietsmeters echter wel zeer stabiel was. De onzekerheid is bijgevolg het drievoud van de standaarddeviatie. Hoofdstuk 7 Nauwkeurigheden 80

91 Bij een tweede methode legt men het verband met de door de fabrikant opgegeven onzekerheden. Voor de debietsmeters is de onzekerheid afhankelijk van de gemeten waarde. De onzekerheid kan voor de beide bepaald worden met 0,1+0,005.x m³/h. In 7.1 ziet men dat door de bovenstaande formule partieel af te leiden naar beide debieten de onzekerheid van de luchtfactor te bepalen is uit de opgegeven onzekerheden van de debietsmeters. Het is interessant om deze beide methodes te vergelijken, de beide onzekerheden zouden van dezelfde grootteorde moeten zijn. Indien er wordt vanuit gegaan dat de professionele debietsmeettoestellen geen systematische fout induceren, kan men besluiten dat de werkelijke luchtfactor zich met 99,7% zekerheid binnen het interval van 2 maal de berekende onzekerheid bevindt, met het gemiddelde als midden. Indien het onzekerheidsinterval van de lambda-sonde zich niet binnen het berekende onzekerheidsinterval bevindt en zelfs niet overlapt, kan besloten worden dat de lambda-sonde een systematische fout induceert. Een waarde gegeven door de lambda-sonde kan dan immers met nagenoeg 100% zekerheid nooit correct zijn. In Tabel 7-1 en Tabel 7-2, en Figuur 7-2, Figuur 7-3 en Figuur 7-4 worden de resultaten voor de 3 luchtfactoren gegeven. In een eerste oogopslag blijkt dat de gemiddelde waardes voor de beide meettoestellen elkaar zeer goed benaderen voor de verschillende luchtfactoren. Er wordt een maximale afwijking gevonden van slechts 0,04, voor een luchtfactor 2. Dit wijst op de afwezigheid van systematische fouten. BEREKEND λ λ (-) standaarddeviatie experimentele berekende (-) onzekerheid (-) onzekerheid 1 0,99 0,01 0,04 0,05 2 2,03 0,03 0,08 0,13 3 2,99 0,03 0,09 0,23 Tabel 7-1: Experimentele en berekende onzekerheden op de berekende waarde bij 3 luchtfactoren GEMETEN λ λ (-) standaarddeviatie (-) berekende onzekerheid (-) berekende onzekerheid incl. max afwijking (-) 1 1,01 0,01 0,04 0,05 2 1,99 0,02 0,06 0,09 3 3,01 0,03 0,09 0,14 Tabel 7-2: Experimentele onzekerheden op de gemeten waarde bij 3 luchtfactoren Hoofdstuk 7 Nauwkeurigheden 81

92 Verder is het duidelijk dat de onzekerheden op de metingen voor beide meettoestellen sterk toenemen bij stijgende luchtfactor, voor de lambda-sonde voldoet dit aan de verwachtingen. Bij de berekende waardes wordt dit veroorzaakt door de stijgende onzekerheid op het stijgende luchtdebiet. λ gemeten-experimenteel λ berekend-berekend λ berekend-experimenteel 0,70 0,80 0,90 1,00 1,10 1,20 1,30 λ(-) Figuur 7-2: De gemiddelde waarden en onzekerheden ten opzichte van elkaar uitgezet voor λ=1 λ gemeten-experimenteel λ berekend-berekend λ berekend-experimenteel 1,70 1,80 1,90 2,00 2,10 2,20 2,30 λ(-) Figuur 7-3: De gemiddelde waarden en onzekerheden ten opzichte van elkaar uitgezet voor λ=2 λ gemeten-experimenteel λ berekend-berekend λ berekend-experimenteel 2,70 2,80 2,90 3,00 3,10 3,20 3,30 λ(-) Figuur 7-4: De gemiddelde waarden en onzekerheden ten opzichte van elkaar uitgezet voor λ=3 Tenslotte wordt nog opgemerkt dat voor de metingen op de Volvo-proefstand de weergave van de lambda-sonde werd gebruikt (zie 8.2.3) vermits de nauwkeurigheid van de MAF 1 -sensor bij lage luchtdebieten te laag is. 1 Mass Air Flow Hoofdstuk 7 Nauwkeurigheden 82

93 Hoofdstuk 8 Metingen 8.1 Inleiding De voorbije jaren werd in het labo Vervoertechniek uitgebreid onderzoek gedaan naar de prestaties en emissies van waterstofverbrandingsmotoren als functie van allerhande invloedsfactoren, zoals compressieverhouding, voorontsteking, injectietiming en injectieduur. Het is nodig om nog enkele goed gekozen metingen te verrichten alvorens een voorstel te kunnen doen omtrent een strategie voor de maximalisatie van het vermogen. Een optimale werkingsstrategie verzekert tevens een maximaal rendement bij een aanvaardbare NO x -uitstoot. Dit hoofdstuk heeft tot doel de keuze van de metingen te kaderen en de resultaten van de metingen te evalueren, dit alles met het oog op een voorstel van een optimale werkingsstrategie. Aangezien een goed rendement onontbeerlijk is voor een optimale werkingsstrategie worden in de eerste paragraaf 8.2 de effectieve rendementen bij waterstof- en benzinewerking onder de loep genomen. De vergelijking tussen de brandstoffen is interessant om de invloed van de brandstofeigenschappen (bv. laminaire vlamsnelheid) en de verschillende gasklepstanden in beide gevallen te begrijpen. De metingen zullen tevens helpen om inzicht te verwerven in de effecten met een invloed op het effectief rendement en de mate waarin ze invloed hebben. De meetgegevens van vorige jaren worden hier uitgebreid naar het volledige toerentalgebied. Vermits de hogere toerentallen gepaard gaan met een toenemend belang van de gasdynamica wordt een substantiële invloed van de pompverliezen verwacht. In de tweede paragraaf 8.3 wordt nagegaan in hoeverre een inlaatklepvervroeging invloed heeft op de prestaties en de NO x -uitstoot, ook hier worden de metingen uitgebreid naar een hoger toerentalgebied. De invloed van deze inlaatklepvervroeging kan een weerslag hebben op de Hoofdstuk 8 Metingen 83

94 uiteindelijke werkingsstrategie, bijvoorbeeld op het ogenblik van de overgang tussen verschillende werkingsmethodes. Zoals reeds vermeld, is het gunstig om bij lage belastingen met een volledig geopende gasklep te werken tot de luchtfactor een ondergrens bereikt, begrensd door de NO x - uitstoot. Er kan bijgevolg nagegaan worden wat de invloed van een inlaatklepvervroeging op deze ondergrens is. Vervolgens wordt nagegaan wat de invloed van de inlaatklepvervroeging is bij een deels gesloten gasklep, dit met het oog op een stoichiometrische werking bij een deels gesloten gasklep in combinatie met een TWC. Door het toedoen van ongewenste effecten als backfire en hoge NO x -emissie wordt het haalbare vermogen bij waterstofmotoren sterk beperkt. Een oplossing kan gezien worden in het comprimeren van het inlaatmengsel, oplading genaamd. De derde paragraaf 8.4 wordt gewijd aan de toepassing van oplading, met en zonder EGR. In de literatuur is relatief veel informatie beschikbaar over de toepassing van oplading en EGR bij waterstofmotoren. Echter met de combinatie van beiden is nog weinig tot niet geëxperimenteerd. Het zal er dus op aan komen om de prestaties, rendementen en emissies bij zuivere oplading te vergelijken met die bij oplading + EGR, om daarna een werkingsstrategie te kunnen voorstellen ter verhoging van het motorvermogen met de beste combinatie van al deze aspecten. 8.2 Rendementsvergelijking benzine-waterstof In deze paragraaf wordt nagegaan hoe het rendement van een waterstofmotor zich verhoudt tot dat van een benzinemotor en welke invloedsfactoren hierin een rol spelen, en dit in het volledige toerental- en koppeldomein. Hiertoe is de bi-fuel-motor van de Volvo-proefstand het best geschikt. Een rendementsvergelijking tussen twee brandstoffen is immers enkel zinvol bij een identieke motorconfiguratie De componenten van het effectief rendement Om de verklaringen in de volgende paragrafen te ondersteunen wordt hier de formule van het effectieve rendement herschreven [20] en beknopt toegelicht:... Hoofdstuk 8 Metingen 84

95 Met η e = effectief rendement η i = geïndiceerd rendement η m = mechanisch rendement W + = oppervlakte van de positieve lus in kj W - = oppervlakte van de negatieve lus in kj a = hoeveelheid brandstof in kg/cyclus H u = onderste verbrandingswaarde in kj/kg Het mechanisch rendement is de verhouding van het effectief en het geïndiceerd vermogen. Dit wordt ingevoerd om zowel het wrijvingsvermogen als het vermogen opgenomen door hulptoestellen in rekening te brengen. Het mechanisch rendement kent een sterk variabel verloop in het hele toerental- en koppeldomein. Voor een kwantitatieve bepaling van deze mechanische rendementen dient men voor een grote matrix van meetpunten de geïndiceerde en effectieve arbeid per cyclus te bepalen. Door de afwezigheid van drukmetingen op de Volvo-proefstand is het noodzakelijk onze toevlucht te nemen tot de literatuur. In [20] wordt een kwalitatief verloop gegeven van het mechanisch rendement als functie van het koppel (bij constant toerental) en als functie van het toerental (bij constant koppel). Deze trends zijn weergegeven in Figuur 8-1. Het valt op dat mechanische rendementen bij deellast enorm slecht zijn, hiermee dient rekening gehouden te worden bij de bespreking van het effectief rendement. Het mechanisch rendement vertoont in functie van het toerental een optimum. Zonder de kennis van de plaats van dit optimum is het moeilijk de invloed van dit verloop op het effectief rendement te begrijpen. Figuur 8-1: Het verloop van het mechanisch rendement in het koppel- en toerentaldomein Hoofdstuk 8 Metingen 85

96 Het geïndiceerd rendement is de verhouding van het geïndiceerd vermogen en het door de brandstof aan warmte toegevoegd vermogen. W + - W - staat voor de geïndiceerde arbeid, te berekenen uit het pv-diagram, waarbij W + de oppervlakte van de positieve arbeidslus voorstelt, en W - die van de pomplus. Figuur 8-2 is een voorbeeld van een pv-diagram, opgenomen bij waterstofwerking (TP = 30% en λ = 2). Hierop zijn beide lussen duidelijk zichtbaar dankzij de logaritmische asverdeling. W + W - Figuur 8-2: Het pv-diagram bij waterstofwerking - TP = 30% - λ = 2 De oppervlakte van de positieve lus (voor een bepaalde brandstoftoevoer) is afhankelijk van verschillende factoren zoals de warmteverliezen langs de wanden en de compressieverhouding. In deze paragraaf is vooral de invloed van een hoge verbrandingssnelheid van belang. De hoge verbrandingssnelheid van waterstof heeft door een meer isochoor verloop een vergrotend effect op de oppervlakte. De oppervlakte van de negatieve pomplus is afhankelijk van de drukverliezen in het in- en uitlaatsysteem. De pompverliezen of drukverliezen zijn dus opgenomen in het geïndiceerd vermogen en mogen niet als wrijving beschouwd worden De meetstrategie Om de verschillende effecten met een invloed op het effectief rendement te begrijpen en te kunnen begroten is het noodzakelijk om het volledige toerental- en koppelgebied af te tasten. Omwille van het toenemende belang van de gasdynamica bij hogere toerentallen is het immers noodzakelijk ook metingen te verrichten bij hoge toerentallen. Hoofdstuk 8 Metingen 86

