Análisis de estrategias para la combustión dual gasóleo-hidrógeno orientadas a la reducción de emisiones: desarrollo teórico-experimental sobre motor diésel common-rail y aplicación en motores diésel lentos de dos tiempos

Tesis Doctoral Ingeniería Industrial Análisis de estrategias para la combustión dual gasóleo-hidrógeno orientadas a la reducción de emisiones: desarrollo teórico-experimental sobre motor diésel common-rail y aplicación en motores diésel lentos de dos tiempos Autor: Javier Serrano Reyes Director: Francisco José Jiménez-Espadafor Aguilar Prof. Dr. de la Universidad de Sevilla Dpto. Ingeniería Energética Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2019 Tesis doctoral: Análisis de estrategias para la combustión dual gasóleo-hidrógeno orientadas a la reducción de emisiones: desarrollo teórico-experimental sobre motor diésel common-rail y aplicación en motores diésel lentos de dos tiempos. Autor: Javier Serrano Reyes Tutor: Francisco José Jiménez-Espadafor Aguilar El tribunal nombrado para juzgar el Proyecto arriba indicado, compuesto por los siguientes miembros: Presidente: Vocales: Secretario: Acuerdan otorgarle la calificación de: Sevilla, 2019 El Secretario del Tribunal A mi familia y amigos Agradecimientos En primer lugar quiero expresar mi más sincero agradecimiento a mi director de tesis. D. Francisco Jiménez-Espadafor Aguilar por depositar su confianza en mí y darme la oportunidad de desarrollar este trabajo tan enriquecedor a todos los niveles. Sin su inestimable ayuda nada hubiera sido posible. Al Grupo de Máquinas y Motores Térmicos de la Universidad de Sevilla, por la oportunidad y los medios puestos a mi disposición para el desarrollo de esta tesis. Así mismo, merecen mi mención y agradecimiento D. Juan Martín Molina y D. Antonio Cañizares Béjar, cuya predisposición, esfuerzo y apoyo han sido fundamentales para llevar a cabo las tareas de carácter experimental incluidas en el trabajo. A mi compañero Abraham López Lora, ya que sin su labor en el desarrollo de los modelos termodinámicos este trabajo no podría haber llegado a su conclusión. Por último agradecer a mis compañeros Daniel Palomo Guerrero y Antonio Cabrera García- Doncel, su compañerismo y su disposición a ayudar siempre. Resumen Este trabajo de investigación con título “Análisis de estrategias para la combustión dual gasóleohidrógeno orientadas a la reducción de emisiones: desarrollo teórico-experimental sobre motor diésel common-rail y aplicación en motores diésel lentos de dos tiempos” se enmarca en el contexto actual de implantación de nuevas leyes y medidas para reducir las emisiones de gases de efectos invernadero, impulsar las energías renovables e incrementar la eficiencia energética. Es por ello que en esta tesis se realiza un estudio de los procesos de combustión de diferentes motores de combustión interna alternativos para su aplicación en distintos ámbitos: motores de vehículos convencionales, la producción de potencia y la propulsión naval; el empleo de diversas técnicas para la reducción de emisiones contaminantes en los mismos, analizando el impacto de éstos en la reducción de emisiones y en las prestaciones del motor. En el trabajo se analizan dos modos de combustión diferentes, un primer modo de combustión diésel convencional y un segundo modo de combustión dual, que combina el hidrógeno y el diésel como combustibles. El trabajo incluye dos partes, aunque ambas están ligadas:  Un primer estudio basado en un motor diésel convencional de turismos de producción actual que empleará la experimentación y un modelo termodinámico para analizar ambos modos de combustión, así como la implementación de las técnicas de reducción de emisiones: recirculación de gases de escape y la inyección de agua en la admisión del motor.  Un segundo estudio de un motor diésel de dos tiempos de baja velocidad, motor empleado en la propulsión naval y en la plantas de producción de potencia, mediante el desarrollo de un modelo termodinámico completo, incluyendo el compresor y la turbina, para el análisis de los modos de combustión en el mismo. El motor empleado en esta parte del trabajo es un motor representativo de este tipo de motores y que se encuentra presente en muchas de las centrales térmicas que existen en España, así como en la propulsión de grandes buques. La presente tesis está dividida en nueve capítulos:  En el primer capítulo se expone el contexto y la legislación vigente en materia de emisiones. Así como se hace un breve repaso de las evoluciones tecnológicas que han experimentado los diferentes tipos de motores sobre los que se basa el trabajo. Finalmente se justifica el trabajo de investigación y se plantean los objetivos.  El segundo capítulo es un estudio del arte del uso del hidrógeno en motores de combustión interna alternativos y de las técnicas para paliar los efectos negativos de su utilización.  El tercer capítulo presenta las diferentes herramientas para el análisis de los procesos de combustión. En primer lugar se describe la transformación del motor diésel convencional para su utilización con hidrógeno. Posteriormente se desarrolla el modelo termodinámico de zona cero que permite el estudio de la tasa de liberación de calor del proceso de combustión y finalmente se expondrá la validación de dicho modelo.  El capítulo cuarto es el análisis del modo de combustión diésel convencional para el control de emisiones. Se analizarán y compararán las técnicas de recirculación de gases de escape y la inyección de agua en dos puntos de la admisión del motor.  El quinto capítulo es el estudio del modo de combustión dual hidrógeno – gasóleo. El estudio contempla dos enfoques distintos: 1) La utilización del hidrógeno como combustible primario y el gasóleo sólo como fuente de ignición. 2) El empleo de ambos (hidrógeno y diésel) como combustibles primarios.  El sexto capítulo incluye el estudio del empleo del hidrógeno en motores destinados a la propulsión naval y a la producción de potencia. Este capítulo estudia el estado del arte del empleo de este tipo de combustible en dichos motores, así como una descripción general de los mismos. Se desarrolla y expone el modelo termodinámico del motor diésel de dos tiempos lento, incluyendo los diferentes sub-modelos que lo componen y la validación del mismo. Finalmente se realiza un análisis de la operación del motor en modo dual.  El séptimo capítulo incluye las conclusiones que se alcanzan con el trabajo de investigación.  El penúltimo capítulo incluye los posibles desarrollos futuros.  Finalmente, el capítulo nueve, incluye las referencias incluidas a lo largo de la tesis. I Índice de contenidos Agradecimientos Resumen Índice de contenidos……………………………………………………………. I Listado de Figuras……………………………………………………………… IV Listado de Tablas……………………………………………………………….. IX Listado de abreviaturas y símbolos……………………………………………. X 1. Introducción….................................................................................................. 1 1.1. Contexto…………………………………………………………………… 1 1.1.1. Emisiones contaminantes y legislación………………………………… 2 1.1.2. Tecnologías para el control de emisiones en motores diésel.........……………………………............................................................ 8 1.1.3. Soluciones basadas en el hidrógeno para la generación de energía mecánica........................................................................................................... 15 1.2. Justificación.................................................................................................. 16 1.3. Objetivos....................................................................................................... 19 2. Fundamentos y estado actual del empleo del hidrógeno en los motores de combustión interna alternativos.......................................................................... 22 2.1. El H2 como combustible en los motores de encendido por compresión convencionales.................................................................................................... 22 2.2. Mecanismos para la reducción de las emisiones contaminantes y para revertir las posibles consecuencias negativas derivadas del empleo de H2........... 32 3. Herramientas para el análisis de los procesos de combustión........................ 40 3.1. Transformación motor diésel para operación en modo dual.......................... 41 3.2. Modelado de la combustión.......................................................................... 47 3.2.1. Modelo termodinámico 0-D..................................................................... 47 3.2.2. Caracterización de la TLC mediante una función doble de Wiebe........... 53 II 3.2.3. Validación de la caracterización de la TLC en los distintos modos de operación del modelo con y sin inyección de agua............................................. 54 4. Análisis de la operación en modo de diésel para control de emisiones........ 61 4.1. Análisis en modo diésel................................................................................. 61 4.1.1. Inyección de agua en la admisión aguas arriba del turbo-compresor (AAR) frente aguas abajo del turbo-compresor (AAB)...................................... 62 4.1.2. Método WI AAB frente a la técnica de recirculación de gases de escape (EGR)................................................................................................................ 68 5. Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno........................... 79 5.1. Análisis de la combustión en modo dual........................................................ 79 5.1.1. H2 como combustible principal y diésel como fuente de ignición (HMF). 80 5.1.2. H2 y diésel como combustible dual (HDF)............................................... 88 6. El H2 en motores 2T para la producción de potencia y la propulsión naval (este capítulo no está disponible por contener información susceptible de ser publicada).............................................................................................................. 100 7. Conclusiones..................................................................................................... 101 7.1. Conclusiones globales del trabajo................................................................. 101 7.2. Conclusiones del desarrollo experimental y modelo termodinámico zonacero...................................................................................................................... 101 7.3. Conclusiones del empleo del H2 y el modelado de motores 2T para la producción de potencia y la propulsión marina (esta sección no está disponible por contener información susceptible de ser publicada)............................................................................................................ 104 8. Desarrollos futuros........................................................................................... 105 9. Referencias........................................................................................................ 107 Anexo A. Descripción equipos experimentales................................................... 126 III Anexo B. Datos experimentales............................................................................ 142 Anexo C. Publicaciones relativas a la tesis.......................................................... 156 X Lista de abreviaturas Acrónimos 2T Dos tiempos 4T Cuatro tiempos AAB Inyección de agua en la admisión aguas abajo del turbo-compresor AAR Inyección de agua en la admisión aguas arriba del turbo-compresor Ar Argón AVA Apertura de la válvula de admisión AVE Apertura de la válvula de escape BEV Vehículos de baterías eléctricas C Carbono CE Comisión Europea CI Motores de encendido por compresión CO Monóxido de carbono CO2 Dióxido de carbono COP21 Conferencia mundial sobre el clima de París - 2015 COP22 Conferencia mundial sobre el clima de Marrakech - 2016 COP23 Conferencia mundial sobre el clima de Bonn - 2017 COP24 Conferencia mundial sobre el clima de Katowice - 2018 COV Coeficiente de variación CVA Cierre de la válvula de admisión CVE Cierre de la válvula de escape D Diámetro del orificio de descarga de un inyector de flujo difuminado DIE Relativo al diésel DWE Emulsión de agua y diésel DWI Inyección de agua directa en el cilindro ECA Áreas de control de emisiones ECU Unidad de control electrónico EDC Control diésel electrónico EGR Recirculación de los gases de escape FB Inyector de flujo difuminado FC Pila de combustible FCEV Vehículo eléctrico de pila de combustible FSN Número de humos del filtro XI G Espacio entre la punta del tubo de alimentación de líquido y el orificio de descarga en un inyector de flujo difuminado GEI Gases de efecto invernadero GLP Gas licuado del petróleo GNC Gas natural comprimido H2 Hidrógeno H2FC Pila de combustible de hidrógeno H2MCI Motores de combustión interna de hidrógeno H2O Agua HC Hidrocarburos HCCI Relativo a un proceso de combustión homogénea en un motor de encendido por compresión HD Vehículos pesados HDF Hidrógeno y diésel como combustible dual HEV Vehículos híbridos eléctricos HGV Vehículos híbridos de gas HMF Hidrógeno como combustible principal IMO Organización Marítima Internacional MARPOL Convenio Internacional para prevenir la contaminación de buques MCI Motores de combustión interna N2 Nitrógeno NECD Nuevo Ciclo de Conducción Europeo NO Monóxido de nitrógeno NO2 Dióxido de nitrógeno NOx Óxidos de nitrógeno O Relativo al oxígeno O2 Oxígeno PM Partículas (emisiones contaminantes) PM10 Partículas menores de 10 micras PM2.5 Partículas menores de 2,5 micras PME Presión media efectiva PMI Punto muerto inferior PMS Punto muerto superior PTLC Tasa de liberación de calor parametrizada RC Ratio de compresión RPM Revoluciones por minuto XII SCR Reducción catalítica selectiva SI Motores de encendido por chispa SOC Ángulo de inicio de la combustión SOx Óxidos de azufre TLC Tasa de liberación de calor UE Unión Europea VGC Compresores de geometría variable VGT Turbo-compresor con geometría de entrada de turbina variable WI Inyección de agua en la admisión WLTP World Harmonized Light-duty Vehicles Testing Procedure Símbolos griegos µ Relación entre las masas de H2O y H2 β Parámetro auxiliar η Rendimiento θ Ángulo de cigüeñal º (grados) πcmp Relación de compresión del compresor πp Relación entre la presión en el plenum de admisión y la presión en el plenum de escape πtrb Relación de expansión de la turbina τ Relación entre las masas de H2 y diésel υ Ángulo que forma la biela con el eje del pistón º (grados) ϕ Flujo entre rebanadas del modelo del motor 2T 𝜘 Parámetro de la relación G/D Símbolos Aa Área lumbrera de admisión m Apared Área de la pared del cilindro m2 C1 Constante 1 C2 Constante 2 cp Calor específico a presión constante J/kg K cpiston Velocidad media del pistón m/s cv Calor específico a volumen constante J/kg K Dp Diámetro del pistón m dxq Velocidad de la combustión G Gasto másico kg/s XIII g Gasto volumétrico m3/s h Entalpía específica J/kg H Calor de combustión por unidad de masa J/kg Ha Altura lumbrera de admisión m hc Coeficiente de película de Woschni J/m2 K Hcc Altura de la cámara de combustión m Hp Posición del pistón lb Longitud de la biela m lm Longitud de la muñequilla m m Masa kg m1 Factor de forma m2 Factor de forma n Moles mol N Revoluciones rev/min p Presión Pa PR Cociente entre la presión de escape y la presión atmosférica Qc Calor de convección J Qd Poder calorífico diésel J/kg QH2 Poder calorífico H2 J/kg R Constante Universal de los gases J/ kg K s Entropía J/K T Temperatura K u Energía interna J U Energía interna total J V Volumen m3 Vcc Volumen de la cámara de combustión m3 𝑾󰇗 Potencia W xq Fracción de quemado Subíndices y superíndices 0 - r Relativo al inicio de la fase de combustión adm Relativo a la admisión atm Relativo a las condiciones atmosféricas cc Relativo a la cámara de combustión cmb Relativo al combustible, podrá ser diésel, H2 y una combinación de ambos XIV cmp Relativo al compresor ct Relativo a la relación compresor-turbina D Relativo al diésel e - evap Relativo a las condiciones de evaporación EGR Relativo al EGR esc Relativo al escape f Relativo al fuel (diésel y H2) gas Relativo a la condición de gas H2 Relativo al hidrógeno inj - iny Relativo a la inyección líq Relativo a la condición de líquido pared o wll Relativo a la pared del cilindro q Relativo a quemado ref Relativo a la condiciones de referencia rf Relativo al refrigerador shft Relativo al eje trb Relativo a la turbina Capítulo 1 Introducción 1 1. Introducción Este capítulo describe el marco y la motivación de los estudios que constituyen la tesis. Se presenta el contexto legislativo y el desarrollo tecnológico actual, que pone de manifiesto el carácter novedoso en el que se desarrolla la investigación. Así mismo, se presenta la justificación y los objetivos del trabajo. 1.1. Contexto En 2015 se firmó el primer acuerdo vinculante mundial sobre el clima en la Conferencia de París (COP21), en el que un total de 195 países aceptaron dicho acuerdo [1]. Los principales puntos de dicho acuerdo desde el punto de vista de las emisiones contaminantes fueron los siguientes:  Las emisiones globales deben alcanzar su nivel máximo cuanto antes.  Aplicar después rápidas reducciones basadas en los mejores criterios científicos disponibles.  Fijar reuniones cada cinco años para marcar nuevos objetivos más ambiciosos basándose en criterios científicos. La Unión Europea (UE) formó parte de dicho acuerdo y ha desarrollado un plan para alcanzar una serie de objetivos respecto a las emisiones contaminantes a corto, medio y largo plazo. Dichos objetivos son los siguientes [2]: Objetivos clave de la UE para 2020  Reducir un 20% las emisiones de gases de efecto invernadero (GEI) con respecto a los niveles de 1990.  Al menos el 20% del consumo total de energía debe proceder de energías renovables.  Incrementar un 20% la eficiencia energética Objetivos clave de la UE para 2030  Reducir al menos un 40% las emisiones de GEI con respecto a los niveles de 1990.  Al menos el 27% del consumo total de energía procedente de energías renovables.  Incrementar al menos el 27% de la eficiencia energética Objetivo a largo plazo  Para 2050 la UE se ha fijado el objetivo de reducir sustancialmente sus emisiones, en un 80-95% con respecto a los niveles de 1990. Capítulo 1 Introducción 2 Durante los sucesivos años se han ido celebrando cumbres mundiales sobre el cambio climático, COP22 (2016) en Marrakech (Marruecos), COP23 (2017) en Bonn (Alemania) y COP24 (2018) en Katowice (Polonia); en las que los países que se acogieron al acuerdo de París han logrado superar sus diferencias y alcanzar un pacto que define las reglas de un acuerdo mundial sobre el cambio climático para sentar las bases de un “libro de reglas”, que permita aplicar los acuerdos alcanzados en la cumbre de París de 2015. 