Downsizing bei Verbrennungsmotoren: Ein wirkungsvolles Konzept zur Kraftstoffverbrauchssenkung (VDI-Buch)

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Author: Rainer Golloch

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Rainer Golloch Downsizing bei Verbrennungsmotoren

Rainer Golloch

Downsizing bei Verbrennungsmotoren Ein wirkungsvolles Konzept zur Kraftstoffverbrauchssenkung

Mit 220 Abbildungen

13

Dr.-Ing. habil. Rainer Golloch MTU Friedrichshafen GmbH Maybachplatz 1 88045 Friedrichshafen [email protected]

Bibliografische Information der Deutschen Bibliothek Die deutsche Bibliothek verzeichnet diese Publikation in der deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über abrufbar.

ISBN 3-540-23883-2 Springer Berlin Heidelberg New York Dieses Werk ist urheberrechtlich geschützt. Die dadurch begründeten Rechte, insbesondere die der Übersetzung, des Nachdrucks, des Vortrags, der Entnahme von Abbildungen und Tabellen, der Funksendung, der Mikroverfilmung oder Verviefältigung auf anderen Wegen und der Speicherung in Datenverarbeitungsanlagen, bleiben, auch bei nur auszugsweiser Verwertung, vorbehalten. Eine Vervielfältigung dieses Werkes oder von Teilen dieses Werkes ist auch im Einzelfall nur in den Grenzen der gesetzlichen Bestimmungen des Urheberrechtsgesetzes der Bundesrepublik Deutschland vom 9. September 1965 in der jeweils geltenden Fassung zulässig. Sie ist grundsätzlich vergütungspflichtig. Zuwiderhandlungen unterliegen den Strafbestimmungen des Urheberrechtsgesetzes. Springer ist ein Unternehmen von Springer Science+Business Media springer.de © Springer-Verlag Berlin Heidelberg 2005 Printed in The Netherlands Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Handelsnamen, Warenbezeichnungen usw. in diesem Buch berechtigt auch ohne besondere Kennzeichnung nicht zu der Annahme, dass solche Namen im Sinne der Warenzeichen- und Markenschutz-Gesetzgebung als frei zu betrachten wären und daher von jedermann benutzt werden dürften. Sollte in diesem Werk direkt oder indirekt auf Gesetze, Vorschriften oder Richtlinien (z.B. DIN, VDI, VDE) Bezug genommen oder aus ihnen zitiert worden sein, so kann der Verlag keine Gewähr für die Richtigkeit, Vollständigkeit oder Aktualität übernehmen. Es empfiehlt sich, gegebenenfalls für die eigenen Arbeiten die vollständigen Vorschriften oder Richtlinien in der jeweils gültigen Fassung hinzuzuziehen. Einbandgestaltung: medionet AG, Berlin Satz: Digitale Druckvorlage des Autors Herstellung: medionet AG, Berlin Gedruckt auf säurefreiem Papier

68/3020 5 4 3 2 1 0

Vorwort

Der Verbrennungsmotor wird sich aufgrund seiner hohen Leistungsdichte, des zuverlässigen Betriebs und seiner flexiblen Einsatzmöglichkeiten, seines günstigen Emissionsverhaltens und nicht zuletzt durch die bestehende Infrastruktur zur Kraftstoffversorgung auch in den nächsten beiden Jahrzehnten als wichtigste Antriebsquelle für die unterschiedlichsten Anwendungen behaupten können. Die Anforderungen, die zukünftige Verbrennungsmotoren erfüllen müssen, werden jedoch deutlich umfangreicher und erfordern neue Lösungsansätze. Neben der Unterschreitung der gesetzlich vorgegebenen Schadstoffgrenzwerte gewinnt das Thema Kraftstoffverbrauch aufgrund steigender Rohölpreise und hoher Besteuerung zunehmend an Bedeutung. Ein wirkungsvolles Konzept zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs bei Verbrennungsmotoren stellt das sogenannte Downsizing dar. Die diesem Maßnahmenpaket zu Grunde liegenden Mechanismen sind zwar seit langem bekannt, sie waren jedoch lange Zeit nur sehr eingeschränkt nutzbar. Die weitgehende Ausschöpfung der theoretischen Verbrauchspotenziale durch Downsizing ist eng mit der Entwicklung des Verbrennungsmotors und seiner Subsysteme an sich gekoppelt und erfordert sehr anspruchsvolle und komplexe Technologiebausteine. Eine weitreichende Beschreibung der zu einem Downsizing-Konzept gehörenden Technikbestandteile und Charakteristiken hat es bis dato nicht gegeben und war daher Anlass zur Erstellung dieser Arbeit. Das vorliegende Buch entstand während meiner Zeit als wissenschaftlicher Mitarbeiter und Oberingenieur am Institut für Technische Verbrennung (ITV), Fachbereich Maschinenbau, der Universität Hannover und basiert auf meiner Habilitationsschrift, die ich zur Erlangung der Lehrbefugnis für das Fachgebiet Verbrennungsmotoren angefertigt habe. Herrn Professor Dr.-Ing. habil. Günter P. Merker, dem Leiter und Vorstand des Instituts, gilt mein besonderer Dank für die stets angenehme, vertrauensvolle und sehr lehrreiche Zusammenarbeit sowie für die fachliche Begleitung und Begutachtung der Arbeit. Ich danke ihm darüber hinaus für die stetige Förderung und Unterstützung, die mir im Laufe unserer siebenjährigen Zusammenarbeit am Institut für Technische Verbrennung zuteil wurde. Herzlich danken möchte ich auch Herrn Professor Dr.-Ing. Ulrich Spicher, dem Leiter des Instituts für Kolbenmaschinen der Universität Karlsruhe (TH) sowie Herrn Professor Dr.-Ing. Ulrich Seiffert, Geschäftsführer der WiTech Engineering GmbH, Braunschweig, für das Interesse an der Arbeit und die Mitwirkung als Gutachter im Rahmen des Habilitationsverfahrens.

VI

Vorwort

Allen Kollegen und Mitarbeitern des ITV, die mir bei der Durchführung der Untersuchungen geholfen und zum Gelingen des Buches beigetragen haben, sei ebenfalls gedankt. Meiner lieben Frau Audrey, die mich während der Erstellung dieses Buches in jeder Hinsicht unterstützt hat und mir mit viel Geduld und Verständnis zur Seite stand, möchte ich ganz besonders danken. Ihr und unseren beiden Kindern Lisa und Luis ist dieses Buch gewidmet. Behringen, im Dezember 2004

Rainer Golloch

Inhaltsverzeichnis

Nomenklatur........................................................................................................IX 1 Einleitung und Zielsetzung .............................................................................. 1 2 Energieumsetzung im Verbrennungsmotor ................................................... 3 2.1 Einzelprozesse motorischer Energiewandlung ............................................ 3 2.1.1 Energiebilanz und Wirkungsgradkette.............................................. 3 2.1.2 Zündung und Flammenausbreitung .................................................. 6 2.1.3 Verbrennung ................................................................................... 12 2.1.4 Wärmefreisetzung und Wärmeübergang ........................................ 20 2.1.5 Schadstoffbildung und –reduzierung .............................................. 24 2.1.6 Ladungswechsel und Ladungsbewegung........................................ 33 2.2 Vergleichsprozesse.................................................................................... 42 2.2.1 Gleichraum-Prozess........................................................................ 45 2.2.2 Seiliger-Prozess .............................................................................. 49 2.3 Verlustanalyse ........................................................................................... 52 2.3.1 Art und Entstehung der Einzelverluste ........................................... 54 2.3.2 Verlustanalyse von Otto- und Dieselmotoren................................. 62 3 Downsizing ...................................................................................................... 67 3.1 Grundlagen ................................................................................................ 67 3.2 Statisches und Dynamisches Downsizing ................................................. 75 3.2.1 Reduzierung des Motorhubvolumens ............................................. 75 3.2.2 Mitteldrucksteigerung..................................................................... 76 3.2.3 Dynamisches Downsizing durch Zylinderabschaltung................... 78 3.3 Wirkungsmechanismen ............................................................................. 82 3.4 Problembereiche hochaufgeladener Motoren ............................................ 91 3.4.1 Anfahrdrehmoment und dynamisches Verhalten............................ 92 3.4.2 Die Klopfproblematik beim Ottomotor .......................................... 97 3.4.3 Thermische und mechanische Motorbelastung............................. 102 3.4.4 Akustik und Schwingungskomfort ............................................... 103 3.5 Verbrauchspotenziale .............................................................................. 104 3.5.1 Einflussparameter und Verbrauchsszenarien ................................ 104 3.5.2 Vergleich unterschiedlicher Motorkonzepte................................. 107

VIII

Inhaltsverzeichnis

3.6 Fahrzeugseitige Betrachtungen ............................................................... 122 3.6.1 Package......................................................................................... 122 3.6.2 Getriebekonzepte .......................................................................... 125 3.6.3 Hybride Antriebssysteme.............................................................. 134 3.7 Kennwerte heutiger Verbrennungsmotoren............................................. 138 3.7.1 Pkw-Otto- und –Dieselmotoren .................................................... 139 3.7.2 Dieselmotoren für andere Anwendungen (Nutzdieselmotoren) ... 143 4 Relevante Subsysteme und Prozesse ........................................................... 147 4.1 Aufladung................................................................................................ 147 4.1.1 Aufladetechnische Grundlagen..................................................... 148 4.1.2 Mechanische Aufladung ............................................................... 168 4.1.3 Abgasturboaufladung.................................................................... 169 4.1.4 Verfahren zur Hochaufladung ...................................................... 185 4.2 Variabilitäten und Prozesssteuerung ....................................................... 212 4.2.1 Abgasrückführung ........................................................................ 212 4.2.2 Variable Ventilsteuerung .............................................................. 219 4.2.3 Variable Verdichtung ................................................................... 230 4.3 Gemischaufbereitung und Verbrennung.................................................. 235 4.3.1 Grundlagen ................................................................................... 236 4.3.2 Ottomotorische Hochlast-Brennverfahren .................................... 256 4.3.3 Dieselmotorische Hochlast-Brennverfahren................................. 277 4.4 Motormechanik und Wärmehaushalt ...................................................... 288 4.4.1 Mechanische und tribologische Grundlagen................................. 290 4.4.2 Beanspruchung und Anpassung der Motorkomponenten ............. 305 4.4.3 Nebenaggregate und Wärmehaushalt ........................................... 317 5 Zusammenfassung und Ausblick................................................................. 323 Literaturverzeichnis.......................................................................................... 327 Sachverzeichnis ................................................................................................. 341

Nomenklatur

Abkürzungen ACEA

Association des Constructeurs Européens d’Automobiles

AG

Automatikgetriebe

AGR

Abgasrückführung

AÖ

Ventilsteuerzeit Auslass-Öffnet

AS

Ventilsteuerzeit Auslass-Schließt, Arbeitsspiel

ASG

Automatisiertes Schaltgetriebe

ATL

Abgasturbolader

BDE

Benzin-Direkteinspritzung

CAI

Controlled Auto Ignition

CO

Kohlenmonoxid

COV

Coefficient of Variance

C

Kohlenstoff

CR

Common-Rail (-Einspritzsystem)

CVT

Continuously Variable Transmission

DI

Direct Injection

DISI

Direct Injection Spark Ignition

DKG

Doppelkupplungsgetriebe

DOD

Displacement on Demand

EAT

Electrically Assisted Turbocharger

EB

Einspritzbeginn

EBS

Electric Boosting System

EGR

Emission Gas Recirculation

EHVT

Elektrohydraulischer Ventiltrieb

ELR

European Load Response

EMVT

Elektromechanischer Ventiltrieb

X

Nomenklatur

EÖ

Ventilsteuerzeit Einlass-Öffnet

ES

Ventilsteuerzeit Einlass-Schließt

ESC

European Stationary Cycle

ETC

European Transient Cycle

EU

Europäische Union, Elektrisch unterstützt

FAS

Ventilsteuerstrategie Frühes-Auslass-Schließt

FEÖ

Ventilsteuerstrategie Frühes-Einlass-Öffnet

FES

Ventilsteuerstrategie Frühes-Einlass-Schließt

GDI

Gasoline Direct Injection

GGG

Sphäroguss

GGV

Vermiculargraphitguss

GJL

Lamellarer Grauguss

GJV

Vermiculargraphitguss

H

Wasserstoff

HC

Unverbrannte Kohlenwasserstoffe

HCCI

Homogeneous Charge Compression Ignition

HCF

High Cycle Fatique

HD

Hochdruck

HSG

Handschaltgetriebe

ITZ

Integrale Tumble-Intensität

KSM

Kennfeldstabilisierende Maßnahme

KSG

Kurbelwellen-Starter-Generator

KW

Kurbelwinkel, Kurbelwelle

LCF

Low Cycle Fatique

LLK

Ladeluftkühler

LTV

Lufttaktventil

LW

Ladungswechsel

LWOT

Oberer Totpunkt im Ladungswechseltakt

MPI

Multi Point Injection

NA

Nebenaggregate, Naturally Aspirated

ND

Niederdruck

NEDC

New European Driving Cycle

NEFZ

Neuer Europäischer Fahrzyklus

Abkürzungen

Nfz

Nutzfahrzeug

NOx

Stickoxide

NVH

Noise, Vibration and Harshness

O

Sauerstoff

OEM

Original Equipment Manufacturer

OT

Oberer Totpunkt

PAK

Polyzyklische Aromatische Kohlenwasserstoffe

PFI

Port Fuel Injection

PD

Pumpe-Düse (-Einspritzsystem)

Pkw

Personenkraftwagen

PVD

Physical Vapor Deposition

ROZ

Research Oktanzahl

SAE

Society of Automotive Engineers

SAS

Ventilsteuerstrategie Spätes-Auslass-Schließt

SEÖ

Ventilsteuerstrategie Spätes-Einlass-Öffnet

SES

Ventilsteuerstrategie Spätes-Einlass-Schließt

SG

Startergenerator

SRE

Saugrohreinspritzung

STC

Sequential Turbo Charging

UT

Unterer Totpunkt

UV

Ultraviolett

VB

Verbrennungsbeginn

VCR

Variable Compression Ratio

VNT

Variable Nozzle Turbine

VST

Variable Schieberturbine

VTG

Variable Turbinengeometrie

VÜ

Ventilüberschneidung

VVT

Variable Valve Train

ZAS

Zylinderabschaltung

ZKG

Zylinderkurbelgehäuse

ZOT

Oberer Totpunkt im Verbrennungstakt

ZZP

Zündzeitpunkt

XI

XII

Nomenklatur

Formelzeichen A

Faktor [ - ], Fläche [m2]

B

Faktor [ - ]

be

spezifischer, effektiver Kraftstoffverbrauch [g/kWh]

bi

spezifischer, indizierter Kraftstoffverbrauch [g/kWh]

c

Kohlenstoff-Massenanteil eines Brennstoffes [ - ], absolute Strömungsgeschwindigkeit [m/s]

cm

mittlere Kolbengeschwindigkeit [m/s], Meridiankomponente der Absolutgeschwindigkeit [m/s]

cp

spezifische, isobare Wärmekapazität [kJ/kgK]

cv

spezifische, isochore Wärmekapazität [kJ/kgK]

cu

Umfangskomponente der Absolutgeschwindigkeit [m/s]

cW

Luftwiderstandsbeiwert [ - ]

d

Durchmesser [m]

D

Bohrung [m]

F

Kraft [N]

FM

Massenkraft [N]

FGas

Gaskraft [N]

h

spezifische Enthalpie des Abgases [kJ/kg], Schmierspalthöhe [m] Wasserstoff-Massenanteil eines Brennstoffes [ - ]

h

+

spezifische Totalenthalpie [kJ/kg]

HG

Gemischheizwert [kJ/m3]

Hu

Unterer Heizwert [kJ/kg]

i

Anzahl der Arbeitsspiele pro Kurbelwellenumdrehung [ - ] Übersetzungsverhältnis [ - ]

jij

Spezifische Dissipationsenergie [

K

Faktor [ - ], Stoffkonstante [ - ]

lP

Pleuellänge [m]

Lmin

Mindestluftbedarf [ - ]

M

Molmasse [kg/kmol], Drehmoment [Nm]

m

Masse [kg]

m

Massenstrom [kg/s]

Formelzeichen

n

Motordrehzahl [1/min], Stoffmenge [mol]

o

Sauerstoff-Massenanteil eines Brennstoffes [ - ]

P

Leistung [kW]

Pe

Effektive Leistung [kW]

Pi

Innere oder indizierte Leistung [kW]

PR

Reibleistung bzw. mechanisch bedingter Leistungsverlust [kW]

Preib

Verlustleistung durch Motorreibung [kW]

Pv

Leistung des Vergleichsprozesses [kW]

p

Druck [bar]

p

+

Totaldruck [bar]

pme

effektiver Mitteldruck [bar]

pmi

indizierter Mitteldruck [bar]

pmr

Reibmitteldruck [bar]

pmax

Maximaler Zylinderdruck oder Zünddruck [bar]

q

spezifische Wärme [kJ/kg]

q*

dimensionslose Wärmezufuhr [ - ]

Q

Wärme [kJ]

QB QH Qhydr

durch Verbrennung eines Brennstoffes freigesetzte Wärme [kJ] Heizwärme [kJ] Hydraulischer Durchfluss einer Einspritzdüse [cm3] (Einspritzdruck 100 bar, Zeitdauer 30 s)

QW

Wandwärme [kJ]

r

Radius [m]

R

spezifische Gaskonstante [kJ/kgK]

R3z

Grundrautiefe [µm]

s

spezifische Entropie [kJ/kgK], Hub [m]

t

Zeit [s]

T

Thermodynamische Temperatur [K]

u

spezifische innere Energie [kJ/kg], Messunsicherheit [ - ] Umfangskomponente der Strömungsgeschwindigkeit [m/s]

U

innere Energie [kJ]

v

spezifisches Volumen [m3/kg], Strömungsgeschwindigkeit [m/s]

V

Volumen [m3]

XIII

XIV

Nomenklatur

V

Volumenstrom [m3/s]

Vc

Kompressionsvolumen [m3]

Vh

Zylinderhubvolumen [m3]

VH

Motorhubvolumen [m3]

w

Strömungsgeschwindigkeit [m/s]

W

Arbeit [kJ]

wt

spezifische technische Arbeit [kJ/kg]

x

Kolbenweg [m], Anzahl der C-Atome eines Brennstoffes [ - ], Raumkoordinate

xA

Abgasgehalt [ - ]

xAGR

Abgasrückführrate [ - ]

y

Kolbenweg [m], Anzahl der H-Atome eines Brennstoffes [ - ], Raumkoordinate

z

Zylinderzahl [ - ], Anzahl der O-Atome eines Brennstoffes [ - ], Raumkoordinate

Griechische Buchstaben Į

Wärmeübergangskoeffizient [W/m2K]

ȕ

Winkel [°]

ȖDS

Downsizing-Grad

į

Geschwindigkeitsfunktion

įA

Aufladegrad [ - ]

ǻ

Differenz

ǻȘ

Wirkungsgraddifferenz [ - ]

İ

Verdichtungsverhältnis (geometrische Verdichtung) [ - ]

İĳ

Entspannungsgrad [ - ]

ȗ

Spreizung

Ș

Wirkungsgrad [ - ], dynamische Viskosität [Ns/m2]

Șe

effektiver Wirkungsgrad[ - ]

Șg

Gütegrad [ - ]

Și

innerer Wirkungsgrad [ - ]

Șm

mechanischer Wirkungsgrad [ - ]

Indizes

Șv

Wirkungsgrad des Vergleichsprozesses [ - ]

ț

Isentropenexponent [ - ]

Ȝ

Luftverhältnis [ - ]

Ȝa

Luftaufwand [ - ]

Ȝl

Liefergrad [ - ]

µ

Faktor [ - ], Durchflusszahl [ - ], Coulomb’scher Reibbeiwert [ - ]

ȟOV

Oberfläche-Volumen-Verhältnis des Brennraumes [ - ]

ȟv

Anteil isochor zugeführter Wärme [ - ]

ʌT

Turbinendruckverhältnis [ - ]

ʌV

Verdichterdruckverhältnis [ - ]

ȡ

Dichte [kg/m3]

ı

Standardabweichung [ - ]

ĳ

Kurbelwinkel [°KW]

ȥ

Ausflussfunktion

Ȧ

Kreisfrequenz [1/s]

Indizes A

Abgas, Antrieb, Austritt

ab

abgeführt

AS

Arbeitsspiel

aus

austretend

B

Brennstoff

Bb

Blow-by

bez

bezogen

DS

Downsizing

e

effektiv

E

Eintritt

ein

eintretend

F, Fr

Frisch

G

Gemisch

ges

gesamt

GG

Gegengewicht

XV

XVI

Nomenklatur

GRG

Gleichraumgrad

HD

Hochdruck

HL

Hauptlager

hydr

hydraulisch, hydrodynamisch

HZ

Hubzapfen

i

inneres, indiziert

K

Kolben, Kühlung

Konv.

Konvektion

KP

Kraftstoffpumpe

krit

kritisch

L

Luft, Ladung

LW

Ladungswechsel

m

mittleres, Meridian

min

minimal

M

Massen

NA

Nebenaggregate

ND

Niederdruck

Nenn

Nennpunkt

osz

oszillierend

P

Pleuel

PL

Pleuellager

r

real

red

reduziert

R

Radial

RG

Restgas

rot

rotierend

s

isentrop

Spül

Spülend, Spül-

St

Strahlung

T

Turbine, Tangential

tats

tatsächlich

th

theoretisch, thermisch

u

unverbrannt, unvollständig, Umfang

Indizes

U

Umgebung

v

verbrannt, isochor

V

Verdichter, Vergleichsprozess, Verbrennung

VG

Verbrennungsgas

W

Wand

Ww

Wandwärme

zu

zugeführt

Zyl

Zylinder

XVII

1 Einleitung und Zielsetzung

Der Verbrennungsmotor hat als Antrieb für Fahrzeuge, Schiffe und Generatoren mit Abstand die größte Bedeutung, und das wird – zumindest in den nächsten beiden Jahrzehnten – auch so bleiben. Die wesentlichen treibenden Faktoren für die Entwicklung von Verbrennungsmotoren sind nach wie vor die Einhaltung der gesetzlich festgelegten Schadstoffgrenzwerte sowie die Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs. Beiden Zielen kommt zukünftig eine wachsende Bedeutung zu. Die vom Verband der Europäischen Automobilhersteller (ACEA) getroffene Selbstverpflichtung zur Senkung des CO2-Ausstoßes der Fahrzeugflotten auf 140 g/km im Jahr 2008 entspricht einem Kraftstoffverbrauch von 5,3 bzw. 5,9 Liter/100 km (Diesel- bzw. Ottokraftstoff). Diese Grenze ist jedoch nur ein Etappenziel. Weitere Vereinbarungen zur Reduzierung der CO2-Emission auf 120, 100 oder sogar 90 g/km werden folgen. Mit Blick auf den heutigen CO2-Ausstoß von etwa 160 g/km (Flottenverbrauch ca. 6,9 Liter/100 km) und infolge der Tatsache, dass sich signifikante Verbrauchssenkungen aufgrund der hohen kundenseitigen Komfortansprüche sowie der strengen Emissionsgesetzgebung zunehmend schwieriger realisieren lassen, wird deutlich, dass zukünftig besondere Anstrengungen erforderlich sind, um die Erwartungen erfüllen zu können. Zu erreichen sind diese Ziele nur mit Hilfe einer umfassenden Gesamtstrategie, die alle verbrauchsbestimmenden Bestandteile (Fahrzeug, Antriebsquelle, Getriebe) mit einbezieht. Sofern die Fahrdynamik und der Komfort als kundenseitige Anforderungen als gegeben vorausgesetzt werden, gibt es grundsätzlich drei Wege, um den Kraftstoffverbrauch zu senken. Zum einen kann versucht werden, den Leistungsbedarf des Fahrzeugs durch Absenkung der Fahrwiderstände zu reduzieren. Dies erfordert geringe Fahrzeugmassen, ein strömungsgünstiges Fahrzeugdesign sowie geringen Rollwiderstand. Zweitens besteht die Möglichkeit, einen gegebenen Motor über geeignete Getriebestrategien in verbrauchsgünstigen Kennfeldbereichen zu betreiben. Dies erfordert jedoch stets einen Kompromiss zwischen Verbrauch und Fahrdynamik. Die dritte Möglichkeit ist die Steigerung des motorischen Wirkungsgrades entweder durch generelle, verbrauchssenkende Maßnahmen oder durch die Verlagerung der Motorbetriebspunkte in wirkungsgradgünstigere Kennfeldbereiche. Letzterer ist der Inhalt der vorliegenden Arbeit gewidmet. Trotzdem moderne Otto- und Dieselmotoren für Pkw im verbrauchsminimalen Betriebspunkt Wirkungsgrade von etwa 35% bzw. 43% erreichen, sind die auf den jeweiligen Fahrzyklus bezogenen Gesamtwirkungsgrade mit etwa 15-20% deutlich niedriger. Über die Hälfte des resultierenden Kraftstoffverbrauchs von Pkw ist

2

1 Einleitung und Zielsetzung

demnach dafür aufzuwenden, dass der Motor nicht in den günstigen Wirkungsgradbereichen – diese liegen bei höheren Lasten – betrieben werden kann. Ein geeigneter Ansatz sowohl für Otto- als auch für Dieselmotoren ist daher die generelle Verlagerung der Betriebspunkte in Richtung höherer Mitteldrücke. Da das vom Motor zur Überwindung der Fahrwiderstände bereit zu stellende Drehmoment proportional ist zum Produkt aus Mitteldruck und Hubvolumen, führt die Reduzierung des Hubvolumens – das sogenannte „Downsizing“ – zu der gewünschten Lastpunktverschiebung. Damit trotzdem genügend Drehmomentreserven für Beschleunigungsphasen zur Verfügung stehen, muss auch der VolllastMitteldruck entsprechend angehoben werden. Downsizing als Verbrauchskonzept erfordert daher stets ein leistungsfähiges Aufladesystem sowie weitere, speziell auf den Hochlastbetrieb abgestimmte Maßnahmen. Ziel dieser Arbeit ist es, dem interessierten Leser einen umfassenden und detaillierten Überblick über das Downsizing als Maßnahmenpaket zur Kraftstoffverbrauchssenkung zu geben. Dies betrifft sowohl die grundlegenden Zusammenhänge beim Downsizing selbst, als auch – und dies im Besonderen – die Möglichkeiten und erforderlichen Maßnahmen zur Darstellung hoher spezifischer Leistungen und Drehmomente vor dem Hintergrund niedriger Kraftstoffverbräuche. In diesem Sinne ist es nötig, die für ein motorisches Hochlast-Downsizing-Konzept erforderlichen Subsysteme einer näheren Betrachtung zu unterziehen und Hinweise für eine geeignete Prozessführung zu geben. Die Arbeit beschränkt sich auf 4Takt-Otto- und Dieselmotoren. Die Arbeit verzichtet weitgehend auf eine Beschreibung konstruktiver Details, um genügend Raum für prozess- bzw. verfahrensbedingte Betrachtungen zu lassen. Nach einer Kurzbeschreibung der wesentlichen Einzelprozesse motorischer Energiewandlung in Kap. 2 sollen anhand einfacher Vergleichsprozesse die Einflüsse grundlegender Parameter auf Wirkungsgrad, Mitteldruck, Abgastemperatur usw. beschrieben werden, um ein besseres Verständnis für die Auswirkung von Maßnahmen auf den Motorprozess zu bekommen. Da sich eine Laständerung unmittelbar auf die einzelnen Wirkungsgradverluste entlang der Prozesskette auswirkt, sollen diese ebenfalls kurz beschrieben werden. Kap. 3 widmet sich ganz dem Downsizing und erläutert neben den Grundlagen auch die Wirkungsmechanismen, die Problembereiche hochaufgeladener Motoren sowie die Kraftstoffverbrauchspotenziale. Fahrzeugseitige Betrachtungen hinsichtlich Package, Getriebekonzepten und Mild-Hybriden umfassen auch motorübergreifende Maßnahmen, die eine Umsetzung von Downsizing-Konzepten unterstützen können. Das Kapitel schließt mit einer Analyse derzeitiger Verbrennungsmotoren hinsichtlich der relevanten motorischen Kennwerte. Die Ausweitung der Volllast-Mitteldrücke als wesentlicher Bestandteil des Downsizing wirkt sich insbesondere auf das Kraftstoff-Einspritzsystem, das Aufladesystem sowie die Motormechanik aus und erfordert spezielle Maßnahmen zur Prozessführung. Daher werden in Kap. 4 die Aufladung, die Gemischaufbereitung und Verbrennung sowie die Motormechanik vor dem Hintergrund des motorischen Hochlastbetriebs und generellen wirkungsgradsteigernden Maßnahmen erläutert und geeignete Konzepte beschrieben.

2 Energieumsetzung im Verbrennungsmotor

2.1 Einzelprozesse motorischer Energiewandlung Die Umsetzung der chemisch im Kraftstoff gebundenen Energie innerhalb des Verbrennungsmotors ist ein außerordentlich komplizierter Prozess. Neben den eigentlichen chemischen Umwandlungsvorgängen vor, während und nach der „Verbrennung“ sind Wärme- und Stofftransportprozesse von ausschlaggebender Bedeutung für die Güte des Energieumsatzes. Zudem finden die Zustandsänderungen überwiegend bei hohen Drücken und Temperaturen statt und sind grundsätzlich instationärer Natur. Um ein Verständnis für diese komplexen Vorgänge entwickeln und diese Informationen zur Steigerung des Wirkungsgrades gezielt nutzen zu können, muss das Gesamtsystem Verbrennungsmotor näher analysiert werden. Ausgehend von einer einfachen, globalen Betrachtung des Systems Verbrennungsmotor können an Hand einfacher Modellprozesse erste Aussagen zum theoretisch erreichbaren Wirkungsgrad eines Motors gemacht werden. Im zweiten Schritt kann entlang der gesamten Prozesskette der Energieumsetzung eine detailliertere Beurteilung der einzelnen Verlustursachen erfolgen. Die hieraus gewonnenen Erkenntnisse dienen als Grundlage für gezielte Verbesserungen im Ablauf der entsprechenden Teilprozesse. 2.1.1 Energiebilanz und Wirkungsgradkette Die Umwandlung der Kraftstoffenergie in mechanische Energie kann an Hand der in Abb. 2.1 dargestellten Teilprozesse grob beschrieben werden. Mit Hilfe geeigneter Systeme für die Gemischaufbereitung werden Kraftstoff und Luft in einen zündfähigen Zustand versetzt, der nach Einleitung des Zündvorganges die Freisetzung von Wärme durch die exotherme Reaktion der Verbrennung ermöglicht. Der rasante Druck- und Temperaturanstieg innerhalb des Brennraumes führt zu einer nutzbaren Volumenänderung, die durch das Triebwerk in eine Drehbewegung transformiert wird. Eine erste und grobe Beschreibung der dem Verbrennungsmotor zuund abgeführten Energieströme erfolgt mit dem ersten Hauptsatz der Thermodynamik. Diese äußere Energiebilanz eines Motors kann durch Verbrauchs-, Leistungs-, Temperatur- und Durchflussmessungen erstellt werden. Eine Umwandlung der mit dem Kraftstoff zugeführten Energie in mechanische Bewegungsenergie (Nutzarbeit) ist jedoch nur zum Teil möglich. Während der Teilprozesse erfolgt die Energiewandlung stets verlustbehaftet. Je nach Ausführung des Motors, die durch das

4


Brennverfahren, die Prozessführung, konstruktive Bedingungen etc. gegeben ist, und dem Betriebspunkt des Motors wird ein Großteil der Energie mit dem Abgas und durch Kühlung abgeführt.

Abb. 2.1. Prozesskette der motorischen Energiewandlung

Moderne Dieselmotoren für Pkw geben im Bestpunkt etwa 43% der mit dem Kraftstoff zugeführten Energie in Form von Nutzenergie ab. Ottomotoren erreichen Werte unter 40%. Im Teillastbereich sind nur erheblich niedrigere Wirkungsgrade zu realisieren.

Abb. 2.2. Energiebilanz für den Verbrennungsmotor

Abbildung 2.2 zeigt die im System Verbrennungsmotor ein- und austretenden Energie- bzw. Massenströme. Verluste durch Leckagen sind hierbei vernachlässigt. Der erste Hauptsatz der Thermodynamik lautet für die globale Betrachtung des gesamten Motors m B H u

Pe Q ab m L hL m A hA ,

(2.1)

wobei der gesamte Abwärmestrom über das Kühlmedium, den Ölkreislauf sowie über Konvektion und Strahlung abgegeben wird. Der Abwärmestrom resultiert zum Teil auch aus der zur Überwindung der mechanischen Reibung und zum Antrieb der relevanten Hilfsaggregate des Motors erforderlichen Reibleistung.

2.1 Einzelprozesse motorischer Energiewandlung

5

Ziel der Motorenentwicklung ist demnach die Reduzierung der mit dem Abgas und über die Kühlung abgeführten Energieströme zur Erhöhung der vom Motor zur Verfügung gestellten Nutzleistung. Der Erfolg wird durch das Verhältnis von Nutzleistung zu Brennstoffenergiestrom – dem effektiven Wirkungsgrad Șe – ausgedrückt:

Ke

Pe m B H u

1 be H u

.

(2.2)

Aus Gl. 2.2 wird deutlich, dass zwischen Wirkungsgrad und spezifischem Kraftstoffverbrauch des Motors eine direkte Abhängigkeit besteht. Der Proportionalitätsfaktor ist der untere Heizwert des Kraftstoffes. Diese Größe gibt den auf die Masse bezogenen Energieinhalt des Kraftstoffes an. Das im Verbrennungsgas befindliche Wasser liegt dabei per Definition in gasförmigem Aggregatzustand vor. Eine analoge Beziehung gilt für den inneren Wirkungsgrad:

Ki

Pi m B H u

1 bi H u

.

(2.3)

Eine erste Beurteilung realer Motorprozesse kann an Hand der in Abb. 2.3 dargestellten Wirkungsgradkette erfolgen. Ausgehend von einem zu definierenden Vergleichsprozess, der die Kraftstoffumsetzung im Brennraum idealisiert betrachtet, können Kennwerte für den Erfolg der Kraftstoffumsetzung in den einzelnen Prozessschritten angegeben werden. Das Verhältnis der aus dem Vergleichsprozess berechneten Leistung zur eingesetzten Brennstoffenergie wird durch den sogenannten Vergleichswirkungsgrad Șv beschrieben. Die effektive Motorleistung berechnet sich dann nach Gl. 2.4.

Abb. 2.3. Wirkungsgradkette bei der motorischen Energieumsetzung

6


Pe

Pi PR

Pv K g PR

m B H u K e .

(2.4)

Der effektive Wirkungsgrad des Motors setzt sich aus dem Produkt von Vergleichswirkungsgrad, Gütegrad und mechanischem Wirkungsgrad zusammen:

K e K i K m K v K g K m .

(2.5)

Potenzial zur Senkung des Kraftstoffverbrauches von Verbrennungsmotoren besteht – sofern ein geeigneter Vergleichsprozess zu Grunde gelegt wird – ausschließlich in der Steigerung des Güte- und des mechanischen Wirkungsgrades. Abweichungen vom Vergleichsprozess können dann durch entsprechende Wirkungsgraddifferenzen ǻȘ ausgedrückt werden, die ihrerseits eine Aufschlüsselung durch die sogenannte Verlustanalyse erfahren, siehe Kap. 2.3.

K e Ki 'K m Kv 'K g 'K m .

(2.6)

Neben den beschriebenen Kenngrößen Leistung und Wirkungsgrad ist der Mitteldruck eine viel benutzte und aussagekräftige Kenngröße. Der innere oder indizierte Mitteldruck berechnet sich definitionsgemäß aus dem Zylinderdruckverlauf und wird zur Ermittlung der inneren Leistung des Motors verwendet: p mi =

1 Vh

P ∫ pdV = i ⋅ n ⋅ z ⋅V . i

AS

(2.7)

h

Dabei ist n die Motor- bzw. Kurbelwellendrehzahl, i die Anzahl der Arbeitsspiele pro Kurbelwellenumdrehung (Viertaktmotor: i = 0,5; Zweitaktmotor: i = 1), z die Zylinderzahl und Vh das Hubvolumen eines Zylinders. Mit Blick auf die rechte Seite von Gl. 2.7 werden dementsprechend der effektive Mitteldruck pme sowie der Reibmitteldruck pmr bestimmt. Diese Kenngrößen stehen damit in gleicher Beziehung zueinander wie die verschiedenen Leistungen, vergl. Abb. 2.3:

pmi = pme + pmr .

(2.8)

Die Mitteldrücke sind ausgezeichnete Kennwerte und lassen – unabhängig von den geometrischen Motorabmessungen, dem verwendeten Brennverfahren oder sonstigen Charakteristiken – einen direkten Vergleich unterschiedlicher Motoren zu. 2.1.2 Zündung und Flammenausbreitung

Durch die Aufbereitung des in den Brennraum eingebrachten Kraftstoffes sowie den Ablauf der chemischen Umsetzung des Kraftstoffes durch die Verbrennung werden die wesentlichen Eigenschaften des Verbrennungsmotors, wie z.B. Wirkungsgrad, Leistungscharakteristik und Schadstoffemissionen, bestimmt. Neben den eigentlichen chemischen Reaktionen haben Strömungs- und Transportvorgänge großen Einfluss auf das Ergebnis der Verbrennung.


7

Nachdem eine genügend große Menge zündfähigen Gemisches aus Luft und Kraftstoff erzeugt worden ist, wird die Verbrennung durch den Zündvorgang eingeleitet. Wesentlichen Einfluss auf die Zündung und anschließende Flammenausbreitung haben die thermodynamischen Zustandsgrößen des Gemisches sowie der Kraftstoff selber. Zündung

Die Zündung ist eine durch thermische und chemische Prozesse beschleunigte Kettenreaktion, die im den Zündherd umgebenden Gemisch zu einem schnellen Anstieg der Temperatur führt. Bei einer solchen Kettenreaktion tritt ein reaktionsfreudiges Zwischenprodukt auf, das weitere Reaktionen nach sich zieht. Häufig ist dieses Zwischenprodukt ein freies Radikal, also ein Molekül- oder Atomfragment mit einem ungepaarten Elektron. Aktive Radikale spielen bei allen Zündprozessen eine wichtige Rolle. Beispiele sind die Radikale H, O und OH. Am Beginn einer Kettenreaktion werden aus stabilen Molekülen zunächst freie Radikale gebildet, die in Folgereaktionen mit anderen Molekülen reagieren und weitere freie Radikale erzeugen. Bei der Kettenfortpflanzung bleibt die Anzahl der Radikale gleich, während bei der Kettenverzweigung die Radikalbildung beschleunigt wird. Wenn die Geschwindigkeit der Kettenreaktion ansteigt, spricht man von einer Explosion. Im Gegensatz zur thermischen Explosion, bei der die Temperatur und damit die Reaktionsgeschwindigkeit durch exotherme Reaktionen erhöht wird, nehmen bei einer chemischen Explosion die Kettenverzweigungsreaktionen durch zunehmende Anzahl freier Radikale zu. In Verbrennungsmotoren sind beide Arten von Explosionen zu beobachten. Eine genügend große Anzahl aktiver Radikale zur Einleitung eines Zündvorganges kann durch hohe Temperaturen erzeugt werden, wie dies z.B. bei der Selbstzündung im Dieselmotor der Fall ist, oder durch einen Zündfunken (Fremdzündung, Ottomotor), der die Reaktionsgeschwindigkeit stark erhöht. Charakteristisch für die chemische Explosion ist die Tatsache, dass diese erst nach der für Kettenreaktionen typischen Zündverzugszeit beginnt. Während dieser Zündverzugszeit laufen Kettenverzweigungsreaktionen mit der Bildung von Radikalen ab, die zunächst zu keiner signifikanten Temperaturerhöhung führen, jedoch selber stark temperaturabhängig sind. Die erforderliche Zündenergie nimmt mit der zu erwärmenden Stoffmenge und der Wärmekapazität des Gemisches zu und ist somit proportional zum Zündvolumen und dem herrschenden Druck [PIS02]. Nach Einleitung des Zündvorganges läuft bei geeigneten thermodynamischen und chemischen Randbedingungen innerhalb des Gemisches der Prozess der Flammenausbreitung ab. Hierbei unterscheidet man zwischen vorgemischter und nicht-vorgemischter (auch: Diffusions-) Verbrennung. Beide Ausbreitungs- bzw. Verbrennungsarten können durch den Begriff Deflagration zusammengefasst werden.

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Vorgemischte Verbrennung

Im Fall der vorgemischten Verbrennung sind Luft und Kraftstoff innerhalb der Gemischwolke zum Zeitpunkt des Brennbeginns weitgehend homogen verteilt. Diese Art der Verbrennung verläuft mit hoher Geschwindigkeit, bei hohen Temperaturen und – sofern ausreichend Sauerstoff zur Verfügung steht – unter sehr geringer Rußbildung. Dabei bewegt sich eine Flammenfront durch den Brennraum und hinterlässt die verbrannte Zone. In Abhängigkeit des umgebenden Strömungsfeldes sowie der thermischen Randbedingungen kann eine laminare oder eine turbulente Flammenausbreitung beobachtet werden. Bei ersterer durchläuft eine in sich geschlossene Flammenfront mit einer bestimmten Geschwindigkeit den Brennraum. Die turbulente Flammenausbreitung ist durch eine räumlich verzerrte oder aufgerissene Flammenfront sowie einem stark instationären Verhalten charakterisiert und bei innermotorischen Verbrennungsprozessen (z.B. im Ottomotor) häufig zu beobachten. Einzelne Flammeninseln (sogenannte Flamelets) können sich von der zerklüfteten Flammenfront ablösen. Abb. 2.4 stellt die Unterschiede zwischen laminarer und turbulenter Flammenausbreitung anschaulich dar.

Abb. 2.4. Laminare und turbulente Flammenausbreitung

Die laminare Flammengeschwindigkeit steigt mit zunehmender Temperatur und abnehmendem Druck. Das Maximum wird bei bestimmten Luftverhältnissen erreicht, deren Wert abhängig ist vom verwendeten Kraftstoff, vergleiche [GLA96], [WAR97]. Der deutliche Temperatureinfluss wirkt sich darüber hinaus besonders in den wandnahen Bereichen des Brennraumes aus. Sofern die Temperatur des Gemisches zu gering ist, wird die weitere Flammenausbreitung durch ein Verlöschen der Flamme gestoppt. Dieses sogenannte „wall-flame-quenching“ kann in der Grenzschicht an relativ kühlen Brennraumwänden beobachtet werden und führt beim konventionellen Ottomotor mit äußerer Gemischbildung (Saugrohreinspritzung) zur Emission unverbrannter Kohlenwasserstoffe. Nach [URL94] hat diese Grenzschicht eine Dicke von etwa 0,1-0,2 mm. Einen deutlichen Einfluss auf die Ausbreitung von turbulenten Flammen und damit auf den motorischen Verbrennungsprozess hat die Turbulenz des umgebenden Strömungsfeldes. Oberhalb einer bestimmten Reynoldszahl treten in Strömungen zeitlich und räumlich ungeordnete, turbulente Schwankungsbewegungen auf, die sich der Hauptströmung überlagern. Dadurch wird der Austausch von Masse, Impuls und Energie auch quer zur Hauptströmungsrichtung intensiviert und Energie in der Hauptströmung dissipiert.


