Onderzoek op een ´e´encilinder waterstofmotor en uitbouw...

Faculteit Ingenieurswetenschappen

Vakgroep Mechanica van Stroming, Warmte en Verbranding

Laboratorium voor Vervoertechniek

Voorzitter: Prof. Dr. Ir. R. SIERENS

Onderzoek op een eencilinder

waterstofmotor en uitbouw van een oplaadsysteem

met EGR

door

Xavier Guisez & Kris Matthys

Promotor: Prof. Dr. Ir. R. SIERENS

Scriptiebegeleider: Dr. Ir. S. VERHELST

Scriptie ingediend tot het behalen van de academische graad van

burgerlijk werktuigkundig-elektrotechnisch ingenieur

Academiejaar 2005–2006

Woord vooraf

Eerst en vooral hadden we graag Prof. Dr. Ir. R. Sierens bedankt die het mogelijk gemaakt

heeft om een thesisonderwerp aan te bieden binnen ons interessegebied. We hebben dan ook

heel wat opgestoken van zijn wijze raad. Ook de bemoedigende bezoeken tijdens het testdraaien

werden heel erg geapprecieerd

Dr. Ir. S. Verhelst hadden we graag bedankt voor de vele nuttige tips en hulp waarvan hij

ons het afgelopen jaar heeft voorzien. Ook het unieke bezoek aan het onderzoekscentrum van

BMW en de al even unieke ’Stube’ in het hartje van Munchen zullen ons nog heel lang bijblijven.

Nogmaals heel erg bedankt hiervoor.

Ir. S. Verstraeten hadden we graag bedankt voor het advies over de motorsturing en natuurlijk

de kritische noot tijdens de maandelijkse vergaderingen.

Een heel speciaal woord van dank zouden we willen richten aan de dhr. R. Janssens en de

dhr. P. De Pue. Zonder hun onvoorwaardelijke inzet bij de vele defecten en praktische proble-

men zou ons resultaat nooit geworden zijn wat het nu is. De waarde van mensen met dergelijke

’gouden handen’ werd ons het afgelopen jaar meer dan eens duidelijk.

Ook hadden we graag de mensen van de Hogeschool Gent bedankt voor het ter beschikking

stellen van hun machinepark en expertise om onze uitbouw verder mee te helpen realiseren.

Last but not least hadden we graag al onze moeders, vaders, broers, zusters, vrienden en vriendin-

nen uit onze onmiddelijke omgeving bedankt voor de onvoorwaardelijke steun gedurende onze

lange opleiding. We beloven bij deze plechtig dat we er nu echt wel mee zullen stoppen.

Xavier Guisez en Kris Matthys, mei 2006

Toelating tot bruikleen

“De auteurs geven de toelating deze scriptie voor consultatie beschikbaar te stellen en delen van

de scriptie te kopieren voor persoonlijk gebruik.

Elk ander gebruik valt onder de beperkingen van het auteursrecht, in het bijzonder met be-

trekking tot de verplichting de bron uitdrukkelijk te vermelden bij het aanhalen van resultaten

uit deze scriptie.”

Xavier Guisez en Kris Matthys, mei 2006

Promotor: Prof. Dr. Ir. R. Sierens

Scriptiebegeleider: Dr. Ir. S. Verhelst

Onderzoek op een eencilinder waterstofmotor

en uitbouw van een oplaadsysteem met EGR

door

Xavier Guisez & Kris Matthys

Scriptie ingediend tot het behalen van de academische graad vanburgerlijk werktuigkundig-elektrotechnisch ingenieur

Academiejaar 2005–2006

Promotor: Prof. Dr. Ir. R. SIERENSScriptiebegeleider: Dr. Ir. S. VERHELST

Faculteit IngenieurswetenschappenUniversiteit Gent

Vakgroep Mechanica van Stroming, Warmte en VerbrandingVoorzitter: Prof. Dr. Ir. R. SIERENS

Samenvatting

In hoofdstuk 1 wordt het algemeen kader van het uitgevoerd onderzoek geschetst. In hoofd-stuk 2 wordt kort ingegaan op de algemene kenmerken van waterstof alsook de huidige standvan zaken in verband met productie en opslag van waterstof. Verder wordt er in hoofdstuk 3en in hoofdstuk 4 gekeken wat er in de technische literatuur verschenen is in verband met op-lading en EGR bij waterstofverbrandingsmotoren. In hoofdstuk 5 wordt een overzicht gegevenvan de proefstand bij de aanvang van het academiejaar. Hoofdstuk 6 beschrijft de uitbouw vande proefstand die tijdens het jaar is doorgevoerd. In hoofdstuk 7 worden de meetresultatenbeschreven van de metingen die tijdens het jaar werden uitgevoerd. In hoofdstuk 8 wordt eenverklaring gezocht voor bepaalde fenomenen op de proefstand met behulp van een simulatiepro-gramma. Tot slot wordt in hoofdstuk 9 een algemeen besluit geformuleerd en worden er ookenkele aandachtspunten voor de toekomstig onderzoek beschreven.

Trefwoorden

waterstof, drukmetingen, NOx-uitstoot, oplading, EGR, MBT.

Inhoudsopgave

1 Inleiding 1

2 Waterstof 4

2.1 Inleiding . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4

2.2 Eigenschappen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

2.2.1 Algemeen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

2.2.2 Fysische eigenschappen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6

2.2.3 Backfire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

2.3 Verbrandingsreacties . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

2.4 Productie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12

2.4.1 Damp reforming . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

2.4.2 Partiele oxidatie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

2.4.3 Vergassing . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14

2.4.4 Elektrolyse . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14

2.4.5 Autotherme reforming . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14

2.4.6 Kværnerproces . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14

2.4.7 Biologische productie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15

3 Oplading 16

3.1 Probleemstelling . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

3.2 Verschillende strategieen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

3.2.1 Wijzigen van de compressieverhouding . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17

3.2.2 Opladen van de motor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

3.2.3 Gewijzigde injectiestrategie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

3.2.3.1 Poortinjectie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

i

INHOUDSOPGAVE ii

3.2.3.2 Directe injectie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

3.2.4 Menging met een ander gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

4 Exhaust Gas Recirculation 22

4.1 Inleiding . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22

4.2 Principe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22

4.3 EGR bij diesels . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

4.3.1 Low pressure loop EGR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

4.3.2 High pressure loop EGR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

4.3.3 Gesimuleerde EGR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25

4.3.4 EGR m.b.v. een venturi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26

4.3.5 Interne EGR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

4.4 EGR bij waterstofmotoren . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28

4.4.1 Resultaten bij waterstofmotoren . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

4.4.2 Strategie van BMW . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

5 De Audimotor 31

5.1 Eigenschappen van de Audimotor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

5.1.1 Specificaties . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

5.1.2 Metingen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

5.1.2.1 Doel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

5.1.2.2 Boring en slag . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

5.1.2.3 Geometrie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

5.1.2.4 Opmeten klepheffing . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34

5.1.2.5 Boring drukpick-up . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34

5.2 Opstelling proefstand . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 35

6 Uitbouw van de proefstand 37

6.1 Doel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

6.2 Ontwerp . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

6.2.1 Vereisten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

6.2.2 Ruw ontwerp . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

6.2.2.1 Oorspronkelijke opstelling . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

6.2.2.2 Eerste mogelijkheid . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

INHOUDSOPGAVE iii

6.2.2.3 Tweede mogelijkheid . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39

6.2.2.4 Derde mogelijkheid . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

6.2.2.5 Vierde mogelijkheid . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41

6.2.2.6 Ontwerp buffervat . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

6.2.3 Dimensionering . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

6.2.3.1 Compressor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43

6.2.3.2 Compressorsturing . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43

6.2.3.3 Venturi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

6.2.3.4 Intercooler . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47

6.2.3.5 EGR-koeler . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48

6.2.4 Uiteindelijke proefstand . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49

7 Meetresultaten 50

7.1 Metingen met open gasklep . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50

7.1.1 Doel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50

7.1.2 Meetstrategie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50

7.1.3 Koppelverloop . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52

7.1.4 Effect van de voorontsteking . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55

7.1.5 NOx-uitstoot . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

7.1.6 Verbrandingssnelheid van waterstof . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58

7.1.7 Na-ontsteking bij rijke mengsels . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59

7.2 Gasklepregeling . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

7.2.1 Doel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

7.2.2 Meetstrategie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

7.2.3 Resultaten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 68

7.2.3.1 Geındiceerd rendement . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 68

7.2.3.2 Effectief rendement . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 69

7.2.3.3 Mechanisch rendement . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70

7.2.3.4 COV-waarde . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72

7.2.3.5 Onverbrand H2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72

7.3 Besluit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 76

INHOUDSOPGAVE iv

8 Simulaties 78

8.1 Inleiding . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 78

8.2 Opbouw van het motormodel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 78

8.3 Aanpassingen voor waterstof . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79

8.4 Simulatieresultaten . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79

8.4.1 Drukverloop in de inlaatleiding . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79

8.4.2 Koppeldaling . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 80

9 Besluit 83

A Lijst drukmetingen 85

A.1 Drukmetingen met open gasklep . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86

A.2 Drukmetingen met gasklep . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91

A.3 MBT-Curve . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93

B Meetbladen 94

C Matlabfiles 112

Referenties 117

Lijst van figuren 119

Hoofdstuk 1

Inleiding

Ook het afgelopen jaar is de olieprijs verder naar recordhoogtes gestegen. Sommige analisten

gaan er zelfs van uit dat de olieprijs per vat dit jaar nog door de 80-dollargrens breekt. De

meesten achten het zelfs niet onwaarschijnlijk dat in 2007 of 2008 zelfs 100 dollar [1] voor een

vat ruwe olie neergeteld zal moeten worden. De reden hiervoor is dat er wereldwijd een stijgende

vraag is naar olieproducten. Denk hierbij maar aan China dat in volle economische expansie

is. De producenten kunnen deze vraag niet volgen omdat de meeste plaatsen waar deze olie

gevonden wordt, politiek heel instabiele regio’s zijn. Denk hierbij maar aan de landen rond de

Perzische Golf, Nigeria of Venezuela. Hierdoor zitten de meeste olieproducenten al geruime tijd

aan hun maximumcapaciteit. Voeg hierbij nog de niet te stillen honger van de speculanten en

je krijgt een opstoot van de prijs bij elke schommeling in de vraag of het aanbod.

Figuur 1.1: Prijsverloop van een vat ruwe olie

1

HOOFDSTUK 1. INLEIDING 2

De vraag naar alternatieve energievormen volgt proportioneel deze stijging van de olieprijs.

Daarom was het afgelopen jaar heel wat te doen rond biodiesel [2]. Hierbij wordt een biologisch

gedeelte, lijnzaadolie of koolzaadolie, van ongeveer 7 procent toegevoegd aan de normale diesel.

Belgie loopt op dit vlak flink achter op de andere Europese landen, want de Europese richtlijn

verplichtte het biologische additief al vanaf december 2005.

Hier kan waterstof als toekomstige energiedrager een belangrijke rol spelen. Zeker nu de au-

tobouwer BMW [3] het afgelopen jaar heeft aangekondigd om binnen twee jaar met het eerste

productiemodel van een wagen met een waterstofverbrandingsmotor op de markt te komen.

Zelfs Rick Scott, de topman van Shell, kondigde het afgelopen jaar in paginagrote advertenties

[4] aan dat waterstof de brandstof van de toekomst wordt. Volgens zijn schatting zouden tegen

2050 ongeveer 700 miljoen wagens op waterstof rondrijden. Zijn bedrijf opende dan ook het

eerste volledig geıntegreerde waterstoftankstation in Washington, D.C.

Het punt van discussie blijft echter nog altijd of deze waterstof in een brandstofcel of in een

verbrandingsmotor zal gebruikt worden. De autoconstructeurs onderling verschillen hier nogal

van mening. BMW kiest bijvoorbeeld resoluut voor de toepassing van waterstof in een verbran-

dingsmotor terwijl General Motors meer gelooft in de oplossing met de brandstofcel. Voor beide

toepassingen van waterstof zijn nog heel wat technologische innovaties nodig. Het onderwerp van

dit afstudeerwerk spitst zich daarom toe op het gebruik van waterstof in een verbrandingsmotor

of ICE1. Aangezien het vermogen van een verbrandingsmotor op waterstof een heel stuk lager

is in vergelijking met de huidige diesel- en benzinemotor tracht men door middel van oplading

hier een oplossing te bieden. Daarom wordt in hoofdstuk 3 nagegaan wat er in de literatuur

allemaal is verschenen in verband met oplading voor waterstofmotoren.

Bij de werking van een waterstofmotor zijn de enigste schadelijke componenten in de uitlaat-

gassen de stikstofoxiden. In het verleden werd deze uitstoot op dieselmotoren gereduceerd door

gebruik te maken van een EGR of ’Exhaust Gas Recirculation’ systeem. In hoofdstuk 4 worden

de mogelijkheden bestudeerd om dit zelfde principe toe te passen op de proefstand die in het

labo aanwezig is.

Verder werd de proefstand gedurende het jaar verder uitgebouwd zodat hiermee de mogelijkhe-

den van het onderzoek konden gerealiseerd worden.1ICE = Internal Combustion Engine

HOOFDSTUK 1. INLEIDING 3

Het grootste deel van het onderzoek dit jaar bestond uit het uitvoeren van metingen bij ver-

schillende instelpunten waarbij gebruik werd gemaakt van drukmetingen zowel in de inlaat, de

uitlaat als in de cilinder. De resultaten die hierbij bereikt werden komen in hoofdstuk 7 aan

bod.

Tot slot wordt in hoofdstuk 8 met behulp van het Lotus-programma getracht simulaties uit

te voeren voor de proefstand in het labo. Zo was het mogelijk om enkele eigenschappen van de

proefstand te verklaren. Ter controle werd gebruik gemaakt van de drukverlopen die tijdens het

jaar werden opgemeten.

Hoofdstuk 2

Waterstof

2.1 Inleiding

Waterstof (symbool H) is de Nederlandse benaming voor Hydrogenium (Lat.) of Hydrogen (En.)

wat het allereerste element is dat voorkomt op de tabel van Mendelejev. Bij kamertemperatuur

is dit een gasvormige stof die zowel geur-, kleur-, als smaakloos is en ongeveer 14,4 keer lichter

is dan lucht. In deze zelfde periodieke tabel van de elementen behoort het tot de groep van de

niet-metalen samen met onder andere Koolstof (C), Stikstof (N), Zuurstof (O) en Zwavel (S).

In het heelal is het de meest voorkomende stof en bovendien het voornaamste bestanddeel van

interstellair gas1.

De ontdekking van waterstof spruit eigenlijk voort uit de twijfels van de wetenschappers en

filosofen die dachten dat zuurstof en water de twee basiselementen waren op aarde. Pas in 1766

werd waterstof door Henry Cavendish voorgesteld aan de Royal Society of London. Hierin stelde

hij dat er twee soorten lucht waren: ’fixed air’ of koolstofdioxide en ’flammable air’ of waterstof.

Hij was ook de eerste die water verkreeg uit de reactie van waterstof en zuurstof met behulp van

een elektrische vonk.

In 1785 herhaalde de Franse chemicus Antoine Laurant Lavoisier deze experimenten en slaagde

er bovendien in om waterstof te verkrijgen door ontleding van waterdamp met gloeiend ijzer.

Derhalve noemde hij het nieuwe gas Hydrogene wat een samenvoeging is van twee Griekse

woorden hudoor en gennaoo wat vrij vertaald kan worden als watervormend. Later werd dit pas

afgekort tot het minder correcte waterstof.1Het gas dat zich in sliertvormige wolken tussen de sterren bevindt zoals de Orionnevel.

4

HOOFDSTUK 2. WATERSTOF 5

Op aarde wordt waterstof gevonden onder de elementaire vorm diwaterstof (H2) of gebonden

in talrijke verbindingen met andere elementen zoals koolstof (Methaan, Ethaan, Benzol,...),

zuurstof (water) en stikstof (ammoniak) of in allerlei organische producten zoals vetten, kool-

hydraten en eiwitten. Ondanks het grote belang van waterstof neemt het toch geen groot

gewichtspercentage in qua voorkomen op aarde. Zo zou naar schatting slechts 1% van de aard-

korst uit waterstof bestaan, het volumepercentage in de lucht is zelfs kleiner dan 10−4. Het

merendeel van deze waterstof komt in gebonden toestand voor in de oceanen. Verder is het ook

terug te vinden in organisch materiaal van levende wezens en in de ontledingsproducten ervan

(zoals aardolie).

2.2 Eigenschappen

2.2.1 Algemeen

Zoals hiervoor besproken komt waterstof in een twee-atomige molecuulvorm voor. Daarbij kun-

nen er drie isotopen voorkomen. Het normale waterstofatoom of Protium bestaat uit een neutron

en een elektron. Daartegenover bestaat er ook zwaar waterstof (Deuterium) dat een neutron

meer bevat. De laatste isotoopvorm of super zwaar waterstof (Tritium) bevat nog een neutron

meer. Natuurlijk waterstof bezit ongeveer 0,016% Deuterium. De fractie Tritium komt hier

niet voor omdat dit element radioactief is en door β-emissie vervalt tot He. Terwijl normaal

waterstof totaal niet giftig is voor het menselijk organisme is zowel Deuterium als zwaar water

(D2O) zeer giftig.

Waterstofmoleculen zelf komen in twee verschillende chemische toestanden voor, ortho- en

parawaterstof. Deze onderscheiden zich van elkaar door de onderlinge orientatie van de kern-

spin2 van de twee atomen in de molecule. Ortho wijst op een parallelle spin terwijl para duidt op

een antiparallelle spin. Hierdoor bezit de para-toestand een lager energieniveau waardoor deze

een lagere specifieke warmtecapaciteit bezit ten opzichte van zijn tegenhanger. Toch hebben

deze twee vormen verder dezelfde chemische eigenschappen. Bij omgevingstemperatuur komt

orthowaterstof drie maal meer voor dan de paravorm. De omzetting van de ene naar de an-

dere vorm is een heel langzaam proces dat zich zonder de aanwezigheid van een katalysator kan

uitspreiden over meerdere dagen.2De kernspin is het intrinsiek impulsmoment dat men aan een deeltje toekent. Het is een intrinsieke eigenschap

net zoals zijn massa en elektrische lading.


2.2.2 Fysische eigenschappen

In contact met lucht verbrandt waterstof met een heldere vlam waardoor er water gevormd

wordt.

2H2(Gas) + O2(Gas) ⇒ 2H2O(Liquid) + 572 kJ

Deze waterstof-zuurstofvlam (of knalgasvlam) is van technisch groot belang onder andere bij

verschillende lastechnieken. Dit wegens de hoge temperatuur die erdoor bereikt kan worden (ca.