97 Het koppel en toerental leggen samen het effectieve vermogen, of de geleverde prestatie vast. Het is dus zinvol om de motorrendementen te vergelijken bij een zelfde koppel en toerental. Er werd verwacht dat het rendement sterk zou variëren binnen het koppel- en toerentaldomein. Om dit te kunnen evalueren lieten we de toerentallen oplopen van 1500 rpm tot 4500 rpm in stappen van 1000 rpm. Voor de koppels kozen we 20, 40 en 80 Nm. Bij hogere koppels werd backfire onvermijdelijk voor bepaalde toerentallen. Er werd voor geopteerd om bij beide brandstoffen de inlaatklepvervroeging van 4 kh voor BDP toe te passen voor alle werkingspunten. Het wegnemen van deze vrijheidsgraad laat toe om de invloed van de effecten bij de verschillende werkingspunten beter te begroten. Bovendien blijkt uit 8.3 dat bij waterstofwerking de invloed van de kleppentiming op het koppel vrij klein is, er werden door inlaatklepvervroeging slechts stijgingen tot 3 procent waargenomen bij hogere toerentallen (bij soortgelijke koppels). Ook de metingen bij benzinewerking volgen die trend [17].Enkel grote klepvervroegingen bij lage toerentallen en lage belastingen hebben een sterke daling van het koppel tot gevolg, daarom werd voor alle werkingspunten voor een kleine inlaatklepvervroeging van 4 kh gekozen. De invloed van het ontstekingstijdstip op het koppel is groot, bijgevolg werd steeds de MBT-timing opgezocht en toegepast. Er werden metingen verricht bij TP = 50% en bij WOT. De keuze om te meten bij WOT is vanzelfsprekend omwille van de gunstige rendementen die verwacht worden en de bruikbaarheid van deze werkingspunten voor een werkingsstrategie. Om de invloed van de pompverliezen te begrijpen en te begroten werden ook enkele metingen verricht bij een TP = 50%. Een TP = 50% bleek niet mogelijk bij een koppel van 80Nm vanwege een te rijk mengsel, met backfire tot gevolg. Na het uitvoeren van de metingen werden de werkingspunten bij waterstof met WOT en luchtfactoren tussen 1 en 2 onder de loep genomen. Van deze punten kan gezegd worden dat ze enerzijds een hoog rendement halen omwille van de lage pompverliezen, en anderzijds een NO x - uitstoot vertegenwoordigen die de norm van 100 ppm sterk overstijgt. De NO x -uitstoot van deze werkingspunten is niet te reduceren met een TWC omwille van de luchtovermaat. Dit zijn dus punten die in de praktijk onbruikbaar zijn. Het is wel zinvol werkingspunten op te zoeken met identieke prestaties bij een stoichiometrische werking. Hierbij is een zeer hoge NO x -uitstoot te verwachten die echter wel sterk kan gereduceerd worden door een TWC. Door het toepassen van een realistische TWC-conversiegraad op deze emissies krijgen we een goed idee van de praktische bruikbaarheid van deze werkingspunten. In tegenstelling tot de WOT werking (bij luchtfactoren tussen 1 en 2) zal de gasklepstand bij stoichiometrische werking bij diezelfde prestaties een stuk kleiner zijn dan 100%. Dit gaat dan ook gepaard met een rendementsdaling ten opzichte van de oorspronkelijke Hoofdstuk 8 Metingen 87

98 werkingspunten. Het is interessant om te weten hoeveel rendement moet ingeleverd worden voor een aanvaardbare NO x -uitstoot Lage belastingen: resultaten en interpretatie De resultaten van de metingen en berekeningen worden in deze paragraaf weergegeven in grafiekvorm. Voor de meetwaarden en berekeningen wordt verwezen naar de bijlage D. Figuur 8-3 geeft de effectieve rendementen weer bij een constant koppel van 20 Nm. Voor benzinewerking is het effectief rendement en de corresponderende gasklepopening weergegeven. Zo zijn ook voor waterstof, naast de effectieve rendementen, de respectievelijke luchtfactoren uitgezet. De weergegeven luchtfactoren zijn opgemeten met de lambda-sonde. De berekende luchtfactoren zijn minder nauwkeurig omwille van de minder nauwkeurige meetwaardes van de MAF-sensor, voornamelijk bij lage luchtdebieten. De uitgezette grootheden in Figuur 8-4 zijn analoog aan die van Figuur 8-3, het koppel wordt echter constant gehouden op 40 Nm. In eerste instantie zien we zowel in Figuur 8-3 als in Figuur 8-4 (en later ook Figuur 8-5) dat het rendement bij waterstof dat van benzine steeds overstijgt. Dit is hoofdzakelijk te wijten aan de lagere drukverliezen in het inlaatsysteem, veroorzaakt door een grotere gasklepstand. Het feit dat bij dezelfde prestaties de gasklepstand bij waterstof een stuk groter kan zijn heeft 2 oorzaken. De brede ontstekingsgrenzen van waterstof maken arme werking mogelijk, waardoor minder smoring van de inlaatlucht vereist is. Een tweede oorzaak is de lagere dichtheid van waterstof. Het grote volume aan waterstof verdringt dus de verse lucht. Voor het aanzuigen van een bepaalde hoeveelheid lucht is dus een grotere gasklepstand vereist. Een tweede oorzaak voor het hogere rendement kan gevonden worden in de meer isochore verbranding door de hoge verbrandingssnelheid van waterstof, waardoor het ideale pv-diagram beter wordt benaderd. Deze invloed is klein, vergelijkt men echter in Figuur 8-4 de punten van benzine en waterstof (TP = 50%) bij 4500 rpm, dan merkt men ook bij benzine een gaskleppositie van 50% op. Eenzelfde gaskleppositie betekent niet noodzakelijk gelijke pompverliezen, aangezien het luchtdebiet verschilt omwille van de verdringing van lucht door waterstof. De rendementstoename bij waterstof in dit punt kan enkel te wijten zijn aan een lager luchtdebiet en het isochoor gedrag van waterstof. Vanwege de gelijke prestaties in beide punten blijft het mechanisch rendement immers gelijk. Bij 1500 rpm stijgt het rendement bij waterstofwerking (TP = 50%) met 32% ten opzichte van 4500 rpm. Aangezien de verdringing door waterstof daalt (hoeveelheid waterstof per cyclus daalt bij dalend Hoofdstuk 8 Metingen 88

99 toerental, zie het lambda-verloop op Figuur 8-3) bij dalend toerental is deze grote rendementswinst volledig het gevolg van de lagere drukverliezen. Dit illustreert de grote invloed van drukverliezen in het inlaatsysteem. η e (%) λ(-) TP (%) n (rpm) rendement -H2-TP=100% λ -H2-TP=50% rendement -H2-TP=50% λ -H2-TP=100% rendement - benzine TP - benzine Figuur 8-3: η e, λ en TP in functie van het toerental M = 20 Nm Het valt op dat het benzinerendement relatief constant blijft in functie van het toerental in Figuur 8-3 en Figuur 8-4. Bij de benzinewerking kan de verdringing van de lucht door de benzinedamp verwaarloosd worden. In het verloop van het rendement spelen twee effecten een rol: Bij opdrijven van het toerental zal het koppel gelijk blijven als de geïndiceerde arbeid van het pv-diagram ook gelijk blijft. Indien echter de gasklepstand constant wordt gehouden zou bij een hoger toerental de oppervlakte van de negatieve lus toenemen door een toenemende drukval over de gasklep, waardoor de netto arbeid per cyclus en dus het koppel zou afnemen. Het vergroten van de gasklepopening laat toe om de geïndiceerde Hoofdstuk 8 Metingen 89

100 arbeid constant te houden. Door de lagere drukval over de gasklep is het immers mogelijk dezelfde hoeveelheid mengsel aan te voeren. Het vergroten van de gasklep heeft een positieve invloed op de drukverliezen. Het luchtdebiet blijft echter niet constant. De luchtsnelheid is immers gekoppeld aan het toerental. Het is geweten dat de drukverliezen over de gasklep kwadratisch toenemen met de luchtsnelheid. Dit effect heeft een negatieve invloed op de drukverliezen. η e (%) λ (-) TP (%) n (rpm) rendement -H2 -TP=100% rendement -H2 -TP=50% rendement - benzine λ -H2 -TP=100% λ -H2 -TP=50% TP - benzine Figuur 8-4: η e, λ en TP in functie van het toerental M = 40 Nm De invloeden ten gevolge van de vergroting van de gasklepopening en de toename van het luchtdebiet blijken elkaar te compenseren. Dit alles heeft een vrij vlak verloop van het benzinerendement tot gevolg. De invloed van het mechanisch rendement is hier moeilijk te voorspellen, aangezien zowel het toerental als de gaskleppositie varieert. Toch zal deze invloed beperkt blijven aangezien het koppel constant blijft (zie Figuur 8-1). Hoofdstuk 8 Metingen 90

101 Het verloop van het waterstofrendement bij WOT en TP = 50% kent in Figuur 8-3 en Figuur 8-4 duidelijk een dalende trend in functie van het toerental. In tegenstelling tot benzine is de verdringing van lucht door waterstof niet verwaarloosbaar. Het dalende verloop heeft twee effecten als oorzaak: Als we de meetresultaten in bijlage D nader bekijken merken we een veel groter luchtdebiet bij de waterstofwerking op, veroorzaakt door een grotere gaskleppositie bij waterstofwerking. Dit grote luchtdebiet heeft nu ook drukverliezen in de inlaatpijp tot gevolg, en dus niet meer over de gasklep. Bij de hogere toerentallen moet de geïndiceerde arbeid dezelfde blijven om hetzelfde koppel te behalen. Omwille van de toenemende negatieve lus door toenemende drukverliezen zal een lichtjes grotere hoeveelheid waterstof per cyclus moeten aangevoerd worden om de geïndiceerde arbeid op peil te houden. Dit wordt ook waargenomen op de Figuur 8-4 waar de luchtfactor daalt met het toerental. Een grotere hoeveelheid waterstof heeft anderzijds meer verdringing van de lucht tot gevolg. Aangezien de waterstof net voor de inlaatklep wordt ingespoten, en dus geen drukverliezen veroorzaakt, zal een eerder kleine toename van het luchtdebiet een verkleinend effect hebben op de negatieve lus. Dit heeft een positief effect op het effectief rendement. Bij hogere toerentallen zullen de drukverliezen door een hoger luchtdebiet kwadratisch toenemen in de inlaatpijp. Deze toename zal een vergrotende invloed hebben op de negatieve lus. Een vergrotende negatieve lus betekent een dalend rendement. De extra verdringing van de lucht kan de drukverliezen ten gevolge van het toenemende luchtdebiet bij stijgende toerentallen niet compenseren. Hierdoor wordt (bij lage koppels) een dalende trend waargenomen van het effectief rendement in functie van het toerental. De rendementsdaling is voor TP = 50% groter dan voor WOT. Dit is te wijten aan de grotere drukverliezen over de deels gesloten gasklep. Om inzicht te krijgen in het verloop van de luchtfactoren moet men inzien dat de luchtfactor evenredig is met de verhouding van de hoeveelheid (massa) lucht per cyclus tot de hoeveelheid (massa) waterstof per cyclus. Deze gegevens zijn aan de hand van de gemeten debieten eenvoudig te berekenen per werkingspunt. De afname van de luchtfactor in functie van het toerental bij TP = 50%, bij 20 en 40 Nm is een gevolg van de sterke toename van de waterstofhoeveelheid per cyclus, noodzakelijk voor de Hoofdstuk 8 Metingen 91

102 compensatie van de sterk toenemende drukverliezen over de gasklep. Bovendien neemt ook de luchthoeveelheid per cyclus af door de verdringing en de grote drukverliezen over de gasklep. De relatief constante luchtfactor in functie van het toerental bij TP = 100%, bij 20 en 40 Nm is een gevolg van de matige toename van de hoeveelheid waterstof per cyclus voor het overwinnen van de drukverliezen in de inlaatpijp (een zeer groot luchtdebiet door WOT en de kleine verdringing door waterstof). Anderzijds neemt ook de hoeveelheid lucht per cyclus toe. De toename van de beide hoeveelheden impliceert een toename van de leveringsgraad. Dit wordt mogelijk gemaakt door de grote inertie van de inlaatlucht. Bij koppels van 20 Nm en 40 Nm zijn bij WOT de luchtfactoren steeds groter dan 2. Dit is naar praktische bruikbaarheid zeer belangrijk aangezien een luchtfactor lager dan 2 gepaard gaat met een sterke stijging van de NO x -emissie. Alle punten bij WOT zijn dus in de praktijk bruikbaar. De luchtfactoren bij een TP = 50% duiken wel onder 2 en zijn dus met het oog op NO x -emissies niet bruikbaar. Dit is echter geen probleem omdat deze punten ook op het gebied van rendement slechter scoren dan bij WOT Hoge belastingen: resultaten en interpretatie Figuur 8-5 toont het effectief rendement bij WOT-H 2 - en benzinewerking met de respectievelijke luchtfactoren en gasklepposities voor een constant koppel van 80 Nm. Het rendement en de gaskleppositie bij stoichiometrische waterstofwerking werden ook opgenomen. Bij de vergelijking van Figuur 8-3, Figuur 8-4 en Figuur 8-5 is het duidelijk dat naarmate het koppel toeneemt, algemeen ook de rendementen toenemen. Bij benzine wordt zo goed als een verdubbeling waargenomen bij een koppeltoename van 20 naar 80 Nm. De verklaring hiervoor verschilt voor benzine en waterstof. Vooreerst is het voor beide brandstoffen duidelijk dat het mechanisch rendement sterk toeneemt bij stijgende koppels (zie Figuur 8-1). Bij benzine opent de gasklep zich naarmate het koppel stijgt, dit heeft minder pompverliezen, en dus een hoger effectief rendement tot gevolg. Bij waterstof is een verdere stijging van het rendement te wijten aan de afname van het luchtdebiet, waardoor ook pompverliezen afnemen. Dit verklaren we door de grotere verdringing van de lucht door waterstof. Naarmate het koppel stijgt (zie Figuur 8-3 tot Figuur 8-5) wordt het verloop van het waterstofrendement vlakker. Dit is het gevolg van een substantiële toename van de waterstofhoeveelheid per verbrandingscyclus om zo de geïndiceerde arbeid op te trekken. Door de Hoofdstuk 8 Metingen 92