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Die Ausbreitungsgeschwindigkeit turbulenter Flammen nimmt mit steigender Turbulenz, die z.B. durch höhere Strömungsgeschwindigkeiten im Ladungswechsel erzeugt werden kann, zu. Aus diesem Grund läuft die Verbrennung bei höheren Motordrehzahlen im nahezu gleichen Kurbelwinkelbereich ab wie bei niedrigen Drehzahlen. Hohe Restgasgehalte verlangsamen die chemischen Reaktionen und damit die Flammenausbreitung aufgrund der im Vergleich zum Frischgemisch höheren Wärmekapazitäten und der geringeren Wärmeleitfähigkeit von Verbrennungsgasen. Klopfende Verbrennung (Detonation)

Eine Eigenart vorgemischter Verbrennung ist die latente Gefahr der Detonation. Darunter versteht man eine durch chemische Reaktionen ausgelöste Stoßwelle, bei der sehr hohe Flammengeschwindigkeiten bis über 1.000 m/s auftreten und die zur Anregung der Druck-Eigenresonanzen der im Brennraum eingeschlossenen Zylinderladung führt. Diese Vorgänge werden bei der motorischen Verbrennung allgemein als Klopfen bezeichnet und sind bereits kurz nach der Erfindung des Ottomotors bekannt geworden [MID20]. Schon in den zwanziger Jahren des vorigen Jahrhunderts wurden daher viele umfangreiche Untersuchungen durchgeführt, um kapitale Motorschäden durch Klopferscheinungen erklären bzw. vermeiden zu können [CLE26]. Klopfen entsteht durch Selbstzündung des noch nicht von der Flammenfront erfassten Gemisches – das sogenannte Endgas. Die schlagartige Freisetzung großer Energiemengen führt zu einem starken Anstieg von Druck und Temperatur sowie zur Ausbreitung hochfrequenter Druckwellen (Frequenz > 5 kHz) innerhalb des Brennraumes, die kurzfristig sogar zur mechanischen Zerstörung des Motors führen können [FIS03]. Das Klopfen ist zudem ein stochastischer Vorgang, da die Klopfintensitäten bei gleichen Betriebsparametern von Zyklus zu Zyklus schwanken. Abb. 2.5 zeigt schematisiert den bei intensiv klopfender Verbrennung veränderten Zylinderdruckverlauf eines Ottomotors im Vergleich zur normalen, deflagrierenden Verbrennung.

Abb. 2.5. Zylinderdruckverläufe bei normaler und klopfender Verbrennung

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Deutlich sind die Druckwellen im Druckverlauf zu erkennen, die mit hohen Druckgradienten zu Beginn der Verbrennung und ausgeprägten Spitzendrücken einher gehen. Der Ablauf der zum Klopfen erforderlichen Vorreaktionen benötigt einen bestimmten Zeitraum. Daher ist die Gefahr klopfender Verbrennung in erster Linie bei niedrigen Drehzahlen gegeben. Für hochdrehende Motoren, die im Rennsport z.B. in der Formel 1 zu finden sind, spielt Klopfen dem entsprechend keine Rolle. Neben der erosiven Wirkung der Druckwellen treten auch hohe thermische Belastungen in den Bauteilen auf, da der Wärmeübergang aufgrund der in Wandnähe hohen Strömungsgeschwindigkeiten intensiviert wird bzw. stark ansteigt. Klopfen ist im motorischen Betrieb somit unter allen Umständen zu vermeiden. Die Klopfneigung kann grundsätzlich durch bnderungen konstruktiver oder der Veränderung der Betriebsparameter vermindert werden. Niedrige Gemischtemperaturen und hohe Rückführraten gekühlten Abgases senken das Temperaturniveau innerhalb des Brennraumes bei Verdichtungsende. Eine gezielte Ladungsbewegung z.B. durch Drall- und Tumble erhöht die Flammengeschwindigkeiten und verringert in Verbindung mit hohen Strömungsgeschwindigkeiten der in den Brennraum eintretenden Ladung die für Vorreaktionen zur Verfügung stehende Zeit. Daher sinkt die Klopfneigung mit zunehmender Motordrehzahl. Kompakte Brennräume mit zentral angeordneter Zündkerze ermöglichen kurze Flammenwege. Motoren mit großen Zylinderhubvolumina und entsprechend längeren Flammenwegen sind daher i.A. klopfanfälliger. Allerdings kann eine Ladungsbewegung mit ähnlich hoher Strömungsgeschwindigkeit wie die Flammengeschwindigkeit die Flammenausbreitung auch stark behindern, wenn sie genau entgegen läuft [WIN03]. Nicht-vorgemischte Verbrennung

Bei dieser Art der Verbrennung sind Luft und Kraftstoff zum Zeitpunkt des Brennbeginns nicht homogen vorgemischt. Erst im Laufe der chemischen Umsetzung durch den Verbrennungsprozess kommt es zu einer intensiveren Vermischung infolge Diffusion. Gemischbildung und Verbrennung laufen somit gleichzeitig ab, wobei die Mischungsvorgänge während der Hauptverbrennungsphase langsamer sind als die chemischen Reaktionen und somit die geschwindigkeitsbestimmende Größe darstellen. Die turbulente, nicht-vorgemischte Verbrennung tritt neben Brennern und Düsentriebwerken auch in Dieselmotoren sowie teilweise in direkteinspritzenden Ottomotoren auf. Aufgrund der Tatsache, dass auch die Gemischaufbereitung im Brennraum erfolgen muss und die chemisch-physikalischen Prozesse signifikant vom umgebenden turbulenten Strömungsfeld beeinflusst werden, ist der Ablauf nicht-vorgemischter Verbrennungsprozesse ein komplexer Vorgang. Der flüssige Kraftstoff wird mit hohem Druck direkt in die kompromierte Luft eingespritzt und zerfällt infolge der Relativgeschwindigkeiten zwischen Luft und Kraftstoffstrahl in viele kleine Tröpfchen. Die umgebende Wärme führt an der Tropfenoberfläche zu einer fortlaufenden Abdampfung des Kraftstoffes und anschließender Vermischung mit der umgebenden Luft. Dabei steigt das Luftver-


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hältnis mit zunehmendem Abstand vom Tropfen an. Sobald sich das Mischungsbzw. Luftverhältnis innerhalb der Zündgrenzen bewegt, kommt es in diesen Zonen zur Selbstzündung, obwohl der Kraftstofftropfen noch nicht vollständig verdampft ist, siehe Abb. 2.6. Die Verbrennung beginnt meist in leicht fetten Gemischbereichen. Ein bestimmter Teil des eingespritzten Kraftstoffes mischt sich innerhalb des Zündverzuges intensiv mit der Luft und verbrennt dann relativ spontan mit hohen Druckgradienten. Nach dieser zeitlich begrenzten, vorgemischten Verbrennung, die von der Reaktionskinetik bestimmt wird, läuft die weitere Verbrennung diffusions- bzw. mischungskontrolliert als nicht-vorgemischte Verbrennung ab.

Abb. 2.6. Schematische Darstellung der nicht-vorgemischten Verbrennung

In den Bereichen der Selbstzündung ist das lokale Luftverhältnis kleiner als eins, sodass die Verbrennung stets mit einer Rußbildung kombiniert ist. Infolge der sehr heterogenen Gemischzusammensetzung liegen darüber hinaus auch überstöchiometrische Bereiche vor, in denen es vornehmlich zu Bildung von Stickoxiden (NOx) kommt. Die nicht-vorgemischte Verbrennung erzeugt somit stets gleichzeitig Ruß und NOx. Als Vorteil der nicht-vorgemischten Verbrennung ist die einfache Laststeuerung durch Variation der eingebrachten Kraftstoffmenge zu nennen. Durch das heterogen zusammengesetzte Gemisch liegen immer Bereiche mit einer brennfähigen Gemischzusammensetzung vor, sodass der Kraftstoff selbst bei sehr mageren Gemischen mit Luftverhältnissen bis 10 sicher entflammt werden kann, sofern nur die Zündtemperatur überschritten wird. Aus diesem Grund gibt es beim Dieselmotor im Gegensatz zum Ottomotor keine durch die Gemischzusammensetzung bedingten Zündgrenzen. Dadurch ist es möglich, den Dieselmotor mit der energetisch günstigeren Qualitätsregelung zu betreiben.

12


2.1.3 Verbrennung Luftbedarf und Luftverhältnis

Bei der vollständigen Verbrennung von Kraftstoffen können der erforderliche Luftbedarf und die Zusammensetzung des Verbrennungsgases aus der chemischen Brutto-Reaktionsgleichung bestimmt werden, siehe Gl. 2.9. Die Brutto-Reaktionsgleichung der Verbrennung von sauerstoffhaltigen Kohlenwasserstoffen gestattet naturgemäß keinen näheren Einblick in die Chemie. Stickstoff, eine Hauptkomponente der Luft, nimmt bei dieser modellhaften Vorstellung an der Reaktion nicht teil und wird daher zunächst nicht mit betrachtet. Es gilt: y zº y ª C x H y Oz « x » O2 o x CO2 H 2 O . 4 2¼ 2 ¬

(2.9)

Zur vollständigen Verbrennung dieses Modell-Kraftstoffes wird eine bestimmte Menge Sauerstoff benötigt. Der Luftbedarf bei der stöchiometrischen Verbrennung errechnet sich unter der Voraussetzung, dass der Sauerstoffanteil der Luft etwa 21% beträgt, wie folgt: * L*min

y z· 1 § ¨ x ¸ . 0,21 © 4 2¹

(2.10)

Die Einheit von Gl. 2.10 ist kmol Luft pro kmol Brennstoff. Da für reale Brennstoffe die chemische Zusammensetzung meist unbekannt ist, verwendet man die Massenanteile der einzelnen Komponenten. Diese werden durch eine Elementaranalyse ermittelt. Unter Berücksichtigung der Massenanteile sowie der Molmassen der Brennstoffkomponenten erhält man in Gl. 2.11 die Einheit kmol Luft pro kg Brennstoff. L*min

§ c h o ·. ¸¸ 4,76 ¨¨ © MC 4 M H 2 MO ¹

(2.11)

Zur Umrechnung auf eine für die Praxis relevante Einheit (kg Luft pro kg Brennstoff) muss die Molmasse der Luft berechnet werden. Sie ergibt sich entsprechend der Zusammensetzung der Luft aus den Hauptkomponenten Sauerstoff und Stickstoff zu 28,85 kg/kmol, sodass für den Luftbedarf der stöchiometrischen Verbrennung gilt: Lmin

L*min M L

h o ·. § c 137,4 ¨ ¸ © 12,011 4,032 32,00 ¹

(2.12)

Konventioneller Dieselkraftstoff besteht zu etwa 86% aus Kohlenstoff und zu 13% aus Wasserstoff. Schwefel- und Sauerstoffanteile können bei dieser Betrachtung meist vernachlässigt werden. Dann ist zur vollständigen Verbrennung von einem kg Dieselkraftstoff ein Mindestluftbedarf von etwa 14,5 kg Luft erforderlich. Aufgrund der sehr ähnlichen, massenanteiligen Zusammensetzung der Hauptkomponenten Kohlenstoff und Wasserstoff hat Ottokraftstoff mit 14,7 etwa den


13

gleichen Mindestluftbedarf wie Dieselkraftstoff. Der Mindestluftbedarf ist also eine rein kraftstoffspezifische Größe. Tabelle 1 gibt einen Überblick über die Stoffwerte der häufigsten Kraftstoffe für Verbrennungsmotoren. Tabelle 2.1. Stoffwerte flüssiger und gasförmiger Kraftstoffe [ROB95] Diesel

Erdgasa

Super-Benzin

Dichte 0,82-0,86 0,73-0,78 0,00083 [kg/dm3] Massenanteile c=0,86 c=0,86 c=0,76 [kg/kg] h=0,13 h=0,14 h=0,24 Unterer Heizwert 42.500 43.500 47.700 [kJ/kg] Siedetemperatur 180-360 25-215 -162 [°C] Zündtemperatur §250 §400 [°C] Mindestluftbedarf 14,5 14,7 13,1 [kg/kg] Molare Masse §190 §98 18,54 [kg/kmol] a Angaben bezogen auf Normzustand (0 °C, 1.013 mbar)

Methana

Wasserstoff

0,00072

0,00009

c=0,75 h=0,25

h=1

50.000

120.000

-162

-253

650

560

17,2

34

16,04

2,01

Zur Beschreibung der dem Brennraum tatsächlich zugeführten Luftmenge ist das sogenannte Luftverhältnis Ȝ als weiterer Parameter erforderlich. Das Luftverhältnis beschreibt das Verhältnis von zugeführter Luftmenge zum stöchiometrischem Luftbedarf:

O

L Lmin

mL mLmin

mL Lmin mB

.

(2.13)

Die Massen von zugeführter Luft und eingebrachtem Kraftstoff werden direkt am Motorprüfstand gemessen. Der Spülverlust, also die während des Zeitraumes der Ventilüberschneidung vom Ansaug- in den Abgaskanal strömende Luftmasse, wird dabei nicht gesondert berücksichtigt und ist somit in mL enthalten. Auch können mit dem so ermittelten Luftverhältnis keine Aussagen über den Restgasgehalt im Brennraum gemacht werden. Um die tatsächliche Zusammensetzung der Zylinderladung bestimmen zu können, wird das Verbrennungsluftverhältnis ȜV definiert. Hierbei wird die tatsächlich im Zylinder eingeschlossene Luftmenge auf die zur vollständigen Verbrennung der eingebrachten Kraftstoffmenge erforderliche Mindestluftmenge bezogen.

OV

m L ,tats Lmin mB

.

(2.14)

Im Gegensatz zum globalen Luftverhältnis Ȝ stellt das Verbrennungsluftverhältnis ȜV einen Momentanwert dar, der sich mit dem Kurbelwinkel ändern kann, was durch die Zusammensetzung der Ladung während des Verbrennungsprozesses

14


begründet ist. Für luftansaugende Motoren, bei denen der Kraftstoff direkt eingespritzt und dann als sofort verbrannt betrachtet wird, sinkt das Verbrennungsluftverhältnis mit steigendem Kurbelwinkel. Bei gemischansaugenden Motoren befindet sich die gesamte Brennstoffmasse während des Hochdruckprozesses im Brennraum, sodass das Verbrennungsluftverhältnis konstant bleibt. Kraftstoffverbrauch und CO2-Emission

Für unterschiedliche Kraftstoffe werden in Abhängigkeit des effektiven Wirkungsgrades auch verschiedene, spezifische Kraftstoffverbräuche erzielt. In Abb. 2.7 ist der Zusammenhang zwischen den beiden Kenngrößen auf Basis von Gl. 2.2 für die gängigen flüssigen und gasförmigen Kraftstoffe dargestellt. Mit zunehmenden Wirkungsgraden nimmt der spezifische Kraftstoffverbrauch degressiv ab. Maßnahmen an Dieselmotoren, die bei einem Betriebspunkt mit Wirkungsgrad von 40% zu einer Wirkungsgradsteigerung um 1%-Punkt führen, ergeben eine Senkung des spezifischen Kraftstoffverbrauches von etwa 5 g/kWh.

Abb. 2.7. Kraftstoffverbrauch in Abhängigkeit des Wirkungsgrades für unterschiedliche Kraftstoffe


15

Verbesserungen in Kennfeldbereichen mit deutlich geringeren Wirkungsgraden führen zu ungleich höheren Kraftstoffverbrauchs-Reduzierungen. Eine Wirkungsgradsteigerung um einen Prozent-Punkt ergibt z.B. bei einem Wirkungsgrad von 30% eine Verbrauchssenkung von etwa 10 g/kWh, und bei 20% Wirkungsgrad werden bereits ca. 20 g/kWh erreicht. Aufgrund des sehr hohen Heizwertes von Wasserstoff führen bereits niedrige Wirkungsgrade zu geringen spezifischen Kraftstoffverbräuchen, verglichen mit Otto- und Dieselkraftstoffen sowie mit Erdgas. Neben einer Senkung der gesetzlich limitierten Schadstoffkomponenten HC, CO, NOx und Partikel sind Gesetzgeber und Motorenhersteller überein gekommen, auch die Emission von Kohlendioxid (CO2) deutlich zu reduzieren, da dieses neben anderen Treibhausgasen für die globale Erderwärmung und Klimaveränderung verantwortlich gemacht wird. Der Verband der Europäischen Automobilhersteller ACEA (Association des Constructeurs Européens d’Automobiles) hat sich gegenüber der Europäischen Union (EU) im Juli 1998 verpflichtet, den Ausstoß von Kohlendioxid bis zum Jahr 2008 auf einen Wert von 140 g/km zu begrenzen. Das entspricht gegenüber dem Grenzwert von 190 g/km aus dem Jahr 1995 einer CO2-Reduzierung von über 26%. Eine noch weitergehende Reduzierung wird folgen. Innerhalb der EU wird derzeit ein Grenzwert von 120 g/km für das Jahr 2012 diskutiert, was einer weiteren Absenkung um 14,3% entsprechen würde. Zwischen dem Kraftstoffverbrauch von Verbrennungsmotoren und der CO2Emission gibt es einen direkten Zusammenhang. Um die gesetzten Ziele einhalten zu können, müssen deshalb die Kraftstoff-Flottenverbräuche aller in Europa ansässigen Automobilhersteller in den nächsten Jahren deutlich verringert werden. Maßnahmen zur Reduzierung des Kraftstoffverbrauches führen somit unmittelbar zur Senkung des CO2-Ausstoßes. Ausgehend vom Volumen des entlang einer definierten Fahrstrecke verbrannten Kraftstoffes lässt sich die entsprechende CO2Emission aus der bekannten Bruttoreaktionsgleichung für die Verbrennung von Kohlenwasserstoffen berechnen. Aus der Bruttoreaktionsgleichung folgt, dass die Stoffmengen von Kohlenstoff und des bei der Verbrennung als Reaktionsprodukt entstehendem Kohlendioxids gleich sind: nC

nCO2

mC MC

mCO2 .

M CO2

(2.15)

Die Masse des Kohlenstoffes berechnet sich aus dem Massenanteil des Kohlenstoffes im Brennstoff und der Masse des Brennstoffes:

mC

c mB

c U B VB .

(2.16)

Dann gilt für die Masse des bei der Verbrennung entstehenden Kohlendioxids mCO2

M CO2 MC

c U B VB .

(2.17)

Die emittierte CO2-Masse ist somit direkt abhängig von den kraftstoffspezifischen Größen Massenanteil und Kraftstoffdichte und darüber hinaus von dem

16


Volumen des verbrannten Kraftstoffes. Der zwischen Otto- und Dieselkraftstoff bestehende Dichteunterschied ist demnach die Hauptursache für die höhere Masse des emittierten Kohlendioxids, bezogen auf ein bestimmtes Kraftstoffvolumen. Im Hinblick auf den Massenanteil des Kohlenstoffes im Brennstoff gibt es zwischen Otto- und Dieselkraftstoff keine signifikanten Unterschiede. Dieser liegt bei etwa 86%. Unter Berücksichtigung des Verhältnisses der Molmassen von Kohlendioxid und Kohlenstoff und den jeweiligen Brennstoffdichten ergibt sich eine CO2-Masse von etwa 2,65 kg/Liter (Dieselkraftstoff) bzw. 2,36 kg/Liter (Ottokraftstoff). Auf die Brennstoffmasse bezogen emittieren beide Kraftstoffsorten etwa 3,15 kg CO2 pro kg Kraftstoff. Die von der ACEA festgelegte Grenze von 140 g/km entspricht damit einem Kraftstoffverbrauch von etwa 5,3 Liter/100 km (Dieselkraftstoff) bzw. 5,9 Liter/100 km (Ottokraftstoff). Abb. 2.8 verdeutlicht diesen Zusammenhang.

Abb. 2.8. CO2-Emission in Abhängigkeit des Kraftstoffverbrauchs

Um einen zuverlässigen Vergleich der Kraftstoffverbrauchswerte unterschiedlicher Fahrzeuge zu ermöglichen, sind genormte Messverfahren gesetzlich vorgegeben. Grundlage für Europa ist der Europäische Fahrzyklus (EFZ), der im Laufe der Jahre mehrmals geändert worden ist. Vor 1996 wurde der sogenannte Drittelmix angegeben. Seit 1996 gilt der Neue Europäische Fahrzyklus (NEFZ). Zur Ermittlung des Kraftstoffverbrauchs nach dem NEFZ für ein bestimmtes Fahrzeugmodell wird die Masse des emittierten Kohlendioxids gemessen und gemäß Gl. 2.17 der Kraftstoffverbrauch berechnet. Wesentlichen Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch bzw. die CO2-Emission hat das Fahrzeuggewicht. In Abb. 2.9 sind der Kraftstoffverbrauch und die CO2Emission aller in Deutschland angebotenen Fahrzeuge für das Modelljahr 2004 aufgeführt. Ausgewertet wurden 970 ottomotorisch und 400 dieselmotorisch betriebene Pkw.


17

Abb. 2.9. Kraftstoffverbrauch und CO2-Emission in Abhängigkeit der Fahrzeugmasse

In erster Näherung steigt der Kraftstoffverbrauch linear mit der Fahrzeugmasse an. Dieser Anstieg beträgt bei Fahrzeugen mit Ottomotoren etwa 0,7 Liter/100 km pro 100 kg Mehrgewicht und bei Fahrzeugen mit Dieselmotor etwa 0,5 Liter/100 km pro 100 kg zusätzlicher Fahrzeugmasse, wobei auch die mit steigender Fahrzeugmasse höhere Motorleistung berücksichtigt werden muss. Während sich der zyklusbezogene Kraftstoffverbrauch bei den Ottomotoren zwischen 3 und 22 Liter/100 km bewegt, verbrauchen die dieselbetriebenen Fahrzeuge zwischen 3 und 13 Liter/100 km. Der Dieselmotor weist in der Summe im Vergleich zum Ottomotor einen volumetrischen Verbrauchsvorteil von 30-35% auf. Deutlich im Diagramm sind die hochdrehenden Otto-Saugmotoren für Sportwagen zu erken-

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nen, die durch einen sehr hohen Kraftstoffverbrauch charakterisiert sind. Aufgrund der Tatsache, dass aufgeladene Ottomotoren heute noch überwiegend als Leistungsvarianten ausgelegt sind, bestehen hinsichtlich des Kraftstoffverbrauches im Vergleich zu den Saugmotoren nur geringe Unterschiede. DownsizingKonzepte nutzen die Verbrauchspotenziale sehr viel besser aus und weisen daher einen deutlich niedrigeren Kraftstoffverbrauch auf als konventionelle Saugmotoren. In den unteren Diagrammen von Abb. 2.9 ist die zum Kraftstoffverbrauch äquivalente CO2-Emission dargestellt. Infolge der höheren Dichte von Dieselkraftstoff fällt der Unterschied der massebezogenen Kohlendioxidemission zwischen Dieselund Ottomotoren etwas moderater aus als beim volumenbezogenen Kraftstoffverbrauch. Der CO2-Vorteil des Dieselmotors gegenüber dem Ottomotor beträgt daher etwa 22-28%. Anhand der Diagramme wird sehr deutlich, dass die überwiegende Anzahl der heute angebotenen Fahrzeuge die von der ACEA für das Jahr 2008 zugesagte Grenze der CO2-Emission in Höhe von 140 g/km klar überschreitet. Abgesehen von den reinen Sportfahrzeugen sowie den schweren Luxuslimousinen werden von den konventionellen Pkw bis zu 400 g/km Kohlendioxid emittiert. Um die Grenze der ACEA dennoch einhalten zu können, sind der Anteil kleiner und verbrauchsgünstiger Fahrzeuge sowie der Dieselanteil zu erhöhen und im Rahmen der Motorenentwicklung weitere Wirkungsgradverbesserungen zu realisieren. Der Verband der Automobilindustrie (VDA) gibt seit dem Jahr 1978 für jedes Modelljahr der deutschen Personenkraftwagen die verkaufsgewichteten durchschnittlichen Kraftstoffverbrauchswerte heraus. Abb. 2.10 zeigt die zeitliche Entwicklung sowohl des durchschnittlichen Kraftstoffverbrauchs als auch der entsprechenden CO2-Emission. Demnach ist der Kraftstoffverbrauch – bis auf einen zeitweiligen Anstieg Mitte der Achtziger Jahre, der durch die Einführung der Abgaskatalysatortechnologie bedingt war – kontinuierlich gesunken.

Abb. 2.10. Zeitlicher Verlauf von Kraftstoffverbrauch und CO2-Emission in Deutschland


19

Der ebenfalls für das Jahr 2003 vereinbarte Zielkorridor von 165-170 g/km Kohlendioxidemission wurde bereits im Jahr 2000 erreicht. Maßgeblich hierfür war jedoch der deutlich gestiegene Anteil von Diesel-Pkw. Um die Zielmarken für 2008 von 140 g/km erreichen zu können, bedarf es weitreichender Anstrengungen, da es zunehmend schwieriger wird, Wirkungsgradpotenziale auszuschöpfen, zumal gleichzeitig die Schadstoffemissionen gesenkt werden müssen. Deutlich wird dies auch an der seit dem Jahr 2001 flacher verlaufenden Kurve für die CO2Emission. In Verbindung mit den in den letzten Jahren deutlich gestiegenen Kraftstoffpreisen hat der Wirkungsgradvorteil des Dieselmotors zu einer signifikanten Erhöhung des Dieselanteils in Deutschland geführt, wobei sich Deutschland auf westeuropäischer Ebene mit einem Anteil von etwa 40% (im Jahr 2003) im Mittelfeld bewegt, siehe Abb. 2.11.

Abb. 2.11. Anteil Diesel-Pkw in Europa sowie zeitliche Entwicklung des Diesel-PkwAnteils in Deutschland

Dabei kommt der steigende Dieselanteil der Erreichung dieses Ziels sehr entgegen. Jedoch sind auch zukünftig Wirkungsgradsteigerungen sowohl bei Ottoals auch bei Dieselmotoren erforderlich, da die Fahrzeugmassen infolge zunehmender Komfortanforderungen seitens des Kunden und trotz Leichtbau nicht merklich abgesenkt werden können. Infolge des hohen Entwicklungsstandes von Verbrennungsmotoren sind Quantensprünge nicht mehr zu erwarten. Vielmehr kommt es darauf an, mit gezielten Maßnahmen kostengünstige und großserientaugliche Verbesserungen umzusetzen, die den Wirkungsgrad bei gleichzeitiger Reduzierung des limitierten Schadstoffausstoßes steigern können.

20


In Abhängigkeit des für den betrachteten Motor geplanten Anwendungsgebietes (Stationäranlagen, Schiffe, Schienenfahrzeuge, Nutzfahrzeuge, Personenkraftwagen etc.) werden einzelne Maßnahmen, die unter den jeweiligen Randbedingungen als besonders vorteilhaft gelten, zu Konzepten zusammengefasst. Diese Konzepte sind in der Regel auch innerhalb eines Anwendungsgebietes unterschiedlich. [TEE97] zeigt beispielsweise für das Segment kompakter Hochleistungsdieselmotoren Möglichkeiten und Potenziale zur Kraftstoffverbrauchssenkung auf. Die Gründe für unterschiedliche Technologiekombinationen können sowohl wirtschaftlicher als auch technischer Natur sein. So werden beispielsweise kostenintensive Technologien bei Pkw eher im Luxussegment umgesetzt, als im Kleinwagenbereich. Andererseits macht es möglicherweise keinen Sinn, bestimmte Maßnahmen z.B. bei größeren Motoren umzusetzen, wenn die Vorteile nur bei kleinvolumigen Motoren praktisch genutzt werden können. Aus diesen Gründen gibt es grundsätzlich keinen Königsweg bei der Kombination einzelner Technologien zu motorischen Gesamtkonzepten. 2.1.4 Wärmefreisetzung und Wärmeübergang

Der reale Brennraum stellt ein instationäres, offenes System mit zeitlich und örtlich veränderlichen Größen dar. Während eines Arbeitsspiels laufen Stoff- und Energietransportprozesse ab, die zur bnderung der Zustandsgrößen des Arbeitsgases sowie der umgebenden Systemgrenzen führen. Zur Beschreibung der komplexen physikalischen und chemischen Prozesse bei der Verbrennung werden unterschiedliche Modellkategorien verwendet. Für einen detaillierten Überblick über die Modellbildung und Simulation der Verbrennung sei z.B. auf [MER01, MER04, STI03] verwiesen. Wärmefreisetzung

Im Rahmen der nulldimensionalen Modellierung wird die Verbrennung durch Zufuhr von Wärme dargestellt. Der sogenannte Brennverlauf oder auch Brennrate ist die Ableitung der durch die Verbrennung freigesetzten Wärme nach der Zeit bzw. dem Kurbelwinkel und setzt sich aus dem Produkt von unterem Heizwert und momentan verbrannter Brennstoffmasse zusammen. Er beschreibt damit den zeitlichen Verlauf der Energiefreisetzung im Brennraum. dQB dM

H u

dmB ,v dM

.

(2.18)

Der Verlauf der momentan umgesetzten Brennstoffmasse entzieht sich einer messtechnischen Erfassung, sodass der Brennverlauf z.B. auf Basis des gemessenen Zylinderdruckverlaufs berechnet werden muss. Dieses geschieht mit Hilfe des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik:


dQB dM

dU dQW dV p dM dM dM

dQH dQW dM dM

.

21

(2.19)

Der Brennverlauf beeinflusst die innere Energie des Arbeitsgases, den Zylinderdruckverlauf und damit die Volumenänderungsarbeit sowie indirekt die Wandwärmeverluste. Dabei sind Verluste durch Blow-by sowie die Verdampfungsenthalpie in der Regel zu vernachlässigen. Der Heizverlauf dQH /dĳ kennzeichnet die gesamte, über die Systemgrenzen transportierte BrennstoffWärme, ist ein Maß für die Aufheizung des Arbeitsgases und umfasst damit sowohl den Brennverlauf als auch die Wandwärmeverluste. Dieser Heizverlauf ist zunächst das Ergebnis der auf Basis der Druckindizierung durchgeführten Prozessrechnung. Der eigentliche Brennverlauf kann dann durch Addition der Wandwärmeverluste unter Verwendung eines geeigneten Ansatzes, z.B. dem von WOSCHNI, berechnet werden. In diesem Zusammenhang ist eine exakte messtechnische Erfassung des Zylinderdruckverlaufs hinsichtlich Winkellage und Höhe von außerordentlich großer Bedeutung. Bereits geringe Fehler von 0,2 bar oder 0,5 °KW können Fehler im zweistelligen Prozentbereich in der Berechnung des Brennverlaufs sowie des Mitteldruckes verursachen. Der Integralwert des Brennverlaufs entspricht der ab Verbrennungsbeginn (VB) bis zu einem bestimmten Zeitpunkt umgesetzten Brennstoffwärme und wird als Summenbrennverlauf oder Durchbrennfunktion bezeichnet: M

QB M

³

VB

dQB dM . dM

(2.20)

Wird der Summenbrennverlauf auf die insgesamt zugeführte Brennstoffwärme bezogen, kennzeichnet dies den Anteil der zu einem bestimmten Zeitpunkt umgesetzten Energie, und man erhält die sogenannte Umsetzrate oder den normierten Summenbrennverlauf, der Werte zwischen null und eins annimmt: x B ,v

QB M QB , ges

QB M mB H u

.

(2.21)

Der Brennverlauf wird von vielen Prozess- und konstruktiven Parametern, wie z.B. Last, Drehzahl, Aufladegrad, Brennraumgeometrie, Verdichtungsverhältnis usw. beeinflusst und hat damit Auswirkungen auf viele motorische Kenngrößen (z.B. Mittel- und Spitzendruck, Wirkungsgrad sowie maximale Temperatur) und auf die Schadstoffbildung. Unterschiedliche Brennverfahren weisen eigene, charakteristische Brennverläufe auf. Daher lassen sich anhand des Brennverlaufes wichtige Informationen über die Energiefreisetzung während der Verbrennung gewinnen. Als Beispiel für sehr charakteristische Brennverläufe und Umsetzraten sind in Abb. 2.12 die Verläufe vom Gleichraum-, Gleichdruck- und SeiligerProzess angegeben. Diese Prozesse beinhalten eine ideale Verbrennung. Beim Gleichraum-Prozess wird die gesamte Brennstoffenergie im oberen Totpunkt und damit unendlich schnell umgesetzt. Der zugehörige Brennverlauf ist ein unendlich schmales und hohes Rechteck.

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Abb. 2.12. Brennverläufe und Umsetzraten der geschlossenen Kreisprozesse

Bei der Gleichdruck-Verbrennung wird das Maximum der Wärmefreisetzung aufgrund des mit steigendem Kurbelwinkel progressiv zunehmenden Brennraumvolumens erst am Ende der Verbrennung erreicht. Der Seiliger-Prozess kombiniert die beiden anderen Verläufe miteinander. Um möglichst geringe Wandwärmeverluste und Emissionen von Lärm und Stickoxiden zu erhalten, ist eine gemäßigte Verbrennung mit einer Brenndauer von mehr als 20 °KW anzustreben. Abb. 2.13 zeigt beispielhaft einen Teillast-Brennverlauf eines Hochleistungsdieselmotors mit Direkteinspritzung und Abgasturboaufladung.

Abb. 2.13. Realer Brennverlauf eines Hochleistungsdieselmotors bei Teillast

Die Verbrennung beginnt bei etwa 363 °KW. Deutlich ist im Kurbelwinkelbereich von 365-370 °KW die beim heterogenen Dieselbrennverfahren charakteristische Vormischverbrennung („Vormisch-Peak“) zu erkennen, innerhalb derer der während des Zündverzugs eingespritzte Kraftstoff sehr schnell umgesetzt wird,


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was durch den hohen Gradienten des Brennverlaufs zum Ausdruck kommt. Im Rahmen der nachfolgenden Diffusionsverbrennung läuft die Verbrennung „weicher“, d.h. mit niedrigeren Brennverlaufs-Gradienten, ab. Die Umsetzung des eingespritzten Kraftstoffes ist hier mischungskontrolliert. Durch die bei modernen Dieselmotoren verwendeten Einspritzsysteme mit sehr hohen Einspritzdrücken ist eine Reduzierung des Zündverzugs und damit des Anteils vorgemischter Verbrennung zu beobachten, sodass ein deutlich vorgemischter Verbrennungsanteil nur im unteren Lastbereich auftritt [CHM98]. Bei vorgemischten Flammen, die im Rahmen der ottomotorischen Verbrennung auftreten, ist die Brennrate stark von der Intensität der Ladungsturbulenz abhängig. Damit sinkt bei Ottomotoren die Brenndauer mit steigender Last. Infolge der thermodynamischen Randbedingungen innerhalb des Brennraumes sind die Geschwindigkeiten der chemischen Reaktionen wesentlich höher als die Mischungsgeschwindigkeiten von Luft und Kraftstoff. Die lokale Dichte dieser kinetischen Energie bestimmt daher den Brennverlauf. Die Quellen für die Ladungsturbulenz sind beim konventionellen SRE-Ottomotor die kinetischen Energien der Einlassströmung sowie der Quetschströmung aus dem Raum zwischen Kolben und Zylinderkopf. Beim Dieselmotor mit Direkteinspritzung und – in geringerem Maße – beim DI-Ottomotor kommt als weitere Quelle die kinetische Energie der Einspritzstrahlen dazu, die ihrerseits speziell beim Dieselmotor einen dominierenden Anteil aufweist. Wärmeübergang

Die Berechnung des Brennverlaufs setzt die Kenntnis der kurbelwinkelabhängigen Wandwärmeverluste voraus. Dieser Wärmeübergang vom Arbeitsgas an die Brennraumwände stellt einen erheblichen Verlust dar und setzt sich aus einem konvektiven und einem Strahlungsanteil zusammen. Beide Anteile sind zueinander phasenverschoben. Während die auftretende Gasstrahlung beim Ottomotor von untergeordneter Bedeutung ist, muss die in der dieselmotorischen Diffusionsflamme auftretende Rußstrahlung unbedingt berücksichtigt werden, da deren Anteil am gesamten Wärmeübergang insbesondere bei Volllast mit hohen, temporären Rußkonzentrationen bis zu 50% betragen kann [BOU91]. Innerhalb der Brennraumwand erfolgt die Wärmeübertragung durch Wärmeleitung. Kühlmittelseitig tritt vorwiegend Konvektion auf. Neben den Auswirkungen auf den Wirkungsgrad beeinflusst der Wandwärmeübergang die thermische Bauteilbelastungen sowie über die Temperatur des Arbeitsgases auch die Reaktionskinetik für die Schadstoffbildung. Die Komplexität der zeitlich und örtlich veränderlichen Prozesse innerhalb des Brennraumes verhindert eine exakte analytische Beschreibung insbesondere des gasseitigen Wandwärmeüberganges. Die Problematik war Gegenstand vieler wissenschaftlicher Untersuchungen, die zu unterschiedlichen Wärmeübergangsmodellen geführt haben; einen Überblick hierzu liefert z.B. [EIG00]. Das in der Praxis bekannteste Modell ist der halbempirische Ansatz von WOSCHNI [WOS70], der von [HUB90] erweitert worden ist. Ausgehend vom Newton´schen Ansatz für den Wandwärmestrom gilt:

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dQW dM

¦D

i

Ai TW ,i TGas .

(2.22)

i

Dabei wird der Brennraum in der Regel in die Bereiche Kolben, Zylinderkopf und vom Kolben freigegebener Teil der Laufbuchse unterteilt. Das Modell von WOSCHNI zur Berechnung des Wärmeübergangskoeffizienten Į geht von einer stationären, vollturbulenten Rohrströmung aus, ist z.B. in [MER04] detailliert beschrieben und berechnet sich zu

D 127,93

p 0 , 8 w 0 ,8 . D 0, 2 T 0,53

(2.23)

Die charakteristische Geschwindigkeit w muss für unterschiedliche Motoren, Betriebszustände und Kurbelwinkelbereiche angepasst werden. Alle Parameter in Gl. 2.23 sind kurbelwinkelabhängig. Es ist ersichtlich, dass der Wärmeübergangskoeffizient und damit die prozentualen Wandwärmeverluste mit steigenden Zylinderdrücken sowie sinkenden Kolbendurchmessern zunehmen. Großmotoren haben damit deutlich geringere Wärmeverluste als kleinere Motoren. Durch zunehmende Gastemperatur sinkt zwar der Wärmeübergangskoeffizient, jedoch steigen die Wandwärmeverluste aufgrund der dominierenden Temperaturdifferenz zwischen Gas und Brennraumwand gemäß Gl. 2.22 an. Bei aufgeladenen Motoren ist die Berechnung der Wärmeverluste im Auslasskrümmer von entscheidender Bedeutung, um die Abgastemperatur und damit die Abgasenthalpie vor der Turbine mit guter Näherung berechnen zu können. Auch hier ist der Newton´sche Ansatz zu wählen, wobei für den Wärmeübergangskoeffizienten die Berechnung nach [ZAP69] gute Ergebnisse liefert. Mit zunehmendem Abgasmassenstrom und sinkendem Auslasskanaldurchmesser nimmt der Wärmeübergangskoeffizient zu. Daneben ist der Wärmeübergang noch vom Auslassventilhub, den Auslassventildurchmesser sowie der Gastemperatur abhängig. 2.1.5 Schadstoffbildung und -reduzierung

Bei vollständiger Verbrennung von kohlenwasserstoffhaltigen Brennstoffen entsteht gemäß der Bruttoreaktionsgleichung ausschließlich Kohlendioxid (CO2) und Wasser (H2O). Im Fall von Luftüberschuss mit Ȝ > 1 besteht das Abgas zusätzlich aus unverbranntem Sauerstoff (O2) und Stickstoff (N2). Da reale Verbrennungsprozesse jedoch niemals vollständig und höchstens bis zum chemischen Gleichgewicht ablaufen, treten darüber hinaus auch zahlreiche Schadstoffe auf. Hierzu gehören neben Kohlenmonoxid (CO) die unverbrannten Kohlenwasserstoffe (HC), Stickoxide (NOx) und Ruß bzw. Partikel (PM). Aufgrund ihrer gesundheits- und umweltschädigenden Wirkung sind diese Schadstoffe seit vielen Jahren gesetzlich limitiert. In Abb. 2.14 sind die für Europa geltenden Schadstoffgrenzwerte für Otto- und Diesel-Pkw-Motoren dargestellt. Während beim Ottomotor CO und HC die wesentlichen Schadstoffe sind, treten beim Dieselmotor hauptsächlich NOx und Par-


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tikel auf. Seit Inkrafttreten der EU 3-Norm im Jahr 2000 werden Stickoxide und HC getrennt limitiert. Für die USA und Japan gelten andere Grenzwerte, wobei der fahrzeugspezifische Schadstoffausstoß auch nach anderen Prüfzyklen ermittelt wird.

Abb. 2.14. Europäische Schadstoffgrenzwerte für Pkw

Für Nfz-, Hochleistungsdiesel- und Schiffsmotoren gelten je nach Anwendungsfall eigene Testzyklen und Grenzwerte mit einer großen Anzahl an Varianten für die einzelnen Länder. Grundsätzlich werden diese Grenzwerte energiebezogen in g/kWh angegeben, da für einen Motor unterschiedliche Anwendungen, Getriebekombinationen, Aufbauten etc. verfügbar sind und eine streckenbezogene Grenzwertangabe daher nicht sinnvoll ist. Abb. 2.15 zeigt die europäischen Schadstoffgrenzwerte für Nfz-Motoren im stationären und transienten Testzyklus.

Abb. 2.15. Europäische Schadstoffgrenzwerte für Nfz-Motoren

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Je nach Zyklus werden im Motorkennfeld verschiedene Betriebspunkte angefahren und diese für die Abgaszertifizierung unterschiedlich gewichtet. Neben stationären Testzyklen für Nutzfahrzeugmotoren (z.B. European Stationary Cycle (ESC) und European Load Response (ELR)) gibt es auch transiente Testzyklen (z.B. European Transient Cycle (ETC)). Die Einhaltung der zukünftig geltenden, sehr niedrigen Schadstoffgrenzwerte stellt die Motorenhersteller vor große Herausforderungen. Primäres Ziel ist, möglichst viele Schadstoffe mittels innermotorischer Maßnahmen zu reduzieren (Schadstoffreduzierung), da eine nachmotorische Abgasnachbehandlung hohe Kosten und häufig einen Kraftstoffmehrverbrauch verursacht. Hier stößt man jedoch zunehmend an Grenzen, die in erster Linie durch das Brennverfahren bestimmt werden. Downsizing-Konzepte bieten insgesamt gute Voraussetzungen, um die Rohemission von vorn herein abzusenken. Unter bestimmten Bedingungen und speziell für den Dieselmotor, der beim Downsizing mit hohen Zeitanteilen im oberen Lastbereich betrieben wird, ist jedoch auch erhöhter Aufwand z.B. in Form von Abgasrückführung zu betreiben. Abbildung 2.16 zeigt für den konventionellen Ottomotor und den Dieselmotor die Abhängigkeit der Schadstoffemissionen vom Luftverhältnis. Zu beachten sind die unterschiedlichen Ȝ-Bereiche der beiden Brennverfahren.