3000 K).

Eigenschappen Symbool Waarde Eenheid

Kritische temperatuur Tkr 33,19 [K]

Kritische druk pkr 13,15 [bar]

Kritische dichtheid ρkr 31,4 [kg/m3]

Kooktemperatuur Tkook 20,39 [K]

Smelttemperatuur Tsmelt 13,9 [K]

Dichtheid ρ 0,09 [kg/m3]

Gasconstante R 4124 [J/kgK]

Molaire Massa M 2,02 [g/mol]

Dynamische viscositeit µ 8, 91.10−6 [Ns/m]

Ontstekingsgrenzen in lucht - 4 – 75 [vol%]

Minimale ontstekingsenergie Emin 0,017 [mJ]

Onderste verbrandingswaarde Hu 120 [MJ/kg]

Quenching afstand - 0,64 [mm]

Ontbrandingstemperatuur Tontbr 833 [K]

Laminaire vlamsnelheid bij λ = 1 vlam 2,0 [m/s]

Stoichiometrische luchtbehoefte Ls 34,3 -

Tabel 2.1: Eigenschappen van waterstof onder normomstandigheden [5]

Het eerste wat opvalt wanneer men bovenstaande tabel bekijkt is de geringe dichtheid van de

brandstof. Dit zorgt voor een eerste technische hindernis wanneer men waterstof als brandstof

wil gebruiken in een voertuig. Opdat de wagen een voldoende grote autonomie zou hebben,

moet er een groot volume aan waterstof in de wagen worden opgeslagen. Daarom wordt er op

dit onderwerp nog heel wat onderzoek verricht [6]. Tegenwoordig bestaan er grosso modo drie


systemen om waterstof op te slaan in een voertuig.

De eerste manier is door waterstof onder hoge druk (tot 10000 psi of ongeveer 700 bar) op te slaan

in een tank. Dit vereist natuurlijk een speciaal ontwerp met materialen die de integriteit van de

tank kunnen garanderen. De Europese richtlijnen schrijven hiervoor immers een veiligheidsfactor

van 2.35 voor zodat de tank pas mag barsten bij een druk van maar liefst 1650 bar. Deze

voorschriften worden gehaald door gebruik te maken van koolstofvezelverstekte materialen met

bijkomend voordeel dat het gewicht van deze tank beperkt kan blijven. Bijkomend nadeel is

echter dat de kosten voor het onder druk brengen van waterstof vrij hoog is.

Figuur 2.1: Voorbeeld van waterstoftank voor gasvormige opslag

Een andere manier bestaat erin om waterstof door afkoeling onder zijn kritieke temperatuur te

brengen zodat het mogelijk is om het vloeibaar of cryogeen3 te maken. Deze methode wordt al

jaren met succes gebruikt in de ruimtevaart. Het grote voordeel hier is dat de energiedichtheid

nog verder toeneemt in vergelijking met de vorige oplossing. Bovendien kan de tank relatief

licht uitgevoerd worden aangezien deze niet moet weerstaan aan hoge inwendige drukken (±6

bar). Anderzijds zijn er op dit gebied twee grote nadelen. Voorlopig is de hoeveelheid energie

die nodig is voor het vloeibaar maken van waterstof vrij hoog. Typisch is dit ongeveer 30%

van de warmte-inhoud van waterstof zelf. Daarom is het noodzakelijk dat er gezocht wordt

naar efficientere metodes. Een ander probleem dat hierbij optreedt is het gevaar voor het

opkoken van de opgeslagen waterstof. Zelfs met de allerbeste isolatie is dit fenomeen niet te

vermijden. Bovendien beidt het exotherme omzettingsproces van ortho- naar parawaterstof

hier een warmtebron. Deze beperkingen zorgen er natuurlijk voor dat de kostprijs vrij hoog is.3Algemeen stelt men dat pas van cryogene temperaturen kan spreken indien de temperatuur lager is dan de

temperatuur waarbij zuurstof vloeibaar wordt of 154K.


Daarom is het noodzakelijk dat er gezocht wordt naar andere oplossingen. Sommige constructies

maken daarom gebruik van de lage inwendige temperatuur om met behulp van een klein deel

van de opgeslagen waterstof de isolatie van de volledige tank autonoom te koelen. Op die manier

kan de waterstof tot 12 dagen vloeibaar gehouden worden.

Figuur 2.2: Voorbeeld van een waterstoftank voor vloeibare opslag

Tot slot kan waterstof ook onder chemisch gebonden vorm opgeslagen worden. Dit gebeurt door

gebruik te maken van hydrides. Hierbij wordt waterstof geabsorbeerd in de structuur. Wanneer

er vraag is naar waterstof wordt er warmte toegevoerd waardoor waterstof automatisch vrijkomt

uit de structuur. Een tank op basis van een metaalhydride wordt als heel veilig beschouwd omdat

bij breuk van de tank er geen waterstof zal vrijkomen door de lage omgevingstemperatuur. Het

grote nadeel is echter het grote gewicht in verhouding tot de hoeveelheid waterstof die maar kan

opgeslagen worden. Daarom wordt er intensief gezocht naar legeringen die heel licht zijn en toch

een grote hoeveelheid waterstof kunnen absorberen.

Verder zijn er wel nog enkele exotische vormen van opslag zoals in nanotubes of in microsferen.

Vooral rond nanotubes is er de laatste tijd heel wat te doen. Er worden heel wat inspanningen

geleverd om enkelwandige nanotubes te produceren op grote schaal met behulp van een laser.

Hierbij is vooral de exacte diameter en zuiverheid van groot belang.

2.2.3 Backfire

Het volgende wat opvalt uit de tabel met eigenschappen is het brede ontstekingsgebied van

waterstof. Daarbij komt nog dat er maar een kleine hoeveelheid energie nodig is om het mengsel

te ontsteken. Enerzijds is dit natuurlijk een groot voordeel aangezien er op die manier heel


Figuur 2.3: Simulatie van de interactie tussen nanotubes en waterstofatomen [26]

arm (Lean) kan gewerkt worden. Dit in tegenstelling tot een benzinemotor waar dit heel wat

minder evident is. Anderzijds kan dit er ook voor zorgen dat het lucht/brandstofmengsel op een

ongewenst moment tijdens de cyclus ontsteekt, gloeionsteking. Deze abnormale verbranding kan

zich op verschillende tijdstippen van de motorcyclus voordoen en kan ontstaan door verschillende

oorzaken. Hierdoor onderscheidt men grotendeels drie gevallen [7].

Enerzijds kan zich een ongewenste ontsteking voordoen onder de vorm van kloppen4 van de

motor. Hierbij zullen meerdere brandstofdeeltjes gelijktijdig verbranden waardoor er zich een

plotse drukstijging manifesteert. Deze drukgolf zal zich met grote snelheid voorplanten waardoor

er een verhoogde mechanische en thermische belasting is. De oorzaak van dit probleem ligt bij

de vlamsnelheid van waterstof die heel hoog is in vergelijking met andere brandstoffen, voor

normomstandigheden en λ=1 is dit 2 m/s. Het lucht/brandstofmengsel kan ook ontsteken onder

invloed van een heet punt of ’hot spot’, vooraleer er een ontsteking is van de bougie. Wanneer

dit zich voordoet spreekt men van gloeiontsteking of pre-ignition.

Tot slot kan er zich ook een ongewenste ontsteking voordoen wanneer de inlaatklep nog geopend

is waardoor er zich vlamterugslag voordoet in het inlaatkanaal. Hier spreekt men van backfire of

backflash. Dit verschijnsel werd vorig jaar [8] uitgebreid bestudeerd op de proefstand die in het

labo aanwezig is. De oorzaken van dit fenomeen zijn grotendeels dezelfde als bij gloeiontsteking

en kunnen grosso modo ingedeeld worden in twee categorieen. Enerzijds zijn er de oorzaken van4Kloppen is de naam die gegeven wordt voor het geluid dat in de strucuur van de motor wordt doorgegeven

wanneer spontane ontsteking van een deel van het eindgas, het mengsel van lucht, brandstof en restgas dat zich

voor de voortbewegende vlam bevindt, plaatsvindt[9]


thermische aard. Hieronder rekent men de hierboven vermelde hete punten, de bougie zelf en

de vlamfronten die zich tussen de zuigerveren kunnen ophouden. Dit laatste komt doordat de

doof of quenching afstand van waterstof heel klein is. Dit is de minimale opening waardoor de

vlam zich niet meer kan voortplanten zonder dat deze gedoofd wordt door warmteverlies met de

wand.

Anderzijds zijn er ook de oorzaken van elektrostatische aard waaronder men de bewegende

zuiger, de injector en de bougie rekent. Hierbij veronderstelt men dat de energie die nodig is

om het mengsel te ontsteken afkomstig is van een elektrostatische ontlading van de hiervoor

vernoemde onderdelen.

Deze vroegtijdige ontstekingen moet men ten allen tijde proberen vermijden omdat deze heel

nefast is voor de motor. De zuiger van de motor is immers nog bezig aan zijn opwaartse beweging

terwijl de vroegtijdig ontstoken brandstof zorgt voor een sterke neerwaartse druk. Dit zorgt er

natuurlijk voor dat de motor onder een zware mechanische en thermische belasting staat. Deze

laatste belasting kan er zelfs voor zorgen dat er zich ’hot spots’ vormen waardoor er zogenaamde

weglopende gloeiontsteking ontstaat.

De nieuwste technologieen bieden hier deels al een oplossing voor dit probleem. Zo zijn er

testopstellingen die gebruik van maken van directe injectie5. Hierbij kan men backfire volledig

vermijden aangezien de brandstof pas in de cilinder wordt ingespoten nadat de inlaatklep gesloten

is. Het grote probleem hierbij is om de juiste injectoren te bouwen die in alle werkingsregimes

de gewenste hoeveelheid kunnen inspuiten. Zo zal bij hoge belasting en hoog toerental er een

groot volume aan brandstof in een heel korte tijd moeten ingespoten worden. Terwijl bij arme

mengsels er slechts een kleine hoeveelheid moet ingespoten worden met dezelfde nauwkeurigheid.

Aangezien de bougie als medeverantwoordelijke wordt gezien voor het backfirefenomeen werd

ook hier naar alternatieven gezocht. Zo bestaan er al testopstellingen waarbij met behulp

van een plasmajet6 het lucht/brandstofmengsel ontstoken wordt. Deze jet heeft een hoge en-

ergiedichtheid en dringt diep door in de cilinder zonder dat de stabiliteit van de jet vermindert.

Op deze manier is het mogelijk om extreem arme mengsels te ontsteken. Bovendien is door de5Bij directe injectie wordt de brandstof rechtstreeks in de cilinder ingespoten.6Men spreekt pas van een plasma, als het gas sterk geıoniseerd is en de concentratie van ladingdragers zo

groot is dat effecten optreden die berusten op de wisselwerking van ionen, elektronen, aangeslagen moleculen en

atomen.


afwezigheid van de bougie er een zekere ’hot spot’ vermeden waardoor deze geen gloeiontsteking

kan veroorzaken.

Een andere oplossing bestaat erin waterstof cryogeen (bij een temperatuur van 83 K) in te

spuiten. Ook hierdoor verkleint de kans op backfire. Dit door de koeling die gerealiseerd wordt

in de cilinder met het koude mengsel. Hierbij is het wel noodzakelijk dat de volledige thermische

huishouding van de motor opnieuw bekeken worden.

2.3 Verbrandingsreacties

De algemene oxidatiereactie van waterstof werd hiervoor reeds besproken. Naast deze reactie

treden er echter nog andere belangrijke reacties op binnen de cilinder. Lucht bevat immers

niet alleen zuurstof maar ook een groot deel stikstof. Dit stikstof ondergaat, door de hoge

drukken en temperaturen die in de cilinder optreden, ook een oxidatiereactie zodat er vorming

van stikstofoxiden7 plaatsvindt.

Terwijl NO en NO2 onder dezelfde noemer vernoemd worden als NOx, zijn er toch enkele

fundamentele verschillen tussen deze twee polluenten. NO is zowel een kleur- als geurloos gas

terwijl NO2 een roodkleurig gas is met een scherpe geur. Beide gassen zijn giftig maar NO2 is

vijf keer giftiger dan NO. De vorming van NO2 gebeurt door de verdere oxidatie van NO.

De vorming van NO gebeurt in de zone van de hoge temperaturen tijdens de verbrandingsfase

nadat de vlam gepasseerd is. De kettingreactie voor de vorming van NO wordt op gang ge-

bracht door de zuurstofatomen die ontstaan door de dissociatie van de zuurstofmoleculen. Deze

splitsing treedt op door de hoge temperaturen die optreden tijdens het verbrandingsproces. De

voornaamste reacties die verantwoordelijk zijn voor de vorming van NO zijn de volgende:

N2 + O ⇒ NO + N

N + O2 (Gas) ⇒ NO + O

De vorming van NO2 treedt op door een evenwichtsreactie met NO. Hierbij wordt NO, dat

gevormd wordt in de zone van de vlam, omgevormd tot NO2 via volgende reactie:

NO + H2O ⇔ NO2 + OH

7Dit is de algemene benaming voor de verbindingen van stikstof met zuurstof, kortweg NOx.


NO2 + O ⇔ NO + O2

De lokale concentratie aan zuurstofatomen hangt natuurlijk af van de lokale molaire zuurstof-

concentratie maar ook van de plaatselijke temperatuur. Hierdoor is er bijna geen vorming van

NOx wanneer de temperatuur lager is dan 2000 K. Hierdoor wordt het mogelijk om de NOx

vorming te reduceren indien de temperatuur in de verbrandingskamer lager dan 2000 K kan

gehouden worden. Dit wordt uitvoeriger besproken in hoofdstuk 4.

Figuur 2.4: NOx i.f.v. de temperatuur [10]

2.4 Productie

Aangezien waterstof enkel in zijn gebonden vorm voorkomt, is er voor de winning van zuivere

waterstof een hoeveelheid aan primaire energie noodzakelijk om deze uit zijn binding te halen.

Hierdoor zijn er een reeks verschillende productieprocessen ontwikkeld. Wereldwijd wordt er

jaarlijks ongeveer 500 miljard Nm3 waterstof omgezet. Hiervan wordt er slechts 20% voor

energiedoeleinden gebruikt.

Het grootste deel van de waterstofproductie komt voort uit fossiele energiebronnen. Dit kan

door katalytische dampsplijting van methaan, door partiele oxidatie van diesel of door vergassen

van kolen. Doordat deze uitgangsproducten allemaal koolstof bevatten ontstaat er dus tijdens

de productie CO2. Bij deze methoden treedt er dus een verschuiving op van de uitstoot van

broeikasgassen. Deze komen nu niet meer bij de eindverbruiker in de atmosfeer maar bij de

productie van de brandstof. Dit in tegenstelling tot de productie van waterstof via elektrolyse.

Hierbij is het mogelijk om zowel wind-, water- en zonne-energie als andere groene energiebronnen


te gebruiken zodat er een emissievrije kringloop ontstaat. Recent wordt ook de mogelijkheid

bestudeerd om hieraan geothermische energie toe te voegen. Er bestaat ook een hele reeks aan

chemische reacties met alkalimetalen en water die eveneens emissievrij zijn. Het probleem hierbij

is echter dat deze methodes vrij duur zijn.

Verder zijn er nog enkele methodes die zich nog in een onderzoeksstadium bevinden zoals de

autothermische reforming, het Kværnerproces en de vergassing van biomassa8 of ander organisch

afval.

2.4.1 Damp reforming

Onder deze benaming verstaat men de endotherme katalytische omzetting van lichte koolwa-

terstoffen (methaan) met waterdamp. Deze reactie levert CO, CO2 en H2 en grijpt plaats bij

temperaturen van 700 – 900℃ onder invloed van een nikkelkatalysator.

CH4 + H2O ⇒ CO + 3H2 + 200kJ

CH4 + 2H2O ⇒ CO2 + 4H2 + 165kJ

Hierop aansluitend kan een exotherme shiftreactie uitgevoerd worden zodat de ontstane CO

omgezet wordt naar CO2. Deze reactie gebeurt bij temperaturen van 300 – 500℃.

CO + H2O + 40kJ ⇒ CO2 + H2

Na de verwijdering van CO2 uit het mengsel wordt de bekomen waterstof verder gezuiverd.

2.4.2 Partiele oxidatie

In tegenstelling tot de hierboven vermelde methode gebeurt hier een exotherme omzetting van

zware koolwaterstoffen (zware stookolie, restolie uit de aardolieverwerking) met zuurstof. Het

resulterende gas bevat opnieuw CO wat met behulp van waterdamp terug omgezet wordt in

CO2 en H2. Dit levert de volgende nettoreactie:

10CH4 + 3H2O + 4O2 ⇒ 9CO + CO2 + H2

8Samenvattende benaming van door allerlei organismen (vooral planten, schimmels en eencelligen, maar ook

dieren) gevormde materie.


2.4.3 Vergassing

De vergassing van vaste brandstoffen gebeurt bij temperaturen tussen de 800 en 2000℃ en een

druk van 40 bar onder afsluiting van lucht. Hierbij kunnen verschillende brandstoffen gebruikt

worden zoals kolen of biomassa.

Biomassa wordt in een eerste stap onder invloed van warmtetoevoer omgezet in cokes, con-

densaat en gas. Daarna ontstaat door een reactie met lucht of waterdamp een gasmengsel

van H2, CO, CO2 en CH4. Hieruit wordt dan door reforming of partiele oxidatie waterstof

gewonnen.

2.4.4 Elektrolyse

De productie van waterstof door elektrolyse kan eigenlijk opgesplitst worden in twee deelreacties

die beiden plaats vinden in een kuip met twee elektroden en waartussen een elektrolyt9 is

aangebracht. Bij het aanbrengen van een spanningsverschil tussen de elektroden zal er zich

aan de negatieve elektrode (kathode) waterstof en aan de positieve elektrode (anode) zuurstof

ontwikkelen. Huidig onderzoek spitst zich vooral toe op elektrolyse onder hoge druk of onder

hoge temperatuur [27].

2H2O + 2e− ⇒ H2 + 2OH−

2H2O ⇒ O2 + 4H+ + 4e−

2.4.5 Autotherme reforming

Door gebruik te maken van een speciale combinatie van damp reforming en partiele oxidatie

kunnen de meeste koolwaterstoffen zoals aardgas, benzine, diesel alsook methanol als uitgangs-

product gebruikt worden om waterstof te produceren.

2.4.6 Kværnerproces

In Noorwegen werd een methode ontwikkeld om waterstof te produceren uit koolwaterstoffen en

elektrische stroom op een CO2-vrije manier met actieve kool10 als eindresultaat [27]. Daarbij

wordt in een plasmaboogproces aardgas of zware stookolie bij ± 1600℃ volledig in actieve kool9Stof waarvan de moleculen zich in ionen kunnen splitsen waardoor er elektrische stroom kan geleid worden.

10Actieve of adsorberende kool is een verzamelnaam voor een groep preparaten, die voornamelijk uit koolstof

bestaan en gekenmerkt worden door een grote adsorptiecapaciteit.