103 extra verdringing van de aangezogen lucht dalen de drukverliezen met een vlakker verloop tot gevolg. Ook de sterke stijging van het mechanisch rendement heeft hierop invloed. η e (%) λ(-) backfire n (rpm) TP (%) rendement -H2 -TP=100% rendement -benzine TP -H2 -λ=1 rendement -H2 -λ=1 λ -H2 -TP=100% TP -benzine Figuur 8-5: η e, λ en TP in functie van het toerental M = 80 Nm Het benzineverloop vormt een optimum nabij 2500 rpm. Naarmate het toerental toeneemt zal de toename van de drukverliezen door een stijgend luchtdebiet niet meer volledig gecompenseerd kunnen worden door het vergroten van de gasklepopening. Het lage rendement bij laag toerental zou te wijten kunnen zijn aan toenemende lekdebieten. Het tekort aan kennis van het mechanisch rendement maken een goed inzicht hierin niet mogelijk. De toename van de luchtfactor in functie van het toerental bij TP=100% en 80Nm (Figuur 8-5) is te wijten aan een kleine toename van de hoeveelheid waterstof per cyclus voor het overwinnen van de kleine drukverliezen in de inlaatpijp (veel verdringing van de lucht). Anderzijds is er een matige Hoofdstuk 8 Metingen 93

104 toename van de hoeveelheid lucht per cyclus, te verklaren door de vrij grote inertie van de inlaatlucht. Bij hoge belastingen is het onvermijdelijk dat de luchtfactor onder 2 zakt, hetgeen gepaard gaat met een onaanvaardbare NO x -uitstoot. Dit heeft tot gevolg dat deze punten niet bruikbaar zijn in de praktijk, en dat deze hoge belastingen dus niet kunnen gehaald worden. Zoals reeds vermeld in is het zinvol om de prestaties van de instelpunten met een luchtfactor tussen 1 en 2 op te zoeken bij stoichiometrische werking. In deze punten zou de grote NO x -uitstoot grotendeels gereduceerd kunnen worden door een TWC waardoor een praktische toepassing wel mogelijk zou worden. In bijlage D zijn de metingen weergegeven. De resultaten worden samengevat in Figuur 8-5. Hier merken we op dat het bij te hoge prestaties (80 Nm bij 4500 rpm) niet mogelijk is om stoichiometrisch te draaien omwille van backfire. Bij deze omstandigheden is voldoende luchtovermaat immers noodzakelijk voor de koeling van de cilinderdelen en een beperking van de piektemperaturen. De Figuur 8-5 toont duidelijk dat de effectieve rendementen bij stoichiometrische werking (tot 12%) lager liggen dan bij WOT door de hogere pompverliezen. De hoge WOT-rendementen zijn bij 80 Nm in de praktijk niet haalbaar. Zoals verwacht blijkt uit de metingen dat de stoichiometrische punten een erg hoge NO x -emissie vertegenwoordigen, allen boven de 5000 ppm. Eén punt bereikt zelfs de limiet van het meettoestel, namelijk 5952 ppm. Voor de reductie van de NO x zou dit TWC-conversiegraden vergen tot boven de 98,3%. Driewegkatalysatoren in benzinemotoren halen deze efficiëntie. Bij proeven op waterstof in het labo Vervoertechniek zijn dergelijke waardes nog niet bereikt [18]. Een verdere optimalisatie van de katalysatoren dringt zich dus op Conclusie Het is duidelijk dat de rendementen bij waterstofwerking steeds substantieel hoger liggen dan die bij benzinewerking. Bij lage koppels worden voor benzine rendementen tot 13 % gehaald, voor waterstof is dit 23%, dit is een aanzienlijke stijging van 77%. Voor hoge koppels wordt dit verschil kleiner, hoofdzakelijk door grotere gasklepstanden bij benzine, voor benzine vindt men rendementen tot 27%, voor waterstof tot 33%, dit is een stijging van 22%. Het verloop van het rendement als functie van het toerental hangt sterk af van de brandstof en de gaskleppositie (bij waterstof). Algemeen gesteld vindt men bij lage koppels bij WOT en TP = 50% een dalende trend als functie van het toerental en voor benzine een vlak verloop. Bij hoge koppels zullen zowel de benzine als de WOT werking een vrij vlak verloop kennen, met de neiging tot het vormen van een optimum. Hoofdstuk 8 Metingen 94

105 Uit deze metingen blijkt dat bij waterstofwerking voor koppels tot 40 Nm de WOT werking de voorkeur verdient, omwille van het gunstig rendement. Uit metingen in blijkt dat bij WOT werking een luchtfactor van 2 bereikt wordt voor koppels rond 65 Nm. De WOT werking kan dus zeker toegepast worden tot 65 Nm. Bij hogere koppels wordt de NO x -emissie onaanvaardbaar. Deze grens van de luchtfactor kan nog licht wijzigen, dit wordt behandeld in de volgende paragraaf. Om het koppel verder te doen toenemen kan men stoichiometrisch werken door een gedeeltelijke sluiting van de gasklep. De installatie van een TWC is dan noodzakelijk voor reductie van de NO x. Deze gedeeltelijke sluiting van de gasklep gaat wel gepaard met een rendementsdaling van 33 % tot 30 %. De katalysator dient in dit geval conversiegraden boven 98,3% te halen. 8.3 Variabele kleppentiming Inleiding In [22] wordt bij lage belastingstoestand een werkingsstrategie voorgesteld die kwalitatieve en kwantitatieve vermogensregeling combineert. In het laagste belastingsbereik maakt men gebruik van kwalitatieve regeling, hierbij werkt men WOT en wordt de belasting verhoogd door de rijkheid te verhogen. De luchtfactor en bijgevolg het behaalbaar koppel zijn hierbij gelimiteerd door de NO x - emissies. Daartegenover staat dat bij WOT werking hoge rendementen haalbaar zijn, daar geen drukverliezen over de geopende gasklep optreden. Eens een hoger koppel gevraagd wordt, wordt overgegaan op kwalitatieve regeling, waarbij de belasting wordt geregeld door de gasklepstand te variëren bij een stoichiometrisch lucht-brandstofmengsel. Stoichiometrische werking maakt nabehandeling door een TWC mogelijk. Door gebruik te maken van een TWC met een voldoende omzettingsgraad, vormt de NO x -vorming geen beperking. Er dient wel rekening gehouden te worden met een lager rendement, te wijten aan de optredende drukverliezen over de deels gesloten gasklep. Zowel bij kwalitatieve als kwantitatieve vermogensregeling zijn onregelmatige verbrandingsfenomenen, zoals backfire en gloeiontsteking een extra limiterende factor voor de haalbare koppels. Bij WOT werking zal echter nooit rijk genoeg kunnen gedraaid worden, zonder de NO x -limiet van 100 ppm te overschrijden, vooraleer backfire optreedt. Bijgevolg vormt de NO x - uitstoot hier de strengste beperking. Het maximum haalbaar koppel bij de kwantitatieve, stoichiometrische werking daarentegen, wordt mede bepaald door het optreden van ongewenste verbranding. De Volvo-motor beschikt over een variabele kleppentiming. Zoals eerder beschreven (zie 5.1) is enkel het openingstijdstip van de inlaatkleppen aanpasbaar en blijft de openingsduur ervan constant. Hoofdstuk 8 Metingen 95

106 Door de inlaatklepvervroeging aan te passen, kan de invloed van de kleppentiming op de motorprestaties zoals koppel, rendement en NO x -uitstoot bepaald worden. Tevens kan het effect van het wijzigen van de inlaatklepvervroeging op het optreden van backfire nagegaan worden. De metingen worden verricht voor zowel kwalitatieve als kwantitatieve regeling. Het uiteindelijk doel is om voor beide werkingen de optimale klepinstelling te bepalen, en dit zowel naar koppel, emissies als rendementen toe. Of anders gezegd, kan een significante koppel- of vermogenswinst behaald worden door wijzigen van inlaatklepvervroeging en welke is hierbij de optimale klepinstelling? Werkwijze De metingen verricht in vorige academiejaren bij een toerental van 1500 rpm [17] werden uitgebreid naar hogere toerentallen, namelijk 2500, 3500 en 4500 rpm. In geval van kwalitatieve werking wordt de belasting bepaald door het waterstofdebiet in te stellen met behulp van de MAP-potentiometer, wat een directe invloed heeft op de luchtfactor. Bij kwantitatieve regeling, wordt de belasting geregeld door de TP en de MAP tegelijkertijd te wijzigen met behulp van beide potentiometers op de Schenckbank. In navolging van eerder werk verricht op deze motor [17, 19] werden steeds 4 verschillende klepvervroegingen ingesteld, namelijk 4, 16, 28 en 40 kh voor BDP. Een bijkomende parameter die van cruciaal belang is, is de voorontsteking. Voor ieder werkingspunt dient de MBT timing afzonderlijk ingesteld te worden. Op het plateau van koppel in functie van VO, kiezen we de VO steeds zo laat mogelijk. Dit met het oog op het vermijden van backfire en het beperken van de NO x -uitstoot (zie 2.5) Eens de motorparameters ingesteld, werden ondermeer koppel, brandstofverbruik en de emissies opgenomen Uitlaatgassamenstelling Voor het bepalen van de uitlaatgassamenstelling maken we gebruik van de professionele meetkast. Voorafgaand aan de metingen werd dit toestel gekalibreerd waarbij verondersteld werd dat de NO x - hoeveelheid in de vrije lucht 0 ppm bedraagt. In eerste instantie werden enkel positieve NO x -hoeveelheden opgemeten. De offset, dit is de NO x - weergave van het toestel bij aanzuigen vanuit de vrije lucht, was quasi nul. Aangezien tijdens de kalibratie geen NO x aanwezig was kan dit enkel te wijten zijn aan de drift op de NO x -meting. Deze negatieve offset nam waarden tot -25 ppm aan. Deze offset verschilde van dag tot dag. Om een systematische fout in de meetresultaten te vermijden en om bijgevolg het verband tussen NO x - Hoofdstuk 8 Metingen 96

107 emissies van verschillende werkingspunten te kunnen leggen, is het nodig om de NO x -metingen te corrigeren met deze offset. Een tweede moeilijkheid bij het opmeten van de NO x -emissies is het beperkte meetbereik van het toestel. De maximale NO x -hoeveelheid die kan opgemeten worden, bedraagt 5952 ppm. In bepaalde gevallen werd deze limiet overschreden, wat het onmogelijk maakt het NO x -verloop op te meten Meetonzekerheid op de NOx-metingen Het NO x -meettoestel heeft een resolutie van 0,1 ppm. In de datasheets van het meettoestel is geen meetonzekerheid vermeld. Naar verwerking van de metingen toe, is het echter wel van belang om hier kennis van te hebben. Anderzijds vertoont de NO x -uitstoot een stochastisch verloop. Om beide stochastische fenomenen te beoordelen zou in elk werkingspunt een statistische analyse moeten worden uitgevoerd. Praktisch gezien is het onmogelijk om van ieder meetpunt afzonderlijk de meetonzekerheid te bepalen door het werkingspunt herhaaldelijk uit te voeren. Het meettoestel is immers te traag voor deze doeleinden, dus meerdere identieke metingen zouden een te hoog waterstofverbruik tot gevolg hebben. Om toch een beeld te kunnen vormen van de meetonzekerheid, werden bij één vast instelpunt herhaalde gelijkwaardige NO x -metingen uitgevoerd. De resultaten hiervan zijn te vinden in bijlage G. Om de meetonzekerheid op een meting te bepalen, dienen minstens 11 metingen uitgevoerd te worden [30]. Tijdens het uitvoeren van deze metingen, was er wel een lichte fluctuatie van de motoroutput zelf, niettegenstaande dat de motorinstelling niet werd gewijzigd. De grootheden die varieerden zijn het koppel en de luchtfactor, het waterstofdebiet bleef constant. In principe is het dus niet enkel de meetonzekerheid van het NO x -meettoestel dat wordt bepaald. Ook de fluctuatie van de NO x -concentratie in de uitlaatgassen, door variatie van de grootheden, wordt opgenomen in de meetonzekerheid van de NO x -meting. Omdat we een beperkte controle hadden op de variatie van het luchtdebiet en het geleverde koppel, en het waterstofdebiet gelijk bleef, was dit praktisch gezien de beste manier van handelen. In onderstaande Tabel 8-1 zijn de grootheden van het gekozen instelpunt weergegeven. Het punt dat werd gekozen heeft een NO x -uitstoot van 93 ppm. Er werd gestreefd naar een punt met een NO x - emissie van 100 ppm aangezien in de metingen, verder in dit werk, veelal de norm van 100 ppm benaderd werd. Het NO x -meettoestel werd afwisselend gevoed met uitlaatgassen en gespoeld met verse lucht. Er werd steeds gewacht op een stabiel meetsignaal. Hoofdstuk 8 Metingen 97

