MODELOWANIE INŻYNIERSKIE nr 49, ISSN 1896-771X MODELOWANIE OBIEGU CIEPLNEGO TŁOKOWEGO SILNIKA SPALINOWEGO O ZAPŁONIE SAMOCZYNNYM Wojciech Tutak 1a 1 Instytut Maszyn Cieplnych, Politechnika Częstochowska a tutak@imc.pcz.czest.pl Streszczenie W pracy przedstawiono wyniki modelowania CFD obiegu cieplnego tłokowego silnika spalinowego o zapłonie samoczynnym. Przedstawiono proces generacji siatki obliczeniowej oraz jej optymalizacji. Scharakteryzowano wykorzystany model spalania. Zaprezentowano wyniki walidacji modelu. Pozytywnie zweryfikowany model został następnie wykorzystany do optymalizacji pracy silnika badawczego. Modelowanie obiegu cieplnego silnika przeprowadzono w programie AVL Fire. Słowa kluczowe: spalanie, silnik spalinowy, obieg cieplny silnika, sprawność MODELING OF THERMAL CYCLE OF COMPRESSION IGNITION INTERNAL COMBUSTION ENGINE Summary Modeling of thermal cycle of turbocharged compression ignited internal combustion engine is presented. The simulations of the combustion process in the IC engine have provided information on the spatial and time distributions of selected quantities within the combustion chamber of the engine. The numerical analysis results have been juxtaposed with the results of indicating the engine on the test stand. Modeling of the thermal cycle of an auto-ignited IC engine in the AVL Fire was carried out within the study. Keywords: combustion, internal combustion engine, thermal cycle of engine, efficiency 1. WSTĘP Pierwsze modele obiegu cieplnego tłokowego silnika spalinowego o zapłonie samoczynnym pojawiały się już w latach dwudziestych poprzedniego wieku. W 196 roku Schweitzer opublikował model wywiązywania się ciepła w silniku wysokoprężnym [1]. W latach sześćdziesiątych nastąpił rozwój modeli obliczeniowych. Były to modele początkowo jednostrefowe, a później rozszerzano je do modeli wielostrefowych z wtryskiem bezpośrednim. Powstały modele dla silników z dzieloną komorą spalania [4]. Tworzono modele oparte na charakterystyce wtrysku paliwa. Jednym z pierwszych zaawansowanych modeli wielowymiarowych procesu spalania dla silników z wtryskiem paliwa ciekłego do komory spalania był model CONCHAS-SPRAY, opracowany w Los Alamos Scientific Laboratory w USA, który następnie ewaluował do modelu znanego jak KIVA. Model ten pozwala analizować procesy przepływowe, włączając spalanie, wtrysk paliwa i wymianę ciepła. Jest to model niekompletny, wymagający szeregu wartości wielkości wejściowych do prowadzenia obliczeń. Program ten pozwala na modelowanie trójwymiarowej przestrzeni roboczej silnika. Wiele ośrodków badawczych na całym świecie zajmuje się modelowaniem procesu spalania w silnikach o zapłonie samoczynnym jak i iskrowym [,3,7,9,1]. Wykorzystywane do tego celu są zaawansowane programy komputerowe, służące do rozwiązywania metodami numerycznymi zagadnień przepływowych (CFD) w komorach silników spalinowych o dowolnej geometrii. 73
MODELOWANIE OBIEGU CIEPLNEGO TŁOKOWEGO SILNIKA Modelowanie numeryczne z wykorzystaniem coraz bardziej zaawansowanych programów komputerowych umożliwia relatywnie niskim kosztem prowadzić badania bardzo skomplikowanych procesów. Połączenie tak zaawansowanych programów komputerowych z możliwościami obliczeniowymi współczesnych komputerów daje możliwości modelowania turbulentnych procesów cieplno-przepływowych ze spalaniem, wtryskiem paliwa, wymianą ciepła oraz mechanizmami tworzenia się toksycznych składników spalin i sadzy. Mimo to są to ciągle modele niekompletne, wymagające szeregu wartości wielkości wejściowych zaczerpniętych z eksperymentu [11,1,13]. Modelowanie