(zuivere koolstof) en waterstof omgezet. Bij dit proces ontstaat bovendien stoom met hoge

temperatuur dat dienst kan doen om energie te produceren. Indien men bvb. methaan gebruikt

als uitgangsproduct verkrijgt men volgende reactie:

CH4 ⇒ C + 2H2

2.4.7 Biologische productie

Er bestaan verschillende biologische processen waarbij er waterstof geproduceerd wordt of waar-

bij dit een tussenproduct is. Hierbij kan men principieel twee processen onderscheiden. En-

erzijds zijn er de processen die behoefte hebben aan licht (fotosynthese). Anderzijds zijn er de

processen die gebeuren in afwezigheid van licht (fermentatie). Onder deze processen bezit het

algen-bacteriensysteem de meeste kans om op industriele schaal toegepast te worden. Hierbij

splitsen de algen, onder invloed van een enzym, water in zijn twee basiscomponenten. Deze

algen gebruiken enkel het zonlicht als energiebron.

Hoofdstuk 3

Oplading

3.1 Probleemstelling

Opdat de waterstofmotor competitief zou kunnen zijn met de huidige verbrandingsmotoren, is

het absoluut noodzakelijk dat de vermogensoutput van de waterstofmotoren verhoogd wordt. Dit

is het intrinsieke probleem van waterstof als brandstof. Doordat het gas een zeer lage densiteit

heeft, een lagere volumetrische calorische waarde en een grotere hoeveelheid lucht nodig heeft

om stoichiometrisch te verbranden resulteert het totale lucht/brandstofmengsel in een lagere

calorische waarde in vergelijking met benzine. Dit op zijn beurt zorgt er natuurlijk voor dat het

maximaal vermogen en maximaal koppel heel wat lager is.

3.2 Verschillende strategieen

Om het vermogen van de waterstofmotor te verhogen bestaan er verschillende manieren:

• Verhogen van de compressieverhouding

• Opladen van de motor

• Een gewijzigde injectiestrategie toepassen

• Menging met een ander gas

Elk van deze items komt in dit hoofdstuk uitgebreider aan bod. De bedoeling is om de verschil-

lende concepten onderling met elkaar te vergelijken.

16

HOOFDSTUK 3. OPLADING 17

3.2.1 Wijzigen van de compressieverhouding

De compressieverhouding (ε) is de verhouding van het cilindervolume in het onderste dode punt

en het volume van de cilinder in het bovenste dode punt. Indien men deze compressieverhouding

verhoogt, grijpt men rechtstreeks in op het rendement van de motor. Dit verhoogde rendement

zorgt ervoor dat het vermogen kan verhoogd worden.

η = 1− 1εκ−1

met κ =cp

cv(3.1)

Figuur 3.1: Invloed van de compressieverhouding [11]

De figuur 3.1 is opgesteld bij een stoichiometrisch mengsel, MBT-timing1 en een toerental van

1500 tpm voor een 500cc motor. De invloed van de compressieverhouding volgt duidelijk uit de

figuur. Echter door het verhogen van ε zal de druk die in de cilinder optreedt ook verhogen. Deze

drukverhoging gaat ook gepaard met een temperatuursstijging. Dit op zijn beurt zal er voor

zorgen dat een onregelmatige verbranding (gloeiontsteking, backfire) in de hand wordt gewerkt.

Dit is de reden waarom er vanaf ε = 11 geen vermogenwinst meer kan gerealiseerd worden.

Bovendien zullen de hogere temperaturen die in de cilinder optreden een nefaste invloed hebben

op de NOx-vorming.

Ook BMW heeft gekozen om een lagere compressieverhouding te gebruiken voor hun waterstof-

motor die ze binnenkort op de markt willen brengen [12]. Daarbij gaan ze over van ε = 11,3

naar 9,5. Louter omdat het fenomeen van kloppen en vroegtijdige ontsteking hierdoor sterk kan

gereduceerd worden.1MBT-timing of minimum spark advance for best torque. Dit wordt uitvoeriger besproken in Hoofdstuk 7


3.2.2 Opladen van de motor

Een andere mogelijkheid om meer vermogen uit de cilinder te halen is door lucht onder druk in

de cilinder te brengen. Deze drukverhoging zelf kan op verschillende manieren gebeuren. Hier-

voor wordt verwezen naar de cursus ’Zuigermachines’ [13] omdat de oplaadprincipes identiek

zijn zoals deze bij de klassieke uitvoeringen.

De meest voor de hand liggende oplossing is deze waarbij de compressor in de inlaatleiding aange-

dreven wordt door een turbine die in de uitlaatleiding is geplaatst. Hierbij zorgt de thermische

energie van de uitlaatgassen voor de aandrijving van de turbine.

De invloed van de verschillende oplaaddrukken werd eveneens op dezelfde testopstelling als onder

3.2.1 opgemeten (zie figuur 3.2). Hieruit blijkt dat het verhogen van de inlaatdruk een veel

grotere impact heeft op het vermogen dan het verhogen van de compressieverhouding. Merk wel

dat ook hier bij oplaaddrukken van 1,8 bar opnieuw ongecontroleerde verbranding kan optreden

waardoor er terug een daling is van het vermogen.

Verder werden er in andere onderzoeken [14] ook nog andere problemen bij oplading opgemerkt.

Zo zal de NO emissie ook toenemen in vergelijking met het niet opgeladen geval. Dit kan terug

verklaard worden doordat er hogere temperaturen in de cilinder bereikt worden waardoor zich

stikstofoxiden kunnen vormen. Verder kwam men ook tot de conclusie dat de opening tussen

de elektroden bij de bougie kleiner moet gekozen worden. Dit omdat er zich anders mogelijks

ontstekingsproblemen kunnen voordoen bij λ-waarden < 2. De reden hiervoor is dat naarmate

men met een rijker mengsel werkt, het ontstekingsuitstel t.o.v. het bovenste dode punt kleiner

is bij MBT-timing. Hoe dichter men bij het BDP ontsteekt, hoe hoger de druk in de cilinder.

Hierdoor kan het gebeuren dat de ontstekingsvonk niet overspringt tussen de elektroden maar

tussen de elektrode en het bovenste gedeelte van de cilinder. Dit kan dus vermeden worden door

het ontstekingssysteem beter te isoleren en de bougieopening kleiner te kiezen.

3.2.3 Gewijzigde injectiestrategie

Voor de toevoer van de brandstof zijn er twee mogelijkheden. Ofwel wordt deze in het inlaat-

spruitstuk ingebracht en zo naar de cilinder gebracht, ofwel wordt de brandstof rechtstreeks in

de cilinder ingespoten.


Figuur 3.2: Invloed van de oplaaddruk bij ε = 7,5 [11]

3.2.3.1 Poortinjectie

Indien de eerste techniek toegepast wordt is het duidelijk dat een deel van de lucht de cilinder

niet zal bereiken aangezien er zich verdringing van de aangezogen lucht voordoet. Het ingespoten

waterstof neemt een deel de plaats van de lucht in. Dit kan er toe leiden dat er tot 30% [15]

minder lucht in de cilinder aanwezig is. Dit staat in sterk contrast tot een benzinemotor waar

het ingenomen volume van de brandstof heel beperkt is. Hierdoor zal er zich dus al een serieuze

vermogensdaling voordoen.

Bovendien is de timing van de injector(en) hier vrij kritisch. Zo moet er voor gezorgd worden

dat, wanneer de inlaatklep open gaat, enkel lucht in de cilinder wordt aangezogen en geen

ontsteekbaar mengsel. Op die manier kan men vermijden dat onder invloed van de warme

restgassen backfire optreedt. Er moet echter wel voor gezorgd worden dat de brandstof volledig in

de cilinder wordt aangezogen zodat men de volgende cyclus opnieuw met de gewenste hoeveelheid

brandstof kan starten.

De vermogenregeling van de motor bij armere mengsels en dus bij deellast kan hier gebeuren

met behulp van een gasklep. Hiermee kan men de hoeveelheid lucht bepalen die de cilinder

bereikt. Door het smoren van de leiding zal dus minder lucht de cilinder bereiken voor een zelfde

hoeveelheid brandstof waardoor dus het vermogen zal stijgen. Ook bij de nieuwe waterstofmotor

van BMW maakt men van deze regeling gebruik. Men houdt zelfs rekening met de mechanische

traagheid van dit regelsysteem door een snelle regeling van het vermogen te voorzien via de

voorontsteking totdat de gasklep de gewenste positie heeft ingenomen.


3.2.3.2 Directe injectie

Door de brandstof rechtstreeks in de cilinder in te spuiten wanneer de inlaatkleppen gesloten

zijn, kan men het vermogen nog verder verhogen. Hierdoor kan het volledige cilindervolume

zich vullen met lucht en treedt er dus geen verdringing meer op. De brandstof wordt pas in

de cilinder ingebracht nadat de inlaatklep gesloten is. Het grote probleem bij directe injectie

of interne mengselvorming is, zoals reeds gesuggereerd, het probleem van de gepaste injectoren.

Voorlopig slaagt men er nog niet in om injectoren te ontwikkelen die zowel bij arme als rijke

mengsels aan alle eisen voldoen.

Een nog hoger vermogen kan bereikt worden indien men de voorgaande techniek combineert

met oplading.

Figuur 3.3: Overzicht verschillende strategieen [10]

Bovenstaande figuur biedt een duidelijk overzicht van de hiervoor vermelde oplossingen in

vergelijking met een benzinemotor. Het nefaste effect van de luchtverdringing op het vermogen

is duidelijk zichtbaar. Een andere oplossing voor dit probleem dat nog niet besproken is in het

voorgaande is waterstof cryogeen in te spuiten in het inlaatkanaal. Door de lage temperatuur

is de densiteit van waterstof een stuk groter waardoor er meer lucht kan ingebracht worden.

Bovendien zorgt deze lage temperatuur ervoor dat de eerder vernoemde ’hot spots’ gekoeld wor-

den door het koude mengsel. Dit zal de kans op het optreden van backfire natuurlijk heel wat

verminderen. Verder is het duidelijk dat er nog heel wat mogelijkheden zijn weggelegd voor de

opgeladen directe injectie motor.


3.2.4 Menging met een ander gas

Een wat aparte oplossing is deze waarbij waterstof onder een bepaalde verhouding gemengd

wordt met aardgas. De bekendste is ongetwijfeld ’Hythane’ (20 vol% waterstof en 80 vol%

aardgas). Het voordeel van deze oplossing zit in het feit dat het aardgas er voor zorgt dat de

verbranding stabiel kan verlopen. Backfire kan heel sterk verminderd worden of zelfs volledig

verdwijnen. De emissies zullen echter wel wijzigen omdat aardgas onder andere koolstof bevat.

Hierdoor zal CO en CO2 voorkomen in de uitlaatgassen.

Hoofdstuk 4

Exhaust Gas Recirculation

4.1 Inleiding

EGR-systemen werden in de vroege jaren 70 geıntroduceerd om de uitstoot van de wagens te ver-

beteren omdat de bestaande maatregelen ontoereikend bleken. Dit was nodig omdat de uitstoot

van stikstofoxiden verantwoordelijk wordt geacht voor de smog in de meeste steden en geındus-

trialiseerde gebieden. Door de inwerking van het zonlicht op deze stikstofoxiden en organische

verbindingen, kunnen bij het aardoppervlak organische peroxiden1 ontstaan zoals peroxiacylni-

traat (PAN) of verhoogde concentratie van onder andere ozon (fotochemische smog).

Ook het ontstaan van zure regen wordt onder andere toegeschreven aan de uitstoot van stik-

stofoxiden. Dit komt omdat de nitraationen afkomstig van NO en NO2 ervoor zorgen dat de

pH-waarde van de neerslag naar beneden wordt gehaald.

4.2 Principe

Bij EGR wordt een deel van de uitlaatgassen naar de aanzuigleiding teruggebracht waardoor

een deel van het cilindervolume ingenomen wordt door deze gassen. Aangezien deze gassen inert

zijn, nemen ze niet deel aan het verbrandingsproces. Deze ingebrachte uitlaatgassen vervullen

de rol van een parasitaire warmtecapaciteit. CO2 en H2O-damp hebben namelijk een grote

warmtecapaciteit waardoor een deel van de verbrandingswarmte hierin zal opgaan. Dit zal voor

een temperatuursdaling zorgen. Zoals reeds eerder beschreven in 2.3 zal door deze verlaagde

temperatuur de NOx-vorming sterk gereduceerd worden.1Peroxiden zijn oxiden die meer zuurstof bevatten dan met de normale valentie overeenkomt en die kunnen

opgevat worden als zouten van waterstofperoxide (H2O2)

22

HOOFDSTUK 4. EXHAUST GAS RECIRCULATION 23

Een tweede effect dat optreedt is een vermindering van het zuurstofgehalte in het aangezogen

mengsel. Door inbreng van een deel uitlaatgassen zal de zuurstofconcentratie in de cilinder

verminderen. Hierdoor verkleint de kans dat stikstofdeeltjes zich binden met zuurstofdeeltjes

om stikstofoxiden te vormen.

Het toevoegen van een hoeveelheid uitlaatgas in de cilinder komt ten nadele van de stabiliteit van

de verbranding. Dit komt omdat cyclische variaties beınvloed worden door de samenstelling van

het mengsel rondom de bougie op het moment van de ontsteking. Dit is onvermijdelijk indien

men met grotere EGR verhoudingen werkt. Hierbij komt nog dat het lucht/brandstofmengsel

een zekere temperatuursstijging zal ondergaan door het mengen met de uitlaatgassen. Hierdoor

verhoogt de kans dat delen van het mengsel vervroegd zullen ontsteken en zo tot variaties leiden

[16].

4.3 EGR bij diesels

Het systeem van uitlaatgasrecirculatie wordt al verschillende jaren met succes toegepast op

dieselmotoren om de uitstoot van stikstofoxiden naar beneden te halen. Het implementeren van

een EGR-systeem op een dieselmotor kan op verschillende manieren gebeuren [17]. Aangezien

de meeste diesels voorzien zijn van een oplaadsysteem, werden vooral de mogelijkheden bekeken

om EGR toe te passen in combinatie met oplading omdat beide op de proefstand in het labo

opgebouwd moeten worden. Zie hiervoor het Hoofdstuk 6.

• Low pressure loop EGR

• High pressure loop EGR

• Gesimuleerde EGR

• EGR m.b.v. een venturi

• Interne EGR

4.3.1 Low pressure loop EGR

Deze benaming slaat op het feit dat de uitlaatgassen in het lage druk gedeelte van de inlaatleiding

worden ingebracht. Dit is mogelijk omdat er een positief drukverschil is tussen het aftakpunt in

de uitlaat en het injectiepunt in de inlaatleiding. De reden hiervoor is dat de uitlaatgassen op


een zekere overdruk uit de cilinder worden gedreven en omdat er een onderdruk onstaat in het

stuk leiding voor de compressor. Bovendien kan deze aanzuiging nog gestimuleerd worden door

de uitlaat voor een gedeelte te smoren. Dit zal de druk in de uitlaatleiding verhogen waardoor

het drukverschil groter wordt. Het EGR-debiet wordt geregeld door een klep die zich in de

terugstroomleiding bevindt.

Figuur 4.1: Schema Low Pressure Loop EGR [17]

Het grote nadeel bij deze oplossing is echter dat de meeste interkoelers en compressoren niet

bestand zijn tegen de hoge temperaturen en de vuile uitlaatgassen van de dieselmotor. Het

systeem is dus enkel toepasbaar indien de compressor ontworpen is om deze belastingen te

weerstaan. Onderzoek werd verricht om de uitlaatgassen direct na de interkoeler in te brengen

om zo de compressor te bypassen. Hoewel hier het probleem van de bevuilde uitlaatgassen niet

van belang is, moet er wel een extra EGR-pomp voorzien worden om de uitlaatgassen in de

hoge druk inlaatleiding in te brengen. Dit zorgt natuurlijk voor bijkomend energieverlies voor

de aandrijving van deze compressor.

4.3.2 High pressure loop EGR

De meest gebruikte oplossing is deze waarbij de uitlaatgassen stroomopwaarts van de turbine

worden afgetakt om in het deel van de inlaatleiding te worden ingebracht dat onder oplaaddruk

staat. Het grote voordeel van deze oplossing is dat de compressor en de interkoeler niet bloot-


gesteld worden aan de uitlaatgassen. Echter, om zeker te zijn van een aanzuigeffect moet het

drukverschil P3-P2 steeds positief zijn. Dit is niet zo vanzelfsprekend. Hoewel er hier meerdere

oplossingen bestaan (zie 4.3.4) is de meest gebruikte oplossing te werken met een turbine met

variabele schoepen (VGT2). De regeling gebeurt door de schoepen van de turbine te verplaatsen

zodat de inlaat van de turbine meer gesmoord wordt. Hierdoor ontstaat er een grotere druk

in het stroomopwaartse deel. Bovendien zal ook de oplaaddruk iets verminderen door de ge-

wijzigde stand van de turbineschoepen. Op deze manier kan het EGR-debiet geregeld worden

zonder afbreuk te moeten doen aan het oplaadsysteem.

Figuur 4.2: Schema High Pressure Loop EGR [17]

4.3.3 Gesimuleerde EGR

In laboratoriumomstandigheden bestaat de mogelijkheid om de inbreng van uitlaatgas te si-

muleren. Dit gebeurt door een mengsel te maken uit opslagflessen met de aangezogen lucht.

Hierdoor is het mogelijk om fundamenteel onderzoek te verrichten op de invloed van de uitlaat-

gassamenstelling op de emissies. Het grote voordeel hierbij is dat men metingen kan uitvoeren

die onafhankelijk zijn van de variatie van de temperatuur, druk en concentratie die optreden in

werkelijke uitlaatgassen. Net doordat al deze parameters beter gecontroleerd kunnen worden,

zou de verbranding veel stabieler zijn bij hogere EGR-percentages.2Variable Geometry Turbocharger


Bovendien is het bij deze methode mogelijk om experimenten te doen met andere inerte gassen,

zoals Argon (immuun in oxidatiereacties en dissocieert niet onder invloed van hoge tempera-

turen), die geen praktische relevantie hebben in voertuigtoepassingen maar die wel toelaten

om met een volledig stabiel gas te werken. CO2 heeft namelijk wijzigende thermodynamische

eigenschappen (dissocieert in lichtere moleculen onder invloed van hoge temperaturen) door de

verbranding die optreedt in de cilinder.

4.3.4 EGR m.b.v. een venturi

Een andere opmerkelijke manier om EGR toe te passen is door gebruik te maken van een

venturisysteem [18]. Deze methode is ook gebaseerd op de ’high pressure loop EGR’ maar de

inbreng van het uitlaatgas gebeurt dus op een andere manier. Dit was nodig omdat bij het

klassieke systeem er geen aanzuiging mogelijk was bij zware belasting. En net bij deze zware

belasting worden er het meest stikstofoxiden gevormd.

Het venturi-systeem verzekert een positief drukverschil tussen de uitlaatleiding en de inlaatlei-

ding door de druk slechts plaatselijk te verlagen. Na de venturi wordt de druk in de diffusor

terug opgebouwd zodanig dat het drukverlies na inbreng van het uitlaatgas zo gering mogelijk

is. Dit drukverlies dient zo laag mogelijk gehouden te worden zodanig dat de oplaaddruk zo min

mogelijk wordt gereduceerd.