1.1.1. Emisiones contaminantes y legislación La emisión de sustancias contaminantes a la atmósfera, derivadas de la combustión de combustibles fósiles, es un problema tanto local como global, que provoca efectos perjudiciales en la salud de las personas y seres vivos, en el funcionamiento de los ecosistemas y en la degradación de materiales [3]. Los productos nocivos emitidos a la atmósfera más importantes son el monóxido de carbono (CO), el dióxido de carbono (CO2), los hidrocarburos (HC), los óxidos de nitrógeno (NOx), las partículas (PM) y los óxidos de azufre (SOx), estas últimas sólo para los grandes motores diésel [4] que pueden utilizar combustibles con altos contenidos de azufre (en España máximo de 1%). El sector del transporte, tanto de personas como de bienes, emplea principalmente los combustibles líquidos derivados del petróleo, debido a su alta densidad de energía y facilidad de transporte y almacenamiento. Actualmente aproximadamente el 95% de la energía del transporte proviene de combustibles líquidos derivados del petróleo y alrededor del 60% de todo el petróleo producido se destina a la fabricación de combustibles para el transporte [5, 6]. Dicho sector representa aproximadamente el 23% de las emisiones de CO2 y si tenemos en cuenta los GEI, el dióxido de carbono tiene la tasa más alta entre los gases de efecto invernadero, y es la principal razón del calentamiento global [7]. Además, dicho sector es uno de los que más contribuyen a la emisión de NOx y partículas (PM2.5 y PM10). Siendo dichas emisiones de particular interés en las ciudades, ya que un gran número de personas están directamente expuestas [8]. En el mundo existen alrededor de 1.100 millones de vehículos de pasajeros y 380 millones de vehículos comerciales y se espera que dichas cifras aumenten al doble para el año 2040, sobre todo en países con mercados emergentes como China e India [9]. El transporte terrestre y marítimo se realiza principalmente con motores de combustión interna (MCI) y el transporte aéreo con motores a reacción [10]. Se espera para el 2050 un aumento del 40% y 58% en los kilómetros de pasajeros y kilómetros de carga, respectivamente. Este aumento en kilómetros tiene un efecto perjudicial tanto en el esfuerzo en curso por una mayor eficiencia de combustible como en la Capítulo 1 Introducción 3 calidad del aire local, ya que el aumento de kilómetros tiene como resultado un aumento en las emisiones absolutas de contaminantes [11]. Además, la navegación juega un papel muy importante en el sistema global del transporte, ya que mueve el 80% de las mercancías del mundo [12]. Las emisiones procedentes del transporte marítimo tienen un gran impacto sobre la calidad del aire, sobre todo en zonas próximas a la costa, ya que al menos el 70% de las emisiones de los buques se producen dentro de los 400 km más próximos a la costa [13, 14]. En los últimos años se han impuesto muchas políticas en todo el mundo para reducir los efectos negativos de las emisiones de los motores diésel en la salud humana y el medio ambiente. En Europa, las emisiones de los vehículos se han regulado a través de los estándares de emisión de la Comisión Europea (CE) desde 1992 [15]. Dichas normas a nivel europeo son las normas “Euro”, que regulan los límites aceptables para las emisiones de gases de combustión de los vehículos nuevos vendidos en los Estados Miembros de la Unión Europea. Las normas de emisión se definen en una serie de directivas de la Unión Europea con implantación progresiva que son cada vez más restrictivas. Actualmente, las emisiones de NOx, HC, CO y PM están reguladas para la mayoría de los tipos de vehículos, incluyendo automóviles, camiones, trenes, tractores y máquinas similares, barcazas, pero excluyendo los barcos de navegación marítima y los aviones. A lo largo de las últimas dos décadas, la CE se ha centrado especialmente en la reducción de las emisiones de CO2 de los turismos y camiones, para reducir su impacto en el cambio climático [16]. La necesidad de esta reducción viene impulsada por el aumento de las emisiones de CO2 del transporte por carretera en un 17% entre 1990 y 2014. Esta evolución puede asignarse al crecimiento del transporte tanto personal como de mercancías y está acompañada por un mayor consumo de combustible. Tabla 1.1. Limitaciones de emisiones para vehículos diésel [17] Euro 1 Euro 2 Euro 3 Euro 4 Euro 5 Euro 6 Válida a partir de 01/1992 01/1996 01/2000 01/2005 09/2009 08/2014 NOx (g/km) - 0,55 0,50 0,25 0,18 0,08 CO (g/km) 3,16 1,00 0,64 0,50 0,50 0,50 HC (g/km) - 0,15 0,06 0,05 0,05 0,09 PM 0,14 0,08 0,05 - 0,005 0,005 HC + NOx (g/km) 1,13 0,70 0,56 0,30 0,23 0,17 Capítulo 1 Introducción 4 Tabla 1.2. Limitaciones de emisiones para vehículos gasolina [18] Euro 1 Euro 2 Euro 3 Euro 4 Euro 5 Euro 6 Válida a partir de 01/1992 01/1996 01/2000 01/2005 09/2009 08/2014 NOx (g/km) - - 0,015 0,08 0,06 0,06 CO (g/km) 2,72 2,20 2,30 1,00 1,00 1,00 HC (g/km) - - 0,20 0,10 0,10 0,10 PM - - - - 0,005* 0,005* HC + NOx (g/km) 0,97 0,5 - - - - *Sólo con inyección directa Se ha demostrado que la regulación Europea de las emisiones de los automóviles ha fallado en lo que respecta a las emisiones de NOx de los motores diésel (regulaciones Euro 5 y Euro 6) en comparación con los distintos estándares de emisión. Debido a las decisiones históricas que han favorecido la tecnología diésel, Europa se ha convertido en una isla diésel, distanciándose del resto del mundo en este aspecto. Como resultado, prácticamente todos los ciudadanos europeos respiran aire que se considera perjudicial para la salud humana [18]. El hecho de haber una discrepancia cada vez mayor entre los resultados de las pruebas de laboratorio y la realidad cuando se trata de medición de la emisiones de CO2 y los escándalos relacionados con el “Dieselgate” [19], supone una presión significativa sobre la tecnología de los vehículos de pasajeros como se conoce hasta la fecha y desencadena debates sobre el futuro del transporte personal basado en la combustión [8]. De esta manera, la UE continúa presionando a la industria automotriz para que desarrolle dispositivos auxiliares de control de emisiones y vehículos libres de combustibles fósiles. Debido a las discrepancias observadas entre los resultados en los ensayos de laboratorio y en el uso real del vehículo, a nivel mundial se ha impulsado la definición de un nuevo ciclo de ensayo en el laboratorio en condiciones más dinámicas aplicables a los vehículos [20]. En Europa se planteó la necesidad de llevar a cabo, además, un ensayo de los vehículos en condiciones reales de conducción. Hasta ahora el sistema utilizado se llamaba NECD (Nuevo Ciclo de Conducción Europeo), fue diseñado en 1990 y analizaba los gases durante un ciclo de conducción con una velocidad de 34 y 120 km/h en un recorrido de 11 kilómetros en 20 minutos. El nuevo procedimiento WLTP (World Harmonized Light-duty Vehicles Testing Procedure), servirá para medir los consumos y emisiones de los vehículos de manera más rigurosa y que simula situaciones más realistas. Fue introducido en 2017 para los vehículos nuevos, pero a partir del 1 de septiembre de 2018 será obligatorio para todos los vehículos [21]. La tabla 1.3 recoge las principales diferencias entre el ciclo de ensayo NEDC y el WLTP. Capítulo 1 Introducción 5 Tabla 1.3. Principales diferencias entre el sistema NEDC y el nuevo sistema WLTP [21] NEDC WLTP Tiempo de conducción 20 minutos 30 minutos Fases de conducción 2 fases, 66% conducción urbana, 34% extraurbana 4 fases más dinámicas, 52% conducción urbana, 48% extraurbana Longitud del recorrido 11 km 23,25 km Velocidad máxima 120 km/h 131 km/h Velocidad media 33,6 km/h 46,6 km/h Media parados 25% / 14 paradas (280 s) 13% / 9 paradas (226 s) Equipamiento opcional incluido No Sí Puntos de cambio Especificados de acuerdo a la velocidad Individualmente Temperatura del test Entre 20 y 30º C Medidas a 23ºC, valores corregidos a 14ºC Las regulaciones para la navegación marítima en materia de emisiones vienen impuestas por la Organización Marítima Internacional (IMO). Siendo dicha Organización un organismo de las Naciones Unidas creado para promover la seguridad marítima, que agrupa 167 estados miembros y 3 miembros asociados. Fue a finales de la década de 1980, cuando la IMO impulsó las primeras medidas para la prevención de la contaminación atmosférica producida por el sector marítimo [22], puesto que antes sólo se habían centrado en otras fuentes de contaminación más visibles (derrames de hidrocarburos). En cuanto a la normativa sobre emisiones producidas por los propulsores de navíos, las normas de la IMO sobre contaminación de buques están contenidas en el “Convenio internacional para la prevención de la contaminación de los buques”, conocido como MARPOL 73/78 [23]. Las normas de emisión de la IMO se conocen como normas Tier I, Tier II y III. Las normas Tier I se definieron en la versión de 1997 del Anexo VI, mientras que los estándares Tier II y Tier III fueron introducidos por las enmiendas del Anexo VI adoptadas en 2008, como sigue:  Tier I de 1997: el "Protocolo de 1997" de MARPOL, que incluye el Anexo VI, se definió para entrar en vigencia 12 meses después de ser aceptado por 15 Estados miembros que englobasen al menos el 50% del mercado mundial del transporte marítimo. El 18 de mayo de 2004, Samoa depositó su ratificación como el 15 ° Estado (se unió a Bahamas, Bangladesh, Barbados, Dinamarca, Alemania, Grecia, Liberia, las Islas del Mariscal, Noruega, Panamá, Singapur, España, Suecia y Vanuatu). En esa fecha, el Anexo VI fue ratificado por los Estados con el 54,57%. En consecuencia, el Anexo VI entró en vigor el 19 de mayo de 2005 y se aplica retroactivamente a los motores nuevos de más de 130 kW instalados en embarcaciones construidas el 1 de enero de 2000 o después de esa fecha, o que experimentan una conversión importante después de esa fecha. El reglamento también se aplica a las plataformas fijas y flotantes y a las plataformas de perforación Capítulo 1 Introducción 12 de escape del motor. Como consecuencia del desplazamiento de aire, una menor cantidad de O2 está disponible para la combustión (efecto de dilución). Esta reducción de O2 disponible para la combustión provoca a su vez una reducción de la relación aire/combustible, que afecta sustancialmente las emisiones de escape [41]. Además, la mezcla de los gases de escape con el aire de admisión aumenta el calor específico de la mezcla de admisión, lo que resulta en una reducción de la temperatura de la llama (efecto térmico) [42, 43]. Sin embargo, el uso de EGR conduce a un aumento de la cantidad de PM. El uso de EGR a largo plazo causa problemas en los motores derivados del aumento de los depósitos de carbono, la degradación del aceite lubricante y un mayor desgaste del motor [44]. Además de la necesidad de aumentar la presión en cargas medias y altas cuando se usa EGR mientras se mantiene la relación aire/combustible a un nivel adecuado para minimizar su impacto negativo en las emisiones de PM, especialmente con una carga alta del motor donde el caudal de EGR y la temperatura de escape son altos [45]. El tratamiento posterior de los gases de escape, para reducir las emisiones de NOx se impuso a partir de la entrada en vigor de la norma Euro 4, mediante la introducción de la reducción catalítica selectiva (SCR) [39]. Una alternativa al SCR es un catalizador adsorbente (trampa de NOx) que absorbe NOx en condiciones de gases de escape "pobres" y los devuelve en períodos cortos con gases de escape "ricos". El desarrollo de sistemas SCR tiene como objetivo mejorar la conversión de NOx en el rango de temperaturas bajas y altas [27]. Los sistemas para reducir las partículas diésel presentan muchos tipos diferentes de filtros, como filtros de metal de sinterización porosa, espumas cerámicas o metálicas o separadores de partículas de flujo, el filtro de flujo de pared de cerámica sigue siendo la mejor opción. Otras técnicas como la inyección de agua o el empleo de H2 como combustible alternativo se abordarán en el capítulo 2, ya que la tesis aborda dichas técnicas para controlar las emisiones. La Fig. 1.5 presenta una línea temporal complementaria a la Fig. 1.4, donde se pueden observar cómo se han ido incorporando las diferentes tecnologías a lo largo de los años. Atendiendo a la electrificación de los vehículos y alejándonos del propio desarrollo del motor diésel, existe una alternativa para reducir el impacto de las emisiones contaminantes. Por un lado tendríamos los vehículos puramente eléctricos o vehículos de baterías eléctricas (BEV), en los que toda la energía del vehículo proviene de la electricidad. Por otra parte estarían los vehículos híbridos eléctricos (HEV), que obtienen toda o parte de su potencia de MCI. Los diferentes grados actuales de electrificación que existen están basados en baterías de ion-litio [47]. Capítulo 1 Introducción 13 Fig. 1.5. Línea temporal de la aparición de las tecnologías para el control de emisiones La tecnología HEV está principalmente orientada a vehículos con motores de encendido por chispa (SI). Los motores diésel (CI), que ya son bastante eficientes, no se benefician tanto de la hibridación como los SI, aunque la hibridación podría permitir la recuperación de la energía perdida en el frenado y la reducción del tamaño hasta cierto punto. La tecnología HEV es una tecnología desarrollada y que se encuentra generalizada entre prácticamente todos los fabricantes de automóviles, ya que ofrece a los fabricantes de automóviles una forma comprobada de reducir el consumo de combustible y las emisiones de CO2 para cumplir con los objetivos establecidos por muchos gobiernos [48]. Casi todas las marcas poseen un modelo híbrido entre los vehículos que ofertan, siendo los vehículos HEV actuales con mayor número de ventas el Toyota Prius y el Honda Insight. Los híbridos diésel-eléctricos son usados en locomotoras y barcos. En grandes buques o en locomotoras, varios generadores diésel generan la electricidad, que mediante un controlador se transmite a los motores propulsores eléctricos. Igualmente se conocen como vehículos híbridos aquellos que emplean principalmente gasolina y otro combustible de tipo gas (HGV). El motivo por el que se emplean motores SI para el uso de gas, ya sea GLP o GNC, se debe a que poseen características muy parecidas a la gasolina y no resulta posible emplear estos combustibles para alimentar un motor diésel, que funciona de una forma completamente distinta. Los BEV, son igualmente una realidad. El caso más conocido de este tipo de vehículos es el de la marca Tesla, aunque existen otros fabricante como Porsche y Nissan, con su modelo Nissan Leaf, que tienen actualmente vehículos BEV en el mercado. El problema principal de los BEV es que requieren baterías y componentes electrónicos mucho más grandes, haciéndolos mucho más caros [48]. Debemos tener en cuenta que el desarrollo de los BEV supone una serie de retos, tales como: Capítulo 1 Introducción 14 Impacto medioambiental Aunque los BEV no producen contaminantes como las PM, NOx, CO y HC, sí que debemos tener en cuenta la aportación que los BEV realizan en los GEI, ya que depende de cómo se produce la electricidad utilizada para alimentar los BEV [49, 50], y los altos niveles de emisiones de GEI que se asocian con la fabricación de baterías de este tipo de vehículos [51]. Los BEV tienen un impacto muy significativo en la toxicidad para los seres humanos y el agua dulce, así como la eutrofización del agua dulce, principalmente debido a la producción de metales necesarios para las baterías [52 - 54]. Su utilización estaría enfocada principalmente a los pequeños vehículos de pasajeros Las limitaciones impuestas por el tamaño de la batería y al costo de la misma, actualmente limitan el uso de los BEV esencialmente al sector de automóviles de pasajeros y vehículos de reparto en flotas cautivas urbanas. El impacto que supondría en el sector eléctrico tener que alimentar todos los BEV y la construcción de la infraestructura necesaria para la carga de los mismos Los cambios en la generación y distribución de electricidad serán necesarios si el objetivo es reemplazar los automóviles convencionales por BEV, por lo que se requeriría grandes inversiones previas en infraestructura de carga y generación de energía adicional [55, 56]. La seguridad a la hora de construir y reciclar las baterías La seguridad no está sólo relacionada con lo contaminantes que pueden ser los materiales con los que se construyen las baterías, sino también con la seguridad del suministro de litio necesario para las baterías. El proceso de extracción es laborioso y las reservas, aunque abundantes, se concentran en unos pocos países como Australia, Chile y Argentina, y la producción actual es principalmente en China. Además a medida que la cantidad y el tamaño de las baterías aumentan con la cantidad de BEV, el reciclaje de las baterías será cada vez más importante para recuperar el material y así reducir el impacto en la cadena de suministro y eliminar los desechos de manera segura. El reciclaje de la batería de iones de litio es particularmente complicado debido a la forma en que se ensamblan y porque los paquetes de baterías varían en forma, son grandes y pesados y contienen muchos materiales diferentes [57, 58]. Capítulo 1 Introducción 15 1.1.3. Soluciones basadas en el H2 para la generación de energía mecánica Para combatir los inconvenientes de los BEV la industria automotriz se encuentra desarrollando actualmente una tecnología novedosa, los vehículos eléctricos de pila de combustible (FCEV). Los FCEV son operados por motores eléctricos alimentados con electricidad de una pila de combustible (FC). La energía primaria en los FCEV puede provenir de diversos combustibles como el metanol y el H2, pero es éste último el que alimenta la pila de combustible y que al reaccionar con O2 del aire en un proceso catalítico genera corriente continua (H2FC) [59]. Las H2FC han obtenido recientemente el interés de fabricantes e investigadores, puesto que tienen el potencial de lograr las emisiones cero en vehículos y una alta eficiencia. Las H2FC convierten la energía almacenada en un combustible directamente en electricidad sin combustión. A diferencia de una batería en la que el suministro de productos químicos está limitado por el tamaño de la batería, las pilas de combustible pueden alimentarse continuamente con combustible para producir electricidad indefinidamente [60]. Una pila de combustible consiste en tres elementos: un ánodo, un cátodo y un electrolito. Según el electrolito que emplean las FC se pueden clasificar como ácidas o alcalinas. El proceso interno de las H2FC es el siguiente: el H2 se introduce en el ánodo y se divide en iones de H2 y electrones libres. Los iones de H2 fluyen a través del electrolito hacia el cátodo, donde se introduce el O2. En el cátodo, el O2 se une con los iones de H2 para formar agua. Para completar el proceso, los electrones libres liberados en el ánodo deben unirse con el H2 y el O2 en el cátodo. El movimiento de electrones del ánodo al cátodo crea una corriente que se puede utilizar para alimentar un