w układzie 3D daje dodatkowo możliwość obserwacji poszczególnych parametrów w czasoprzestrzeni, co znacznie ułatwia poznanie często bardzo złożonych zjawisk. Modelowanie takie daje także możliwość optymalizacji kształtu układu dolotowego, wydechowego czy komory spalania. Jest to metoda nieodzowna w procesie projektowania i optymalizacji. W Instytucie Maszyn Cieplnych od 9 roku, w ramach University Partnership Program z firmą AVL, do modelowania obiegu cieplnego silnika tłokowego wykorzystuje się program AVL Fire. Cykl roboczy silnika tłokowego składa się z kilku zasadniczych etapów. Zjawiska fizyczne i chemiczne, które zachodzą podczas każdego z nich mogą być przedmiotem modelowania. Zjawiska te oraz procesy tworzą zbiór modeli, które składają się na model każdego etapu. Zebrane razem w odpowiedniej sekwencji (kolejności) tworzą model całego roboczego cyklu silnika. Program Fire [11] należy do nowoczesnych programów komputerowych wykorzystywanych do modelowania obiegu cieplnego tłokowego silnika spalinowego zarówno o zapłonie iskrowym jak i samoczynnym. Program Fire umożliwia modelowanie przepływów ośrodków nieściśliwych jak i ściśliwych z włączeniem przepływów naddźwiękowych. W schemacie numerycznym programu wykorzystywana jest metoda objętości skończonych do rozwiązywania równań zachowania wybranych w zależności od modelowanego zjawiska. Modelowaniu podlega także interakcja czynnika roboczego z otaczającymi go ściankami (granicami). Program ten umożliwia modelowanie procesów cieplnych i przepływowych zachodzących w układzie dolotowym, komorze spalania silnika oraz w układzie wydechowym. Program Fire pozwala na obliczanie zjawisk transportu, mieszania, zapłonu i turbulentnego spalania w silniku tłokowym. Umożliwia modelowanie spalania zarówno mieszanek homogenicznych przygotowanych w komorze spalania jak i mieszanek heterogenicznych utworzonych przez wtrysk paliwa do komory spalania. AVL FIRE umożliwia modelowanie zjawiska spalania stukowego w silniku tłokowym. Modele spalania stukowego opisują procesy stuku uwzględniające zużycie paliwa i tworzenie się gorących ognisk samozapłonu ładunku. W pracy przedstawiono wyniki modelowania obiegu cieplnego tłokowego silnika spalinowego o zapłonie samoczynnym.. MODEL SPALANIA ECFM-3Z PROGRAMU AVL FIRE Model ECFM (Extended Coherent Flame Model) [1,14,15] został opracowany z myślą o modelowaniu procesu spalania w silniku o zapłonie samoczynnym. Bazą tego modelu był model spalania CFM wykorzystywany do modelowania procesu spalania w silnikach o zapłonie iskrowym. Na jego bazie został stworzony rozszerzony model spalania nazwany Extended Coherent Flame Model. Model ECFM-3Z należy do grupy zaawansowanych modeli procesu spalania w silniku o zapłonie samoczynnym. Od kilku lat jest z powodzeniem wykorzystywany i ciągle modyfikowany, udoskonalany przez wielu badaczy [5,6,8,9]. Wraz z podmodelami procesu turbulencji (np. k-zeta-f), podmodelami tworzenia toksycznych składników spalin, spalania stukowego i innymi tworzy użyteczne narzędzie do modelowania i analizy obiegu cieplnego tłokowego silnika spalinowego o zapłonie samoczynnym. W celu przystosowania modelu do modelowania procesu spalania w silniku o zapłonie samoczynnym dodano podmodel opisujący proces mieszania wtryskiwanego paliwa do komory spalania. Proces spalania turbulentnego, w tym modelu spalania, jest określony przez skalę czasową reakcji chemicznych, skalę czasową procesów turbulentnych oraz intensywność turbulencji. Front płomienia jest tu formowany przez oddziaływanie turbulentne wirów ładunku oraz przez wzajemne