Figuur 4.3: Drukverdeling in een venturi EGR systeem [18]

De werking van het systeem wordt in figuur 4.3 afgebeeld. Bij de uitvoering van de venturi zijn

er enkele kritische parameters die de goede werking van de venturi bepalen. Zo zal de verhouding


van de twee oppervlaktes A2 en A1, de contractieverhouding, bepalend zijn voor de drukverlaging

die optreedt in de keelsectie van de venturi. Deze drukdaling moet voldoende groot zijn opdat

er geen terugstroming zou optreden door de openingen rondom de keelsectie. Verder is ook de

diffusorhoek belangrijk voor de drukopbouw na menging. Indien hier te grote stromingsverliezen

optreden zal een groot deel van de oplaaddruk verloren gaan wat natuurlijk ten koste komt van

het vermogen. Ook de afwerkingsgraad die de ruwheid van het diffusoroppervlak bepaalt, zal

hierbij een rol spelen.

Indien men nu de vergelijking maakt tussen het venturi systeem en het klassieke ’high pressure

loop EGR’ syteem, ziet men dat er zelfs bij hogere belasting nog steeds de mogelijkheid bestaat

om met EGR te werken bij het venturi systeem.

Figuur 4.4: Vergelijking klassieke EGR t.o.v. EGR m.b.v. een venturi [18]

4.3.5 Interne EGR

Door wijziging van de kleppentiming kan men er voor zorgen dat er zich na het sluiten van de

uitlaatklep nog verbrandingsgassen in de cilinder bevinden. Hierdoor zal er in de volgende cyclus

ook een mengsel van lucht, brandstof en uitlaatgassen ontstaan. Deze regeling wordt interne

EGR [19] genoemd. De hoeveelheid restgas die achterblijft in de cilinder kan geregeld worden

door de timing van het openen van de inlaatklep en het sluiten van de uitlaatklep t.o.v. elkaar


te veranderen.

Figuur 4.5: Drukverloop bij interne EGR

Als men het cilinderdrukverloop bij interne EGR bekijkt ziet men dat er zich twee drukpieken

voordoen. Dit komt omdat de uitlaatklep zich vroeger sluit. Hierdoor is er geen klepoverlap

meer waardoor er dus terug compressie optreedt totdat de inlaatklep terug open gaat. Het gas

dat in de tweede drukpiek gecomprimeerd wordt is dus zuiver verbrandingsgas dat in de cilinder

is achtergebleven.

4.4 EGR bij waterstofmotoren

Het grote verschil bij EGR met waterstofmotoren is dat er in de EGR-gassen geen CO23 zal

voorkomen. De enige gassen die dus in de uitlaat voorkomen zijn waterdamp, stikstofoxi-

den,onverbrand waterstof, zuurstof en stikstof. Ook het probleem van bevuiling van de com-

pressor met roet zal hier dus niet voorkomen.

Wat wel van groot belang zal zijn is dat het EGR-gas voldoende gekoeld wordt. Uit onderzoek

[15] blijkt dat de temperatuur van dit gas een grote invloed heeft op het optreden van backfire.

Daarom is het vereist dat er een koeler in de EGR-leiding wordt voorzien zodat deze temperatuur

onder controle kan gehouden worden. Bovendien is het nodig dat er een goede menging mogelijk

wordt gemaakt. Dit eveneens om een verdere koeling te voorzien m.b.v. het verse mengsel en

om de cyclische variaties die optreden bij de verbranding te minimaliseren.

Anderzijds kan EGR ook gebruikt worden om de belasting te regelen. Zo kan het EGR-debiet

aangepast worden afhankelijk van het vermogen dat op dat moment gevraagd wordt. Dit zal3Met uitzondering van de kleine fractie die ontstaat door verbranding van smeerolie.


resulteren in een groter rendement dan het werken met een gasklep omdat het ladingsverlies

over de gasklep kan vermeden worden.

4.4.1 Resultaten bij waterstofmotoren

Bij waterstofmotoren heeft men vooral de voor- en nadelen van EGR en lean-burn [20] [21]

t.o.v. elkaar onderzocht. De verschillende concepten worden in figuur 4.6 afgebeeld. In beide

gevallen wordt het lucht/brandstofmengsel verdund met respectievelijk uitlaatgassen en verse

lucht. Hierbij wordt de stoichiometrische verhouding behouden ingeval van EGR. Echter de

effectieve hoeveelheid brandstof verschilt t.o.v. het geval zonder verdunning, waardoor het

vermogen en dus ook het koppel lager zal zijn. De grootte van deze daling hangt af van de mate

van verdunning.

Uit de experimenten kwam naar voor dat een gecombineerde strategie het beste compromis was

tussen een hoog rendement, hoog koppel en lage uitstoot. Zo bleek dat de ’lean-burn’ toepassing

een hoog rendement kan bieden bij deellast en lage belasting. Terwijl het EGR-systeem een groot

voordeel heeft door bijna geen NOx-uitstoot te hebben bij hoge belastingen.

Figuur 4.6: Verschil tussen EGR en lean-burn

4.4.2 Strategie van BMW

Om de emissies onder controle te houden heeft BMW [12] een lichtjes andere strategie gekozen.

Hierbij maakt men vooral gebruik van de brede ontstekingsgrenzen om het vermogen te regelen

i.p.v. gebruik te maken van een EGR-systeem. Op deze basis kan men drie werkingsgebieden


definieren. Zo wordt bij de vraag naar vol vermogen met een licht zuurstoftekort gewerkt

(λ = 0.97). Hierdoor zullen vrij hoge piektemperaturen optreden in de cilinder. Echter door

gebruik te maken van een 3-weg katalysator in combinatie met het onverbrand waterstof is

het mogelijk om de geproduceerde stikstofoxiden sterk te reduceren. De huidige katalysatoren

werken met een heel hoge omzettingsgraad zodat slechts heel weinig NOx uitgestoten wordt.

Anderzijds is het dus ook mogelijk om de motor met een heel arm mengsel te laten werken. Vanaf

λ-waarden ≥ 1, 8 komen er praktisch geen stikstofoxiden meer voor in de uitlaatgassen door de

lage piektemperaturen in de cilinder. Door deze lage uitstoot is er dus geen nabehandeling van

deze gassen meer nodig.

Het tussenliggende gebied (0, 97 < λ < 1, 8) wordt door de motorregeling volledig vermeden

door regeling van de kleppen, ontstekingstijdstip en gasklep. De reden hiervoor is dat er in

dit gebied een vrij hoge NOx-uitstoot is en dat deze niet door een katalysator kan gereduceerd

worden door het ontbreken van reactieproducten.

Figuur 4.7: Werkingsstrategie BMW

Hoofdstuk 5

De Audimotor

5.1 Eigenschappen van de Audimotor

5.1.1 Specificaties

Gedurende het jaar werd gewerkt op een Audi eencilinder motor. Deze verbrandingsmotor is

een viertaktmotor die oorspronkelijk als dieselmotor gebruikt werd. In de jaren 80 werd deze

ingezet voor stromingsanalyses in de motor voor de ontwikkeling van een dieselmotor voorzien

van directe injectie.

Aantal cilinders 1

Max. Toerental (tpm) 4000

Boring (mm) 77,02

Slag (mm) 86,385

Drijfstang (mm) 254

Slagvolume (cm3) 402,3

Compressieverhouding 11

Inlaat open 7◦ ca BTDC

Inlaat sluiten 66◦ ca ABDC

Uitlaat open 64◦ ca BBDC

Uitlaat sluiten 21◦ ca ATDC

Tabel 5.1: Eigenschappen van de Audimotor

31

HOOFDSTUK 5. DE AUDIMOTOR 32

5.1.2 Metingen

5.1.2.1 Doel

Daar in het begin van het academiejaar het kopstuk van de motor gedemonteerd was, werd van

de gelegenheid gebruik gemaakt om enkele metingen te doen. Op deze manier kon een beter

beeld gevormd worden over de specificaties en de staat van de motor.

5.1.2.2 Boring en slag

Het eerste wat opgemeten werd, was de boring en de slag. De boring werd zowel loodrecht op

de krukas als parallel op de krukas gemeten. Dit werd gedaan in het BDP, ODP en tussenin

op 90◦kh. Zo kon een idee gevormd worden van de ovaliteit1. De metingen werden gedaan met

behulp van een meetklok. Tabel 5.2 geeft de resultaten weer.

ODP loodrecht 77,07 mm

parallel 77,05 mm

midden loodrecht 77,05 mm

parallel 77,04 mm

BDP loodrecht 77,09 mm

parallel 77,07 mm

Tabel 5.2: Boring

Er is dus een ovalistatie van slechts 0,02 mm wat betekent dat de motor nog in goed staat is.

Ook de slag werd op verschillende posities opgemeten (zie figuur 5.1 en tabel 5.3).

5.1.2.3 Geometrie

Met betrekking tot simulatie van de motor (zie Hoofdstuk 8) werd de geometrie van het inlaat- en

uitlaatgedeelte opgemeten. Hierna volgt een korte opsomming van de belangrijkste afmetingen.

• Diameter inlaatklep: 33,4 mm1Door het kruk-drijfstangmechanisme zijn de reactiekrachten op de cilinderwand dwars op de krukas het

grootst. Hier treedt dan ook het meeste slijtage op met als gevolg dat de cilinderdoorsnede, na enige tijd, een

ovale vorm krijgt.


Figuur 5.1: Positie slag

Positie Slag

1 89,80 mm

2 86,30 mm

3 85,95 mm

4 89,55 mm

5 86,50 mm

Tabel 5.3: Waarden slag

• Diameter uitlaatklep: 30,4 mm

• De geometrie van inlaat- en uitlaatkanaal in het kopstuk wordt weergegeven door figuur

5.2

Figuur 5.2: Geometrie in- en uitlaat aan het kopstuk

• Lengte van het inlaatkanaal in het kopstuk: ±95 mm

• Lengte van het uitlaatkanaal in het kopstuk: ±155 mm


• Diameter inlaatleiding (buffervat - inlaatspruitstuk): 62 mm

• Diameter inlaatleiding aan de motor: 37,7 mm

5.1.2.4 Opmeten klepheffing

De klepheffing werd via een meetklok aan de klepstoters opgemeten. Belangrijk hierbij is dat de

klepspeling hierop niet zichtbaar is. Het punt waarop de naald van de meetklok een uitwijking

geeft, is dan ook het punt van openen van de klep2.

Figuur 5.3: Klepheffing

Bij het opnieuw monteren van de motor werd de oorspronkelijke kleppentiming opnieuw in-

gesteld. Uit analyse van de eerste drukmetingen werd duidelijk dat de kleppentiming niet ideaal

was. Er was immers drukopbouw in de cilinder wegens het te vroeg sluiten van de uitlaatklep [8].

De nokkenas werd dan ook over een tand verdraaid. Dit zorgt ervoor dat de oude kleppentiming

over 16◦kh verdraaid wordt. De oude en nieuwe kleppentiming wordt weergegeven in figuur 5.4.

5.1.2.5 Boring drukpick-up

Een drukpickup wordt, om correcte metingen te bekomen, best in het vlak van de verbrandings-

kamer in de cilinderkop geplaatst. Wegens plaatsgebrek in het kopstuk bij de Audimotor, is er

een nauwe boring aangebracht. Resonantie in deze boring heeft in het verleden tot een defecte2De referentie voor de klepheffing werd over 360 graden verschoven


(a) oude timing (b) nieuwe timing

Figuur 5.4: Kleppentiming

drukpickup geleid [8]. Om die reden is de boring dit jaar vergroot van een diameter van 0,85

mm naar 2,15 mm. Sindsdien werkt de nieuwe drukpickup zonder problemen.

5.2 Opstelling proefstand

De motor wordt opgestart door middel van een gelijkstroommotor. Zo wordt een toerental in-

gesteld met de motor in compressorwerking. Daarna wordt brandstof (H2) geınjecteerd waardoor

de verbrandingsmotor zelf vermogen begint te leveren. Wanneer de hoeveelheid geınjecteerde

brandstof voldoende is, gaat de elektromotor over van motorwerking naar generatorwerking.

Door middel van een regelaar wordt het toerental gedurende heel dit proces constant gehouden.

Via een potentiometer kan het toerental ingesteld worden. Een loadcell, bevestigd aan de stator

van de elektromotor, geeft volgens via het actie-reactieprincipe een maat voor het koppel.

Een schema van de Audi proefopstelling wordt weergegeven in figuur 5.5. De ontstekingstiming

en injectietiming worden gecontroleerd door een MoTeC M4Pro controle eenheid. De regeling

van de koelwatertemperatuur gebeurt automatisch via een thermostatische klep. De proefstand

is ook voorzien van een carterventilatiesysteem. Drukmetingen worden gedaan met behulp van:

• Een piezo-resistieve pickup in de inlaat

• Een piezo-elektrische pickup in de cilinder

• Een piezo-elektrische pickup in de uitlaat


Figuur 5.5: Schema van de Audi proefstand [22]

Hoofdstuk 6

Uitbouw van de proefstand

6.1 Doel

Een van de onderwerpen van deze thesis is het uitbouwen van de oorspronkelijke proefstand

naar een proefstand die voorzien is van een oplaad- en EGR-systeem (zie respectievelijk Hoofd-

stuk 3 en Hoofdstuk 4). Dit hoofdstuk beschrijft op welke manier te werk is gegaan, geeft de

verschillende mogelijkheden weer met voor- en nadelen en bespreekt de uiteindelijke gebruikte

opstelling.

6.2 Ontwerp

6.2.1 Vereisten

Vooraleer aan het ontwerp van de uitbouw te beginnen waren er een paar vereisten waar de

toekomstige proefstand moest aan voldoen.

• Het buffervat moest ook nog bruikbaar zijn op de CFR-proefstand1.

• Om met een combinatie van oplading en EGR te werken moest het circulatiegas op inlaat-

druk gebracht kunnen worden.

6.2.2 Ruw ontwerp

Hieronder volgen een aantal ruwe ontwerpen die gedurende het jaar gemaakt zijn. Over elk

ontwerp is grondig nagedacht over de realiseerbaarheid, de voordelen en de nadelen.1Cooperative Fuel Research engine die in het labo ook gebruikt wordt voor waterstofonderzoek

37

HOOFDSTUK 6. UITBOUW VAN DE PROEFSTAND 38

6.2.2.1 Oorspronkelijke opstelling

Figuur 6.1: Oorspronkelijke opstelling

6.2.2.2 Eerste mogelijkheid

Een eerste idee was om een deel van de uitlaatgasen te recirculeren naar de aanzuigleiding van

de motor (zie figuur 6.2). Hierbij zou gebruik gemaakt worden van een venturi om voldoende

onderdruk te creeren in de onder druk staande inlaatleiding, zodanig dat er aanzuiging van het

recirculatiegas mogelijk is. Dit ontwerp is voorzien van een turbocompressor die het buffervat

onder druk zet. Er zijn twee koelers voorzien. Een intercooler die de vers aangezogen lucht,

na opwarming door de compressor, moet koelen. Een tweede koeler wordt geplaatst in de

recirculatiekring. Het is ook belangrijk dat het recirculatiegas gekoeld wordt zodanig dat het

mengsel dat in de cilinder terecht komt een voldoende koeleffect heeft. Dit is nodig om pre-

ignition door ’hot spots’ te vermijden.

Deze opstelling werd echter al snel verworpen. Het grote probleem bij deze opstelling is het

feit dat de gebruikte testmotor een eencilindermotor is. Dit zorgt ervoor dat er geen continue

stroming is in de inlaat- en uitlaatkanalen. Bovendien zijn deze stromingen van inlaat- en uit-

laatgas niet in faze. Wanneer lucht aangezogen wordt en er dus een stroming in het inlaatkanaal

ontstaat met een bepaalde snelheid, wordt er een onderdruk gecreeerd in de venturi. Maar op dat

ogenblik is de uitlaatklep gesloten en is er geen uitlaatgas op voldoende druk beschikbaar in de

recirculatiekring. Het gevolg zou kunnen zijn dat er valse lucht aangezogen wordt via de uitlaat.


Figuur 6.2: Systeem 1

Er dient wel opgemerkt te worden dat de beschrijving van de stroming van in- en uitlaatgassen

hier enigszins simplistisch voorgesteld wordt. In werkelijkheid ontstaat er een samenspel van

druk- en expansiegolven die de stroming in de leidingen zal beınvloeden (zie 7.1.3). Een laatste

nadeel bij dit systeem is het belang van de geometrie van de venturi. Deze moet, om voldoende

onderdruk te kunnen genereren, nauwkeurig berekend te worden.

6.2.2.3 Tweede mogelijkheid

Om de nadelen van de vorige opstelling te verhelpen werd een nieuwe opstelling bedacht. Het

betreft een systeem waarbij een tweede compressor in de recirculatiekring geplaatst wordt. Op

deze manier hoeft er geen onderdruk gecreeerd te worden voor de aanzuiging van uitlaatgas. Hier

wordt het recirculatiegas onder druk, hoger dan de oplaaddruk, in de inlaatleiding gebracht. De

koeler in de recirculatiekring wordt voor de compressor geplaatst om twee redenen. Eerst en

vooral om de compressor te beschermen tegen de hoge temperaturen van het uitlaatgas. Ten

tweede omdat een gas op lagere temperatuur een grotere dichtheid heeft, waardoor de compressor

voor eenzelfde massadebiet op deze manier minder arbeid moet leveren.

Ook deze opstelling werd verworpen. Ten eerste is het een dure opstelling, er zou immers een

tweede compressor moeten aangekocht worden. Bovendien zou het op deze manier zeer moeilijk

zijn om de opstellingen te regelen om een regimepunt te bekomen. Er zou nog een (dure) sturing

voor de tweede compressor moeten komen. Ten laatste blijft een nadeel van de vorige opstelling

bestaan, namelijk het aanzuigen van valse lucht langs de uitlaat. Het risico hiervan bij deze

opstelling is nog groter dan die van systeem 1 omdat met een gedwongen aanzuiging wordt

gewerkt.



6.2.2.4 Derde mogelijkheid

Het blijkt dus niet evident te zijn om het recirculatiegas in het hoge druk deel van de inlaat tussen

buffervat en motor te brengen. Om deze redenen was een verandering van strategie nodig. In een

derde mogelijkheid wordt het recirculatiegas naar de aanzuigopening van de turbocompressor

gestuurd. Via een smoorklep dicht bij die aanzuigopening kan het EGR-percentage geregeld

worden.


Dit is zonder twijfel de goedkoopste oplossing. Alle benodigde onderdelen bleken hiervoor

beschikbaar in het labo. Bovendien is dit ook de eenvoudigste oplossing om te regelen. Het

volstaat de turbocompressor via een frequentieregelaar op een bepaald toerental in te stellen en

dan via de smoorklep het EGR-percentage te regelen. Hier stelt zich het geometrieprobleem van

de venturi zoals bij systeem 1 niet en ook een extra sturing zoals bij systeem 2 is niet nodig.