108 toerental (rpm) 1600 inlaatklepvervroeging ( ca BTDC) 0 voorontsteking (MBT) ( ca BTDC) 8 TP (%) 19 koppel (Nm) 9,5 luchtfactor (-) 1,6 Tabel 8-1:Parameters van het werkingspunt voor bepaling van de onzekerheid De resultaten zijn als volgt: Aantal metingen (-) n 11 Gemiddelde NO x (ppm) <NO x > 93 Standaardafwijking (ppm) s 19 Standaardafwijking (ppm) x 2 2.s 38 Tabel 8-2: Resultaten nauwkeurigheidsanalyse Een standaarddeviatie van 19 ppm betekent dat een stabiele meetwaarde met 68% zekerheid binnen het interval [93-19, 93+19] zal liggen, en met 95% zekerheid binnen het interval [93-38, 93+38]. In de meetresultaten die verder in dit werk grafisch voorgesteld worden zal vermeld worden met hoeveel zekerheid de werkelijke waarde binnen de foutvlag valt. Er dient opgemerkt te worden dat die onzekerheid slechts een indicatie is en dat de reële waarde van die zekerheid afhankelijk is van het specifiek instelpunt Metingen bij WOT - kwalitatieve regeling Uit eerdere metingen verricht op deze motor [19], bleek dat bij kwalitatieve WOT-werking de NO x - emissies sterk stegen voor luchtfactoren lager dan 2. Bijgevolg werd geopteerd om metingen bij hogere toerentallen uit te voeren bij een luchtfactor ingesteld op 2. Met deze keuze van de luchtfactor wordt het maximaal vermogen bereikt voor kwalitatieve WOT werking, rekening houdend met de NO x -begrenzing van 100 ppm. Een luchtfactor gelijk aan 2 werd ingesteld bij een klepvervroeging gelijk aan 4 kh voor BDP. De energie-inhoud van de cilinderruimte is samen met de luchtovermaat sterk bepalend voor de NO x - vorming. Aangezien bij constant waterstofdebiet de energie-inhoud van de cilinder gelijk blijft, werd ervoor gekozen het brandstofdebiet constant te houden, om zo de invloed van de kleppentiming te kunnen begrijpen. Bij het vervroegen van de inlaatklepopening werd een lichte stijging van de luchtfactor ten opzichte van het initieel instelpunt waargenomen (een verklaring hiervoor wordt Hoofdstuk 8 Metingen 98

109 verder in deze paragraaf gegeven). De waterstofdebieten en de hoeveelheden waterstof per cyclus staan weergegeven in onderstaande Tabel 8-3. Toerental (rpm) Q H2 (Nm³/h) Ndm³/cyclus , ,1 0, ,1 0,245 Tabel 8-3: Overzicht van waterstofhoeveelheden voor de verschillende toerentallen In Figuur 8-6 is het effectief koppel (M e ) bij de drie toerentallen uitgezet in functie van de inlaatklepvervroeging. Op Figuur 8-9 is het verloop van de NO x -uitstoot en de luchtfactor in functie van de klepvervroeging weergegeven. Voor de andere grootheden wordt verwezen naar de meetbladen in bijlage D Me (Nm) rpm 2500 rpm 3500 rpm klepvervroeging( ca BTDC) Figuur 8-6: koppel in functie van klepvervroeging λ=2, WOT Het is duidelijk dat het koppel een toename kent in functie van de klepvervroeging, de onzekerheid op het koppel kan immers op 0,3 Nm genomen worden. Aan het einde van de uitdrijfslag creëert de kinetische energie van de uitlaatgassen een onderdruk in de cilinder. Tijdens deze uitlaatslag zullen, voor het BDP, de inlaatkleppen openen, dit is de start van de klepoverlap. Bij deze klepoverlap zal de verse lading door de onderdruk in de cilinder aangezogen worden. Naarmate de klepoverlap toeneemt, neemt dit zuigeffect bij deze werkingspunten toe en wordt meer verse lucht aangezogen. Deze redenering wordt grotendeels bevestigd door het verloop van de hoeveelheid lucht per cyclus. Bij hogere toerentallen treedt echter wel een optimum op, dit verloop wordt bestudeerd aan de hand van Figuur 8-7. Het optreden van deze optima bij de hogere toerentallen wijst op een compromis Hoofdstuk 8 Metingen 99

110 tussen het zuigeffect en het rameffect (zie 3.1). Een vervroeging van de inlaatopening vervroegt immers ook de inlaatsluiting hetgeen een afname van het rameffect betekent. Bij hogere toerentallen ligt dit optimum vroeger, dit wijst op een toenemende invloed van dit rameffect. De algemene stijging van de luchthoeveelheid per cyclus in functie van de klepvervroeging heeft een positief effect op de leveringsgraad of het volumetrisch rendement η vol en dus ook op het koppel aangezien de oppervlakte van de pomplus verkleint. 2 Luchthoeveelheid (g/cyclus) 1,9 1,8 1,7 1,6 1,5 1,4 1,3 1, klepvervroeging ( ca BTDC) 4500 rpm 3500 rpm 2500 rpm Figuur 8-7: De hoeveelheid lucht per cyclus als functie van de inlaatklepvervroeging bij WOT-werking, voor verschillende toerentallen Bij 4500 rpm wordt een koppelstijging van 66,6 Nm naar 69,1 Nm waargenomen. Bij 3500 rpm stijgt het koppel van 59,3 Nm tot 61,1 Nm. We kunnen dus uitgaan van een koppelstijging van een 3-tal procent. De Figuur 8-6 toont tevens de invloed van het toerental op het koppel. Zowel een verschil in leveringsgraad als een verschil in warmteverliezen spelen hierin een rol. Deze effecten worden in hetgeen volgt nader besproken. Bij hogere toerentallen nemen de drukverliezen in de inlaatleiding toe. Deze drukverliezen hebben een negatieve invloed op de leveringsgraad, en dus op het koppel. Er dient opgemerkt te worden dat deze verliezen bij WOT-werking (in tegenstelling tot TP = 50%) slechts een geringe invloed hebben. Ondanks deze drukverliezen tonen de metingen een toename van de luchthoeveelheid per cyclus bij stijgend toerental. Een stijgende luchthoeveelheid betekent een stijgende leveringsgraad, met een hoger koppel tot gevolg. Hoofdstuk 8 Metingen 100

111 Anderzijds is er bij hoog toerental minder warmteverlies naar de cilinderwanden tijdens de kortere arbeidscyclus [31]. Dit wordt aan de hand van de onderstaande Figuur 8-8 geïllustreerd. Het gearceerde gebied (d) heeft betrekking op vonkontstekingsmotoren. De waardes op de y-as zijn evenredig met het warmteverlies per cyclus. We herkennen hierin een daling van de lage naar de middelhoge toerentallen. Figuur 8-8: Het warmteverlies naar de cilinderwand in functie van het toerental De wisselwerking van deze effecten resulteert in een koppelverloop zoals weergegeven in bovenstaande Figuur 8-6. Een gelijkaardige trend, waarbij het koppel bij 4500 rpm hogere waarden aanneemt dan dit bij een toerental van 3500 rpm is opgenomen in [9]. Ten gevolge van het zuigeffect neemt de leveringsgraad toe bij vervroegde kleppentiming, zoals eerder beschreven. Bij een constant waterstofdebiet impliceert dit een stijging van de hoeveelheid verse lucht en de luchtfactor, dit is weergegeven in Figuur 8-9. Zou echter de luchtfactor constant gehouden worden, dan zou het brandstofdebiet en de energie-inhoud in de cilinder moeten toenemen. De koppels zouden nog hogere waarden aannemen, maar het risico dat de NO x -limiet wordt overschreden is reëel, in het bijzonder bij 2500 rpm en 4500 rpm. Hoofdstuk 8 Metingen 101

112 , ,2 NOx (ppm) ,8 1,6 λ (-) ,4 1, klepvervroeging ( ca BTDC) rpm 3500 rpm 4500 rpm 2500 rpm 3500 rpm 4500 rpm Figuur 8-9: NO x -uitstoot en luchtfactor in functie van de klepvervroeging λ=2, WOT Vooraleer het verloop van de NO x -emissie in Figuur 8-9 te beschrijven dient opgemerkt te worden dat de foutvlaggen die uitgezet zijn de standaarddeviatie van 19 ppm weergeven. Men kan er dus vanuit gaan dat de werkelijke NO x -emissie met 68% kans binnen de foutvlag gelegen is. Ondanks deze relatief lage zekerheid wordt toch een logisch verband tussen de luchtfactor en de NO x -emissie waargenomen. De stijgende luchtfactor heeft een dalend NO x -verloop tot gevolg bij vergrote klepvervroeging. De extra lucht zorgt immers voor een koelend effect. Dit is duidelijk te zien op Figuur 8-9, waar de luchtfactor en de NO x -emissies een quasi invers verloop vertonen. Op de onderlinge ligging van de curves hebben 2 effecten een invloed. Als het toerental stijgt zien we in Figuur 8-8 dat het warmteverlies per cyclus daalt, dit heeft een vergrotende invloed op de cilindertemperatuur. Naast de cilindertemperatuur is ook de tijd voor NO x -vorming van belang. Bij stijgend toerental, neemt de tijd voor NO x -vorming af. Bij een toerental van 3500 rpm wordt een compromis gevonden tussen beide factoren, met de laagste NO x -emissie tot gevolg. Bij een klepvervroeging van 40 kh zijn de NO x -emissies het laagst en kan gesteld worden dat deze emissies gelijk zijn voor de drie toerentallen. Ze zijn ook met een ruime marge gelegen onder de 100 Hoofdstuk 8 Metingen 102

113 ppm limiet. In principe kan de minimale luchtfactor dus iets lager dan 2 gekozen worden. Omwille van de sterke gevoeligheid van de NO x -emissie in deze zone zal in de praktijk een zekere marge ingebouwd worden. De overgang van strategie vanaf een luchtfactor 2 is aangewezen. Er kan dus besloten worden dat bij kwalitatieve werking, voor een luchtfactor gelijk aan 2, een kleppenvervroeging van 40 kh de optimale kleppeninstelling is, zowel wat betreft koppel als NO x - emissies Metingen bij stoichiometrische werking kwantitatieve regeling. Voor een hoger vermogen dan bij WOT (λ = 2) het geval is, kan overgegaan worden op stoichiometrische werking met gasklepregeling. De overgang van kwalitatieve naar kwantitatieve vermogensregeling dient zonder opmerkelijke koppelsprong te verlopen. Er werd geopteerd voor een TP = 50%. Bij deze TP is het geleverd koppel bij een toerental van 3500 rpm gelijk voor de beide werkingsstrategieën, of met andere woorden: (WOT, λ = 2) (TP = 50%, λ = 1). Indien hogere koppels vereist zijn, moet de TP verhoogd worden. In Figuur 8-10 en Figuur 8-13 is respectievelijk het effectief koppel en de NO x -uitstoot voor de stoichiometrische werking bij de 2 toerentallen te zien in functie van de inlaatklepvervroeging. Voor de andere grootheden dienen de meetbladen in bijlage D erop nageslaan te worden. Bij een TP = 50% trad backfire op bij 2500 en 4500 rpm. Bij een toerental van 2500 rpm was het onmogelijk om backfire te vermijden, ook niet door later te ontsteken dan de MBT-timing en zelfs niet door te ontsteken na het BDP (bij 4500 wel). Ook het wijzigen van de inlaatkleppentiming had geen gunstig effect op het backfiregedrag. In geval van werking met deels gesloten gasklep wordt een onderdruk geïnduceerd na de gasklep. Is deze onderdruk lager dan de onderdruk in de cilinder, dan treedt interne EGR op. Dit fenomeen is typisch bij het gebruik van de gasklep. Het optreden van interne EGR is een mogelijke verklaring voor het voorkomen van backfire. Bij interne EGR wordt een deel van de hete uitlaatgassen terug in de inlaatleiding gebracht. Deze hete uitlaatgassen kunnen hotspots doen ontstaan, met uiteindelijk backfire tot gevolg. Bij te grote klepvervroeging kan het voorkomen dat de hoeveelheid interne EGR te groot wordt. De hoeveelheid inerte gassen is dan te groot om stabiele verbranding nog mogelijk te maken. Dit is hier Hoofdstuk 8 Metingen 103

114 niet het geval, er wordt immers geen daling van de koppelcurve waargenomen (althans niet bij 3500 rpm, waar backfire niet optrad) M e (Nm) rpm 4500 rpm klepvervroeging ( ca BTDC) Figuur 8-10 : koppel in functie van klepvervroeging λ=1, TP 50% Bij 4500 rpm trad enkel bij de 3 grootste klepvervroegingen backfire op. In tegenstelling tot bij 2500 rpm, kon backfire hier wel vermeden worden door af te wijken van de MBT timing. Als gevolg hiervan vertoont de koppelcurve bij 4500 rpm een daling zoals weergegeven op Figuur Hierbij dient vermeld te worden dat dit gepaard gaat met een analoge rendementsdaling. Het koppel verloopt quasi constant bij 3500 rpm. Bij een grotere klepvervroeging is het zo dat de interne EGR de verbranding kan vertragen, waardoor de verbranding minder isochoor verloopt. Dit effect blijkt bij 3500 rpm van weinig belang. De onderstaande Figuur 8-11 geeft de hoeveelheid lucht per cyclus als functie van het toerental en de klepvervroeging. Het verloop van beide curves is relatief constant. Een inlaatklepvervroeging heeft op het luchtdebiet praktisch geen invloed. Anderzijds ligt de luchthoeveelheid bij 4500 rpm een stuk lager dan bij 3500 rpm. Dit illustreert de grote invloed van de drukverliezen over de gasklep. Een lage leveringsgraad of een grote pomplus is dus de reden voor de sterke koppelverlaging. Hoofdstuk 8 Metingen 104