oddziaływanie strefy spalonej i niespalonej części ładunku. Skala czasowa procesów chemicznych jest dużo mniejsza od skali czasowej określającej turbulencję ładunku. Model ten oparty jest na koncepcji rozprzestrzeniania się płomienia laminarnego o prędkości oraz grubości frontu płomienia, jako wartościach średnich frontu płomienia. Zakłada się także, że reakcje zachodzą w relatywnie cienkiej warstwie oddzielającej niespalone od całkowicie spalonych gazów. Model ten bazuje na równaniu transportu frontu płomienia oraz modelu mieszania opisującego spalanie mieszanki niehomogenicznej oraz spalania dyfuzyjnego. W modelu założono podział obszaru spalania na trzy strefy (rys. 1): strefa samego paliwa, strefa samego powietrza z możliwą obecnością pozostałych gazów spalinowych z poprzedniego cyklu pracy silnika, strefa mieszanki paliwowo powietrznej, w której zachodzą reakcje spalania według koncepcji modelu ECFM. Model tworzenia mieszanki palnej polega na stopniowym mieszaniu się paliwa z powietrzem. W modelu 74
Wojciech Tutak tym strefa mieszanki dodatkowo podzielona jest na strefę spaloną i niespaloną. Do zainicjowania procesu spalania wykorzystywany jest model samozapłonu dla strefy tworzącej się mieszanki oraz dla strefy płomienia dyfuzyjnego. W modelu ECFM wykorzystany jest -stopniowy mechanizm utleniania paliwa (C13H3) [11]: C 13H 3 + 18,75O 13CO + 11,5H, C H + 11,5O 13CO + 11, H. 13 3 5 Reakcja powstawania CO oraz H jest brana pod uwagę dla mieszanek stechiometrycznych oraz bogatych w paliwo, natomiast dla mieszanek ubogich reakcja ta jest pomijana. Dodatkowo zakłada się, że skład gazu: powietrze + EGR jest taki sam zarówno w strefie mieszanki jak i w strefie jeszcze niewymieszanej. Opóźnienie samozapłonu mieszanki obliczane jest z korelacji empirycznej [11]. Model spalania dla silnika o zapłonie samoczynnym został uzupełniony o strefę niespalonych produktów. W spalinach znajduje się niespalone paliwo oraz O, N, CO, HO, H, NO, CO. Utlenianie paliwa zachodzi w dwóch etapach: pierwszy etap utleniania prowadzi do powstania dużej ilości CO oraz CO, w gazach spalinowych strefy mieszanki, w drugim etapie w gazach spalinowych strefy mieszanki, poprzednio powstały CO jest utleniany do CO. 3. DOMENA OBLICZENIOWA Rys. 1. Strefy w modelu ECFM-3Z, [11] Pod pojęciem spalone gazy zawierają się rzeczywiste produkty spalania strefy mieszanki (strefa M b, rys. 1) oraz część paliwa, która nie uległa wymieszaniu z powietrzem i nie uległo spaleniu (strefa F b, rys. 1) oraz powietrze (strefa A b, rys. 1). Paliwo jest podzielone na dwie części: paliwo obecne w części świeżego ładunku przed spaleniem y u Fu oraz paliwo obecne w spalinach y b Fu [11,1]. Do obliczania y u Fu wykorzystywane jest równanie transportu. Koncepcja modelu mieszania wtryśniętego paliwa z powietrzem oparta jest na charakterystycznej skali czasowej modelu turbulencji. Ze względu na zachodzący proces odparowania paliwa konieczne jest określenie ilości paliwa wchodzącego do strefy mieszanki (ze strefy F do strefy M=M u +M b ) oraz do strefy czystego paliwa (F=F u +F b ). W strudze wtryskiwanego paliwa, krople paliwa znajdują się tak blisko siebie, że w sumie tworzą strefę samego paliwa. Po odparowaniu paliwa nadal wymagany jest określony czas do wymieszania się paliwa ze strefy czystego paliwa (F) z powietrzem (A) i wytworzenie palnej mieszanki (M). W celu określenia trzech stref mieszanki, zdefiniowano dla strefy paliwa niewymieszanego z powietrzem: F Fu u,f Fu b,f Fu y = y + y, oraz dla strefy powietrza pozostającego poza mieszanką: ~ A u,a b,a y ~ ~ O = y + y. O O