dispositivo eléctrico [60]. Uno de los inconvenientes de las H2FC es que requieren H2 de alta pureza para evitar que la célula se envenene, en contrapartida con los motores de combustión interna alimentados con hidrógeno (H2MCI) que pueden quemar H2 de baja pureza. Las pilas de combustible además tienen una baja densidad y la eficiencia máxima puede alcanzar el 60%, son considerablemente caras y carecen de una infraestructura de reabastecimiento de H2 [61]. Además, usar la pila de combustible de H2 como único suministrador de energía en los vehículos requiere de un dispositivo de arranque. Como consecuencia de ello, los fabricantes de automóviles han desarrollado los FCEVs, que combinan la entrega de energía entre una FC y una batería. Mercedes Benz F-Cell de Daimler, Chevrolet Volt de General Motors, Toyota FCHV de Toyota y Honda FCX de Honda son vehículos híbridos con sistema de energía de batería y FC [62]. El tener que alternar entre la pila de combustible y la batería, hace que se requiera un sistema de administración de energía (EMS). La inclusión de dicho sistema y de las baterías, que además son costosas porque la vida útil de la batería debe extenderse para reducir la carga de reemplazo de la batería, hacen que el precio de Capítulo 1 Introducción 16 dichos vehículos sea elevado. Las FC son una realidad, los primeros vehículos comerciales que salieron al mercado fueron el ix35 Fuel Cell y el NEXO de Hyundai y el Toyota Mirai. Desde el punto de vista del modo de combustión HCCI, también existe la posibilidad de emplear H2 para producir energía mediante este método de combustión homogénea. El empleo de H2 para un motor funcionando en modo HCCI, da como resultado presiones máximas y gradientes de presión en el cilindro muy elevados, lo que limita el uso de dicho modo de combustión para cargas parciales y posiblemente requiriendo cambios de diseño para mantener la confiabilidad del motor [63]. Otro inconveniente sería la necesidad de calentar el aire de entrada para garantizar la autoignición, que reduce el rendimiento volumétrico. Los ensayos experimentales que se han llevado a cabo con esta tecnología dan como resultado una alta eficiencia del uso del combustible, mayor que en un motor diésel convencional, y unos niveles de emisiones muy reducidos [64]. Otra tecnología que podría emplear el H2 serían las turbinas de gas [65], representando una alternativa viable a la tecnología de las FC en cuanto a confiabilidad [66], vida útil esperada y costo. Existen varios fabricantes como General Electric o Siemens que han adaptado algunos de sus modelos al uso de H2. En el caso de emplear H2 en la turbina de gas, la cámara de combustión es el único componente que requiere un gran esfuerzo de rediseño para la operación en 100% de H2, debido a las características del combustible [67, 68]. Sin embargo, hoy en día el uso del H2 como combustible está limitado a las turbinas de gas con quemadores de llama de difusión [69, 70], teniendo como inconveniente una tasa de producción de NOx tres veces más alta que en el caso de la combustión de gas natural [65]. Por lo que en este sentido sería necesario el empleo de tecnología de reducción de emisiones de NOx. 1.2. Justificación El uso del H2 como combustible alternativo es una de las opciones que la mayoría de los gobiernos que se acogieron al acuerdo de París contemplan para un sistema de energía sostenible. Tanto el Departamento de Energía de Estados Unidos [71] como la Dirección General de Investigación de la CE [72], el Ministerio de Economía, Comercio e Industria de Japón [73] y el Ministerio de Energía Renovables de la India [74], han redactado informes que sostienen al H2 como una de las principales alternativas para el futuro. Es una de las principales fuentes de energía limpia, además de ser el elemento más abundante del universo. Uno de los principales atractivos del empleo del H2 radica en la variedad de métodos para producirlo, así como en la viabilidad a largo plazo de algunos de ellos ya que se puede obtener a través de fuentes de energías renovables [75]. Aunque actualmente el 95% del H2 es producido a Capítulo 1 Introducción 17 través de métodos basados en combustibles fósiles [76]; y únicamente un 5% proviene de fuentes de energías renovables [77]. Por este motivo, la generación de H2 todavía se considera un proceso costoso y contaminante. La producción H2 en abundancia y de forma económica por fuentes renovables es crítica para dar el salto a una nueva era de uso del H2 [78]. Atendiendo a su forma de producción se puede clasificar [79]: A. H2 producido de fuentes convencionales. i) Reformado con vapor de agua y gas natural. La mayor parte del H2 que se produce se realiza a través de este método. El gas natural reacciona con vapor de agua a alta temperatura y se forma gas de síntesis, una mezcla de H2, CO y una pequeña cantidad de CO2. Luego, el CO reacciona con agua para producir H2 adicional [80]. ii) Oxidación parcial de hidrocarburos. Se basa en una reacción exotérmica con O2 y vapor a presión moderadamente alta con o sin un catalizador según la materia prima y el proceso seleccionado [79]. iii) Gasificación de carbón. El carbón se convierte en gas de síntesis, luego se extrae H2 y se separa el CO2 [81]. B. H2 producido de fuentes de energía renovable i) Energía solar fotovoltaica para conversión directa. Se puede producir H2 por: a) Fotólisis, basado en el hecho de que las moléculas de agua absorben energía a una velocidad de 285.57 kJ / mol de agua de la radiación ultravioleta, pudiendo en principio liberar H2 [79]. b) Electrólisis fotovoltaica, donde células fotovoltaicas y un electrolizador se combinan para crear un dispositivo que genera H2 [80]. ii) Energía eólica. El H2 se puede producir por electrólisis utilizando turbinas eólicas como fuente de electricidad. iii) Energía hidráulica. En este caso la energía eléctrica necesaria para la electrólisis se produce a partir de energía hidráulica. El uso de H2MCI supone una ventaja en cuanto a peso y coste respecto a las alternativas BEV, HEV y FCEV, pudiendo además funcionar con H2 de baja pureza. Además, los H2MCI tienen una eficiencia cercana a la de H2FC, a un coste menor, que requiere sólo modificaciones de bajo coste del MCI. Las propiedades de combustión del H2 son muy diferentes de las de la gasolina, el diésel o el gas natural como muestra la tabla 1.5, se quema mucho más rápido que estos combustibles, lo que significa que se puede lograr una alta eficiencia quemando H2 en un MCI, optimizando la forma de la cámara de combustión, la relación de compresión y la calibración de la sincronización de la Capítulo 1 Introducción 18 ignición, para evitar el knocking [82, 83]. Tiene, así mismo, una densidad energética mucho mayor que los combustibles normales, 1 kg de H2 puede proveer el triple de energía que uno de diésel o gasolina [78]. El H2, por otra parte, posee unos límites de inflamabilidad más amplios como puede observarse en la tabla 1.5, lo que lo hace adecuado para operar en un rango amplio de condiciones de motor, incluso para dosados muy bajos [78]. El H2 requiere de una fuente de ignición para que se inicie la combustión del mismo debido a la alta temperatura de auto-ignición. Esto nos puede hacer pensar que este combustible es más adecuado para los motores SI [84, 85]. En la actualidad existe una solución comercial, el BMW Hydrogen 7, que utiliza gasolina y H2 como combustibles [86]. El H2 es considerado el mejor candidato para mezclar con el diésel para satisfacer las características requeridas por el motor [87 – 89]. Las ventajas e inconvenientes del empleo del H2 como el combustible idóneo para mezclarlo con diésel se muestran en la tabla 1.6. Atendiendo a las ventajas e inconvenientes descritos a continuación, existen varias razones para justificar la investigación y considerar el empleo del H2 como combustible en H2MCI:  El progreso reciente en las estrategias de control para la reducción de NOx y PM.  Los avances realizados en el modelado de dicho tipo de motores y el análisis de los ciclos de combustión.  El potencial de usar el H2 con la misma infraestructura de fabricación ya desarrollada para los MCIA alimentados con gasolina o diésel.  Servirá como puente para el desarrollo de otras tecnologías basadas en H2 y que actualmente están lejos de alcanzar su resultado óptimo, como las H2FC. Tabla 1.5. Características principales del H2, diésel, gasolina y gas natural [84, 85] Hidrógeno Diésel* Gasolina* Gas Natural Densidad (kg/m3) (1 bar, 293.15 K) 0,09 820 - 950 737 0,7 – 0,9 Poder calorífico Inferior (PCI) (MJ/kg) 120 43 42.5 47 Poder calorífico Superior (PCS) (MJ/kg) 142 46 47 52 Energía mínima de ignición (mJ) 0,02 - - 0,29 Temperatura de auto-ignición (K) 858 473 520 - 583 813 Límites de inflamabilidad en aire (vol%) 4 - 75 0.6 – 7.5 1.4 - 7.6 5 - 15 * Combustibles líquidos Capítulo 1 Introducción 19 Tabla 1.6. Ventajas e inconvenientes del uso del H2 en motores CI Ventajas Causas y consecuencias Incrementa el ratio H/C [90]. Se reduce el empleo de diésel y con ello el número de carbono presente. Esta reducción se verá traducida en una reducción de las emisiones típicas de los motores que emplean únicamente combustibles fósiles. Mejora la homogeneidad de la mezcla [78]. La alta difusividad del H2 provoca que la mezcla esté mejor premezclada con el aire. Reduce la duración de la combustión [91]. Debido a la alta velocidad de propagación de la llama del H2 en relación con otros combustibles. Mejores condiciones para un proceso de combustión completa [78]. Es una consecuencia del aumento de la homogeneidad de la mezcla. Incremento de la eficiencia indicada [90]. Provocado porque la combustión más rápida se acerca al volumen constante. Se reducen las emisiones de CO, CO2 y HC. Un menor uso de diésel reduce este tipo de emisiones contaminantes, ya que el H2 no produce CO2 ni CO en su combustión, además de no producir HC inquemados. Inconvenientes Causas y consecuencias Necesita una fuente de ignición [92]. Debido a su elevada temperatura de auto-ignición, por lo que requiere o bien una fuente auxiliar como el diésel para iniciar la combustión, o un alto RC o calentar el aire de admisión con lo que se reducirá la eficiencia volumétrica y por lo tanto la potencia del motor. Condiciones favorables para que se produzcan knocking [88]. Resulta por la ignición espontánea de una parte de la mezcla en la cámara de combustión por delante de la propagación de la llama. El knock suele ocurrir bajo altos ratios de compresión (RC), baja velocidad de giro y alta carga. Rápida liberación de energía química en la mezcla restante sin quemar [90]. Es resultado del knocking; y provoca altas presiones locales y genera ondas de presión. Estas ondas de presión se transmiten a través de la estructura del motor, lo que resulta en sonido de combustión y fallos mecánicos del motor debido a un aumento de la tensión térmica y mecánica. Aumento de las emisiones de NOx [93]. Es una consecuencia de la combustión más rápida causada por la adición de H2, que al aumentar su cantidad conduce a presiones y temperaturas máximas en el cilindro más altas. 1.3. Objetivos El contexto actual deja claro que las medidas adoptadas para la reducción de emisiones contaminantes no han logrado alcanzar los objetivos que se plantearon en el pasado. Las restricciones medioambientales son cada día más restrictivas, fijándose para ello unos límites de emisiones mucho más exigentes en todos los ámbitos que abarca este trabajo. Aunque el desarrollo de los motores de combustión y las técnicas para controlar las emisiones de los mismos no han dejado de evolucionar desde hace décadas, con vistas a cumplir con los objetivos planteados en el acuerdo de París puede que no sean suficientes y se deban acometer Capítulo 1 Introducción 20 otro tipo de desarrollos. Los vehículos eléctricos se presentan como la alternativa para alcanzar el nivel cero de emisiones, pero esta alternativa no será óptima a corto-medio plazo. Es por ello que la comunidad científica plantea como una alternativa para cumplir con los requisitos medioambientales el uso del H2. El proyecto de tesis doctoral que se propone se ocupa del estudio de la potencialidad del uso del H2 como combustible para ser empleado en el transporte de pasajeros o mercancías, ya sea vía terrestre o marítima y en la producción de potencia, empleando para ello motores diésel convencionales y motores diésel de 2T lentos. Para dicho estudio se hará uso de distintas herramientas, tales como la experimentación y el empleo de modelos termodinámicos de zona cero y multi-zona en los distintos casos que se expondrán a lo largo del trabajo. El estudio estará además completado con la incorporación de técnicas para la reducción de emisiones contaminantes asociadas a la combustión del H2. Además del objetivo global que se expone en el párrafo anterior, se plantean los siguientes objetivos para el caso de la aplicación del H2 como combustible en motores diésel convencionales: 1) Determinar el alcance del método de inyección de agua en la admisión (WI) para la reducción de emisiones de NOx y partículas en modo de combustión diésel. Se plantea realizar un estudio del método WI en dos puntos diferentes del motor (aguas arriba del turbo-compresor y aguas abajo del turbo-compresor), comparando el nivel de emisiones y las prestaciones del motor para ambos casos. 2) Analizar la potencialidad del uso de H2O como agente para la reducción de emisiones de NOx en el modo de combustión H2, así como para controlar la problemática que presenta este tipo de combustión así como para incrementar el rango de operación. 3) Comparar los métodos WI y EGR, para determinar qué método es mejor desde el punto de vista de la reducción de emisiones. El enfoque de este análisis es el de implementar la técnica más adecuada tanto para el desarrollo experimental como para los diversos modelos que se exponen en el trabajo. 4) Estudiar dos modos de combustión dual con WI: i) H2 como combustible principal y diésel sólo como combustible piloto para la ignición y ii) H2 y diésel, ambos como energía primaria. Los dos modos de combustión dual serán estudiados para diferentes velocidades, cargas y ángulos de inyección, lo que nos permitirá realizar un análisis del modo de combustión dual más amplio que los que se han desarrollado hasta ahora. Capítulo 1 Introducción 21 En el caso del estudio de los motores diésel lentos de 2T la experimentación en el motor está fuera del alcance de esta tesis, aunque sí se dispone de información detallada de operación de un motor representativo de toda la gama que ha permitido la validación de los modelos de cálculo. Es por ello que para el estudio de este tipo de motores se realizan modelos termodinámicos cerodimensionales o CFD. En este trabajo para el estudio de la combustión de H2 en este tipo de motores se plantea: 5) El desarrollo de un modelo termodinámico para el estudio de la combustión de H2 con WI en un motor diésel de 2T. Obteniendo como resultado un mapa de funcionamiento del mismo junto con los mapas de operación del grupo de sobrealimentación. Este modelo se alimenta de leyes funcionales que proporcionan los parámetros para obtener la tasa de liberación de calor de un proceso de combustión dual a partir de unas condiciones iniciales. Esto permitirá el estudio del proceso de combustión siempre que se conozcan las condiciones iniciales. Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 28 en favor del H2 reduce las emisiones de CO2. El fenómeno de reducción de este tipo de emisiones se produce para todas las cargas del motor. c.3) Emisiones de NOx Como ya hemos apuntado anteriormente, el aumento de la cantidad de H2 involucrada en la combustión dual trae consigo un aumento de la cantidad de NOx. Cuando nos referimos a los NOx hacemos referencia al óxido nítrico (NO), siendo éste el más abundante dentro de los NOx (en torno al 80%), y al dióxido de nitrógeno (NO2), que es el más nocivo para la salud. La formación de NOx depende en gran medida de la temperatura en el interior del cilindro, la concentración de O2 (dosado) y el tiempo de residencia para que tenga lugar la reacción [125]. La formación de NOx está descrita por varios mecanismos, en el caso de los NO por: el “Mecanismo de Zeldovich” o térmico, el “Mecanismo de Fenimore” o prompt y el “Mecanismo Lavoie” o “Mecanismo de Zeldovich extendido”. La fuente principal de NO es la oxidación del nitrógeno molecular atmosférico, aunque el nitrógeno contenido en el combustible también es considerado como una fuente de menor incidencia para la formación de NO. El “Mecanismo de Zeldovich” [126] es el predominante a altas temperaturas: 𝑁2+𝑂2𝑘1 ↔𝑁𝑂+𝑁 (2.5) 𝑁+𝑂2𝑘2 ↔𝑁𝑂+𝑂 (2.6) Donde k1 y k2 son las constantes de velocidad de reacción de cada una de ellas según la ley de Arrhenius. La reacción global se puede describir como: 𝑁2+𝑂2𝑘 ↔2𝑁𝑂 (2.7) La velocidad de reacción global se rige principalmente por la primera reacción (Ec. 2.5), ya que la segunda reacción (Ec. 2.6) es mucho más rápida que la primera y ocurre inmediatamente después de la primera. En condiciones ricas, es decir con un ratio combustible/aire alto, debido a la falta de oxígeno, la reacción de la Ec. 2.6 se debilita, por lo tanto, se incluye una tercera reacción en el mecanismo (Ec. 2.8), también conocido como “Mecanismo de Zeldovich extendido” [127]: 𝑁+𝑂𝐻𝑘3 ↔𝑁𝑂+𝐻 (2.8) 𝑘𝑓1=1,47∙1013∙𝑒−75286,81 𝑅∙𝑇 (2.9) 𝑘𝑓2=6,40∙109∙𝑒−6285,5 𝑅∙𝑇 (2.10) Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 29 𝑘𝑓3=3,80∙1013 (2.11) Donde:  T es la temperatura en el interior del cilindro (K).  R es la constante universal de los gases.  