Hoewel dit systeem veel voordelen heeft, heeft het ook enkele belangrijke nadelen. Zoals eerder


al vermeld (zie 2.3) is het oxidatieproduct van waterstof, water. Wanneer waterdampdeel-

tjes, aangezogen door de turbocompressor, gaan condenseren tot druppeltjes, kunnen deze zeer

nadelig zijn voor de goede werking van die compressor. De propellor van de compressor draait

immers aan een zeer hoge snelheid (tot 40000 tpm [23]). Wanneer de schoepen dan in aanraking

komen met deze waterdruppeltjes kan erosie van de schoepen optreden wat de compressor zwaar

zou kunnen beschadigen. Een oplossing voor dit probleem zou er kunnen in bestaan om een wat-

erafscheider (vb. cycloonafscheider) te plaatsen voor de aanzuigopening van de turbocompressor.

Doch het verwijderen van water uit het recirculatiegas is nefast voor een goede EGR-werking

(warmtecapaciteit zie Hoofdstuk 4). Niettegenstaande deze nadelen werd, in eerste instantie,

toch voor deze opstelling gekozen.

6.2.2.5 Vierde mogelijkheid

Om het belangrijke nadeel van systeem 3, namelijk de erosie van de schoepen, te verhelpen,

werd nog een vierde systeem bedacht. Het betreft een systeem waar een venturi geplaatst wordt

stroomafwaarts van de turbocompressor maar nog voor het buffervat. Vermits de pulsaties in de

inlaat door het buffervat opgevangen worden, bestaat er in dit gedeelte een stationaire stroming.

Door de venturi op deze plaats op te stellen zou er dus een constante onderdruk gegenereerd

worden die zorgt voor de aanzuiging van recirculatiegas.


Daar dit ontwerp een correcte dimensionering van de venturi vergt, werd besloten om voor een

eerste uitbouw van de proefstand uit te gaan van systeem 3. Het venturimodel wordt bestudeerd

in 6.2.3.3.


6.2.2.6 Ontwerp buffervat

Zoals eerder al opgemerkt (zie 6.2.1) moeten de nodige aanpassingen aan het gebruikte buffervat

voldoen aan bepaalde vereisten. Dit vat moet nog bruikbaar zijn voor proefopstelling met de

CFR-motor. Daarvoor werd een ontwerp gemaakt waarbij zowel atmosferische metingen als

metingen met oplading en uitlaatgasrecirculatie mogelijk zijn. Via het afsluiten van een klep

wordt de aanzuiglucht niet meer atmosferisch aangezogen, maar wordt nu via de compressor en

de intercooler lucht onder druk in het buffervat gestuurd. Wanneer men dan toch atmosferisch

wil werken is het voldoende van deze klep te openen en de kleppen van de leidingen van en naar

de compressor af te sluiten.

Figuur 6.6: Buffervat

6.2.3 Dimensionering

In wat vooraf ging werden enkele ruwe ontwerpen besproken. De voor- en nadelen werden ten

opzichte van elkaar afgewogen en er werd beslist om systeem 3 (zie 6.2.2.4) uit te bouwen. In

volgende paragrafen wordt de dimensionering van de componenten afzonderlijk besproken.


6.2.3.1 Compressor

Er werd gebruik gemaakt van de reeds in het labo beschikbare VORTECH V1 turbocompressor.

In eerste instantie bleek deze zwaar overgedimensioneerd te zijn vermits de compressor eerder

al gebruikt werd op de 7,4 liter GM motor [23]. Toch bleek bij het testen op de Audiproefstand,

met de motor in compressorwerking, dat de compressor toch een stabiele werking had bij de

gebruikte oplaaddrukken en debieten (zie tabel 6.12).

Relatieve oplaaddruk (bar) Relatieve tegendruk (bar) Aanzuigdebiet (Nm3/u)

0,2 0,13 27

0,4 0,27 30

0,6 0,39 33

Tabel 6.1: Oplaaddruk en aanzuigdebiet

6.2.3.2 Compressorsturing

De compressor wordt aangedreven via een inductiemotor (ACEC). Een riemoverbrenging zorgt

voor de gewenste overbrengingsverhouding. De kenplaat van de inductiemotor wordt in tabel

6.2 weergegeven. De inductiemotor wordt gestuurd door een invertor van het type UMV2301

van Leroy Somer. Bij gebruik van de motor bij nominale waarden (1500 tpm) kon slechts een

oplaaddruk van 0,2 bar bereikt worden. Het is duidelijk dat het toerental diende opgedreven te

worden. Een simpele berekening toont aan dat de gebruikte machine 2 poolparen heeft.

Nm =60 f

Np⇒ Np =

60 f

Nm= 2 poolparen (6.1)

U 220V/380V f 50 Hz

P 20 kW N 1500 tpm

Tabel 6.2: Kenplaat inductiemotor

Er bleek nog eenzelfde type machine te bestaan geschikt voor een nominaal toerental van 3000

tpm. Een machine met dus slechts een poolpaar. Vermits de machine mechanisch identiek is

(mits het extra poolpaar), kan de machine met 2 poolparen dus zeker een toerental van 30002Voor de betekenis van de relatieve tegendruk zie 6.2.3.3


tpm aan. Volgens experts (vakgroep Elektrische Energie, Systemen en Automatisering UGent)

zou de motor zelf tot driemaal de nominale snelheid moeten aankunnen. Bij het sturen van de

motor met een frequentie van 120Hz (3600 tpm) kon een oplaaddruk van 0,6 bar bereikt worden.

Rekening houdende met voorgaande stelling wordt verwacht dat ook een oplaaddruk van 0,8 bar

tot de mogelijkheden behoort, voor zover dit nog binnen de stabiele werking van de compressor

valt.

6.2.3.3 Venturi

Daar het ook nog de bedoeling was om het vierde systeem te testen (zie 6.2.2.5) werd uitgegaan

van het klassieke turbosysteem waarbij de compressor aangedreven wordt door een turbine in

de uitlaat. Zo ontstaat een tegendruk in de uitlaat, stroomopwaarts van de turbine, welke

bevorderlijk is voor de aanzuiging van recirculatiegas. Deze tegendruk kan eenvoudig berekend

worden met behoud van arbeid.

Figuur 6.7: Turbo oplading

Het vermogen geleverd door de turbine wordt gegeven door:

Pt = muitlaat.wt.ηT .ηmt (6.2)

Met als arbeid:

wt = cp,gas.T3.

1−(

p4

p3

)κgas−1

κgas

(6.3)


Het vermogen dat de compressor dient te leveren is:

Pc = minlaat.wc.1ηC

.1

ηmc(6.4)

Met als compressorarbeid:

wc = cp,lucht.T1.

1−(

p2

p1

)κlucht−1

κlucht

(6.5)

Gelijkstellen van (6.1) en (6.3) geeft met (6.2) en (6.4):

muitlaat

minlaat.ηT .ηC .ηmt.ηmc.

T3

T1=

cp,lucht.

[(p2

p1

)κlucht−1

κlucht

]

cp,gas.

[(p4

p3

)κgas−1

κgas

] (6.6)

Met:

• Pt=turbinevermogen

• Pc=compressorvermogen

• wt=specifieke turbine-arbeid

• wc=specifieke compressorarbeid

• cp,lucht=1004,5 J/kg.K

• cp,gas=1210,4 J/kg.K [14]

• ηT =isentropisch rendement van de turbine

• ηC=isentropisch rendement van de compressor

• ηmt=mechanisch rendement turbine

• ηmc=mechanisch rendement compressor


• ηT .ηC .ηmt.ηmc = 0, 5563.

Na voldoende metingen op de proefstand onder atmosferische werking en rekening houden met

de oplading werd T3 = 500◦C gekozen. Blowby werd verwaarloosd en de verhouding van de

massadebieten werd bijgevolg gelijk aan 1 gekozen.

De tegendrukken horend bij de corresponderende oplaaddrukken worden weergegeven in tabel

6.1.

De bedoeling van het venturi-ontwerp was een eerste prototype te maken. Op die manier zou de

opstelling besproken in 6.2.2.5 op functionaliteit getest kunnen worden. Het was dus helemaal

niet de bedoeling een grondige studie te doen op gebied van optimalisatie van de venturi. Daarom

werd, via eenvoudige berekeningen, tot een eerste model gekomen:

Figuur 6.8: Berekening venturi

Bernoulli:v2

2+

p

ρ= constant⇒ v2

1

2+

p1

ρ1=

v22

2+

p2

ρ2(6.7)

Uit de betrekkingen voor stationaire samendrukbare fluıda volgt:

M =v√

γRT(6.8)

A∗A1

= M1

(γ + 1

2 + (γ − 1)M21

) 12+ 1

γ−1

(6.9)

3Deze waarde is afhankelijk van de keuze van de compressor en turbine. Ze werd gekozen aan de hand van een

gelijkaardige opstelling [14]


A∗A2

= M2

(γ + 1

2 + (γ − 1)M22

) 12+ 1

γ−1

(6.10)

p2 = p1

(1 + 1

2(γ − 1)M21

1 + 12(γ − 1)M2

2

) γγ−1

(6.11)

Waarbij p1 de oplaaddruk is, p2 de onderdruk in de kleinste sectie, A1 de grootste sectie, A2 de

kleinste sectie, A∗ de kritische sectie en Q het aanzuigdebiet.

Als diameter van de grootste sectie van de venturi werd de binnendiameter van de aanzuigbuis,

bevestigd aan het buffervat (zie figuur 6.6), genomen. Deze bedraagt 6 cm. Om het ladingsverlies

in de venturi te beperken werd de oppervlakteverhouding niet kleiner genomen dan 0,10 [18].

Via bovenstaande berekeningen werden de waarden in tabel 6.3 bekomen.

Oplaaddruk p1 (bar) 1, 200 1, 400

Omgevingstemperatuur T1 (◦C) 20 20

EGR temperatuur T3 (◦C) 35 35

Venturi onderdruk p2 (bar) 1, 195 1, 393

Turbine tegendruk p3 (bar) 1, 133 1, 271

Tabel 6.3: Resultaat venturi

Dit systeem wordt gebruikt bij heavy duty dieselmotoren. Hier is gebleken dat er niet genoeg

onderdruk kan gecreeerd worden om een positieve drukval te krijgen over het EGR-kanaal en de

venturi. Bijgevolg kan geen aanzuiging ontstaan van uitlaatgassen. Het geringe debiet van de

eencilindermotor laat niet toe om een voldoende onderdruk in de venturi te realiseren.

6.2.3.4 Intercooler

Omdat de temperatuur na de turbocompressor aanzienlijk kan oplopen, werd er een koeler

geplaatst tussen compressor en buffervat. Metingen van de luchttemperatuur na compressie

hebben uitgewezen dat de lucht tot 50◦C kan stijgen. Dit waarschijnlijk in de hand gewerkt

door het gebruik van de compressor in een gebied van slecht rendement. Aanvankelijk werd

geopteerd om de warmtewisselaar zelf te maken. Het bleek evenwel niet nodig de intercooler

zelf te fabriceren aangezien de koeler van de proefstand met de GM motor kon gebruikt worden.

Dit is een ’shell & tube’-warmtewisselaar van het type FC120-1044-3 van Bowman (zie figuur


6.9). Het is in principe een oliekoeler, geschikt voor oliekoeling in hydraulische installaties,

automatische transmissies en motorolie. Als koelvloeistof dient water gebruikt te worden.

Figuur 6.9: Oliekoeler Bowman

Max. oliedebiet (l/min.) 100

Max. waterdebiet (l/min.) 300

Intern olievolume (l) 1,50

Intern watervolume (l) 1,06

massa (kg) 6,6

A (mm) 482

B (mm) 300

C (mm) 288

Tabel 6.4: Oliekoeler afmetingen

6.2.3.5 EGR-koeler

De koeler in de EGR-kring kan op dezelfde manier berekend worden als in 6.2.3.4. Daar de

temperatuursval over het buizensysteem van de recirculatiekring vooraf niet goed kon worden

ingeschat, werd besloten om met de dimensionering van deze koeler te wachten. Dit om het risico

op een overdimensionering, zoals op de CFR-proefstand, te vermijden. Bij het testdraaien van


de motor kan dan de nodige data (temperaturen) over de recirculatiebuizen opgemeten worden,

waardoor de dimensionering van de EGR-koeler optimaal kan gebeuren.

6.2.4 Uiteindelijke proefstand

De uiteindelijke proefstand die voorzien is van oplading en EGR wordt schematisch afgebeeld

in figuur 6.10.

Figuur 6.10: Uiteindelijke proefstand

Hoofdstuk 7

Meetresultaten

7.1 Metingen met open gasklep

7.1.1 Doel

Een van de grootste uitvinding van deze eeuw is ongetwijfeld de pc. Ze heeft een grote impact

gehad op onze samenleving en dat heeft ze nog altijd. Ook bij ontwikkeling van motoren wordt

de pc intensief ingezet. Waar vroeger alle data werd verzameld door metingen op zeer dure test-

banken, wordt nu meer en meer gebruik gemaakt van softwarematige simulatie programma’s.

Echter, om simulatiemodellen te creeren, is het noodzakelijk data te verzamelen uit experimen-

ten. Het doel van de metingen in dit hoofdstuk is het verzamelen van zoveel mogelijk data

waaruit dan de simulatieparameters kunnen geextrudeerd worden, zodanig dat de simulatie zo

dicht mogelijk aanleunt bij de werkelijkheid.

Wegens de brede ontstekingsgrenzen bij gebruik van waterstof in vonkontstekingsmotoren, is het

mogelijk om zonder gasklep te werken en het vermogen te regelen via de rijkheid van het lucht-

waterstof mengsel. Zo wordt het ladingsverlies over de gasklep vermeden. Echter, bij zeer arme

mengsels kan het zijn dat de verbranding van waterstof niet meer optimaal verloopt. Een reeks

metingen met gasklepregeling moet uitmaken of het in bepaalde omstandigheden niet beter is

om toch een gasklepregeling toe te passen.

7.1.2 Meetstrategie

Er werden verschillende reeksen metingen uitgevoerd en wel op de volgende manier. Het toerental

werd gevarieerd van 1500 tpm tot 4000 tpm om dan terug naar 1500 tpm te gaan met een interval

50

HOOFDSTUK 7. MEETRESULTATEN 51

van 500 tpm. Er werd gestart bij een lambdawaarde ver voorbij de backfiregrens (λ = 2) om zo

armer en armer te werken met een interval van 0,25 tot het punt waar het effectief vermogen

nagenoeg nihil werd. Daarna werd voorzichtig rijker gewerkt tot aan de backfiregrens.

Het ontstekingstijdstip werd voor elk instelpunt ingesteld volgens de MBT timing. Dit is het

ontstekingstijdstip waarbij de voorontsteking zo klein mogelijk gehouden wordt op een zodanige

wijze dat het koppel maximaal blijft en de NOx uitstoot sterk gereduceerd wordt. In onder-

staande theoretische figuur is dit ontstekingspunt duidelijk te zien.

Figuur 7.1: Principe van Minimum spark advance fot Best Torque

Tot slot werd het einde van de injectieduur ingesteld op 180 ◦kh, de DAQ-resolutie op 0,25 ◦kh

en met deze resolutie werd het maximaal mogelijk1 aantal cycli per instelpunt opgemeten.

Het dient nog vermeld te worden dat voor iedere meting de COV (coefficient of variation) werd

bepaald. Dit op basis van de gemiddelde geındiceerde druk over het aantal cycli.

COV =σIMEP

IMEP.100% (7.1)

met:1Beperkt door het gebruikte data acquisitieprogramma op 91


σIMEP =

√√√√ 91∑i=1

(IMEPi − IMEP )2 (7.2)

Waarin IMEPi de gemiddelde geındiceerde druk is van cyclus i. IMEP is de gemiddelde

geındiceerde druk uitgemiddeld over al de cycli en σIMEP is de standaardafwijking op de IMEP.

De COV is een maat voor de cyclische variatie, en dus de stabiliteit, van de verbranding. Een

te hoge COV-waarde geeft geen stabiele werking. Er treedt veel variatie op bij de geındiceerde

drukken waardoor er geen constant koppel kan aangehouden worden en er treden ook fluctuaties

op in het toerental. Als criterium wordt een COV van maximaal 10 % toegelaten. Immers, een

COV groter dan deze waarde duidt meestal op een slechte werking, mogelijks door verkeerdelijk

ingestelde parameters zoals ontstekingstiming of op kloppen, gloeionsteking e.d. Voor rijke

(dicht bij λ = 1) mengsels is het mogelijk om lage COVIMEP -waarden te bereiken bij externe

mengselvorming. Voor armere mengsels (λ > 3) zal de COVIMEP vrij aanzienlijk toenemen.

Dit komt door de lage vlamsnelheid en ook door de lagere realiseerbare IMEP.

7.1.3 Koppelverloop

Wanneer men het koppel uitzet in functie van het toerental bij een bepaalde lambdawaarde (hier

λ = 1, 5) dan ziet men een duidelijke dip in het koppelverloop, van de eencilinder Audimotor,

in de buurt van 3500 tpm. Dit uit zich dan uiteraard ook in een vermogenval rond hetzelfde

toerental.

Figuur 7.2: Me en Pe i.f.v. toerental bij lambda 1,5


Wanneer het aanzuigdebiet in een grafiek uitgezet wordt in functie van het toerental, dan ziet

men ook hier een dip optreden rond 3500 tpm.

Figuur 7.3: Debiet i.f.v. toerental

Hieruit kan dus besloten worden dat het koppelverlies het gevolg is van de geometrie van het

inlaatgedeelte. Dit wordt nogmaals bevestigd door een simulatie van de proefstand (zie hoofd-

stuk 8). Het samenspel van druk- en expansiegolven in het inlaatkanaal zorgt ervoor dat er

in de omgeving van 3500 tpm een slechte cilindervulling optreedt. Minder lucht in de cilinder

betekent, bij constante lambdawaarde, ook minder brandstofinjectie (H2). Dit heeft dan als

gevolg dat de arbeid per werkslag minder is wat dan weer resulteert in een vermindering van het

koppel. De slechte cilindervulling kan men ook zien op de opgenomen drukdiagrammen van de

inlaatdruk (figuur 7.4 en figuur 7.5). Hieronder is de inlaatdruk bij 3000 tpm en bij 3500 tpm

te zien, allebei bij λ = 1, 5. Er is duidelijk een groot verschil te zien bij de twee diagrammen. In

het diagram bij 3000 tpm ziet men, dat wanneer de inlaatklep opent (713◦kh) de druk initieel

daalt, als gevolg van het aanzuigeffect, waarna de druk zich terug stabiliseert.

Ook op het diagram van 3500 tpm is de drukdaling als gevolg van het aanzuigeffect te zien.

Doch in plaats van terug te stabiliseren blijft de onderdruk in de inlaat voor een groot deel van

de inlaatslag hangen. Deze onderdruk zorgt ervoor dat de cilinder niet optimaal gevuld kan

worden.