Abb. 2.16. Schadstoffemissionen in Abhängigkeit des Luftverhältnisses konventionellen Otto- und Dieselmotor (Rohemissionen ohne Abgasrückführung)

beim

Die Bildung der Schadstoffe ist in erster Linie von den Parametern Luftverhältnis und Gastemperatur und damit vom Brennverfahren abhängig. Die chemischen Prozesse sind in der Regel sehr komplexer Natur und noch nicht in allen Bereichen vollständig verstanden. Während beim Dieselmotor die problematischen Stickoxid- und Partikelemissionen mit steigendem Luftverhältnis abnehmen, sind die ansteigenden CO- und HC-Emissionen relativ einfach mittels Oxidationskatalysatoren zu beseitigen, sodass ein heterogener dieselmotorischer Betrieb hinsichtlich der Schadstoffemissionen mit möglichst hohem Luftüberschuss erfolgen sollte. Um dennoch hohe spezifische Leistungen bzw. Mitteldrücke darstellen zu können, sind gleichermaßen hohe Ladedrücke erforderlich. Der konventionelle


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Ottomotor mit Saugrohreinspritzung ist hinsichtlich der emittierten Schadstoffe als unproblematisch zu bezeichnen, da im Falle eines homogenen, stöchiometrischen Motorbetriebs hohe Konvertierungsraten mit Hilfe des bewährten, geregelten Drei-Wege-Katalysators erreicht werden. Mit dieser Technologie sind die heute geltenden Schadstoffgrenzwerte zuverlässig zu erfüllen. Anders stellt es sich jedoch bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung dar, die überstöchiometrisch d.h. mit Luftüberschuss betrieben werden. Infolge der beim Magerbetrieb sehr schlechten Konvertierungsraten ist der Drei-Wege-Kat nicht mehr einsetzbar, sodass DENOX-Katalysatoren zusammen mit Oxidationskatalysatoren verwendet werden müssen, um die Schadstoffe aus dem Abgas weitgehend entfernen zu können. Die Notwendigkeit komplexer Abgasnachbehandlungstechnologien stellt einen erheblichen Kostenfaktor dar. Zur Bewertung der im Rahmen dieser Arbeit beschriebenen Maßnahmen und Verfahren zur Wirkungsgradsteigerung ist auch deren Einfluss auf die Schadstoffbildung von Bedeutung. Dieses setzt jedoch die Kenntnis der einzelnen Mechanismen zur Schadstoffbildung voraus. Im Folgenden sollen daher die wesentlichen Einflussgrößen und Phänomene beschrieben werden, soweit sie für das grundlegende Verständnis erforderlich sind. Für detailliertere Informationen zur Schadstoffbildung sei beispielsweise auf [MER99] verwiesen. Unverbrannte Kohlenwasserstoffe (HC)

Bei der Verbrennung von Kohlenwasserstoffen treten in den Bereichen, die bereits von der Flamme erfasst worden sind, keine messbaren HC-Konzentrationen auf. Die im Abgas vorhandenen unverbrannten Kohlenwasserstoffe stammen daher aus Zonen, die nicht oder nur unvollständig von der Flamme erfasst worden sind. Beim Ottomotor sind dies hauptsächlich wandnahe Schichten, in deren Bereich die Brenngeschwindigkeit so stark abnimmt, dass die Flamme erlischt, bevor sie die Wand erreicht (Quench-Effekt oder flame quenching). Das in diesen Zonen vorhandene Gemisch verbrennt dann nicht mehr und wird bei der Aufwärtsbewegung des Kolbens zusammen mit den übrigen Verbrennungsgasen ausgeschoben. Beispiele für diese sogenannten Totvolumina sind Spalte der Zylinderkopfdichtung, Ventilsitze, Feuersteg, Kolbenringnut und Quetschflächen. Die wandnahe Grenzschicht ist dabei umso größer, je kälter die Wand ist. Je kleiner die Zylinderhubvolumina sind, desto größer ist der Anteil von Spalten und kalten Wandbereichen am gesamten Volumen. Motoren mit großen Zylindern sind daher hinsichtlich der HC-Emission vorteilhafter. Zudem verursacht die heiße Zylinderfüllung ein Abdampfen vornehmlich leichtflüchtiger Schmierölkomponenten von der Zylinderwand. Diese Bestandteile nehmen aufgrund des Quench-Effektes ebenfalls nicht mehr an der Verbrennung teil. Falls die Verbrennung weit in den Expansionstakt hineinreicht, z.B. verursacht durch eine Spätverstellung des Zünd- oder Einspritzzeitpunktes, kann die Gastemperatur soweit absinken, dass die Flamme erlischt, bevor das gesamte Gemisch verbrannt ist. Im Umkehrschluss bietet ein hohes brennraumseitiges Temperaturniveau gute Voraussetzungen für die Zündung und eine intensive Verbrennung der Kraftstoffkomponenten. Beim heterogenen Dieselbrennverfahren werden unverbrannte Kraftstoffanteile emittiert, wenn zu fette Gemischbereiche vorliegen und

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diese durch raschen Druck- und Temperaturabfall während der Expansionsphase nicht mehr umgesetzt werden können. Falls der flüssige Kraftstoff auf die Brennraumwände trifft, wird der Verdampfungsprozess aufgrund der relativ niedrigen Wandtemperatur verlangsamt und führt in Verbindung mit Quench-Effekten zu hohen HC-Emissionen. Somit stellt das Diesel-Einspritzsystem mit den Eigenschaften Gemischbildungsqualität und Dosierbarkeit eine wesentliche Einflussgröße für die Emission unverbrannter Kohlenwasserstoffe dar. bhnliche Zusammenhänge gelten für Ottomotoren mit Direkteinspritzung. In fetten Bereichen kann der Kraftstoff aufgrund Luftmangels nicht umgesetzt werden, sodass die HC-Emission ansteigt. Geringfügig überstöchiometrische Gemische (1,10 Ȝ 1,25) ermöglichen beim Ottomotor eine sichere Entflammung und aufgrund des leichten Luftüberschusses die Gewähr, dass ein Maximum des eingebrachten Kraftstoffes umgesetzt wird. Bei sehr mageren Gemischen kommt es beim Ottomotor zunehmend zu Zündaussetzern oder Flammenlöschungen aufgrund zu niedriger Gastemperaturen, die ebenfalls zu einer Erhöhung der Emission unverbrannter Kohlenwasserstoffe führen [SPI82]. Dieselmotoren weisen bei hohen Luftüberschüssen stets sehr geringe HC-Emissionen auf, da innerhalb der Brennzone stets stöchiometrische Gemische und damit ideale Zündbedingungen vorliegen. Kohlenmonoxid (CO)

CO als ein Produkt unvollständiger Verbrennung entsteht stets bei lokalem Luftmangel. Sofern global genügend Sauerstoff zur Verfügung steht, wird das Kohlenmonoxid im weiteren Verlauf der chemischen Umsetzung nachoxidiert und damit abgebaut, wobei in Abhängigkeit des Luftverhältnisses unterschiedliche Prozesse ablaufen. Insgesamt besteht bei der Oxidation von Kohlenmonoxid ein starker Temperatureinfluss, der die Ursache für eine verzögerte Umsetzung während der Expansionsphase sowie in wandnahen Bereichen darstellt. Darüber hinaus ist die CO-Emission von den üblichen Einflussparametern wie z.B. Zündzeitpunkt und Lastzustand weitgehend unabhängig. Aufgrund des hohen Luftüberschusses weisen Dieselmotoren sehr geringe Kohlenmonoxid-Emissionen auf. Stickoxide (NOx)

Unter den Sammelbegriff NOx fallen mehrere Moleküle, die ausschließlich aus Stickstoff und Sauerstoff zusammengesetzt sind. Die wichtigsten Vertreter dieser Oxide sind NO und NO2, wobei während der Verbrennung hauptsächlich NO gebildet wird. Von Bedeutung sind zwei wesentliche Bildungsprozesse, der sogenannte Zeldovich-Mechanismus („thermisches NO“) und der Fenimore-Mechanismus („Prompt-NO“). Einen geringen Anteil an der NO-Bildung hat darüber hinaus der im Brennstoff enthaltene Stickstoff. Die chemischen Reaktionen zur Bildung laufen unter motorischen Randbedingungen sehr langsam ab. Die NO-Bildung ist somit kinetisch kontrolliert, und der Gleichgewichtszustand, der grundsätzlich höhere NO-Bildungsraten erzeugt, wird nicht erreicht. Die thermische NO-Bildung nach dem Zeldovich-Mechanismus,


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siehe [ZEL46, BAU91, MER99], läuft hinter der Flammenfront im sogenannten Verbrannten ab. Hierfür sind drei Elementarreaktionen wichtig, wobei die erste Reaktion die geschwindigkeitsbestimmende ist und aufgrund der starken Dreifachbindung von N2 eine hohe Aktivierungsenergie (hohe Temperatur) benötigt. Eine deutliche Zunahme der NO-Bildung erfolgt daher erst oberhalb von 2.000 K. Der im ersten Schritt gebildete atomare Stickstoff wird im zweiten und dritten Schritt sofort zu NO umgesetzt. Während der Expansionsphase findet nahezu keine Reduktion des NOx statt, weil die deutlich niedrigere Temperatur im Vergleich zur Verbrennungsphase die Rückreaktion „einfrieren“ lässt. Einmal gebildetes NOx lässt sich demnach nur durch Abgasnachbehandlung wirkungsvoll reduzieren. Die NO-Bildung nach dem Fenimore-Mechanismus, vergleiche [FEN79], erfolgt in der Flammenfront und ist komplizierter als die thermische Stickoxidbildung. Ein signifikanter Einflussparameter ist die lokale Brennstoffkonzentration. Die Berechnung der Prompt-NO-Bildung ist mit deutlich größeren Unsicherheiten verbunden als die Berechnung des thermischen NO. Aufgrund der geringen Aktivierungsenergie, die zum Ablauf der wesentlichen Reaktion erforderlich ist, erfolgt die NO-Bildung nach dem Fenimore-Mechanismus schon ab Temperaturen von etwa 1.000 K. Da unter motorischen Bedingungen etwa 90–95% der gesamten Stickoxide nach dem Zeldovich-Mechanismus (thermisches NO) gebildet werden, ist dies bei konventionellen Brennverfahren der mit Abstand dominierende Prozess. Die NO-Bildung nach dem Fenimore-Mechanismus nimmt demnach einen Anteil von etwa 5–10% ein. Beim Dieselmotor hat die Art des Brennverfahrens über die lokale Verbrennungstemperatur einen erheblichen Einfluss auf Höhe und Verlauf der NOxKonzentrationen. Zu nennen sind hier Einspritzbeginn, Verdichtungsverhältnis, Abgasrückführung etc. Charakteristisch beim konventionellen, heterogenen Dieselbrennverfahren ist zudem die starke Wechselwirkung mit den Rußemissionen. Die stetige Abnahme des NO-Bildung mit zunehmendem Luftverhältnis ist in dem Abfall der Gastemperatur begründet. Im Ottomotor tritt die höchste NOx-Konzentration nicht beim Luftverhältnis mit den höchsten Verbrennungstemperaturen (Ȝ = 0,95) auf, sondern im leicht mageren Bereich, da sowohl hohe Temperaturen als auch eine ausreichende Sauerstoffkonzentration im Verbrannten erforderlich sind. Bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung, die im Schichtmodus betrieben werden, sind die NOxEmissionen aufgrund der in den lokal fetten Gemischbereichen hohen Verbrennungstemperaturen deutlich höher als bei homogen betriebenen DI-Ottomotoren oder bei konventionellen PFI-Ottomotoren. Bei der homogenen ottomotorischen Magerverbrennung spielt darüber hinaus auch das aus N2O gebildete NO eine nennenswerte Rolle. Partikel und Ruß (PM)

Unter dem Begriff Partikel werden all jene Abgasbestandteile zusammengefasst, die unterhalb einer Temperatur von 51,7 °C auf einem definierten Filter abgeschieden werden können. Sie bestehen aus festen organischen oder flüssigen und

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löslichen anorganischen Komponenten. Dazu zählen Ruß (elementarer Kohlenstoff), Aschen, Additivrückstände, Salze sowie Abrieb und Korrosionsprodukte. Hauptbestandteile sind jedoch Ruß sowie an den Rußteilchen angelagerte bzw. kondensierte Kohlenwasserstoffe. Im Gegensatz zu Dieselmotoren mit ihrer Qualitätsregelung, die in ähnlicher Form auch beim DI-Ottomotor zum Einsatz kommt, ist die Partikelemission von konventionellen, homogen betriebenen Ottomotoren mit Saugrohreinspritzung unbedeutend. Die Rußentstehung ist im Wesentlichen von den lokalen Größen der Temperatur und des Luftverhältnisses abhängig. Ausgehend von einer chemischen Reduktion einiger Brennstoffmoleküle kommt es zunächst zur Bildung eines Benzolringes und im Anschluss durch Polymerisation von einzelnen Ringen zur Bildung polyzyklischer aromatischer Kohlenwasserstoffe (PAK), deren Kohlenstoffgehalt unter fortschreitender Dehydrierung zunimmt. Nach Kondensation und Bildung von Rußkernen in der Größenordnung von 1–2 nm führt der Zusammenschluss dieser Kerne zu Rußprimärteilchen mit Größen von 20–30 nm, die schließlich zu langen kettenförmigen Strukturen agglomerieren. Die Partikelgröße innerhalb des Abgases variiert daher in weiten Bereichen von 10–150 nm, wobei auch Partikel mit Größen von 10 µm entstehen können. Besonders gefährlich sind wegen ihrer Lungengängigkeit die Kleinstpartikel.

Abb. 2.17. Zeitlicher Verlauf der Rußkonzentration sowie Rußertrag als Funktion von Luftverhältnis und Temperatur bei einem DI-Dieselmotor

Die Partikelemission von Verbrennungsmotoren ist um ein Vielfaches kleiner als die zu Anfang der Verbrennung gebildete Partikelmasse, da ein Großteil im Zuge der Haupt- und Nachverbrennung oxidiert bzw. abgebaut wird. Dieser Zusammenhang ist im rechten Diagramm von Abb. 2.17 dargestellt. Infolge der Notwendigkeit, sowohl die Rußentstehung (Pyrolyse) als auch den nachfolgenden


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Rußabbrand modellieren zu müssen, wird die Berechnung der motorischen Rußemission sehr erschwert. Allgemein anerkannt ist die These, dass die lokale Temperatur und die lokale Gemischzusammensetzung die kontrollierenden Faktoren für die Reaktionsgeschwindigkeiten sind. Fette Gemischzonen mit lokalen Luftverhältnissen unterhalb von 0,5 führen daher in Verbindung mit Temperaturen im Fenster von 1.500–1.900 K zu einem vermehrten Rußertrag. Für homogene Gemische wurde durch [SPI92] nachgewiesen, dass unter optimalen Bedingungen ab Ȝ = 0,6 keine Rußbildung zu beobachten ist. Höhere Temperaturen intensivieren den Rußabbrand und führen daher zu geringeren Rußemissionen, jedoch zu steigender Stickoxidemission. Auf die starke Wechselwirkung der Ruß- mit der Stickoxidemission beim Dieselmotor wurde bereits hingewiesen. Neben der Rußbildung als Partikelquelle stellt auch das Schmiermittel eine nicht unbedeutende Quelle für die Partikelemission dar. Schadstoffreduzierung

Unter dem Begriff Schadstoffreduzierung werden alle innermotorischen Maßnahmen zusammengefasst, die zu einer Senkung der Rohemissionen führen. Für die Einhaltung der zukünftig geltenden, sehr niedrigen Grenzwerte ist es erforderlich, soviel Schadstoffe wie möglich innermotorisch zu reduzieren, da die meisten Abgasnachbehandlungsverfahren nur eine begrenzte Konvertierungsrate aufweisen und deshalb ein niedriges Rohemissionsniveau benötigen. Für Verbrennungsmotoren gibt es in Abhängigkeit des Brennverfahrens verschiedene betriebsbezogene Maßnahmen zur Schadstoffreduzierung, die in Folgenden kurz beschrieben werden. Leider stehen viele dieser Möglichkeiten dem Erreichen eines hohen Wirkungsgrades eher entgegen, sodass die Motorabstimmung i.A. kompromissbehaftet ist. Beim Ottomotor lassen sich die Emissionen durch das Luftverhältnis, durch Abgasrückführung, Aufladung, Zündzeitpunkt und Zündenergie sowie durch Ladungsbewegung beeinflussen. Anstelle des Zündsystems wirkt beim Dieselmotor das Einspritzsystem mit den Parametern Einspritzdruck, Einspritzbeginn und – dauer sowie Einspritzratenverlauf und deren Art der Erzeugung auf die Emissionen. Abgasrückführung (AGR), s. Kap. 4.2.1, ermöglicht die Absenkung der Gastemperatur und damit eine Reduzierung der Stickoxidemissionen. Im Fall einer externen AGR kann eine zusätzliche Kühlung des Abgases den Effekt deutlich verstärken. Da ein Teil des Abgases dem Brennraum erneut zugeführt wird, können unverbrannte Kohlenwasserstoffe nachoxidiert werden, sodass auch die HCEmission spürbar absinkt. Für sehr hohe AGR-Raten kann die HC-Emission beim Ottomotor infolge von Verbrennungsaussetzern wieder zunehmen. Ein Betrieb bei hohen Luftverhältnissen hat ebenfalls eine temperatursenkende Wirkung, da die Brennstoffenergie auf eine größere Ladungsmasse verteilt wird. Beim konventionellen Ottomotor werden sowohl die Entflammung als auch die Verbrennung ab einem Luftverhältnis von etwa 1,2 deutlich erschwert, sodass vermehrt Zünd- und Verbrennungsaussetzer auftreten. Dieser Betrieb muss unter allen Umständen vermieden werden. Eine wirkungsvolle Maßnahme zur Steigerung der Magerlauffähigkeit ist eine intensive Ladungsbewegung.

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Der Zündzeitpunkt beeinflusst neben den NOx- und HC-Emissionen auch den Kraftstoffverbrauch. Eine frühe Zündung führt zu hohen Wirkungsgraden, steigert jedoch auch die Emission von Stickoxiden und unverbrannten Kohlenwasserstoffen. Insbesondere unter ungünstigen Betriebsbedingungen (hohes Luftverhältnis, geringe Ladungsbewegung, hohe Restgasanteile) sind für eine sichere Entflammung hohe Zündenergien bzw. Mehrfachzündung vorteilhaft. Beim Dieselmotor kann das Luftverhältnis aufgrund der Qualitätsregelung nur mit erhöhtem Aufwand zur Senkung der Emissionen herangezogen werden. Bei gleicher Last wäre eine Abmagerung des Gemisches nur durch eine deutliche Ladedruckerhöhung zu realisieren. Der Einspritzbeginn stellt beim dieselmotorischen Brennverfahren – ähnlich wie der Zündzeitpunkt beim Ottomotor – einen wichtigen Betriebsparameter dar. Mit ihm werden Brennbeginn und Verbrennungsablauf bestimmt. Grundsätzlich führt ein früher Einspritzbeginn aufgrund hoher Zylinderdrücke zu hohen Stickoxidemissionen, gutem Wirkungsgrad und geringem Partikelausstoß (bessere Rußoxidation). Lange Einspritzdauern verschleppen die Verbrennung und bedingen höhere Partikelemissionen. Im Sinne einer schnellen und intensivem Gemischbildung sind daher hohe Einspritzdrücke und kleine Spritzlochdurchmesser vorteilhaft. Darüber hinaus gewinnt mit neuen und flexiblen Hochdruck-Einspritzsystemen auch die zeitliche Steuerung des Kraftstoffeintrags in den Brennraum, die sog. Einspritzverlaufsformung, an Bedeutung. Hiermit ist eine gezielte Steuerung der Wärmefreisetzung und damit auch eine Beeinflussung der Schadstoffbildung möglich. Eine Voreinspritzung reduziert infolge sinkenden Zündverzug die NOx-Emission. Späte Nacheinspritzung intensiviert den Rußabbrand und führt zu geringeren Partikelemissionen. Grundsätzlich führen hohe Zylinderdrücke zu einer schnellen Verbrennung, d.h. kurzen Brenndauern. Die bei Downsizing-Konzepten charakteristischen hohen Aufladegrade ermöglichen daher in Verbindung mit höheren Luftverhältnissen geringe Partikel-Emissionen und höhere Wirkungsgrade. Allerdings sind mit dem Wunsch nach hohen Spitzendrücken ausgeprägte Triebwerksbelastungen und NOx-Emissionen verbunden, wobei letztere durch intensive Ladeluft- und AGRKühlung auf ein erträgliches Niveau gebracht werden können. Aus den genannten Gründen wird zukünftig ein Trend zu Motoren mit Spitzendrücken von deutlich über 200 bar zu beobachten sein. Neben den betriebsbedingten Maßnahmen stellen auch konstruktive einen erheblichen Einflussparameter dar, die ihrerseits hinsichtlich der Emissionscharakteristik ähnlichen Wirkungsmechanismen unterliegen. So führt eine Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses über die Steigerung von Zylinderdruck und –temperatur zu geringen Brenndauern sowie höherem Stickoxidausstoß und – aufgrund des größeren Anteils der Brennraumspalte am Brennraumvolumen – zu höheren HC-Emissionen. Mit Hilfe variabler Ventilsteuerungen können die Emissionen über die Steuerung des Restgasanteils, der Turbulenz und – bei Motoren mit Direkteinspritzung – des Liefergrades bzw. des Luftverhältnisses positiv beeinflusst werden.


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2.1.6 Ladungswechsel und Ladungsbewegung

Der Ladungswechsel hat die Aufgabe, die verbrannten Abgase aus dem Zylinder zu entfernen und Frischladung zuzuführen. Dieses soll möglichst effektiv erfolgen, das bedeutet möglichst wenig Restgas im Zylinder und viel Frischladungsmasse bei geringer Ladungswechselarbeit. Darüber hinaus soll für die Gemischbildung und Verbrennung ein geeignetes Strömungsfeld innerhalb des Zylinders bereit gestellt werden. Viele Motorkenngrößen und –charakteristiken werden durch den Ladungswechsel beeinflusst. Zu nennen sind hier die maximale Leistung, das maximale Drehmoment, die Abgasqualität, der Brennstoffverbrauch sowie das Laufverhalten (Ottomotor). Beim 4-Takt-Verfahren steht für den Austausch des Zylinderinhaltes etwa eine Kurbelwellenumdrehung zur Verfügung. Die Steuerung erfolgt in der Regel über Hubventile, die sich aufgrund ihrer Zuverlässigkeit hinsichtlich Dichtwirkung und Lebensdauer durchgesetzt haben. Konventionelle Ventiltriebe sind nockengesteuert und auch als teil- oder vollvariable Ausführungen bei Serienmotoren im Einsatz. Noch mehr Freiheitsgrade bieten elektromechanische Ventiltriebe, die jedoch besondere Anforderungen an das elektrische Bordnetz stellen und einen erhöhten Platzbedarf beanspruchen. Im Gegensatz zu Pkw-Motoren werden Nfz- und Hochleistungsdieselmotoren aufgrund der Verwendung von Einzelzylinderköpfen mit untenliegenden Nockenwellen betrieben. Bei Mehrfachzylinderköpfen in Pkw bestehen Gewichtsvorteile bei obenliegenden Nockenwellen, was sich zudem positiv auf die Ventiltriebsdynamik bei hohen Drehzahlen auswirkt. Beim realen Motor erfordert die Trägheit des Ventiltriebs und der Gassäulen ein Ventilöffnen jeweils vor dem Totpunkt und ein Ventilschließen jeweils nach dem Totpunkt, um einen möglichst erfolgreichen Ladungswechsel realisieren zu können. Abb. 2.18 stellt die Ventilhubkurven eines 4-Takt-Motors als Funktion des Kurbelwinkels dar. Im Bereich des Ladungswechsel-OT sind zeitgleich sowohl das Einlassventil als auch das Auslassventil geöffnet. Durch diesen als Ventilüberschneidung bezeichneten Kurbelwinkelbereich wird ein effektiver Ladungswechsel ermöglicht. Dabei kommt es neben der Dauer der Ventilüberschneidung auch auf die Lage an.

Abb. 2.18. Ventilhubkurven eines 4-Takt-Motors

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Bei luftansaugenden Motoren, die über ein positives Spülgefälle verfügen (der Druck im Einlasskanal ist höher als der Druck im Auslasskanal), kann bei langen Ventilüberschneidungen über eine effektive Restgasspülung hinaus auch zusätzliche Frischluft durch den Zylinder strömen. Dadurch wird einerseits eine Abkühlung der brennraumbegrenzenden Bauteile erreicht und andererseits eine Absenkung der Abgastemperatur ermöglicht. Bei gemischansaugenden Motoren führen lang andauernde Überschneidungsphasen zu geringeren Wirkungsgraden, da ein Teil des Kraftstoffes direkt vom Einlasskanal in den Abgaskanal strömt, ohne an der Verbrennung teilzunehmen. Zur Begrenzung dieser Spülverluste weisen aufgeladene Ottomotoren mit Saugrohreinspritzung daher stets vergleichsweise geringe Ventilüberschneidungsphasen auf. Ventilsteuerzeiten

Die Lage der Steuerzeiten hat wesentlichen Einfluss auf den motorischen Betrieb. Hier bieten bereits teilvariable Ventiltriebe, die eine Verlagerung der einlass- und auslassseitigen Steuerzeiten ermöglichen, große Vorteile beispielsweise hinsichtlich einer drehzahlabhängigen Füllungssteigerung oder einer gezielten Restgassteuerung. Die Steuerzeit Auslass öffnet (AÖ) liegt aus Verbrauchsgründen optimal, wenn die Summe der Verlustarbeiten (Expansionsarbeit und Ausschiebearbeit) minimal wird. Sie stellt daher immer einen Kompromiss zwischen einem Gewinn an Expansionsarbeit und höherer Ausschiebearbeit dar. Wird AÖ in Richtung „spät“ verschoben, kann das Arbeitsgas länger expandieren, und der Wirkungsgrad steigt. Zudem sinken die HC-Emissionen und die Abgastemperatur. In Kombination mit der Steuerzeit Einlass öffnet (EÖ) regelt die Steuerzeit Auslass schließt (AS) die Dauer der Ventilüberschneidung. Durch ein spätes AS wird der Zylinder besser gespült, und bei Teillast führt die Saugwirkung des Kolbens zu einer ausgeprägten internen Abgasrückführung und damit verbundenen Verbrauchs- und ggf. Emissionsvorteilen. Da insbesondere gegen Ende der Verbrennung aus wandnahen Schichten hohe Anteile unverbrannter Kohlenwasserstoffe im Arbeitsgas vorhanden sind und diese relativ spät in den Abgaskanal geschoben werden, führt eine interne Abgasrückführung durch spätes AS zu einem Ansaugen gerade dieses kohlenwasserstoffreichen Abgasanteils. Die heißen Restgase führen darüber hinaus auch zu einer besseren Gemischaufbereitung des Frischgemisches. Begrenzt wird die Abgasrückführung durch die Restgasverträglichkeit der Verbrennung. Bei einem spät öffnenden Einlassventil (EÖ) hat das in den Zylinder einströmende Gas aufgrund des stärkeren Unterdruckes eine höhere Geschwindigkeit mit der Folge intensiverer Gemischbildung und schnellerer Verbrennung. Da jedoch die Ansaugarbeit erhöht wird, steigt der Verbrauch leicht an. Der Festlegung der Steuerzeit Einlass schließt (ES) kommt eine besondere Bedeutung zu, da sie den Liefergrad stark beeinflusst und damit leistungsbestimmend ist. Je höher die Drehzahl, desto später sollte ES gelegt werden. Der Grund hierfür ist die Ausnutzung gasdynamischer Effekte, in dem die infolge des Abwärtshubes des Kolbens beschleunigte Frischgassäule erst verzögert werden muss und damit innerhalb des Gases aufgrund der Trägheitskräfte eine Druckerhöhung stattfindet


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(sog. Nachladeeffekt). Wird das Einlassventil genau dann geschlossen, wenn dieser Druck am höchsten ist, liegt maximale Zylinderfüllung vor. Bei niedrigen Drehzahlen muss ES dem entsprechend früher gelegt werden. Bei variablen Ventilsteuerungen kann über die Steuerzeit ES die Zylinderfüllung bestimmt werden, und es ist ein drosselfreier Motorbetrieb möglich. Das Einlassventil wird genau dann geschlossen, wenn sich die gewünschte Gemischmenge im Zylinder befindet. Dabei wird das Ventil entweder sehr früh geschlossen (FES) oder erst während des Kompressionshubes (SES), vergl. Abschn. 4.2.2. Da die Drosselklappe vollständig geöffnet ist, sinkt die Ladungswechselarbeit deutlich ab. Bei FES besteht jedoch die Gefahr unzureichender Ladungsbewegung und damit langsamer Verbrennung sowie Kraftstoffkondensation aufgrund des erzeugten Unterdruckes während der Abwärtsbewegung des Kolbens. Neben der Lage der Ventilsteuerzeiten haben auch die Ventilerhebungskurven einen deutlichen Einfluss auf den Ladungswechsel. Im Hinblick auf geringe Ausschiebe- und Ansaugarbeit sollten durch die Ventile möglichst schnell große Querschnitte freigegeben werden. Mehrventiltechnik bietet hier Vorteile gegenüber stark konturierten Nockenwellen, da letztere zu hohen Beschleunigungskräften im Ventiltrieb führen. Kenngrößen des Ladungswechsels

Zur Beschreibung des Ladungswechsels von Verbrennungsmotoren werden unterschiedliche Kenngrößen verwendet. Grundlage dieser Größen sind die Verhältnisse der Massen innerhalb der jeweiligen Systemgrenzen. Abb. 2.19 veranschaulicht schematisiert die Massenaufteilung der Gasphasen im Ansaugkanal, innerhalb des Zylinders und im Abgaskanal. Die in den Zylinder einströmende Ladungsmasse setzt sich aus der Frischladung und der während der Ventilüberschneidungsphase in den Abgaskanal strömenden Spülmasse zusammen: mein

mFr mSpül .

(2.24)

Innerhalb des Zylinders verbleibt nach dem Schließen des Einlass- und des Auslassventils die Frischladungsmasse sowie der als Restgas bezeichnete Anteil des Abgases aus dem vorangegangenen Arbeitsspiel: mZyl

mFr mRG .

(2.25)

Die Gasmasse im Auslasskanal setzt sich wiederum aus den verbrannten Abgasen und der Spülmasse zusammen: maus

mVG mSpül .

(2.26)

Zur Charakterisierung des Ladungswechsels verwendet man überwiegend die dimensionslosen Kenngrößen Luftaufwand Ȝa und Liefergrad Ȝl. Auf die weniger gebräuchlichen Kenngrößen Fanggrad und Spülgrad soll hier nicht eingegangen werden.

36


Abb. 2.19. Massenaufteilung der Gasphasen im Zylinder und in den Ladungswechselkanälen

Der Luftaufwand beschreibt das Verhältnis der durch die Einlassventile geförderten Frischladungsmasse zu der theoretisch möglichen Ladungsmasse. Dabei ist bei der theoretischen Ladungsmasse ein geeigneter Bezugszustand zu wählen, der durch die Zustandsgrößen Druck und Temperatur beschrieben wird. Dieser Bezugszustand kann beispielsweise der Zustand der Frischladung unmittelbar vor dem Einlass sein. Wird der Umgebungszustand als Bezugszustand gewählt, so kann der Luftaufwand bei aufgeladenen Motoren auch Werte größer eins annehmen. Im Gegensatz zu luftansaugenden Motoren muss bei gemischansaugenden Motoren neben der Luftmasse auch die Brennstoffmasse berücksichtigt werden.

Oa

mein mth

mein

(2.27)

Uth Vh

Der Liefergrad kennzeichnet das Verhältnis von der im Zylinder tatsächlich vorhandenen Frischladung nach Abschluss des Ladungswechsels zur theoretischen Ladungsmasse und beschreibt damit den Erfolg des Ladungswechsels.

Ol

mZyl

mZyl

mth

Uth Vh

.

(2.28)

Der Vollständigkeit halber sei erwähnt, dass es auch beim Liefergrad Unterschiede zwischen luft- und gemischansaugenden Motoren gibt. Die im Zylinder verbleibende Ladungsmasse besteht entweder nur aus Luft oder aus Luft und Brennstoff. Die Berechnung erfolgt daher ähnlich wie die Berechnung des Luftaufwandes. Zur Ermittlung der bei der Verbrennung von Kraftstoffen freigesetzten Wärmemenge ist die Kenntnis des unteren Heizwertes Hu erforderlich. Neben dem Heizwert, der ebenso wie der Mindestluftbedarf eine rein kraftstoffspezifische Größe ist, verwendet man häufig den sogenannten Gemischheizwert HG, der die mit dem Brennstoff zugeführte Energie auf das Gemisch- oder Luftvolumen be-


37

zieht. Der Gemischheizwert für gemischansaugende Motoren HG,G und luftansaugende Motoren HG,L berechnet sich wie folgt:

H G,G

H G, L

mB H u VG mB H u VL

mB H u UG mB mL mB H u U L mL

H u UG . O Lmin 1 Hu UL O Lmin

.

(2.29)

(2.30)

Abbildung 2.20 stellt die Abhängigkeiten des Gemischheizwertes beispielhaft für den Dieselmotor (luftansaugend) in Abhängigkeit des Luftverhältnisses und bei unterschiedlichen Ladedrücken dar.

Abb. 2.20. Gemischheizwert für Diesel in Abhängigkeit des Luftverhältnisses und des Luftdruckes

Der Gemischheizwert beinhaltet neben den rein kraftstoffspezifischen Größen Hu und Lmin auch Aussagen über den Zustand der Luft bzw. des Gemisches und über die insgesamt zugeführte Luftmenge. Mit zunehmender Dichte der Luft, die nach dem idealen Gasgesetz durch die Zustandsgrößen Druck und Temperatur sowie durch die spezifische Gaskonstante beschrieben werden kann, und abnehmendem Luftverhältnis steigt der Gemischheizwert an. Der Gemischheizwert bestimmt direkt den Mitteldruck und damit das Drehmoment des Motors. Ausgehend von der Berechnung der im Motor umgesetzten Brennstoffenergie gilt der Zusammenhang

We

pme Vh Ki Km mB H u .

(2.31)

Wird Gl. 2.31 nach pme aufgelöst, die zugeführte Brennstoffenergie mBǜHu durch den Gemischheizwert HG und das Zylinderhubvolumen durch den Luftaufwand ausgedrückt, so ergibt sich für den effektiven Mitteldruck die Beziehung

38


p me

K i K m H G Oa

U th . UG

(2.32)

Betrachtet man den Idealfall, bei dem keine Verluste durch die Verbrennung und den Ladungswechsel sowie keine Reibungsverluste auftreten, entspricht der maximal mögliche Mitteldruck dem Gemischheizwert. Gasdynamische Effekte

Infolge der periodischen Anregung durch den Kolben treten im Ansaug- und Abgassystem gasdynamische Vorgänge auf, die bei entsprechender Systemabstimmung gezielt zur Steigerung der Effektivität des Ladungswechsels und damit zur Steigerung des Drehmomentes genutzt werden können. Ansaugseitig können Resonanz- oder Schwingrohreffekte verwertet werden. Der während der Abwärtsbewegung des Kolbens verursachte Unterdruck erzeugt eine Druckwelle, die entgegen der Strömungsrichtung zum offenen Ansaugrohrende läuft und dort reflektiert wird. Auf diese Weise entsteht eine Überdruckwelle, die sich in Strömungsrichtung ausbreitet und bei rechtzeitigem Schließen des Einlassventils die Zylinderfüllung erhöht. Die den Schwingrohreffekt bestimmende Größe ist die Länge des Saugrohres, da sich die Druckwelle innerhalb des Saugrohres mit Schallgeschwindigkeit ausbreitet. Für jede Drehzahl gibt es daher eine bestimmte Saugrohrlänge, für die der Luftaufwand maximal wird. Während bei hohen Drehzahlen eine kurze Saugrohrlänge erwünscht ist, führt bei niedrigen Drehzahlen ein langes Rohr zu einer besseren Zylinderfüllung. Um den Schwingrohreffekt nutzen zu können, verfügen reale Motoren daher entweder über Stufenschaltsaugrohre oder neuerdings auch über stufenlos einstellbare Saugrohrlängen. Abb. 2.21 zeigt schematisiert die Drehmomentverläufe eines Motors mit zweistufigem Schaltsaugrohr.

Abb. 2.21. Drehmomentverläufe eines Motors mit zweistufigem Schaltsaugrohr

Da die Wellenlaufzeiten von der Saugrohrlänge, die Druckamplituden jedoch von dem Saugrohrdurchmesser abhängen, können im Sinne hoher Liefergrade auch die Durchmesser drehzahlabhängig angepasst werden. Bei Mehrventilmotoren kann dies durch Kanalabschaltung erfolgen, indem im unteren Kennfeldbe-


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reich des Motors nur der Primärkanal aktiviert ist. Ein weiterer Vorteil der Kanalabschaltung ist die Realisierung einer gezielten Ladungsbewegung zur Verbesserung der Gemischaufbereitung und Verbrennung. Dies gilt insbesondere dann, wenn der Motor mager oder mit hohen Abgasrückführraten betrieben werden soll. Zur Realisierung einer Steigerung des Luftaufwandes durch den Resonanzeffekt wird ein schwingungsfähiges Behälter-Rohr-System benötigt. Dabei erzeugen die einzelnen Zylinder über kurze Saugrohre im Behälter eine Druckschwingung, die innerhalb der Einlassphase zu einer Drucksteigerung des einströmenden Frischgases führt. Die Druckamplituden besitzen ein Maximum, wenn die Anregung mit der Eigenfrequenz des Schwingungssystems erfolgt. Damit lässt sich z.B. der Drehmomentverlauf im unteren Drehzahlbereich positiv beeinflussen. Ladungsbewegung

Die gezielte Steuerung einer intensiven und hochturbulenten Strömung innerhalb des Brennraumes bestimmt die Gemischbildung, die Verbrennung sowie den Wandwärmeübergang und stellt damit ein bedeutendes Werkzeug dar, um die Anforderungen an Verbrennungsmotoren hinsichtlich Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen erfüllen zu können. Die gilt in besonderem Maße für Hochlastkonzepte, da hier große Gemischmassen in relativ kleinen Brennräumen innerhalb sehr kurzer Zeit umgesetzt werden sollen. Darüber hinaus sind moderne Brennverfahren ohne eine gezielte Ladungsbewegung praktisch gar nicht darstellbar. Der Begriff Ladungsbewegung bezeichnet das Strömungsfeld im Brennraum, welches von vielen Einflussgrößen bestimmt wird. Das Strömungsfeld seinerseits besteht aus einer globalen, gerichteten Makroströmung und zahlreichen, ungerichteten Mikroturbulenzen. Zu der Makroströmung zählen die Ladungsbewegungsformen Tumble, Drall (Swirl) und Quetschströmung (Squish). Die schematische Darstellung in Abb. 2.22 verdeutlicht die Unterschiede.

Abb. 2.22. Formen der Ladungsbewegung (schematisch)

40


Während die Quetschströmung ausschließlich durch die Brennraum- und Kolbengeometrie während der Kompressionsphase erzeugt wird, erfolgt die Generierung von Drall- und Tumbleströmung in der Regel außerhalb des Brennraumes durch spezielle Formgebung oder Deaktivierung einzelner Einlasskanäle sowie durch Ansteuerung geeigneter Elemente (Klappen) innerhalb der Kanäle und beginnt damit bereits während der Ansaugphase. Die Vorteile einer gezielten Ladungsbewegung lassen sich wie folgt zusammenfassen:

x Vermeidung von Wandkontakt des flüssigen Kraftstoffes bei Motoren mit Direkteinspritzung x Intensivierung von Gemischbildung und –homogenisierung x Beschleunigung des Verbrennungsablaufes bzw. Verkürzung der Brenndauer x Darstellung hoher Restgasverträglichkeit (Ottomotoren) x Verbesserung der Abmagerungsfähigkeit und Verringerung zyklischer Schwankungen (Ottomotoren) Nachteilig wirken sich jedoch der Energiebedarf zur Erzeugung der Ladungsbewegung (Reduzierung der Zylinderfüllung) sowie der durch die Turbulenzen verbesserte Wandwärmeübergang (Erhöhung der Wandwärmeverluste) aus. Demnach sollte nur so viel Ladungsbewegung wie nötig erzeugt werden. Tumble-Strömung Der Tumble bezeichnet eine Ladungsbewegung senkrecht zur Zylinderlängsachse und stellt somit ein walzenförmiges Strömungsfeld innerhalb des Brennraumes dar. Bei Mehrventilmotoren ist diese Strömung vergleichsweise einfach zu realisieren, eine stark ausgeprägte Tumble-Strömung erfordert jedoch geeignete Einbauten wie z.B. Klappen innerhalb des Ansaugkanals oder Schirmventile bzw. Maskierungen im Ventilbereich. Nach Ausbildung der Tumble-Strömung im Ansaughub wird der walzenförmige Wirbel im Verlauf der Kompression zunehmend verformt und löst sich in viele kleine Turbulenzen auf, sodass am Ende der Kompression ein hochturbulentes Strömungsfeld vorliegt, welches sehr gute Voraussetzungen für Gemischbildung und Verbrennung bietet. Zur Beschreibung der Tumble-Intensität wird vereinfachend eine sogenannte Tumble-Zahl definiert, die das Verhältnis von Winkelgeschwindigkeit der Ladungsbewegung und Winkelgeschwindigkeit der Kurbelwelle angibt und einen wichtigen Kennwert für die Beurteilung der Strömungseigenschaften von Einlasskanälen darstellt. Zur Messung der Tumble-Zahl dienen stationäre Strömungsversuche mit einem Flügelrad im Zylinder oder mit einem Drehimpulsmeter. Die Tumble-Strömung wird hauptsächlich bei Ottomotoren eingesetzt. Drall-Strömung Bei dieser Strömungsform rotiert die Ladung um die Zylinderlängsachse. Hervorgerufen wird die Drall-Strömung entweder durch einen sogenannten Tangentialkanal, der die Ansaugluft tangential zur Zylinderwand zuführt, oder durch einen spiralförmig gewundenen Einlasskanal (Spiralkanal). Tangentialkanäle sind nur

2.2 Vergleichsprozesse

41

bei Mehrventilmotoren einsetzbar, benötigen einen Mechanismus zur Deaktivierung eines Kanals (Kanalabschaltung) oder eines Ventils und erfordern damit einen erhöhten konstruktiven Aufwand. Bei einem variablen Drall, der durch Zuund Abschalten von Einlasskanälen erzeugt wird, können bei niedrigen Drehzahlen ausgeprägte Drallströmungen mit dem Ziel einer guten Gemischaufbereitung und bei hohen Drehzahlen im Interesse hoher Zylinderfüllungen geringe Ladungsbewegungen generiert werden. Die Einsatzgebiete der Drall-Strömung sind in erster Linie DI-Dieselmotoren, aber auch Ottomotoren (speziell Magerkonzepte). Analog zur Tumble-Zahl lässt sich eine Drall-Zahl definieren, die ebenfalls das Verhältnis der Winkelgeschwindigkeiten von Drall-Strömung und Kurbelwelle angibt. Im Gegensatz zur TumbleStrömung bleibt die Drall-Bewegung trotz Reibung an den Brennraumwänden und Dissipation während der Kompression, Verbrennung und Expansion weitgehend erhalten. Bei Motoren mit ausgeprägten Kolbenmulden wird die Zylinderladung im Verlauf der Kompression infolge der Quetsch-Strömung zunehmend in die Mulde gedrängt (der Radius des Drallwirbels und damit das Trägheitsmoment sinkt), sodass die Winkelgeschwindigkeit durch die näherungsweise Drehimpulserhaltung deutlich erhöht wird. Quetsch-Strömung Motoren mit Dachbrennraum oder Kolbenmulde erzeugten während der Kompression im Bereich des oberen Totpunktes eine nach innen gerichtete Strömung, die sogenannte Quetsch-Strömung. Diese wird dadurch hervorgerufen, dass das verbleibende Brennraumvolumen bzw. das Kompressionsvolumen zu einem Großteil durch die Mulde dargestellt wird und der Kolben in den Randbereichen des Zylinders einen sehr geringen Abstand zum Zylinderkopf aufweist. Die aus diesen Randbereichen verdrängte Zylinderladung erfährt somit eine konzentrische Strömung. Im weiteren Verlauf der Kolbenbewegung kommt es nach OT zu einer Richtungsumkehr der Strömung.