La energía de activación tiene unidades de cal/mol. El mecanismo de Fenimore surge del hecho que la formación de NO no pueda explicarse únicamente con el mecanismo de Zeldovich. Este mecanismo, a diferencia del anterior, no depende de la temperatura, y solamente explica la formación de alrededor del 5% del total de NO en motores diésel [126]. La reacción dominante que explica este mecanismo es: 𝐶𝐻+𝑁2↔𝐻𝐶𝑁+𝑁 (2.12) En el caso de la formación de NO2 las reacciones que intervienen son las siguientes: 𝑁𝑂 + 𝐻𝑂2 → 𝑁𝑂2 + 𝑂𝐻 (2.13) 𝑁𝑂2 + 𝐻 → 𝑁𝑂 + 𝑂𝐻 (2.14) 𝑁𝑂2 + 𝑂 → 𝑁𝑂 + 𝑂2 (2.15) 𝐻 + 𝑂2 + 𝑀 → 𝐻𝑂2 + M (2.16) Como la combustión de H2 es posible en un amplio rango de relaciones de combustible-aire, la combustión de una mezcla rica en aire y H2 a altas temperaturas crea un ambiente ideal para la formación de emisiones de NOx [113]. Aunque la temperatura de combustión aumenta con la adición de H2, las emisiones son más bajas a velocidades más altas debido al menor tiempo de residencia [128]. Algunos estudios apuntan que cuando se exceden valores de la relación de aire- H2 de 0,75 se produce un aumento en las emisiones de NOx [129]. El H2 tiene una velocidad de propagación de llama mayor que la del diésel [130, 131], por lo que aumentará la probabilidad de que se produzca la combustión completa en el modo de combustión dual. La combustión completa conlleva una mayor presión máxima en el interior del cilindro, con lo que a su vez aumenta la temperatura y por consecuencia los NOx [129]. c.4) Emisiones de HC Las emisiones de HC son fruto de la combustión incompleta de los combustibles fósiles, en el caso de la combustión en modo dual a consecuencia de la combustión incompleta del diésel. Dicha combustión incompleta se debe a las bajas temperaturas del proceso de combustión [132, 133], lo Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 30 que conlleva la deposición de combustible en las paredes y oquedades de la cámara [134]. Varios estudios de investigación evidencian la reducción significativa de las emisiones de HC en motores CI en modo dual para todas las cargas [111, 135]. La reducción en las emisiones de HC se debe a la mayor velocidad de combustión del H2, lo que mejora la combustión del diésel. Además la ausencia de carbono en el combustible de H2 reduce las emisiones de HC en mayor medida [136, 137]. c.5) Emisiones de PM o humos La emisión de partículas o de humos en los motores CI se debe a la heterogeneidad de la mezcla aire-combustible. Dichas emisiones disminuyen significativamente con el aumento del grado de homogeneidad en la mezcla aire-combustible. Por lo general, ocurre en regiones donde existe una cantidad insuficiente de aire (para la oxidación) en la cámara de combustión. Si la relación airecombustible disminuye, la emisión de partículas puede aumentar significativamente. A altas cargas, la emisión de humo es alta debido a que se suministra una mezcla rica para satisfacer la alta demanda de carga [97]. La emisión de PM de un motor en modo combustible dual es significativamente menor en comparación con el modo diésel convencional, especialmente a cargas elevadas. Este tipo de emisiones aumentan drásticamente con el aumento de la carga en el caso del modo diésel, mientras que el aumento de la carga no tiene una influencia significativa en las emisiones de PM en el caso del modo de combustible dual [138]. Esto podría deberse a que la adición de H2 aumenta el grado de homogeneidad de la mezcla, lo que conduce a una mejor combustión. La formación de humo se produce cuando la relación C/O excede la unidad [122]. La relación crítica de C/O para la formación de emisiones disminuye significativamente al disminuir la temperatura del cilindro. En el modo dual al aumentar la cantidad aportada de H2, la relación C/O puede disminuir significativamente con la disminución del combustible diésel, lo que resulta en una reducción drástica de la emisión de humo [97]. Un resumen de los efectos del modo de combustión dual que la bibliografía recoge para el incremento de la cantidad de H2 en modo dual se encuentra recogido en la tabla 2.1. Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 31 Tabla 2.1. Resumen de los efectos de la combustión en modo dual [97] Parámetro de estudio Aumento de la cantidad de H2 a alta y media carga Aumento de la cantidad de H2 a baja carga Eficiencia térmica Aumenta (mayor que en modo diésel) Se reduce Rendimiento volumétrico Se reduce Se reduce Presión en el interior del cilindro Aumenta Se reduce Temperatura en el interior del cilindro Aumenta Se reduce Temperatura de los gases de escape Aumenta Aumenta TLC Crece Decrece Retraso a la ignición Se reduce Variable Duración de la combustión Se reduce Aumenta Rendimiento de la combustión Aumenta Se reduce CO Se reduce Se reduce CO2 Se reduce Se reduce NOx Aumenta Aumenta HC Se reduce Se reduce PM/humos Se reduce Se reduce Igualmente en la tabla 2.2 se presenta un barrido de los estudios experimentales que se han realizado en los últimos años en modo de combustión dual en motores CI convencionales. Se hace especial hincapié en la cantidad de H2 implicada en los mismos y las características de los motores en las que se realizan, con vistas a comparar dichos ensayos con los que se han desarrollado en el trabajo que engloba esta tesis. Tabla 2.2. Barrido de ensayos experimentales en modo de combustión dual en motores CI Motor ensayado (Potencia nominal en modo diésel, RC, nº cilindros, PME alcanzada) Cantidad de H2 máxima involucrada Referencia 103 kW - 17,5 - 4 cil. 15% de sustitución de energía aportada al 75% de carga y 1800 - 3600 RPM [98] 3,7 kW – 16,5 – 1 cil. 6,7% de sustitución de energía aportada al 100% de carga y 1500 RPM [99] 7,4 kW – variable – 1 cil. – 9,2 bar - 19,5% de sustitución de energía al 100% de carga y RC 19,5 - 59% de sustitución de energía al 100% de carga y RC 16,5 [100] 5,2 kW – 17.5 – 1 cil. 42% de sustitución de energía aportada al 100% de carga y 1500 RPM [102] 7,5 kW – 19 – 1 cil. 53% de sustitución de energía aportada al 100% de carga y 1500 RPM [103] 4,4 kW – 17.5 – 1 cil. 150 g/h al 100% de carga y 1500 RPM [107] Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 32 7,4 kW – 19,5 – 4 bar 56,4% de sustitución de energía aportada en modo PHCCI al 100% de carga y 1500 RPM [108] 17,4 – 1 cil. 10% de sustitución de energía aportada al 100% de carga y 2400 RPM [110] 5,2 kW – 17,5 – 1 cil. 0,15 kg/h aportados al 80% de carga y 1500 RPM [111] 49 kW – 17,1 – 4 cil. 20% de sustitución de energía aportada al 100% de carga y 1800 RPM [112] 3,7 kW – (14,5-24,5) – 1 cil. 0,4 kg/h aportados al 100% de carga y 1500 RPM [116] 62,5 kW – 17,5 – 4 cil. 50% de sustitución de diésel al 80% de carga y 1500 RPM [119] 16,7 – 1 cil. 10% de volumen compartido a alta carga y 16% de volumen a baja carga [121] 55 kW – 18,2 – 4 cil. – 5 bar 12,8% de sustitución de energía aportada al 100% de carga y 1500 RPM [128] 5 kW – 16,7– 4 cil. 12,8% de sustitución de energía aportada al 100% de carga y 1500 RPM [139] 3,7 kW – 16,5 – 1 cil. – 5,42 bar 10% de sustitución de energía aportada al 100% de carga y 1500 RPM [140] 9,2 kW – 18,1– 1 cil. 20% de sustitución de energía aportada al 60% de carga y 2400 RPM [141] 7,4 kW – 17,5 – 1 cil. 11,5% de sustitución de energía aportada al 100% de carga y 3600 RPM [142] 107 kW – 17,3 – 4 cil. – 5,9 bar 10% de sustitución de energía aportada a baja carga y 1500 RPM [143] 2.2. Mecanismos para la reducción de las emisiones contaminantes y para revertir las posibles consecuencias negativas derivadas del empleo de H2 Como ya hemos introducido anteriormente, el empleo de H2 en modo de combustión dual junto con el gasóleo ofrece una serie de beneficios como son: una elevada eficiencia térmica, una alta eficiencia de la combustión y reduce en gran medida las emisiones derivadas del uso de combustibles con base carbono (CO, CO2, HC y PM). Sin embargo, el modo de combustión dual aún no solventa algunos problemas que la combustión en modo convencional diésel ya presentaba y supone otros desafíos a solucionar como son: no desaparecen las emisiones de NOx, pudiendo incluso aumentar, se puede producir knocking y la cantidad máxima de H2 a emplear es limitada, ya que el aumento de la cantidad de H2 puede conducir a la auto-detonación. Igualmente se podría producir la ignición espontánea de una parte de la mezcla en la cámara de combustión por delante de la propagación de la llama, provocando alta presiones locales y generando ondas de presión que podrían dañar el motor. Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 33 A continuación se describen una serie de medidas para intentar mitigar los efectos negativos del modo de combustión dual, tanto en los motores CI convencionales como en los motores CI 2T lentos. Algunos de ellos pueden solventar más de un inconveniente, aunque pueden presentar otros:  Uso del EGR.  Inyección de agua.  Modificar la relación de compresión.  Combustión en modo HCCI.  Aumento de la cantidad de aire en la admisión.  Modificar la inyección piloto (diésel).  Uso de SCR. EGR La recirculación de los gases de escape se presenta como una posible solución para mitigar el aumento de los NOx y el aumento de la cantidad de H2 del modo dual. La recirculación de los gases de escape consiste en recircular parte de dichos gases al colector de admisión y ya se emplea actualmente en los motores CI en el modo de combustión diésel. Como ya comentamos en el capítulo 1.1.2, con el EGR se podría reducir las emisiones de NOx por los efectos de dilución y térmico que provocan la recirculación de gases de escape. Sin embargo, esta recirculación lleva asociada un aumento de los humos, así como una penalización en el rendimiento volumétrico [144]. El empleo de EGR en el modo de combustión dual se ha estudiado ampliamente. Dichos estudios apuntan a que se puede alcanzar una mayor cuota de recirculación de gases si se realiza en modo dual, sin alcanzar la irregularidades en la combustión que tienen lugar en el modo diésel convencional [145]. Los estudios apuntan que el empleo de EGR a cargas bajas y moderadas provoca una reducción de casi 3 veces en los NOx y una reducción alrededor de un 10% de los humos. Sin embargo, a altas cargas las emisiones de NOx sí se ven reducidas, pero los humos aumentan. Además, la emisión de CO aumenta, sin embargo, la emisión de CO2 disminuye, lo que hace que la emisión total de carbono se reduzca en comparación con el modo diésel. También se observa un ligero aumento en la emisión de HC [146]. Igualmente la recirculación de los gases de escape trae consigo una recirculación de H2O presente en dichos gases. El efecto de un aumento en la fracción de agua presente en la cámara será analizado a continuación. Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 34 El sistema EGR se puede implementar tanto en los motores CI convencionales, como en los motores CI 2T lentos. Una muestra de ello es la Fig. 2.1 que muestra esquemas del sistema EGR siendo la (a) en un motor de automoción y la (b) en un motor lento 2T. (a) (b) Fig. 2.1. (a) Sistema EGR de un motor CI convencional. (b) Sistema EGR de un motor CI 2T lento MAN 4T50ME-X [147] Inyección de agua La inyección de agua es el método más efectivo para reducir la temperatura en el interior del cilindro. Esta reducción de temperatura produce a su vez una disminución de las emisiones de NOx [144] y podría posibilitar el aumento de la fracción de H2, así como reducir la tendencia al knocking [97], ya que enfría las fuentes térmicas de ignición y reduce la velocidad de reacción Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 35 química [148]. La disminución de la temperatura es resultado del aumento en la capacidad térmica de la mezcla (efecto térmico), que acarrea un retraso en el inicio de la combustión. La disminución de la concentración de O2 produce un efecto de dilución. Se produce además un pequeño efecto químico debido a la introducción de radicales OH del agua [149]. Existen diferentes métodos para la adición de agua al motor [150, 151]:  Emulsión de agua y diésel (DWE).  La inyección directa de agua en el cilindro (DWI).  La inyección de agua en algún punto del colector de admisión (WI) El DWE se define como una emulsión de agua en combustible diésel estándar, que puede ser con aditivos específicos, principalmente surfactantes, para estabilizar el sistema [152] o mediante la emulsión a través de tecnología de emulsión ultrasónica que permite un uso más eficiente de los combustibles, tales como combustibles pesados o diésel, mezclando agua en el combustible base. La presencia de agua en el combustible diésel produce una reducción considerable en las emisiones de NOx y PM. El enfoque DWE muestra dos efectos: 1) la reducción de la temperatura pico en el cilindro, lo que resulta en un nivel más bajo del NOx formado y 2) una mejora en la atomización y mezcla del combustible con el aire circundante que mejora las características de la combustión, siendo más rápida y eficiente [152, 153]. Estas mejoras se atribuyen a las microexplosiones de las gotas de agua que se deben a la diferencia de volatilidad entre el agua y el combustible [154, 155]. Un aspecto importante es que las emulsiones diésel se pueden usar sin modificaciones del motor, aunque el porcentaje de agua añadido reduce la potencia alcanzable aproximadamente en la misma proporción. En el caso del DWI, el agua se suministra directamente a la cámara de combustión mediante un inyector. El método DWI permite que el agua se inyecte en el momento y lugar correctos para obtener la mayor reducción de NOx. El enfoque del DWI permite cambiar la relación agua/combustible mientras varía los parámetros del motor (velocidad y carga) o durante el arranque en frío del motor, a diferencia del DWE [156 – 158]. Una de las ventajas de este modo de inyección es que el retraso del encendido se puede mantener en niveles bajos, incluso si se inyecta una gran cantidad de agua, obteniendo una gran reducción de NOx [151]. Los inconvenientes de este método son: la complejidad de la integración de componentes adicionales al sistema de motor existente y los requisitos adicionales de un rediseño del sistema de suministro de combustible [154]. Desde el punto de vista de incorporar el suministro de agua al aire de entrada (WI) existen varias estrategias: 1) inyección multipunto de agua en el colector de admisión cerca de las válvulas de admisión [159 – 162], 2) inyección de agua en un punto aguas arriba del compresor [161 - 163] y Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 36 3) inyección en un punto aguas abajo del compresor [163, 142]. En cuanto a las ventajas del método WI se incluyen un aumento del rendimiento volumétrico debido al efecto de enfriamiento y una distribución de agua casi homogénea en la cámara de combustión. Algunos estudios experimentales concluyeron que una mayor tasa de agua contribuía a un mayor retraso en la ignición, una mayor liberación de calor pico y menores emisiones de NOx [144]. Finalmente, WI es el procedimiento de menor coste y que menor transformación del motor requiere para inyectar agua en el motor. En la literatura existen estudios experimentales con inyección de agua en el modo de combustión dual. La inyección de agua en un motor CI en modo dual a través del colector de admisión junto con el H2 aumenta la potencia de salida, ya que disminuye significativamente la temperatura de la mezcla sin quemar [164]. En términos de energía la mayor parte de los estudios encontraron que el H2 podría sustituir al diésel hasta en un 38% de la carga completa sin penalización de eficiencia y potencia de salida. Sin embargo, lograron una sustitución en términos de energía de H2 de hasta el 66% junto con la inyección de agua para un funcionamiento suave del motor y una reducción drástica de los humos y las emisiones de NOx [165]. Igualmente se han realizado pruebas en motores CI de 2T lentos empleando las distintas técnicas de adición de agua al motor. En el caso del DWE, la influencia varía según el tipo de motor, pero en general un 1% del agua reduce las emisiones de NOx en un 1%. Los métodos de emulsión de agua y combustible mezclan el combustible con agua dulce a bordo del barco para formar una emulsión adecuada para inyección en la cámara de combustión [147]. En el caso del fuel pesado empleado en este tipo de motores, se puede emulsionar hasta un 30% de agua en el combustible, resultando en aproximadamente una reducción del 30% de los NOx. Los constructores de este tipo de motores, MAN y Wärtsilä [147, 166], apuntan que la proporción de agua agregada para la emulsión de agua y combustible está limitada principalmente por la capacidad máxima de entrega de las bombas de inyección de combustible, la viscosidad de la emulsión y el grado de calentamiento requerido para reducir la viscosidad para la inyección. La obtención de la máxima reducción de NOx a plena carga también obligaría a rediseñar no solo el sistema de inyección sino también el árbol de levas y su accionamiento. En el caso de DWI, Wärtsilä en sus motores de velocidad media (400-750 rpm) lo ha probado inyectando el agua y el combustible en una proporción típica de agua/combustible de 0,4 a 0,7:1, consiguiendo una reducción de las emisiones de NOx de un 50%-60% sin afectar negativamente a la potencia generada [147]. Así mismo, MAN y Wärtsilä han probado el método WI. En el caso de Wärtsilä lo ha implementado en motores de 4 tiempos, logrando unas reducciones de NOx del 30% al 60% con unas relaciones de agua/combustible 1,5:2. MAN, por su lado, también ha Capítulo 2 Fundamentos y estado actual del empleo del H2 en los MCIA’s 37 perseguido la reducción de NOx al aumentar la humedad del aire de carga con vapor de agua, llegando a reducir la formación de NOx hasta en un 65%. Modificación de la relación de compresión La reducción del RC se realiza con objeto de poder aumentar la cantidad de H2 que se introduce en la cámara de combustión. No existen muchos estudios sobre la influencia del RC en el aumento de la cantidad de H2 involucrada en el modo de combustión dual. Algunos de esos estudios obtuvieron un aumento de aproximadamente el 40% de la cantidad de H2 que se puede introducir en la cámara de combustión. Uno de ellos necesitó bajar 8 puntos el RC [116] y en otros casos sólo 3 puntos [148]. La reducción del RC conlleva una reducción del rendimiento del motor, aunque si se parte de RC elevadas la sensibilidad es pequeña y por tanto la penalización en el rendimiento también. Sin embargo, para aumentar la proporción de H2, el RC del motor debe reducirse para reducir la temperatura en el cilindro y aumentar la resistencia al knocking. El uso combinado de la reducción del RC y las estrategias de inyección de agua en un motor de CI en modo dual podría permitir alcanzar los niveles máximos de H2 [97]. Un estudio que combinaba ambos métodos encontró una mejora significativa de la proporción de H2 en un 60% desde el modo de combustión dual convencional (RC base de 19.5: 1) hasta aproximadamente un RC de 16.5: 1 y un consumo de agua de 340 g/kWh [148]. Combustión en modo HCCI El objetivo de la combustión HCCI es reducir el grado de heterogeneidad de la mezcla, consiguiendo reducir las emisiones de NOx y PM. Cuando la cantidad de la carga premezclada aumenta, las emisiones de NOx se reducen debido a que la temperatura en el interior del cilindro se reduce, mientras que las emisiones de PM disminuyen, prácticamente desaparecen, debido al aumento de grado de homogeneidad [97]. Los estudios de este modo de combustión dual apuntan a que se puede conseguir un aumento de la cantidad de H2 de entorno al 20% [108] y una mejora sustancial del rendimiento térmico [167]. Aumentar la cantidad de aire en la admisión Aumentar la cantidad de aire en la admisión tiene como objeto reducir la penalización que supone introducir el H2 en la corriente de aire de entrada [109 - 111]. Además incrementar la cantidad de Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 44 Fig. 3.3. Nube típica de las gotas formadas del inyector FB Como ya hemos comentado anteriormente se han llevado a cabo una serie de ensayos experimentales. Tal como muestra la Fig. 3.4, primero se han realizado ensayos en modo diésel para comparar los métodos WI y EGR; para posteriormente ensayar en modo dual. Fig. 3.4. Ensayos experimentales en ambos modos de operación La Fig. 3.5 muestra la instalación del banco de ensayos para el caso de la experimentación con WI. En este tipo de experimentación el EGR ha sido deshabilitado y el suministro de H2 ha sido bloqueado. La Fig. 3.6 muestra la configuración del banco de ensayos para llevar a cabo los ensayos en modo diésel con EGR. Esta última configuración es la original del motor, salvo por el hecho de la incorporación de la toma de H2 a la admisión. Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 45 Fig. 3.5. a) Configuración del motor en modo diésel para la experimentación con WI aguas abajo del turbo-compresor (WI AAB). b) Configuración del motor en modo diésel para la experimentación con WI aguas arriba del turbo-compresor (WI AAR) Fig.3.6. Configuración del motor en modo diésel para la experimentación con EGR La Fig. 3.7 muestra la configuración del banco de ensayos para experimentación en modo dual. En dicha configuración se ha deshabilitado el EGR y la técnica de WI que se emplea es aguas Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 46 abajo del turbo-compresor. La justificación del empleo de dicha técnica está recogida en el capítulo 4 de la tesis. De acuerdo con las Fig. 3.5 – 3.7, la tabla 3.2 recoge todos los parámetros de las medidas realizadas en el banco de ensayos. Fig. 3.7. Montaje experimental en caso de la combustión en modo dual Tabla 3.2. Sensores empleados en el montaje experimental Referencia Sensor Unidades Precisión de la medida Comentarios 1 Temperatura ºC (–40+120)°C (≤3%) Aire de entrada antes del compresor 2 Temperatura ºC 0–1000°C ± 1.5 ºC Aire de entrada antes del compresor 3 Temperatura ºC 0–1000°C ± 1.5 ºC Aire de entrada después del compresor 4 Temperatura ºC 0–1000°C ± 1.5 ºC Aire de entrada después del refrigerador 5 Presión bar [absoluta] 0–10 bar (≤0.5%) Presión a la salida del compresor 6 Temperatura ºC 0–1000°C ± 1.5 ºC Aire entrada después de la WI 7 Temperatura ºC 0–1000°C ± 1.5 ºC Flujo de escape antes de la turbina 8 Temperatura ºC 0–1000°C ± 1.5 ºC Flujo de escape después de la turbina 9 Presión bar [relativa] 0–250 bar ± 0.5% Presión interior del cilindro 10 Presión bar [relativa] 0–250 bar ± 0.5% Presión interior del cilindro 11 Medidor de la excitación del inyector A 0–30 A ± 1% Amperímetro Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 47 3.2. Modelado de la tasa de liberación de calor El objetivo de esta sección es el desarrollo de un modelo termodinámico de zona cero, que nos permita obtener la tasa de liberación de calor (TLC) y la temperatura en el interior del cilindro a través de los datos experimentales, para su posterior análisis. El modelado de la tasa de liberación de calor se realiza a través del citado modelo 0-D y su posterior caracterización a través de una función doble de Wiebe. La justificación del empleo de la función doble de Wiebe para la parametrización de la TLC se encuentra en el punto 3.2.2. El modelo hará uso de las condiciones de ensayo (caudal de diésel, caudal de H2, caudal de agua, caudal de aire y par) y de los datos obtenidos a través de la experimentación (curva de presión dentro del cilindro y curva de inyección) para emplearlos como entradas del mismo. El modelo termodinámico consiste en la resolución de una serie de ecuaciones que se describirán en el siguiente punto, cuyo resultado es la TLC y la curva de temperatura en el interior del cilindro. La TLC directa que se obtiene del modelo 0-D se parametrizará posteriormente mediante la función doble de Wiebe. La Fig. 3.8 muestra la metodología para el análisis del proceso de combustión de los distintos ensayos realizados. Dicha figura se muestra como hemos explicado antes: las entradas al modelo, la estructura interna, compuesta por las diferentes ecuaciones que componen el modelo y las salidas que se obtienen. En la figura el término dTheta es equivalente a dθ. 3.2.1. Modelo termodinámico 0-D Se ha desarrollado un modelo 0-D con objeto de analizar las características de la combustión. El modelo de combustión es particularmente adecuado para el control, la caracterización, la optimización y el diagnóstico del proceso de combustión porque consume muy poco tiempo de cálculo y es fácil de formular y calibrar. El modelo de combustión 0-D se usa generalmente para proporcionar las características de combustión que se entienden principalmente a través de la TLC [122, 176]. En dicho modelo, la fracción quemada de combustible o la velocidad de combustión del proceso se caracteriza normalmente mediante la función de Wiebe. Además, este modelo de combustión 0-D es muy valioso para el análisis de las emisiones de gases de escape. Aunque el modelo no permite la predicción de NOx, CO y la formación de partículas, ya que no tiene una discretización espacial dentro de la cámara de combustión, la presión de combustión y la evolución de la temperatura dada por el modelo es una herramienta muy valiosa para comprender los resultados experimentales relacionados con los gases de escape. Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 48 Fig. 3.8. Metodología seguida para la obtención de la TLC parametrizada Correctamente calibrado y validado, el modelo de zona única 0-D propuesto es adecuado para el cálculo preciso de la evolución de la presión con el fin de predecir el rendimiento del motor u obtener condiciones límite para modelos de combustión específicos con una alta eficiencia computacional. El modelo está diseñado para proporcionar la TLC directa a través de las condiciones iniciales y las curvas de inyección y presión en el interior del cilindro. La TLC directa posteriormente se caracterizará mediante una función doble de Wiebe, donde el ángulo de inicio de combustión (SOC) vendrá dado por la curva de presión, como explicaremos más adelante. Además el modelo Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 49 es aplicado a todos los ensayos experimentales, ya sean en modo diésel o en modo de combustión dual (diésel y H2). En el desarrollo del modelo se tienen en cuenta las siguientes consideraciones, debido a la compleja interacción entre los fenómenos físicos y químicos que ocurren durante la combustión:  Una distribución uniforme de presión (p) en el interior de la cámara. La presión en el interior de la cámara es conocida. Esto se debe a que las velocidades del fluido y de la llama son mucho más pequeñas que la velocidad del sonido [177]. Por ende p(θ) y dp/dθ se conocen.  Una distribución uniforme de temperatura (T) en el interior de la cámara.  θ es el ángulo de giro del cigüeñal.  Una distribución uniforme de especies químicas en el interior de la cámara.  Las pérdidas de calor a través de las paredes están implementadas.  Las pérdidas (fugas de combustible) a través de los anillos no están consideradas.  La inyección de combustible, diésel en nuestro caso, está considerada.  El modelo calculará desde el cierre de la válvula de admisión (CVA) hasta la apertura de la válvula de escape (AVE).  La cámara de combustión se considera como un reactor de mezcla perfecta con volumen variable.  Las especies químicas consideradas son aire (Ar, N2 y O2), combustible (diésel y H2) y los productos de la combustión estequiométricos (CO2 y H2O). La consideración del H2 dependerá del modo de combustión a la que se aplique el modelo.  El volumen V(θ) y su derivada dV/dθ son conocidos.  La consideración de la transferencia de calor, dependiendo de las condiciones de operación, es necesaria para obtener predicciones precisas de los parámetros indicados o el estado termodinámico de la carga [178].  Se asume que el H2 en el modo de combustión dual se mezcla perfectamente con el aire en la admisión. La TLC se obtiene a partir de la velocidad de combustión (dxq), es decir, la fracción de la masa total de combustible (mf), sólo diésel en modo convencional y diésel + H2 en el caso dual, que se quema entre los ángulos de cigüeñal θ y θ + dθ: 𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃 =1 𝑚𝑓⋅𝑑𝑚𝑓 𝑑𝜃 (3.1) Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 50 La TLC (dHq) será: 𝑑𝐻𝑞 𝑑𝜃 =𝑚𝑓𝐻𝑓⋅𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃 (3.2) En el caso de combustión en modo dual se asumirá que el H2 y el diésel comenzarán y continuarán su combustión simultáneamente, es decir, tienen una tasa de quemado común. Siendo mD la masa de diésel y mH2 la masa de H2. 𝑑𝑚𝐷 𝑑𝜃 =𝑚𝐷⋅𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃,(3.3.𝑎) 𝑑𝑚𝐻2 𝑑𝜃 =𝑚𝐻2⋅𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃 (3.3.𝑏) Para la obtención de dxq/dθ hay que resolver los balances de masa y energía que se plantean a continuación. El cambio de masa de las especies debido a la inyección de combustible (dxinj/dθ) y la reacción de combustión se dan a continuación, y se supone que son en condiciones estequiometrias: 𝑑𝑚𝑗 𝑑𝜃 =𝜕𝑚𝑗 𝜕𝑥𝑞⋅𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃 +𝜕𝑚𝑗 𝜕𝑥𝑖𝑛𝑗⋅𝑑𝑥𝑖𝑛𝑗 𝑑𝜃 (3.4) 𝜕𝑥𝑞𝑚𝑁2=0, 𝜕𝑥𝑖𝑛𝑗𝑚𝑁2=0 (3.4.𝑎) 𝜕𝑥𝑞𝑚𝐴𝑟=0, 𝜕𝑥𝑖𝑛𝑗𝑚𝐴𝑟=0 (3.4.𝑏) 𝜕𝑥𝑞𝑚𝑂2=−𝑀𝑂2 𝑀𝐷∙𝑚𝐷∙(𝑛+𝑚 4)−12𝑀𝑂2 𝑀𝐻2·𝑚𝐻2, 𝜕𝑥𝑖𝑛𝑗𝑚𝑂2=0 (3.4.𝑐) 𝜕𝑥𝑞𝑚𝐶𝑂2=𝑀𝐶𝑂2 𝑀𝐷∙𝑚𝐷∙𝑛, 𝜕𝑥𝑖𝑛𝑗𝑚𝐶𝑂2=0 (3.4.𝑑) 𝜕𝑥𝑞𝑚𝐻2𝑂=𝑀𝐻2𝑂 𝑀𝐷∙𝑚𝐷+𝑀𝐻2𝑂 𝑀𝐻2 ·𝑚𝐻2, 𝜕𝑥𝑖𝑛𝑗𝑚𝐻2𝑂=0 (3.4.𝑒) Donde mj representa la masa de la especie j. Dado que la velocidad de combustión es la misma tanto para el diésel como para el H2: 𝜕𝑥𝑞𝑚𝐷=−𝑚𝐷, 𝜕𝑥𝑞𝑚𝐻2=−𝑚𝐻2 (3.5) Y dado que el único combustible que se inyecta es el diésel, ya que el H2 se mezcla con el aire y se introduce durante la carrera de admisión: 𝜕𝑥𝑖𝑛𝑗𝑚𝐷=𝑚𝐷, 𝜕𝑥𝑖𝑛𝑗𝑚𝐻2=0 (3.6) Donde la composición del combustible que se inyecta (diésel) es CnHm (n=10,8 y m=18.7). El cambio en la masa total en la cámara se debe exclusivamente al combustible inyectado, ya que la masa total se conserva en la reacción de combustión. Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 51 𝑑𝑚 𝑑𝜃=∑𝑑𝑚𝑗 𝑑𝜃 =𝑚𝐷⋅𝑑𝑥𝑖𝑛𝑗 𝑑𝜃 𝑗 (3.7) Aplicando la ecuación de estado térmico dependiente de la temperatura para H2O, O2, N2, CO2, Ar, H2 y combustible (en la forma diferencial) (3.8), asumiendo propiedades de gas perfecto. Este supuesto es razonable, como lo muestran [179]: 𝑉∙𝑑𝑝 𝑑𝜃+𝑝∙𝑑𝑉 𝑑𝜃=𝑚∙(𝑅∙𝑑𝑇 𝑑𝜃+𝑇∙𝑑𝑅 𝑑𝜃)+𝑅∙𝑇∙𝑑𝑚 𝑑𝜃 (3.8) Donde: 𝑅=∑𝑅𝑗⋅𝑚𝑗 𝑚 𝑗 (3.9.𝑎) 𝑑𝑅 𝑑𝜃=−1 𝑚𝑅⋅𝑑𝑚 𝑑𝜃+1 𝑚∑𝑅𝑗⋅𝑑𝑚𝑗 𝑑𝜃 𝑗 (3.9.𝑏) Si sustituimos (3.9) en la ecuación (3.8), obtenemos una primera ecuación en términos de dT/dθ y dxq/dθ: 𝑚⋅𝑅⋅𝑑𝑇 𝑑𝜃+𝑇⋅(∑𝑅𝑗⋅𝜕𝑥𝑞𝑚𝑗 𝑗)⋅𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃=𝑉⋅𝑑𝑝 𝑑𝜃+𝑝⋅𝑑𝑉 𝑑𝜃−𝑇(∑𝑅𝑗⋅𝜕𝑥𝑖𝑛𝑗𝑚𝑗 𝑗)⋅𝑑𝑥𝑖𝑛𝑗 𝑑𝜃 (3.10) La 1ª ley de la termodinámica establece que el cambio en la energía interna está compuesto por el calor de combustión, el calor de convección, el trabajo de compresión y el flujo de entalpía introducido por el combustible inyectado: 𝑑 𝑑𝜃(∑𝑚𝑗⋅𝑢𝑗(𝑇) 𝑗)=(𝐻𝐷𝑚𝐷+𝐻𝐻2𝑚𝐻2)⋅𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃+𝑑𝑄𝑐 𝑑𝜃−𝑝∙𝑑𝑉 𝑑𝜃+(ℎ𝐷,𝑖𝑛𝑗+𝑅⋅𝑇𝑟𝑒𝑓)⋅𝑚𝐷⋅𝑑𝑥𝑖𝑛𝑗 𝑑𝜃 (3.11) Donde HD y HH2 son los calores de combustión del diésel y del H2 por unidad de masa y hDinj es la entalpía del diésel a la temperatura de inyección. Podemos entonces obtener el diferencial de la energía interna: 𝑑 𝑑𝜃(∑𝑚𝑗⋅𝑢𝑗(𝑇) 𝑗)=∑𝑚𝑗⋅𝑑𝑢𝑗 𝑑𝜃 𝑗+𝑢𝑗⋅𝑑𝑚𝑗 𝑑𝜃 =(∑𝑚𝑗⋅𝑐𝑣,𝑗 𝑗)⋅𝑑𝑇 𝑑𝜃+(∑𝑢𝑗⋅𝜕𝑥𝑞𝑚𝑗 𝑗)⋅𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃+𝑢𝐷⋅𝑚𝐷⋅𝑑𝑥𝑖𝑛𝑗 𝑑𝜃 (3.12) Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 52 Una segunda ecuación es obtenida en términos de dT/dθ y dxq/dθ: (∑𝑚𝑗⋅𝑐𝑣,𝑗 𝑗)⋅𝑑𝑇 𝑑𝜃+(−𝐻𝐷𝑚𝐷−𝐻𝐻2𝑚𝐻2+∑𝑢𝑗⋅𝜕𝑥𝑞𝑚𝑗 𝑗)⋅𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃 =𝑑𝑄𝑐 𝑑𝜃−𝑝∙𝑑𝑉 𝑑𝜃+(ℎ𝐷,𝑖𝑛𝑗−𝑢𝐷+𝑅⋅𝑇𝑟𝑒𝑓)⋅𝑚𝐷⋅𝑑𝑥𝑖𝑛𝑗 𝑑𝜃 (3.13) El cambio de fase se tiene en cuenta a través del término hDinj-uD. El combustible se inyecta como líquido a la temperatura de inyección y se calienta hasta la temperatura de evaporación; luego se evapora y se calienta en estado gaseoso a la temperatura de la cámara. La precisión de la forma de la tasa de inyección no es un problema crítico [180, 181]. ℎ𝐷𝑖𝑛𝑗−𝑢𝐷=ℎ𝐷,𝑔𝑎𝑠(𝑇𝑖) −(𝑢𝐷,𝑔𝑎𝑠(𝑇)−𝑢𝐷,𝑔𝑎𝑠(𝑇𝑒)+𝐻𝐷,𝑒𝑣𝑝+𝑢𝐷,𝑙𝑖𝑞(𝑇𝑒)−𝑢𝐷,𝑙𝑖𝑞(𝑇𝑖)) (3.14) Por último el calor transferido a las paredes (dQc/dθ) está modelado mediante un coeficiente de película: 𝑑𝑄𝑐 𝑑𝜃=−ℎ𝑐𝐴𝑝𝑎𝑟𝑒𝑑(𝑇−𝑇𝑝𝑎𝑟𝑒𝑑) (3.15) Donde Apared es el área de la cámara de combustión y Tpared es la temperatura de la pared o de la cámara de combustión. Donde el coeficiente de la película (hc) de Woschni es [122]: ℎ𝑐=3.26𝐷𝑝−0.2(𝑝 1000)0.8𝑇−0.55[𝑐𝑝𝑖𝑠𝑡ó𝑛𝐶1+𝑉𝑐𝑐𝑇0 𝑝0𝑉0(𝑝−𝑝0)𝐶2] (3.16) Con:  Dp es el diámetro del pistón.  cpistón es la velocidad media del pistón.  Vcc es el volumen de la cámara de combustión.  T0, p0 y V0 son la temperatura, la presión y el volumen al inicio de la fase de combustión.  C1 y C2 son constantes. C1=2.28 y C2=0 [122]. Las ecuaciones (3.10) y (3.13) establecen un sistema de ecuaciones lineales que nos permite obtener los valores de dT/dθ y dxq/dθ. Cuando se conoce dxq/dθ, se determinan los diferenciales de masa. La integración de dT/dθ, dxq/dθ y dmj/dθ mediante la integración de la ecuación diferencial nos permite obtener la temperatura en la cámara, la velocidad de liberación de calor y la masa de cada especie contenida en el cilindro. No hay información cinética en los resultados experimentales, por lo tanto, el inicio de la combustión se define a partir de la derivada de la presión en el cilindro. La duración de la Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 53 combustión se ha establecido como el ángulo entre el inicio de la combustión y el 10% de la energía en la cola de la TLC. 3.2.2. Caracterización de la TLC mediante una función doble de Wiebe La combustión es un proceso complejo y, por lo tanto, se necesita un análisis especial al incluirlo en el balance energético. Se puede utilizar una variedad de enfoques para modelar la combustión, desde unos muy básicos hasta otros más avanzados. En el caso de una fase de combustión premezclada dominante, como es el caso de los motores de inyección directa, una función única de Wiebe no es adecuada para modelar las características de la TLC. Para una simulación más precisa de las características de la TLC en motores diésel, una combinación de dos funciones de Wiebe (o similares) sería más apropiada [182, 183]. Aunque como apunta la bibliografía la función idónea para modelar el proceso de combustión que nos ocupa en nuestro estudio es la función doble de Wiebe, se realizó un análisis de dos funciones más para modelar la TLC. Los modelos analizados fueron: la función única de Wiebe y una función poligonal hiperbólica [210]. Ninguna de las dos mostró resultados aceptables, es decir no aproximaban de forma correcta la TLC directa obtenida del modelo mediante una TLC parametrizada, por lo que fueron descartadas. El objetivo de esta caracterización es obtener los parámetros de una curva doble de Wiebe que nos permitan definir el proceso de combustión. La parametrización de la función doble Wiebe se basa en el modelo Ghojel, el primer modelo doble de Wiebe ideado para la predicción de la TLC en motores diésel de inyección directa. La fracción de quemado (xq) y la velocidad de combustión (dxq/ dθ) para el modelo de Ghojel vienen dadas por: 𝑥𝑞=+ 𝐴1∙[1−𝑒−[𝑚1(𝑚1+1)⁄ ]∙(𝜃 𝜃𝑐1 ⁄ )𝑚1+1]+ 𝐴2∙[1−𝑒−[𝑚2(𝑚2+1)⁄ ]∙(𝜃 𝜃𝑐2 ⁄ )𝑚+1] (3.17) 𝑑𝑥𝑞 𝑑𝜃=+𝑚1𝐴1 𝜃𝑐1 ∙(𝜃 𝜃𝑐1)𝑚1∙[𝑒−[𝑚1(𝑚1+1)⁄ ]∙(𝜃 𝜃𝑐1 ⁄ )𝑚1+1]+ +𝑚2𝐴2 𝜃𝑐2 ∙(𝜃 𝜃𝑐2)𝑚2∙[𝑒−[𝑚2(𝑚2+1)⁄ ]∙(𝜃 𝜃𝑐2 ⁄ )𝑚2+1] (3.18) Donde θ se mide desde el inicio de la TLC y el inicio de la fase de combustión lo obtenemos de la derivada de la curva de presión medida en el interior del cilindro. Este esquema de liberación de calor se puede observar en la Fig. 6 [184] de la revisión de Ghojel [182]. La definición del proceso de combustión mediante los 6 parámetros (A1, A2, m1, m2, c1 y c2) nos permitirá exportar dicho proceso al modelo del motor diésel de 2T lento considerando la combustión dual de diésel y H2. Capítulo 3 Herramientas para el análisis de los procesos de combustión 60 Se puede observar que en todos los casos, la aplicación de la función doble de Wiebe reproduce fielmente el comportamiento de los datos que se han obtenido de forma experimental. La principal diferencia entre las curvas de TLC directa y la PTLC son las oscilaciones que presenta la primera de ambas, y que es resultado de las oscilaciones presentes en la curva de presión experimental como consecuencia de las vibraciones que se producen en el interior del cilindro durante el proceso de combustión. Dichas oscilaciones se podrían filtrar en la curva de presión experimental, pero de esta forma se perdería parte de la información real, ya que la frecuencia de las oscilaciones y la asociada a la rampa de presión pueden ser coincidentes. Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 61 4. Análisis de la operación en modo de diésel para el control de emisiones Este capítulo tiene como objetivo el estudio del modo de combustión diésel y el comportamiento de los distintos métodos de reducción de emisiones, analizando para ello las emisiones contaminantes medidas y las prestaciones del motor, haciendo uso para ello del modelo 0-D aplicado a los datos experimentales. En primer lugar se realiza una comparación en términos de emisiones en modo diésel de las técnicas de WI y EGR para seleccionar el método más adecuado para la reducción de NOx y partículas. Una vez determinado qué método es mejor se implementará en los ensayos en modo dual y se analizaran tanto las emisiones como las prestaciones del motor en dicho modo de combustión. 4.1. Análisis en modo diésel En el análisis del modo diésel con inyección de agua se van a considerar dos formas de inyectar agua al motor: 1) Inyección de agua en la admisión aguas arriba del turbo-compresor (WI AAR) y 2) Inyección de agua en la admisión aguas abajo del turbo-compresor (WI AAB). Con el objetivo de caracterizar el motor en este modo se seleccionaron como condiciones básicas:  Dos velocidades de motor: 1500 RPM y 2000 RPM.  Tres condiciones de carga: 40, 80 y 120 Nm.  Dos ángulos de inyección principales: +2º y +10º antes del punto muerto superior (PMS). Además se llevaron a cabo ensayos con una pre-inyección con una separación de la principal de +15º para ambos ángulos de inyección principales. La Fig. 4.1 muestra un resumen de las condiciones ensayadas en este modo de operación y que cubren el rango principal de operación del motor. Fig. 4.1. Batería de experimentos en modo diésel Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 62 4.1.1. Inyección de agua en la admisión aguas arriba del turbo-compresor (AAR) frente aguas abajo del turbo-compresor (AAB) El estudio de ambos métodos de WI se realiza con vistas a seleccionar el más idóneo entre ambos para su posterior comparación con el EGR. Para el análisis se hace uso de la experimentación, comparando los resultados obtenidos de las dos opciones de WI en términos de emisiones y prestaciones en el motor. El interés del empleo del método WI AAR frente al método WI AAB radica en dos hechos: 1. La implementación de este método es más sencilla, ya que no requiere ningún tipo de modificación del motor, aunque los cambios necesarios en el motor en el método WI AAB son muy pequeños. 