Figuur 7.4: Inlaatdrukverloop N=3000 tpm λ = 1, 5

Figuur 7.5: Inlaatdrukverloop N=3500 tpm lambda=1,5


7.1.4 Effect van de voorontsteking

Zoals in 7.1.2 al werd vermeld werd de voorontsteking ingesteld volgens de MBT timing. De

grootste reden waarom voor deze ontstekingsstrategie gekozen is, is de gunstige invloed op de

NOx uitstoot. Op onderstaande opgemeten karakteristiek is te zien hoe de uitstoot van NOx

vermindert naarmate de voorontsteking kleiner wordt. Het MBT ontstekingstijdstip bedraagt

hier 1, 9◦kh voorontsteking. Indien de voorontsteking nog kleiner genomen wordt vermindert de

NOx uitstoot nog meer, maar dan begint het koppel te zakken en resulteert dit in een verlies

van vermogen.

Figuur 7.6: Opgemeten MBT curve bij lambda=1,5 en N=2000 tpm

Opvallend aan deze karakteristiek is ook het verloop van de temperatuur van het uitlaatgas.

Naarmate de voorontsteking kleiner wordt, neemt de temperatuur van het uitlaatgas toe. Dit

niet alleen in het gebied waar het koppel begint af te nemen, maar ook in het gebied met

constant koppel (Me), waar dus het effectief rendement (ηe) constant is (voor QH2 vast). Dit is

eerder logisch. Bij een later ontstekingstijdstip heeft de motor (cilinderwanden, cilinderzuiger,

...) minder tijd om warmte op te nemen die vrijkomt uit de verbranding van waterstof. Dit

verschil in warmte wordt dan via het uitlaatgas weggevoerd. Omdat er minder warmte door de

cilinder en cilinderonderdelen wordt opgenomen is er ook een vermindering van het optreden van

’hot spots’. Dit heeft dan het gunstige gevolg dat de kans op kloppen, pre-ignition en backfire,

kortom het optreden van onregelmatige verbranding, verminderd wordt. M.a.w. door gebruik

te maken van de MBT timing krijgt men een gunstigere backfiregrens waardoor rijkere mengsels


kunnen gebruikt worden. Bij het gegeven voorbeeld (λ = 1, 5;N = 2000) trad onregelmatige

verbranding (tikkend geluid) op voor een voorontsteking groter dan 12, 8◦kh.

Indien nu bij een specifieke lambdawaarde, de voorontsteking in functie van het toerental uitgezet

wordt, dan ziet men een duidelijk stijgend verloop (figuur 7.7). M.a.w. bij een hoger toerental zal

men vroeger moeten ontsteken. De reden hiervoor is dat de verbrandingssnelheid wel afhankelijk

is van het toerental, maar minder dan evenredig2.

Figuur 7.7: VO i.f.v. toerental (lambda=2)

Merk hier op dat het dipje dat optrad in het koppelverloop (zie 7.1.3) ook te zien is in de

voorontsteking.

Interessanter is de voorontsteking in functie van de lambdawaarde in figuur 7.8 afgebeeld voor

verschillende toerentallen.

De verbrandingssnelheid en dus de ontstekingstiming is functie van de rijkheid [22] (zie figuur

7.11). Hoe rijker het gebruikte mengsel, hoe korter de verbrandingsduur. Daardoor wordt de

voorontsteking dus kleiner naarmate lambda dichter naar 1 nadert. In figuur 7.8 wordt de voor-

ontsteking in functie van de rijkheid voor verschillende toerentallen weergegeven. Hier ziet men

ook de hogere waarde van de voorontsteking bij hogere toerentallen. Het dipje in het koppelver-

loop (zie 7.1.3) uit zich hier in de curve van N=3500 tpm die lager ligt dan de curve van N=3000

tpm. Nog een opvallend fenomeen is het convergerend verloop van de voorontstekingskarakter-

istieken naarmate de rijkheid toeneemt. Bij hoge lambdawaarden ligt de voorontsteking voor2Een hoger toerental verhoogt het turbulentieniveau. Een hoger turbulentieniveau bevordert de vlamsnelheid

[9]


Figuur 7.8: VO i.f.v. lambda

de verschillende toerentallen ver uiteen terwijl dit bij een lambdawaarde dicht bij de eenheid

niet meer het geval is. Hieruit kan men afleiden dat de verbrandingssnelheid van waterstofgas

meer dan evenredig toeneemt met de rijkheid. Bij lambdawaarden dicht bij de eenheid is de

verbrandingssnelheid danig groot dat een verschil in toerental weinig invloed zal hebben op de

voorontsteking.

7.1.5 NOx-uitstoot

De NOx-uitstoot is het hoogst bij rijkere mengsels (kleine λ-waarden). Figuur 7.9 toont dit

duidelijk aan. De oorzaak hiervan is dat bij rijkere mengsels de verbrandingstemperatuur hoog

oploopt wat de vormingsreactie voor stikstofoxiden bevordert.

Er is ook te zien dat de NOx-uitstoot beduidend lager is bij hogere toerentallen. Een verklaring

hiervoor moet gezocht worden in de beschikbare reactietijd voor NOx-vorming. Bij hogere

toerentallen is de cyclustijd lager waardoor er minder tijd beschikbaar is voor de binding van

stikstof met zuurstof. Dit resulteert in een lagere stikstofoxidenconcentratie in de uitlaatgassen.

NOx-vorming wordt dus door volgende parameters beınvloed:

• De rijkheid die zorgt voor de thermische drempel om de NOx-reactie te kunnen laten

doorgaan.

• De beschikbare tijd voor NOx-vorming.


Figuur 7.9: NOx i.f.v. lambda

• De O2-concentratie3.

7.1.6 Verbrandingssnelheid van waterstof

Het verband tussen de verbrandingssnelheid en de rijkheid van een mengsel kan uit het cu-

mulatief verbrandingsverloop4 gehaald worden. Deze kan berekend worden met behulp van de

energiebalans [24].

u0 + hu = u(α) +∫ α

0dWi + qg(α) + qw(α) (7.3)

waarbij dat

• u0 : inwendige energie van het mengsel op het einde van de compressie

• hu : verbrandingswarmte van de brandstof

• u(α) : inwendige energie van de rookgassen

•∫ α0 dWi : arbeid door de rookgassen verricht sinds het ontstekingsogenblik

• qw(α) : warmte afgevoerd door de wanden van de verbrandingskamer3De NOx-concentratie piekt rond λ = 1, 2, dit ten gevolge van het evenwicht tussen het beschikbare zuurstof-

verloop en de stijgende cilindertemperatuur (zie figuur 2.4). Dit kon hier helaas niet aangetoond worden wegens

beperking in rijkheid door gloeiontsteking en backfire.4Ook wel ’heat release’ genoemd of de warmte vrijgesteld door verbranding in functie van de stand van de

krukas.


• qg(α) : energie in het nog onverbrande deel van de brandstof

Voor de berekening van de warmteafvoer door de wanden van de verbrandingskamer wordt

gebuik gemaakt van de formule van Eichelberg. Hierbij wordt de gemiddelde wandtemperatuur

op 500 K gesteld.

qw(α) =8, 873, 6

3√

cm

√pc(α)T (α)F (α) [T (α)− Tw] (7.4)

waarbij dat

• cm : de gemiddelde zuigersnelheid in m/s

• pc : de cilinderdruk in bar

• T : de cilindertemperatuur in K

• Tw : de gemiddelde wandtemperatuur in K

• F : de wandoppervlakte van de verbrandingskamer in m2

Hieruit is het dan mogelijk om de gecumuleerde warmteafvoer te berekenen met:

qw(α) =∫ α

0Qwdt = qw(α−∆α) +

12

[Qw(α) + Qw(α−∆α)]∆t (7.5)

Op basis van de bekomen curves kan men de verschillende krukhoeken bepalen waar respec-

tievelijk 10%, 50% en 90% van de massa waterstof verbrand is. Dit is aangegeven op figuur 7.10.

Let wel, het gebruikte model voor de warmtevrijstelling is vrij eenvoudig zodat de bekomen

waarden enkel kwalitatief geldig zijn.

Indien men nu dit principe toepast voor een vast toerental bij verschillende lambda-waarden

krijgt men figuur 7.11. Hieruit blijkt duidelijk dat de verbrandingssnelheid toeneemt in functie

van de rijkheid. Hoe hoger de λ-waarde, hoe sneller het mengsel zal verbranden.

7.1.7 Na-ontsteking bij rijke mengsels

Een interessant fenomeen dat optreedt bij het gebruik van waterstof in vonkontstekingsmotoren

is de ontstekingstiming bij rijke mengsels. Nog steeds gebruik makend van de MBT-timing, blijkt

dat er, in plaats van met voorontsteking, met na-ontsteking kan gewerkt worden. Bovendien is


Figuur 7.10: Mass Fraction Burned i.f.v. krukhoek

Figuur 7.11: Verbrandingssnelheid i.f.v. lambda (10% - 50% MFB)


Figuur 7.12: Ontstekingstiming bij λ = 1, 25

dit mogelijk zonder verlies van koppel. Zou men dit bij gebruik van fossiele brandstoffen doen,

dan zou dit gepaard gaan met sterk koppelverlies.

Het gevolg van deze na-ontsteking is dat er al gedurende een paar graden krukhoek expan-

sie optreedt, namelijk vanaf het BDP tot aan het ontstekingstijdstip. In figuur 7.13(a) wordt

de cilinderdruk weergegeven bij een toerental van 2500 tpm. Figuur 7.13(b) geeft dit expan-

siegedeelte uitvergroot weer.

(a) (b)

Figuur 7.13: Cilinderdruk N=2500 tpm lambda=1,25

Merk op dat de expansie zich ook nog na het ontstekingsogenblik(IT) verder manifesteert. Dit


komt omdat er een zekere vertraging is tussen het moment van ontsteking en de drukverhoging

ten gevolge van verbranding van waterstof. Dit is de reden waarom er normaal gezien zeker met

een minimale voorontsteking moet gewerkt worden. Kijkt men naar het pV-diagram, dan ziet

men, bij gebruik van na-ontsteking, een negatieve lus optreden. Deze insinueert een vermindering

van de geındiceerde arbeid (Wi). Deze lus wordt immers van de totale oppervlakte van het pV-

diagram afgetrokken. Een nog belangrijkere reden die de arbeidsvermindering als gevolg heeft,

is het feit dat de drukverhoging in de cilinder, bij een goede voorontstekingstiming, theoretisch

volgens de rode lijn (zie figuur 7.14) zou lopen. Dit zou een vergroting van de positieve lus, in

het pV-diagram, betekenen.

Figuur 7.14: pV-diagram bij lambda=1,25; N=2500 tpm met na-ontsteking

Indien gekeken wordt naar de arbeid per cyclus, dan kan men zien dat er slechts een verwaar-

loosbaar verschil is5.

Ontsteking VO (2◦kh) VO (−4◦kh)

Wi[J/cyclus] 270,85 268,38

Tabel 7.1: Arbeid per cyclus

Dit betekent dus dat de netto oppervlakte (d.i. positieve lus - negatieve lus) gelijk moet zijn.5Deze metingen werden niet op dezelfde dag gedaan. Er was een druk en temperatuurverschil. Rekening

houdend hiermee mag dit verschil verwaarloosd worden.


Worden de twee ontstekingsstrategieen nu met elkaar vergeleken dan ziet men in het pV-diagram

inderdaad de meer isochore verbranding bij voorontsteking en de hogere maximale druk. Bij

na-ontsteking is de verbranding totaal niet isochoor meer vermits de zuiger al naar het onderste

dode punt beweegt en bijgevolg het volume boven de zuiger vergroot.

Figuur 7.15: VO vs. NO bij lambda=1,25 N=2500 tpm

Op het eerste zicht zou men denken dat er een belangrijk verlies is in oppervlakte van de positieve

lus. Doch bij nadere inspectie is te zien dat de expansie bij na-ontsteking zich bij hogere druk

manifesteert. Op deze manier wordt het verschil in oppervlakte door de isochore verbranding

bij VO gecompenseerd. Dit is duidelijker te zien in een log(p,V)-diagram (zie figuur 7.16).

De expansie gebeurt bijgevolg op hogere temperatuur.

De reden van de hogere uitlaatgastemperatuur bij na-ontsteking, te zien in figuur 7.17, is dus

tweeledig:

• De verminderde warmte-overdracht ten gevolge van het kortere tijdsverloop tussen ontste-

king en het openen van de uitlaatklep.

• De expansie gebeurt op hogere temperatuur.

Tijdens de opname van de metingen viel op hoe ’zacht’ de motor draaide. Dit kan verklaard

worden door naar de cilinderdrukken te kijken en deze bij voorontsteking en na-ontsteking te


Figuur 7.16: log(p,V)-diagram lambda=1,25 N=2500 tpm

Figuur 7.17: Tuitlaat bij lambda=1,25


vergelijken. Op figuur 7.18 is dit gedaan voor 2500 tpm. Daarop is te zien dat de maximale

cilinderdruk bij voorontsteking een grootte-orde 10 bar groter is dan bij na-ontsteking.

Figuur 7.18: Cilinderdruk λ = 1, 25 N=2500 tpm

Ook de COV wordt beınvloed door het ontstekingstijdstip. Op figuur 7.19 wordt de COV in

functie van het toerental weergegeven voor na-ontsteking en voorontsteking. Enkel bij 3500 tpm

blijkt de COV beduidend groter te zijn bij na-ontsteking. Dit is echter het toerental waarbij

er een slechte cilindervulling heerst (zie 7.1.3) en is bijgevolg niet representatief. Er kan dus

besloten worden dat de COV lager is bij na-ontsteking.

Figuur 7.19: COV bij VO en NO


Bij het bekijken van de heat release (hier bij na-ontsteking) komt de snelle verbranding van

watersof bij rijk mengsel duidelijk naar voor. Na 20◦kh is praktisch 83% van de energie vrijgesteld

in de cilinder.

Figuur 7.20: Boven: Cilinderdrukverloop voor na-ontsteking bij N=3000tpm. Onder: Correspon-

derende heat release voor λ=1,25 en N=3000tpm

Het toepassen van na-ontsteking bij rijke mengsels H2-lucht heeft dus volgende voordelen:

• Er treedt geen vermogenverlies op.

• De NOx-vorming vermindert als gevolg van de lagere piekcilindertemperatuur.

• Backfire wordt uitgesteld, men kan λ-waarden dichter bij 1 bereiken.

• De motor draait zachter en er is minder slijtage als gevolg van de lagere cilinderdrukken.

• De COV-waarde is lager en dus de verbranding stabieler.


7.2 Gasklepregeling

7.2.1 Doel

De mogelijkheid om het vermogen te regelen via de rijkheid van het lucht-waterstof mengsel werd

uitvoerig besproken in 7.1. Het grote voordeel hierbij is de verbeterde vulling van de cilinder

wegens afwezigheid van ladingsverliezen over een gasklep. Doch bij zeer arme mengsels bereikt

de COV een hoge waarde. Er is dan veel variatie bij de verbranding tussen de cycli onderling en

deze is dus niet meer optimaal. Bovendien wordt het mechanisch rendement bij arme mengsels

zeer klein omdat een groot deel van het geleverde vermogen opgaat in wrijvingsverliezen (lagers,

zuigerveren, ...)

Het doel van dit onderdeel is nu een optimale regelstrategie op te stellen voor het ganse wer-

kingsgebied van de motor. Met andere woorden, er dient uitgezocht te worden of het in bepaalde

omstandigheden toch niet beter is om gebruik te maken van een gasklep. Hiervoor worden de

volgende parameters in detail bestudeerd:

• Geındiceerd rendement

• Effectief rendement

• Mechanisch rendement

• COV-waarde

• Onverbrand H2

7.2.2 Meetstrategie

In principe is de methode van de gasklep het interessantst om te bekijken bij nullast ook wel

’ralenti’ genoemd [15]. Bij deze proefstand wordt gewerkt met een eencilindermotor gekoppeld

aan een motor/generator (motor bij het starten; generator bij belasten) waardoor het ’ralenti’-

principe niet kan toegepast worden. Er moet een minimale λ-waarde aangehouden worden om

nog koppel te leveren. De opzet voor de metingen met gasklepregeling werd daarom aangepast.

Daar het sowieso niet relevant is om met de gasklep te werken bij rijke mengsels, wegens de

slechtere vullingsgraad ten gevolge van de drukval over de gasklep, werden metingen gedaan

vanaf λ = 2 naar het arme gebied toe. Het toerental werd gevarieerd van 1500 tpm tot 2500 tpm.


Bij hogere toerentallen heeft het toch geen zin meer om met de gasklep te werken aangezien

de drukval over de gasklep groter wordt naarmate het aanzuigdebiet groter wordt en dus de

cilindervulling meer benadeeld wordt. Bij constant toerental werd de gasklep ingesteld zodanig

dat er metingen konden verricht worden bij respectievelijk 75%, 50% en 25% van het vermogen

bij open gasklep. Opnieuw werd er voor elk meetpunt een gasanalyse gedaan en werden er

drukdiagrammen genomen. Net zoals in 7.1.2 werd het ontstekingsogenblik ingesteld volgens de

MBT timing, de injectieduur op 180 ◦kh en de DAQ-resolutie op 0,25 ◦kh.

7.2.3 Resultaten

Voor de interpretatie van de resultaten werd volgende redenering toegepast. Eerst en vooral

werd gekeken naar de metingen met open gasklep. Bij een vast toerental werd gekeken naar het

beschikbaar koppel. De rendementen werden vergeleken met de metingen met gasklep voor

hetzelfde toerental en koppel. De verschillende strategieen werden dus bij gelijk vermogen

vergeleken. Dit heeft voor gevolg dat de lambdawaarden bij gasklepregeling kleiner zijn dan

bij de open gasklepregeling. Een voorbeeld wordt gegeven in tabel 7.2.

toerental (tpm) koppel (Nm) λ-waarde

zonder gasklep 1500 5,3 3,25

met gasklep (75%) 1500 5,3 2,75

Tabel 7.2: Invloed gasklep

7.2.3.1 Geındiceerd rendement

Het geındiceerd rendement is de verhouding van de arbeid Wi, geleverd door de werkelijke

kringloop per werkslag, tot de verbrandingsenergie, bevat in de lading die de kringloop beschrijft

[13].

ηi =Wi

a Hu(7.6)

Het geındiceerd rendement is bijna over gans het koppelverloop slechter bij gasklepregeling. Hoe

meer de gasklep gesloten is, hoe slechter het geındiceerd rendement (zie figuur 7.21). Dit is ook

logisch aangezien het gebruik van de gasklep een slechtere vulling geeft.


Figuur 7.21: Geındiceerd rendement bij N=1500 tpm

Bij een hoger toerental is het geındiceerd rendement zelf beduidend lager bij gasklepregeling.

Zoals reeds vermeld is dit het gevolg van het grotere aanzuigdebiet en dus de grotere drukval

over de gasklep.

Figuur 7.22: Geındiceerd rendement bij N=2500 tpm

7.2.3.2 Effectief rendement

Het belangrijkste is nog altijd het effectief rendement vermits dit een weergave geeft van de

optimale benuttiging van de beschikbare energie uit de brandstof (H2). Het effectief rendement

is dan ook de verhouding van het remvermogen tot de in de verbruikte brandstof aanwezige


verbrandingsenergie [13].

ηe =Pe 3600B Hu

(7.7)

In figuur 7.23 is te zien dat voor lage toerentallen het effectief rendement over gans het kop-

pelverloop lager is voor gasklepregeling dan voor open gasklep.