115 Luchthoeveelheid (g/cyclus) 1 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0, klepvervroeging ( ca BTDC) 3500 rpm 4500 rpm Figuur 8-11 : De hoeveelheid lucht per cyclus als functie van de inlaatklepvervroeging bij TP = 50%, voor verschillende toerentallen Deze sterke terugval van het koppel in functie van het toerental bij een gedeeltelijk geopende gasklep wordt ook vastgesteld bij benzinemotoren. De Figuur 8-12 geeft hiervan een voorbeeld [32]. Figuur 8-12 : Het motorkoppel van een benzinemotor in functie van het toerental, voor verschillende gasklepopeningen. Het behaalde koppel bij 3500 rpm is 60 Nm, en is dus net voldoende hoog om een vlotte overgang tussen de twee vermogensregelingen toe te laten. Bij hogere vermogensvraag dient de TP vergroot te worden. Het koppel bij 4500 rpm is echter te laag, het is namelijk lager dan dat het geval was bij WOT werking. De TP waarbij men overgaat van kwalitatieve naar kwantitatieve vermogensregeling moet bijgevolg groter gekozen worden dan 50%. Hoofdstuk 8 Metingen 105

116 Bij stoichiometrische werking nemen de NO x -emissies hoge waarden aan, zoals weergegeven op Figuur Bij de verrichte metingen werd de limiet van het NO x -meettoestel, 5952 ppm, zelfs bereikt (deze punten zijn aangeduid met pijlen). Deze hoge NO x -waarden vormen echter geen groot probleem, aangezien nabehandeling door een TWC mogelijk is NO x (ppm) rpm 4500 rpm klepvervroeging ( ca BTDC) Figuur 8-13: NO x -uitstoot in functie van klepvervroeging λ=1, TP = 50% Ten gevolge van de interne EGR wordt bij 3500 rpm een NO x -daling waargenomen. De conversiegraad van de TWC dient dus minder hoog te zijn om na katalyse NO x -waarden onder de 100 ppm limiet te bekomen. Wat betreft de NO x -emissies blijkt een klepvervroeging van 40 kh dus opnieuw optimaal. Dat interne EGR optreedt, wordt ook aangetoond door de MBT-timing. Bij optreden van interne EGR, verlaagt de verbrandingssnelheid, zodat de MBT-timing dient vervroegd te worden. Dit wordt inderdaad waargenomen bij de verrichte metingen Conclusie Bij WOT-werking en hoge toerentallen blijkt een inlaatklepvervroeging een invloed te hebben op zowel het koppel als de NO x -uitstoot. Het koppel kent een lichte stijging en de NO x -emissie daalt bij vervroeging van de inlaatklepopening. Het waterstofdebiet werd constant gehouden. Net zoals bij kwalitatieve vermogensregeling is ook bij kwantitatieve regeling een kleppenvervroeging van 40 kh optimaal. De kleppeninstelling dient enkel optimaal gekozen te worden naar NO x -emissies toe aangezien het koppel een constant verloop vertoont. Het behaalde Hoofdstuk 8 Metingen 106

117 koppel voor 3500 rpm bij een TP = 50% is gelijk aan het koppel bij kwalitatieve werking bij een luchtfactor 2. Een TP van 50% kan dus vooropgesteld worden als omschakelpunt tussen beide werkingstoestanden. Het rendement is echter veel lager. Ter vergelijking, in geval van kwalitatieve werking bedraagt het effectief rendement in de optimale kleppeninstelling 32,2%, bij kwantitatieve regeling bedraagt dit rendement slechts 26,8%. Bij een hogere vermogensvraag wordt de TP vergroot. Er kan verwacht worden dat ook hier 40 kh een optimale kleppeninstelling is, althans naar koppel en NO x -emissies toe. Er dient echter ook rekening gehouden te worden met het optreden van backfire, waardoor een kleinere klepvervroeging zou moeten gekozen worden. 8.4 Oplading en EGR Inleiding Zoals eerder beschreven, is het haalbare vermogen bij waterstofmotoren beperkt ten opzichte van het vermogen haalbaar bij benzine- en dieselmotoren. Door het toepassen van oplading kan dit probleem verholpen worden. Oplading maakt het mogelijk een groter motorvermogen te bekomen door de densiteit van de verse lucht te verhogen. Dit betekent dat voor een zelfde luchtfactor meer waterstof kan ingespoten worden. Hierdoor vergroot de energie-inhoud in de cilinder. Bij deze proefstand, bleek het onmogelijk om stoichiometrisch te werken door het optreden van backfire bij toepassen van oplading, wat nabehandeling met een TWC onmogelijk maakt. Bijgevolg dient armer gewerkt te worden, rekening houdend met de beperking op de NO x -emissies van 100 ppm. Teneinde deze NO x - grens niet te overschrijden, zal bij stijgende oplaaddruk het mengsel steeds armer worden bij een geleverd piekvermogen. Immers, bij oplading verhogen de druk en de piektemperatuur in de cilinder. Als gevolg hiervan neemt bij gelijke rijkheden en een hogere oplaaddruk de NO x -vorming toe. Aangezien dus armer moet gewerkt worden naarmate de oplaaddruk verhoogt, wordt de koppelstijging enigszins beperkt. Deze twee factoren, namelijk oplading met een positief effect op het koppel en verarmen met een negatief effect op het koppel, dienen tegenover elkaar afgewogen te worden. Worden EGR en oplading gecombineerd, dan kan een stoichiometrisch mengsel bereikt worden. De thermische dilutie verlaagt de cilindertemperaturen waardoor minder hot spots optreden. Het risico op backfire wordt dus beperkt. Aangezien stoichiometrisch wordt verbrand kan een TWC toegepast worden. EGR kan bijgevolg een oplossing bieden voor het NO x -probleem. Heeft deze TWC een voldoende hoge conversiegraad, dan is de beperking op de NO x -uitstoot (vóór de TWC), minder streng. De NO x -uitstoot is op zich al minder aangezien de NO x -vorming wordt beperkt door de lagere Hoofdstuk 8 Metingen 107

118 cilindertemperaturen. Bovendien is er quasi geen zuurstof 1 aanwezig is in de cilinder voor NO x - vorming, wat ook (zij het in mindere mate) bijdraagt tot de lagere NO x -emissie. Dit wordt beschreven in 2.2.2, hier wordt de maximale NO x -uitstoot inderdaad waargenomen bij een luchtfactor gelijk aan 1,2 en niet bij stoichiometrische werking. Er wordt bijgevolg verwacht dat met inachtname van de beperking op NO x -emissies, de vermogens haalbaar bij combinatie van oplading en EGR hoger zijn dan deze bij toepassen van oplading alleen. In wat volgt worden de metingen bij oplading en bij toepassen van oplading en EGR besproken. Al de metingen die aan bod komen zijn uitgevoerd met WOT-werking. De eerste metingen hebben tot doel na te gaan of een significante koppelwinst kan bekomen worden door oplading. Bij volgende metingen, waarbij tot hogere drukken wordt opgeladen, wordt de invloed van oplading op de motorprestaties bepaald, rekening houdend met de beperking op de NO x -uitstoot. Vervolgens worden de meetresultaten, bekomen bij toepassen van oplading en EGR, behandeld en worden deze vergeleken met resultaten bij oplading en arme-mengselwerking. Finaal worden de maximale prestaties en de bijhorende rendementen van beide werkingsstrategieën tegenover elkaar afgewogen Eerste metingen Bij deze eerste metingen werd enkel oplading toegepast. Hiertoe werd gebruik gemaakt van de oude compressor, met een maximale oplaaddruk van 0,5 bar (zie 5.2). In de literatuur [14, 21] worden echter experimenten besproken waarin tot hogere drukken werd opgeladen. Bij hogere oplaaddruk, neemt het behaalbaar koppel toe. Het doel van de metingen is om te verifiëren of een voldoende koppelwinst kan bekomen worden door oplading en of het nuttig is tot hogere drukken op te laden dan oorspronkelijk mogelijk was met de oude compressor. Uiteraard dient hierbij rekening gehouden te worden met de beperking op de NO x -emissies. Indien uit de bekomen resultaten blijkt dat een significante koppelwinst behaald wordt door oplading, dan is de aanschaf van een compressor die tot hogere oplaaddrukken kan comprimeren gerechtvaardigd. Het motortoerental werd ingesteld op 1500 rpm, de oplaaddruk varieerde van 0 tot 0,5 bar in stappen van 0,1 bar. Voor iedere oplaaddruk werden vervolgens effectieve koppels en NO x -emissies opgenomen bij verschillende luchtfactoren (zoals uitgelezen op de lambda-sonde). De resultaten van deze metingen zijn in grafiekvorm weergegeven in Figuur 8-14 en Figuur Voor de overige 1 In theorie wordt stoichiometrisch verbrand, dus is er geen zuurstof aanwezig. In praktijk echter, wordt afgeweken van een stoichiometrisch mengsel. Hoofdstuk 8 Metingen 108

119 grootheden wordt verwezen naar bijlage E. Voor oplaaddrukken tot 0,3 bar was stoichiometrische werking nog net mogelijk (af en toe was gloeiontsteking te horen, in praktijk zijn deze werkingspunten dus niet echt realistisch). Bij hogere oplaaddrukken (p opl = 0,4 en 0,5 bar) bleek het onmogelijk stoichiometrisch te draaien, vandaar dat deze resultaten ontbreken in de grafiek. Zowel het koppel als de NO x -emissies vertonen een logisch verloop M e (Nm) bar 0,1 bar 0,2 bar 0,3 bar 0,4 bar 0,5 bar 0 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 λ(-) Figuur 8-14: Koppelverloop met oude compressor n = 1500 rpm Bij stijgende oplaaddruk en mengselrijkheid neemt het effectieve koppel toe. Er dient wel opgemerkt te worden dat de hier weergegeven koppels niet gecorrigeerd zijn met het koppel nodig voor oplading, het betreft hier dus de bruto koppels. Beide mogelijke berekeningsmethoden om het oplaadvermogen te begroten steunen op het gemeten luchtdebiet (zie 6.2). Aangezien het luchtdebiet te veel schommelde door een instabiele werking van de turbocompressor, in het bijzonder bij grote oplaaddrukken, was het onmogelijk om dit eenduidig te bepalen. Uitgaande van de berekende oplaadvermogens bij lage oplaaddrukken 1 en het verloop bij volgende metingen 2, wordt het oplaadvermogen geschat op 0,2 kw (voor 0,1 bar) tot 0,75 kw (voor 0,5 bar). De koppels dienen bijgevolg gecorrigeerd te worden met 0,95 Nm tot 3,5 Nm. Rekening houdend met deze correctie, 1 Hier was een eenduidige debietuitlezing nog mogelijk 2 Bij deze metingen werd de nieuwe compressor gebruikt, oplaadvermogens zijn dus in principe verschillend Hoofdstuk 8 Metingen 109

120 neemt het netto koppel (dit is het gecorrigeerd koppel) nog steeds toe bij verhogen van de oplaaddruk. Bij oplading vergroten de cilinderdruk en piektemperaturen. Bijgevolg nemen voor een zelfde rijkheid de NO x -emissies toe naarmate de oplaaddruk verhoogt, zoals te zien op Figuur 8-15 (het bereik van de luchtfactor is hier beperkt teneinde de meetpunten met een NO x -emissie rond 100 ppm duidelijk weer te geven). Er zal dus armer moeten gewerkt worden bij hogere oplaaddrukken om de NO x -emissies te limiteren tot 100 ppm. Om na te gaan of een voldoende koppelwinst kan geboekt worden bij opladen, is het nodig om het maximaal koppel bij iedere oplaaddruk te bepalen, dit zijn de koppels met een NO x -emissie van 100 ppm NO x (ppm) bar 0,1 bar 0,2 bar 0,3 bar 0,4 bar 0,5 bar 0 1,5 1,6 1,7 1,8 1,9 2 2,1 2,2 2,3 λ(-) Figuur 8-15: NO x -verloop met oude compressor n=1500 rpm Bij deze eerste metingen werd de NO x -uitstoot opgemeten met het Hermann HGA 400 uitlaatgasanalysetoestel. Dit is een snel, maar minder nauwkeurig toestel (ten opzichte van het uitlaatgasanalysetoestel gebruikt in verdere metingen). Voor de NO x -metingen geldt hierbij een nauwkeurigheid van 10 % [17]. Zoals te zien op Figuur 8-15, vertonen de NO x -curves een vrij steil verloop bij 100 ppm. De luchtfactor varieert dus weinig in het overeenkomstige interval van de NO x - Hoofdstuk 8 Metingen 110