Obiektem modelowania był badawczy silnik tłokowy 6CT17 o zapłonie samoczynnym. Podstawowe parametry silnika: pojemność skokowa 6,54 dm 3, prędkość obrotowa: 15 obr/min, promień wykorbienia: 6,3 mm, średnica cylindra 17, mm, długość korbowodu: 45 mm, stosunek kompresji: 16,5. Generacja siatki obliczeniowej modelowanego silnika odbywa się na podstawie stworzonej geometrii przestrzeni roboczej w programie typu CAD. Jako granice układu przyjęto powierzchnie czołowe kanałów dolotowego i wydechowego mieszczące się w głowicy silnika. Ze względu na fakt, że jest to silnik 6-cylindrowy a modelowanie prowadzi się dla jednego cylindra zrezygnowano z wcześniejszego odcinka układu dolotowego, w którym następuje rozdział powietrza na poszczególne cylindry. Podobnie postąpiono z układem wydechowym silnika. Ze względu na konieczność (względy obliczeniowe) pozostawienia niewielkiej szczeliny pomiędzy przylgnią gniazda zaworowego a przylgnią grzybka zaworu (rys. 3) należało wykonać trzy domeny obliczeniowe. Rys.. Domena obliczeniowa 75
MODELOWANIE OBIEGU CIEPLNEGO TŁOKOWEGO SILNIKA a) b) Rys. 3. Widok zamkniętego zaworu dolotowego (a) i częściowo otwartego zaworu wydechowego (b) Zostały one podzielone na: domenę uwzględniająca suw napełnienia cylindra, czyli domena składała się z komory spalania silnika wraz z kanałem dolotowym i lekko uchylonym zaworem dolotowym, domenę uwzględniającą suw sprężania i pracy, czyli domenę przy zamkniętych zaworach, dla warunków modelowania były one fizycznie odcięte, ponieważ nie brały udziału w cyklu silnika dla tego zakresu kątowego, domenę uwzględniającą suw wydechu, czyli domenę, przy której odłączony był kanał dolotowy, a składała się ona z cylindra silnika o raz kanału wydechowego z zaworem wydechowym. W celu uzyskania niezależności wyników od liczby komórek obliczeniowych przeprowadzono szereg symulacji i ostatecznie przyjęto: domena obliczeniowa składała się z 31897 komórek dla suwu dolotu, 31633 komórek domeny suwu sprężania i pracy przy położeniu tłoka w GMP oraz 319347 komórek w domenie uwzględniającej suw wydechu. Liczba komórek obliczeniowych we wszystkich domenach zmieniała się podczas ruchu tłoka. 4. WERYFIKACJA MODELU I BADANIA OPTYMALIZACYJNE W celu wykorzystania stworzonego modelu silnika badawczego 6CT17 do optymalizacji jego obiegu cieplnego dokonano weryfikacji eksperymentalnej. Weryfikacja modelu polega na porównaniu wyników modelowania z wynikami eksperymentalnymi. W czasie badan eksperymentalnych uzyskano przebiegi zmian ciśnienia w cylindrze. Na podstawie znajomości ciśnienia w cylindrze można określić szereg parametrów pracy silnika. Dla potrzeb weryfikacji modelu określono oprócz przebiegów zmian samego ciśnienia także przebieg zmian przyrostu ciśnienia dp/dϕ oraz szybkości wydzielania ciepła dq/dϕ. Oba te parametry niosą w sobie informacje o procesie spalania. Przyrost ciśnienia określa przede wszystkim, jakość pracy silnika. Wartość dp/dϕ mówi o twardości pracy silnika. Jeżeli wielkość dp/dϕ osiąga wartość z zakresu,7 1, MPa/ o OWK to mówi się wtedy o tzw. pracy twardej silnika. Słychać wtedy wyraźny hałas, któremu towarzyszą zjawiska akustyczne podobne to stuku. Parametrem niosącym informację o zachodzącym procesie spalania, jest szybkość wydzielania ciepła dq/dϕ, J/ o OWK. Oba te parametry określono zarówno dla danych eksperymentalnych jak i uzyskanych na drodze modelowania. Określono także parametry obiegu silnika takie jak: średnie ciśnienie indykowane, mówiące o osiągach silnika oraz sprawność indykowaną silnika. W ramach weryfikacji założonego modelu silnika, uzyskano