42


2.2 Vergleichsprozesse Vergleichsprozesse beschreiben auf sehr anschauliche Weise, jedoch unter stark vereinfachenden Annahmen, den realen Motorprozess sowie die Wirkung zahlreicher Einflussgrößen. Da der Arbeitsprozess des Verbrennungsmotors in einem weiten Druck- und Temperaturbereich abläuft und chemische Stoffumwandlungen infolge Verbrennung stattfinden, können die Ergebnisse nur eine grobe Näherung sein. Tendenzen werden jedoch größtenteils richtig wiedergegeben. Wichtige Kenngrößen, wie z.B. der Wirkungsgrad oder der Mitteldruck können – insbesondere bei hohem Luftüberschuss – relativ gut abgeschätzt werden. Die Vergleichsprozesse sind daher geeignet, um ein grundlegendes Verständnis über die Thermodynamik des Verbrennungsmotors zu erhalten. Grundsätzlich wird im Rahmen dieser modellhaften Vorstellung die Verbrennung durch eine Wärmezufuhr und der Ladungswechsel durch eine Wärmeabfuhr ersetzt. Letzterer wird als verlustfrei vorausgesetzt und erfolgt im unteren Totpunkt. Infolge der Annahme adiabater Vorgänge findet kein Wärmeübergang zwischen der Zylinderfüllung und den Brennraumwänden statt. In Verbindung mit einer reibungsfreien Betrachtung ergeben sich hieraus isentrope Zustandsänderungen. Hinsichtlich des Arbeitsgases wird entweder mit konstanter Zusammensetzung und konstanten Wärmekapazitäten (geschlossene Kreisprozesse) oder mit temperatur- und druckvarianten Stoffgrößen gerechnet (z.B. vollkommener Motor). Abgesehen vom Carnot-Prozess, der sich trotz seines hohen Wirkungsgrades aufgrund isothermer Kompressions- und Expansionsvorgänge sowie geringen Mitteldrücken nicht realisieren lässt und hier nicht betrachtet werden soll, haben der Gleichraum-Prozess, der Gleichdruck-Prozess und der Seiliger-Prozess hinsichtlich der Vergleichbarkeit mit Hubkolben-Verbrennungsmotoren Bedeutung erlangt. Während der Gleichraum-Prozess die Verhältnisse bei der ottomotorischen Verbrennung annähert, ist die Verwendung des Seiliger-Prozesses zur Approximation der dieselmotorischen Verbrennung möglich. Alle geschlossenen Vergleichsprozesse sind innerlich reversibel und verwenden ideales Gas mit konstanten Stoffgrößen (perfektes Gas). Diese Stoffgrößen sind jedoch grundsätzlich von der Zusammensetzung des betrachteten Gases abhängig und können somit in einem begrenzten Bereich variieren. Sie haben jedoch einen beträchtlichen Einfluss auf die thermischen Prozessgrößen sowie auf Wirkungsgrad und Mitteldruck. Der thermodynamische oder thermische Wirkungsgrad der geschlossenen Kreisprozesse lässt sich aus den Gesetzmäßigkeiten des idealen Gases berechnen. Der Wirkungsgrad ist das Verhältnis von innerer Arbeit und zugeführter Wärme. Da grundsätzlich nur Wärmemengen übertragen werden, gilt:

Kth

Wi Qzu

q zu qab q zu

.

(2.33)


43

Das Verdichtungsverhältnis hat auf Wirkungsgrad und Mitteldruck einen großen Einfluss und entspricht dem Quotienten aus den sich zwischen den Totpunkten aufgespannten maximalen und minimalen Brennraumvolumina

H

Vc Vh Vc

.

(2.34)

Der Isentropenexponent des verwendeten Gases bzw. Gasgemisches (die Zylinderladung) ist ebenfalls eine wichtige Größe und berechnet sich aus den spezifischen Wärmekapazitäten des verwendeten Gases:

N

cp

cp

cv

cp R

.

(2.35)

Grundsätzlich ergeben hohe spezifische Wärmekapazitäten einen niedrigen Isentropenexponenten und umgekehrt. Gase, die große Wärmemengen speichern können, erwärmen sich nicht so stark und erfahren bei Kompression eine geringere Drucksteigerung im Vergleich zu Gasen mit niedrigen Wärmekapazitäten. Zylinderladungen mit hohen Isentropenexponenten setzen die durch die Wärmezufuhr bewirkte Drucksteigerung effektiver in Volumenänderungsarbeit um und ermöglichen damit höhere Wirkungsgrade und Mitteldrücke. Den Vorteilen stehen jedoch Nachteile z.B. bei der Stickoxidemission gegenüber, die ihrerseits sehr stark vom Temperaturniveau bestimmt wird. Die Größe des Isentropenexponenten wird durch die Zusammensetzung und die thermischen Zustandsgrößen des Arbeitsgases festgelegt und liegt bei Otto- und Dieselmotoren innerhalb der Grenzen von etwa 1,2-1,4. Das Luftverhältnis beschreibt die Zusammensetzung des Arbeitsgases aus Kraftstoff und Luft und hat deshalb auch einen direkten Einfluss auf den Isentropenexponenten. Bei steigenden Luftverhältnissen, also mageren Gemischen, sinken die spezifischen Wärmekapazitäten und führen zu einer Steigerung des Isentropenexponenten. Diese Abhängigkeit ist in Abb. 2.23 für den ottound dieselmotorischen Prozess für eine mittlere Temperatur dargestellt und zeigt, dass ein magerer Motorbetrieb bereits ohne die Berücksichtigung von Wandwärmeverlusten thermodynamisch günstiger ist als ein stöchiometrischer oder sogar unterstöchiometrischer Motorbetrieb. Zur Berechnung des erreichbaren Mitteldruckes kann Gl. 2.32 verwendet werden, wobei die vereinfachenden Annahmen für die geschlossenen Kreisprozesse Berücksichtigung finden. Danach ist der Mitteldruck das Produkt aus Luftaufwand, Wirkungsgrad und Gemischheizwert. Durch Annahme eines vollständigen und verlustfreien (keine Spül- und Drosselverluste) Ladungswechsels entspricht der Luftaufwand dem Liefergrad, und für diesen gilt:

Oa ,V

Ol ,V

mZyl mth

Vh Vc Vh

H .

H 1

(2.36)

Damit folgt für die Berechnung des Mitteldruckes für die geschlossenen, innerlich reversiblen Kreisprozesse:

44


pm ,V

Oa ,V H G ,V Kth

Wi Vh

q zu qab v1 v2

.

(2.37)

Abb. 2.23. Mittlerer Isentropenexponent in Abhängigkeit des Luftverhältnisses

Die dem Prozess zugeführte spezifische Wärme qzu ist die auf die Masse des Arbeitsgases bezogene gesamte zugeführte Wärmemenge: qzu

Qzu mGas

mB H u mGas

.

(2.38)

Ersetzt man die Brennstoffmasse durch Gl. 2.13 und berücksichtigt, dass die Gasmasse beim luftansaugenden Motor der Luftmasse und beim gemischansaugenden Motor der Summe aus Brennstoff- und Luftmasse entspricht, so ist die spezifische, zugeführte Wärme gleich dem Gemischheizwert dividiert durch die jeweilige Ladungsdichte.

qzu ,L

q zu ,G

Hu O Lmin Hu O Lmin 1

H G ,L ,

UL H G ,G .

UG

(2.39)

(2.40)

Aufgrund des geringen Kraftstoffanteils im Gemisch ändern sich die Stoffgrößen nur unwesentlich. Der Unterschied zwischen luftansaugendem und gemischansaugendem Motor ist deshalb – insbesondere bei hohem Luftüberschuss – meist zu vernachlässigen. Auf Basis der kraftstoffspezifischen Kennwerte ist in Abb. 2.24 die zugeführte Wärme in Abhängigkeit des Luftverhältnisses für den ottound dieselmotorischen Prozess dargestellt. Die auf die Masse der Ladung


45

bezogene zugeführte Wärme qzu wird mit steigenden Luftverhältnissen immer geringer, da die Ladung zunehmend weniger Kraftstoff enthält.

Abb. 2.24. Zugeführte spezifische Wärme für den Otto- und Dieselprozess

Somit gilt allgemein für den Mitteldruck der geschlossenen Vergleichsprozesse unter Berücksichtigung der Gln. 2.36, 2.37 und 2.38: p m,V

H H 1

H G ,V Kth

H H 1

q zu U1 Kth .

(2.41)

Der Mitteldruck der geschlossenen Vergleichsprozesse berechnet sich demnach aus dem Produkt von zugeführter Wärme, der Ladungsdichte im Zustand 1, dem thermodynamischen Wirkungsgrad sowie dem Luftaufwand, der sich bei dieser idealisierten Betrachtung aus dem geometrischen Verdichtungsverhältnis berechnen lässt. 2.2.1 Gleichraum-Prozess

Der Gleichraum-Prozess, siehe Abb. 2.25, ist der thermodynamisch günstigste Prozess, der in einer Verbrennungskraftmaschine theoretisch auch realisiert werden kann, und besteht aus den Zustandsänderungen isentrope Kompression (1Æ2), isochore Wärmezufuhr (2Æ3), isentroper Expansion (3Æ4) und isochorer Wärmeabfuhr (4Æ1). Aufgrund des im Vergleich zu den anderen Modellprozessen höchsten Wirkungsgrades weist der Gleichraum-Prozess, verglichen mit den anderen Modellprozessen, die höchste thermische Belastung des Brennraumes und die niedrigsten Abgastemperaturen auf. Die isochor, d.h. im oberen Totpunkt und damit unendlich schnell ablaufende Verbrennung würde infolge hoher Zylinderspitzendrücke und -druckgradienten zu hohen Geräusch- und Stickoxidemissionen sowie schwer beherrschbaren mechanischen Belastungen führen.

46


Abb. 2.25. p,V- und T,s-Diagramm des Gleichraumprozesses

Auch ein isochor verlaufender Ladungswechsel mit unendlich schnellem Ausschieben der Abgasmenge und Ansaugen des Frischgases ist praktisch nicht möglich. Der thermodynamische oder thermische Wirkungsgrad dieses Prozesses ist neben dem Isentropenexponenten nur noch vom Verdichtungsverhältnis des Motors abhängig:

Kth ,v 1 H 1N .

(2.42)

Für den Mitteldruck des Gleichraum-Prozesses gilt unter Verwendung des thermischen Wirkungsgrades für diesen Prozess: pm,v

H H 1

U1 q zu 1 H 1N

.

(2.43)

Abbildung 2.26 zeigt, dass zur Erreichung hoher Wirkungsgrade möglichst hohe Verdichtungsverhältnisse und Arbeitsgase mit hohen Isentropenexponenten erforderlich sind. Ein höheres Verdichtungsverhältnis steigert die Druck- und Temperaturverhältnisse im Brennraum und ermöglicht damit einen höheren Arbeitsdruck. Der Wirkungsgradzuwachs resultiert im Wesentlichen aus der bei hohem Verdichtungsverhältnis gegebenen vollkommeneren Expansion des Arbeitsgases. Während das Verdichtungsverhältnis beim Ottomotor durch die Gefahr klopfender Verbrennung begrenzt wird, müssen beim Dieselmotor festigkeitsbedingt hohe Spitzendrücke vermieden werden. Bei konstanter Ladungs- bzw. Gemischdichte ist eine Steigerung des Mitteldruckes nur durch Steigerung der zugeführten, spezifischen Wärme qzu bzw. durch Absenkung des Luftverhältnisses Ȝ möglich. Soll zeitgleich zu einer Steigerung des Mitteldruckes der Wirkungsgrad erhöht werden oder zumindest gleich bleiben, so sind Maßnahmen erforderlich, die zu einer Steigerung der Ladungsdichte führen. Bei realen, aufgeladenen Motoren besteht daher stets der Wunsch nach hohen Ladedrücken bei gleichzeitig hohen Luftverhältnissen.


47

Abb. 2.26. Wirkungsgrad und Mitteldruck des Gleichraum-Prozesses in Abhängigkeit des Luftverhältnisses

Aus den Ergebnissen des Gleichraum-Prozesses lassen sich unter thermodynamischen Gesichtspunkten für den realen Motorprozess mehrere, allgemein gültige Schlussfolgerungen ableiten: Die Zylinderladung ist möglichst hoch zu verdichten, und die Verbrennung sollte in einem sehr engen Kurbelwinkelbereich um den oberen Totpunkt ablaufen. Eine zu frühe oder zu späte Verbrennung reduziert den Wirkungsgrad sowie den Mitteldruck merklich. Dieser Sachverhalt lässt sich auch sehr anschaulich durch den sog. Gleichraumgrad beschreiben. Da der reale Brennverlauf stets von der Gleichraumverbrennung abweicht, entstehen selbst bei vollständiger Verbrennung des Brennstoffes thermodynamische Verluste. Die Höhe dieser Verluste wird durch den Gleichraumgrad beschrieben, der seinerseits mit guter Näherung wie folgt berechnet werden kann: Der reale Brennverlauf eines Motors wird entsprechend Abb. 2.27 in infinitesimal kleine Teil-Brennraten zerlegt, deren Form näherungsweise der Brennrate des Gleichraumprozesses entspricht. Zur Berechnung des Wirkungsgrades nach Gl. 2.42 wird nun anstelle des Verdichtungsverhältnisses der sog. Entspannungsgrad verwendet, der folgendermaßen definiert ist:

HM

Vh Vc V M

.

(2.44)

48


Abb. 2.27. Aufteilung des realen Brennverlaufes in infinitesimal kleine GleichraumBrennraten

Der Entspannungsgrad kann – je nach Kurbelwinkel – Werte zwischen 1 und İ annehmen. Im oberen Totpunkt entspricht der Entspannungsgrad dem Verdichtungsverhältnis. Der Gleichraumgrad berechnet sich dann zu

K GRG ,M

K th ,M K th ,v

1 H M1N 1 H 1N

(2.45)

und beschreibt damit den Anteil der Wärme, der im Vergleich zum Gleichraumprozess in Arbeit umgewandelt werden kann. Abb. 2.28 zeigt den Verlauf des Gleichraumgrades für einen Isentropenexponenten von 1,3 für zwei unterschiedliche Verdichtungsverhältnisse in Abhängigkeit des Kurbelwinkels.

Abb. 2.28. Verlauf des Gleichraumgrades in Abhängigkeit des Kurbelwinkels


49

Je weiter entfernt vom OT die Wärme zugeführt wird, desto weniger kann diese in nutzbare Arbeit umgewandelt werden. Brennstoff, der bei 40 °KW nach OT umgesetzt wird, kann je nach Verdichtungsverhältnis nur zu 65–78% des Gleichraumwirkungsgrades in Arbeit transformiert werden. Niedrig verdichtete Motoren weisen hierbei gegenüber hoch verdichteten Motoren geringfügige Vorteile auf. Zur Berechnung des Gleichraumgrades der Verbrennung werden die Gleichraumgrade der Teilprozesse mit der jeweils umgesetzten Energie multipliziert und über die gesamte Brenndauer integriert. Dieser Kennwert ist damit ein Maß für die Verluste durch realen Verbrennungsablauf im Vergleich zur Gleichraumverbrennung.

KGRG

dQ 1 ³ B K GRG ,M dM . QB dM

(2.46)

Mit Bezug auf die Wandwärmeverluste, die als negative Zufuhr von Brennstoffwärme betrachtet werden können, führen Wärmeströme, die deutlich nach OT an die Brennraumbegrenzungen übergehen, im Umkehrschluss zu geringeren Wirkungsgradverlusten als solche, die im Bereich des oberen Totpunktes übertragen werden. Neben der Höhe des Wandwärmestroms ist daher die Lage des Wandwärmestromverlaufs hinsichtlich des Wirkungsgrades sehr viel bedeutender. 2.2.2 Seiliger-Prozess

Beim Seiliger-Prozess, siehe Abb. 2.29, erfolgt die Wärmezufuhr sowohl isochor als auch isobar. Es liegt demnach ein kombinierter Gleichraum-GleichdruckProzess vor. Verdichtung und Expansion verlaufen isentrop.

Abb. 2.29. p,V- und T,s-Diagramm des Seiliger-Prozesses

Dieser Modellprozess wird verwendet, wenn bei gegebener Verdichtung zusätzlich der Höchstdruck begrenzt werden muss. Wie bei den anderen Prozessen auch, wird die Abwärme isochor und damit unendlich schnell abgeführt. Der Wirkungsgrad des Seiliger-Prozesses wird von den Wirkungsgrades des Gleichraumund Gleichdruck-Prozesses eingerahmt und berechnet sich wie folgt:

50


N

Kth,vp 1

N 1

· 1 ª * 1 § p3 p ½ §p · « q ¨¨ H N ¸¸ 3 ¾ ¨¨ 1 ¸¸ * ® N q «¯ N H © p1 ¹ p1 N ¿ © p3 ¹ ¬

º 1» » ¼

(2.47)

mit:

p3 p1

H N [ v q* N H

(2.48)

und:

[v

q zu ,v

q zu ,v

q zu

q zu ,v q zu , p

.

(2.49)

Ein hohes Verdichtungsverhältnis, ein hoher Spitzendruck p3 und eine niedrige dimensionslose Wärmezufuhr q* = qzu/(cp·T) , das bedeutet eine Verbrennung bei hohem Luftverhältnis Ȝ, führen zu einem hohen Wirkungsgrad. Durch Einsetzen der Grenzfälle ȟv = 1 (Gleichraum-Prozess) bzw. ȟv = 0 (Gleichdruck-Prozess) können aus den Gln. 2.47, 2.48 und 2.49 die Wirkungsgrade der beiden anderen geschlossenen Kreisprozesse sehr einfach berechnet werden. Dabei gilt für den Gleichraum-Prozess § p3 · ¨¨ ¸¸ © p1 ¹ v

H N q* N H

(2.50)

und für den Gleichdruck-Prozess: § p3 · ¨¨ ¸¸ © p1 ¹ p

HN .

(2.51)

Abbildung 2.30 zeigt den Verlauf von thermischem Wirkungsgrad und Druckverhältnis p3/p in Abhängigkeit des Verdichtungsverhältnisses für unterschiedliche Anteile isochor zugeführter Wärme. Je mehr Wärme isochor übertragen wird bzw. je schneller die Verbrennung abläuft, desto größer ist die Nähe zum Gleichraum-Prozess und desto höher sind der Wirkungsgrad und das während des Prozesses erreichbare Druckverhältnis. Die Grafik zeigt den für eine dimensionslose Wärmezufuhr von q* = 5 erreichbaren Mitteldruck bei Annahme eines konstanten Isentropenexponenten von N = 1,4. Je höher der Anteil isochor zugeführter Wärme ist, desto größer ist auch der erreichbare Mitteldruck, wobei die Differenz mit steigendem Verdichtungsverhältnis geringer wird. Soll der Spitzendruck für steigende Verdichtungsverhältnisse konstant gehalten werden (Höchstdruckbegrenzung), so muss die Wärmezufuhr zunehmend isobar erfolgen. Die Verbrennung wird in der Folge weit in den Expansionstakt ausgedehnt. Der Wirkungsgrad verläuft damit für höhere Verdichtungen sehr flach, bis die Wirkungsgradkurve des Gleichdruck-Prozesses erreicht wird.


51

Abb. 2.30. Wirkungsgrad und Druckverhältnis des Seiliger-Prozesses

Die bessere Ausnutzung der Energie spiegelt sich auch im erreichbaren Mitteldruck wider, siehe Abb. 2.31.

Abb. 2.31. Mitteldruck des Seiliger-Prozesses

Der nach DIN 1940 definierte Prozess des Vollkommenen Motors zählt zu den offenen Vergleichsprozessen und ermöglicht eine bessere Annäherung an die komplexen Verhältnisse des realen Motors im Vergleich zu den geschlossenen Kreisprozessen. Jedoch werden die wesentlichen Verluste, wie Reibung, Wärme-

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übergang, Ladungswechsel etc., auch durch diesen Modellprozess nicht erfasst, sodass auf eine Beschreibung verzichtet wird. Es lassen sich jedoch einige allgemein gültige Aussagen für die motorische Energieumsetzung machen, die im Folgenden zusammenfassend wiedergeben werden sollen. Damit wird deutlich, welchen Einflüssen der Wirkungsgrad von Verbrennungsmotoren grundsätzlich unterworfen ist und welche Möglichkeiten zumindest theoretisch bestehen, die Effizienz der Energieumsetzung zu steigern. x Der Wirkungsgrad nimmt mit steigendem Verdichtungsverhältnis und steigendem Luftverhältnis zu x Eine möglichst schnelle Verbrennung im Bereich des oberen Totpunktes (Gleichraumverbrennung) weist den besten Wirkungsgrad auf x Hohe Isentropenexponenten bzw. niedrige Wärmekapazitäten des Arbeitsgases führen zu hohen Wirkungsgraden. Realisiert werden kann dies durch hohe Restgasanteile und geringe Temperaturen der Frischladung x Die erreichbaren Mitteldrücke nehmen unter sonst gleichen Bedingungen mit steigendem Luftverhältnis ab Es bleibt jedoch noch einmal zu erwähnen, dass nur vergleichsweise wenige Phänomene, die im Rahmen der motorischen Energiewandlung auftreten, durch die einfachen Vergleichsprozesse erfasst bzw. abgebildet werden können. So führen hohe Restgasanteile beispielsweise auch zu längeren Brenndauern und können damit einen Teil des Wirkungsgradvorteils aufgrund vorteilhafterer Stoffwerte der Zylinderladung aufzehren. Darüber hinaus kann eine intensive Abgasrückführung bei Gemisch ansaugenden Ottomotoren auch zu ausgeprägteren zyklischen Schwankungen führen, die das Komfortverhalten des Verbrennungsmotors negativ beeinflussen.

2.3 Verlustanalyse Im Gegensatz zur globalen Energiebilanz, die zur grundsätzlichen Beurteilung eines Motorkonzeptes sowie z.B. für die Auslegung des Kühlsystems heran gezogen wird, stellt die Verlustanalyse eine detaillierte Auflistung und Quantifizierung theoretisch vermeidbarer Einzelverluste des realen Motors in Bezug auf den idealisierten Vergleichsprozess dar. Da viele innermotorische Prozesse zu Verlusten bei der Umsetzung der im Kraftstoff chemisch gebundenen Energie führen, die nicht durch die Vergleichsprozesse ermittelt werden können, ist die Verlustanalyse ein unverzichtbares Mittel zur Beurteilung der motorischen Brennverfahren. Sie setzt dort an, wo der gewählte Vergleichsprozess mit der Wirkungsgradberechnung aufhört und ermöglicht damit die Ermittlung des inneren bzw. effektiven Wirkungsgrades. Diese Wirkungsgraddifferenzen berechnen sich aus den auf die zugeführte Brennstoffwärme bezogenen Arbeitsdifferenzen. Abb. 2.32 zeigt das Sankey-Diagramm für die motorischen Wirkungsgrade.

2.3 Verlustanalyse

53

Abb. 2.32. Sankey-Diagramm der motorischen Wirkungsgrade

Da vom Wirkungsgrad des Vergleichsprozesses ȘV ausgegangen wird, spielen die Wirkungsgradverluste des Vergleichsprozesses ǻȘV für die nachfolgende Verlustanalyse keine Rolle. Für den effektiven Wirkungsgrad gilt:

Ke

(KV K g ) K m Ki K m Ki 'K m

(KV 'K g ) 'K m

(2.52)

mit 'K g

'K rL 'KuV 'K rV 'KWw 'K Bb 'K LW

(2.53)

§ 1 · 'KRe ib 'K A, NA Ke ¨¨ 1¸¸ . K © m ¹

(2.54)

und

'Km

Eine Steigerung des effektiven Wirkungsgrades ist demnach nur durch Erhöhung des Güte- und mechanischen Wirkungsgrades möglich. Die Verluste zwischen dem indizierten und Vergleichsprozess setzen sich aus Einzelverlusten durch reale Ladung ǻȘrL, unvollkommene Verbrennung ǻȘuV, realen Verbrennungsablauf ǻȘrV, Wärmeübergang an die Brennraumwände ǻȘWw, Leckagen bzw. Blow-by ǻȘBb sowie aus Ladungswechselverlusten ǻȘLW zusammen. Mechanische Verluste teilen sich auf in Reibungsverluste ǻȘReib und Verluste aus der Antriebsleistung für die Nebenaggregate ǻȘA,NA. Die einzelnen Verluste treten grundsätzlich immer auf, sind jedoch hinsichtlich ihrer Höhe von vielen Faktoren abhängig. Neben der Wahl des Brennverfahrens spielen sowohl konstruktive Besonderheiten (Triebwerk, Nebenaggregate, Ventilsteuerung, Zylinderkopf etc.) als auch der

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Motorbetriebspunkt eine beträchtliche Rolle, sodass die Einzelverluste unterschiedliche Größenordnungen annehmen können. Infolge der gegenseitigen Beeinflussung der Verluste ist neben der Art der Berechnung auch deren Reihenfolge von Bedeutung. Eine getrennte messtechnische Erfassung der Einzelverluste ohne eine Rückwirkung auf den motorischen Prozess und andere Verluste ist generell nicht möglich. 2.3.1 Art und Entstehung der Einzelverluste Verlust durch reale Ladung ǻȘrL

Der Einfluss auf den Wirkungsgrad durch reale Ladung ist ausschließlich auf geänderte Stoffeigenschaften der Zylinderladung zurückzuführen. Er kann positiv oder negativ sein und ist in der Regel von geringer Bedeutung. Die Ursache sind bnderungen von Masse und Zustand des Arbeitsgases infolge von Drosselverlusten im Einlass (Strömungsverluste, Verluste durch Ladungsbewegung, Quantitätsregelung), Erwärmung und Abgasrückführung [PIS02]. Auswirkungen hat die reale Ladung nur auf den Hochdruckprozess, in dem die Kompressionslinie im Vergleich zum Vollkommenen Motor mit idealer Ladung bei einem geringeren Druck beginnt und durch nicht-isentrope Verdichtung vor ES flacher und nach ES steiler verläuft. Die Verluste durch reale Ladung können sich jedoch auch aus einer anderen Betrachtungsweise ergeben, indem für den Vergleichsprozess ausschließlich mit reiner Luft als Arbeitsgas gerechnet wird. Der Unterschied im Prozess, der sich dann aus der Verwendung der realen Ladungszusammensetzung ergibt, kennzeichnet dann den Verlust durch reale Ladung. Bei dieser Art der Betrachtung sind die entsprechenden Verluste u.U. recht groß und damit von hoher Bedeutung für die Verlustanalyse. Verlust durch unvollkommene Verbrennung ǻȘuV

Bei der unvollkommenen Verbrennung läuft die Verbrennung nicht bis zum chemischen Gleichgewicht ab. Dabei kennzeichnet das chemische Gleichgewicht einen Zustand, bei dem sich die an der Reaktion beteiligten Komponenten in Konzentrationen einstellen, die sich auch nach unendlich langer Zeit nicht mehr ändern. Unabhängig vom Luftverhältnis entstehen somit – auch bei hohem Luftüberschuss – stets unvollständig verbrannte Kraftstoffanteile bzw. die Komponenten Kohlenmonoxid (CO), Wasserstoff (H2), Kohlenwasserstoffe (HC) und Ruß (C), deren chemische Energie dem Verlust zugeordnet wird. Zur Bestimmung dieser Komponenten sowie der entsprechenden Konzentrationen ist eine Abgasanalyse erforderlich. Nach [PIS02] sind die Verluste durch unvollkommene Verbrennung bei Dieselmotoren im Stationärbetrieb vernachlässigbar und bei Ottomotoren mit weniger als 1% einzustufen. Sie können jedoch bei Motorbetrieb am Rande der Zündgrenzen zu spürbaren Wirkungsgradeinbußen führen.

2.3 Verlustanalyse

55

Verlust durch realen Verbrennungsablauf ǻȘrV

Eine isochore, d.h. unendlich schnelle Verbrennung, wie sie für den GleichraumProzess angenommen wird, ist praktisch nicht möglich. Die Energieumsetzung durch Verbrennung muss stets einen gewissen Zeitraum in Anspruch nehmen, damit die Druck- und Temperaturbelastung innerhalb des Brennraumes in erträglichen Grenzen bleibt. Der Verlust durch reale Verbrennung entspricht demnach dem bei realer Verbrennung im Vergleich zur Gleichraum-Verbrennung auftretenden Verbrennungsverlust, der hinsichtlich der Größe beträchtlich sein kann. Je weiter der Kolben von seinem oberen Totpunkt entfernt ist und je länger die Verbrennung andauert, desto weniger mit dem Kraftstoff zugeführte Energie kann in Arbeit umgesetzt werden. Abb. 2.33 kennzeichnet diesen Arbeitsverlust im relevanten Hochdruckbereich des p,V-Diagramms.

Abb. 2.33. Verlust durch realen Verbrennungsablauf

Beide Prozesse beinhalten die gleiche Menge zugeführter Brennstoffwärme mB·Hu. Die Flächendifferenz im obigen p,V-Diagramm entspricht dem Arbeitsverlust bzw. dem Produkt aus Wirkungsgraddifferenz ǻȘrV und zugeführter Brennstoffwärme. Der skizzierte Prozess mit realer Verbrennung beinhaltet nicht die Wandwärme-Verluste. Diese hängen jedoch mit den Verbrennungsverlusten zusammen, da eine schnelle, um den OT stattfindende Verbrennung infolge hoher Turbulenz und hohem Temperatur- und Druckniveau zu einem intensiveren Wärmeübergang führt und umgekehrt. Eine Optimierung der Wärmefreisetzung über den Brennverlauf erfordert daher stets eine gemeinsame Betrachtung der beiden Einzelverluste. Verlust durch Wandwärmeübergang ǻȘWw

Wärme ist Energie, die allein aufgrund eines Temperaturunterschiedes zwischen einem System und seiner Umgebung (oder zwischen zwei Systemen) über die gemeinsame Systemgrenze übertragen wird [BAE92]. Dieser Satz beschreibt sehr treffend, dass in einem Verbrennungsmotor, dessen Arbeitsgas eine deutlich höhe-

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re Temperatur aufweist als die Umgebung (in diesem Fall die Brennraumwände), stets ein Teil der durch die Verbrennung freigesetzten Wärme verloren geht und nicht in Arbeit umgewandelt werden kann. Die Materialien, aus denen die Brennraumbegrenzungen gefertigt werden, sind zudem thermisch nicht beliebig belastbar, sodass eine gezielte Kühlung dieser Bauteile erforderlich ist. Darüber hinaus ist die Verbrennung ein stark instationärer Prozess. Die mittleren Bauteiltemperaturen, die sich wenige zehntel Millimeter unterhalb der Wandoberfläche einstellen, liegen daher deutlich unter den Spitzentemperaturen des Arbeitsgases. Eine weitere Einflussgröße auf die Wärmeverluste stellt das umgebende Strömungsfeld dar. Je turbulenter die Strömung in der wandnahen Grenzschicht ist, desto intensiver ist der Wärmeübergang. Da der Anteil freigesetzter Wärme, die in Arbeit umgewandelt werden kann, mit steigendem Abstand des Kolbens vom oberen Totpunkt abnimmt, ergibt die im OT abgeführte Wandwärme einen größeren Wirkungsgradverlust als die Wärmemenge, die vor oder nach OT verloren geht. In diesem Zusammenhang sei auf die Bedeutung des in Kap. 2.2 beschriebenen Gleichraumgrades hingewiesen. Aufgrund dieser Randbedingungen sind in verbrennungsmotorischen Prozessen stets Verluste durch Wärmeübergang vom Arbeitsgas über die Brennraumwände an das Kühlmedium zu verzeichnen, die bei realen Motoren beträchtliche Werte annehmen. Abb. 2.34 zeigt schematisch den Einfluss der Wandwärmeverluste auf den Zylinderdruckverlauf. Im Bereich hoher Gastemperaturen und Turbulenz wird der Wärmeübergang intensiviert, sodass im Expansionstakt Wärme über die brennraumbegrenzenden Wände an das Kühlwasser abgegeben wird. Durch diese Form der Energieübertragung sinkt der Zylinderdruck entsprechend ab und reduziert die nutzbare innere Arbeit.

Abb. 2.34. Verluste durch Wandwärmeübergang

Im geschleppten Motorbetrieb ohne Energieumsetzung infolge der Verbrennung werden die Wandwärmeverluste dadurch erkennbar, dass das Zylinderdruckmaximum kurz vor dem oberen Totpunkt liegt. Der entsprechende Winkel zwischen Spitzendruck und OT wird als thermodynamischer Verlustwinkel be-

2.3 Verlustanalyse

57

zeichnet. Er sinkt mit steigender Drehzahl aufgrund der geringeren, für den Wandwärmeübergang zur Verfügung stehenden Zeit und ist ein motorspezifischer Wert. Die prozentualen Wandwärmeverluste sinken mit steigendem Zylinderdurchmesser. So haben Großmotoren deutlich weniger Verluste durch Wärmeübergang an die brennraumbegrenzenden Wände als kleinere Motoren, obwohl das Drehzahlniveau und damit die während eines Arbeitsspiels für die Wärmeübertragung zur Verfügung stehende Zeit bei Großmotoren größer ist. Hierin ist jedoch auch der Grund für das Bestreben nach möglichst großen Einzelzylinderhubvolumina von Pkw-Motoren zu sehen. Zunehmende Last und Drehzahl wirken sich ebenfalls positiv auf den Wirkungsgradverlust durch Wandwärmeübergang aus. Um den Wandwärmeübergang zu reduzieren, hat [WOS88] wärmedichte Brennräume untersucht. Die brennraumseitige Isolation hat zu einem Anstieg der Oberflächentemperatur geführt. Die Flamme brennt daher näher an die Wand heran, sodass die Grenzschicht verringert wird und ein hochturbulentes Strömungsfeld innerhalb dieser Grenzschicht vorliegt. Dadurch steigt der Wärmeübergangskoeffizient zwischen Gas und Wand und vergrößert die Wandwärmestromdichte mit der Folge höherer Wandwärmeverluste. Die Annäherung an den adiabaten Motor hat somit – entgegen der ursprünglichen Annahme – zu einer Steigerung des Kraftstoffverbrauchs sowie beim Ottomotor zu einer Erhöhung der Klopfempfindlichkeit beigetragen und wird heute als nicht zielführend angesehen. Verlust durch Leckage ǻȘBb

Die im Brennraum unter hohem Druck stehende Zylinderladung geht zu geringen Teilen über das Dichtsystem Kolben-Kolbenring-Laufbuchse in das Kurbelgehäuse über. Diese Gasströmung wird als Blow-by bezeichnet und führt zu einem Absinken des Zylinderdruckes mit der Folge geringerer innerer Arbeit. Bei heutigen Motoren werden die Blow-by-Gase über das Ansaugsystem in den Brennraum zurückgeführt, sodass zwar kein Verlust an Ladungsmasse, wohl aber ein Wirkungsgradverlust zu verzeichnen ist. Serien-Pkw-Motoren weisen in bestimmten Betriebspunkten Durchblaseverluste von 5-100 Liter/min bei Umgebungsdruck auf, wobei Dieselmotoren aufgrund des höheren Druckniveaus im Mittel größere Blow-by-Verluste verzeichnen als Ottomotoren. Trotz der offensichtlich hohen Volumenströme sind die Wirkungsgradverluste in der Größenordnung von wenigen Prozent-Punkten vergleichsweise gering. Dabei ist wesentlich, in welchem Kurbelwinkelbereich das Arbeitsgas über das Dichtsystem in das Kurbelgehäuse überströmt. Blow-by-Verluste im Bereich des oberen Totpunktes haben energetisch betrachtet einen größeren Einfluss auf den Wirkungsgrad als Verluste deutlich vor oder nach OT. Die Dichtwirkung des Kolben-Kolbenring-Laufbuchsen-Verbundes hängt neben dem Motorbetriebspunkt auch von den Lagen und formfüllenden Eigenschaften der Kolbenringe ab und kann darüber hinaus für Motoren gleicher Baureihe unterschiedlich ausfallen. Moderne Kolbenringkonstruktionen mit hohem Formfüllungsvermögen ermöglichen geringe Leckageverluste. Motorische Hochlastkonzepte stellen erhöhte Anforderungen an das Dichtsystem.

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Verlust durch Ladungswechsel ǻȘLW

Die realen Ladungswechselvorgänge verursachen stets einen Arbeitsaufwand, der sich aus Expansions-, Kompressions-, Drossel- und Strömungsverlusten zusammensetzt. Insbesondere für drosselgesteuerte Motoren nehmen die Wirkungsgradverluste durch den Ladungswechsel in der Teillast beachtliche Größenordnungen an. Die Prozesse des Ausschiebens von Abgas und des Ansaugens von Frischladung beeinflussen jedoch infolge des sich mit dem Ladungswechsel ausbildenden Strömungsfeldes auch die anschließenden Vorgänge der Zündung, Verbrennung und Schadstoffbildung. Wirkungsgradvorteile durch einen vorteilhaften Ladungswechsel können unter ungünstigen Umständen durch eine verschleppte Zündung und Verbrennung des Gemisches zumindest teilweise zu einer Wirkungsgradsenkung im Hochdruckprozess führen. In Abb. 2.35 sind die möglichen Ladungswechselverluste eines drosselgesteuerten Ottomotors bei Teillast im p,V-Diagramm dargestellt. Die Verluste sind proportional zu den gekennzeichneten Flächen. Zur Verbesserung der Zylinderfüllung werden die Auslassventile in der Regel bereits vor dem unteren Totpunkt geöffnet und die Einlassventile – nach erfolgtem Ladungswechsel – nach UT geschlossen. Im Vergleich zur Prozessführung mit einer Expansion des Arbeitsgases bis UT und einer Kompression ab UT ergeben sich damit die sogenannten Expansions- und Kompressionsverluste.

Abb. 2.35. Aufteilung der Ladungswechselverluste

Den größten Anteil an den gesamten Ladungswechselverlusten haben jedoch die Strömungs- und Drosselverluste. Dabei entstehen die Arbeitsverluste einerseits durch die Strömungswiderstände beim Einströmen der Frischladung entlang der Ansaugkanäle und andererseits durch das Ausschieben der verbrannten Ladungsmasse über die Abgaskanäle. Kurze Kanäle mit großen Querschnitten bieten gute Voraussetzungen für geringe Strömungsverluste. Bei Motoren mit Quantitätsregelung erfolgt die Laststeuerung durch Variation der Gemischmenge, sodass bei Teillast auch eine geringere Luftmasse angesaugt werden muss. Die Regelung erfolgt durch Drosselung und bringt entsprechende

2.3 Verlustanalyse

59

Verluste mit sich, die beträchtlich sein können. Zur Quantifizierung der gesamten Ladungswechselverluste kann der indizierte Mitteldruck hinsichtlich des Hochdruckprozesses (Kompression, Verbrennung, Expansion) sowie des Niederdruckprozesses (Ladungswechsel) differenziert werden, wobei die Integrationsgrenzen durch die Ventilsteuerzeiten festgelegt werden können: AÖ

pmi

pmi ,HD pmi , LW

ES

1 1 ³ pdV ³ pdV . Vh ES Vh AÖ

(2.55)

Die Verluste durch den Ladungswechsel sind in pmi,LW zusammengefasst und bei Saugmotoren aufgrund des im p,V-Diagramm „links umlaufenden“ Prozesses grundsätzlich negativ. Im Falle aufgeladener Motoren ist die Ladungswechselarbeit bei positivem Spülgefälle (Ladedruck > Abgasgegendruck) und damit pmi,LW positiv, d.h. für den Motorprozess nutzbar, siehe Abb. 2.36. Dieses gilt ausnahmslos für mechanisch aufgeladene Motoren, da zum einen kein erhöhter Abgasgegendruck zu überwinden ist und zum anderen die benötigte Antriebsleistung des Verdichters den mechanischen Verlusten zugeordnet wird.

Abb. 2.36. Ladungswechsel bei aufgeladenen Motoren mit positivem Spülgefälle

Bei turboaufgeladenen Motoren hängen die Höhe und das Vorzeichen der Ladungswechselarbeit u.a. von den Wirkungsgraden des Verdichters und der Abgasturbine ab. Um ein möglichst gutes Ergebnis zu ermöglichen, kommt der Abstimmung und Optimierung von Verdichter und Turbine daher eine große Bedeutung zu. Aus thermodynamischer Sicht hat die Abgasturboaufladung gegenüber der mechanischen Aufladung Vorteile, da die im Abgas enthaltene und während des eigentlichen Motorprozesses nicht nutzbare Enthalpie zum Teil in Arbeit umgewandelt werden kann. Die mechanische Aufladung nutzt dagegen nur den mittelbaren Wirkungsgradvorteil durch Steigerung des Lastniveaus.