121 metingen. Door interpolatie tussen de meetpunten met een NO x -uitstoot gelegen rond 100 ppm 1 bekomt men onderstaande Tabel 8-4. Voor iedere oplaaddruk is de minimale luchtfactor en het overeenkomstige maximale koppel gegeven. p opl (bar) λ (-) bij NO x =100 ppm M e, ongecorrigeerd (Nm) M e, gecorrigeerd,geschat (Nm) 0 1,66 12,8 12,8 0,1 1,64 15,5 15,3 0,2 1,67 16,9 15,9 0,3 1,63 19,5 17,6 0,4 1,69 20,8 18,1 0,5 1,72 23,0 19,5 Tabel 8-4: Maximaal M e Er wordt een duidelijke stijgende trend van het effectieve koppel waargenomen bij verhogen van de oplaaddruk, niettegenstaande het mengsel dient verarmd te worden. Bij een oplaaddruk van 0,5 bar wordt een koppelwinst (gecorrigeerd koppel) geboekt van 54% ten opzichte van atmosferische werking. Deze koppelwinst is significant. Het is dus interessant om hogere oplaaddrukken (tot 1 bar overdruk) te onderzoeken zodat werd overgegaan tot de aankoop van de nieuwe compressor (zie ). Er kan een werkingsstrategie vooropgesteld worden waar voor lage vermogens atmosferisch en stoichiometrisch (nabehandeling met TWC mogelijk) wordt gedraaid en het vermogen kwantitatief geregeld wordt. Bij hogere vermogensvraag wordt oplading toegepast. Aangezien stoichiometrische verbranding niet mogelijk blijkt bij oplading, dient arm gewerkt te worden. Nog hogere koppels zullen kunnen geleverd worden bij hogere oplaaddrukken. Teneinde de NO x -grens niet te overschrijden, zal het lucht-brandstofmengsel dus voldoende arm moeten zijn, stel λ=2. Bij de overgang van atmosferische werking (λ=1) naar oplading (λ=2), is het vereist dat de koppels voor beide methoden gelijk zijn. Bij atmosferische werking bedraagt dit koppel 18,1 Nm (bmep = 5,67 bar). Voor 0,5 bar, waar het koppel maximaal is, bedraagt het koppel na correctie slechts 17,9 Nm (bmep = 5,12 bar). De overgang tussen atmosferische en opgeladen werking zal bijgevolg bij een hogere oplaaddrukken moeten plaatsvinden. 1 Dit is mogelijk gezien de NO x -curve een quasi lineair verloop kent rond 100 ppm. Hoofdstuk 8 Metingen 111

122 8.4.3 Oplading en arme mengselwerking In wat volgt worden de metingen bij oplading met de nieuwe compressor besproken. De oplaaddruk bedraagt hierbij maximaal 1 bar. Er werd geopteerd voor een toerental van 2000 rpm, aangezien dit een waarde is die aansluit bij de in praktijk gebruikte motortoerentallen en anderzijds toch een bescheiden waterstofverbruik met zich meebrengt. Bij de keuze van de meetpunten werd toegewerkt naar een NO x -uitstoot van 100 ppm. Omwille van het stochastisch gedrag van de NO x -uitstoot werden bij een bepaalde oplaaddruk meerdere meetpunten opgenomen. Na uitmiddeling worden aldus de gemiddelde grootheden horend bij een gemiddelde NO x -emissie rond 100 ppm bekomen (het was echter zeer moeilijk om een NO x -emissie van exact 100 ppm te verkrijgen, zodat de gemiddelde NO x -hoeveelheden wat afwijken van dit streefdoel, de maximale uitwijking bedraagt 13 ppm). Uiteraard wordt telkens de MBT-timing ingesteld, zodat voor iedere oplaaddruk het overeenkomstige maximale koppel en hoogste rendement wordt bepaald. Wanneer men de prestaties van een opgeladen motor beschouwt, dient men ook het oplaadvermogen in rekening te brengen. Dit is behandeld in 6.2. Met dit oplaadvermogen in rekening gebracht, bekomt men het gecorrigeerd vermogen. Bij onderlinge vergelijking van de motorprestaties, dient men steeds de gecorrigeerde grootheden te beschouwen. Het oplaadvermogen vertegenwoordigt namelijk een verlies aan koppel beschikbaar aan de krukas. Figuur 8-16 toont het opgemeten en gecorrigeerd effectief koppel bij oplaaddrukken van 0 bar (dus atmosferische werking) tot 1 bar. De corresponderende luchtfactor is eveneens weergegeven. Op diezelfde figuur is de backfiregrens en het bijhorende koppel te zien. Figuur 8-17 geeft het verloop van het effectief gecorrigeerd rendement en het specifiek brandstofverbruik bij wijzigen van de oplaaddruk. Voor de overige resultaten en de berekeningen dient bijlage E erop nageslagen te worden. Bij toepassing van oplading kon geen constante waarde voor de luchtfactor uitgelezen worden op de lambda-sonde. Dit kan te maken hebben met het sterk pulserend uitlaatgasdebiet bij hogere oplaaddrukken. In tegenstelling tot voorheen, geeft de uitlezing van het luchtdebiet bij oplading met de nieuwe compressor wel een eenduidige waarde. De luchtfactor is weergeven in onderstaande grafiek, berekend met behulp van het lucht- en waterstofdebiet, zoals beschreven in 7.1. Hoofdstuk 8 Metingen 112

123 M e (Nm) ,5 4,5 3,5 2,5 λ (-) Me, gecorrigeerd - bacfiregrens (Nm) Me,ongecorrigeerd (Nm) ,5 Me,gecorrigeerd (Nm) 0,5 λ (-) 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 λ -backfiregrens (-) oplaaddruk (bar) Figuur 8-16: M e en λ in functie van de oplaaddruk n=2000 rpm Om de NO x -limiet niet te overschrijden, dient voldoende arm gewerkt te worden, met luchtfactoren gelegen tussen 1,8 en 2,5. Ook hier verhoogt de minimale luchtfactor bij toenemende oplaaddruk. Ten gevolge hiervan dient de MBT-timing vervroegd te worden, zoals blijkt uit de meetresultaten. De positieve invloed van de hogere oplaaddruk op het koppel overweegt op de beperkende invloed van de lagere luchtfactor. Hierdoor nemen zowel het uitgelezen koppel als het gecorrigeerd koppel toe bij oplading. Bij hogere oplaaddrukken neemt het oplaadvermogen echter ook toe. Ten gevolge hiervan stijgt het gecorrigeerd koppel iets minder snel dan het uitgelezen koppel. Het maximale koppel wordt behaald bij de maximale oplaaddruk van 1 bar. Wordt atmosferisch gewerkt, dan bedraagt het effectief koppel 13,3 Nm (bmep = 4,15) bij een luchtfactor van 1,9. Bij de maximale oplaaddruk bedraagt het gecorrigeerd effectief koppel reeds 23,9 Nm (bmep = 7,47) en dient de luchtfactor verhoogd te worden tot 2,5. Dit betekent een koppelwinst van 80 %. De backfiregrens bij atmosferische werking en bij de maximale oplaaddruk is eveneens weergegeven in Figuur Hiermee wordt de minimale luchtfactor voor het optreden van backfire bedoeld. Indien er geen beperking op de NO x -emissies gold, zouden de gecorrigeerde effectieve koppels bij deze minimale luchtfactoren, de maximale behaalbare koppels zijn. Dit koppel bedraagt 20,6 Nm (bmep = 6,46) bij atmosferische werking en 35,4 Nm (bmep = 11,05) bij een oplaaddruk van 1 bar. De (berekende) luchtfactor is respectievelijk 0,95 en 1,64. Zoals blijkt uit Figuur 8-16, verlopen zowel het maximale koppel als de minimale luchtfactor quasi lineair in functie van de oplaaddruk. De backfiregrens en het overeenkomstig koppel voor iedere oplaaddruk kan dus bij benadering berekend worden door interpolatie. De resultaten zijn weergegeven in onderstaande Tabel 8-5. Hoofdstuk 8 Metingen 113

124 oplaaddruk (bar) 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 backfiregrens (-) 0,95 1,09 1,23 1,36 1,50 1,64 M e,gecorrigeerd (Nm) 20,67 23,6 26,6 24,5 32,4 35,4 Tabel 8-5: backfiregrens Bij een oplaaddruk van 0,5 bar bedraagt de berekende backfiregrens 1,29. Dit is armer dan vorig jaar, waar een backfiregrens van 1,1 behaald werd [19]. Gezien het stochastisch karakter van backfire, is het beter een zekere marge ten opzichte van de grens van backfire te nemen. Dit naar vermijden van schade aan de motor toe. Deze werkwijze werd dit jaar gevolgd. Vorig jaar echter, werd echt op de rand van de grens van backfire gemeten. 45 η e (%) ηe ηe,gecorrigeerd (%) ,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 oplaaddruk (bar) Figuur 8-17: η e,gecorrigeerd en η e in functie van de oplaaddruk n=2000 rpm Figuur 8-17 toont het effectief rendement en het gecorrigeerd effectief rendement bij verschillende oplaaddrukken. Het rendement kent een stijgend verloop in functie van de oplaaddruk. Bij verhogen van de oplaaddruk, verlaagt de rijkheid. Dit impliceert een hogere polytropenexponent κ en dus een hoger rendement η th en η e. 1 1 Evenwel kent het oplaadvermogen een stijgend verloop bij toenemende oplading, dit heeft een negatief effect op het gecorrigeerd effectief rendement. Klaarblijkelijk compenseren deze twee invloeden elkaar, wat resulteert in een quasi constant gecorrigeerd effectief rendement. Hoofdstuk 8 Metingen 114

125 Er kan besloten worden dat bij toepassen van oplading de hoogste oplaaddruk resulteert in het hoogste gecorrigeerd effectief koppel, rekening houdend met de beperking op de NO x -emissies. De oplaaddruk heeft bovendien geen beduidende invloed op het gecorrigeerde effectief rendement. Het opladen van een waterstofmotor blijkt dus in de verschillende opzichten een antwoord te bieden op de verhoging van het maximaal haalbare vermogen Oplading en EGR Teneinde backfire te vermijden, is stoichiometrische werking en dus nabewerking met een TWC onmogelijk bij oplading. Hierdoor vormen, zoals beschreven in vorige paragraaf, de NO x -emissies een beperking op het maximaal behaalbare vermogen. Door oplading te combineren met EGR, wordt een oplossing voor dit probleem geboden. Bij gebruik van EGR kan stoichiometrisch gedraaid worden zonder dat backfire zich voordoet. De thermische dilutie leidt namelijk tot lagere cilindertemperaturen, en dus tot een lager risico op backfire. Mits een voldoende hoog EGR percentage, kan backfire volledig vermeden worden. Nabehandeling met een TWC is nu mogelijk, zodat minder strenge eisen kunnen gesteld worden aan de NO x -emissies van de onbehandelde uitlaatgassen. Dit geldt echter enkel als de TWC een voldoende hoge conversiegraad haalt, wat enkel het geval is bij verbranding van een stoichiometrisch 1 mengsel en wanneer de light-off temperatuur van de TWC bereikt wordt. Een bijkomend voordeel van EGR is dat er minder zuurstof aanwezig is voor NO x -vorming. Samen met de lagere cilindertemperatuur heeft dit bij dezelfde motorprestaties lagere NO x -emissies, gemeten voor de TWC, tot gevolg. Om de invloed van EGR op de motorprestaties bij oplading na te gaan, werden metingen uitgevoerd bij een motortoerental van 2000 rpm. De oplaaddruk werd hierbij gevarieerd van 0 bar tot 1 bar in stappen van 0,2 bar. Door het samenspel van waterstofdebiet en EGR-percentage, werd getracht een stoichiometrisch mengsel te bekomen. Stoichiometrisch draaien is echter niet zonder risico. Bij een kleine afwijking van de stoichiometrische mengselverhouding naar de rijke kant toe, bestaat het gevaar dat zich een ontplofbaar mengsel vormt in het dempvat. De beveiliging van dit dempvat, een waterstofdetectie, is echter wat te traag Uit veiligheidsoverweging dient dus ten allen tijde rijker dan stoichiometrisch draaien vermeden te worden. Bovendien gaf de lambda-sonde regelmatig stoichiometrische werking aan, terwijl de beveiliging toch in alarm ging (zij het na enige tijd). Tijdens de metingen werd daarom steeds een veiligheidsmarge ten opzichte van stoichiometrische 1 Voor een optimale NO x -reductie is het zelfs aangewezen iets rijker te draaien, λ 0,97 Hoofdstuk 8 Metingen 115