Figuur 7.23: Effectief rendement bij N=1500 tpm

Bij hogere toerentallen ligt het effectief rendement bij gasklepregeling evenwel dichter bij de

methode van open gasklep, doch ze is nog altijd lager.

7.2.3.3 Mechanisch rendement

Het mechanisch rendement is de verhouding van het effectief vermogen, tot het effectief vermogen

plus het mechanisch verliesvermogen [13].

ηm =Pe

Pi=

ηe

ηi(7.8)

Met:

Pi = Pe + Pm (7.9)


Figuur 7.24: Effectief rendement bij N=2500 tpm

Pe wordt bepaald uit het opgemeten koppel en toerental, Pi wordt bepaald uit de indicatordia-

grammen.

In figuur 7.25 wordt het mechanische rendement uitgezet in functie van het koppel voor 1500 tpm.

Dit voor zowel open gasklep als voor regeling met gasklep. Er is te zien dat het mechanisch ren-

dement een relatief vlak verloop heeft over het koppelgebied. Tussen de twee werkingsstrategien

onderling is niet meteen een significant verschil op te merken. Wat wel kan gezegd worden is dat

naarmate de gasklep meer sluit (hogere λ-waarde), het mechanisch rendement bij lage koppels

verbetert.

Figuur 7.25: Mechanisch rendement bij N=1500 tpm


Kijkt men nu naar hogere toerentallen (figuur 7.26) dan heeft het mechanisch rendement een

steiler verloop. De gasklepregeling geeft een beter mechanisch rendement bij lage koppels waarbij

de gasklep op 50% regeling het beste resultaat geeft. Bij hogere koppels is dit, zoals verwacht,

niet meer het geval.

Figuur 7.26: Mechanisch rendement bij N=2500 tpm

7.2.3.4 COV-waarde

In figuren 7.27, 7.28 en 7.29 worden de COV-waarden bij respectievelijk 1500, 2000 en 2500 tpm

in functie van het koppel uitgezet. Wat ogenblikkelijk opvalt, is de dalende karakteristiek bij

open gasklepregeling. Dit is niet verwonderlijk aangezien met het koppel ook de rijkheid stijgt en

dus de verbranding stabieler wordt (zie 7.1.2). Verder is te zien dat een gasklepregeling op 75%

van het vermogen in alle drie de gevallen een slechtere stabiliteit met zich meebrengt. De COV

verbetert maar bij een gasklepregeling op 50% van het vermogen. De reden hiervoor is dat bij

de gasklepregeling op 75% de rijkheid nog niet voldoende is toegenomen om het destabiliserend

effect van de gasklep (door de slechtere cilindervulling) te compenseren. Bij een gasklepregeling

op 50% is dit wel het geval.

7.2.3.5 Onverbrand H2

Tot slot wordt nog het procentueel onverbrande waterstof bekeken (zie figuren 7.30, 7.31 en

7.32). Ook hier is er, bij de open gasklepregeling, een dalend verloop. Dit om dezelfde redenen

als het dalend verloop van de COV.


Figuur 7.27: COV bij 1500 tpm




Figuur 7.30: Onverbrand H2 bij 1500 tpm


Een opvallend verschil met de COV-karakteristieken is het verloop bij de gasklepregeling bij 75%

van het vermogen. Ondanks het feit dat de verbranding minder stabiel verloopt in vergelijk met

open gasklepregeling, is het percentage onverbrand H2 toch kleiner.



In figuur 7.33 wordt de COV en het percentage onverbrande H2 in functie van de gasklepstand

weergegeven bij 2000 tpm en een koppel van 6 Nm. Hierop is de initiele stijging van de COV-

waarde te zien. Dit terwijl het percentage onverbrande H2 een strikt dalend verloop kent. De

stijging in COV-waarde is natuurlijk wel beperkt, maar het valt op dat ze bij de drie toerentallen

optreedt (zie figuren 7.27, 7.28 en 7.29). Een mogelijke oorzaak van deze initıele stijging van de


COV-waarde zou de volgende kunnen zijn. Cyclische variaties in gasstroming (inlaatmengsel)

in de buurt van de elektroden van de bougie resulteren in variaties van de beweging van de

vlamkern gedurende zijn ontstaanfaze. Deze zorgen, bij verdere ontwikkeling van de vlam, voor

variatie in de interactie van het vlamfront met de cilinderwanden [9]. Bij beperkt gebruik van

de gasklep (hier 75%) kan deze het turbulentieniveau zodanig verhogen waardoor deze variaties

optreden, met als gevolg een hogere COV-waarde. Bij verder sluiten van de gasklep neemt het

stabiliserend effect van rijkheid de bovenhand.

Figuur 7.33: COV en onverbrand H2 bij N=2000 tpm Me=6 Nm

7.3 Besluit

Uit voorgaande bespreking is duidelijk dat de ontsteking best zo laat mogelijk gebeurt en wel

om volgende redenen:

• Door een zo laat mogelijke ontsteking is de piekcilindertemperatuur lager. Dit heeft een

gunstige invloed op de NOx-uitstoot. Bij een lagere cilindertemperatuur gaan er minder

stikstof-zuurstof reacties door.

• De lage piekcilindertemperatuur heeft ook een gunstige invloed op het backfire fenomeen.

De kans op het optreden van zogenaamde ’hot spots’ wordt sterk verminderd.

• De gunstigere backfiregrens zorgt ervoor dat er met rijkere mengsels kan gewerkt worden

wat dan weer resulteert in een groter vermogen.


• De zachtere ’loop’ van de motor wegens lager optredende maximale drukken.

Er is duidelijk opgemerkt dat de voorontsteking kleiner wordt naarmate de λ-waarde dichter

naar 1 nadert. Dit is een bewijs dat de verbrandingssnelheid van waterstof functie is van de

rijkheid. De verbrandingssnelheid blijkt bij waterstof zodanig groot te zijn dat er bij rijke

mengsels met na-onsteking kan gewerkt worden. En dit zonder vermogenverlies. Dit doet

insinueren dat bij rijkere mengsels de compressieverhouding van deze motor iets te groot is. Bij

een lagere compressieverhouding zal het warmteverlies naar de motor minder zijn waardoor de

het ontstekingstijdstip terug zal kunnen vervroegd worden.

Uit de metingen met gasklepregeling konden geen belangrijke voordelen gehaald worden op

gebied van rendementen die zouden aanwijzen om in een bepaald λ-gebied met de gasklep te

gaan werken. Het gebruik van de gasklep heeft het logische gevolg dat het geındiceerd rendement

iets lager wordt. Het mechanische rendement blijkt nagenoeg hetzelfde waardoor het effectief

rendement lager wordt6. Het dient hierbij wel opgemerkt te worden dat het hier om metingen

bij stationaire werking van een eencilindermotor gaat. Het is mogelijk dat het gebruik van

de gasklep bij dynamische werking (accelereren en afremmen) of bij een meercilindermotor wel

voordelen biedt.

Hoewel het gebruik van de gasklep bij deze proefstand bij een te rijk gebied gebeurde kon het

voordeel van de gasklepregeling op verbrandingsstabiliteit, bij arme mengsels, wel aangetoond

worden. Bij het sluiten van de gasklep steeg de COV in eerste instantie om daarna, bij verder

sluiten van de gasklep, tot een waarde lager dan die bij open gasklep te dalen. Deze verbran-

dingsstabiliteit uit zich ook in een daling van het onverbrande waterstof.

6Deze redenering geldt bij constant toerental en koppel, dus constant vermogen.

Hoofdstuk 8

Simulaties

8.1 Inleiding

Uit de meetresultaten bleken enkele bijzonderheden van de proefstand naar voor te komen zoals

de vrij hoge drukpieken in de inlaatleiding en een daling van het koppel rond 3500 tpm. Hier-

voor konden niet direct sluitende verklaringen gevonden worden. Daarom werd er geprobeerd

om met behulp van computersimulaties een beter beeld te krijgen van de gasdynamica van de

motorproefstand vooraleer die omgebouwd werd.

8.2 Opbouw van het motormodel

Met behulp van de ’Builder Interface’ van het Lotus programma, is het mogelijk om een vrij

rudimentair model te bouwen van de proefstand. Hierbij kwamen de gegevens die in het begin

van het academiejaar werden opgemeten, toen de motor nog gedemonteerd was, goed van pas

(zie Hoofdstuk 5).

Figuur 8.1: Motormodel

78

HOOFDSTUK 8. SIMULATIES 79

8.3 Aanpassingen voor waterstof

Bij het kiezen van de brandstof bestaat er voorlopig geen optie om waterstof te kiezen. Enkel

benzine, diesel, methaan en methanol zijn mogelijk. Er bestaat wel een optie om zelf een

brandstof te definieren maar hierbij moet ook de H/C- en O/C-verhouding van de brandstof

opgegeven worden. Aangezien waterstof geen koolstof bevat zijn deze twee verhoudingen ∞.

Via deze methode lukt het dus niet om de berekeningen met waterstof te laten uitvoeren.

Een andere methode is door via het ’Combustion Analysis Tool’ een opgemeten drukverloop

in te geven voor een bepaald toerental en rijkheid van mengsel. Het probleem hierbij echter

is dat de warmtebalans die voor het drukverloop zal opgesteld worden, niet correct zal zijn

aangezien de soort brandstof niet kan aangepast worden. De enige mogelijkheid die overblijft

is zelf de heat release op te stellen en in te geven in het Lotus programma. Echter, deze

moet genormaliseerd worden naar 1 zodat ook hier de werkelijke warmtevrijstelling niet in het

programma kan ingegeven worden. Voorlopig blijkt het dus onmogelijk om simulaties te doen

op waterstof in Lotus.

Voor het verklaren van de gasdynamica in de inlaatleiding is dit echter niet zo van belang.

Hiervoor kan de simulatie gerust op benzine berekend worden zonder dat dit een noemenswaardig

effect zal hebben op de fenomenen die in die leiding optreden.

8.4 Simulatieresultaten

8.4.1 Drukverloop in de inlaatleiding

Uit de drukmetingen die in de inlaatleiding net voor de inlaatklep werden opgemeten, bleek

dat het drukverloop nog sterk schommelt. Dit komt omdat de stroming in de inlaatleiding sterk

varieert in functie van de tijd. Dit veroorzaakt expansiegolven die terugkeren naar het buffervat.

Deze expansiegolven kunnen weerkaatst worden aan de opening met het buffervat en lopen dan

als drukgolven terug naar de cilinder. Indien de timing van de golven zodoende geregeld is dat

de drukgolf de inlaatklep bereikt net voor het sluiten, zal de ingebrachte hoeveelheid lucht hoger

zijn. Dergelijke afstelling van de timing wordt ook wel tuning genoemd.

Uit metingen bleek echter dat de amplitudes van deze schommelingen vrij hoog waren (tot ± 0,3

bar). Indien dit werkelijk zo is dan kan men in principe al spreken van oplading door drukgolven

indien de inlaatklep open is op het moment dat de drukgolf de inlaat bereikt. Als voorbeeld


werd hier het drukverloop bij een λ = 2 genomen bij 3000 tpm. Dit vooral omdat hier vrij grote

drukverschillen optreden, zie figuur 8.2.

Figuur 8.2: Opgemeten drukverloop in de inlaat

Wanneer men nu het berekende drukverloop bekijkt net voor de inlaatklep, zie figuur 8.3, dan

blijkt duidelijk dat er toch enige overeenstemming is met het drukprofiel dat opgemeten is. De

maxima treden ongeveer bij dezelfde krukhoek op terwijl dat de amplitudes nog enig verschil

vertonen. Dit is aanvaarbaar aangezien in het model de kromming in de leiding slechts heel

eenvoudig kan ingegeven worden. De bochten die in de flexibele leiding aanwezig zijn kunnen

zelfs helemaal niet ingegeven worden aangezien deze niet in een vlak voorkomen.

Wat wel opvalt is dat de druk in de inlaat even stijgt nadat de inlaatklep is open gegaan. Dit kan

verklaard worden indien de cilinderdrukken bovenop de inlaatdrukken worden afgebeeld. Op het

moment dat de inlaatklep open gaat is de druk in de cilinder namelijk groter dan de druk in de

inlaatleiding. Hierdoor treedt er voor een beperkt aantal graden krukhoek een terugstroming

op in de inlaatleiding. Dit is ook te zien in het simulatieprogramma waar op dat moment een

negatieve mass flow optreedt.

8.4.2 Koppeldaling

Uit de koppelmetingen die in hoofdstuk 7 werden uitgevoerd bleek dat er zich een daling voordeed

in het gebied van 3500 tpm. De verklaring was dat er voor dit toerental een slechte vulling optrad,

aangezien dit werd opgemerkt voor elke meting bij dit toerental. Dit kan dus een eigenschap zijn


Figuur 8.3: Opgemeten en gesimuleerd drukverloop in de inlaat

Figuur 8.4: Drukverloop in de inlaat en cilinder

die bepaald wordt door de gasdynamica in de inlaatleidingen en de afmetingen van de leidingen

zelf. Deze daling in het koppel kon ook uit het simulatieprogramma gehaald worden. Echter, de

simulatie werd uitgevoerd voor benzine als brandstof dus de bekomen waarden voor het koppel

en vermogen zijn niet van toepassing voor de waterstofmotor.


Figuur 8.5: Gesimuleerd koppelverloop

Hoofdstuk 9

Besluit

De doelstelling van dit afstudeerwerk was om een reeks drukmetingen te doen voor verschillende

instelpunten van de motor en dit bij verschillende toerentallen. Bovendien zou de proefstand uit-

gebreid worden met een oplaad- en uitlaatgasrecirculatiesysteem zodat daarna metingen zouden

kunnen gebeuren met de nieuwe opstelling.

Om een goed beeld te hebben wat de invloed is van een EGR-syteem op de werking van de motor,

werd eerst nagegaan wat er in de literatuur beschikbaar was over dit onderwerp. Tevens werd

gezocht naar een mogelijk concept om dit systeem ook op de bestaande proefstand toe te passen.

Dit werd herhaald voor de opbouw van het oplaadsysteem. Het grootste probleem bleek hierbij

de aanwezigheid van het buffervat. Dit moet aanwezig zijn om de pulsaties die optreden bij een

eencilindermotor in het luchtdebiet uit te vlakken zodat debietsmetingen mogelijk zijn. Bij het

onder druk brengen van dit buffervat is het noodzakelijk dat er waterstofdetectie aanwezig is. Dit

om te voorkomen dat er zich een ontplofbaar mengsel kan vormen in het buffervat. De noodzaak

voor deze installatie heeft ons verplicht om het onderzoek te bepreken tot drukmetingen zonder

oplading en EGR.

Na de herstelling van enkele defecten aan de proefstand was het mogelijk om alle noodzakelijke

metingen uit te voeren. Hierbij dient wel vermeld te worden dat de correcte werking van alle

toestellen regelmatig dient nagegaan te worden. De meeste toestellen zijn vrij gevoelig en dienen

dan ook regelmatig geijkt te worden. Bovendien lijkt het ook interessant om de nodige sensoren

aan te kopen zodat niet steeds onderdelen moeten uitgewisseld worden met de CFR proefstand.

Uit de metingen bleek ook dat de afstelling van de PID-regelaar van de gelijkstroommotor niet

erg stabiel is in het gebied van de hogere toerentallen (N≥3000). Dit verdient zeker verdere

83

HOOFDSTUK 9. BESLUIT 84

aandacht omdat met nieuwe instellingen van de regelaar bleek dat het oscillerend effect wel kon

verminderd maar niet volledig kon vermeden worden.

Uit het feitelijke onderzoek van de drukmetingen kwam vooral naar voor dat door aangepaste

instelling van het ontstekingstijdstip er een goede regeling kan gebeuren van het vermogen en

de emissies. Hierdoor is het zelfs mogelijk om het optreden van backfire beter onder controle te

houden, zelfs bij rijkere mengsels. Uit de metingen met de gasklep kwamen niet echt bijzondere

resultaten naar voor maar de reden hiervoor heeft bijna zeker te maken met het mengsel dat nog

niet arm genoeg was om van enig voordeel van een gasklepregeling te kunnen spreken. Misschien

is het interessant om dit met uitgebreidere metingen te staven.

Als laatste dient nog aangehaald te worden dat de inlaatgeometrie niet optimaal is om een goede

vulling van de cilinder te krijgen over het volledige werkingsgebied van de motor. Dit bleek zowel

uit de metingen als de simulatie. Daarom zou het misschien interessant zijn om de inlaatleiding

opnieuw te ontwerpen zodat een betere vulling kan verkregen worden.

Voor de verdere toekomst lijkt het interessant om de nieuwe mogelijkheden van de proefstand

te onderzoeken nadat de beveiliging in gebruik is genomen. Het uitlaatgasrecirculatiesysteem is

aanwezig alsook de turbo-oplading zodat het zeker moet mogelijk zijn om het vermogen van de

motor te verhogen. Bovendien zal het EGR-systeem toelaten om de emissies onder controle te

houden.