zadowalającą zgodność przebiegu ciśnienia, przyrostu ciśnienia dp/dϕ, oraz szybkości wydzielania ciepła dq/dϕ. Modelowanie przeprowadzono przy następujących warunkach początkowych: Tabela 1. Warunki początkowe modelowania Parametr Obciążenie Ciśnienie początkowe Temperatura początkowa Kąt wtrysku Temperatura paliwa Model Model spalania Model turbulencji Model tworzenia NO Model tworzenia sadzy Model odparowania paliwa Model zderzeń cząstek paliwa Wartość 8 kw.164 MPa 317 K -9 o przed GMP 33 K Tabela. Wykorzystane podmodele ECFM-3Z Nazwa k-zeta-f Extended Zeldovich Model Lund Flamelet Model Dukowicz Wave Na rysunkach 4-6 przedstawiono wyniki weryfikacji modelu. Ze względu na fakt, że silnik badawczy był silnikiem 6-cylindrowym i posiadano wynik badań wszystkich cylindrów, a trudno uznać jeden cylinder za reprezentatywny, wyniki modelowania przedstawiono na tle wyników eksperymentalnych uzyskanych dla wszystkich cylindrów. p, MPa 1 1 8 6 4 pomiar model 33 34 35 36 37 38 39 4 Rys. 4. Przebieg zmian ciśnienia silnika modelowanego na tle ciśnień 6-cylindrów silnika badawczego 76
Wojciech Tutak dp/dϕ, MPa/deg,6,4, -, -,4 pomiar model 33 34 35 36 37 38 39 Rys. 5. Przebieg zmian dp/dϕ silnika modelowanego na tle dp/dϕ 6-cylindrów silnika badawczego Tak zweryfikowany model silnika spalinowego o zapłonie samoczynnym został następnie wykorzystany do optymalizacji obiegu cieplnego silnika badawczego. Parametrem regulacyjnym silnika o zapłonie samoczynnym jest kąt początku wtrysku oleju napędowego. Kąt początku wtrysku ma istotny wpływ na parametry obiegu silnika. dq/dϕ, J/deg 15 1 5 pomiar model dq/dϕ, J/deg 15 1 5-5 3 33 36 39 4 45-7 deg -9 deg -11 deg -1 deg -13 deg -15 deg Rys. 8. Przebieg zmian szybkości wydzielania ciepła w silniku przy różnych kątach początku wtrysku paliwa W wyniku optymalizacji nastąpił wzrost wartości maksymalnej ciśnienia spalania z 1,7 do 11,8 MPa, a maksymalna wartość szybkości wydzielania ciepła z 13 do 1 J/ o OWK. Spowodowało to jednocześnie wzrost średniego ciśnienia indykowanego jak i sprawności indykowanej silnika. Dla warunków optymalnych uzyskano wartość średniego ciśnienia indykowanego 1,4 MPa a sprawność 44,9 %. a) Prędkość przepływu m/s b) Prędkość spalania laminarnego m/s 34 przed GMP 5 po GMP -5 33 34 35 36 37 38 39 Rys. 6. Przebieg zmian dq/dϕ silnika modelowanego na tle dq/dϕ 6-cylindrów silnika badawczego Określenie optymalnego kąta początku wtrysku pozwala na uzyskanie maksymalnej sprawności obiegu silnika, zminimalizowanego zużycia paliwa przy maksymalnych osiągach termodynamicznych silnika. W dobie oszczędności paliw kopalnych optymalizacja pracy silnika jest zawsze mile widziana. Modelowany silnik jest silnikiem stacjonarnym pracującym ze stałą prędkością obrotową i zazwyczaj przy stałym obciążeniu. W ramach badań zasadniczych dokonano optymalizacji kąta początku wtrysku oleju napędowego. Na rys.7 przedstawiono przebiegi ciśnienia w cylindrze dla zakresu kątów od 7 do 15 przed GMP. Wyróżniono linie dla kąta 9 o przed GMP (nastawa fabryczna) oraz dla kąta 1 o przed GMP uzyskana dla obiegu optymalnego. Analogicznie oznaczono dla szybkości wydzielania ciepła na rys. 8. p, MPa 15 1 5 7 3 33 36 39 4 45-7 deg -9 deg -11 deg -1 deg -13 deg -15 deg Rys. 7. Przebieg zmian ciśnienia w silniku przy różnych kątach początku wtrysku paliwa 3 przed GMP po GMP 55 przed GMP 35 po GMP Rys. 9. Przestrzenne rozkłady prędkości przepływu i prędkości spalania laminarnego dla wybranych położeń tłoka Na rys. 9a przedstawiono proces napełniania cylindra w czasie suwu dolotu z wyraźnie widocznymi zawirowaniami typu beczka. Na rys. 9b przedstawiono czasoprzestrzenne rozkłady prędkości spalania laminarnego w komorze spalania, na podstawie których można wnioskować o intensywności procesu spalania oraz o lokalizacji ognisk zapłonu w komorze spalania. 77