126 werking, zoals uitgelezen op de lambda-sonde, gehouden. Er werd dus wat armer gedraaid (luchtfactor rond 1,07), wat uiteraard een nadelige invloed heeft op de conversiegraad van de TWC en op het behaalbare vermogen, zoals besproken later in deze paragraaf. Het EGR-percentage werd zo ingesteld dat de NO x -uitstoot na conversie door middel van de TWC nagenoeg 100 ppm bedroeg. Zoals dat het geval was bij arme mengselwerking, dienden meerdere meetpunten opgenomen te worden bij een ingestelde oplaaddruk. Voor iedere ingestelde oplaaddruk, werden de meetresultaten vervolgens uitgemiddeld. Zodoende werden de grootheden corresponderend met een gemiddelde NO x -emissie van 100 ppm bekomen. In bijlage E is het volledige resultaat van deze metingen weergegeven. Figuur 8-18 toont het effectief koppel en het EGR-percentage in functie van de oplaaddruk. Het spreekt voor zich dat ook hier het oplaadvermogen in rekening moet gebracht worden. Dit werd bepaald op theoretische basis waarbij verschillende veronderstellingen werden gemaakt. De wijze waarop dit oplaadvermogen is berekend staat beschreven in 6.2. De resultaten van beide EGRberekeningsmethoden zijn weergegeven M e (Nm) EGR% (%) Me,ongecorrigeerd (Nm) Me, gecorrigeerd (Nm) EGR% -methode 1 (%) EGR% -methode 2 (%) 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 oplaaddruk (bar) Figuur 8-18: M e en EGR-percentage in functie van de oplaaddruk De EGR-percentages nemen zeer hoge waarden aan, dit is te wijten aan de lage conversiegraad van de TWC (zie verder). Naarmate de oplaaddruk toeneemt, stijgt het EGR-percentage van 36,9 % naar 45,9 % (eerste methode) of van 40,0 % naar 45,2 % (tweede methode). Bij hogere oplaaddruk neemt de piektemperatuur in de cilinder toe. Opdat de NO x -limiet van 100 ppm (na conversie) niet wordt overschreden, is dus meer thermische dilutie door de uitlaatgassen vereist bij hogere oplaaddruk. De EGR-percentages vertonen duidelijk een zelfde trend voor de twee berekeningsmethodes. Er is wel Hoofdstuk 8 Metingen 116

127 een verschil tussen de resultaten van de twee EGR-berekeningen waar te nemen. De oorzaken hiervan zijn beschreven in Zoals te zien op de meetbladen neemt het waterstofdebiet, en dus de energie-inhoud in de cilinder, wel nog steeds toe bij oplading. Dit resulteert in een stijgend verloop van zowel het ongecorrigeerd als het gecorrigeerd effectief koppel. De combinatie van oplading en EGR leidt tot een significante vermogenswinst. Bij een oplaaddruk van 1 bar is het koppel maximaal. Bij deze druk bedraagt het effectief gecorrigeerd koppel 22,6 Nm (bmep = 7,08 bar). Ten opzichte van atmosferische werking, waar het koppel slechts 12,3 Nm (bmep = 3,85 bar) bedraagt, betekent dit een vermogenswinst van 84,7%. Bij vergelijking van de emissies voor en na de katalysator blijkt de conversiegraad van de TWC veel te laag te zijn. Emissies voor en na verschillen slechts weinig. Dit is te zien op Figuur De temperatuur van de uitlaatgassen loopt op tot 340 à 350 C. Dit is ruim boven de light-off temperatuur van de TWC, die ongeveer 250 à 270 C bedraagt. Hierin kan dus geen verklaring gevonden worden voor de lage conversiegraad NO x (ppm) conversiegraad (%) NOx voor TWC NOx na TWC ,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 conversiegraad (%) oplaaddruk (bar) Figuur 8-19: NO x -emissies voor en na de TWC, en de corresponderende conversiegraad De lage conversiegraad is te wijten aan de afwijking van stoichiometrische verbranding naar arme zijde toe. De berekende luchtfactor is gelegen tussen 1,02 ± 0,09 (0,2 bar) en 1,11 ± 0,09 (1 bar). De luchtfactoren opgemeten met de lambda-sonde zijn gelegen tussen 1,01 (0,2 bar) en 1,03 (1 bar). Bij Hoofdstuk 8 Metingen 117

128 zulke luchtfactoren, daalt de conversiegraad van een TWC drastisch, zoals te zien op onderstaande Figuur 8-20 [20] Figuur 8-20: Conversiecoëfficiënt in functie van de luchtfactor Ten gevolge van deze lage conversiegraad moeten de NO x -emissies op de proefstand vóór katalyse dus ook sterk beperkt worden. Dit zorgt ervoor dat de haalbare vermogens op de proefstand gelimiteerd zijn, terwijl in een praktische toepassing de conversiegraad wel steeds voldoende hoog zal zijn. Interessant is dus om na te gaan wat de maximale vermogens zijn bij aanname van een voldoende hoge conversiegraad. Veronderstel een conversiegraad van 95%, wat betekent dat de emissies voor de TWC maximaal 2000 ppm mogen bedragen opdat na conversie de NO x -limiet niet wordt overschreden. Bij atmosferische werking en een oplaaddruk van 1 bar zijn metingen uitgevoerd waarbij gestreefd werd naar een NO x -emissie van de onbehandelde uitlaatgassen van 2000 ppm. Het behaalde gecorrigeerd effectief koppel en het EGR-percentage zijn weergegeven op Figuur Bij atmosfeerdruk wordt een koppel van 17,4 Nm (bmep = 5,44 bar) behaald. Het maximale koppel bij 1 bar overdruk, bedraagt 34,8 Nm (bmep = 10,9 bar). Dit vertegenwoordigt dus een koppelstijging van 100 %. In vergelijking met het maximale koppel bij een lage conversiegraad, 22,6 Nm, wordt een koppelwinst van ruim 54 % geboekt bij een oplaaddruk van 1 bar. Deze resultaten benadrukken het belang van een goede lambda-controle. In Figuur 8-21 is tevens de backfiregrens en het overeenkomstig koppel uitgezet, dit voor een oplaaddruk van 0 en 1 bar. In deze context wordt met backfiregrens het minimum EGR-percentage net backfire vermijdend, bedoeld. De gegeven EGR-percentages zijn berekend door middel van een O 2 -meting aan de in- en uitlaat (eerste methode). Voor 1 bar oplaaddruk wordt de backfiregrens Hoofdstuk 8 Metingen 118

129 bereikt bij de 2000 ppm limiet. Bij atmosferische werking kan stoichiometrisch gedraaid worden zonder dat backfire zich voordoet, het berekend EGR-percentage is dan ook quasi nul M e (Nm) EGR% (%) ,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 oplaaddruk (bar) Me, gecorrigeerd-backfiregrens (Nm) Me, gecorrigeerd-2000 ppm (Nm) EGR%-backfiregrens (%) EGR%-2000 ppm (%) Figuur 8-21: M e en EGR-percentage in functie van de oplaaddruk backfire en 2000 ppm limiet. Op Figuur 8-22 is het effectief rendement uitgezet als functie van de oplaaddruk. Bij combinatie van oplading en EGR, daalt het effectief gecorrigeerd rendement drastisch bij toenemende oplaaddruk. Zoals te zien op de meetbladen daalt het specifiek brandstofverbruik b e (niet gecorrigeerd) bij toenemende oplaaddruk. Hieruit volgt een stijging van het effectief rendement. Het aandeel van het oplaadvermogen neemt echter in belangrijke mate toe. Het oplaadvermogen bij EGR-werking is hoger door een hoge inlaattemperatuur aan de compressor 200 C verondersteld. Dit werd behandeld in 6.2. Dit leidt tot een rendementsverloop zoals weergegeven op onderstaande Figuur Bij lage conversiegraad daalt het effectief rendement drastisch van 28,7 % bij atmosfeerdruk tot 24,7 % voor een oplaaddruk van 1 bar. Bij aanname van een TWC met een conversiegraad van 95 %, is het rendement wat hoger, namelijk 30,3 % en 27,9 % voor een oplaaddruk van 0 en 1 bar, maar kent dus nog steeds een dalend verloop. 1 Het EGR-percentage is niet exact nul, dit is te wijten aan de berekening Hoofdstuk 8 Metingen 119

130 η e (%) ,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 oplaaddruk (bar) ηe ηe,gecorrigeerd (%) Figuur 8-22: η e,gecorrigeerd en η e in functie van de oplaaddruk n=2000 rpm Bij combineren van oplading en EGR, is het (gecorrigeerd) effectief koppel en het vermogen maximaal bij oplaaddruk van 1 bar. De oplaaddruk heeft echter een negatieve invloed op het gecorrigeerd effectief rendement, rekening houdende met de veronderstellingen. Een oplaaddruk van 1 bar is dus optimaal naar koppels toe, maar heeft een laag rendement tot gevolg Vergelijking arme mengselwerking EGR In deze paragraaf worden de prestaties van oplading bij een arm mengsel en de combinatie van oplading en EGR, vergeleken met elkaar. Hierbij ligt de nadruk op het gecorrigeerd effectief koppel en rendement. Figuur 8-23 toont het verloop van de koppels, met beperking tot de 100 ppm NO x - limiet, bij arme mengselwerking en EGR-werking M e, gecorrigeerd (Nm) EGR, λ = 1 arme mengselwerking 0 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 oplaaddruk (bar) Figuur 8-23: M e,gecorrigeerd bij arme mengselwerking en EGR (NO x begrensd op 100 ppm) in functie van de oplaaddruk Hoofdstuk 8 Metingen 120

131 Ter verduidelijking is Tabel 8-6 gegeven. M effectief,gecorrigeerd (Nm) winst (%) oplaaddruk (bar) ARM EGR 0 13,3 12,3-1,0 0,2 16,4 18,3 1,9 0,4 19,4 19,5 0,1 0,6 20,1 20,7 0,6 0,8 22,6 21,5 1,1 1 23,9 22,6-1,3 Tabel 8-6: Vergelijking arme mengselwerking, EGR-werking Er is geen markant verschil waar te nemen tussen de gecorrigeerde koppels bij arme werking en deze bekomen bij EGR-toepassing. De niet gecorrigeerde koppels bij EGR-werking zijn echter wel beduidend hoger dan deze bij een arm mengsel. Door de thermische dilutie van de uitlaatgassen kan namelijk meer brandstof ingespoten worden bij gebruik van EGR in vergelijking met arme mengselwerking zonder de NO x -limiet te overschrijden. De lage winst bij gebruik van EGR is dus voornamelijk te wijten aan de hogere oplaadvermogens bij deze methode. Een tweede oorzaak van de lage koppelwinst bij EGR-werking is te vinden in de lage conversiegraad van de TWC. Bij hogere conversiegraad kunnen dankzij de minder strenge beperking op de NO x - uitstoot hogere bruto koppels en bijgevolg ook hogere gecorrigeerde koppels behaald worden. Een bijkomend voordeel is dat het EGR-percentage bij hogere conversiegraad beduidend lager is (voor een oplaaddruk van 1 bar: 24 % tegenover 45 %), met lagere temperaturen aan de compressorinlaat en lagere oplaadvermogens tot gevolg. Voor een conversiegraad van 95 % bedraagt het maximum gecorrigeerd koppel 34,8 Nm. Ten opzichte van arme werking wordt dus een winst van ruim 45 % geboekt (34,8 Nm tegenover 23,9 Nm). Er wordt dus een enorm voordeel behaald op het maximale koppel bij gebruik van EGR. Figuur 8-24 vergelijkt het effectief rendement bij beide werkingsmethoden. Uit deze grafiek blijkt het rendement bij arme mengselwerking steeds dat voor EGR-werking te overschrijden. Tot een oplaaddruk van 0,8 bar zijn de verschillen niet opmerkelijk. Bij een oplaaddruk van 1 bar, dus bij de maximale haalbare koppels, is het rendement bij EGR beduidend lager dan voor een arm mengsel. Het verschil bedraagt 3,9 % (24,7 ten opzichte van 28,6 %). Wordt een hogere conversiegraad verondersteld, dan bedraagt het rendement voor EGR-werking 27,9 %, wat hoger is dan het Hoofdstuk 8 Metingen 121

132 rendement bij lage conversiegraad, maar lager dan dit bij arme werking. Het verschil is echter minder uitgesproken η, gecorrigeerd (Nm) EGR, λ=1 arme mengselwerking ,2 0,4 0,6 0,8 1 1,2 oplaaddruk (bar) Figuur 8-24: η e, gecorrigeerd bij arme mengselwerking en λ=1 + EGR Tenslotte werden ook metingen bij een toerental van 3000 rpm verricht waarbij de NO x -uitstoot na de katalysator op 100 ppm wordt gehouden. De resultaten zijn gegeven in bijlage E. Daar zowel bij arme werking als EGR-werking het koppel maximaal is bij de hoogste oplaaddruk worden enkel metingen uitgevoerd bij deze oplaaddruk. Het effectief koppel en rendement voor een toerental van 2000 rpm en 3000 rpm, is gegeven in de samenvattende Tabel 8-7. ARM EGR toerental (rpm) M e,gecorrigeerd η e,gecorrigeerd (%) M e,gecorrigeerd η e,gecorrigeerd (%) ,9 ± 0,3 28,6 ± 1,7 22,6 ± 0,3 24,7 ± 1, ,6 ± 0,3 27,7 ± 1,4 21,2 ± 0,3 22,5 ± 1,3 Tabel 8-7: Vergelijking arme mengselwerking en EGR Volgens de metingen is zowel voor een toerental van 2000 rpm als 3000 rpm het koppel en rendement het grootst bij een arm mengsel. Er dient echter nog rekening gehouden te worden met de lage conversiegraad bij toepassen van EGR. Zowel bij 2000 als 3000 rpm is het koppel in realiteit een pak hoger. Bij 2000 rpm wordt een koppel van 34,8 Nm behaald. Dit is een stijging van 54% ten opzichte van het koppel bij lagere conversiegraad voor 2000 rpm. Ten opzichte van arme mengselwerking betekent dit een koppelstijging van 46 % (34,8 Nm tegenover 23,9 Nm). Bij reële toepassingen zal het maximum koppel voor beide toerentallen dus bereikt worden bij de combinatie Hoofdstuk 8 Metingen 122