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Mechanische Verluste ǻȘm

Die Differenz zwischen der durch Zylinderdruckindizierung im Brennraum und direkter Drehmoment- und Drehzahlmessung an der Kurbelwelle ermittelbaren Motorleistung entspricht den mechanischen Verlusten. Diese entstehen unmittelbar durch Reibung aller relativ zueinander bewegten Maschinenteile des Grundmotors, durch aerodynamische und hydraulische Verluste und durch Antrieb der für den Motorprozess erforderlichen Hilfsaggregate bzw. Nebenantriebe einschließlich des von der Motorwelle angetriebenen Verdichters oder Spülgebläses. Da die mechanischen Verluste erst entstehen, nachdem das Arbeitsgas einen Teil seiner Energie an den Kolben übertragen hat, können sie nicht im p,V-Diagramm kenntlich gemacht werden. Trotzdem werden sie in großem Maße z.B. vom Brennverfahren und der Wahl des Motorbetriebspunktes beeinflusst. Nach Gl. 2.8 ist die Differenz aus indiziertem und effektivem Mitteldruck gleich dem Reibmitteldruck, wobei dieser neben den eigentlichen Reibverlusten auch die auf das Zylinderhubvolumen bezogene Antriebsarbeit der Nebenaggregate beinhaltet.

'K m

pmr Vh . mB H u

(2.56)

Der Reibmitteldruck ist somit direkt proportional zur Wirkungsgraddifferenz. Insbesondere bei niedrigen Motorlasten haben die mechanischen Verluste einen dominierenden Einfluss auf den gesamten Wirkungsgrad des Motors, da die eingesetzte Brennstoffwärme hier sehr gering ist. Im Bestpunkt mit einem effektiven Wirkungsgrad von 40% und einem mechanischen Wirkungsgrad von beispielsweise 90% beträgt die Wirkungsgraddifferenz ǻȘm nach Gl. 2.54 über 4%-Punkte. In Teillastbereichen mit entsprechend geringen Wirkungsgraden erreicht diese Wirkungsgraddifferenz ohne weiteres zweistellige Beträge. Nach [SZE85] und [EBE93] liegt z.B. der mechanische Wirkungsgrad von Ottomotoren im zyklusrelevanten Bereich zwischen 20 und 70% und bietet demnach theoretisch ein großes Potenzial für Verbrauchssenkungen. Der Absenkung der mechanischen Verluste kommt daher eine besondere Bedeutung bei der Motorenentwicklung zu. Mit zunehmender Last steigt der mechanische Wirkungsgrad Șm degressiv an, da die mechanischen Verluste, d.h. der Reibmitteldruck, nicht im gleichen Maße steigen wie der indizierte Mitteldruck. Dies ist einer der Gründe für die bei Downsizing-Konzepten erreichbaren Kraftstoffeinsparungen. Im Gegensatz dazu nimmt der Reibmitteldruck mit steigender Drehzahl überproportional zu, sodass Hochdrehzahlkonzepte bei unveränderten Randbedingungen (Lagerwerkstoffe, geometrische Motorauslegung usw.) und unter Berücksichtigung der für den Fahrzeugeinsatz erforderlichen Getriebeübersetzung und -abstufung in der Regel geringere mechanische Wirkungsgrade aufweisen als konventionelle Motoren. Insgesamt besteht beim Reibmitteldruck eine geringe Lastabhängigkeit, aber eine große Drehzahlabhängigkeit. Die gesamten mechanischen Verluste können – zumindest theoretisch – den entsprechenden Baugruppen verursachungsgerecht zugeordnet werden. Praktisch ist dies – insbesondere im gefeuerten Motorbetrieb – nur bedingt möglich, sodass

2.3 Verlustanalyse

61

überwiegend sogenannte Strip-Verfahren zum Einsatz kommen, die das SchleppReibmoment des Motors erfassen und eine Separation der Verluste einzelner Bauteile zumindest näherungsweise ermöglichen. Es treten Reibungsverluste bei den Baugruppen Kurbeltrieb (Pleuellager, Hauptlager), Kolbengruppe (Kolben, Kolbenringe, Laufbuchse) sowie dem Ventiltrieb (Nockenwellenlager, NockenStößel-Kontakt, Nockenwellenantrieb (z.B. Ketten-, Zahnräder- und Riementrieb), Ventile, Rollenschlepphebel etc.) auf. Die aerodynamischen und hydraulischen Verluste setzen sich aus der Pumpwirkung der Kolbenunterseite, Ölpanschverlusten sowie Ventilationsverlusten von Pleuel, Kurbelwelle und sonstigen bewegten Komponenten zusammen. Zu den Nebenaggregaten zählen – je nach Definition – entweder nur die zum Betrieb des Motors unbedingt notwendigen Aggregate (Ölpumpe, Wasserpumpe, Kraftstoffpumpe, Generator) oder auch die sonstigen Hilfsantriebe wie z.B. Klimakompressor oder Servopumpe. Entsprechend unterschiedlich können die Verluste auch in ihrer Höhe ausfallen. Abb. 2.37 zeigt beispielhaft das Streuband der Schlepp-Reibmitteldrücke vom Gesamtmotor und vom Triebwerk konventioneller Ottomotoren mit Saugrohreinspritzung. Je nachdem, welche konstruktiven Randbedingungen vorliegen, kann der Unterschied im Reibmitteldruck bis zu 100% betragen. Es sei jedoch darauf hingewiesen, dass der Reibmitteldruck im gefeuerten Betrieb (höheres Druck- und Temperaturniveau) deutlich höher ausfällt. Somit können mit dem Strip-Verfahren nur die prinzipiellen Eigenschaften der Motoren aufgezeigt werden, die unabhängig sind vom Brennverfahren und vom Motorbetriebspunkt.

Abb. 2.37. Streuband des Schlepp-Reibmitteldruckes für PFI-Ottomotoren [GEB03, MET04]

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2.3.2 Verlustanalyse von Otto- und Dieselmotoren

Um einen Überblick über die grundsätzlichen wirkungsgradbezogenen Unterschiede zwischen Otto- und Dieselmotoren zu bekommen, sind in Abb. 2.38 beispielhaft die Verlustanalysen zweier leistungsgleicher Motoren dargestellt. Als Betriebspunkt wurde ein Teillastpunkt mit einer Drehzahl von n = 2.000 1/min und einem effektiven Mitteldruck von pme = 2 bar gewählt. Beide Motoren sind aufgeladen, verfügen über eine Leistung von 105 kW und sind als serienmäßige 4Zylinder-Reihenmotoren ausgeführt.

Abb. 2.38. Verlustanalyse aufgeladener Otto- und Dieselmotoren [FRE02]

Der Dieselmotor erreicht aufgrund seiner höheren Verdichtung einen höheren Wirkungsgrad des Vergleichsprozesses (Vollkommenen Motor). Dabei wird von reiner Luft als Arbeitsgas ausgegangen. Der Einfluss der realen Ladungszusammensetzung (Stoffgrößen) ist damit vergleichsweise groß, wobei der Dieselmotor aufgrund seines durch Qualitätsregelung sehr mageren Gemisches Vorteile gegenüber dem Ottomotor verbuchen kann. Die drosselfreie Qualitätsregelung ist auch die Ursache für die geringeren Ladungswechselverluste des Dieselmotors. Infolge der schnelleren Verbrennung und des niedrigeren Zylinderdruckniveaus weist der Ottomotor dagegen geringere Wandwärmeverluste und Verluste durch reale Verbrennung auf. Die höhere mechanische Belastung sowie das schwerere Triebwerk führen beim Dieselmotor zu einem geringeren mechanischen Wirkungsgrad bzw. zu höheren Verlusten durch Reibung und Antrieb der Nebenaggregate.

2.3 Verlustanalyse

63

Die hier gezeigten Unterschiede gelten in ihrer quantitativen Ausprägung nur für die genannten Motoren und dem beschriebenen Betriebspunkt. Unterschiede zu anderen ausgeführten Motoren sind stets vorhanden, wenngleich in etwa gleiche Größenordnungen beobachtet werden können, die jedoch von den geometrischen Kenngrößen und der Wahl des jeweiligen Brennverfahrens abhängen. Deutliche Unterschiede in der Höhe der Einzelverluste bestehen innerhalb des Motorkennfeldes, wobei Hochlastpunkte in der Regel zu höheren Wirkungsgraden führen. Diese Tatsache macht man sich bei Downsizing-Konzepten zunutze. Abbildung 2.39 zeigt beispielhaft die Höhe der genannten Einzelverluste in Abhängigkeit von Last und Drehzahl für einen freisaugenden, drosselgesteuerten Ottomotor mit Saugrohreinspritzung. Die Ladungswechselverluste steigen aufgrund höherer Strömungs- und Drosselverluste innerhalb der Ansaug- und Abgaskanäle mit zunehmender Drehzahl an. Ein deutlicherer Einfluss ist durch die Last gegeben.

Abb. 2.39. Wirkungsgraddifferenzen eines freisaugenden Ottomotors für unterschiedliche Betriebspunkte [PIS02]

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Da infolge der Quantitätsregelung die in den Zylinder einströmende Gemischmasse durch Drosselung der Ansaugluft gesteuert wird, führt eine Laststeigerung zu einer signifikanten Reduzierung der Ladungswechselverluste. Im gezeigten Teillastbetriebspunkt, der einem effektiven Mitteldruck von 2 bar entspricht, betragen die Ladungswechselverluste – je nach Drehzahl – etwa 8-13 ProzentPunkte. Der Ladungswechsel ist damit in diesem Betriebspunkt die dominierende Verlustursache. Die mechanischen Verluste steigen mit zunehmender Drehzahl an. In diesem Zusammenhang sind stets niedrige Nenndrehzahlen anzustreben. Da der Reibmitteldruck nicht in dem gleichen Ausmaß zunimmt wie der indizierte Mitteldruck, führt eine Steigerung der Last zu sinkenden Reibungsverlusten. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die zum Antrieb der Nebenaggregate und möglicher Massenausgleichsgetriebe benötigte Leistung nur sehr wenig von der Motorlast, aber umso mehr von der Motordrehzahl beeinflusst wird. Neben den Verlusten durch den Ladungswechsel haben die Reibungsverluste – insbesondere bei hohen Drehzahlen – einen beträchtlichen Anteil an der Begrenzung des Wirkungsgrades. Hinsichtlich der Verluste durch realen Verbrennungsablauf führt eine Laststeigerung beim konventionellen Ottomotor zwar zu einer wirkungsgradgünstigen und kurzen Verbrennungsdauer, jedoch dominieren die negativen Effekte durch klopfbedingte Verstellung des Zündzeitpunktes nach „spät“, sodass die Verbrennung zunehmend in den Expansionstakt verlagert und damit ein geringerer Anteil der Brennstoffwärme in Arbeit umgewandelt wird. Eine Steigerung der Drehzahl ermöglicht infolge der geringeren Klopfgefahr eine wirkungsgradgünstigere Lage des Brennverlaufes. Die Wandwärmeverluste sinken mit zunehmender Last und Drehzahl. Bei höheren Drehzahlen steht weniger Zeit für den Wärmeübergang zur Verfügung. Dieser Effekt dominiert gegenüber der Zunahme der Wandwärmeströme infolge des drehzahlbedingt ansteigenden Temperaturniveaus, welches den Wandwärmeübergangskoeffizienten erhöht. Da im gleichen Brennraumvolumen mehr Energie umgesetzt und die Wandwärme über die Brennraumoberfläche abgegeben wird, sinken die Wandwärmeverluste mit steigender Motorlast ab. Auf den Wirkungsgrad bezogen haben Ottomotoren gegenüber Dieselmotoren generell Vorteile bei den Einzelverlusten Wandwärme, realer Verbrennungsablauf und Reibung bzw. Antrieb Nebenaggregate. Wird bei der Berechnung des Wirkungsgrades des Vollkommenen Motors bereits ein die Ladungszusammensetzung besser beschreibender Isentropenexponent verwendet, ist der Einfluss durch reale Ladung vergleichsweise gering. Verluste durch Blow-by und unvollkommene Verbrennung können ebenfalls meist vernachlässigt werden, sodass für die folgende Analyse nur die Verluste durch realen Verbrennungsablauf, Wandwärme, Ladungswechsel und Reibung bzw. die zum Antrieb der Nebenaggregate benötigte Leistung betrachtet werden sollen. Bis auf den Verlust durch realen Verbrennungsablauf sinken alle anderen wesentlichen Einzelverluste mit zunehmender Last zum Teil sehr deutlich ab. Eine Lasterhöhung wirkt bei freisaugenden Ottomotoren somit stets wirkungsgradsteigernd. Es sei jedoch darauf hingewiesen, dass eine zur Klopfbegrenzung oder zum thermischen Schutz von Abgasturbine oder Katalysator erforderliche Gemischan-

2.3 Verlustanalyse

65

fettung Verluste durch unvollständige Verbrennung bewirkt, hier aber nicht berücksichtigt worden ist. Diese Verluste können im Nennleistungsbereich – insbesondere bei aufgeladenen PFI-Ottomotoren – zu einem deutlichen Anstieg des Kraftstoffverbrauchs führen. Abbildung 2.40 zeigt eine entsprechende Verlustanalyse eines Dieselmotors. Betrachtet werden hier ausschließlich aufgeladene Dieselmotoren mit direkter Kraftstoffeinspritzung, da sie den Stand der Technik markieren und sich im Markt durchgesetzt haben. Beim aufgeladenen, Vollkommenen Dieselmotor ergibt sich eine positive Ladungswechselarbeit, die jedoch bei realen Motoren infolge der Verluste in der Turbine, im Verdichter sowie in den entsprechenden Frischluftund Abgaskanälen insgesamt betrachtet meist negativ ausfällt. Aufgrund der Qualitätsregelung und dem damit möglichen drosselfreien Betrieb weisen Dieselmotoren deutlich geringere Ladungswechselverluste auf als konventionelle Ottomotoren.

Abb. 2.40. Wirkungsgraddifferenzen eines aufgeladenen, direkteinspritzenden Dieselmotors für unterschiedliche Betriebspunkte [PIS02]

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Steigende Drehzahlen führen über zunehmende Strömungsverluste in den Kanälen zu einer Zunahme der Ladungswechselverluste. Da der indizierte Mitteldruck pmi bei Lastzunahme stärker steigt als der indizierte Mitteldruck des Niederdruckprozesses pmi,LW, sinken die gesamten, relativen Ladungswechselverluste mit zunehmender Last auch beim Dieselmotor ab. Die mechanischen Verluste liegen infolge höherer Triebwerkskräfte und Massen oberhalb des Ottomotors. Die deutlich längeren Brenndauern zur Begrenzung des Spitzendruckes, die zudem auf einer nicht-vorgemischten Verbrennung basieren, führen zu hohen Verlusten durch realen Verbrennungsablauf. Da im Gegensatz zum Ottomotor keine klopfschutzbedingte Verschleppung der Verbrennung erforderlich ist, steigen diese Verluste sowohl mit zunehmender Drehzahl als auch mit steigender Last. Die Wandwärmeverluste stellen beim Dieselmotor – insbesondere in der Teillast – den größten Einzelverlust dar. Ursache hierfür sind die langen Brenndauern sowie das hohe Zylinderdruckniveau, welches trotz der durch hohen Luftüberschuss niedrigen Gastemperaturen hohe Wärmeübergangskoeffizienten bewirkt. Da ein hohes Verdichtungsverhältnis und eine um den oberen Totpunkt ausgerichtete Verbrennung einerseits thermodynamisch günstig sind, führt der übertragene Wandwärmestrom unter diesen Bedingungen andererseits zu hohen Wandwärmeverlusten. Im Verhältnis zur umgesetzten Kraftstoffmenge wird bei Teillast mehr Wärme an die Brennraumwände abgeführt. Bei steigender Drehzahl steht weniger Zeit zum Wärmeübergang zur Verfügung, sodass die Wandwärmeverluste sinken.

3 Downsizing

3.1 Grundlagen Unter dem Begriff „Downsizing“ versteht man zunächst ganz allgemein eine Reduzierung des gesamten Hubvolumens VH eines Verbrennungsmotors. Diese Maßnahme wäre bei sonst gleichen Randbedingungen mit einem entsprechenden Leistungs- und Drehmomentabfall verbunden, sodass der Motor für den Einsatzzweck u.U. nicht mehr geeignet wäre oder kundenseitig auf Akzeptanzprobleme stoßen würde. Demnach müssen sinnvolle Gegenmaßnahmen getroffen werden, um den durch die Senkung des Hubvolumens verursachten Leistungsverlust kompensieren zu können. Motoren, die trotz eines geringen Motorhubvolumens über ein hohes Leistungsvermögen verfügen, stellen sogenannte „DownsizingKonzepte“ dar. Sie weisen stets eine hohe Leistungsdichte bzw. spezifische Leistung auf, die wie folgt definiert ist:

Pe VH

i n pme .

(3.1)

Eine Steigerung der Leistungsdichte lässt sich prinzipiell durch Anhebung der Nenndrehzahl oder durch Erhöhung des maximalen effektiven Mitteldruckes erreichen. Hieraus resultieren einerseits die sogenannten Hochdrehzahl- und andererseits die Hochlastkonzepte. Im Gegensatz hierzu kann das spezifische Drehmoment bzw. die Drehmomentdichte M VH

pme

i 2S

(3.2)

ausschließlich durch Steigerung des effektiven Mitteldruckes erhöht werden. Downsizing, also die Reduzierung des Motorhubvolumens mit gleichzeitiger Steigerung der spezifischen Leistung bzw. der Drehmomentdichte, ist neben dem Begriff für ein Motorkonzept jedoch auch ein Prozess, der seit Beginn der Motorenentwicklung beobachtet werden kann. Infolge verbesserter Werkstoffausnutzung, höherer Betriebssicherheit und gesteigerten Lebensdauern – um nur einige Gründe zu nennen – konnten sich auch andere motorische Kennwerte im Laufe der Zeit vorteilhaft entwickeln. Beispiele hierfür sind die mittlere Kolbengeschwindigkeit und das Verdichtungsverhältnis. Die Geschwindigkeit, mit sich die Kennwerte verändern, ist neben dem technischen Fortschritt auch abhängig von den politischen und wirtschaftlichen Randbedingungen, die einen direkten Einfluss auf die Weiterentwicklung von Motoren ausüben.

68

3 Downsizing

Abbildung 3.1 zeigt die zeitliche Entwicklung der spezifischen Motorleistung von Großserien-Pkw-Otto- und -Dieselmotoren. Waren zu Beginn des 20. Jahrhunderts beim Otto-Saugmotor spezifische Leistungen von etwa 10 kW/dm3 die Regel, so werden heute zwischen 30 und 90 kW/dm3 erreicht. Aufgeladene Ottomotoren liegen mit etwa 45-105 kW/dm3 deutlich über den Werten der Saugmotoren.

Abb. 3.1. Zeitliche Entwicklung der spezifischen Leistung von Pkw-Motoren

Eine noch beachtlichere Entwicklung hinsichtlich der spezifischen Leistungen und der effektiven Mitteldrücke war in den letzen Jahren beim Dieselmotor zu beobachten. In erster Linie durch Einführung der Abgasturboaufladung und der direkten Kraftstoffeinspritzung stellen Pkw-Dieselmotoren heute durchzugsstarke und sparsame Antriebsaggregate dar. Sie erreichen aufgrund des begrenzten Drehzahlniveaus zwar nicht die spezifischen Leistungen von Ottomotoren, jedoch weisen sie vergleichbare spezifische Drehmomente wie aufgeladene Ottomotoren auf. Allein aus der zeitlichen Entwicklung der Leistungsdichte ist ersichtlich, dass es praktisch keine definierte Grenze gibt, ab der man von Downsizing sprechen kann. Ganz allgemein werden unter diesem Begriff Motoren-Konzepte verstanden, die sich insbesondere bei den Kennwerten Leistungs- und Drehmomentdichte sowie Nenndrehzahl deutlich vom Mittelwert der momentan auf dem Markt befindlichen Serienmotoren unterscheiden [GOL03a]. In diesem Sinne verfügen diese Motoren-Konzepte entweder über ein sehr leistungsfähiges Aufladesystem zur Darstellung der hohen Mitteldrücke oder sie sind als Hochdrehzahlmotoren ausgelegt. Abb. 3.2 stellt den maximalen, effektiven Mitteldruck aktueller PkwOttomotoren der jeweiligen Nenndrehzahl gegenüber. Motoren mit effektiven Mitteldrücken ab etwa 20 bar können als Hochlastkonzepte bezeichnet werden.

3.1 Grundlagen

69

Zur Darstellung dieser Mitteldrücke werden bei Dieselmotoren – je nach gewähltem Luftverhältnis – absolute Ladedrücke von etwa pL = 2.2 bar benötigt. Ottomotoren erfordern aufgrund des überwiegend stöchiometrischen oder leicht fetten Betriebs geringere Ladedrücke in Höhe von etwa pL = 1,9 bar. Ab einer Nenndrehzahl von ca. 7.000 1/min beginnt der Bereich der Hochdrehzahlmotoren. Alle Aggregate, die unterhalb dieser beiden fließenden Grenzen liegen, stellen die konventionellen Motoren dar. Die Abbildung macht deutlich, dass derzeit nur ein sehr geringer Anteil serienmäßiger und in nennenswerten Stückzahlen produzierten Ottomotoren Hochlast- oder Hochdrehzahlkonzepte sind.

Abb. 3.2. Maximaler Mitteldruck und Nenndrehzahl aktueller Pkw-Ottomotoren

Während die Nenndrehzahl beim Ottomotor im Interesse hoher Leistung vergleichsweise einfach angehoben werden kann, ist diese Maßnahme beim Dieselmotor aufgrund der prinzipiellen Unterschiede im Brennverfahren nicht möglich. Moderne Pkw-Dieselmotoren weisen Nenndrehzahlen im Bereich von 3.7004.500 1/min auf. Echte Hochdrehzahlkonzepte sind daher ausschließlich den Ottomotoren vorbehalten, sodass Dieselmotoren praktisch nur als Hochlastkonzepte ausgeführt werden können. Wird bei Pkw-Dieselmotoren eine Nenndrehzahl von 4.000 1/min vorausgesetzt, so bedeutet eine spezifische Leistung von 50 kW/dm3, dass im Nennpunkt ein effektiver Mitteldruck von 15 bar vorliegen muss. Eine Steigerung der Leistungsdichte um 10 kW/dm3 entspricht damit einem Anstieg des effektiven Mitteldruckes im Nennpunkt von 3 bar. Eine Leistungsdichte von beispielsweise 70 kW/dm3 erfordert somit einen Mitteldruck von 21 bar im Nennpunkt. Um eine objektive bzw. quantifizierbare Aussage über den Grad einer Leistungs- oder Drehmomentdichtesteigerung machen zu können, sind geeignete Kennwerte zu definieren. Dazu gibt es grundsätzlich mehrere Möglichkeiten. Mit

70

3 Downsizing

Blick auf den Begriff Downsizing ist es zweckmäßig, das Motorhubvolumen als Basiskennwert zu verwenden. Um den Grad der Leistungs- bzw. Mitteldrucksteigerung aufzuzeigen, muss zudem ein Bezugswert gegeben sein. Dieser Bezug kann z.B. durch einen entsprechenden Saugmotor in der Basisausführung dargestellt werden. Je nachdem, ob ein bestehender Motor durch Aufladung oder Drehzahlerhöhung ein höheres Drehmoment bzw. eine höhere Leistung erreicht oder ob ein großvolumiger Motor durch einen kleinvolumigen mit gleicher Nennleistung bzw. gleichem maximalen Drehmoment ersetzt wird, gibt es generell jeweils zwei Ansätze für den sogenannten Downsizing-Grad, die jedoch qualitativ das gleiche beschreiben. Dabei werden die Veränderungen entweder auf das maximale Drehmoment bzw. den maximalen Mitteldruck oder auf die Nennleistung bezogen, sodass sich für den Downsizing-Grad die im Folgenden beschriebenen Zusammenhänge als sinnvoll erweisen. Der Kennwert ȖDS,Pmax kennzeichnet den Downsizing-Grad, den ein Motor 2 im Vergleich zu einem Motor 1 mit gleicher Nennleistung, aber reduziertem Motorhubvolumen aufweist. Diese Kenngröße berechnet sich zu

J DS ,P

max

§ VH ,1 VH , 2 · ¨ ¸ ¨ V ¸ H , 1 © ¹ Pmax

.

(3.3)

const .

Im Umkehrschluss kann ein vorhandener Motor jedoch auch durch Aufladung oder Drehzahlsteigerung auf eine höhere Leistung ausgelegt werden, wobei das Motorhubvolumen konstant bleibt. Dann gilt für den Downsizing-Grad: * J DS ,P

max

§ Pmax, 2 Pmax,1 · ¨ ¸ ¨ ¸ Pmax,2 © ¹VH

.

(3.4)

const .

Ähnliche Kennwerte lassen sich aufstellen, wenn das maximale Drehmoment bzw. der maximale effektive Mitteldruck als Vergleichsbasis gewählt wird:

J DS ,M

* J DS ,M

max

max

§ VH ,1 VH , 2 · ¨ ¸ ¨ V ¸ H , 1 © ¹ M max

.

(3.5)

const .

§ M max,2 M max,1 · ¨ ¸ ¨ ¸ M max,2 © ¹VH

.

(3.6)

const .

Der jeweilige Downsizing-Grad ist abhängig von der gewählten Bezugsgröße (Motor 1) sowie der Vergleichsbasis (Hubraum, Leistung, Drehmoment). Er ist damit – im Gegensatz zu den Kenngrößen Leistungsdichte und spezifisches Drehmoment – eine relative Kenngröße und kann je nach Betrachtungsweise unterschiedliche Werte annehmen. Zwei Beispiele sollen dies verdeutlichen. In Abb. 3.3 werden im rechten Diagramm mehrere Motoren mit gleichem maximalen Drehmoment, aber unterschiedlichem Motorhubvolumen verglichen. Im linken Diagramm ist das Motorhubvolumen konstant und die Motoren weisen verschie-

3.1 Grundlagen

71

dene Nennleistungen bzw. maximale Drehmomente auf. Mit Bezug auf die jeweilige Basisvariante – hier jeweils ein Saugmotor – ergeben sich bei den betrachteten Motoren Downsizing-Grade zwischen 17% und 45%.

Abb. 3.3. Downsizing-Grade für verschiedene Otto-Motoren

Mit Hilfe des Downsizing ist eine höhere Ausnutzung des vorhandenen Motorvolumens möglich, sodass kompakte Motoren dargestellt werden können, die trotzdem entsprechende Leistungsanforderungen erfüllen können. Neben diesen Packagevorteilen existiert jedoch ein Potenzial, das den Hauptantrieb für die Entwicklung von Downsizing-Konzepten darstellt. Durch Auswahl und Kombination geeigneter Techniken sind beträchtliche Kraftstoffverbrauchseinsparungen im Vergleich zu den klassischen Motorkonzepten möglich, die in der Größenordnung von 10-30% liegen und damit einen großen Anreiz für die Motorenentwicklung geben. Unter dem Begriff Downsizing werden heute daher eher Motorkonzepte verstanden, die einerseits durch eine hohe Leistungsdichte charakterisiert sind und andererseits sehr niedrige Kraftstoffverbräuche aufweisen. Wie später gezeigt wird, ist dieses Ziel praktisch nur mit Hochlastkonzepten zu erreichen. Abbildung 3.4 verdeutlicht diese originären Ziele des Downsizing, nämlich die Kombination des niedrigen Kraftstoffverbrauchs kleinvolumiger Motoren mit den guten Fahrleistungen großvolumiger Motoren. So kann theoretisch bei einer konsequenten Umsetzung des Downsizing-Gedankens ein 6-Zylinder-Saugmotor durch einen hochaufgeladenen, dreizylindrigen Motor substituiert werden, was bei gleichem Zylinderhubvolumen einem Downsizing-Grad von 50% entsprechen würde.

72

3 Downsizing

Abb. 3.4. Hauptziele des Downsizing

Generell erfolgt beim Downsizing infolge der Reduzierung des Motorhubvolumens eine Verlagerung der Betriebspunkte im Motorkennfeld in Richtung höherer Mitteldrücke (Hochlastkonzepte) bzw. höherer Drehzahlen (Hochdrehzahlkonzepte), damit die gewünschte Leistung dargestellt werden kann. Abb. 3.5 zeigt beispielhaft für die unterschiedlichen Motorkonzepte die stationären Volllastlinien (Drehmoment bzw. effektiver Mitteldruck) in Abhängigkeit der Drehzahl sowie die Fahrwiderstandslinien bei optimaler Getriebeübersetzung. Optimal bedeutet in diesem Zusammenhang, dass die Höchstgeschwindigkeit des Fahrzeugs bei der höchsten Getriebeübersetzung erreicht wird und die entsprechende Fahrwiderstandslinie somit den Nennpunkt kreuzt. Alle Motoren haben eine Nennleistung von 74 kW, die jedoch bei unterschiedlichen Drehzahlen erreicht wird. Dieser Sachverhalt wird anhand der im oberen Diagramm eingetragenen Leistungshyperbeln deutlich. Während der konventionelle Saugmotor einen Hubraum von VH = 1,6 dm3 und eine Nenndrehzahl von n = 6.000 1/min aufweist, verfügen die als Hochdrehzahl- bzw. Hochlastkonzept ausgelegten Downsizing-Varianten über einen deutlich reduzierten Hubraum in Höhe von 1,0 dm3 sowie Nenndrehzahlen in Höhe von 8.500 bzw. 5.800 1/min. Die Getriebeübersetzungen sind an die jeweiligen Nenndrehzahlen optimal angepasst, sodass die theoretische Höchstgeschwindigkeit auch im dargestellten Gang erreicht wird. Bei konstanter Fahrzeuggeschwindigkeit liegen die Betriebspunkte der unterschiedlichen Motorkonzepte im M,n-Diagramm auf der entsprechenden Leistungshyperbel. Das Hochdrehzahlkonzept verfügt über ein im Vergleich zu den anderen Varianten reduziertes maximales Motormoment, wobei der qualitative Drehmomentverlauf der beiden Saugmotoren ähnlich ist. Im unteren Diagramm sind die spezifischen Betriebspunkte und Kennwerte dargestellt. Die Hyperbeln entsprechen hier der spezifischen Leistung, während der effektive Mitteldruck direkt proportional zur Drehmomentdichte ist. Hier wird deutlich, dass die beiden Saugmotoren in etwa die gleiche Drehmomentdichte aufweisen, der turboaufgeladene Motor jedoch einen signifikant höheren Mitteldruck realisieren kann.

3.1 Grundlagen

73

Abb. 3.5. Unterschiedliche Motorkonzepte im Motorkennfeld

Mit Hilfe des Downsizing sind zudem beträchtliche spezifische Leistungen darstellbar. Die Hubraumreduzierung bewirkt beim aufgeladenen Motor im Vergleich zum konventionellen, großvolumigen Saugmotor eine Betriebspunktverlagerung in Richtung höherer Lasten, sofern eine konstante Leistung – hier im Beispiel 30 kW – realisiert werden soll. Beim Hochdrehzahl-Motor verlagert sich der Betriebspunkt in Richtung höherer Drehzahlen. Aus der Kenntnis, dass der Wirkungsgrad eines Motors bei konstanter Last mit steigender Drehzahl aufgrund der überproportional ansteigenden mechanischen Verluste abnimmt, lässt sich schlussfolgern, dass Downsizing-Konzepte als Hochdrehzahlantriebe nicht zu einer Senkung des Kraftstoffverbrauches im NEFZ führen. Die mit dem DownsizingBegriff verbundene bzw. damit assoziierte deutliche Verbrauchssenkung kann daher nur durch Hochlastkonzepte realisiert werden. Leistungssteigerung durch höhere Mitteldrücke führt grundsätzlich zu höheren mechanischen bzw. dynamischen Belastungen im Triebwerk und machen daher eine Anpassung der Bauteildimensionierung erforderlich, die ihrerseits eine Ge-

74

3 Downsizing

wichtszunahme des Motors zur Folge hat. Leistungssteigerungen durch Erhöhung der Nenndrehzahl führen zwar ebenfalls zur einer höheren dynamischen Belastung der bewegten Triebwerksteile, jedoch können diese Zusatzbelastungen durch Massenreduzierung der Triebwerkskomponenten weitgehend kompensiert werden. Es ist zu beobachten, dass Hochleistungsaggregate mit steigender Nenndrehzahl auch leichter ausfallen. Bei Ottomotoren ist eine Begrenzung der Nenndrehzahl durch das Brennverfahren erst oberhalb von 18.000 1/min gegeben, wie Formel-1Rennwagen eindrucksvoll beweisen. Den Anforderungen im Hinblick auf hohe spezifische Leistungen sowie an das Potenzial zur Leistungssteigerung durch ein Hochdrehzahlkonzept wird der Ottomotor daher in idealer Weise gerecht [SPI02]. Die Tatsache, dass der Wirkungsgrad von Verbrennungsmotoren mit steigender Last ansteigt, ist seit langer Zeit bekannt. Früher fehlten jedoch geeignete Techniken, um dieses Potenzial gezielt im kundenrelevanten Fahrbetrieb und unter Beibehaltung des Komforts und der Akustik konventioneller Motoren nutzen zu können. Genau hier liegen die Herausforderungen zur Umsetzung der im Rahmen eines Hochlast-Downsizing-Konzeptes benötigten Einzelmaßnahmen. Sofern nur die Nennleistung eines Motors gesteigert werden soll, ist die Anhebung der Nenndrehzahl eine wirkungsvolle und technisch leichter beherrschbare Maßnahme, die speziell bei Ottomotoren für den Einsatz in sportlich betriebenen Fahrzeugen angewendet wird. Der fehlende Anstieg des Drehmomentes steht jedoch einer komfortorientierten Fahrweise entgegen, sodass HochdrehzahlKonzepte für die Großserienanwendung – und nur diese ist zur Erreichung der ACEA-Zielmarke von Interesse – nur eine untergeordnete Rolle spielen. Verbrauchsorientierte Downsizing-Konzepte bedienen sich zur Leistungs- und Drehmomentkompensation Maßnahmen, die den Mitteldruck signifikant erhöhen. Die damit verbundene Betriebspunktverlagerung zu höheren Lasten führt über unterschiedliche Mechanismen zu einer beachtlichen Senkung des Kraftstoffverbrauchs. Neben den Wirkungsgradvorteilen haben Downsizing-Konzepte weitere nutzbare Potenziale. Infolge intensiverer Gemischbildung und Vorteilen bei der Verbrennung werden weniger limitierte Schadstoffe emittiert. Die Reduzierung des Motorhubvolumens ermöglicht eine Senkung der Motormasse und des erforderlichen Bauraumes und führt damit zu einer verbesserten Fahrdynamik durch gleichmäßigere Gewichtsverteilung auf Vorder- und Hinterachse. Darüber hinaus eröffnen sich im Interesse der Insassensicherheit neue Möglichkeiten für die Auslegung der Vorderwagen-Crashstruktur. Zudem erweitert das obligatorische Aufladesystem über unterschiedliche Aufladegrade das Leistungsangebot innerhalb einer Motorenfamilie, sodass – abgesehen von der Notwendigkeit komplexer und teurer Zusatztechnologien, die zur Umsetzung eines konsequenten DownsizingKonzeptes erforderlich sind – auch durchaus auf der Kostenseite Potenziale bestehen. Downsizing-Konzepte weisen jedoch auch einige, zum Teil gravierende Risiken und Probleme auf, die für die Motorenentwickler große Herausforderungen darstellen. Im Vergleich zu herkömmlichen Motoren erfordern hochaufgeladene Antriebe umfangreiche Modifikationen. Aufgrund der hohen Leistungs- und Drehmomentdichte müssen große Ladungsmassen in den Brennraum eingebracht

3.2 Statisches und Dynamisches Downsizing

75

werden. Damit werden auf geringem Raum auch große Energiemengen umgesetzt. Besondere Anforderungen werden deshalb in erster Linie an das KraftstoffEinspritzsystem, das Aufladesystem sowie an die Motormechanik und –tribologie gestellt. Die Risiken, die mit den erforderlichen Modifikationen verbunden sind, betreffen einerseits das Transient- oder Responseverhalten des Motors nach Lastwechseln, die Motorlebensdauer, die Akustik und den Schwingungskomfort. Mit Blick auf die zusätzlich notwendigen Techniken zur Umsetzung eines erfolgreichen Konzeptes steigt der Regelungsaufwand bzw. die Komplexität des Gesamtsystems an. Unabhängig von den technischen Herausforderungen stellt die Kundenakzeptanz – insbesondere auf dem Pkw-Sektor – ebenfalls ein ganz wesentliches Kriterium dar.

3.2 Statisches und Dynamisches Downsizing 3.2.1 Reduzierung des Motorhubvolumens Downsizing umfasst zunächst die Reduzierung des Motorhubvolumens VH. Beim sogenannten statischen Downsizing – der klassischen Variante – wird das gesamte Hubvolumen im Rahmen der Motorauslegung festgelegt und ist damit nicht veränderbar. Sofern jedoch das „aktive“ Hubvolumen dem jeweiligen Drehmomentbedarf angepasst werden kann, hat man es mit einem dynamischen DownsizingKonzept zu tun. Der Begriff „aktiv“ bedeutet in diesem Sinne, dass eine Energieumsetzung durch die Verbrennung nicht im vollständigen Hubvolumen stattfindet, sondern nur in Teilbereichen. Motoren mit Zylinderabschaltung, bei denen im Teillastbetrieb mehrere Zylindereinheiten deaktiviert werden, sind daher dem dynamischen Downsizing zuzuordnen. Das gesamte Motorhubvolumen ist abhängig von der Zylinderzahl und dem Zylinderhubvolumen. Letzteres lässt sich aus der Bohrung und dem Hub berechnen. VH

z Vh

z

D 2 S s . 4

(3.7)

Die Reduzierung des Motorhubvolumens kann demnach entweder durch Senkung der Zylinderzahl oder durch Verringerung des Zylinderhubvolumens erfolgen. Die Verringerung des Motorhubvolumens durch Reduzierung der Zylinderzahl verursacht geringe Kosten, da das Baukastenprinzip angewendet werden kann. Die relativ großen Zylinderhubvolumina weisen aufgrund prozentual geringerer Wärme- und Reibungsverluste höhere thermodynamische und mechanische Wirkungsgrade auf. Die Grenze wird hierbei durch das Laufverhalten und den Schwingungskomfort des Motors aufgezeigt. Bei geringen Zylinderzahlen müssen geeignete Maßnahmen zur Verbesserung des Akustik- und Schwingungskomforts gefunden werden, die in Form von Ausgleichswellen jedoch zu einer geringfügigen Reduzierung des mechanischen Wirkungsgrades führen. Als Hauptproblem

76

3 Downsizing

kleiner Zylinderzahlen wird die fehlende Kundenakzeptanz aufgrund vermeintlicher Image-, Akustik- und Komfortverluste angesehen. Die Darstellung kleiner Motorhubvolumen durch Reduzierung des Zylinderhubvolumens unter Beibehaltung der Zylinderzahl erfordert infolge der veränderten Brennraumgeometrie einen hohen Entwicklungs- und Fertigungsaufwand. Zudem sind Abstriche beim Wirkungsgrad hinzunehmen. Für sehr kleine Motorhubvolumen von weniger als einem Liter stellen drei Zylinder für den Einsatz in Fahrzeugen die untere Grenze dar. 3.2.2 Mitteldrucksteigerung Der effektive Mitteldruck wird zwar von zahlreichen Größen beeinflusst, er kann jedoch nur durch die Änderung eines Parameters wirkungsvoll erhöht werden. Um die Einflussgrößen beschreiben zu können, wird zunächst von der effektiven Arbeit des Motors ausgegangen, die innerhalb eines Zylinders verrichtet wird:

We

pme Vh

m B H u K i K m .

(3.8)

Für die Masse des in den Zylinder eingebrachten Kraftstoffes gilt allgemein

mB

mL

O Lmin

.

(3.9)

Für die folgenden Überlegungen wird beispielhaft der luftansaugende Motor behandelt. Bis auf geringfügige Änderungen gelten die Zusammenhänge jedoch auch für den gemischansaugenden Motor. Die Masse der in den Zylinder eingebrachten Luft ist von der Luftdichte, dem Brennraumvolumen sowie dem Liefergrad abhängig. mL

U L Vh Ol , L .

(3.10)

Durch Einsetzen der Gln. 3.9 und 3.10 in Gl. 3.8 und Auflösen nach dem effektiven Mitteldruck folgt für den effektiven Mitteldruck:

pme , L

UL

Hu 1 K i K m Ol , L . Lmin O

(3.11)

Zur Realisierung eines hohen effektiven Mitteldruckes sind hohe mechanische und innere Wirkungsgrade sowie ein hoher Liefergrad erforderlich. Diese Größen können jedoch nicht beliebig variiert werden und stellen damit Quasikonstanten dar. Das Luftverhältnis sollte möglichst niedrig sein, es kann beim stöchiometrisch betriebenen Ottomotor aufgrund der Abgasnachbehandlung mittels Drei-WegeKatalysator und beim Dieselmotor durch die Rußgrenze jedoch nicht unter einen Wert von 0,9 bzw. 1,2 abgesenkt werden. Die einzig wirkungsvolle und praktisch durchführbare Maßnahme zur Steigerung des Mitteldruckes ist demnach die Erhöhung der Dichte der in den Zylinder einströmenden Luft. Dieses geschieht zweckmäßigerweise durch Vorverdichtung und wird als Aufladung bezeichnet. Da


77

die Lufttemperatur infolge der Kompression ansteigt, ist eine Kühlung der Ladeluft zweckmäßig, um eine weitere Steigerung der Ladungsdichte zu ermöglichen. Das ideale Gasgesetz verdeutlicht diesen Sachverhalt:

UL

pL . RL TL

(3.12)

Neben diesen globalen Werten sind für die praktische Umsetzung hoher Mitteldrücke vor dem Hintergrund der Emissionsproblematik und der thermomechanischen Bauteilbelastung der zeitliche Verlauf der Energieumsetzung sowie das Luftverhältnis von Bedeutung. Grundsätzlich ist ein hohes Luftangebot bezüglich der Schadstoffemissionen positiv zu bewerten, sofern eine sichere Zündung gewährleistet werden und die Verbrennung vollständig ablaufen kann. Zudem sinken die Wandwärmeverluste. Bei einem vorgegebenen Mitteldruck erfordert eine Steigerung des Luftverhältnisses eine weitere Erhöhung des Ladedruckes bzw. der Luftdichte, sodass die mechanische Belastung in Form von hohen Zylinderspitzendrücken zunimmt. Das gilt umso mehr für den Fall einer den Wirkungsgrad positiv beeinflussenden schnellen Verbrennung. In der Praxis müssen hier Kompromisse zwischen dem Wirkungsgrad, dem Akustikverhalten, der thermischen und mechanischen Motorbelastung sowie den Schadstoffemissionen gefunden werden. Abbildung 3.6 zeigt die Abhängigkeit des erforderlichen Ladedruckes von den genannten Parametern am Beispiel des Dieselmotors. Die grundlegenden Zusammenhänge können ohne weiteres auf den Ottomotor übertragen werden. Angenommen wurde ein Druckverlust im Ladeluftkühler von 0,2 bar. Da der effektiv Wirkungsgrad des Motors mit zunehmender Motordrehzahl deutlich abnimmt, muss der Ladedruck zur Realisierung eines hohen Mitteldruckes entsprechend ansteigen.