2. Se busca reducir la carga térmica del motor, lo que permitirá reducir el trabajo del compresor y por tanto aumento el rendimiento volumétrico. En todas las figuras que se van a mostrar, se incluye el caso de referencia "Sin agua/Sin EGR", que corresponde a las condiciones básicas sin ningún método para controlar las emisiones. En cualquier figura un ángulo positivo indica que se produce antes del PMS y un ángulo negativo se produce posterior al PMS. En los casos en que el motor no puede alcanzar el par requerido para las condiciones de ensayo, estos puntos no se mostrarán en las figuras. Se ha decidido incluir sólo resultados estables cuando el COV cumple con el criterio que Heywood estableció, esto es que en el caso de los motores para propulsión de automóviles, el parámetro COV debería estar por debajo del 10%. El coeficiente de variación (COV) hace referencia a la relación entre el tamaño de la media y la variabilidad de la variable que se está estudiando. (a) 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 500 1000 1500 2000 NOx (ppm) NOx 2000RPM 10º Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WI AAR -- 6 24 l/h WI AAR -- 7 1 234 567 1 2 34 5 67 1 2 345 7 6 Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 63 (b) (c) (d) (e) Fig. 4.2. Emisiones de NOx para diferentes condiciones – modo diésel: (a) 2000 RPM y +10º, (b) 1500 RPM y +10º, (c) 2000 RPM y +2º, (d) 2000 RPM y +10º - +25º y (e) 1500 RPM y +10º - +25º 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 500 1000 1500 2000 2500 NOx (ppm) NOx 1500 RPM 10º Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WI AAR -- 6 24 l/h WI AAR -- 7 1 4 2 37 5 1 2 7 6 6 5 4 3 2 3 4 1 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 100 200 300 400 500 600 700 800 NOx (ppm) NOx 2000RPM 2º Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WI AAR -- 6 24 l/h WI AAR -- 7 1 27 6 5 4 3 1 2 4 37 6 5 1 2 7 6 5 34 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 500 1000 1500 2000 NOx (ppm) NOx 2000 RPM 10º Ppal 25º Pre Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WI AAR -- 6 24 l/h WI AAR -- 7 7 6 5 4 3 2 2 7 6 5 4 3 2 4 3 1 11 40 Nm 80 Nm 0 500 1000 1500 2000 2500 NOx (ppm) NOx 1500 RPM 10º Ppal 25º Pre Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WI AAR -- 6 24 l/h WI AAR -- 7 1 4 5 67 2 1 4 3 6 57 23 Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 64 La Fig.4.2 muestra las emisiones de NOx para distintas condiciones de ensayo para los casos WI AAB y WI AAR. Se observa que los NOx suben con la carga en casi todas las situaciones sin WI en las Figs. 4.2 (a) – 4.2 (e), no ocurre en todas las situaciones, como se observa en la Fig. 4.2 (b), ya que al tratarse de un motor sobrealimentado el dosado podría bajar con el aumento de la carga y por ende la temperatura en el interior de la carga, que como ya hemos comentado anteriormente es uno de los parámetros que controla la formación de este tipo de emisiones. Cuando se produce un aumento de las emisiones de NOx podría deberse a un aumento de la temperatura en el interior del cilindro debido al aumento de la carga. A mayor temperatura se esperan mayores concentraciones de NOx. Esto se debe a la fuerte dependencia de la formación de NOx con la temperatura en el cilindro, la concentración de O2 y la duración de la reacción, a través del mecanismo de Zeldovich [90, 185]. Una temperatura y una presión de combustión más altas en la cámara favorecen la reacción química que forma NO y NO2, si hay suficiente O2 [186]. Igualmente se puede observar en las Figs. 4.2 (b) y 4.2 (e) que el efector reductor de WI AAR es menor que WI AAB a 1500 RPM para todas las cargas, siendo el caso de mayor reducción de NOx respecto al caso básico aproximadamente del 40%. Para 2000 RPM se observa que las reducciones para el caso WI AAB son mayores o del orden del WI AAR, dependiendo de la carga a la que se encuentre el motor como se puede observar en las Figs. 4.2 (a), 4.2 (c) y 4.2 (d). Siendo la reducción de NOx más parecida cuanto mayor es la carga, pero la cantidad de agua requerida en el caso WI AAR es mayor que para WI AAB, llegándose a requerir el doble de agua inyectada para que las tendencias sean similares e incluso menores. Se observa así mismo, que el ángulo de inyección no tiene influencia en la reducción mediante el método WI, pero sí la tiene en los niveles iniciales de NOx presentes, ya que cuanto más adelanto presente la inyección de combustible más tiempo de residencia tendrá el N2 para oxidarse en la cámara de combustión y producir NOx y mayor temperatura en la cámara, ambos factores potencian la formación de NOx. En el caso de presentar una pre-inyección se observa que las emisiones iniciales son mayores respecto a los casos que no presentan pre-inyección, como se puede ver si se comparan las Figs. 4.2 (a) con 4.2 (d) y 4.2 (b) con 4.2 (e). Para todas las condiciones que presentan pre-inyección se obtuvieron mejores resultados para WI AAB. El tiempo de residencia es un factor clave para la producción de NOx, es por ello que como podemos observar en la Fig. 4.2 cuantos mayores son las RPM, menor es el tiempo de residencia y menores valores se observan en las emisiones con la misma carga y ángulo de inyección. Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 65 (a) (b) (c) (d) 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 50 100 150 Soot (mg/m3) Soot 2000RPM 10º Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WI AAR -- 6 24 l/h WI AAR -- 7 7 6 5 4 123 7 6 5 4 3 2 1 7 6 5 4 3 2 1 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 Soot (mg/m3) Soot 1500 RPM 10º Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WIAAR -- 6 24 l/h WI AAR -- 7 1234567 6 7 5 4 3 2 1 1 4 3 2 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 50 100 150 200 250 Soot (mg/m3) Soot 2000 RPM 2º Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WI AAR -- 6 24 l/h WI AAR --7 7 6 5 4 3 2 17 56 4 3 2 1 12 3 45 7 6 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 50 100 150 Soot (mg/m3) Soot 2000 RPM 10º Ppal 25º Pre Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WI AAR -- 6 24 l/h WI AAR -- 7 7 6 5 4 3 2 1 7 6 5 4 3 2 1 4 3 2 1 Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 66 (e) Fig. 4.3. Emisiones de partículas para diferentes condiciones – modo diésel: (a) 2000 RPM y +10º, (b) 1500 RPM y +10º, (c) 2000 RPM y +2º, (d) 2000 RPM y +10º - +25º y (e) 1500 RPM y +10º - +25º En el caso de las emisiones de partículas, Fig. 4.3., se observa que la concentración aumenta con la carga para todas la situaciones sin WI (Fig. 4.3 (a) – 4.3 (e)). El nivel de partículas se observa que aumenta a medida que la cantidad de agua y el par aumentan para los casos WI AAR a diferentes RPM y con indiferencia de que exista pre-inyección. En cambio para los casos WI AAB, las concentraciones de partículas son del orden de los casos básicos (“Sin agua/Sin EGR”) para cargas bajas y medias. Sólo en los casos con cargas elevadas, las emisiones de partículas aumentan con respecto al caso básico, aunque en menor medida que lo hace el caso WI AAR, el peor de los casos para WI AAB es 12 kg/h, como puede verse en la figura 4.3. En el caso de las partículas, un mayor tiempo de residencia supone un mayor tiempo para que la combustión sea completa y se reduzcan los inquemados. Además la concentración de partículas aumenta con la carga ya que se aumenta la cantidad de diésel (mezcla más rica) y con ello la relación C/O crece. Esta afirmación se puede corroborar atendiendo al Anexo B y observando los valores de los caudales de aire y combustible (diésel) para el caso que nos ocupa. Se puede comprobar como el aumento de la carga lleva consigo un aumento del dosado, lo que es lo mismo un aumento de la relación C/O. Dicha relación está ligada a la producción de este tipo de emisiones como ya explicamos en el capítulo 2. La Fig. 4.4 muestra la variación del dosado relativo cuando se aumenta la carga para los casos estudiados. Se puede observar que el dosado relativo sube con la carga indiferentemente de las condiciones de ensayo. Fig. 4.4. Relación del dosado relativo con la carga 40 Nm 80 Nm 0 10 20 30 40 50 Soot (mg/m3) Soot 1500 RPM 10º Ppal 25º Pre Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 8 l/h WI AAR -- 5 16 l/h WI AAR -- 6 24 l/h WI AAR -- 7 7 5 4 3 2 1 7 6 6 5 4 3 2 1 0,015 0,215 0,415 0,615 0,815 30 50 70 90 110 130 Dosado realtivo Par (Nm) Rango de dosados a 40 Nm Rango de dosados a 80 Nm Rango de dosados a 120 Nm Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 67 La Fig. 4.5 muestra el rendimiento frente a la cantidad de agua inyectada, siendo dicha cantidad mayor cuanto más a la derecha del eje de abscisas nos encontremos. La eficiencia en el caso WI AAR es menor del orden de un 3% a un 5% para todas las condiciones, comparado con los casos WI AAB (Fig. 4.5 (a) – 4.5 (b)). De aquí en adelante el rendimiento se define como: 𝜂= 𝑊󰇗 𝑃𝐶𝐼𝑐𝑚𝑏∙𝑚󰇗𝑐𝑚𝑏 (a) (b) Fig. 4.5. Rendimiento para diferentes condiciones de ensayo: (a) 2000 RPM, +10º y 80-120 Nm y (b) 2000 RPM, +2º y 40-80 Nm El paso del agua inyectada a través del turbo-compresor en los casos de WI AAR produce la erosión de los álabes, como se muestra en la Fig. 4.6. La causa de la erosión es el paso del agua inyectada a través del turbo-compresor, principalmente porque algunas gotas no han tenido tiempo suficiente para vaporizarse e impactan con los álabes a alta velocidad. Este problema no existe en los casos de WI AAB, ya que el agua se inyecta después del paso del aire a través del turbo. Por esta razón, el método WI AAR no puede considerarse como una solución permanente para el control de NOx. Observando los resultados en materia de emisiones y el rendimiento concluimos que el mejor método para inyectar agua en la admisión es aguas abajo del turbo-compresor (WI AAB). Además, evitamos así los problemas de erosión en los álabes del turbo. 0,320 0,330 0,340 0,350 0,360 0,370 0,380 Rendimiento 2000 RPM +10º 80 Nm WI AAB 2000 RPM +10º 80 Nm WI AAR 2000 RPM +10º 120 Nm WI AAB 2000 RPM +10º 120 Nm WI AAR Mayor cantidad de agua 0,240 0,290 0,340 0,390 Rendimiento 2000 RPM +2º 40 Nm WI AAB 2000 RPM +2º 40 Nm WI AAR 2000 RPM +2º 80 Nm WI AAB 2000 RPM +2º 80 Nm WI AAR Mayor cantidad de agua Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 68 Fig. 4.6. Fotografías de los álabes del turbo-compresor tras la utilización del método WI AAR 4.1.2. Método WI AAB frente a la técnica de recirculación de gases de escape (EGR) Del punto anterior tenemos que el mejor método de WI es el de aguas abajo del turbo-compresor por lo que en esta sección estudiaremos dicho método frente al método EGR. Igualmente en todas las figuras se muestra el caso básico “Sin Agua /Sin EGR”. Las Figs. 4.7 y 4.8 presentan los resultados experimentales de las emisiones de NOx para los métodos WI AAB y EGR para las distintas condiciones de ensayo llevadas a cabo. (a) (b) 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 500 1000 1500 2000 NOx (ppm) NOx 2000RPM 10º Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 15% EGR -- 5 30% EGR -- 6 1 1 234 5 6 2 345 6 1 2 34 5 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 100 200 300 400 500 600 700 800 NOx (ppm) NOx 2000RPM 2º Sin WI/ Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 15% EGR -- 5 30% EGR -- 6 1 25 6 4 3 1 25 6 4 3 1 2 5 4 3 Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 69 (c) (d) Fig. 4.7. Emisiones de NOx para diferente RPM, carga y ángulo principal de inyección. (a) 2000 RPM y +10º, (b) 2000 RPM y +2º, (c) 1500 RPM y +10º y (d) 1500 RPM y +2º. (a) (b) 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 500 1000 1500 2000 2500 NOx (ppm) NOx 1500 RPM 10º Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 15% EGR -- 5 30% EGR -- 6 1 5 6 4 3 2 1 2 5 4 3 1 2 4 3 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 200 400 600 800 1000 NOx (ppm) NOx 1500 RPM 2º Sin WI/Sin EGR --1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 15% EGR -- 5 30% EGR -- 6 5 6 4 3 2 1 2 5 4 3 1 2 3 4 1 40 Nm 80 Nm 120 Nm 0 500 1000 1500 2000 NOx (ppm) NOx 2000 RPM 10º Ppal 25º Pre Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 15% EGR -- 5 30% EGR -- 6 1 5 6 4 3 2 1 25 6 4 3 1 5 4 3 2 40 Nm 80 Nm 0 500 1000 1500 2000 2500 NOx (ppm) NOx 1500 RPM 10º Ppal 25º Pre Sin WI/Sin EGR -- 1 4 l/h WI AAB -- 2 8 l/h WI AAB -- 3 12 l/h WI AAB -- 4 15% EGR -- 5 30% EGR -- 6 1 5 6 4 3 2 1 25 4 3 Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 76 (b) (c) (d) Fig. 4.13. Tasa de liberación de calor: (a) 2000 RPM, +10º Ppal y 40 Nm, (b) 1500 RPM, +10º Ppal y 80 Nm, (c) 1500 RPM, +10º Ppal, +25º Pre y 40 Nm y (d) 2000 RPM, +10º Ppal, +25º Pre y 80 Nm Como ya hemos comentado la inclusión de agua tiene efectos sobre la temperatura en el interior del cilindro y en la TLC, pero no hemos comentado nada de si tiene algún efecto en la presión. Observando la Fig. 4.14 podemos ver para diferentes condiciones de ensayo que la adición de H2O en el aire de admisión no tiene un impacto significativo en la curva de presión para las mismas condiciones de cantidad de combustible, RPM y carga. -20 -10 0 10 20 30 40 -1 0 1 2 3 4 5 6TLC Ángulo cigüeñal (º) TLC (J/rad) Sin WI/Sin EGR 4 l/h WI AAB 8 l/h WI AAB 12 l/h WI AAB 15% EGR -14 -12 -10 -8 -6 -4 -0.8 -0.6 -0.4 -0.2 0 0.2 0.4 -40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 50 -1 -0.5 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4TLC Ángulo cigüeñal (º) TLC (J/rad) Sin WI/Sin EGR 4 l/h WI AAB 8 l/h WI AAB 12 l/h WI AAB 15% EGR 30% EGR -40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 50 -1 -0.5 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3TLC Ángulo cigüeñal (º) TLC (J/rad) Sin WI/Sin EGR 4 l/h WI AAB 8 l/h WI AAB 12 l/h WI AAB 15% EGR 30% EGR Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 77 (a) (b) (c) (d) Fig. 4.14. Presión en el interior de la cámara de combustión (a) 2000 RPM, +2º Ppal y 80 Nm, (b) 2000 RPM, +10º Ppal y 120 Nm, (c) 2000 RPM, +2º Ppal, +17º Pre y 80 Nm y (d) 1500 RPM, +10º Ppal, +25º Pre y 80 Nm -150 -100 -50 0 50 100 150 200 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 Ángulo cigüeñal (º) Presión (bar) Presión Interior-cámara Sin WI/Sin EGR 4 l/h WI AAB 8 l/h WI AAB 12 l/h WI AAB -150 -100 -50 0 50 100 150 200 250 0 50 100 150 Ángulo cigüeñal (º) Presión (bar) Presión Interior-cámara Sin WI/Sin EGR 4 l/h WI AAB 8 l/h WI AAB 12 l/h WI AAB -10 0 10 20 30 40 100 110 120 130 140 -150 -100 -50 0 50 100 150 200 250 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 Ángulo de cigüeñal (º) Presión (bar) Presión Interior-cámara Sin WI/Sin EGR 4 l/h WI AAB 8 l/h WI AAB 12 l/h WI AAB -10 0 10 20 30 60 70 80 90 -150 -100 -50 0 50 100 150 200 250 0 50 100 150 Ángulo cigüeñal (º) Presión (bar) Presión Interior-cámara Sin WI/Sin EGR 4 l/h WI AAB 8 l/h WI AAB 12 l/h WI AAB -10 0 10 20 30 90 100 110 120 130 Capítulo 4 Análisis de la operación en modo diésel para el control de emisiones 78 El análisis de los datos de ensayo determinó el límite para las emisiones mínimas de NOx alcanzables. Dicho límite está relacionado con la capacidad térmica de la carga del motor (en este caso, integrada por aire más H2O) cuando se refiere a la potencia del combustible. Este parámetro, α, se define en la ecuación 4.1: 𝛼=(𝑚󰇗𝑎𝑔𝑢𝑎∙𝑐𝑝,𝑎𝑔𝑢𝑎+𝑚󰇗𝑎𝑖𝑟𝑒∙𝑐𝑝,𝑎𝑖𝑟𝑒)[𝑊] 𝑚󰇗𝑑𝑖é𝑠𝑒𝑙∙𝑃𝐶𝐼𝑑𝑖é𝑠𝑒𝑙[𝑀𝑊] (4.1) La Fig. 4.15 muestra la relación de NOx en ppm frente al parámetro α para todas las condiciones de ensayo dadas en la Fig. 4.1 cuando se inyectó agua aguas abajo del compresor (WI AAB). Para bajos valores de α, en el rango de 500-700, existe una dispersión relevante en las emisiones de NOx; esto significa que hubo varios agentes que controlan la formación de NOx desde el tiempo de residencia hasta el SOC. Sin embargo, a medida que aumenta el parámetro α, la dispersión se reduce. Cuando α alcanza 1200, la emisión de NOx es mínima en forma asintótica y obtiene un valor entre 150-250 ppm. Esto significa que el mecanismo térmico domina claramente. Esto da como resultado un valor mínimo para las emisiones de NOx con respecto a la capacidad térmica de la carga del motor que fue mejorada por el agua (cp,agua  4 · cp,aire). Fig. 4.15. NOx en función del parámetro α [W/MW] Del estudio del modo de combustión diésel con la incorporación de las técnicas de control de emisiones EGR y WI se desprende que el mejor método analizado es el WI AAB. Con esta técnica se consiguen los valores de emisiones más bajos, tanto de NOx como de partículas (soot), sin penalizar el rendimiento ni la presión en el interior de la cámara de combustión. Igualmente este método es el que requiere un caudal de agua más bajo y no provoca daños en el motor. Es por ello que el estudio del modo de combustión dual se realizará con la incorporación del método WI AAB. 0 500 1000 1500 400 600 800 1000 1200 1400 1600 NOx(ppm) α  150 Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 79 5. Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno. Este capítulo tiene como objetivo el estudio del modo de combustión dual, analizando para ello las emisiones contaminantes y las prestaciones del motor, usando para ello el modelo 0-D aplicado a los datos experimentales. En primer lugar se realiza un análisis de la combustión en modo dual con el H2 como combustible primario y el diésel para la inyección piloto. En segundo lugar se analizará el modo dual con ambos combustibles como una mezcla. Ambos modos de combustión tienen implementado la inyección de agua para el control de los NOx y de para evitar la combustión detonante del H2. 5.1. Análisis de la combustión en modo dual Los ensayos en modo dual se han llevado a cabo con dos enfoques: 1) Empleo del H2 como combustible principal y el diésel como combustible piloto para la ignición. A este modo de combustión dual se le denominará de aquí en adelante HMF. 2) Empleo del H2 y del diésel como una mezcla de combustibles dual, variando la aportación de cada uno según las condiciones de ensayo. A este modo de combustión dual se le denominará de aquí en adelante HDF. El objetivo de esta sección es caracterizar ambos modos de operación y comparar los resultados de ambos en términos de emisiones contaminantes y desempeño del motor. Con el estudio experimental realizado en la sección 4.1 queda demostrado que la inyección de agua en la admisión produce una reducción de las emisiones de NOx y además no trae consigo las penalizaciones en los niveles de partículas que trae consigo el EGR. Es por ello que en el desarrollo de la siguiente sección experimental se emplea el método WI para controlar las emisiones asociadas al empleo del H2 como combustible y además de la capacidad que tiene el H2O, como ya hemos comentado en el capítulo 2, para enfriar la carga y elevar la capacidad calorífica de la misma, controlando la tendencia al auto-encendido y el knocking. Debemos poner en valor que los experimentos realizados en modo dual han conseguido valores de sustitución energética de H2 respecto al diésel mayores que los que se mostraron en la tabla 2.2. En nuestro caso los ensayos se han llevado a cabo en varias velocidades de motor y con distintos ángulos de inyección piloto de diésel, ya que la mayoría de los ensayos experimentales desarrollados hasta el momento fijan unas revoluciones y un ángulo único de inyección. Otro dato a resaltar del estudio del modo dual desarrollado es que se han alcanzado presiones medias efectivas de 13 bar, superiores a las alcanzadas en los ensayos que se han llevado a cabo en otros Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 80 estudios, ver tabla 2.2. Los límites han sido fijados por la integridad mecánica y el stall del motor. Los valores adoptados han sido:  En modo HMF hasta un 83% de sustitución energética a 2000 RPM y un 78% a 1500 RPM.  