133 van oplading en EGR. Dit is voornamelijk te wijten aan de minder strenge beperking op de onbehandelde NO x -uitstoot bij EGR-werking Conclusie Zowel bij het toepassen van enkel oplading als bij combinatie van oplading en EGR wordt het maximaal effectief koppel bereikt bij de maximale overdruk van 1 bar. Bij zuivere oplading bedraagt de koppelwinst ten opzichte van atmosferische werking 80 %, bij gebruik van EGR wordt een koppelstijging van 84,7 % waargenomen. Voor een conversiefactor van 95 % loopt de winst op het koppel op tot 100 %. Naar maximum koppel toe, is het dus optimaal om op te laden tot de maximale oplaaddruk. Vergelijken we de maximale prestaties (dus bij 1 bar) behaald bij een arm mengsel en EGR-werking onderling, dan blijkt de arme werking beter te scoren op vlak van het koppel en rendement voor beide toerentallen. Bij de EGR-metingen diende wel afgeweken te worden van stoichiometrische werking, met een lage conversiegraad van de TWC tot gevolg. Wordt een hogere conversiegraad verondersteld, dan is een hoger koppel haalbaar bij EGR-werking. In realiteit is het koppel bij combinatie van EGR-werking en oplading dus beduidend hoger dan dit bij arme-mengselwerking. Naar maximale koppels toe zal EGR-werking bijgevolg verkozen worden. Het toepassen van EGR brengt echter ook kosten met zich mee, gezien een EGR-opstelling voorzien moet worden. Bovendien verhoogt gebruik van EGR de complexiteit van de vermogensregeling, zoals de bijkomende regeling van het EGR-percentage. De overgang naar EGR-werking schept ook bijkomende uitdagingen. Er zal dus een afweging dienen gemaakt te worden tussen de bijkomende kosten, complexiteit en de mogelijke vermogenswinst. Hoofdstuk 8 Metingen 123

134 Hoofdstuk 9 Conclusie en toekomstvisie Dit hoofdstuk heeft tot doel de wapenfeiten van de voorbije thesis bondig weer te geven. In eerste instantie komen de voornaamste wijzigingen aan de proefstanden aan bod. Vervolgens worden de metingen geëvalueerd, dit met de nadruk op de praktische relevantie van de resultaten. Tenslotte worden voorstellen gedaan omtrent een verdere optimalisatie van de proefstand en een uitbreiding van de experimenten. 9.1 Wijzigingen aan de proefstanden De Volvo-proefstand kende bij aanvang van deze thesis nagenoeg geen tekortkomingen. Met het oog op een uitbreiding van de experimenten naar hogere toerentallen werd echter voor de aanvoer van waterstof wel een leiding geïnstalleerd. Dit maakte het mogelijk een grotere hoeveelheid waterstof in open lucht te stockeren. Voor het stabiliseren van de waterstofdruk werd tevens een automatische drukregelaar geplaatst. Niettegenstaande op de Audi-proefstand het concept voor de vorming van het inlaatmengsel grotendeels werd overgenomen, werd toch het één en ander grondig gemodificeerd. In eerste instantie werd geopteerd voor een volumetrische compressor in tegenstelling tot de zijkanaalcompressor van onze voorgangers. De compressor is in staat het inlaatmengsel op te laden tot 1 bar over het gehele toerentalgebied. De rotoren zijn voorzien van een waterbestendige coating voor het voorkomen van corrosie ten gevolge van condens. Ter bescherming van de compressor werd een regelbare EGR-koeler aangebracht voor een voldoende koeling van de gassen voor de compressorinlaat. Zowel aan de in- als aan de uitlaat zijn thermokoppels voorzien. Het 1200 liter grote buffervat werd vervangen door een kleiner type van 215 liter. Hierop werd een met olie Hoofdstuk 9 Conclusie en toekomstvisie 124

135 gedempte manometer aangebracht. Tenslotte bleek een inlaatsmoorkraan nodig voor een voldoende aanzuiging van de EGR-gassen. 9.2 De meetresultaten De metingen kunnen in 3 delen worden opgesplitst. De rendementsvergelijking benzine-waterstof, de invloed van de kleppentiming en de combinatie van oplading en EGR worden in de volgende alinea s toegelicht. De rendementsvergelijking die werd uitgevoerd op de Volvo-proefstand gaf niet meteen aanleiding tot verrassende resultaten. De gekende theorie werd bevestigd door de metingen. De rendementen bij waterstofwerking zijn steeds substantieel hoger dan die bij benzinewerking. Bij lage belasting wordt voor waterstof-wot-werking een maximaal effectief rendement van 23% waargenomen, dit is 77% hoger dan voor een vergelijkbare prestatie bij benzine. Voor hoge koppels wordt het verschil kleiner, men vindt maximale waterstofrendementen tot 33%. Algemeen wordt bij waterstof een daling van het rendement vastgesteld bij stijgend toerental, te wijten aan de toename van drukverliezen. Het benzinerendement blijft bij beperkte belastingen nagenoeg constant. Er kan besloten worden dat voor koppels tot 65 Nm de WOT-werking de voorkeur geniet, rekening houdend met het rendement en de NO x -grens van 100 ppm. Indien men voor hogere koppels opteert bij stoichiometrische kwantitatieve regeling, met NO x -reductie door middel van een TWC, daalt het rendement met 10%. De maximale toename van het koppel blijft beperkt door het optreden van backfire. Het overgaan op EGR-werking verdient bijgevolg de voorkeur. Voor de metingen met variabele kleppentiming werd de trend van de vorige jaren uitgebreid naar hoge toerentallen. Het vervroegen van de inlaatklepopening ging gepaard met dalende NO x -uitstoot en een lichte koppelstijging. Het is duidelijk dat zowel voor WOT als voor een TP = 50% over het gehele toerentalgebied een maximale klepvervroeging van 40 kh kan verkozen worden. Tenslotte werd op de Audi-proefstand uitgebreid geëxperimenteerd met oplading en EGR. Hier zijn opmerkelijke resultaten behaald. Zuivere oplading en oplading + EGR toonden zich beide zinvolle methodes voor de verhoging van het vermogen. Rekening houdende met de NO x -grens werd voor beide methodes bij een maximale oplaaddruk van 1 bar een koppelstijging van nagenoeg 80% waargenomen, vergeleken met atmosferische werking. Het rendement bij oplading + EGR blijkt over het gehele oplaaddrukgebied echter wel iets lager. Dit is voornamelijk te wijten aan de hogere oplaadvermogens bij EGR, veroorzaakt door de hogere inlaattemperatuur van de compressor. Bij deze metingen bleek de TWC-conversiegraad erg laag, doch niet 0. De strategie van oplading + Hoofdstuk 9 Conclusie en toekomstvisie 125

136 EGR, zonder TWC kan zich bijgevolg niet meten met zuivere oplading. Bij TWC-conversiegraden van 95% verdient oplading + EGR wel duidelijk de voorkeur. In dit geval wordt een koppelstijging van maximaal 45% waargenomen ten opzichte van zuivere oplading. Dit betekent een vermogensstijging van ruim 160% ten opzichte van arme atmosferische WOT-werking. Het rendement bij deze strategie is enkele procenten lager dan zuivere oplading, maar aanvaardbaar. Finaal kan dus gesteld worden, rekening houdende met een haalbare kostprijs van de EGR-installatie, dat oplading + EGR in combinatie met een TWC een veelbelovende strategie is voor een vermogensverhoging. 9.3 Toekomstvisie Voor de verdere optimalisatie van de proefopstelling kunnen nog enkele mogelijkheden meegegeven worden. Het plaatsen van een manometer voor de bepaling van de onderdruk voor de compressor zou interessant zijn om de oplaadvermogens bij EGR-werking experimenteel te kunnen staven. Een tweede eenvoudige ingreep is het weghalen van de filterruimte van de compressor, dit laat toe de condensdruppels gelijkmatig aan te voeren naar de compressor, hierdoor wordt de kans op mechanische schade aan de rotoren opmerkelijk kleiner. Er dient tevens een structurele oplossing gevonden te worden voor het borgen van de piëzo-elektrische druksensor, een hittebestendige lijm zou een oplossing kunnen bieden. Tenslotte dient verder gezocht te worden naar een concept waarin condenswater het circuit niet verlaat. Dit komt representatieve metingen ten goede. Deze thesis toont aan dat het zinvol is de strategie oplading + EGR verder uit te diepen. In eerste instantie dient aandacht besteed te worden aan de conversiegraad van de TWC. Vervolgens kunnen rendementsvergelijkingen en vermogensmetingen bij verschillende toerentallen worden uitgevoerd. Na cilinderdrukmetingen zou kunnen bepaald worden of het mogelijk is de oplaaddruk verder te verhogen. De compressor is immers in staat de motor op te laden tot 2 bar overdruk. Verder willen we onze opvolgers op het hart drukken dat experimenteel werk met waterstof niet zonder gevaar is, in het bijzonder de recirculatie van onverbrande waterstof. Aarzel niet de beveiligingen nu en dan eens te testen. Veel succes! Hoofdstuk 9 Conclusie en toekomstvisie 126

137 Bijlage A: Definities Ter verduidelijking van de tekst uiteengezet in deze thesis wordt in wat volgt de definities van enkele vaak vermelde grootheden gegeven. Geïndiceerde grootheden Geïndiceerd vermogen Dit is het door de verbrandingsgassen werkelijk aan de zuiger afgegeven vermogen Met: : geïndiceerde arbeid geleverd per arbeidsslag (kj) : het toerental (rpm) : het aantal arbeidsslagen per omwenteling, voor een 4-takt motor bedraagt dit ½. Geïndiceerd rendement Het is de verhouding van de arbeid geleverd per werkslag tot de verbrandingsenergie vervat in de brandstof per werkslag. Met:. : de massa brandstof verbruikt per werkslag (kg) : de onderste verbrandingswaarde van de brandstof (kj/kg) Bijlage A: Definities I

138 Effectieve grootheden Effectief vermogen Dit is het door de krukas afgegeven nuttig vermogen Met: : het effectief koppel (Nm) Effectief rendement De verhouding van het effectief vermogen tot de verbrandingsenergie aanwezig in de verbruikte brandstof Met: : het brandstofverbruik (g/s) Effectief brandstofverbruik Effectieve druk (bmep) ,. 10 Met:, : het totaal slagvolume (m³) Bijlage A: Definities II

139 Leveringsgraad De verhouding van de werkelijke hoeveelheid verse lading tot de massa verse lading op referentievoorwaarden die het slagvolume kan vullen. Bijlage A: Definities III

140 Bijlage B: Datasheets compressor Bijlage B: Datasheets compressor IV

141 Bijlage B: Datasheets compressor V

142 Bijlage B: Datasheets compressor VI

143 Bijlage B: Datasheets compressor VII

144 Bijlage B: Datasheets compressor VIII

145 Bijlage B: Datasheets compressor IX

146 Bijlage C: EGR-berekeningen Bijlage C: EGR-berekeningen X

147 Bijlage C: EGR-berekeningen XI

148 Bijlage D: Metingen VOLVO Bijlage D: Metingen VOLVO XII

149 Bijlage D: Metingen VOLVO XIII

150 Bijlage D: Metingen VOLVO XIV

151 Bijlage D: Metingen VOLVO XV

152 Bijlage D: Metingen VOLVO XVI

153 Bijlage D: Metingen VOLVO XVII

154 Bijlage D: Metingen VOLVO XVIII

155 Bijlage E: Metingen AUDI Bijlage E: Metingen AUDI XIX

156 Bijlage E: Metingen AUDI XX

157 Bijlage E: Metingen AUDI XXI

158 Bijlage E: Metingen AUDI XXII

159 Bijlage E: Metingen AUDI XXIII

160 Bijlage E: Metingen AUDI XXIV

161 Bijlage E: Metingen AUDI XXV

162 Bijlage E: Metingen AUDI XXVI

163 Bijlage E: Metingen AUDI XXVII

164 Bijlage E: Metingen AUDI XXVIII

165 Bijlage E: Metingen AUDI XXIX

166 Bijlage E: Metingen AUDI XXX

167 Bijlage E: Metingen AUDI XXXI

168 Bijlage E: Metingen AUDI XXXII

169 Bijlage E: Metingen AUDI XXXIII

170 Bijlage E: Metingen AUDI XXXIV

171 Bijlage F: Nauwkeurigheid lambda-sonde Bijlage F: Nauwkeurigheid lambda-sonde XXXV

172 Bijlage F: Nauwkeurigheid lambda-sonde XXXVI