Abb. 3.6. Ladedruckbedarf des Dieselmotors in Abhängigkeit des effektiven Mitteldruckes sowie weiterer Betriebsparameter

78

3 Downsizing

Sollen Motoren mit hoher Leistungs- und Drehmomentdichte zusätzlich als Magerkonzepte ausgeführt bzw. aus Emissionsgründen oder zum thermischen Bauteilschutz [BIN01] mit einem hohen Luftverhältnis betrieben werden, stellt dies ganz besondere Anforderungen an das Aufladesystem. Für den konventionellen Dieselmotor, der im Volllastpunkt leicht mager betrieben wird und effektive Wirkungsgrade oberhalb 40% aufweist, beträgt der benötigte Ladedruck etwa gut ein Zehntel des effektiven Mitteldruckes. Es sei hier darauf hingewiesen, dass mit zunehmendem Lade- bzw. Spitzendruck in erster Linie nicht das Aufladesystem, sondern die Motorgrundkonstruktion der limitierende Faktor für eine Steigerung der Leistungsdichte wird. Da der Ottomotor zur Darstellung hoher Mitteldrücke auch unterstöchiometrisch betrieben werden kann bzw. muss, der Wirkungsgrad des Ottomotors aber geringer ausfällt als beim Dieselmotor, sind in etwa gleiche Ladedrücke erforderlich. 3.2.3 Dynamisches Downsizing durch Zylinderabschaltung

Motoren mit einem vergleichsweise großen Zylinderhubvolumen werden im Fahrzeugbetrieb häufig im unteren Lastbereich betrieben. Speziell bei den konventionellen Otto-Saugmotoren mit Drosselsteuerung ist der Betrieb in diesem Kennfeldbereich mit beträchtlichen Ladungswechselverlusten und Nachteilen im Hochdruckprozess verbunden. Um die gewünschte Motorleistung zu realisieren, genügen hier prinzipiell weniger Zylinder. Diese könnten mit höherer Last betrieben werden, wobei sich infolge des Downsizing-Effektes deutliche Wirkungsgradvorteile ergeben. Die sogenannte Zylinderabschaltung (ZAS) – auch als Displacement-OnDemand (DOD) bezeichnet – ermöglicht über geeignete Vorrichtungen die betriebspunktabhängige Deaktivierung einzelner Zylinder während des Motorbetriebs. Während zur Darstellung hoher Drehmomente alle Zylinder aktiviert sind, genügen im Teillastbetrieb weniger Zylinder, um das benötigte Drehmoment liefern zu können. Die aktiven Zylinder werden dann auf einem erhöhten Lastniveau betrieben, sodass der Kraftstoffverbrauch durch diese Lastpunktverschiebung positiv beeinflusst wird. Im Abschaltbetrieb bleiben die Ein- und Auslassventile der nicht an der Kraftstoffumsetzung beteiligten Zylinder geschlossen, vergl. Abschn. 4.2.2, und gleichzeitig wird die Kraftstoffzufuhr gestoppt. Die ZAS erfordert eine Modifizierung der Motorsteuerung, damit der Motorbetrieb bei Änderung der aktiven Zylinderzahl nicht zu Drehmomentsprüngen und damit zu einem Stoß im Antriebsstrang führt [SCH00a]. Der ZAS-Betriebsbereich ist neben der Zylinderzahl auch von der Aktuatorik zur Deaktivierung der Ventile abhängig. Im Hinblick auf einen komfortablen Motorbetrieb mit gutem Geräusch- und Schwingungsverhalten kommt die Zylinderabschaltung nur bei Motoren in Betracht, die trotz Deaktivierung einzelner Zylindereinheiten eine gleichmäßige Zündfolge gewährleisten. Hier bieten sich beispielsweise 8- und 12-Zylindermotoren in VBauweise an, siehe Abb. 3.7.


79

Abb. 3.7. Deaktivierte Zylinder bei V8- und V12-Motoren mit Zylinderabschaltung

Bei einem 12-Zylinder-Motor in V-Anordnung kann eine komplette Bank deaktiviert werden, während bei einem entsprechenden 8-Zylinder-Motor jeweils zwei Zylinder pro Bank nicht an der Energieumsetzung teilnehmen. Dieses Konzept wurde 1999 von DaimlerChrysler beim V8-Motor in die Serie eingeführt und erreicht im Teillastbetriebspunkt mit pme = 2 bar und n = 2.000 1/min einen sehr niedrigen, effektiven Kraftstoffverbrauch von 325 g/kWh [DOL99]. Im Folgenden sollen die Änderungen im Motorkennfeld durch die Abschaltung der Hälfte der Zylinder genauer beschrieben werden. Abb. 3.8 zeigt die Volllastlinien eines V8-Ottomotors mit einem Hubraum von VH = 4,3 dm3, bei dem ein ZAS-Betrieb im Drehzahlbereich von 1.000 – 3.500 1/min möglich ist. Das vom Motor abgegebene Volllast-Drehmoment wird durch die Deaktivierung der halben Zylinderzahl in etwa halbiert. Der Verlauf der Fahrwiderstandslinie gibt für die gewählte Gesamtübersetzung den möglichen Betriebsbereich an, in dem eine Zylinderabschaltung möglich ist. Dieser Kennfeldbereich kann somit sowohl mit acht als auch mit vier Zylindern abgedeckt werden. Für den Fahrkomfort ist es nun wichtig, dass die Zylinderabschaltung ohne Drehmomentsprung realisiert werden kann. Um dies zu gewährleisten, müssen umfangreiche Eingriffe in die Motorsteuerung stattfinden, die eine Anpassung beispielsweise der Drosselklappenstellung, des Zündwinkels und der Einspritzung bewirken. Im M,n-Diagramm führt die Zylinderabschaltung zu einer mehr als 50%-igen Reduzierung des Volllastdrehmomentes. Bereits hier ist anhand der Isolinien konstanten effektiven Kraftstoffverbrauchs ersichtlich, dass der eingezeichnete Betriebspunkt auf der Fahrwiderstandslinie im ZAS-Betrieb zu einem deutlich geringeren Kraftstoffverbrauch führt. Noch interessanter wird der Blick in das pme,nDiagramm, wobei hier – je nach Definition – zwei Darstellungsformen möglich sind, die unterschiedliche Aussagekraft haben. Zum einen kann das Drehmoment auch im ZAS-Betrieb auf das gesamte Hubvolumen bezogen werden. Diese Betrachtung führt dazu, dass der effektive Volllast-Mitteldruck beim 4-ZylinderBetrieb auf etwa die Hälfte des Wertes ohne Zylinderabschaltung abfällt. Der Vorteil ist jedoch, dass sich die Fahrwiderstandslinie im Kennfeld nicht ändert. Andererseits kann das Drehmoment des Motors auf das jeweils „aktive“ Hubvolumen bezogen werden, sodass die Betriebspunktverlagerung im Kennfeld besonders deutlich wird. Allerdings wird die Fahrwiderstandslinie bei dieser Darstellung ebenfalls zu höheren Lasten verschoben. Durch die Forderung, dass sich die Fahrgeschwindigkeit bei der Umschaltung in den ZAS-Betrieb nicht ändern darf, erfolgt eine exakt vertikale Lastpunktverschiebung.

80

3 Downsizing

Abb. 3.8. Auswirkung der Zylinderabschaltung im Motorkennfeld

Die Verlagerung des jeweiligen Betriebspunktes im Motorkennfeld kann unter Zuhilfenahme folgender Annahmen recht anschaulich beschrieben werden: Zum einen bleibt das effektive Motormoment bei der Umschaltung vom 8-Zylinder- in den 4-Zylinder-ZAS-Betrieb näherungsweise konstant, sodass gilt M e,4

M e ,8 .

(3.13)

Geht man weiter davon aus, dass sich das Reibmoment des Motors im ZASBetrieb gegenüber dem konventionellen Betrieb um den Faktor (1-µ) reduziert, beträgt das Reibmoment im 4-Zylinder-Betrieb M R,4

P M R ,8 .

(3.14)

Der Faktor liegt im Bereich 0,5 > µ > 1. Für die Senkung des gesamten Reibmomentes gibt es mehrere Ursachen. Zum einen führt der fehlende Verbrennungsdruck im Brennraum zu reduzierten Reibungsverlusten der Kolbengruppe


81

sowie der Haupt- und Pleuellager. Die deaktivierten Ventile erfordern keine Antriebsleistung durch die Nockenwelle, und die Kraftstoffförderung ist aufgrund der infolge der Lastpunktverschiebung verursachten Wirkungsgradsteigerung des Motors ebenfalls reduziert. Im realen Fall liegt der Faktor µ deutlich oberhalb von 0,5 und deutlich unterhalb von 1. Je kleiner dieser Faktor ausfällt, desto günstiger ist die Abschaltaktuatorik ausgelegt. Für den Fall, dass das vom Motor abgegebene Drehmoment auf das gesamte Hubvolumen bezogen wird, gilt für den Reibmitteldruck sowie den indizierten Mitteldruck im ZAS-Betrieb

P p mr ,8 ,

(3.15)

p mi ,8 p mr ,8 1 P .

(3.16)

p mr , 4 p mi , 4

Der zur Darstellung des erforderlichen Drehmomentes erforderliche indizierte Mitteldruck ist im ZAS-Betrieb also geringfügig kleiner als im konventionellen Motorbetrieb. Die Differenz steigt mit zunehmendem Reibmitteldruck sowie mit sinkendem Faktor µ. Sofern das Drehmoment nur auf das „aktive“ Hubvolumen bezogen wird, gilt für die Mitteldrücke: 2 p me ,8 ,

(3.17)

2 P p mr ,8 ,

(3.18)

2 > p mi ,8 p mr ,8 1 P @.

(3.19)

p me , 4 p mr , 4 p mi , 4

Durch Abschaltung der halben Zylinderzahl wird der indizierte Mitteldruck in den weiterhin befeuerten Zylindern demnach nahezu verdoppelt. Dies führt rein thermodynamisch zu einem Anstieg des Wirkungsgrades. Trotzdem das Reibmoment nach Umschaltung auf den ZAS-Betrieb nur auf das µ-fache des Reibmomentes im 8-Zylinder-Betrieb abfällt, steigt der mechanische Wirkungsgrad grundsätzlich an. Das folgende Beispiel soll dies verdeutlichen. Gegeben sei ein Betriebspunkt mit pme = 4,5 bar. Der Reibmitteldruck im 8-Zylinder-Betrieb betrage pmr,8 = 0,6 bar und der Reibmomentfaktor µ = 0,8. Die daraus resultierenden Ergebnisse sind in Abb. 3.9 zusammengefasst. Um Aussagen über die Lage der Volllastlinien machen zu können, sei die vereinfachende Annahme getroffen, dass die Verbrennung gleich abläuft, sodass zwischen dem indizierten Drehmoment im konventionellen und im ZAS-Betrieb ein eindeutiger Zusammenhang besteht. Real steigt der Hochdruck-Wirkungsgrad beim drosselgesteuerten Ottomotor mit zunehmender Last leicht an, sodass der indizierte Mitteldruck bei gleicher zugeführter Brennstoffmasse zunimmt. Es gilt M i ,max, 4

0,5 M i ,max,8 .

(3.20)

Unter Berücksichtigung der Beziehungen für das Reibmoment des Motors bzw. für den Reibmitteldruck folgt für den effektiven Volllast-Mitteldruck

82

3 Downsizing

p me ,max, 4

0,5 > p me ,max,8 p mr ,8 2 P 1 @ .

(3.21)

Gleichung 3.21 gilt für den Fall, dass das gesamte Motorhubvolumen die Bezugsbasis darstellt. Wird das Drehmoment nur auf die aktiven Zylinder bezogen, gilt p me ,max, 4

p me ,max,8 p mr ,8 2 P 1 .

(3.22)

Der Motorbetrieb mit deaktivierten Zylindern führt zu einem geringfügigen Absinken des maximalen, effektiven Mitteldruckes, siehe Abb. 3.8. Ursache hierfür ist das nur leicht abfallende Reibmoment bei Umschaltung in den ZASBetrieb.

Abb. 3.9. Mitteldrücke und mechanische Wirkungsgrade im Vollmotor- und ZAS-Betrieb (Beispielrechnung)

Die Zylinderabschaltung führt demnach zu einer Steigerung sowohl des inneren als auch des mechanischen Wirkungsgrades. Während bei den großvolumigen Ottomotoren im Falle einer Abschaltung der Hälfte der Zylinder eine Kraftstoffverbrauchssenkung von bis zu 10% erreicht werden kann, bietet der Dieselmotor aufgrund seines infolge der drosselfreien Qualitätsregelung ohnehin höheren Wirkungsgrades ein deutlich geringeres Potenzial. Zudem ist die Laststeigerung u.U. mit einem Anstieg der Rußemissionen verbunden.

3.3 Wirkungsmechanismen Betrachtet man ein beliebiges Kraftstoffverbrauchs-Kennfeld, so wird deutlich, dass eine Laststeigerung grundsätzlich zu einer Senkung des spezifischen effektiven Kraftstoffverbrauchs führt. Dieser Sachverhalt kann bei allen Motoren – unabhängig vom Brennverfahren und von konstruktiven Besonderheiten – beobachtet werden. In Abhängigkeit des Mitteldruckes steigt der effektive Wirkungsgrad degressiv an. Abb. 3.10 verdeutlicht dies am Beispiel eines direkteinspritzenden Pkw-Dieselmotors.

3.3 Wirkungsmechanismen

83

Abb. 3.10. Einfluss einer Laststeigerung auf den effektiven Wirkungsgrad beim DIDieselmotor

Eine bloße Lastpunktverschiebung ist z.B. beim Fahrzeugmotor sehr einfach möglich, indem die Getriebe- bzw. Achsübersetzung verlängert wird. Die Fahrwiderstandslinie stellt sich dadurch im Kennfeld steiler dar, sodass alle Betriebspunkte bei Konstantfahrten ohne Beschleunigungsphasen auf einem höheren Lastniveau liegen. Der unakzeptable Nachteil bei diesem Vorgehen ist jedoch, dass das für Beschleunigungsvorgänge zur Verfügung stehende Drehmoment deutlich reduziert wird, das Fahrzeug dadurch an Dynamik verliert und die Höchstgeschwindigkeit nicht mehr erreicht wird. Demnach müssen beim Downsizing Maßnahmen erfolgen, die den Betriebspunkt des Motors unter Beibehaltung der Leistung in Richtung höherer Lasten verschieben, ohne dass der Motor dadurch auf seine Beschleunigungsreserve verzichten muss. Beim Downsizing wird das Lastniveau daher generell deutlich erhöht, sodass auch die Volllast-Mitteldrücke entsprechend angehoben werden. Die bei Downsizing-Hochlast-Konzepten wirkenden Mechanismen zur Kraftstoffverbrauchssenkung lassen sich anhand der Einzelverluste aus der Verlustanalyse detaillierter beschreiben. Insgesamt führt der Betrieb bei hohen Mitteldrücken zu einer Senkung der durch das Arbeitsverfahren und die Tribologie bedingten Verluste. Auf die Wirkungsgrade bezogen, führt eine Anhebung der Motorlast in der Summe zu einer Steigerung des indizierten und des mechanischen Wirkungsgrades. Leider kann dieses Potenzial in der Praxis häufig nicht vollständig ausgenutzt werden, weil Begleiterscheinungen wie z.B. die Klopfproblematik und thermische Belastung beim Ottomotor oder die Spitzendruckbegrenzung beim Dieselmotor Maßnahmen erzwingen, die der Steigerung des Wirkungsgrades eher entgegen wirken. Hier ist stets ein geeigneter Kompromiss zu finden, der nicht zuletzt von den Kosten bestimmt wird.

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3 Downsizing

Zunächst wird beschrieben, wie sich eine Mitteldrucksteigerung generell auf die Einzelverluste auswirkt. Die Anhebung der Motorlast führt sowohl bei Ottoals auch bei Dieselmotoren zu einer Absenkung der Wandwärme-, Ladungswechsel- und mechanischen Verluste, wobei die Einzelverluste je nach Brennverfahren und konstruktiven Besonderheiten unterschiedlich gewichtet sind. Abb. 3.11 zeigt beispielhaft die relevanten bzw. lastabhängigen Einzelverluste für einen aufgeladenen Dieselmotor und einen freisaugenden, drosselgesteuerten Ottomotor, jeweils im unteren Drehzahlbereich bei Teillast und bei Volllast.

Abb. 3.11. Wirkungsgradverluste eines aufgeladenen Dieselmotors und eines freisaugenden SRE-Ottomotors in Abhängigkeit der Motorlast [PIS02]

Bei beiden Motoren wirkt sich eine Laststeigerung aufgrund der geringen Lastabhängigkeit des Reibmitteldruckes sehr stark auf die mechanischen Verluste aus. Während der Dieselmotor beträchtliche Wandwärmeverluste aufweist, die durch die Betriebspunktverlagerung deutlich abgesenkt werden, resultiert der Wirkungsgradzuwachs beim Ottomotor zu großen Teilen aus den sinkenden Ladungswechselverlusten. Die Verluste durch realen Verbrennungsablauf nehmen sowohl beim Diesel- als auch beim Ottomotor mit steigendem Mitteldruck zu. Ursächlich ist die beim Dieselmotor infolge der Spitzendruckbegrenzung zunehmende Brenndauer und beim Ottomotor die klopfbedingte Spätverstellung des Zündzeitpunktes, wodurch sich die Energieumsetzung zunehmend vom Optimum der isochoren Verbrennung entfernt und sich dadurch der Gleichraumgrad verringert. Neben dem Einfluss durch Steigerung des Mitteldruckes haben auch konstruktive Randbedingungen, wie z.B. die Zylinderzahl, das Zylinderhubvolumen, das Hub-Bohrungs-Verhältnis sowie die geometrische Verdichtung einen erheblichen Einfluss auf den Wirkungsgrad. Bei konsequentem Downsizing mit dem Ziel einer deutlichen Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs ist auf die Ausnutzung dieser Einflussgrößen – soweit möglich – nicht zu verzichten.


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Im Folgenden soll ein qualitativer Vergleich eines großvolumigen OttoSaugmotors (VH = 2,0 dm3, İ = 11) mit einem leistungsgleichen, hochaufgeladenen Otto-Turbomotor (VH = 1,2 dm3, İ = 8,5) durchgeführt werden, um den speziellen Einfluss des Downsizing anhand der Einzelverluste aufzuzeigen. Der entsprechende Downsizing-Grad beträgt 40%, die Drehzahl 2.000 1/min. Die Verlustanalyse ist in Abb. 3.12 für zwei unterschiedliche Betrachtungsweisen – gleiches Drehmoment bzw. gleiche Leistung auf der einen Seite und gleicher Mitteldruck auf der anderen Seite – dargestellt.

Abb. 3.12. Vergleichende Verlustanalyse eines Saug- und eines aufgeladenen Ottomotors

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3 Downsizing

Zunächst erfolgt ein Vergleich bei identischem Betriebspunkt (n, pme). Aufgrund der klopfbedingten Reduzierung des geometrischen Verdichtungsverhältnisses beim Turbomotor erreicht dieser einen geringeren Vergleichswirkungsgrad. Die Verluste durch reale Ladung (beeinflusst den Isentropenexponenten) sind nahezu gleich. Infolge der beim Turbomotor vergleichsweise hohen mechanischen Verluste – der Reibmitteldruck und damit der mechanische Wirkungsgradverlust ist höher, da das Reibmoment und die zum Antrieb der Nebenaggregate erforderliche Leistung auf ein geringeres Hubvolumen bezogen wird – ist zur Darstellung des gleichen effektiven Mitteldruckes ein höherer indizierter Mitteldruck notwendig. Dieser bewirkt im Vergleich zum Saugmotor geringere Wandwärme- und Ladungswechselverluste. Unter Umständen können die Wandwärmeverluste beim Turbomotor jedoch auch höher ausfallen, wenn das Zylinderhubvolumen infolge Beibehaltung der Zylinderzahl zu stark absinkt. Der Verlust durch realen Verbrennungsablauf ist beim Turbomotor trotz der späteren Verbrennungslagen und der längeren Brenndauer nur geringfügig höher als beim Saugmotor, da das höhere indizierte Lastniveau grundsätzlich zu kürzeren Brenndauern führt. Insgesamt ergibt sich beim Turbomotor im Vergleich zum Saugmotor ein leichter Verbrauchsnachteil von etwa 2,5%-Punkten (350 g/kWh zu 390 g/kWh). Betrachtet man jedoch die beiden Motorkonzepte bei gleichem Drehmoment bzw. gleicher Leistung (n, M), so wird der Vorteil durch Downsizing deutlich. Für den realen Fahrbetrieb ist aufgrund der Fahrwiderstände, die ausschließlich vom Fahrzeug und der Fahrgeschwindigkeit abhängen, ein gleiches Drehmoment von Bedeutung. Dabei wird zur Vereinfachung davon ausgegangen, dass die Nenndrehzahlen beider Motoren identisch sind, sodass auch die Fahrwiderstandslinien im M,n-Kennfeld von Saug- und Turbomotor übereinander liegen. Zudem liegt der betrachtete Betriebspunkt genau auf der Fahrwiderstandslinie. Infolge der unterschiedlichen Hubvolumina sind zur Darstellung des gleichen Drehmomentes jedoch differente, spezifische Lasten erforderlich. Daher unterscheiden sich die Fahrwiderstandslinien im pme,n-Kennfeld entsprechend den Motorhubvolumina. Der effektive Mitteldruck des turboaufgeladenen Motors ist mit 3,33 bar deutlich höher als der des großvolumigen Saugmotors und liegt in einem wirkungsgradgünstigeren Bereich des Motorkennfeldes. Der Verbrauchsvorteil des Turbomotors beträgt im Vergleich zum Saugmotor hierbei 2,3%-Punkte. Mit Blick auf die Verlustanalyse wird deutlich, dass sich der DownsizingEffekt durch ein Absinken der thermodynamischen und mechanischen Verluste äußert. Infolge der Lastpunktverschiebung können sowohl die Wandwärmeverluste, als auch die Ladungswechsel- und mechanischen Verluste reduziert werden, sodass der effektive Wirkungsgrad des Turbomotors trotz geringerem Vergleichswirkungsgrad höher ausfällt als beim großvolumigen Saugmotor. Der Vollständigkeit halber sei erwähnt, dass die im pme,n-Kennfeld von Abb. 3.12 eingetragenen Muschelkurven (be = const.) aus den jeweiligen Kennfeldern von Saug- und Turbomotor stammen. Analog zum Betriebspunkt mit pme = 2 bar erreicht der Saugmotor bei pme = 3,33 bar daher in der Regel einem geringeren Kraftstoffverbrauch als der Turbomotor. Dieser Vorteil kann jedoch nicht genutzt werden, da sich der Betriebspunkt nicht mehr auf der Fahrwiderstandslinie befindet.


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[BIC90] hat die Einflüsse geometrischer Grunddaten auf den Arbeitsprozess eines Ottomotors bei unterschiedlichen Hub-Bohrungs-Verhältnissen untersucht. Danach hat eine langhubige Auslegung Vorteile hinsichtlich des inneren Wirkungsgrades sowie des Abgasverhaltens. Kleine Zylindereinheiten bei Ottomotoren führen im oberen Drehzahlbereich aufgrund geringerer Ladungswechselarbeit zwar zu einer höheren Leistung, jedoch sind der indizierte Kraftstoffverbrauch sowie die zyklischen Schwankungen höher als bei größeren Zylinderhubvolumina. Ein geeigneter Parameter zur Beschreibung des Einflusses der konstruktiven Einflussgrößen ist das Verhältnis von Brennraumoberfläche zu Brennraumvolumen ȟOV, welches sich hauptsächlich auf die Wandwärme- und mechanischen Verluste auswirkt. Da die Verbrennung im Bereich des Oberen Totpunktes abläuft, bezieht sich dieser Kennwert auf das Kompressionsvolumen, dessen Form als zylindrisch betrachtet wird:

[ OV

OVc V Vc

4 D 2 S D 2 Vc

4 2 H 1 . D s

(3.23)

Angestrebt wird ein niedriges Oberflächen-Volumen-Verhältnis. Es wird durch große Zylinderdurchmesser, eine langhubige Auslegung und niedrige Verdichtungsverhältnisse positiv beeinflusst. Aufgrund des mit steigendem Zylinderhubvolumen sinkenden Kennwertes ȟOV, siehe Abb. 3.13, sowie der Abhängigkeit des Wandwärmeübergangskoeffizienten von dem Zylinderdurchmesser nehmen die Wandwärmeverluste mit zunehmendem Bohrungsdurchmesser ab. Große Zylindereinheiten sind daher aus thermodynamischen Gründen grundsätzlich anzustreben. Großmotoren weisen aus den genannten Gründen im Vergleich zu PkwMotoren deutlich geringere Wandwärmeverluste auf.

Abb. 3.13. Einfluss des Zylinderhubvolumens und des Hub-Bohrungs-Verhältnisses auf das Oberfläche-Volumen-Verhältnis des Brennraumes

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3 Downsizing

Für die Praxis bedeutet das bei gegebenem Motorhubvolumen eine Absenkung der Zylinderzahl, wobei diese Maßnahme insbesondere bei Pkw-Motoren aus Image- und Komfortgründen zu fehlender Kundenakzeptanz führen kann. Anders betrachtet führt eine Reduzierung des Motorhubvolumens unter Beibehaltung der Zylinderzahl zwar zu einem Anstieg des inneren Wirkungsgrades, der sich in erster Linie aus der Laststeigerung ergibt, jedoch wird das volle Potenzial, das sich erst aus einer gleichzeitigen Reduzierung der Zylinderzahl ergibt, nicht ausgeschöpft. Die mechanischen Verluste setzen sich aus den Reibungsverlusten sowie der Antriebsleistung der für den Motorbetrieb wesentlichen Nebenaggregate zusammen. Diese Verluste sind in erster Linie von der Drehzahl und in geringerem Ausmaß von der Motorlast abhängig. Da die mechanischen Verluste bei Lasterhöhung und konstanter Drehzahl nicht in dem gleichen Maße steigen wie der indizierte Mitteldruck, steigt der mechanische Wirkungsgrad deutlich an. In Abb. 3.14 sind der gesamte Reibmitteldruck eines Dieselmotors und der mechanische Wirkungsgrad in Abhängigkeit der Motordrehzahl für drei Lasten dargestellt. Die Diagramme beinhalten Berechnungsergebnisse, die auf dem Ansatz von Schwarzmeier [SCH92] basieren, wobei auch die Nebenaggregate weitgehend berücksichtigt worden sind.

Abb. 3.14. Berechneter Reibmitteldruck und mechanischer Wirkungsgrad eines Dieselmotors in Abhängigkeit von Motordrehzahl und Last

Der Reibmitteldruck steigt zwar mit zunehmender Last an, jedoch ist diese Steigerung prozentual geringer als die Zunahme des indizierten Mitteldruckes. In der Summe steigt der mechanische Wirkungsgrad daher mit zunehmendem Mitteldruck signifikant an, wie aus Gl. 3.24 hervor geht.

Km

pme pmi

pmi pmr p mi

1

pmr . p mi

(3.24)


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Abbildung 3.15 zeigt beispielhaft den Verlauf des mechanischen Wirkungsgrades als Funktion der Motorlast für zwei unterschiedliche Drehzahlen. Generell fällt der mechanische Wirkungsgrad zu niedrigen Lasten besonders steil ab, da der Reibmitteldruck in diesen Lastbereichen nahezu konstant ist und daher sehr niedrige mechanische Wirkungsgrade erreicht werden. Dieser Einfluss ist beim indizierten Wirkungsgrad weniger stark ausgeprägt. Aufgrund des progressiven Anstiegs des Reibmitteldruckes in Abhängigkeit der Drehzahl weisen Hochdrehzahlkonzepte generell geringere mechanische Wirkungsgrade auf als Hochlastkonzepte, sofern gleiche Werkstoffe und ähnliche konstruktive Randbedingungen vorliegen. Dies ist ein Grund für das höhere Kraftstoffverbrauchsniveau von Hochdrehzahlkonzepten.

Abb. 3.15. Berechneter Verlauf des mechanischen Wirkungsgrades als Funktion des effektiven Mitteldruckes

Abbildung 3.16 zeigt den gleichen Sachverhalt anhand des durch das StripVerfahren ermittelten Schlepp-Reibmitteldruckes des Gesamtmotors. Dabei werden jeweils zwei Diesel- und Ottomotoren betrachtet, bei denen eine Saugvariante mit einem Hubraum von 3 Litern der etwa leistungsgleichen, jedoch aufgeladenen Variante mit einem Hubraum von 2 Litern gegenübergestellt wurde. Alle Motoren verfügen über Rollenschlepphebel mit einem Nockenwellenantrieb über eine Kette. Während die Ottomotoren ein Aluminium-Kurbelgehäuse haben, verfügen die Dieselmotoren über einen Block aus Grauguss. Die Werte für den SchleppReibmitteldruck beinhalten die Verluste des Triebwerks, des Ventiltriebs sowie die Antriebsleistung für die belasteten Öl- und Wasserpumpen. Bei den Dieselmotoren ist zudem die Antriebsleistung für die Einspritzpumpe berücksichtigt. Dieselmotoren weisen insgesamt ein deutlich höheres Reibungsniveau auf, welches einerseits auf erhöhte mechanische Belastungen und größere Massen zurückzuführen ist. Andererseits benötigen die Nebenaggregate der Dieselmotoren eine höhere Antriebsleistung.

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3 Downsizing

Abb. 3.16. Vergleich des Schlepp-Reibmitteldruckes freisaugender und aufgeladener Ottound Dieselmotoren

Die aufgeladenen Varianten weisen zwar höhere absolute SchleppReibmitteldrücke auf, jedoch sind die indizierten Mitteldrücke signifikant höher als bei den Saugmotor-Varianten, sodass der mechanische Wirkungsgrad in der Summe ansteigt. Die Reibungsverluste des Motors werden auch durch die Größe des Zylinderhubvolumens und weiterer geometrischer Motorgrunddaten beeinflusst. Generell ist bei sonst gleichen Randbedingungen ein Reduzierung des Reibmitteldruckes mit sinkender Zylinderzahl zu beobachten, vergl. Abb. 3.17.

Abb. 3.17. Einfluss von Zylinderzahl und Hub-Bohrungs-Verhältnis auf den Reibmitteldruck beim Ottomotor [EBE93]

3.4 Problembereiche hochaufgeladener Motoren

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Ursächlich ist auch hier ein jeweils günstigeres Verhältnis von Brennraumoberfläche zu Brennraumvolumen sowie der bei großvolumigen Motoren kleinere Anteil der Nebenaggregate an den mechanischen Verlusten. Infolge des dominierenden Drehzahleinflusses sinkt der Reibmitteldruck mit zunehmendem HubBohrungs-Verhältnis ab, da von einer konstanten mittleren Kolbengeschwindigkeit ausgegangen wird bzw. die Kolbengeschwindigkeit aufgrund tribologischer Prozesse nach oben begrenzt werden muss. Es sei an dieser Stelle darauf hingewiesen, dass das Strip-Verfahren zwar grundsätzlich geeignet ist, die Unterschiede in den mechanischen Verlusten zwischen verschiedenen Motorkonzepten in der Tendenz aufzuzeigen, jedoch können keine Aussagen über die Quantität der Reibungsverluste gemacht werden, da die tribologischen Verhältnisse im realen gefeuerten Motorbetrieb sich doch sehr stark von denen im geschleppten Betrieb unterscheiden.

3.4 Problembereiche hochaufgeladener Motoren Hochaufgeladene Motoren weisen eine Reihe von Problembereichen und Risiken auf, die sich auf das Stationär- und das Instationärverhalten, die thermomechanische Motorbelastung sowie auf den Wirkungsgrad auswirken und die absolute Höhe von spezifischer Leistung und Drehmomentdichte begrenzen. Diese Grenze ist jedoch nicht fest vorgegeben, sondern wird durch neue Ansätze und Verbesserungen in den verschiedenen Teilbereichen eines Motors zunehmend in Richtung höherer Mitteldrücke verschoben. Darüber hinaus müssen zur Einhaltung der gesetzlich vorgegebenen Schadstoffgrenzwerte zahlreiche motorische Maßnahmen eingeleitet werden, die einer Wirkungsgradsteigerung häufig entgegen stehen. Die wesentlichen technischen Problembereiche für hochaufgeladene Otto- und Dieselmotoren sind: x Stationäres Drehmoment im unteren Drehzahlbereich (Low-EndTorque) x Instationärverhalten nach Lastwechseländerung (Response) x Empfindlichkeit gegenüber extremen Randbedingungen (z.B. geodätische Höhe) x Klopfproblematik beim Ottomotor x Thermische Belastung x Mechanische Belastung beim Dieselmotor x Akustik und Schwingungskomfort

Abbildung 3.18 zeigt die Grenzen der stationären Motorkennfelder eines aufgeladenen Fahrzeug- und eines Schiffs-Dieselmotors mit den Wirkungsbereichen einzelner Betriebsgrenzen. Hier wird deutlich, dass die Begrenzung der Volllastlinie sowohl thermische und mechanische Ursachen hat, als auch durch das Aufladesystem sowie die Schadstoffproblematik beeinflusst wird. Aufgabe der Motorenentwicklung ist daher die Ausweitung bzw. Anhebung der stationären und transienten Volllastlinie unter gleichzeitiger Einhaltung der Schadstoffgrenzwerte,

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3 Downsizing

der Geräuschemission sowie der kundenseitigen Anforderungen wie z.B. Lebensdauer und Zuverlässigkeit. Hier werden insbesondere an Downsizing-Konzepte sehr hohe Anforderungen gestellt.

Abb. 3.18. Ursachen der Begrenzung stationärer Volllastlinien für einen Fahrzeug- und einen Schiffs-Dieselmotor [BAS04, KLO00]

Neben den technischen Problembereichen existieren Risiken, die betriebswirtschaftlicher Natur (hohe System- und Wartungskosten) oder durch fehlende Kundenakzeptanz (Image, z.B. durch Zylinderzahl und Hubraum) gegeben sind. Der letzte Punkt nimmt im Pkw-Sektor – insbesondere im Luxuswagen-Segment – einen großen Stellenwert ein, da hier im Vergleich zu Nfz- oder Schiffsanwendungen weniger die Betriebskosten, sondern das durch die Motorisierung beeinflusste Image des Fahrzeugs im Vordergrund steht. Die genannten Problembereiche erfordern eine Anpassung bestehender und ggf. den Einsatz neuer Motorsystembausteine und Komponenten sowie eine Modifikation der Prozessführung, um ein Downsizing-Konzept technisch umsetzen und erfolgreich am Markt positionieren zu können. Diese Maßnahmen erhöhen grundsätzlich die Kosten sowie die Systemkomplexität und den Regelungsaufwand, sodass eine sorgfältige Abwägung zwischen Kundennutzen und Kosten auf der einen und Herstellerrisiko auf der anderen Seite durchgeführt werden muss. Die theoretischen Potenziale zur Senkung von Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen sind jedoch sehr vielversprechend, sodass mit Hilfe des Downsizing durchaus nennenswerte Wirkungsgradsteigerungen realisierbar sind. 3.4.1 Anfahrdrehmoment und dynamisches Verhalten

Zur Darstellung hoher Mitteldrücke ist u.a. ein leistungsfähiges Aufladesystem Voraussetzung, das hohe Ladedrücke schon bei niedrigen Drehzahlen erzeugen und schnell auf Lastwechsel reagieren kann. Für den praktischen Fahrbetrieb eines Pkw bedeutet das ein für den Anfahrvorgang ausreichend hohes Drehmoment


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(Low-End-Torque) und einen schnellen Ladedruckaufbau beim Beschleunigen ohne spürbares „Turboloch“. Im Falle der Abgasturboaufladung, die aus thermodynamischen und Kostengründen zu bevorzugen ist, sind beide Anforderungen bei konventionellen Systemen nur bedingt zu erfüllen. Bei niedrigen Drehzahlen steht aufgrund des geringen Abgasmassenstroms nur ein geringer Ladedruck zur Verfügung, der seinerseits über den Luftmassenstrom direkt das Motordrehmoment bestimmt. Beim Beschleunigungsvorgang sorgen der allmählich ansteigende Abgasmassenstrom und die Massenträgheit des Turboladerlaufzeugs für einen zeitlich verzögerten Ladedruckaufbau, der generell als störend empfunden wird. Im Bereich hoher Mitteldrücke sind die Radialverdichterkennfelder zudem vergleichsweise schmal, sodass insbesondere für Pkw-Motoren vom Verdichter nicht genügend Luftvolumenstrom über dem gesamten Drehzahlbereich geliefert werden kann. Diese Problematik ergibt sich generell aus der Kombination von Strömungsmaschine (Abgasturbolader) und Kolbenmaschine (Verbrennungsmotor). Die Auslegung des Turboladers ist daher stets kompromissbehaftet. In Abb. 3.19 ist schematisiert der Einfluss der Baugröße des Turboladers auf den resultierenden, stationären und instationären Volllast-Drehmomentverlauf dargestellt. Der Verlauf des instationär zur Verfügung stehenden Drehmomentes ist dabei abhängig von der gewählten Gangstufe bzw. dem Lastmoment.

Abb. 3.19. Einfluss der Turboladerbaugröße auf den Drehmomentverlauf im Fahrzeugeinsatz (schematisch)

Zum Betrieb des Motors entlang des gesamten Drehzahlbandes ist ein einzelner Turbolader infolge seines begrenzten Schluckvermögens nicht ausreichend. Aufgrund der größeren Spreizung im Luftvolumenstrom ist dies besonders bei stöchiometrisch betriebenen Ottomotoren von Bedeutung, deren Drehzahlbereich im Vergleich zu Dieselmotoren deutlich größer ist und im unteren Kennfeldbereich nicht mit Luftüberschuss betrieben wird. Kleine Turbolader ermöglichen zwar einen schnellen Ladedruckaufbau und stellen einen ausreichenden Ladedruck bereits bei niedrigen Motordrehzahlen zur Verfügung, jedoch sind mit dieser Auslegung Abstriche bei der maximalen Leistung im oberen Drehzahlbereich zu machen. Der hohe Abgasgegendruck infolge des begrenzten Schluckvermögens so-

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3 Downsizing

wie die in diesem Bereich geringeren ATL-Wirkungsgrade führen zusätzlich zu einem hohen Kraftstoffverbrauch. Soll auf der anderen Seite eine hohe spezifische Leistung bei moderaten Kraftstoffverbräuchen dargestellt werden, ist die Verwendung ausreichend dimensionierter Abgasturbolader nötig, die bei den hohen Drehzahlen über das notwendige Schluckvermögen verfügen. Damit verbunden ist jedoch ein deutlicher Verlust an stationärem Drehmoment im unteren Drehzahlbereich sowie ein unbefriedigendes Instationärverhalten. Abbildung 3.20 zeigt diesen Sachverhalt am Beispiel eines Pkw-Dieselmotors mit Direkteinspritzung, Abgasturboaufladung und VTG-Turbine. Die Verzögerung des Drehmomentaufbaus ist besonders bei hohen Getriebeübersetzungen (niedrige Gänge) zu beobachten, da sich die Motordrehzahl im Vergleich zur Turboladerdrehzahl relativ schnell ändert.

Abb. 3.20. Stationäres Volllast- und instationäres Drehmoment in Abhängigkeit der Motordrehzahl [FIE00]

Die Diagramme zeigen auch das sehr niedrige stationäre Volllast-Drehmoment im unteren Drehzahlbereich. Bei Anfahrvorgängen z.B. am Berg oder bei schweren Fahrzeugen steht für diesen Prozess u.U. nicht genügend Drehmoment zur Verfügung, sodass die Motordrehzahl zunächst angehoben werden muss, bevor der Anfahrvorgang beginnt. Dieser Fahrbetrieb belastet die Kupplung einerseits außerordentlich stark, zum anderen wird das Geräuschniveau des Motors verstärkt. Das bei turboaufgeladenen Motoren zu beobachtende, unzureichende Ansprechverhalten auf Laständerungen führt zu einer im Vergleich zum Saugmotor ungünstigeren Fahrdynamik. Um eine genauere Vorstellung über die einzelnen Prozesse während eines Beschleunigungsvorganges zu bekommen, soll im Folgenden der zeitliche Verlauf der das Motorverhalten bestimmenden Prozessgrößen


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beschrieben werden. Die wesentlichen Größen sind der Lade- und Abgasgegendruck, die Verdichter- und Motordrehzahl, das Drehmoment, der Restgasgehalt sowie Zündzeitpunkt, Brenndauer und Schwerpunktlage der Verbrennung. [MIE03] hat auf Grundlage eines Klasse-C-Fahrzeugs mit turboaufgeladenem 4-Zylinder-BDE-Ottomotor (VH = 1,4 dm3, PNenn = 110 kW, MMax = 210 Nm) einen Beschleunigungsvorgang im 2. Gang bei einer Startdrehzahl von 1.500 1/min simuliert. Die Ergebnisse zeigen sehr deutlich die hierbei ablaufenden Prozesse auf, siehe Abb. 3.21.