En modo HDF hasta un 75% de sustitución energética a 2000 RPM y un 68% a 1500 RPM. 5.1.1. H2 como combustible principal y diésel como fuente de ignición (HMF) Este modo de combustión dual se estudió a dos velocidades (1500 y 2000 RPM) y diferentes ángulos de inyección (inyección principal exclusivamente) con WI AAB. Para cada ensayo la cantidad de diésel utilizado fue la necesaria para alcanzar la velocidad requerida sin H2 y sin carga de freno. La válvula del EGR tanto en este modo HMF como en el HDF está deshabilitada, y por lo tanto, la presión de admisión fue la máxima alcanzable con las condiciones de escape en la entrada de la turbina. Los ensayos se llevaron a cabo de la siguiente manera: para cada RPM del motor y el ángulo de inyección elegido, el flujo másico de H2 se incrementó poco a poco en intervalos constantes, aumentando el par motor y los niveles de NOx. En proporción al aumento de NOx, el agua se inyectó a través del inyector FB, reduciendo así los niveles de NOx y modificando la TLC. Esta forma de operar en los ensayos continuó hasta que se alcanzó uno de los siguientes límites, aunque ambos se cumplieron de manera simultánea:  El máximo en la presión interior en el cilindro para garantizar la integridad mecánica, cercana a los 150-160 bar.  La existencia de knocking en la combustión. La Tabla 5.1 muestra las diferentes condiciones ensayadas y los valores mínimos y máximos para las siguientes variables: flujo másico de H2, flujo másico de H2O, flujo másico de diésel, par, potencia, presión media efectiva (PME), rendimiento, relación combustible (diésel) + H2)/aire y relación H2/aire. Se han llevado a cabo un total de 75 ensayos experimentales en modo HMF. Tabla 5.1. Condiciones de ensayo en modo HMF Modo HMF Ángulo Inyección H2 (kg/h) H2O (kg/h) Diésel (kg/h) Par (Nm) Potencia (kW) PME (bar) Rendimiento Comb./Aire ratio H2/Aire ratio 2000 RPM 10º 0 – 1,8 0 - 48 1,10 2,5 - 98 0,53 – 20,7 0,21-8,42 0,05 – 0,33 0,14 – 0,29 0-0,47 6º 3 – 120,5 0,26 - 25,48 0,26-10,3 0,05 – 0,35 0,16 – 0,33 0-0,55 0º 2,6 -131,8 0,55 - 27,59 0,22-11,3 0,04 – 0,36 0,15 – 0,33 0-0,55 1500 RPM 10º 0 – 0,9 0 – 48 0,74 2 – 70,2 0,32 - 11,02 0,17-6,03 0,04 – 0,29 0,14 – 0,45 0-0,75 6º 2 - 72 0,32 - 11,38 0,17-6,19 0,04 – 0,30 0,15 – 0,45 0-0,75 0º 2,6 – 78,2 0,41 - 12,36 0,22-6,72 0,05 – 0,32 0,15 – 0,44 0-0,71 Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 81 Un primer análisis de la evolución de las emisiones de NOx con la potencia del motor para diferentes ángulos de inyección, carga y flujo de agua se muestra en la Fig. 5.1. La leyenda de la Fig. 5.1 muestra el flujo másico de H2 y el flujo másico de H2O en gramos por ciclo. Los símbolos (“+”, “*” y “x”) representan el ángulo principal de inyección para el diésel: + 10º grados antes del PMS, * 6º grados antes del PMS y x 0º o en el PMS. Cada color representa el mismo valor para el flujo másico de H2O y H2. Fig. 5.1. NOx (ppm) frente a la potencia (kW) Como se puede ver en las tendencias de cada símbolo para el mismo ángulo de inyección, hay un aumento en el nivel de NOx con una carga del motor de 4 kW a 8 kW, como se espera debido al aumento de temperatura asociado a un aumento en la relación combustible/aire. Sin embargo, por encima de 8 kW, cualquier aumento en la potencia es seguido por una reducción en NOx; esto se debe al flujo de H2O inyectada y, como se explicará más adelante, esta reducción se debe al aumento de la capacidad térmica de la carga. A 8 kW, hay dos flujos de masa de agua diferentes para el mismo nivel de hidrógeno. El efecto es el mismo para los tres ángulos de inyección ensayados; el aumento en la cantidad de H2O produce una reducción directa en el nivel de NOx con una eficiencia del motor que es casi constante. Las leyendas para las Figs. 5.2 a 5.7 muestran el flujo másico de diésel (DIE), el flujo másico de H2 y el flujo másico de H2O, todo expresado en kilogramos por hora. El mismo color para la curva indica la misma cantidad de H2, pero diferente cantidad de agua inyectada si la curva pasa a línea discontinua. Las Figs. 5.2 – 5.7 muestran la PTLC para todas las pruebas experimentales, obtenidas de la aplicación del modelo 0-D a los datos experimentales. 4 6 8 10 12 14 16 18 0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 Power (kW) NOx (ppm) H2: 0.02 - H2O: 0.528 H2: 0.015 - H2O: 0.261 H2: 0.02 - H2O: 0.711 H2: 0.01 - H2O: 0 H2: 0.013 - H2O: 0.353 H2: 0.007 - H2O: 0 + 10º * 6º x 0º Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 82 Fig. 5.2. PTLC a 2000 RPM y +10º Fig. 5.3. PTLC a 2000 RPM y +6º Fig. 5.4. PTLC a 2000 RPM y +0º -20 -10 0 10 20 30 40 0 2 4 6 8 10 12x 108 Crank angle (deg) PHRR (J/rad) Parameterised Heat Release Rate DIE 0,98 - H2 0 - H2O 0 DIE 0,97 - H2 0,3 - H2O 0 DIE 1,00 - H2 0,6 - H2O 0 DIE 0,98 - H2 0,6 - H2O 16 DIE 1,00 - H2 0,9 - H2O 16 DIE 1,00 - H2 0,9 - H2O 32 DIE 1,02 - H2 1,2 - H2O 32 DIE 1,01 - H2 1,2 - H2O 48 DIE 1,04 - H2 1,5 - H2O 48 -4 -3 -2 -1 -1 0 1 x 108 -20 -10 0 10 20 30 40 0 5 10 15x 108 Crank angle (deg) PHRR (J/rad) Parameterised Heat Release Rate DIE 1,08 - H2 0 - H2O 0 DIE 1,15 - H2 0,3 - H2O 0 DIE 1,09 - H2 0,6 - H2O 0 DIE 1,07 - H2 0,6 - H2O 16 DIE 1,08 - H2 0,9 - H2O 16 DIE 1,12 - H2 1,2 - H2O 16 DIE 1,08 - H2 1,2 - H2O 32 DIE 1,11 - H2 1,5 - H2O 32 DIE 1,11 - H2 1,5 - H2O 48 DIE 1,15 - H2 1,8 - H2O 48 -1 0 1 2 3 -1 0 1x 108 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 -2 0 2 4 6 8 10 12 14 x 108 Crank angle (deg) PHRR (J/rad) Parameterised Heat Release Rate DIE 1,06 - H2 0 - H2O 0 DIE 1,04 - H2 0,3 - H2O 0 DIE 1,02 - H2 0,6 - H2O 0 DIE 1,04 - H2 0,9 - H2O 0 DIE 1,09 - H2 0,9 - H2O 16 DIE 1,08 - H2 1,2 - H2O 16 DIE 1,11 - H2 1,2 - H2O 32 DIE 1,07 - H2 1,5 - H2O 32 DIE 1,09 - H2 1,8 - H2O 32 DIE 1,12 - H2 1,8 - H2O 48 6 8 10 -4 -2 0 2 4 6x 107 Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 83 Fig. 5.5. PTLC a 1500 RPM y +10º Fig. 5.6. PTLC a 1500 RPM y +6º Fig. 5.7. PTLC a 1500 RPM y +0º En las Figs. 5.2 – 5.7, un aumento de H2 produce un avance en el ángulo SOC. Esta tendencia es independiente de las revoluciones o el ángulo de inyección. Igualmente se observa cómo la combustión evoluciona de un proceso que contiene dos fases de combustión (fase de pre-mezcla y fase difusiva) hacia un proceso de una única fase de combustión controlada por la fase de premezcla. Al igual que sucedía con el inicio de la combustión, este cambio en el proceso de combustión es independiente de las revoluciones o el ángulo de inyección principal. -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 0 5 10 15x 108 Crank angle (deg) PHRR (J/rad) Parameterised Heat Release Rate DIE 0,74 - H2 0 - H2O 0 DIE 0,73 - H2 0,3 - H2O 0 DIE 0,72 - H2 0,3 - H2O 16 DIE 0,73 - H2 0,6 - H2O 16 DIE 0,72 - H2 0,6 - H2O 32 DIE 0,73 - H2 0,9 - H2O 32 DIE 0,71 - H2 0,9 - H2O 48 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 0 2 4 6 8 10 12x 108 Crank anlge (deg) PHRR (J/rad) Parameterised Heat Release Rate DIE 0,75 - H2 0 - H2O 0 DIE 0,74 - H2 0,3 - H2O 0 DIE 0,73 - H2 0,3 - H2O 16 DIE 0,72 - H2 0,6 - H2O 16 DIE 0,72 - H2 0,6 - H2O 32 DIE 0,73 - H2 0,9 - H2O 32 DIE 0,72 - H2 0,9 - H2O 48 0 5 10 15 20 25 30 35 -5 0 5 10 15x 108 Crank angle (deg) PHRR (J/rad) Parameterised Heat Release Rate DIE 0,75 - H2 0 - H2O 0 DIE 0,73 - H2 0,3 - H2O 0 DIE 0,74 - H2 0,6 - H2O 0 DIE 0,73 - H2 0,6 - H2O 16 DIE 0,73 - H2 0,9 - H2O 16 DIE 0,73 - H2 0,9 - H2O 32 Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 84 La duración del proceso de combustión aumenta como consecuencia del aumento en la cantidad de H2, ya que la cantidad de diésel es fija para cada figura. Al analizar el papel de la inyección de H2O en la TLC, se pueden observar dos fenómenos. Si comparamos los casos con WI o un aumento de la cantidad de H2O inyectada, con los casos sin inyección o una disminución de la cantidad de H2O, se observa un retraso en el inicio de la combustión. El gradiente de la presión de combustión y la TLC también se reducen, aunque la duración de la combustión prácticamente no cambia. En las Figs. 5.8 (a) – 5.8 (f) se representan las emisiones de NOx frente al flujo másico de H2 en kg/h, para cada flujo másico de H2 pueden existir dos flujos de H2O (representados con diferente color) y cuyo valor se indica de forma anexa. Las Fig. 5.8 ilustra la fuerte dependencia de los NOx con el ángulo de inyección, donde los valores de emisiones son menores cuando se inyecta en el PMS (0º). Los valores más altos de NOx se obtuvieron a medida que aumentaba el par para diferentes valores de RPM. (a) (b) 0 0.3 0.6 0.9 1.2 1.5 1.6 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 H2 mass flow (kg/h) NOx (ppm) NOx emissions - 2000 RPM - 10º Main injection * 0 kg/h H2O + 16 kg/h H2O o 32 kg/h H2O x 48 kg/h H2O 0 0.3 0.6 0.9 1.2 1.5 1.8 0 100 200 300 400 500 600 700 800 H2 mass flow (kg/h) NOx (ppm) NOx emissions - 2000 RPM - 6º Main injection * 0 kg/h H2O + 16 kg/h H2O o 32 kg/h H2O x 48 kg/h H2O Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 85 (c) (d) (e) (f) Fig. 5.8. Emisiones de NOx con diferentes flujos de H2 y H2O: (a) 2000 RPM y +10º, (b) 2000 RPM y +6º, (c) 2000 RPM y 0º, (d) 1500 RPM y +10º, (e) 1500 RPM y +6º y (f) 1500 RPM y 0º 0 0.3 0.6 0.9 1.2 1.5 1.8 2.0 0 100 200 300 400 500 600 700 800 H2 mass flow (kg/h) NOx (ppm) NOx emissions - 2000 RPM - 0º Main injection * 0 kg/h H2O + 16 kg/h H2O o 32 kg/h H2O x 48 kg/h H2O 0 0.3 0.6 0.9 1 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 H2 mass flow (kg/h) NOx (ppm) NOx emissions - 1500 RPM - 10º Main injection + 16 kg/h H2O * 0 kg/h H2O x 48 kg/h H2O o 32 kg/h H2O 0 0.3 0.6 0.9 1 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 H2 mass flow (kg/h) NOx (ppm) NOx emissions - 1500 RPM - 6º Main Injection * 0 kg/h H2O + 16 kg/h H2O o 32 kg/h H2O x 48 kg/h H2O 0 0.3 0.6 0.9 1.0 0 200 400 600 800 1000 H2 mass flow (kg/h) NOx (ppm) NOx emissions - 1500 RPM - 0º Main injection * 0 kg/h H2O o 32 kg/h H2O + 16 kg/h H2O Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 92 (b) Fig. 5.13. (a) PTLC a 2000 RPM, +10º y 20Nm iniciales y (b) PTLC a 1500 RPM, -2º y 40 Nm iniciales El fenómeno se aprecia por tanto en ambos modos de combustión dual, con indiferencia de la velocidad y el ángulo de inyección. Sólo depende de la carga, que viene determinada por la cantidad de H2 involucrada. En el modo HDF, este cambio en la TLC se debe a las múltiples llamas turbulentas que se propagan a través de la mezcla H2-aire presente fuera del chorro de diésel, acelerando el proceso de combustión del mismo. Al analizar el papel de la inyección de H2O en el modo HDF en la TLC, se pueden observar que al igual que en el modo HMF, si comparamos los casos con WI o un aumento de la cantidad de H2O inyectada, con los casos sin inyección o una disminución de la cantidad de H2O, se observa un retraso en el inicio de la combustión; pero la forma de la TLC no se ve afectada en este caso. La Fig. 5.14 muestra el máximo de la TLC en diferentes condiciones de prueba en comparación con la relación másica de H2/diésel y la relación energética H2/diésel, que se muestra en la figura entre paréntesis. La relación másica y la relación energética se evalúan de acuerdo a la ecuación 5.3. Se puede ver que para la misma velocidad, el mismo ángulo de inyección y el mismo par (el mismo símbolo), el valor máximo de la TLC aumenta cuando el ratio H2/diésel aumenta. Esta tendencia se observa para todas las cargas y condiciones. Como podría esperarse, el pico de la TLC también aumenta cuando la relación H2/diésel aumenta para la misma carga inicial. 𝑅𝑎𝑡𝑖𝑜 𝑚á𝑠𝑖𝑐𝑜= 𝑚𝐻2 𝑚𝐷𝑖é𝑠𝑒𝑙 𝑅𝑎𝑡𝑖𝑜 𝑒𝑛𝑒𝑟𝑔é𝑡𝑖𝑐𝑜= 𝑚𝐻2∙𝑃𝐶𝐼𝐻2 𝑚𝐷𝑖é𝑠𝑒𝑙∙𝑃𝐶𝐼𝐷𝑖é𝑠𝑒𝑙 (5.3) 510 15 20 25 30 35 40 0 5 10 15x 108 Ángulo cigüeñal (º) PTLC (J/rad) TLC Parametrizada -2º 1500 RPM 40 Nm DIE 1,83 (100%) - H2 0,0 (0%) - H2O 0 DIE 1,84 (68%) - H-2 0,3 (32%) - H2O 0 DIE 1,85 (52%) - H2 0,6 (48%) - H2O 0 DIE 1,84 (52%) - H2 0,6 (48%) - H2O 16 DIE 1,86 (42%) - H2 0,9 (58%) - H2O 16 Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 93 Fig. 5.14. Máximo de la TLC con diferentes condiciones de ensayo El efecto de la cantidad de H2 y del WI en el ángulo de inicio de combustión se puede ver en las Figs. 5.15 y 5.16. Las figuras muestran la evolución del SOC cuando la relación H2/diésel aumenta con diferentes cantidades de H2O inyectadas para diferentes cantidades iniciales de diésel, las necesarias para lograr pares de 20 Nm, 40 Nm y 80 Nm a la velocidad de prueba sin H2. Un valor positivo del ángulo en estas figuras indica un ángulo después del PMS, y un valor negativo de SOC indica un ángulo antes del PMS. Un aumento de la relación H2/Diésel produce un avance en el SOC, como se puede observar en las Figs. 5.15 y 5.16. Este fenómeno podría producirse por el aumento de la concentración de radicales libres cuando la cantidad de H2 aumenta, lo que conduce a una mejora de las reacciones de pre-ignición y, por lo tanto, a reducir el retraso de la ignición. Cuando aumenta la cantidad de H2O, el SOC se retrasa entre 1 y 1,5 grados, independientemente de la velocidad, el ángulo de inyección principal o el punto de carga inicial. La evolución del SOC se observa independientemente de la masa inicial de diésel. Las Figs. 5.15 y 5.16, muestran cómo un aumento en la carga produce un avance en el SOC para los diferentes ángulos de inyección principales iniciales. -0,1 0 (0.00) 0.1 (0.29) 0.2 (0.58) 0.3 (0.87) 0.4 (1.16) 0.5 (1.45) 0.6 (1.74) 0.7 (2.03) 0.8 (2.32) 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14x 108 H2/Diésel ratio másico (H 2/Diésel ratio energético) TLC (J/rad) 0 0 0 16 16 16 16 0 0 16 16 0 0 0 0 0 16 16 0 32 32 32 48 0 16 32 32 0 0 16 16 kg/h H2O 10º - 2000 RPM 0º - 2000 RPM 10º - 1500 RPM 16 0 16 * 20Nm + 40 Nm o 60 Nm x 80 Nm [ ] 100 Nm v 120 Nm 40 Nm Punto Inicial 80 Nm Punto Inicial 20 Nm Punto Inicial Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 94 Fig. 5.15. Ángulo de inicio de combustión (SOC) frente al ratio H2/Diésel a 2000 RPM y con un ángulo de inyección piloto de diésel de +10º antes del PMS Fig. 5.16. Ángulo de inicio de combustión (SOC) frente al ratio H2/Diésel a 2000 RPM y con un ángulo de inyección piloto de diésel igual al PMS La evolución de las emisiones de NOx con la carga de H2 se muestra en las Figs. 5.17 y 5.18. Estas figuras muestran las emisiones de NOx en función de la relación H2/diésel para diferente par y cantidad inicial de diésel para los modos HDF y HMF. Se puede observar que a medida que aumenta la proporción de H2/diésel, las emisiones de NOx también aumentan sin la adición de H2O o si la cantidad de H2O permanece inalterada. Relaciones de H2/diésel más altas conducen a una combustión rápida, lo que eleva el nivel de NOx debido al aumento en la propagación de la llama en la mezcla de H2-aire. También se puede observar que la primera inyección de H2O (de 0 a 16 kg/h) produce una reducción en las emisiones de NOx de aproximadamente el 70%, en comparación con los casos sin WI. Los aumentos posteriores en la -0.1 0.1 (0.29) 0.3 (0.87) 0.5 (1.45) 0.7 (2.03) 0.9 (261) -5.5 -5 -4.5 -4 -3.5 -3 -2.5 -2 -1.5 +10º 2000 RPM H2/Diésel ratio másico (H 2/Diésel ratio energético) SOC (º) 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 16 kg/h 32 kg/h 48 kg/h 48 kg/h 32 kg/h 0 kg/h 32 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 16 kg/h 32 kg/h 48 kg/h 48 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 32 kg/h 32 kg/h Cantidad de H2O 20 Nm Punto Inicial 40 Nm Punto Inicial 80 Nm Punto Inicial -0.1 0 (0.00) 0.1 (0.29) 0.2 (0.58) 0.3 (0.87) 0.4 (1.16) 0.5 (1.45) 0.6 (1.74) 0.7 (2.03) 0.8 (2.32) 0.9 (2.61) 6 6.5 7 7.5 8 8.5 9 9.5 10 10.5 11 0º 2000 RPM H2/Diésel ratio másico (H 2/Diésel ratio energético) SOC (º) 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 16 kg/h 32 kg/h 32 kg/h 48 kg/h 48 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 16 kg/h 32 kg/h 48 kg/h 0 kg/h 32 kg/h 0 kg/h 48 kg/h 32 kg/h 0 kg/h Cantidad de H2O 20 Nm Punto Inicial 40 Nm Punto Inicial 80 Nm Punto Inicial 0 kg/h Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 95 cantidad de H2O inyectada reducen las emisiones de NOx entre un 50% y un 60%. Este fenómeno se observa tanto en el caso HDF como en el caso HMF y se debe al mecanismo térmico que ya hemos comentado anteriormente. Las emisiones de NOx son más altas para el mismo par cuando la cantidad inicial de diésel disminuye y la cantidad de H2 aumenta sin WI. Esto se puede verificar en la Fig. 5.17 si comparamos los casos con 100 Nm (símbolo cuadrado) para las cantidades iniciales de diésel 40 Nm y 80 Nm o en la Fig. 5.17 para los casos de 60 Nm (símbolo de circular) para las cantidades iniciales de diésel 20 Nm y 40 Nm; por lo tanto, una mayor cantidad de H2 produce un aumento en las emisiones de NOx, independientemente del ángulo de inyección principal. Fig. 5.17. NOx frente al ratio H2/diésel para HMF y HDF a 2000 RPM e inyección de diésel en el PMS Fig. 5.18. NOx frente al ratio H2/diésel para HMF y HDF a 2000 RPM e inyección de diésel +10º antes del PMS 0 (0.00) 0.2 (0.58) 0.4 (1.16) 0.6 (1.74) 0.8 (2.32) 1 (2.90) 1.2 (3.48) 1.4 (3.77) 1.6 (4.64) 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 0º 2000 RPM H2/Diésel ratio másico (H 2/Diésel ratio energético) NOx (ppm) * 20 Nm + 40 Nm o 60 Nm x 80 Nm [ ] 100 Nm V 120 Nm 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 32 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 0 kg/h 48 kg/h 32 kg/h 32 kg/h16 kg/h 32 kg/h 32 kg/h 16 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 20 Nm Punto Inicial 40 Nm Punto Inicial 80 Nm Punto Inicial AZUL = HDF ROJO = HMF kg/h H2O 0 (0.00) 0.5 (1.45) 1 (2.90) 1.5 (4.35) 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 10º 2000 RPM H2/Diésel ratio másico (H 2/Diésel ratio energético) NOx (ppm) * 20 Nm 0 kg/h + 40 Nm [ ]100 Nm o 60 Nm x 80 Nm 16 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 16 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 32 kg/h 16 kg/h 32 kg/h 48 kg/h 48 kg/h AZUL = HDF ROJO = HMF 20 Nm Punto Inicial 40 Nm Punto Inicial 80 Nm Punto Inicial kg/h H2O Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 96 Observando las Figs. 5.17 y 5.18 que cuanto más nos desplazamos a la derecha en el eje de abscisas (ratio H2/diésel), es decir más H2 está involucrado para conseguir las mismas cargas, los NOx se mantienen más bajos gracias al WI. Es por ello que los mejores resultados en términos de NOx se consiguen para el modo HMF o para el modo HDF con una carga inicial de diésel baja, que es equivalente al modo de operación