Bijlage A

Lijst drukmetingen

85

BIJLAGE A. LIJST DRUKMETINGEN 86

A.1 Drukmetingen met open gasklep

Filenaam λ Toerental (tpm) IT (◦ kh voor BDP)

DRKMT001.PRN 1,25 1500 2,1

DRKMT002.PRN 1,25 2000 1,3

DRKMT003.PRN 1,25 2500 2

DRKMT004.PRN 1,25 3000 1

DRKMT005.PRN 1,25 3500 1

DRKMT006.PRN 1,25 4000 1

DRKMT007.PRN 1,25 3500 1,1

DRKMT008.PRN 1,25 3000 1,5

DRKMT009.PRN 1,25 2500 1

DRKMT010.PRN 1,25 2000 1

DRKMT011.PRN 1,25 1500 0,5

DRKMT012.PRN 1,25 1500 -4,7

DRKMT013.PRN 1,25 2000 -4

DRKMT014.PRN 1,25 2500 -4

DRKMT015.PRN 1,25 3000 -3,2

DRKMT016.PRN 1,25 3500 -4,3

DRKMT017.PRN 1,25 4000 -3

DRKMT018.PRN 1,25 3500 -3,9

DRKMT019.PRN 1,25 3000 -4

DRKMT020.PRN 1,25 2500 -3,3

DRKMT021.PRN 1,25 2000 -5,7

DRKMT022.PRN 1,25 1500 -6

Tabel A.1: Drukmetingen open gasklep



DRKMT023.PRN 1,5 1500 1,8

DRKMT024.PRN 1,5 2000 2,2

DRKMT025.PRN 1,5 2500 3,7

DRKMT026.PRN 1,5 3000 3,9

DRKMT027.PRN 1,5 3500 3,9

DRKMT028.PRN 1,5 4000 4

DRKMT029.PRN 1,5 3500 4

DRKMT030.PRN 1,5 3000 3,7

DRKMT031.PRN 1,5 2500 3,9

DRKMT032.PRN 1,5 2000 2,8

DRKMT033.PRN 1,5 1500 1,7

DRKMT034.PRN 1,75 1500 2

DRKMT035.PRN 1,75 2000 3,3

DRKMT036.PRN 1,75 2500 4,2

DRKMT037.PRN 1,75 3000 7,7

DRKMT038.PRN 1,75 3500 7,8

DRKMT039.PRN 1,75 4000 8,5

DRKMT040.PRN 1,75 3500 7,7

DRKMT041.PRN 1,75 3000 6,3

DRKMT042.PRN 1,75 2500 4,5

DRKMT043.PRN 1,75 2000 5,1

DRKMT044.PRN 1,75 1500 2,3

Tabel A.2: Drukmetingen open gasklep (vervolg)



DRKMT045.PRN 2 1500 5,5

DRKMT046.PRN 2 2000 9,2

DRKMT047.PRN 2 2500 13,9

DRKMT048.PRN 2 3000 18,9

DRKMT049.PRN 2 3500 16

DRKMT050.PRN 2 4000 17,3

DRKMT051.PRN 2 3500 15,7

DRKMT052.PRN 2 3000 14,5

DRKMT053.PRN 2 2500 12,2

DRKMT054.PRN 2 2000 10

DRKMT055.PRN 2 1500 5,6

DRKMT056.PRN 2,25 1500 9

DRKMT057.PRN 2,25 2000 13,3

DRKMT058.PRN 2,25 2500 18,8

DRKMT059.PRN 2,25 3000 19,3

DRKMT060.PRN 2.25 3500 17,2

DRKMT061.PRN 2.25 4000 21,6

DRKMT062.PRN 2.25 3500 18,2

DRKMT063.PRN 2.25 3000 20,8

DRKMT064.PRN 2.25 2500 18,3

DRKMT065.PRN 2.25 2000 15,5

DRKMT066.PRN 2.25 1500 8,3




DRKMT067.PRN 2.5 1500 15,1

DRKMT068.PRN 2.5 2000 20,1

DRKMT069.PRN 2.5 2500 21

DRKMT070.PRN 2.5 3000 25,3

DRKMT071.PRN 2.5 3500 19,9

DRKMT072.PRN 2.5 4000 30,3

DRKMT073.PRN 2.5 3500 22,6

DRKMT074.PRN 2.5 3000 27,4

DRKMT075.PRN 2.5 2500 24,2

DRKMT076.PRN 2.5 2000 18,9

DRKMT077.PRN 2.5 1500 18,2

DRKMT078.PRN 2.75 1500 21

DRKMT079.PRN 2.75 2000 22,9

DRKMT080.PRN 2.75 2500 28,4

DRKMT081.PRN 2.75 3000 28,5

DRKMT082.PRN 2.75 3500 26,6

DRKMT083.PRN 2.75 4000 32,6

DRKMT084.PRN 2.75 3500 25,1

DRKMT085.PRN 2.75 3000 26,6

DRKMT086.PRN 2.75 2500 28,1

DRKMT087.PRN 2.75 2000 25,2

DRKMT088.PRN 2.75 1500 22




DRKMT089.PRN 3 1500 20

DRKMT090.PRN 3 2000 22,4

DRKMT091.PRN 3 2500 26,7

DRKMT092.PRN 3 3000 27,5

DRKMT093.PRN 3 3500 26,2

DRKMT094.PRN 3 4000 28

DRKMT095.PRN 3 3500 26,4

DRKMT096.PRN 3 3000 26,5

DRKMT097.PRN 3 2500 27,5

DRKMT098.PRN 3 2000 22,5

DRKMT099.PRN 3 1500 20

DRKMT100.PRN 3,25 1500 19,6

DRKMT101.PRN 3,25 2000 22,3

DRKMT102.PRN 3,25 2500 28,5

DRKMT103.PRN 3,25 3000 27,7

DRKMT104.PRN 3,25 3500 29

DRKMT105.PRN 3,25 4000 33,3

DRKMT106.PRN 3,25 3500 27,4

DRKMT107.PRN 3,25 3000 26,4

DRKMT108.PRN 3,25 2500 28,5

DRKMT109.PRN 3,25 2000 22,5

DRKMT110.PRN 3,25 1500 20,6



A.2 Drukmetingen met gasklep

Filenaam λ Toerental (tpm) Gasklep (%) IT (◦ kh voor BDP)

DRKMT111.PRN 2 1500 75 8

DRKMT112.PRN 2 2000 75 9,8

DRKMT113.PRN 2 2500 75 11

DRKMT114.PRN 2 1500 50 8,5

DRKMT115.PRN 2 2000 50 9,9

DRKMT116.PRN 2 2500 50 10,5

DRKMT117.PRN 2 1500 25 10,1

DRKMT118.PRN 2 2000 25 10

DRKMT119.PRN 2 2500 25 11,5

DRKMT120.PRN 2,25 1500 75 11

DRKMT121.PRN 2,25 2000 75 11,9

DRKMT122.PRN 2,25 2500 75 12,8

DRKMT123.PRN 2,25 1500 50 10,2

DRKMT124.PRN 2,25 2000 50 11,4

DRKMT125.PRN 2,25 2500 50 12,5

DRKMT126.PRN 2,25 1500 25 11,7

DRKMT127.PRN 2,25 2000 25 12

DRKMT128.PRN 2,25 2500 25 13,2

DRKMT129.PRN 2,5 1500 75 13

DRKMT130.PRN 2,5 2000 75 13,9

DRKMT131.PRN 2,5 2500 75 14,1

DRKMT132.PRN 2,5 1500 50 11,1

DRKMT133.PRN 2,5 2000 50 12,3

DRKMT134.PRN 2,5 2500 50 13,5

DRKMT135.PRN 2,5 1500 25 12,5

DRKMT136.PRN 2,5 2000 25 13,3

DRKMT137.PRN 2,5 2500 25 14,3

Tabel A.6: Drukmetingen met gasklep


Filenaam λ Toerental (tpm) Gasklep (%) IT (◦ kh voor BDP)

DRKMT138.PRN 2,75 1500 75 16,8

DRKMT139.PRN 2,75 2000 75 19,3

DRKMT140.PRN 2,75 2500 75 22,5

DRKMT141.PRN 2,75 1500 50 18,3

DRKMT142.PRN 2,75 2000 50 20,7

DRKMT143.PRN 2,75 2500 50 22,3

DRKMT144.PRN 2,75 1500 25 19,1

DRKMT145.PRN 2,75 2000 25 21

DRKMT146.PRN 2,75 2500 25 22,8

DRKMT147.PRN 3 1500 75 19,3

DRKMT148.PRN 3 2000 75 22,5

DRKMT149.PRN 3 2500 75 24

DRKMT150.PRN 3 1500 50 22

DRKMT151.PRN 3 2000 50 23,9

DRKMT152.PRN 3 2500 50 25,4

DRKMT153.PRN 3 1500 25 24,8

DRKMT154.PRN 3 2000 25 26

DRKMT155.PRN 3 2500 25 28,4

DRKMT156.PRN 3,25 1500 75 22,1

DRKMT157.PRN 3,25 2000 75 24,5

DRKMT158.PRN 3,25 2500 75 26,8

DRKMT159.PRN 3,25 1500 50 24,4

DRKMT160.PRN 3,25 2000 50 26,6

DRKMT161.PRN 3,25 2500 50 28,3

DRKMT162.PRN 3,25 1500 25 26,2

DRKMT163.PRN 3,25 2000 25 27,6

DRKMT164.PRN 3,25 2500 25 29,9

Tabel A.7: Drukmetingen met gasklep (vervolg)


A.3 MBT-Curve


MBT01.PRN 1,5 2000 -6,2

MBT02.PRN 1,5 2000 -5,2

MBT03.PRN 1,5 2000 -4,2

MBT04.PRN 1,5 2000 -3,2

MBT05.PRN 1,5 2000 -1,7

MBT06.PRN 1,5 2000 -0,5

MBT07.PRN 1,5 2000 0,7

MBT08.PRN 1,5 2000 1,9

MBT09.PRN 1,5 2000 3,1

MBT10.PRN 1,5 2000 4,1

MBT11.PRN 1,5 2000 5,3

MBT12.PRN 1,5 2000 6,6

MBT13.PRN 1,5 2000 8,1

MBT14.PRN 1,5 2000 9,1

MBT15.PRN 1,5 2000 10,3

MBT16.PRN 1,5 2000 11,3

MBT17.PRN 1,5 2000 12,8

MBT18.PRN 1,5 2000 13,8

Tabel A.8: Drukmetingen MBT-Curve

Bijlage B

Meetbladen

94

BIJLAGE B. MEETBLADEN 95

Bijlage C

Matlabfiles

112

BIJLAGE C. MATLABFILES 113

Tijdens het academiejaar werd de bestaande matlab-file voor het verwerken van de meetwaarden

verder verbeterd en aangepast (Pressure Audi 2006.m). Zo is het nu onder andere mogelijk

om ongewenste trillingen uit de drukverlopen te halen met behulp van een filterfunctie. Het

is nu ook mogelijk om de opgemeten cyclus uit de gegevens te halen die het dichtst bij de

gemiddelde cyclus is gelegen volgens de minimale kwadratische afwijking. Deze data kan dan

achteraf weggeschreven worden naar een aparte file zodat deze later kan gebruikt worden voor

eventuele simulaties. De kwalitatieve controle van de stabiliteit van de verbranding kan gevolgd

worden via de COV-waarde.

In de bijgevoegde CD-rom is ook een programma opgenomen om de warmtevrijstelling van het

verbrandingsproces te bepalen met behulp van de formules die in hoofdstuk 7 werden voorgesteld

(Heat release.m). Hiermee is het mogelijk om de verbrandingssnelheid kwalitatief te bepalen

voor verschillende metingen.

Bibliografie

[1] Christof Vanschoubroek, ”Olieprijs op een zucht van de 70-dollargrens”, Het Nieuwsblad,

p. 12, 12 april 2006.

[2] Jan Muylaert, ”Biobrandstof maakt tanken nog duurder”, Het Nieuwsblad, p. 25, 13 april

2006.

[3] ”Waterstofauto BMW binnen twee jaar op de markt”, Het Laatste Nieuws, 15 maart 2006.

[4] Rick Scott, ”One energy company is going further to make hydrogen energy a reality”,

Financial Times, p. 3, 5 mei 2006.

[5] Dr. Manfred Klell, ”Alternative Kraftstoffe”, HyCentA Research GmbH, 2005.

[6] L. Zhou, ”Progress and problems in hydrogen storage methods”, Renewable and Sustainable

Energy Reviews, vol 9, p. 395-408, Tianjin University, China, 2004.

[7] R. Sierens, S. Verhelst, S. Verstraeten, ”An overview of hydrogen fuelled internal com-

bustion engines”, Proceedings International Hydrogen Energy Congress and Exhibition,

Istanbul, Turkey, 2005.

[8] L. Mortier & S. Van Lierde, ”Onderzoek naar backfire op een eencilinder waterstofver-

brandingsmotor”, afstudeerwerk Universiteit Gent, p. 117-149, 2004-2005.

[9] J.B.Heywood, ”Internal Combustion Engine Fundamentals”, McGraw-Hill, Inc., p. 394, p.

849, 1988.

[10] G. Falk, S. Wolgang, E. Helmut, W. Andreas, ”Potentials of the hydrogen combustion

engine with innovative hydrogen-specific combustion processes”, Fisita World Automotive

congress, nr F2004V113, Barcelona, Spain, 2004.

114

BIBLIOGRAFIE 115

[11] M.A.R. Sadiq Al-Baghdadi, H.A.K. Shahad Al-Janabi, ”A prediction study of a spark

ignition supercharged hydrogen engine”, Energy Conversion and Management, vol 44, p.

3143-3150, 2003.

[12] G. Kiesgen, M. Kluting, C. Bock, H. Fisher, ”The new 12-cylinder hydrogen Engine in the

7 series: The H2 ICE age has begun”, SAE International, paper nr. 2006-01-0431, 2006.

[13] Prof. Dr. Ir. R. Sierens, ”Zuigermachines”, Universiteit Gent, p. 110.

[14] B. Nagalingam, M. Dubel, K. Schmillen, ”Performance of the Supercharged Spark Ignition

Hydrogen Engine”, Indian Institute of Technology, nr 831688, Madras.

[15] M. Berckmuller, H. Rottengruber, A. Eder, N. Brehm, G. Elsasser, G. Muller-Alander, C.

Scwarz, ”Potentials of a charged SI-Hydrogen engine”, SAE International, nr 2003-01-3210,

2003.

[16] B. Grandin, H.-E. Angstrom, ”Replacing fuel enrichment in a turbo charged SI engine:

Lean burn or cooled EGR”, Society of Automotive Engineers, nr 1999-01-3505, 1999.

[17] M. Zheng, G.T. Reader, J.G. Hawley, ”Diesel engine exhaust gas recirculation–a review on

advanced and novel concepts”, Energy Conversion and Management, vol 45, p. 883-900,

2003.

[18] H. Yokomura, S. Kohketsu, K. Mori, ”EGR system in a turbocharged and intercooled

heavy-duty Diesel engine”, Technical Review, nr 15, 2003.

[19] H. Yilmaz, A. Stefanopoulou, ”Control of charge dilution in turbocharged diesel engines

via exhaust valve timing”, Journal of Dynamic Systems, Measurement and Control, nr

DS-03-1094 , 2003.

[20] J.W.Heffel, ”NOx emission and performance data for a hydrogen fueled internal combustion

engine at 1500 rpm using exhaust gas recirculation”, International Journal of Hydrogen

Energy, vol 28, p. 1285-1292, 2003.

[21] J.W.Heffel, ”NOx emission and performance data for a hydrogen fueled internal combustion

engine at 3000 rpm using exhaust gas recirculation”, International Journal of Hydrogen

Energy, vol 28, p. 901-908, 2003.

BIBLIOGRAFIE 116

[22] Dr. Ir. S. Verhelst, ”A study of the combustion in hydrogenfuelled internal combustion

engines”, Proefschrift Universiteit Gent 2005.

[23] J. Bracquez, W. De Smet, ”Optimalisatie en oplading van een waterstofmotor”, afstudeer-

werk Universiteit Gent, p. 23, 2001.

[24] Prof. Dr. Ir. R. Sierens, ”Zuigermotoren”, Universiteit Gent, p. 193.

[25] Seth Dunn, ”Hydrogen futures: toward a sustainable energy system”, International Journal

of Hydrogen Energy, vol 27, p. 235-264, 2002.

[26] ”http:www.nanotechnologies.qc.ca/projects/hydrogene”

[27] ”http:www.hyweb.de/Knowledge/w-i-energiew-eng3.html”

Lijst van figuren

1.1 Prijsverloop van een vat ruwe olie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1

2.1 Voorbeeld van waterstoftank voor gasvormige opslag . . . . . . . . . . . . . . . . 7

2.2 Voorbeeld van een waterstoftank voor vloeibare opslag . . . . . . . . . . . . . . . 8

2.3 Simulatie van de interactie tussen nanotubes en waterstofatomen [26] . . . . . . . 9

2.4 NOx i.f.v. de temperatuur [10] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12

3.1 Invloed van de compressieverhouding [11] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17

3.2 Invloed van de oplaaddruk bij ε = 7,5 [11] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

3.3 Overzicht verschillende strategieen [10] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

4.1 Schema Low Pressure Loop EGR [17] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

4.2 Schema High Pressure Loop EGR [17] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25

4.3 Drukverdeling in een venturi EGR systeem [18] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26

4.4 Vergelijking klassieke EGR t.o.v. EGR m.b.v. een venturi [18] . . . . . . . . . . . 27

4.5 Drukverloop bij interne EGR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28

4.6 Verschil tussen EGR en lean-burn . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

4.7 Werkingsstrategie BMW . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30

5.1 Positie slag . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

5.2 Geometrie in- en uitlaat aan het kopstuk . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

5.3 Klepheffing . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34

5.4 Kleppentiming . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 35

5.5 Schema van de Audi proefstand [22] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

6.1 Oorspronkelijke opstelling . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

6.2 Systeem 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39

117

LIJST VAN FIGUREN 118

6.3 Systeem 2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

6.4 Systeem 3 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

6.5 Systeem 4 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41

6.6 Buffervat . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

6.7 Turbo oplading . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

6.8 Berekening venturi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46

6.9 Oliekoeler Bowman . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48

6.10 Uiteindelijke proefstand . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49

7.1 Principe van Minimum spark advance fot Best Torque . . . . . . . . . . . . . . . 51

7.2 Me en Pe i.f.v. toerental bij lambda 1,5 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52

7.3 Debiet i.f.v. toerental . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53

7.4 Inlaatdrukverloop N=3000 tpm λ = 1, 5 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

7.5 Inlaatdrukverloop N=3500 tpm lambda=1,5 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

7.6 Opgemeten MBT curve bij lambda=1,5 en N=2000 tpm . . . . . . . . . . . . . . 55

7.7 VO i.f.v. toerental (lambda=2) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56

7.8 VO i.f.v. lambda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

7.9 NOx i.f.v. lambda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58

7.10 Mass Fraction Burned i.f.v. krukhoek . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 60

7.11 Verbrandingssnelheid i.f.v. lambda (10% - 50% MFB) . . . . . . . . . . . . . . . 60

7.12 Ontstekingstiming bij λ = 1, 25 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 61

7.13 Cilinderdruk N=2500 tpm lambda=1,25 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 61

7.14 pV-diagram bij lambda=1,25; N=2500 tpm met na-ontsteking . . . . . . . . . . . 62

7.15 VO vs. NO bij lambda=1,25 N=2500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

7.16 log(p,V)-diagram lambda=1,25 N=2500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64

7.17 Tuitlaat bij lambda=1,25 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64

7.18 Cilinderdruk λ = 1, 25 N=2500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65

7.19 COV bij VO en NO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65

7.20 Boven: Cilinderdrukverloop voor na-ontsteking bij N=3000tpm. Onder: Corre-

sponderende heat release voor λ=1,25 en N=3000tpm . . . . . . . . . . . . . . . 66

7.21 Geındiceerd rendement bij N=1500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 69

7.22 Geındiceerd rendement bij N=2500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 69

7.23 Effectief rendement bij N=1500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70

LIJST VAN FIGUREN 119

7.24 Effectief rendement bij N=2500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71

7.25 Mechanisch rendement bij N=1500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71

7.26 Mechanisch rendement bij N=2500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72

7.27 COV bij 1500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73

7.28 COV bij 2000 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73

7.29 COV bij 2500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 74

7.30 Onverbrand H2 bij 1500 tpm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 74



7.33 COV en onverbrand H2 bij N=2000 tpm Me=6 Nm . . . . . . . . . . . . . . . . 76

8.1 Motormodel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 78

8.2 Opgemeten drukverloop in de inlaat . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 80

8.3 Opgemeten en gesimuleerd drukverloop in de inlaat . . . . . . . . . . . . . . . . . 81

8.4 Drukverloop in de inlaat en cilinder . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81

8.5 Gesimuleerd koppelverloop . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82

Onderzoek op een ´e´encilinder waterstofmotor en uitbouw...

Documents

Transcript of Onderzoek op een ´e´encilinder waterstofmotor en uitbouw...