Abb. 3.21. Zeitlicher Verlauf der motorischen Prozessgrößen während eines Beschleunigungsvorganges eines turboaufgeladenen BDE-Ottomotors [MIE03]

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3 Downsizing

Nach dem Öffnen der Drosselklappe sinkt der Druck davor infolge des Druckausgleichs kurzfristig ab, sodass sich das saugmotorische Drehmoment um 0,2 s verzögert aufbaut. Der erhöhte Drehmomentbedarf bewirkt ein Schließen des Wastegates mit der Folge eines Anstiegs des Abgasgegendruckes. Trotzdem der Abgasgegendruck stets höher ist als der Ladedruck und die verdichtete Ansaugluft im Teillastbetrieb zudem noch gedrosselt wird, ist ein Ladungswechsel dennoch möglich, da die Steuerzeiten AÖ und EÖ zeitlich verschoben sind. Es ergeben sich jedoch relativ hohe Restgasanteile, da ein Teil des Abgases während der Ventilüberschneidungsphase aufgrund des negativen Spülgefälles in den Ansaugkanal expandiert. Das Zusammenspiel von Abgasgegendruck und Ladedruck hat generell einen erheblichen Einfluss auf den Restgasanteil. Das schlagartige Öffnen der Drosselklappe bewirkt einen raschen Anstieg des Saugrohrdruckes, sodass der Restgasanteil deutlich absinkt. Hohe Restgasanteile sind zu vermeiden, da sie die Zylinderfüllung begrenzen und infolge der Erhöhung der Ladungstemperatur die Klopfneigung des Motors erhöhen sowie eine Erhöhung der zyklischen Schwankungen bewirken. Der Anstieg des Ladedruckes resultiert aus der zunehmenden Verdichterdrehzahl. Während dieser Phase ist die Leistung der Abgasturbine größer als die vom Verdichter aufgenommene Leistung. Die Differenz dient zur Beschleunigung des Turboladerlaufzeugs. Sobald der gewünschte Ladedruck erreicht ist, öffnet das Wastegate, und es stellt sich ein stationäres Leistungsgleichgewicht am Abgasturbolader ein. Mit dem Anstieg des Ladedruckes steigt auch das Drehmoment des Motors und in der Folge auch die Drehzahl. Aufgrund des zunehmenden Abgasgegendruckes, der direkt die Ausschiebearbeit bestimmt, ist die Drehmomentsteigerung jedoch nicht identisch mit der Ladedruckerhöhung. Die höhere Zylinderfüllung führt zu einer schnelleren Energieumsetzung (Brenndauer sinkt) und erfordert darüber hinaus eine klopfbedingte Verschiebung des Zündzeitpunktes nach „spät“. Die damit verbundenen späteren Schwerpunktlagen der Verbrennung reduzieren des motorischen Wirkungsgrad und damit auch das mögliche VolllastDrehmoment. Die beschriebene Problematik des Low-End-Torque sowie des Beschleunigungsverhaltens aus niedrigen Drehzahlen wird mit steigendem Ladedruckniveau immer ausgeprägter. Abb. 3.22 zeigt den prinzipiellen Unterschied von konventioneller einstufiger Aufladung und einstufiger Hochaufladung für eine Fahrzeuganwendung. Auch hier ist das deutlich geringere Anfahrdrehmoment sowie das schlechtere Beschleunigungsverhalten des Motors mit Hochaufladung dargestellt. Mit zunehmender Leistungsdichte wird die Diskrepanz zwischen stationärem und transientem Motorbetriebsverhalten größer. Zudem ist der Drehzahlbereich des maximalen Mitteldruckes im Vergleich zur konventionellen Aufladung kleiner, und beim Beschleunigen wird die stationäre Volllastkurve erst bei höherer Drehzahl erreicht. Im Falle der Hochaufladung mit effektiven Mitteldrücken deutlich oberhalb von 20 bar müssen demnach in jedem Fall geeignete Maßnahmen zur Formung des Drehmomentverlaufes sowohl für den stationären als auch für den instationären Betrieb getroffen werden.


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Abb. 3.22. Schematischer Vergleich von einstufiger konventioneller und einstufiger Hochaufladung (Abgasturboaufladung) im Fahrzeugeinsatz

Eine weitere Einflussgröße auf die Erzeugung des Ladedruckes ist der thermodynamische Zustand der in den Turboverdichter eintretenden Luft sowie das von außen auf den Motor aufgeprägte Lastprofil. Bei extremen äußeren Randbedingungen, die z.B. bei großer geodätischer Höhe (niedrige Luftdichte), tiefen Temperaturen (hohes Motorreibmoment, geringe Abgasenthalpie) oder bei großen Steigungen (hohes Lastmoment) auftreten, reagieren hochaufgeladene Motoren sehr viel empfindlicher als Motoren mit mäßigen Aufladegraden. Unter diesen Extrembedingungen kann es zu einem übermäßigen Abfall des Drehmomentes kommen, sodass der Fahrzeugbetrieb nicht mehr möglich ist. Hohe Druckverluste im Ansaugsystem oder ein sinkender Luftdruck z.B. durch Motorbetrieb in Höhenlagen können zu einer unzulässigen Annäherung oder sogar Überschreitung der maximalen Laderdrehzahl führen und damit die Betriebssicherheit der Abgasturboladers einschränken. Dieses Szenario ist unter allen Umständen zu vermeiden. 3.4.2 Die Klopfproblematik beim Ottomotor

Die als Klopfen bezeichnete detonierende Verbrennung tritt brennverfahrensbedingt hauptsächlich beim Ottomotor auf. Während die Klopfproblematik bereits beim freisaugenden Ottomotor in oberen Lastbereichen ständig präsent ist, wird dieser Sachverhalt bei aufgeladenen Motoren noch deutlich verschärft [GÜN03] und stellt damit den begrenzenden, brennverfahrensseitigen Faktor hinsichtlich der Ausweitung des maximalen effektiven Mitteldruckes dar. In der Folge limitiert die Selbstzündung im Endgas viele wirkungsgradsteigernde Maßnahmen. Neben Zündaussetzern stellt die klopfende Verbrennung damit die maßgebendste Begrenzung der ottomotorischen Verbrennung dar und ist speziell für die Umsetzung eines Downszing–Konzeptes von großer Bedeutung.

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3 Downsizing

Wie in Kap. 2.2 gezeigt wurde, sind für hohe Motor-Wirkungsgrade grundsätzlich hohe geometrische Verdichtungen erforderlich. Das Verdichtungsverhältnis von Ottomotoren muss jedoch durch die Gefahr klopfender Verbrennung begrenzt werden, womit im Vergleich zum Dieselmotor generelle Verbrauchsnachteile verbunden sind. Mit Hilfe moderner Antiklopfregelungen ist es dennoch gelungen, den Motor nahe an der Klopfgrenze zu betreiben. Hierbei wird mit geeigneten Sensoren (sogenannte Klopfsensoren) die durch klopfende Verbrennung intensivierte Körperschallabstrahlung des Kurbelgehäuses erfasst und der Zündzeitpunkt soweit nach „spät“ verstellt, bis wieder eine deflagrierende Verbrennung abläuft. Neuere Messverfahren auf optischer Basis erlauben bei Forschungsmotoren sogar die Lokalisierung der Klopforte innerhalb des Brennraumes. Da die Verbrennung beim Ottomotor durch den Zündfunken eingeleitet wird, hat dieser Betriebsparameter einen dominierenden Einfluss auf das Klopfverhalten des Motors. In Abb. 3.23 sind mehrere Zylinderdruckverläufe dargestellt, die sich aus verschiedenen Zündwinkeln ergeben. Da es sich hierbei um einen TeillastBetriebspunkt handelt, ist es grundsätzlich möglich, einen optimalen Zündwinkel einzustellen, ohne dass es zu Klopferscheinungen kommt. Optimal bedeutet, dass bei konstanter Kraftstoffmenge sowohl der Mitteldruck als auch der Wirkungsgrad des Motors in diesem Betriebspunkt maximale Werte annehmen können. Bei späteren Zündwinkeln wird der Verbrennungsschwerpunkt zunehmend in den Bereich der Abwärtsbewegung des Kolbens verlegt, sodass der Zylinderspitzendruck absinkt und Kraftstoffverbrauch sowie Abgastemperatur deutlich ansteigen.

Abb. 3.23. Einfluss des Zündwinkels auf den Zylinderdruckverlauf

Bei Vorverlegung des Zündzeitpunktes läuft die Verbrennung infolge der höheren Ladungsdichte (kleineres Brennraumvolumen) schneller ab. Als Ergebnis steigen Zylinderspitzendruck und Spitzentemperatur an. Werden die für eine deflagrierende Verbrennung zulässigen Grenzwerte von Druck und Temperatur überschritten, kommt es zu Selbstzündungserscheinungen im Endgas und ggf. zu


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klopfender Verbrennung. Durch reaktionskinetische Ansätze wird deutlich, dass die zeitlichen Änderungen der Stoffmengenanteile reaktiver Spezies und damit die Gefahr des Klopfens durch zunehmende Werte von Temperatur und Druck bzw. Dichte beschleunigt werden. Daraus wird deutlich, dass erstrebenswerte motorische Maßnahmen wie eine Anhebung des Liefergrades und der Verdichtung sowie Aufladung unausweichlich mit einer intensivierten Reaktionsanregung verbunden sind. Auch längere Verweilzeiten des Gemisches unter diesen Randbedingungen fördern das Auftreten von Selbstzündungen im Endgas [KLE03, WIN03]. Wegen der beim Ottomotor bekannten, als zyklische Schwankungen bezeichneten Arbeitsspielvariationen sind längst nicht alle aufeinander folgenden Zyklen in gleicher Weise klopfgefährdet, sondern vor allem die Arbeitsspiele mit höheren Spitzendrücken. Daher ist es nicht notwendig, das Auftreten von Selbstzündungen grundsätzlich zu unterdrücken. Zu einem klopfenden Motorbetrieb kommt es erst dann, wenn großräumige Endgasbereiche in sehr kurzer Zeit durch Selbstzündung umgesetzt werden und dieses in vielen aufeinander folgenden Arbeitsspielen erfolgt. Die Klopfgrenze ist demnach kein fester Wert, sondern wird durch die Häufigkeit von Selbstzündprozessen vom Motorenentwickler individuell festgelegt. Grundsätzlich sollte der Klopfgrenzbereich mit dem Ziel eines hohen Wirkungsgrades und hoher Mitteldrücke so weit wie möglich ausgenutzt werden. Die Einflüsse von geometrischer Verdichtung und Zündwinkel auf das Klopfverhalten und den Kraftstoffverbrauch sollen im Folgenden anhand eines OttoSaugmotors veranschaulicht werden. Die Zusammenhänge gelten uneingeschränkt auch für aufgeladene Motoren, wobei das Verdichtungsverhältnis hierbei weiter abgesenkt werden muss. Abb. 3.24 zeigt die rechnerische Ermittlung der Klopfgrenze für einen freisaugenden Vierventil-Ottomotor bei einer Drehzahl von 4.500 1/min und einem Luftverhältnis von Ȝ = 1.

Abb. 3.24. Rechnerische Klopfgrenze bei Variation der Verdichtung [KLE00]

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3 Downsizing

Für jedes Verdichtungsverhältnis gibt es genau einen wirkungsgradoptimalen Zündwinkel, bei dem der spezifische Kraftstoffverbrauch minimal wird. Entsprechend der bekannten Zusammenhänge kann der spezifische Kraftstoffverbrauch durch Anheben der geometrischen Verdichtung reduziert werden, wobei der verbrauchsoptimale Zündzeitpunkt mit zunehmendem Verdichtungsverhältnis in Richtung „spät“ wandert. Der Verlauf der Kurve „Klopfgrenze 1“ stellt nun den frühesten Zündzeitpunkt dar, bei dem die infolge der zyklischen Schwankungen resultierenden mittleren Zylinderdruckverläufe gerade noch klopffrei sein sollten. Bei dieser „scharfen“ Klopfgrenze werden also einige Selbstzündungen in der Ausbrandphase zugelassen, die in ihrer Gesamtheit jedoch noch nicht zum Klopfen führen. Aus dem Verlauf der „Klopfgrenze 1“ ist zu erkennen, dass der Motor nur für ein Verdichtungsverhältnis von İ = 8 wirkungsgradoptimal betrieben werden kann. Für höhere Verdichtungsverhältnisse muss der Zündzeitpunkt in Richtung „spät“ verschoben werden, um Klopfen zu vermeiden. Durch Einstellung der Zündzeitpunkte nach „Klopfgrenze 2“ wird das Phänomen Klopfen ganz sicher ausgeschlossen. Sämtliche Zyklen laufen hiernach vollständig ohne Selbstzündungserscheinungen ab. Verbunden ist dieser Motorbetrieb jedoch mit spürbaren Wirkungsgradeinbußen. Selbst bei einem Verdichtungsverhältnis von İ = 8 kann der Motor nach dieser Abstimmung nicht mehr wirkungsgradoptimal betrieben werden. Hier wird deutlich, dass es aus Verbrauchsgründen durchaus vorteilhaft ist, möglichst in den selbstzündungsbehafteten (jedoch klopffreien) Betrieb hineinzufahren. In dem Diagramm ist zudem zu erkennen, dass die Wirkungsgradvorteile mit zunehmendem Verdichtungsverhältnis und unter Berücksichtigung der Klopfgrenze immer geringer ausfallen. Bei geometrischen Verdichtungen über 12 kann der Kraftstoffverbrauch sogar wieder leicht ansteigen, da sehr späte Zündwinkel gefahren werden müssen. Hinsichtlich des Volllastverhaltens ist es daher durchaus zielführend, zur Klopfbegrenzung eine Verdichtungsabsenkung gegenüber einer Spätverstellung des Zündwinkels den Vorzug zu geben. Das Klopfverhalten ist grundsätzlich auch drehzahlabhängig, wie der Volllastbetriebspunkt in Abb. 3.25 erkennen lässt.

Abb. 3.25. Zündwinkel bei Volllast [KLE03]


101

Die erforderliche Zündwinkeleinstellung ist hier entlang des gesamten Drehzahlbandes klopfbegrenzt, wobei bei niedrigsten Drehzahlen und Drehzahlen im oberen Bereich die Verbrauchsnachteile – dargestellt durch den Abstand der beiden Kurven – besonders groß sind. Als Begründung für dieses Verhalten lässt sich anführen, dass die Verweildauer des unverbrannten Frischgemisches bei niedrigen Drehzahlen entsprechend groß ist, wodurch die Gefahr der Selbstzündung besonders ausgeprägt ist. Zu größeren Drehzahlen schwächt sich dieser Effekt ab, sodass der Abstand zum verbrauchsoptimalen Zündwinkel zunehmend kleiner wird. Ab einer Drehzahl von etwa 3.500 1/min nimmt die Klopfgefahr wieder stark zu, erreicht bei etwa 5.000 1/min ihr Maximum und erfordert eine deutliche Verstellung des Zündwinkels in Richtung „spät“. Die Gründe hierfür sind zum einen eine durch besonders vorteilhafte dynamische Saugrohreffekte gestiegene Ladungsdichte und zum anderen eine mit der Drehzahl ansteigende Abgastemperatur, die über die Restgasvermischung auch zu erhöhten Gemischtemperaturen führt. Bei höchsten Drehzahlen wird schließlich die für den Ablauf der Vorreaktionen zur Verfügung stehende Zeit so gering, dass die Klopfgefahr verschwindet. Ein weiterer, grundsätzlicher Nachteil klopfbedingter, später Zündzeitpunkte sind damit verbundene Drehmomentschwankungen. Diese können speziell bei hubraumkleinen Motoren mit geringer Zylinderzahl auftreten, sind umso stärker, je weiter der Zündwinkel vom Optimum entfernt ist und je steiler die Zündhaken verlaufen, was insbesondere bei hohen Ladedrücken der Fall ist. Verursacht werden die Drehmomentschwankungen durch die bei späten Verbrennungsschwerpunktlagen zu beobachtenden starken zyklischen Schwankungen im Verbrennungsablauf, die sich in einem Anstieg der Standardabweichung des indizierten Mitteldruckes manifestieren [HAB00]. In Abb. 3.26 sind die mit der Klopfproblematik beim Ottomotor verbundenen Auswirkungen auf Kennwerte und Prozessgrößen noch einmal schematisiert zusammengefasst.

Abb. 3.26. Die Klopfproblematik beim Ottomotor

Mit der Aufladung ist in der Regel eine Absenkung des Verdichtungsverhältnisses verbunden. Da das Verdichtungsverhältnis im Interesse hoher Teillastwirkungsgrade auf relativ hohem Niveau ausgelegt wird, muss der Klopfneigung vermehrt durch späte Zündung begegnet werden, die ihrerseits zu einer Begren-

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3 Downsizing

zung der Spitzentemperatur und des maximalen Zylinderdruckes führt. Die Spätverstellung der Zündung ist aufgrund der vom oberen Totpunkt weiter entfernten Energieumsetzung jedoch mit einer Steigerung des Kraftstoffverbrauchs und der Abgastemperatur verbunden. Die höhere Abgastemperatur bewirkt eine zunehmende, thermische Beanspruchung der abgasführenden Motorkomponenten (z.B. Auslassventile, Abgasturbine und Katalysator), sodass zum thermischen Bauteilschutz eine Gemischanreicherung nötig ist, die zusätzlich den Verbrauch sowie die CO- und HC-Emissionen erhöht. Darüber hinaus resultiert aus der späten Verbrennungslage eine geringe Verbrennungsstabilität, die zu einer Zunahme der zyklischen Schwankungen führt und damit den Fahrkomfort beeinträchtigt. 3.4.3 Thermische und mechanische Motorbelastung

Mit steigenden Mitteldrücken werden, bezogen auf das Zylinderhubvolumen, zunehmend größere Energiemengen umgesetzt. Trotz einer damit verbundenen Wirkungsgradsteigerung sind größere absolute Wärmemengen über das Kühlwasser und das Abgas abzuführen. Die Umsetzung eines Downsizing-Konzeptes erfordert daher stets eine Anpassung des Kühlkreislaufes sowie der Abgasanlage. Hohe Wärmestromdichten wirken auf die Bauteile ein, welche direkten Kontakt mit den heißen Brenngasen haben. Es sind dies der Zylinderkopf, der Kolben und die Zylinderlaufbuchse. Mit zunehmenden Mitteldrücken kommt es in erster Näherung zu einem linearen Anstieg der Bauteiltemperaturen, sodass geeignete Maßnahmen zur Kühlung getroffen werden müssen. Im Zusammenhang mit der Modifikation des Brennverfahrens treten darüber hinaus steigende thermische und mechanische Belastungen innerhalb des Motors auf. Die aus Verbrauchsgründen notwendige Steigerung des Zünddruckes ist mit einer Anhebung der maximalen Prozess- und Wandtemperaturen verbunden, sofern gleiche Luftverhältnisse vorausgesetzt werden. Insbesondere der Zünd- oder Spitzendruck gilt als Maß für die mechanische Triebwerksbelastung, wobei zur Darstellung hoher Mitteldrücke der Zylinderdruck auch über einen längeren Kurbelwinkel- bzw. Zeitbereich auf hohem Niveau verbleibt und zu einer längeren Wirkdauer der Triebwerkskräfte führt. Damit ist die Anpassung der folgenden Bauteile und Baugruppen nötig: x x x x x x

Kurbelgehäuse Zylinderkopf, -dichtung und Ventile Kolben Haupt- und Pleuellager Kurbelwelle Ölkreislauf

Bei Downsizing-Konzepten mit sehr hoher Leistungsdichte und hohen Mitteldrücken reichen Anpassungen bestehender Motoren nicht mehr aus, sodass die o.g. Komponenten und Baugruppen einer kompletten Neuentwicklung bedürfen. Hierbei ist auch die Verwendung höher belastbarer Werkstoffe sowie geeigneter Oberflächenbeschichtungen und Oberflächenbehandlungen erforderlich, um den Beanspruchungen dauerhaft Stand halten zu können. Konsequentes Downsizing


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führt daher trotz geringerer Motorabmaße und ggf. geringerer Zylinderzahlen stets zu höheren Kosten, insbesondere wenn der Einsatz zusätzlicher Technologien zur Verbesserung des Betriebsverhaltens nötig ist. Beim Dieselmotor, der nicht durch die Klopfproblematik beschränkt ist, ergibt sich die Aufladefähigkeit aus dem Zusammenhang von Ladedruck und Spitzendruck. Infolge der bei höheren Ladedrücken zur Beherrschung der mechanischen Belastungen erforderlichen Absenkung des Verdichtungsverhältnisses steigt der Spitzendruck degressiv an. Damit ist beim Dieselmotor ein Trend zu steigenden Abgastemperaturen zu beobachten, der zwar die Abgasturbine höher belastet, aber hinsichtlich Abgasenthalpie zur Darstellung hoher Ladedrücke durchaus positiv bewertet werden kann. Ein anderer Trend ist beim Ottomotor zu beobachten. Für sehr hohe Ladedrücke ist eine deutliche Klopfbegrenzung nötig, die einerseits auf dem Wege einer Verdichtungsabsenkung und andererseits über eine Spätverstellung der Zündung erfolgt und damit – trotz steigender Ladedrücke – durchaus zu sinkenden Spitzendrücken führen kann [HAB00]. 3.4.4 Akustik und Schwingungskomfort

Der Motorakustik und dem Schwingungskomfort wird insbesondere im PkwSegment ein großer Stellenwert eingeräumt. Bei anderen Anwendungen stehen diese Merkmale eher im Hintergrund, wenngleich das Schwingungsverhalten bei Großmotoren in Bezug auf die Fundamentierung und die Gestaltfestigkeit des Antriebssystems eine durchaus wichtige Eigenschaft darstellt. Die bei konsequentem Downsizing erforderliche Reduzierung der Zylinderzahl – z.B. der Sprung vom 8-Zylinder- auf einen 6-Zylinder-Motor, vom 6- zum 4Zylinder-Motor oder vom 4- zum 3-Zylinderaggregat – wird vom Kunden insbesondere im Pkw-Segment mit einer Verschlechterung der Akustik verbunden. Während dieses Empfinden subjektiver Natur ist, bestehen dagegen hinsichtlich Laufruhe und Schwingungskomfort durchaus Beeinträchtigungen, denen – wo es der Markt erfordert – mit geeigneten Maßnahmen begegnet werden muss. Ein Problem speziell hubraumkleiner und hochaufgeladener Ottomotoren mit geringer Zylinderzahl ist die Gefahr von Drehmomentschwankungen, die sich im Fahrbetrieb unangenehm bemerkbar machen. Diese Schwankungen resultieren aus der mit der Klopfbegrenzung verbundenen Spätverstellung des Zündzeitpunktes. Infolge der damit verbundenen Verschiebung des Verbrennungsschwerpunktes nach spät nehmen die Schwankungen im indizierten Mitteldruck zu und führen damit unmittelbar zu einer unstetigen Drehmomentabgabe. Abhilfe kann hier nur die Absenkung des Verdichtungsverhältnisses mit dem Ziel einer wirkungsgradsteigernden Schwerpunktlage der Verbrennung schaffen. Diese Maßnahme führt jedoch zu einem Anstieg der Abgastemperatur und erfordert zum thermischen Bauteilschutz im Volllastbereich eine Gemischanreicherung, sodass der Kraftstoffverbrauch negativ beeinflusst wird.

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3 Downsizing

3.5 Verbrauchspotenziale Die Notwendigkeit zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs bei Verbrennungsmotoren wird sowohl durch den Kunden selbst als auch durch die Selbstverpflichtung der Automobilindustrie getrieben. Nicht zuletzt die in den letzten Jahren stark angestiegenen Kosten für Rohöl und dem damit verbundenen, nachteiligen Einfluss auf die Weltwirtschaft lassen diese Forderung zunehmend wichtiger erscheinen. In einigen Ländern, darunter auch Deutschland, wird der Kraftstoff darüber hinaus hoch besteuert. Downsizing in Verbindung mit Aufladung zur Darstellung von motorischen Hochlast-Konzepten kann zur Senkung der CO2-Emission einen wesentlichen Beitrag leisten. Der vorliegende Abschnitt soll helfen, die durch Downsizing möglichen Verbrauchspotenziale zu quantifizieren. 3.5.1 Einflussparameter und Verbrauchsszenarien

Generell hängt der Kraftstoffverbrauch von Antriebssystemen neben dem Motor selbst auch von weiteren Einflussgrößen ab. Das komplexeste System stellt dabei sicherlich der Einsatz des Motors im Fahrzeug dar, wo ein relativ großer LastDrehzahl-Bereich ausgenutzt wird und die instationäre Motorcharakteristik von großer Bedeutung ist. Bei dieser Anwendung spielen hinsichtlich des realen Kraftstoffverbrauchs die Fahrweise, das verwendete Fahrzeug sowie der Antriebstrang eine wesentliche Rolle, siehe Abb. 3.27.

Abb. 3.27. Einflussgrößen auf den Kraftstoffverbrauch von Motoren im Fahrzeugeinsatz

Das Fahrprofil gibt die Fahrgeschwindigkeit als Funktion der Zeit vor. In Abhängigkeit der Fahrzeugeigenschaften werden die Fahrwiderstände (Rollwiderstand, Luftwiderstand, Beschleunigungswiderstand, Steigungswiderstand) und damit die erforderliche Antriebsleistungen ermittelt. Der Raddurchmesser bestimmt dann die jeweilige Raddrehzahl sowie das am Rad benötigte Drehmoment. Über die Wirkungsgrade des Antriebstranges sowie die Getriebeübersetzung ergibt sich daraus die vom Motor bereit zu stellende Antriebsleistung in Form des Drehmomentes und der Drehzahl. Aus dem Drehmoment und dem Motorhubvolumen kann schließlich der erforderliche effektive Mitteldruck berechnet werden.

3.5 Verbrauchspotenziale

105

Insbesondere der Antriebstrang mit dem zum Einsatz kommenden Getriebe stellt grundsätzlich einen weiteren Freiheitsgrad dar, den Kraftstoffverbrauch zu beeinflussen sowie die Charakteristik des Motors entsprechend auszulegen. Dieser Sachverhalt gilt im Besonderen für Downsizing-Konzepte, die beispielsweise im Anfahr- und im instationären Betriebsverhalten prinzipbedingte Schwächen im Vergleich zu großvolumigen Saugmotoren aufweisen. Die Analyse unterschiedlicher Verbrauchsszenarien im jeweiligen Fahrzyklus liefert detaillierte Erkenntnisse, welche motor- oder getriebeseitigen Maßnahmen zur weiteren Senkung des Kraftstoffverbrauchs zielführend sind. Dabei ist z.B. die folgende Unterscheidung möglich: x x x x x

Verbrauch entsprechend dem Energieäquivalent Wirkungsgrad des Gleichraumprozesses Wirkungsgrad im Bestpunkt des realen Motorkennfeldes Verbrauchsoptimale Getriebestufung ohne Verluste im Antriebstrang Reales Getriebe

Weitere Szenarien sind denkbar. Der Kraftstoffverbrauch entsprechend dem Energieäquivalent berücksichtigt allein die zur Überwindung der Fahrwiderstände am Rad nötige Leistung und beinhaltet damit nicht die Leerlaufphasen des jeweiligen Fahrzyklus´. Wird der Wirkungsgrad des Gleichraumprozesses unter Verwendung der realen geometrischen Verdichtung sowie des realen Luftverhältnisses eingesetzt, so erhält man den motorisch minimal möglichen Kraftstoffverbrauch. Mit Berücksichtigung der relevanten thermodynamischen und mechanischen Verluste des ausgeführten Motors ergibt sich der Kraftstoffverbrauch, der bei einem verlustlosen Antriebstrang und einem Betrieb ausschließlich im Bestpunkt des Motors möglich ist. Die verbrauchsoptimale Getriebestufung berücksichtigt bereits die vom Betriebspunkt abhängigen, spezifischen Kraftstoffverbräuche und trägt damit dem Umstand Rechnung, dass ein Fahrbetrieb in einem einzigen Betriebspunkt praktisch nicht möglich ist. Die Betriebslinie im Motorkennfeld verläuft bei der verbrauchsoptimalen Getriebestufung durch die Punkte, in denen sich die Linien konstanter Motorleistung mit den Isolinien des spezifischen Kraftstoffverbrauchs (sogenannte Muschelkurven) kreuzen. Die Form bzw. Lage der entsprechenden Motorbetriebslinie wird durch die Lage der Muschelkurven bestimmt und erfordert eine ständige, stufenlose Anpassung der Übersetzung für unterschiedliche Fahrgeschwindigkeiten. Sofern ein reales Getriebe verwendet wird, spiegelt der resultierende Kraftstoffverbrauch die gesamten Verluste im Antriebsstrang, die endliche Anzahl der Übersetzungsstufen sowie den Kompromiss aus Kraftstoffverbrauch und Beschleunigungsreserve wider. Abb. 3.28 verdeutlicht die letzten drei Punkte der Verbrauchsszenarien im realen, motorischen Verbrauchskennfeld am Beispiel eines direkteinspritzenden, turboaufgeladenen Pkw-Dieselmotors. Während die verbrauchsoptimale Getriebeabstufung ausschließlich vom Motorkennfeld abhängig ist, wird die Lage der Betriebspunkte innerhalb des Fahrzyklus (NEFZ) in hohem Maße von den fahrzeugspezifischen Parametern beeinflusst.

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3 Downsizing

Abb. 3.28. Kraftstoffverbrauchsszenarien im realen Motorkennfeld

Ansatzweise ist das Potenzial, das aufgeladene Motoren hinsichtlich des Kraftstoffverbrauchs im NEFZ bieten, bereits bei aktuellen Motoren zu erkennen. In Abb. 3.29 ist der auf die Fahrzeugmasse und die Nennleistung bezogene Kraftstoffverbrauch aktueller Pkw mit Ottomotoren in Deutschland dargestellt.

Abb. 3.29. Auf die Fahrzeugmasse und die Nennleistung bezogener Kraftstoffverbrauch von aktuellen Pkw mit Ottomotoren (NEFZ)


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Untersucht wurden etwa 960 Motoren. Die Trendlinie der aufgeladenen Motoren liegt entlang aller massebezogenen Fahrzeugklassen unterhalb der Trendlinie der freisaugenden Ottomotoren. Dies gilt, obwohl derzeitige Turbo- oder mechanisch aufgeladene Motoren häufig als Leistungsvarianten bestehender SaugmotorBaureihen angeboten werden und damit die Verbrauchssenkung nicht oberstes Ziel ist. Der Zusammenhang gilt in qualitativer Form ebenfalls für den Fall, dass der bezogene Kraftstoffverbrauch über der Motorleistung aufgetragen wird, sodass sich hier – trotzdem z.T. sehr unterschiedliche, motorische Ausführungsformen miteinander verglichen werden – ein eindeutiger Trend zeigt, der allerdings quantitativ nur sehr bedingt aussagekräftig ist. Bei konsequentem Einsatz der Erkenntnisse zum Downsizing lässt sich ein noch deutlich größerer Anteil des Potenzials zur Verbrauchssenkung ausschöpfen. Um auch Aussagen zur absoluten Größenordnung der Verbrauchssenkung durch Downsizing treffen zu können, sind detailliertere Betrachtungen erforderlich, zumal der reale Wirkungsgrad von zahlreichen weiteren Einflussparametern abhängig ist. 3.5.2 Vergleich unterschiedlicher Motorkonzepte

Der in Abb. 3.29 dargestellte Status aktueller Motoren liefert einen ersten Hinweis darauf, dass die Aufladung prinzipiell praktisch nutzbare Vorteile zur Verbrauchssenkung ermöglicht. Um abschätzen zu können, welche Kraftstoffverbrauchseinsparungen durch Downsizing-Konzepte tatsächlich realisierbar sind, soll daher im Rahmen dieses Abschnittes ein Vergleich unterschiedlicher OttomotorenKonzepte durchgeführt werden. Da Dieselmotoren heute nahezu ausschließlich mit Abgasturboaufladung und Direkteinspritzung angeboten werden und sich Downsizing beim Selbstzünder als sinnvolles und geeignetes Maßnahmenpaket herausgestellt hat, erfolgt kein separater Vergleich von Dieselmotoren unterschiedlicher Leistungsdichte. Hierbei sei angemerkt, dass der absolute Kraftstoffverbrauch neben dem Motorkonzept in beträchtlichem Ausmaß von dem zu Grunde liegenden Fahrzyklus sowie dem eingesetzten Fahrzeug und der Getriebecharakteristik beeinflusst wird. Diese Parameter bestimmen die Lage der Betriebspunkte im Motorkennfeld und damit die spezifischen Verbräuche. Hinsichtlich der Getriebeabstufung ist speziell in den unteren Gängen stets ein Kompromiss zwischen der Zugkraft am Rad – diese bestimmt das Anfahrverhalten – und dem Kraftstoffverbrauch zu finden. Fahrzeug und Motorvarianten

Basisfahrzeug ist ein Kompaktwagen der Fahrzeug-Klasse C (VW Golf) mit einem 5-Gang-Getriebe. Um ähnliche Fahrleistungen erzielen zu können, ist eine Anpassung des Getriebes an den jeweiligen Motor erforderlich. Dabei ist der 5. Gang möglichst lang übersetzt, sodass die Fahrleistungslinie den Bereich des Nennleistungspunktes kreuzt. Der 1. Gang wird durch das Anfahrverhalten bzw. die Zugkraft am Rad bestimmt, während die übrigen Gänge progressiv gestuft

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3 Downsizing

sind. Der im instationären Motorbetrieb verzögerte Ladedruckaufbau von turboaufgeladenen Varianten kann eine noch kürzere Übersetzung des ersten Ganges erforderlich machen. Die vorliegende Untersuchung beschränkt sich jedoch auf den stationären Betrieb. Der Vergleich erfolgt auf Basis realer Verbrauchskennfelder moderner 4-Zylinder-Ottomotoren. Folgende Motorenkonzepte wurden untersucht: x Saugmotor mit Direkteinspritzung und luftgeführtem Schichtladekonzept („BDE-Saugmotor“) x Direkteinspritzung mit Abgasturboaufladung, Homogenkonzept, mäßig aufgeladen („BDE-Turbo“) x Direkteinspritzung mit Abgasturboaufladung, Homogenkonzept, hochaufgeladen, Konzeptstudie („BDE-Hochlast-Turbo“) x Saugrohreinspritzer, mechanisch aufgeladen („SRE-Kompressor“) x Saugmotor mit Saugrohreinspritzung, Hochdrehzahlkonzept („SREHochdrehzahl“)

Tabelle 3.1 gibt einen Überblick über die wichtigsten Daten der untersuchten Motoren. Bis auf das Hochlast-Konzept (BDE-Hochlast-Turbo) handelt es sich bei den betrachteten Aggregaten um Serienmotoren. Sie weisen damit einen gewissen Reifegrad auf. Das Hochdrehzahl-Aggregat wurde in Bezug auf die Reibungsverluste für die Serie modifiziert und weist daher vergleichsweise günstige Kraftstoffverbräuche auf. Die Motoren wurden hinsichtlich des Hubvolumens skaliert, sodass eine gleiche Nennleistung von PNenn = 130 kW erreicht wird. Diese für einen Kompaktwagen vergleichsweise hohe Leistung wurde gewählt, um einen möglichst kleinen Skalierungsfehler realisieren zu können. Tabelle 3.1. Kennwerte der untersuchten Motoren PNenn [kW]

VH [cm3]

[-]

İ

pme,max i5,ges PNenn/VH [kW/dm3] [bar] [ - ]

BDESaugmotor

130

2.345

11,5

55,44

12,70

3,040 5.800

[GRI02]

BDE-Turbo

130

1.780

10,5

73,47

18,20

2,778 5.300

[KRE04]

BDE-HochlastTurbo

135,8

1.672

10,5

81,20

25,12

2,306 4.400

[FRE02]

SREKompressor

130

1.948

9,5

66,74

16,90

2,725 5.200

[MIK02]

SREHochdrehzahl

130

1.634

11

79,54

12,08

4,350 8.300

[FEV99]

Motor

nV,max [1/min]

Kennfeld

Sofern das skalierte Hubvolumen größer ist als das ursprüngliche Hubvolumen des Motors (BDE-Saugmotor, SRE-Kompressor), liegen die realen, spezifischen Verbräuche eher etwas unterhalb der im Kennfeld angegebenen Werte. Ursache hierfür sind geringere thermodynamische und Reibungsverluste aufgrund des mit


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steigendem Hubvolumen günstigeren Oberflächen-Volumen-Verhältnisses und des geringeren Einflusses der Nebenaggregate auf die mechanischen Verluste. Die Motoren mit einem Skalierungsfaktor kleiner eins (restliche Motoren) sind real durch etwas höhere Kraftstoffverbräuche charakterisiert als die entsprechenden Originalmotoren. Dieser Einfluss kann in der Summe nur schwer quantifiziert werden, sollte jedoch trotzdem bei der Analyse Berücksichtigung finden. Die stationären effektiven Volllast-Mitteldrücke der Motoren in Abhängigkeit der Drehzahl sowie die spezifischen Leistungen und Drehmomente zeigt Abb. 3.30. Infolge der Direkteinspritzung erreicht der Saugmotor Leistungsdaten, die auf dem Niveau sehr guter Saugrohreinspritzer liegen.

Abb. 3.30. Effektive Volllast-Mitteldrücke und Leistungskennwerte der untersuchten Motoren

Das Hochlast-Downsizing-Konzept verfügt über einen für Ottomotoren vergleichsweise hohen maximalen Mitteldruck von über 25 bar. Es weist infolge des nahezu gleichen Hubvolumens in etwa die gleiche spezifische Leistung von ca. 80 kW/dm3 auf wie das Hochdrehzahlkonzept. Der Verlauf des VolllastDrehmomentes ist darüber hinaus dem Verlauf moderner Dieselmotoren sehr ähnlich, wobei das nutzbare Drehzahlband jedoch um etwa 50% größer ist als beim Dieselmotor. Aufgrund des fast plateauartigen Leistungsverlaufes im oberen Drehzahlbereich kann das Hochlast-Konzept im Interesse niedriger Kraftstoffverbräuche im höchsten Gang sehr lang übersetzt werden, ohne dass zu große Einschränkungen in Bezug auf die Zugkraft am Rad in Kauf genommen werden müssen. Bis auf das Hochdrehzahlkonzept erreichen alle Motoren die Höchstgeschwindigkeit von etwa 227 km/h bei einer Drehzahl unterhalb von 6.000 1/min.

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3 Downsizing

Spezifischer Kraftstoffverbrauch ausgewählter Betriebspunkte

Die spezifischen effektiven Kraftstoffverbräuche der untersuchten Motoren liegen in der unteren Hälfte des FEV-Streubandes, sodass die Aggregate durchaus moderne Ausführungen von Ottomotoren darstellen, siehe Abb. 3.31. Während sich die Motorkonzepte im Bestpunkt (Wirkungsgradoptimum) nur geringfügig voneinander unterscheiden, treten beim klassischen Teillastbetriebspunkt mit 2.000 min-1 / 2 bar doch beträchtliche Differenzen in den spezifischen Verbräuchen auf. Der moderne direkteinspritzende Ottomotor kann bei diesem Betriebspunkt infolge der möglichen Schichtladung nahezu voll entdrosselt gefahren werden und erreicht daher einen spezifischen Verbrauch von 330 g/kWh. Da das Streuband nur Motoren mit stöchiometrischem Homogenbetrieb beinhaltet, liegt der Verbrauch des BDE-Saugmotors außerhalb des Streubandes.

Abb. 3.31. Spezifische Kraftstoffverbräuche im Teillastbereich [GRE04, LÜC04]

Der mechanisch aufgeladene Saugrohreinspritzer weist aufgrund des niedrigen Verdichtungsverhältnisses und der bereit zu stellenden Antriebsenergie für den Kompressors einen signifikant höheren Kraftstoffverbrauch von 437 g/kWh auf. Die BDE-Turbo und SRE-Hochdrehzahlkonzepte liegen mit 375 g/kWh gleichauf, und die BDE-Hochlast-Turbo-Konzeptstudie ist mit einem spezifischen Verbrauch von 400 g/kWh ebenfalls vergleichsweise weit vom BDE-Saugmotor entfernt. Interessant ist nun ein Vergleich der spezifischen Kraftstoffverbräuche im Teilund Volllastbetrieb, wenn leistungsgleiche Betriebspunkte bei gleichen Drehzahlen betrachtet werden, Abb. 3.32. Das luftgeführte Brennverfahren des BDESaugmotors sowie das Hochdrehzahlkonzept erzielen mit 330 bzw. 325 g/kWh die geringsten Teillastverbräuche im Betriebspunkt 3.000 min-1 / 3 bar.


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Abb. 3.32. Kraftstoffverbrauchswerte ausgewählter Motorbetriebspunkte

Erwartungsgemäß ist der mechanisch aufgeladene Saugrohreinspritzer auch hier mit einem Wert von 375 g/kWh weit abgeschlagen. Die turboaufgeladenen Varianten liegen dazwischen. Ein Vergleich der Verbräuche bei gleichem Drehmoment von 56 Nm – dieses Drehmoment entspricht beim BDE-Saugmotor einem effektiven Mitteldruck von 3 bar – zeigt nun den eigentlichen Vorteil des Downsizing auf: die Verlagerung des Betriebspunktes in wirkungsgradgünstigere Bereiche. Das gilt sowohl für die turboaufgeladenen Motoren als auch in diesem Betriebspunkt für den hochdrehenden Saugmotor. Der mechanisch aufgeladene Motor weist auch hier noch einen konzeptbedingten Nachteil auf. Je höher der Drehmomentbedarf bei konstanter Drehzahl jedoch ist, desto wirkungsvoller kommt der Downsizing-Effekt zum Tragen und desto größer wird der Kraftstoffverbrauchsvorteil von aufgeladenen Motoren. Das Hochlastkonzept weist bei den betrachteten Betriebspunkten zwar stets höhere Verbräuche auf als die konventionelle Turbo-Variante, allerdings bietet dieses Downsizing-Konzept aufgrund der Drehmomentcharakteristik die Möglichkeit einer vergleichsweise langen Getriebeübersetzung, sodass der Gesamt-Wirkungsgrad im praktischen Fahrbetrieb von allen Motor-Konzepten am höchsten ist, wie die Analyse im NEFZ zeigt. Diesem Sachverhalt muss besondere Beachtung zuteil werden, da das Hochlast-Turboaggregat noch Konzept-Charakter aufweist und damit nicht in allen Bereichen optimiert ist. Die zur Darstellung der hohen Mitteldrücke erforderlichen Ladedrücke können beispielsweise durch leistungsfähigere Aufladesysteme (z.B. zweistufige, geregelte Aufladung) mit deutlich geringeren Abgasgegendrücken bzw. höheren Aufladewirkungsgraden und damit in der Summe günstiger hinsichtlich des Gesamtwirkungsgrades realisiert werden.

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3 Downsizing

Realer Kraftstoffverbrauch im NEFZ

Für den praktischen Fahrbetrieb sind die spezifischen Kraftstoffverbräuche einzelne Motorbetriebspunkte weniger aussagekräftig, da hierbei keine Informationen über das Getriebe sowie das Fahrzeug, in dem sich der Motor befindet, berücksichtigt werden. Der sich im realen Fahrbetrieb einstellende Kraftstoffverbrauch wird in bedeutendem Maß auch von der Getriebeabstufung, vom Wirkungsgrad des gesamten Antriebsstranges sowie vom Fahrzyklus beeinflusst. Für den Europäischen Markt gilt der Neue Europäische Fahrzyklus (NEFZ) bzw. New European Driving Cycle (NEDC), der sich aus einem vier mal zu durchfahrenden Stadtfahrzyklus und einem außerstädtischen Fahrzyklus zusammensetzt. Der Fahrbetrieb auf der Autobahn mit hohen Geschwindigkeitsanteilen wird durch den NEFZ jedoch nicht abgedeckt. Die in diesem Fahrzyklus durchzuführenden Kraftstoffverbrauchs- und Emissionsmessungen umfassen Konstantfahrten inklusive Schaltphasen (Zeitanteil: 40,3%), Beschleunigungen (20,9%), Verzögerungen (15,1%) sowie Leerlaufphasen (23,7%). Aufgrund des beträchtlichen Zeitanteils im Leerlauf geht der Leerlaufverbrauch mit hoher Gewichtung in den gesamten Kraftstoffverbrauch ein. Den vorgeschriebenen Geschwindigkeits-Zeit-Verlauf zeigt Abb. 3.33. Innerhalb der gesamten Zyklusdauer von 1.180 s wird eine Fahrstrecke von 11.007 km gefahren. Neben den genauen Schaltzeitpunkten sind auch die Beschleunigungsund Verzögerungsphasen exakt vorgeschrieben.