MODELOWANIE OBIEGU CIEPLNEGO TŁOKOWEGO SILNIKA 5. PODSUMOWANIE W pracy przedstawiono wyniki modelowania CFD obiegu cieplnego tłokowego silnika spalinowego o zapłonie samoczynnym. Po uzyskaniu niezależności wyników modelowania do gęstości siatki i po weryfikacji modelu przeprowadzono badania optymalizacyjne. W wyniku badań uzyskano optymalny kąt początku wtrysku oleju napędowego 1 o OWK przed GMP. Dla tego kąta wtrysku zyskano maksymalną sprawność obiegu bliska 45 % oraz maksymalne średnie ciśnienie indykowane. Modelowanie CFD pozwoliło nie tylko na określenie podstawowych parametrów silnika, ale daje także informacje o przestrzennym rozkładzie ognisk zapłonu, froncie rozprzestrzeniania się płomienia wewnątrz komory spalania. Autor składa podziękowanie firmie AVL LIST GmbH za udostępnienie oprogramowania FIRE w ramach University Partnership Program. Literatura 1. Rychter T., Teodorczyk A.: Modelowanie matematyczne roboczego cyklu silnika tłokowego. Warszawa: PWN, 199.. Szwaja S, Jamrozik A.: Analysis of combustion knock in the SI engine. SILNIKI SPALINOWE/Combustion Engines, Mixture Formation Ignition & Combustion, No. 9-SC, June 9. 3. Jamrozik A., Tutak W., Kociszewski A., Sosnowski M.: Numerical simulation of two-stage combustion in SI engine with prechamber. Applied Mathematical Modelling 13, Vol. 37, Iss. 5, p. 961-98. 4. Szwaja S., Jamrozik A., Tutak W.: A two-stage combustion system for burning lean gasoline mixtures in a stationary spark ignited engine. Applied Energy 13, 15, p. 71-81. 5. Tutak W., Jamrozik A., Gruca M.: CFD modeling of thermal cycle of supercharged compression ignition engine. Journal of Kones Powertrain and Transport 1, Vol. 19, No.1, p. 465 47. 6. Tutak W.: Possibility to reduce knock combustion by EGR in the SI test engine. Journal of KONES Powertrain and Transport 11, No 3, p. 485-49. 7. Jamrozik A., Tutak W., Kociszewski A., Sosnowski M.: Numerical analysis of influence of prechamber geometry in IC engine with two stage combustion system on engine work cycle parameters. Journal of KONES Powertrain and Transport 6, Vol 13, No, p. 133 14. 8. Tutak W.: Modelling and analysis of some parameters of thermal cycle of IC engine with EGR. Combustion Engines 11, 4, (147). p. 43 49.. 9. Tutak W.: Numerical analysis of some parameters of SI internal combustion engine with exhaust gas recirculation. Teka Kom. Mot. i Energ. Roln. - OL PAN 11, t..11, s.47 414.. 1. Tutak W.: Numerical analysis of the impact of EGR on the knock limit in SI test engine. Teka Kom. Mot. i Energ. Roln. - OL PAN, 11, t. 11, s.397 46. 11. AVL FIRE, VERSION 1 ICE Physics & Chemistry. Combustion, Emission, Spray, Wallfilm. Users Guide, 9. 1. Colin O., Benkenida A.: The 3- zones extended coherent flame model (ECFM3Z) for computing premixed/diffusion combustion. Oil & Gas Science and Technology 9, Vol. 64, No. 3, p. 59 84. 13. Heywood J. B.: Internal combustion engine fundamentals. McGraw-Hill, 1988. 14. Warnatz J, Maas U., Diable R. W.: Combustion. Physical and chemical fundamentals, modeling and simulation, experiments, pollutant formation. Springer, 6. 15. Tatschl R., Priesching P., Ruetz J.: Recent advances in DI-Diesel combustion modeling in AVL FIRE a validation study. International Multidimensional Engine Modeling User s Group Meeting at the SAE Congress April 15, 7 Detroit, MI. 78