HMF. Las Figs. 5.19 y 5.20 muestran las emisiones de partículas en función del ratio másico H2/diésel y de manera complementaria en función del ratio energético H2/diésel. Las figuras muestran distintos puntos de carga y para distintas revoluciones y ángulos de inyección. Se observa cómo los valores de partículas son más bajos cuando el diésel proporciona menos energía para alcanzar el mismo par. El nivel de humos aumenta drásticamente al aumentar las cantidades iniciales de diésel. Además, los valores son mínimos para el caso del modo HMF. La emisión de partículas de un motor de combustible dual es significativamente menor que en un modo diésel convencional, especialmente en cargas altas. En un modo de combustible dual, las emisiones de partículas se forman debido a la oxidación del combustible diésel piloto. En el motor de combustible dual H2-diésel, la relación carbono-oxígeno puede disminuir significativamente con la disminución del combustible diésel, lo que resulta en una reducción drástica de las emisiones de las partículas. Fig. 5.19. Partículas frente al ratio H2/diésel para HMF y HDF a 2000 RPM e inyección de diésel en el PMS 0 (0.00) 0.2 (0.58) 0.4 (1.16) 0.6 (1.74) 0.8 (2.32) 1 (2.90) 1.2 (3.19) 1.4 (4.06) 1.6 (4.64) 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 5.5 6 6.2 0º 2000 RPM H2/Diésel ratio másico (H 2/Diésel ratio energético) Soot (mg/m3) * 20 Nm + 40 Nm o 60 Nm x 80 Nm [ ] 100 Nm v 120 Nm 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 32 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 16 kg/h 32 kg/h 32 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 16 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 0 kg/h 16 kg/h 16 kg/h 32 kg/h 32 kg/h 48 kg/h 20 Nm Initial Point 40 Nm Initial Point 80 Nm Initial Point AZUL = HDF ROJO = HMF kg/h H2O Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 97 Fig. 5.20. Partículas frente al ratio H2/diésel para HMF y HDF a 2000 RPM e inyección de diésel +10º antes del PMS Teniendo en cuenta las Figs. 5.17 – 5.20, se comprueba que la mejor manera de mantener bajos los niveles de emisiones es con el modo HMF con WI, puesto que las altas relaciones de H2/diésel (mayor cantidad de H2 implicada) han mostrado menores niveles de emisiones. Al igual que hemos hecho con los ensayos anteriores vamos a mostrar la relación de las emisiones de NOx con el parámetro α, calculado según la ecuación 5.1. Fig. 5.21. NOx en función del parámetro α [W/MW] para el caso HMF y HDF Como ya observamos en las Figs. 4.15 y 5.10, cuando α alcanza el valor 1200, la emisión de NOx es mínima en forma asintótica y obtiene un valor entre 0-250 ppm. Esto significa que el mecanismo térmico domina claramente. Esto da como resultado un valor mínimo para las emisiones de NOx con respecto a la capacidad térmica de la carga del motor. La Fig. 5.22 muestra la curva rendimiento en modo HDF frente al par. Se puede observar que la eficiencia tiene una tendencia asintótica entre 0,35 y 0,37 cuando el par es superior a 80 Nm. Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 98 Fig. 5.22. Rendimiento frente al Par para el modo HDF Aunque la cantidad máxima de H2O suministrada en ambos modos de combustión dual fue alta para garantizar la estabilidad de la combustión y el control de NOx, desde el punto de vista industrial, existe una tecnología madura para recuperar el H2O en el escape mediante la condensación y su uso nuevamente en el motor, por lo que el consumo elevado de agua debe considerarse recuperable en un porcentaje elevado. Aunque no hay ningún resultado de las emisiones de CO2 presentadas en este documento, el aumento de la fracción de energía H2 produce [86, 187]:  Un aumento en la relación H/C de todo el combustible.  Una disminución de la heterogeneidad del espray de combustible diésel debido a que la alta difusividad del H2 resulta en una mezcla de combustible mejor pre-mezclada y más uniforme.  La mejora en la pre-mezcla del combustible permitirá una mayor eficiencia para la combustión completa [188] y una mayor tendencia a la combustión a volumen constante. El aumento de la eficiencia de combustión del combustible debido a la mayor velocidad de llama del H2, la mayor relación H/C de la mezcla de combustible y la mejor combustión premezclada permite la reducción de las emisiones de CO2. El efecto de la adición de agua en las emisiones de CO2 se determina por el hecho de que la inyección de H2O (WI) o el aumento en la cantidad de H2O inyectada permite aumentar la cantidad de H2, porque controla la tendencia a la auto-ignición y la tendencia al knocking del H2. Este aumento en la cantidad de H2, gracias al WI, nos permite reducir la fracción de diésel necesaria para lograr la misma potencia y, por lo tanto, se logra una reducción en las emisiones de CO2, por las razones expuestas anteriormente. En el estudio del modo dual, tanto en el modo HMF como en el modo HDF, no se ha producido en ningún momento la auto-inflamación del H2 en la admisión, incluso para dosados de H2/aire 0,00 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 0,35 0,40 00 20 40 60 80 100 120 140 160 180 Rendimiento Par (Nm) Capítulo 5 Análisis de la operación en modo dual gasóleo-hidrógeno 99 elevados. En cambio, sí se ha producido knocking, limitando la operación del motor en modo dual. El método WI se ha mostrado como una solución para paliar en parte la aparición del knocking y para que no se produzca la auto-inflamación. En el estudio de cada modo de operación se ha mostrado una comparación de las emisiones de NOx frente al parámetro α (definido como corresponde para cada caso). La Fig. 5.23 recoge de forma conjunta las tres comparaciones que han sido objeto de análisis. Como se observa en la figura para bajos valores de α existe una dispersión relevante en las emisiones de NOx; esto significa que hubo varios agentes que controlan la formación de NOx desde el tiempo de residencia hasta el SOC, independientemente del modo de combustión (diésel o dual) en el que el motor se encuentre operando. Sin embargo, a medida que aumenta el parámetro α, la dispersión se reduce. La emisión de NOx es mínima de forma asintótica para los tres casos que se muestran, alcanzando valores mínimos de 200 ppm aproximadamente. Esto significa que el mecanismo térmico domina claramente. Esto da como resultado un valor mínimo para las emisiones de NOx con respecto a la capacidad térmica de la carga del motor que fue mejorada por el agua (cp,agua  4 · cp,aire). Fig. 5.23. NOx en función del parámetro α para los Modo Diésel con WI AAB y Modo dual HMF y HDF Una vez ha culminado el estudio de los modos de operación del motor diésel convencional, se va a hacer uso de los datos obtenidos de las TLC para implementarlos en un modelo de motor diésel 2T lento. Así mismo, el estudio realizado nos permitirá relacionar las emisiones de NOx del modelo del motor de 2T con la relación H2/diésel – caudal de H2O inyectado. Si bien no es posible con el modelo del motor 2T obtener resultados de emisiones de NOx, sí que podremos cuantificar en cierto modo dichas emisiones gracias al estudio experimental realizado. Igualmente el conocimiento que se desprende del estudio experimental, en cuanto a la relación de los caudales de H2, diésel y H2O, nos permitirá realizar un estudio del modelo de motor diésel 2T lento para distintas condiciones de operación. Capítulo 6 El H2 en motores 2T para la producción de potencia y la propulsión naval 100 El capítulo 6 contiene información susceptible de ser publicada. Capítulo 7 Conclusiones 101 7. Conclusiones Este capítulo concluye la presente tesis resumiendo las contribuciones de la tesis al conocimiento actual y describiendo las principales limitaciones de los estudios presentados. 7.1. Conclusiones globales del trabajo Del trabajo se obtienen dos conclusiones de carácter global:  Queda demostrada la potencialidad del empleo del H2 como combustible combinado con la inyección de agua en MCIA y se ha ampliado los rangos de operación que se han analizado en estudios anteriores, con el objetivo de reducir de forma directa las emisiones de CO2 y controlar las emisiones de NOx. Esta tecnología presenta la ventaja de ser fácil de implementar y puede ser una solución a corto y medio plazo hasta que las tecnologías como los BEV o las FC sean competitivos y salven las desventajas que hoy en día presentan.  Se puede concluir que el empleo del H2 como combustible en motores diésel de 2T lentos combinado con la inyección de agua es factible y presenta resultados que igualan o mejoran en parte los resultados del modo de operación convencional de dicho tipo de motores para la producción de potencia y la propulsión naval como se ha demostrado con el análisis realizado con el modelo termodinámico para los motores de 2T. Presentando la ventaja de poder reducir las emisiones de CO2, debido a la menor utilización de fuel pesado y proponiendo una alternativa factible frente a las FC u otras tecnologías menos contaminantes que aún estarían lejos de ser competitivas. 7.2. Conclusiones del desarrollo experimental y modelo termodinámico zona-cero Del estudio del modo combustión diésel con la implementación de las técnicas de WI y EGR podemos concluir que:  Las emisiones de NOx se redujeron en mayor medida con el método WI en comparación con el EGR. El método WI produce a su vez una menor penalización en las emisiones de partículas, esto es, para alcanzar niveles similares de reducción de NOx, el EGR debe ser alto y por consecuencia se aumenta el número de partículas a más del doble de lo que lo hace el método WI. Los casos con WI en los que se alcanzan los mayores niveles de Capítulo 9 Referencias 108 [14] Eyring, V., H. W. Köhler, J. van Aardenne, and A. Lauer (2005), Emissions from international shipping: 1. The last 50 years, J. Geophys. Res., 110, D17305, doi:10.1029/2004JD005619. [15] Transport Policy EU: light-duty: emissions - transportpolicy.net http://www.transportpolicy.net/index.php?Title=EU:_Light-duty:_Emissions. 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Descripción equipos experimentales  Banco de ensayos  Motor  Centralita  Sistema de alimentación de H2O (debido a su importancia en el desarrollo experimental se encuentra recogido en el documento de tesis en la sección 3.1 en las páginas 43 - 44)  Sistema de alimentación de H2  Sistema de alimentación de combustible  Medidor de humos  Freno eléctrico  Parámetros medidos en la celda Anexo A Descripción equipos experimentales 127 Banco de Ensayos Descripción El banco de ensayos tiene como objetivo medir las prestaciones de los motores y sus características de funcionamiento, habilitando para ello todos los componentes necesarios para su instrumentación y control. La celda de ensayos en las que se han llevado a cabo los experimentos de la tesis es la celda número 2 del Laboratorio de Máquinas y Motores Térmicos de la Escuela Superior de Ingeniería de la Universidad de Sevilla. Componentes La celda de ensayos consta de los siguientes elementos:  Una cimentación que absorbe las vibraciones que se producen debido a la existencia en el motor de fuerzas de inercia no equilibradas y de los correspondientes momentos resultantes.  Bancada, cuya misión es soportar el motor (Fig. A.1). Fig. A.1. Detalle del motor sobre la bancada  Freno eléctrico que absorbe la potencia desarrollada por el motor, ofreciendo una resistencia al giro de éste, y que esté provisto de un dispositivo para medir el par motor (Fig. A.2). El principio de funcionamiento del mismo se explicará posteriormente.  Transmisión que permita la conexión freno-motor con una cierta elasticidad y capacidad de absorber desalineaciones (Fig. A.3). Anexo A Descripción equipos experimentales 128 Fig. A.2. Freno eléctrico Fig. Fig. A.3. Transmisión a través de cardan  Sistema de alimentación de combustible al motor con instrumentos de medición de consumo y sistema de alimentación de hidrógeno.  Red de agua. Los frenos eléctricos necesitan evacuar el calor producido mediante el sistema de refrigeración del freno (abastecimiento continuo de agua). El agua se calienta a su paso por el freno y en algunos casos se suele emplear un circuito cerrado, enfriándose el agua en una torre de refrigeración. En este caso no está habilitada y se emplea el mismo sistema de refrigeración que para el motor. Sistema de refrigeración del motor: instalación que permite circular el agua a través del motor mediante una bomba que hace las veces de la bomba de refrigeración propia del motor. Fig. A.4. Circuito del sistema de refrigeración del motor  Sistema de evacuación de los gases de escape. Los gases de escape son enviados, tras pasar por un silenciador, a la atmósfera. A su vez, permite la instalación de los equipos de medida de emisiones.  Sistema de ventilación de la sala. Debe evitar el sobrecalentamiento del local por la radiación de calor del motor. Se efectúa mediante ventiladores. Anexo A Descripción equipos experimentales 129  Sistema de toma de muestra de gases de escape para su conexión a distintos equipos destinados a este fin. La celda cuenta con un circuito de toma de muestra para una torre de emisiones y para un medidor de opacidad. Motor Descripción El motor en el que se realizan los ensayos es un motor Renault k9k 766, perteneciente a un Renault Clio III 1.5 dCi del año 2006. La potencia máxima del mismo es de 63 kW (86 CV) a 3750 RPM y es capaz de entregar un par máximo de 220 Nm a 1900 RPM. El motor tiene 4 cilindros en línea, con una cilindrada de 1461 cm3 y una relación de compresión de 17,9:1. Fig. A.5. Motor de ensayos sobre la bancada Trabajos de mecanizado y preparación Para la consecución de los ensayos se le han realizado al motor una serie de trabajos de mecanizado y aligeramiento del mismo. Dichos trabajos han sido los que se detallan a continuación. Mecanizado de la culata Este trabajo se realizó con vistas a poder medir la presión en el interior de la cámara de combustión. Para ello, valiéndose de los propios orificios que la culata tiene practicados para alojar los calentadores (de los cuales no hemos hecho uso), se han mecanizado los alojamientos que van a incorporar los captadores de presión que más adelante describiremos. Anexo A Descripción equipos experimentales 130 Además de dicho mecanizado se ha realizado una rectificación de la culata para garantizar que la culata está totalmente plana tras los trabajos realizados sobre la misma. Desmontaje y limpieza del motor El motor ha sido totalmente desmontado y revisado antes de su puesta en funcionamiento por una persona especializada para dicho trabajo Sensores de presión Se han adquirido sensores capaces de medir tanto la presión en cámara como la presión en el colector de admisión. Captadores de presión en cámara Dichos sensores son del tipo Kistler 6043A60 y son capaces de soportar las altas temperaturas que se alcanzan en la cámara de combustión. El rango de los mismos es de 0 a 250 bares y están refrigerados por agua. Fig. A.6. Captador de presión Kistler 6043A60 Captadores de presión de admisión y escape Son del tipo Kistler 4049B20DS y trabajan en el rango de 0 a 20 bares. Estos sensores están preparados para trabajar en medios gaseosos calientes, como puede ser el colector de escape. En nuestro caso, tenemos un captador instalado en el colector de admisión, posterior al paso del aire de admisión por el refrigerador. Fig. A.7. Captador de presión Kistler 4049B20DS Fig. A.8. Montaje del captador de presión Anexo A Descripción equipos experimentales 131 Sensores auxiliares (no propios del motor) Además de los sensores propios que posee el motor, hemos instalado sensores auxiliares para obtener los datos necesarios para los estudios que llevamos a cabo en el motor. Caudalímetro La instalación del caudalímetro se debe a la exigencia de la centralita que comanda el motor, cuyo funcionamiento interno está configurado para trabajar con este tipo de sensores. La centralita, que posteriormente describiremos, usa los datos de caudal de aire para efectuar los cálculos necesarios para el correcto funcionamiento del motor. El caudalímetro es del tipo Bosch 0 280 218 019. Fig. A.9. Caudalímetro Bosch 0 280 218 019 La implementación del caudalímetro con la centralita ha requerido realizar una calibración del mismo, en términos de caudal-voltaje. Igualmente los datos de caudal de aire son necesarios como entrada a nuestros modelos termodinámicos. Termopares Con objeto de tener mejor monitorizado el motor y poder disponer de algunos parámetros útiles, tales como el salto de temperatura en la turbina, han sido instalados cinco termopares: 1) entrada del turbo-compresor, 2) salida del turbo-compresor, 3) colector de admisión, 4) en el colector de escape, previo a la entrada de la turbina del turbo-compresor y 5) post-turbina. Con los termopares del colector de escape y el postturbina tenemos una manera de cuantificar el salto térmico en la turbina y corroborar así mismo el dato propio del motor de presión de compresor. Anexo A Descripción equipos experimentales 132 (a) (b) (c) Fig. A.10. (a)Termopar en el coector de admisión, (b) Termopar en el colector de escape y (c) termopar post-turbina Sensores propios del motor El motor cuenta con una serie de sensores que vienen montados en el mismo. En este apartado hablaremos de la descripción de los sensores, así como de su conexión eléctrica a la ECU, la cual describiremos en el siguiente apartado. Sensor Presión de Sobrealimentación (Bosch 0 281 002 566/8 200 168 253) Este sensor se encuentra situado antes de la entrada del aire al colector de admisión y posterior al refrigerador de aire. Tiene como misión proporcionar la presión en el colector de admisión y transferir esta información a la ECU. Fig. A.11. Sensor de Presión de Sobrealimentación Sensor Presión de alta de combustible (8200379933/R 9144Z070A) Es un sensor de alta presión de la marca Delphi y su objetivo es proporcionar el valor de la presión de gasóleo del common-rail que llega a los inyectores. El sensor se encuentra situado en la rampa de inyección. Anexo A Descripción equipos experimentales 133 Fig. A.12. Sensor situado en la rampa de inyección Sensor Temperatura Motor/Refrigerante (22 63 094 18R) Sensor se encuentra situado en el bloque motor sobre el volante de inercia y proporciona la temperatura del agua de refrigeración del motor. Este sensor es el responsable de habilitar o deshabilitar el circuito de refrigeración del motor. Fig. A.13. Sensor Temperatura motor Sensor Temperatura aire admisión (8200 164 249) Este sensor se encuentra situado antes de la entrada del aire al colector de admisión y posterior al refrigerador de aire. La lectura de este sensor es utilizada por la ECU para el control del motor. Sensor Temperatura de combustible Este sensor se encuentra en la bomba de alta presión. La misión de este sensor es controlar la temperatura del gasóleo para evitar problemas. Es el responsable de que el circuito de recirculación de gasóleo se active si la temperatura de gasóleo supera un cierto valor.