Abb. 3.33. Neuer Europäischer Fahrzyklus (NEFZ)

In Abb. 3.34 sind die Verbrauchskennfelder der untersuchten Motorkonzepte mit den Fahrwiderstandslinien des 5. Ganges dargestellt. Darüber hinaus ist der Bereich, in dem die Betriebspunkte des Neuen Europäischen Fahrzyklus (NEFZ) bei Konstantfahr- und Beschleunigungsphasen liegen, grau hinterlegt. Der 5. Gang als niedrigste Übersetzungsstufe ist dabei so ausgelegt, dass die Fahrwiderstandslinie den Nennpunkt kreuzt bzw. in unmittelbarer Nähe des Nennpunktes verläuft.


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Abb. 3.34. Kennfelder der untersuchten Motorkonzepte

Diese Getriebeabstufung ist stark von dem Verlauf der stationären Volllastlinie abhängig. Das BDE-Hochlast-Turbo-Konzept erlaubt aufgrund des im oberen Drehzahlbereichs fast plateauartigen Leistungsverlaufs eine sehr lange Übersetzung mit entsprechenden positiven Auswirkungen auf den Kraftstoffverbrauch, ohne allzu große Nachteile im Beschleunigungsverhalten in Kauf nehmen zu müssen. Die Beschleunigungsreserve wird bei stationärer Betrachtung durch den ver-

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3 Downsizing

tikalen Abstand der jeweiligen Fahrwiderstandslinie zur Volllastlinie quantifizierbar. Aus den Kennfeldern wird deutlich, dass nur die beiden turboaufgeladenen Motorvarianten im NEFZ spezifische Kraftstoffverbräuche unterhalb von 245 g/kWh erreichen. Das BDE-Hochlast-Turbo-Konzept ist darüber hinaus in der Lage, diese günstigen Verbräuche über einen größeren Drehzahlbereich beizubehalten. Die anderen Motorkonzepte liegen z.T. deutlich darüber. Da die zur Verfügung stehenden Verbrauchskennfelder keine Informationen über den Leerlaufverbrauch beinhalten, dieser jedoch einen vergleichsweise großen Zeitanteil aufweist, wurde für alle Motoren ein Leerlaufverbrauch von 1,6 Liter pro Stunde angenommen. Der Wirkungsgrad des Antriebsstranges (Antriebswellen, Lager, Differenzialgetriebe, Stufengetriebe etc.) wurde mit 88,2 % beziffert. Abb. 3.35 stellt die NEFZrelevanten Kraftstoffverbräuche der untersuchten Motorkonzepte gegenüber.

Abb. 3.35. Resultierende Kraftstoffverbräuche im NEFZ für ein Fahrzeug der Klasse C

Vergleichsbasis ist der BDE-Saugmotor, der aufgrund des im Teillastbereich möglichen Schichtladebetriebs bereits sehr gute Verbrauchswerte aufweist. Trotzdem kann der Kraftstoffverbrauch im NEFZ durch Abgasturboaufladung deutlich reduziert werden, wobei das Hochlast-Konzept über das größte Potenzial verfügt. Sowohl der mechanisch aufgeladene Motor als auch das Hochdrehzahlkonzept liegen im Kraftstoffverbrauch höher als die Basisvariante. Die für ein Fahrzeug der Klasse C relativ hohe Leistung von 130 kW führt dazu, dass die Lage der Betriebspunkte überwiegend in der unteren Teillast angesiedelt ist. Die in diesen Kennfeldbereichen niedrigen Turboladerwirkungsgrade bewirken bei den turboaufgeladenen Varianten spürbare Nachteile im Ladungswechsel, sodass der erzielbare Verbrauchsvorteil im NEFZ insgesamt moderat ausfällt. In Abb. 3.36 sind für die Basisvariante und die beiden Downsizing-Konzepte die Lage der Betriebspunkte bei Geschwindigkeiten von 50 km/h, 100 km/h, 150 km/h und 200 km/h im M,n- und pme,n-Kennfeld dargestellt. Die Fahrwiderstandslinien gelten für die höchste Gangstufe.


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Abb. 3.36. Gegenüberstellung der Betriebspunkte und spezifischen Kraftstoffverbräuche

Das Hochlast-Konzept schöpft seine Leistung aus hohen Drehmomenten und vergleichsweise niedrigen Drehzahlen. Beim Hochdrehzahl-Konzept liegt der umgekehrte Fall vor. Infolge des geringen Hubraumes sind beim BDE-HochlastTurbo relativ hohe Mitteldrücke zur Darstellung des Drehmomentes erforderlich. Im Zusammenhang mit der durch die Drehmomentcharakteristik möglichen langen Getriebeübersetzung liegen die Betriebspunkte in Bereichen niedrigen spezifischen Kraftstoffverbrauchs. Der Downsizing-Effekt ergibt sich demnach sowohl aus der Laststeigerung als auch aus der Drehzahlsenkung. Abbildung 3.37 zeigt den Verlauf des spezifischen Kraftstoffverbrauchs für alle untersuchten Motorkonzepte in Abhängigkeit der Fahrgeschwindigkeit (5. Gang). Auch hier wird die Überlegenheit des Hochlast-Downsizing-Konzeptes bezüglich des Kraftstoffverbrauchs deutlich. Bei allen Motoren sinkt der Verbrauch zunächst mit steigender Fahrgeschwindigkeit ab und erreicht ein Minimum deutlich vor der Höchstgeschwindigkeit.

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3 Downsizing

Abb. 3.37. Spezifischer, effektiver Kraftstoffverbrauch in Abhängigkeit der Fahrgeschwindigkeit

Die entsprechenden, spezifischen Verbräuche bewegen sich im Minimum zwischen 245 und 285 g/kWh. Alle aufgeladenen Motorkonzepte sind dem BDESaugmotor hinsichtlich des gesamten Wirkungsgrades zumindest im oberen Geschwindigkeitsbereich überlegen. Das untere Diagramm stellt die beiden Downsizing-Varianten einander gegenüber und macht deutlich, dass hinsichtlich des Potenzials zur Kraftstoffverbrauchssenkung nur das Hochlast-Konzept in Frage kommt. Bei konstanten Fahrgeschwindigkeiten oberhalb von 50 km/h beträgt der Verbrauchsvorteil im Vergleich zum BDE-Saugmotor etwa 10-17%, wobei hier auch die längere Getriebeübersetzung des BDE-Hochlast-Turbomotors eine Rolle spielt. Insbesondere das Fahren auf Landstraßen und Autobahnen bietet daher unter den gegebenen Randbedingungen die Möglichkeit, den realen Kundenverbrauch deutlich zu senken. Das Hochdrehzahlkonzept erreicht nur in einem


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kleinen Geschwindigkeitsbereich Wirkungsgradvorteile und liegt ansonsten deutlich oberhalb des BDE-Saugmotors. Die insbesondere bei turboaufgeladenen Motoren notwendige Gemischanreicherung an der Volllast zum thermischen Bauteilschutz kann jedoch auch dazu führen, dass bei häufigem Betrieb bei hohen Lasten und Drehzahlen der Kraftstoffverbrauch deutlich ansteigt. Der Kundenverbrauch dieser ausgesprochenen Leistungskonzepte kann daher u.U. höher ausfallen als bei den klassischen Saugmotoren. Moderne Downsizing-Konzepte können auslegungsbedingt hier jedoch spürbare Vorteile bieten. Theoretischer Kraftstoffverbrauch im NEFZ

Neben dem realen Kraftstoffverbrauch im Neuen Europäischen Fahrzyklus ist auch von Interesse, welche theoretischen Verbrauchspotenziale bei den verschiedenen Motorkonzepten überhaupt bestehen. Ausgehend vom Energieäquivalent soll daher der streckenbezogene Kraftstoffverbrauch aus dem Gleichraumprozess, beim Betrieb im Wirkungsgradmaximum des realen Motors sowie bei optimaler Getriebestufung im realen Verbrauchskennfeld ermittelt werden, siehe auch Abschn. 3.5.1. Ohne Berücksichtigung von Leerlaufphasen beträgt der absolute Kraftstoffverbrauch für das zu Grunde liegende Fahrzeug der Klasse C im NEFZ bei einem Gesamtwirkungsgrad von eins etwa 1,25 Liter pro 100 km und entspricht damit 100% relativem Kraftstoffverbrauch. Abb. 3.38 zeigt für die untersuchten Motorkonzepte die resultierenden Kraftstoffverbräuche in Abhängigkeit der Verbrauchsszenarien auf.

Abb. 3.38. Vergleich der theoretischen und realen Kraftstoffverbräuche im NEFZ

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3 Downsizing

Die Gegenüberstellung macht deutlich, dass der resultierende Kraftstoffverbrauch im NEFZ zu etwa 50% durch die verlustbehaftete und nicht optimale Drehmoment-Drehzahl-Wandlung im Getriebe sowie durch die Leerlaufphasen bestimmt wird. Nicht optimal bedeutet in diesem Zusammenhang, dass die Betriebspunkte im Motorkennfeld vergleichsweise weit vom Wirkungsgradmaximum des Motors entfernt sind. Infolge der beim BDE-Hochlast-Turbo-Konzept über einen längeren Drehzahlbereich bei günstigen spezifischen Verbräuchen verlaufenden Fahrwiderstandslinien sind die Verluste durch das Getriebe nicht so groß wie bei den anderen Motorkonzepten. Zugkraft am Rad und Anfahrverhalten

Ein Problembereich turboaufgeladener Motoren stellt das geringe Drehmoment im unteren Drehzahlbereich dar, welches zudem im transienten Betrieb noch geringer als im Stationärbetrieb ausfällt. Hinsichtlich des stationären Drehmomentes konventioneller Turbomotoren ist die Übersetzung in den unteren Gängen daher entsprechend kurz zu wählen, um genügend Drehmoment bei niedrigen Fahrgeschwindigkeiten bereit stellen zu können.

Abb. 3.39. Zugkraft am Rad in Abhängigkeit der Fahrgeschwindigkeit für die kleinste und größte Getriebeübersetzung


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Dieses Vorgehen wirkt sich grundsätzlich nachteilig auf den Kraftstoffverbrauch aus. Es ist deshalb auch aus Verbrauchsgründen sinnvoll, geeignete Maßnahmen zur Steigerung des sogenannten Low-End-Torque durchzuführen. In Abb. 3.39 ist die stationäre Zugkraft am Rad in Abhängigkeit der Fahrgeschwindigkeit für den ersten und fünften Gang der untersuchten Motoren dargestellt. Zunächst wird deutlich, dass der mechanisch aufgeladene Motor eine sehr ähnliche Volllastcharakteristik aufweist wie der BDE-Saugmotor und damit eine sehr gute Fahrbarkeit ermöglicht. Die Übersetzung des ersten Ganges wurde bei allen Motoren so gewählt, dass bei einer Drehzahl von 1.000 1/min mindestens ein stationäres Drehmoment von 4.500 N bereit gestellt werden kann. Bei der hochaufgeladenen Turbovariante wurde die Übersetzung im Vergleich zu dem anderen Motoren kürzer gewählt und somit dem Umstand Rechnung getragen, dass das instationäre Drehmoment u.U. deutlich niedriger ausfällt als im Stationärbetrieb. Die stationäre Zugkraft am Rad liegt beim BDE-Hochlast-Turbo-Konzept daher im ersten Gang über dem gesamten Drehzahlbereich oberhalb der Werte der anderen Motoren. Die Übersetzung im fünften Gang ergibt sich aus der Forderung, dass die entsprechende Fahrwiderstandslinie den Nennpunkt kreuzt und somit die Höchstgeschwindigkeit in dieser Fahrstufe erreicht wird. Mit dieser Auslegung ist der hochaufgeladene Turbomotor den beiden Saugmotoren unterhalb einer Geschwindigkeit von 70 km/h geringfügig unterlegen, liegt jedoch in etwa gleichauf mit den anderen aufgeladenen Varianten. Insgesamt ergibt sich mit der gewählten Getriebeauslegung hinsichtlich der Zugkraft am Rad für alle Fahrgeschwindigkeiten – auch für die turboaufgeladenen Motoren – eine ausreichende Performance, sodass ein guter Kompromiss zwischen Kraftstoffverbrauch und Anfahrverhalten gefunden wurde. NEFZ-Verbrauchspotenziale anderer Studien

Die möglichen Verbrauchseinsparungen bei Ottomotoren durch Downsizing waren schon vielfach Gegenstand von Untersuchungen an realen Fahrzeugen. In Abhängigkeit der Basismotorisierung, der Eigenschaften des Motor, des verwendeten Fahrzeugs, der Getriebecharakteristik sowie des betrachteten Fahrzyklus´ liegen die Sparpotenziale innerhalb eines Streubandes und erschweren damit allgemein gültige Aussagen über das reale Einsparpotenzial durch Downsizing. Generell wurde im Rahmen der Studien auch das Fahrverhalten im Praxiseinsatz berücksichtigt, sodass z.B. eine Anpassung der Getriebeübersetzungen mit Blick auf das Fahrverhalten im Transientbetrieb erfolgte. Aufgrund der hohen Anzahl der Verbrauchsstudien sollen im Folgenden nur einige wenige herausgegriffen und beschrieben werden. Diese stellen jedoch einen repräsentativen Ausschnitt dar, da die unterschiedlichsten Konzepte miteinander verglichen worden sind. [SCH02] untersuchte turboaufgeladene SRE-Motoren mit vier und sechs Zylindern und unterschiedlichen Leistungsdichten sowie eine Variante mit variabler geometrischer Verdichtung. Gegenüber dem leistungsgleichen, freisaugenden 6Zylinder-Basismotor mit einem Hubraum von 3,0 dm3 konnte allein durch Hubraumreduzierung auf 2,4 dm3 in Verbindung mit Turboaufladung der Kraftstoff-

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3 Downsizing

verbrauch um 13% reduziert werden. Während die Hochlast-Turbo-Variante mit 1,8 dm3 Hubvolumen weitere 5%-Punkte im Verbrauch einsparen konnte, beträgt die Verbrauchssenkung bei zusätzlicher variabler Verdichtung gegenüber dem großvolumigen Saugmotor insgesamt 27%. Ein hochaufgeladener SRE-R5-Motor (VH = 1,6 dm3) mit variabler Verdichtung und mechanischer Aufladung (Schraubenverdichter) war Gegenstand der Untersuchungen von [DRA02]. Verglichen wurde dieses Konzept mit einem konventionellen V6-Motor mit 3,0 dm3 Hubraum. Gegenüber dem Basismotor konnte eine Verbrauchssenkung von 15,3% ermittelt werden. Ein R5-Turbomotor mit 2,3 dm3 Hubraum und fixem Verdichtungsverhältnis erreichte eine Verbrauchsreduzierung von 11,7%. In der Studie von [MEN00a] wurde ein 4-Zylinder-1,6 dm3-SRESaugmotor mit mechanisch und turboaufgeladenen Varianten sowie einem Hochdrehzahlkonzept, jeweils mit einem Hubraum von 1,0 dm3, verglichen. Während die aufgeladenen Varianten Verbrauchsvorteile von 7% (Turbo) bzw. 2% verbuchen konnten, schnitt das Hochdrehzahlkonzept erwartungsgemäß mit einem Mehrverbrauch von 17% vergleichsweise schlecht ab. [FRÖ00] ermittelt einen Verbrauchsvorteil durch BDE, variabler Verdichtung, Hubraumreduzierung auf 1,4 dm3 und Turboaufladung von 25% gegenüber einem leistungsgleichen 2,0 dm3-SRE-Saugmotor. Allein durch den Übergang auf Direkteinspritzung mit Ladungsschichtung kann eine Verbrauchssenkung von 11% dargestellt werden. Basismotor der Untersuchung von [WIL00] war ein konventioneller SRESaugmotor mit einem Hubraum von 2,0 dm3. Mittels Hubraumsenkung auf 1,4 dm3 und Abgasturboaufladung konnte eine Verbrauchssenkung um 9,3% ermittelt werden. Weitere Studien zur Kraftstoffverbrauchsreduzierung bei Ottomotoren durch Downsizing wurden von [BOR02a, LEC03, STO00, GUZ00, ELL00, MEN00b] durchgeführt. Auf Grundlage der genannten Untersuchungen soll im Folgenden abgeschätzt werden, welche Verbrauchspotenziale durch Downsizing beim Ottomotor realistisch sind. Abb. 3.40 zeigt das NEFZ-Verbrauchspotenzial, aufgetragen über dem Downsizing-Grad, für Ottomotoren mit Saugrohr- und Direkteinspritzung auf. Da unterschiedliche Motorhubvolumen und Zylinderzahlen berücksichtigt werden, ergibt sich jeweils ein Streuband, das zudem von zusätzlichen Technikbausteinen wie z.B. Hoch-AGR, variabler Verdichtung, zweistufiger Aufladung, Vollvariabler Ventilsteuerung, Magerverbrennung usw. beeinflusst wird. Diese Zusatzmaßnahmen bewirken eine weitere Verbrauchssenkung, allerdings muss hierbei stets das Verhältnis von Kosten, Systemkomplexität, Zuverlässigkeit und dem zu erwartenden Nutzen Berücksichtigung finden. Generell sinkt der Kraftstoffverbrauch mit steigendem Downsizing-Grad degressiv ab, da mit steigenden Aufladegraden und im Hinblick auf die Klopfproblematik Maßnahmen erforderlich sind, die der Verbrauchssenkung eher abträglich sind. Beispiele hierfür sind die Gemischanreicherung, die Spätverstellung des Zündwinkels und das geringe Drehmoment bei niedrigen Drehzahlen. Ausgehend vom konventionellen Otto-Saugmotor mit Saugrohreinspritzung und Phasenstellern auf der Einlass- und Auslassseite ergibt sich bei den turboaufgeladenen SREKonzepten mit hohen Downsizing-Graden ein Verbrauchspotenzial von 10-20%.


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Abb. 3.40. Kraftstoffverbrauchspotenziale ottomotorischer Downsizing-Konzepte

Kleinvolumige Motoren weisen, da sie ohnehin im Fahrbetrieb schon mehr entdrosselt betrieben werden, geringere Potenziale auf als großvolumige Motoren. Auch der Einfluss der Zylinderzahl spiegelt sich hier wider. Konsequentes Downsizing erfordert die Reduzierung der Zylinderzahl, um eine hohe Verbrauchssenkung zu ermöglichen. Allein durch den Übergang auf Direkteinspritzung ergibt sich ein Verbrauchspotenzial – je nach Motorgröße und Brennverfahren – zwischen 4 und 12%. In Verbindung mit Hubraumreduzierung und Aufladung sind bei hohen DownsizingGraden Verbrauchsvorteile, bezogen auf den SRE-Saugmotor, in der Größenordnung von 15-30% realisierbar. Da BDE-Motoren sowohl als stöchiometrische Homogen-Konzepte als auch mit Schichtladung darstellbar sind, ist das Streuband im Vergleich zu den SRE-Motoren größer. Die Direkteinspritzung eröffnet zudem neue Möglichkeiten bei der Auslegung des Brennverfahrens mit den Teilbereichen Einspritzung/Gemischbildung und Aufladung, sodass im Gegensatz zu den SREMotoren höhere Downsizing-Grade möglich sind. Insgesamt stellt Downsizing beim Ottomotor ein wirkungsvolles Konzept zur Kraftstoffverbrauchssenkung dar. Langfristig wird sich die Direkteinspritzung in Verbindung mit Abgasturboaufladung – wie schon beim Dieselmotor – als das zielführende Verfahren herausstellen. Die Höhe der möglichen Verbrauchssenkung hängt neben der Fahrzeugklasse in hohem Maß vom Getriebekonzept, den Systemkosten, der Abgasnachbehandlungstechnologie sowie dem zu Grunde liegenden Fahrzyklus ab. Moderne Dieselmotoren verfügen nahezu ausschließlich über Direkteinspritzung und Abgasturboaufladung. Da der Dieselmotor emissionskritisch zu bewer-

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3 Downsizing

ten ist, werden weitere Verbrauchssenkungen in beträchtlichem Ausmaß von der Emissionsgesetzgebung abhängig sein. Aufgrund des großen Fortschrittes, den der Dieselmotor innerhalb der letzten 15 Jahre hinsichtlich Wirkungsgradsteigerung und Agilität gemacht hat, sind im Vergleich zum Ottomotor zukünftig geringere Verbesserungen im Kraftstoffverbrauch zu erwarten. Downsizing kann jedoch auch hier noch bestehende Verbrauchspotenziale nutzen.

3.6 Fahrzeugseitige Betrachtungen Die Beurteilung der Leistungsfähigkeit von Fahrzeugen, Schiffen und stationären Anwendungen in Bezug auf den Antrieb beschränkt sich nicht auf den Motor bzw. das Antriebsaggregat selbst, sondern erfordert eine umfassende Betrachtung des gesamten Antriebsstranges. Neben der Antriebsquelle als wichtigste Einzelkomponente ist daher auch das Getriebe maßgebend. Viele vom Fahrer oder Betreiber erfassbare Eigenschaften wie beispielsweise Kraftstoffverbrauch, Beschleunigungsvermögen und Höchstgeschwindigkeit werden über die Drehmoment- und Drehzahl-Übersetzungen direkt durch das Getriebekonzept beeinflusst. Ein weiterer Aspekt ist die Auswahl und Kombination einzelner Technologiebausteine für die jeweilige Anwendung und die in Frage kommenden Märkte bzw. Einsatzgebiete. Die Feinabstimmung und technischen Komponenten eines Grundmotors sind in der Regel schon für unterschiedliche Märkte different. Aus diesem Grund kann es hinsichtlich der Auslegung und konstruktiven Ausführung von Motor und Getriebe keinen Königsweg geben. Die Kombination der Einzelkomponenten und -systeme ist stets auf die Anwendung, die am Markt durchsetzbaren Kosten und die gesetzlichen Vorgaben, z.B. der einzuhaltenden Schadstoffgrenzwerte, auszurichten. In diesem Kapitel werden der Einfluss von Downsizing auf das Fahrzeugpackage angesprochen sowie geeignete Getriebearten und Hybridkonzepte in Form von Starter-Generator-Systemen beschrieben, die grundsätzlich zu einer Steigerung der Akzeptanz von Downsizing-Konzepten beitragen können. 3.6.1 Package

Die Entwicklung eines gesamten Fahrzeugs beinhaltet auch Überlegungen zum benötigen Bauraum für Motor, Nebenaggregate, Getriebe, Abgasnachbehandlungssysteme, Fahrwerk etc. unter Berücksichtigung von karosseriebezogenen Sicherheitsmerkmalen wie z.B. Crashzonen. Die weiteren Einflüsse auf das Package sind sehr vielfältig und reichen vom gewählten Fahrzeugkonzept bis zu firmenpolitischen Randbedingungen. Wesentlich ist jedoch die Lage des Motors (Front-, Mittel-, Heckmotor), seine Einbauart im Motorraum (längs oder quer) sowie das Antriebskonzept (Front-, Allrad-, Heckantrieb). Im Rahmen dieses Abschnittes sollen die mittelbaren Auswirkungen des Downsizing auf die fahrzeugseitigen Package- und Gewichts-Eigenschaften angesprochen werden, da sich

3.6 Fahrzeugseitige Betrachtungen

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die Hubraumreduzierung auch auf den benötigten Bauraum und die Masse des Antriebs auswirkt. Die Tatsache, dass eine fast unüberschaubare Anzahl an Einflussgrößen Auswirkungen auf die Fahrzeugkonzeption hat, gestattet nur eine sehr oberflächliche Betrachtung dieser Thematik. Dennoch soll versucht werden, die wesentlichen, mit dem Downsizing verbundenen Veränderungen in Bezug auf Package und Gewicht aufzuzeigen. Die folgenden Ausführungen gelten unter der Voraussetzung gleicher, effektiver Motorleistung bei Substitution eines großvolumigen Saugmotors durch einen aufgeladenen Motor mit kleinem Hubvolumen. Da mit dem Downsizing von Verbrennungsmotoren bei konsequenter Umsetzung auch eine Zylinderzahlreduzierung einher geht, sollte sich diese Maßnahme generell eher positiv auf das umbaute Motorvolumen sowie die Motormasse auswirken. Dieses relativiert sich jedoch, wenn man alle anderen zum Motor bzw. gesamten Antrieb gehörenden Systeme mit einbezieht. Hinsichtlich des benötigten Bauraumes für das gesamte Antriebssystem sind die folgenden Teilsysteme und Komponenten zu betrachten: x x x x x x

Grundmotor Motorkühlsystem Abgasanlage Aufladesystem Ladeluftkühlung Zusatzkomponenten

Der Übergang vom Saugmotor zum einfachen, aufgeladenen Motor führt trotz des Abgasturboladers und der Ladeluftkühlung durchaus zu einem sinkenden Bauraumbedarf und geringerer Motormasse, da der Grundmotor z.T. deutlich kleiner ausgelegt werden kann. Bei Downsizing-Konzepten bestehen daher – insbesondere in Verbindung mit einer Reduzierung der Zylinderzahl – bezüglich des Bauraumes und des Gewichtes des Grundmotors spürbare Vorteile gegenüber großvolumigen Saugmotoren. Hiermit ist eine ausgeglichene Achslastverteilung möglich, die das Fahrverhalten bzw. die Fahrdynamik grundsätzlich verbessert. Die höhere Leistungsdichte von aufgeladenen Motoren bewirkt infolge der resultierenden Wirkungsgradvorteile sinkende, absolute Abwärmeströme, die u.a. über das Kühlwasser an die Umgebung abgeführt werden müssen. Die Wärmetauscher des Kühlsystem können daher entsprechend kleiner dimensioniert werden, sodass hierfür geringfügig weniger Bauraum benötigt wird. Der höhere Wirkungsgrad wirkt sich zudem in gleichem Ausmaß auch auf das Volumen der Abgasanlage aus. Dem Aufladesystem kommt bei Downsizing-Konzepten eine Schlüsselrolle zu. Es bestimmt neben der Leistungsdichte auch das Anfahr- und dynamische Verhalten des Antriebs. Die mechanische Aufladung bietet zwar einige Vorteile, jedoch benötigt der mechanische Verdichter deutlich mehr Bauraum als ein Abgasturbolader. Zur Verbesserung von Low-End-Torque und Transientverhalten kommen insgesamt komplexere Aufladesysteme zum Einsatz, die z.T. aus mehreren Verdichtern bzw. Abgasturboladern und Ladeluftkühlern bestehen und damit eine entsprechende Anzahl an Aktuatoren zur Regelung benötigen. In Verbindung mit

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3 Downsizing

weiteren Steigerungen des Fahrkomforts sowie zusätzlichen Freiheitsgraden zur motorischen Prozesssteuerung (z.B. variable Ventiltriebe) kommen in Zukunft vermehrt auch Starter-Generator-Systeme zum Einsatz, die auch im Sinne einer temporären Beschleunigungshilfe genutzt werden können. Die mit der Einführung eines 42-Volt-Bordnetztes nötige, zusätzliche Anzahl an Elementen der Leistungselektronik bindet dem entsprechend ebenfalls Bauraum, der vorgehalten werden muss. Einen hohen Anteil an der Leistungsdichte und an dem im Vergleich zum Saugmotor zusätzlichen Bauraum aufgeladener Motoren hat darüber hinaus die Ladeluftkühlung. Üblicherweise wird hier eine kostengünstige Lösung in Form eines Luft-Luft-Wärmetauschers gewählt, der sich an der Fahrzeugfront befindet. Dazu muss die Ladeluft vom Motor zur Fahrzeugfront und zurück geführt werden. Das durch die relativ langen Luftleitungen bedingte Volumen beeinflusst das Ansprechverhalten des Motors eher negativ. Zudem sind aufgrund des niedrigen Wärmeübergangskoeffizienten vergleichsweise große Kühler erforderlich. LuftWasser-Wärmetauscher können deutlich kompakter ausgeführt werden, benötigen jedoch einen zusätzlichen Niedertemperatur-Kühlkreis und bauen insgesamt schwerer und teuerer, wobei hinsichtlich des gesamten, benötigten Bauraumes durchaus Potenziale im Vergleich zum Luft-Luft-Kühlsystem bestehen. Einen weiteren Aspekt beim Package stellt die örtliche Platzierung der motorischen Systemkomponenten dar. Sofern das Antriebskonzept einen hohen Elektrifizierungsgrad aufweist, können einige Komponenten z.B. im Heckbereich des Fahrzeugs platziert werden, sodass Bauvolumen im Motorraum anderweitig genutzt werden kann. Ansonsten sind alle zusätzlichen Subsysteme nah am Motor unterzubringen.

Abb. 3.41. Einfluss des Downsizing-Grades auf den Bauraumbedarf

Mit steigenden Anforderungen an den Verbrennungsmotor hinsichtlich LowEnd-Torque und Responseverhalten bzw. mit zunehmendem Downsizing-Grad


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kommen zahlreiche zusätzliche Komponenten hinzu (z.B. Registeraufladung, mehrstufige Aufladung, elektrischer Boost-Betrieb usw.), sodass das benötigte Bauvolumen und die Komplexität des gesamten Antriebssystems u.U. vergrößert werden, Abb. 3.41. 3.6.2 Getriebekonzepte

Zur Übertragung der Leistung des Verbrennungsmotors an den Wirkort – dies kann im engeren Sinne ein Fahrzeug, ein Schiff, ein Generator oder eine sonstige Arbeitsmaschine sein – sind im Allgemeinen eine mechanische Trennkupplung oder ein hydrodynamischer Wandler, ein Getriebe sowie weitere Komponenten des Antriebstranges wie z.B. Gelenke und Antriebswellen nötig. Durch die rasanten Fortschritte in der Elektrik- und Elektronikentwicklung sind in der jüngeren Vergangenheit auch leistungsfähige, elektrische Motoren/Generatoren als Antriebstrangkomponenten in den Fokus gerückt, die im intelligenten Zusammenwirken mit dem Verbrennungsmotor sowohl die Emissionen als auch den Kraftstoffverbrauch reduzieren helfen und viele Komfortmaßnahmen im Fahrzeug erleichtern. Davon können im Besonderen Downsizing-Konzepte profitieren, indem die bekannten Schwachstellen durch eine gezielte Betriebsstrategie des gesamten Antriebstranges beseitigt oder zumindest deutlich entschärft werden. Im Rahmen dieses Abschnittes soll aufgezeigt werden, welche Möglichkeiten außermotorisch bzw. durch Modifikationen des Antriebstranges bestehen, die Betriebscharakteristik von Downsizing-Konzepten zu verbessern, maximale Verbrauchspotenziale auszuschöpfen und damit eine höhere Kundenakzeptanz zu erreichen. Möglichkeiten bestehen in diesem Zusammenhang einerseits getriebeseitig, ausgehend von konventionellen Handschaltgetrieben (HSG), durch Automatisierte Schaltgetriebe (ASG), Stufenautomaten (AG) und Stufenlose Getriebe (CVT) sowie andererseits durch elektrische Zusatzkomponenten in Form von Starter-Generator-Systemen und Hybridantrieben. Verbrennungsmotoren sind dadurch gekennzeichnet, dass sie nur in einem begrenzten Drehzahlbereich arbeiten, das Motordrehmoment allein zum Fahren nicht ausreicht und sie nur eine Laufrichtung haben. Das Getriebe kompensiert diese Schwächen und ermöglicht eine bedarfsgerechte Umwandlung des vom Motor angebotenen Drehmomentes in Zugkraft des Fahrzeugs. Während konventionelle Motorkonzepte heute in idealer Weise mit entsprechenden Getrieben kombiniert werden können, eröffnet konsequentes Downsizing auch getriebeseitig einige Handlungsfelder, die zu notwendigen Modifikationen bzw. Anpassungen beim Getriebe führen bzw. neuartige Getriebekonzepte sinnvoll machen. Den mit dem Downsizing verbundenen Veränderungen der Eingangsparameter für das Getriebe x x x x

geringes Anfahrdrehmoment deutlich höhere Volllast-Drehmomente ggf. niedrigeres Drehzahlniveau höhere Drehungleichförmigkeit

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3 Downsizing

muss daher entsprechend Rechnung getragen werden. Diese Eigenschaften verbrauchsgünstiger Motorenkonzepte erfordern die Entwicklung von hochbelastbaren Getrieben mit höherer Übersetzungsvariabilität, zusätzlichen Komponenten zur Schwingungsentkopplung sowie gesteigerten Getriebespreizungen. Defizite in der Leistungscharakteristik des Motors können damit zwar nicht beseitigt werden, jedoch ermöglicht die Kombination des Motors mit geeigneten Getrieben eine Verbesserung des gesamten Antriebstranges, sodass die negativen Eigenschaften von Downsizing-Konzepten weniger spürbar werden. Neue Konzeptansätze bei Getrieben gehen auf die Eigenschaften des jeweiligen Motors ein, sodass die Betriebsstrategie in Abhängigkeit des Lastenheftes hinsichtlich der Fahrleistung und Fahrdynamik, des Anfahrverhaltens, des Komforts und des Kraftstoffverbrauchs angepasst wird. Durch den hohen technischen Stand der Elektronik eröffnen sich hier gänzlich neue Möglichkeiten zur Einflussnahme, sodass zahlreiche neuartige Getriebekonzepte innerhalb der letzten Jahre Einzug in die Serie gehalten haben. Die Eigenschaften und Vorteile dieser Konzepte im Hinblick auf Synergien mit Downsizing-Konzepten sollen im Folgenden aufgezeigt werden. Handschaltgetriebe

Neben einer am Motor durchgeführten Hubraumverkleinerung kann eine Lastpunktverschiebung auch getriebeseitig mit Hilfe einer Anpassung der Übersetzung erfolgen. Hierbei verläuft die Betriebspunktverlagerung stets bei konstanter Leistung, sodass die Lastpunkterhöhung immer mit einer Drehzahlsenkung und einer Reduzierung der Drehmomentreserve verbunden ist. Für ein konventionelles Handschaltgetriebe (HSG) ergibt sich daher stets ein Trade-Off zwischen dem Anfahrverhalten, der Fahrdynamik (Volllastbeschleunigung) und dem Kraftstoffverbrauch. Infolge des bei hochaufgeladenen Motoren kritischen Anfahrverhaltens besteht nur die Möglichkeit einer verkürzten Getriebeübersetzung in den unteren Gängen, die den Kraftstoffverbrauch jedoch negativ beeinflusst. Bei verbrauchsbetonter Auslegung der oberen Gangstufen wird die mögliche Höchstgeschwindigkeit in diesen Gängen u.U. nicht erreicht, sodass hier Einbußen in der Fahrdynamik spürbar werden. Eine weitere Beeinflussung ist mit manuellen Handschaltgetrieben nicht möglich, sie können jedoch eine sehr verlustarme Leistungsübertragung mit Wirkungsgraden bis zu 99% [BRA00] realisieren. Bezüglich des gesamten Antriebstrangwirkungsgrades sind damit sehr hohe Werte darstellbar. Automatisierte Schaltgetriebe und Doppelkupplungsgetriebe

Automatisierte Schaltgetriebe (ASG) und Doppelkupplungsgetriebe (DKG) bieten die Möglichkeit einer vom Fahrer weitgehend unabhängigen Wahl der Getriebeübersetzung sowie der Schaltzeitpunkte. Damit ist grundsätzlich ein Motorbetrieb in wirkungsgradgünstigeren Bereichen möglich, wobei auch hier der Kompromiss zwischen Fahrdynamik und Verbrauch bestehen bleibt. Über die Getriebeelektro-


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nik, die eng mit der Motorsteuerung vernetzt ist, werden die Schaltvorgänge berechnet und geführt. Beim ASG bildet ein bestehendes Handschaltgetriebe die Basis. Dieses wird mit elektrohydraulischen oder elektromechanischen Aktuatoren für die Getriebeund Kupplungsbetätigung sowie einer elektronischen Getriebe- und Systemsteuerung kombiniert. Es verbindet damit den guten Wirkungsgrad von Handschaltgetrieben mit ökonomisch ausgelegten Schaltprogrammen, weist jedoch infolge der deutlich spürbaren Zugkraftunterbrechung beim Schalten sowie durch lange Schaltphasen Nachteile auf. Im Gegensatz zum konventionellen HSG wird diese Zugkraftunterbrechung vom Fahrer subjektiv als sehr störend empfunden, da er nicht aktiv am Schaltvorgang beteiligt ist. Aus diesem Grund hat das ASG bisher nur in schweren Nutzfahrzeugen sowie in Pkw-Fahrzeugmodellen der unteren Klassen Einzug gehalten, wo besonderer Wert auf niedrigen Kraftstoffverbrauch gelegt wird und Komfortanforderungen nicht oberste Priorität haben. Insofern ist ein Einsatz vorwiegend bei verbrauchsbetonenden Downsizing-Konzepten in kostensensiblen Fahrzeugsegmenten zu sehen. Beim DKG arbeiten zwei Teilgetriebe – das eine bildet die geraden, das andere die ungeraden Gangstufen – Hand in Hand. Abb. 3.42 zeigt das Wirkprinzip dieses unter Last schaltenden Getriebes. Die beiden Eingangswellen sind über je eine trocken- oder nasslaufende Lamellenkupplung mit den beiden Teilgetrieben verbunden. Im jeweiligen nicht-leistungsführenden bzw. lastfreien Teilgetriebe wird der nächste Gang vorgewählt.

Abb. 3.42. Prinzipdarstellung eines Doppelkupplungsgetriebes

Der eigentliche Schaltvorgang erfolgt durch zeitgleiches Trennen der einen und Schließen der anderen Kupplung, sodass das Drehmoment kontinuierlich und damit ohne Zugkraftunterbrechung vom einen auf das andere Teilgetriebe übertragen wird. Ähnlich wie beim ASG werden hierzu elektrohydraulische oder elektromechanische Aktuatoren eingesetzt. Die vollelektronische Getriebesteuerung bestimmt die Schaltpunkte bei Bedarf vollautomatisch, steuert Schalt- und Kupplungsvorgänge und beeinflusst das Motormanagementsystem im Hinblick auf Drehzahl und Drehmoment während des Schaltvorgangs [HER04]. Das DKG ist im Wirkungsgrad einem ASG nahezu ebenbürtig, vermeidet aber dessen lange Schaltpausen sowie die Zugkraftunterbrechung. Damit bietet es generell einen vergleichbaren Komfort wie ein Stufenautomat, weist jedoch deutliche Vorteile hinsichtlich des Kraftstoffverbrauchs und der Fahrleistungen auf, da kein Drehmomentwandler als Anfahrelement benötigt wird. Sogar im Vergleich zum Hand-

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3 Downsizing

schaltgetriebe sind bezüglich Verbrauch und Beschleunigungsvermögen spürbare Verbesserungen realisierbar, die aus der fehlenden Zugkraftunterbrechung resultieren. Aufgrund der vielen Vorteile von DKG ist mittelfristig mit einem deutlichen Anstieg des Marktanteils in allen Fahrzeugklassen zu rechnen. Die unterbrechungslose Kraftübertragung bietet bei hochaufgeladenen Motoren grundsätzliche Vorteile, da sich der Betriebspunkt im Motorkennfeld während des Schaltvorgangs im Idealfall nur unwesentlich ändert und damit ein nahezu stationärer Motorbetrieb möglich ist. Der Zeitanteil, in dem auch das Aufladesystem transienten Belastungen unterworfen ist, kann dadurch deutlich reduziert werden. Durch die von der Getriebesteuerung vorgewählten Gangstufen kann somit bereits zu Beginn von Beschleunigungsvorgängen ein höherer Abgasmassenstrom vorgehalten werden. Dieser ermöglicht über das Aufladesystem die frühzeitige Bereitstellung eines ausreichenden Ladedruckes und gestattet den Betrieb in günstigeren Kennfeldbereichen sowohl des Verdichters als auch der Abgasturbine. DKG bieten daher für Downsizing-Konzepte durchaus deutliche Vorteile im Fahrverhalten und im Komfort bei gleichzeitiger Senkung des Kraftstoffverbrauchs. Stufenautomatgetriebe

Stufenautomatgetriebe sind mit hydrodynamischem Drehmomentwandler und Mehrgang-Planetengetriebe lastschaltbar ausgeführt und haben heute einen sehr hohen Reifegrad erreicht. Die exzellente Schaltqualität, die wandlerbedingte Schwingungsentkopplung sowie elektronisch gesteuerte und adaptive Fahrprogramme bewirken einen hohen Fahrkomfort auch bei wechselnden Umgebungsund Einsatzbedingungen. Um den Kraftstoffverbrauch abzusenken, kommen Wandlerüberbrückungskupplungen zum Einsatz, die den leistungsmindernden Schlupf im Wandler eliminieren, zur Schwingungsdämpfung jedoch zusätzliche Dämpferelemente benötigen. Hinsichtlich des Anfahrverhaltens, welches bei hochaufgeladenen Motoren ohne Zusatzmaßnahmen generell als kritisch zu bewerten ist, können Automatgetriebe durchaus Vorteile bieten. Das Anfahrverhalten eines Saugmotors im Vergleich mit einem Turbomotor gleicher Leistung weist ein sehr differentes Verhalten auf, das grundsätzlich auch bei Kombination mit einem Stufenautomatgetriebe gilt. Trotzdem bietet das Automatgetriebe generelle Vorteile. Abb. 3.43 zeigt die Motor- und Wandlerkennlinien im Motorkennfeld eines turboaufgeladenen Ottomotors. Die Wandlerkennlinie beschreibt dabei das vom Motor auf das Getriebe übertragbare Drehmoment in Abhängigkeit der Motordrehzahl. Bei stehendem Fahrzeug liegen die Motorbetriebspunkte auf dieser Wandlerkennlinie. Der Schnittpunkt von Wandlerkennlinie und Volllast-Drehmoment des Motors wird als Festbremspunkt bezeichnet. Dieser bestimmt die maximal mögliche Motordrehzahl zum Anfahren bei stehenden Antriebsrädern. Eine „weiche“ Wandlerkennlinie ermöglicht bei gleichem Getriebeeingangsmoment eine höhere Motordrehzahl, sodass sich genügend Ladedruck aufbauen kann und das Anfahrmoment entsprechend hoch ist. Bei einer „steifen“ Wandlerauslegung ist das entsprechende Anfahrdrehmoment deutlich niedriger.


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Abb. 3.43. Verlauf unterschiedlicher Wandlerkennlinien im Kennfeld eines turboaufgeladenen Ottomotors

Liegen darüber hinaus extreme Randbedingungen (Kälte, hohe geodätische Höhe) vor, ist das Drehmoment des aufgeladenen Motors aufgrund der niedrigen Luftdichte sowie der geringen Abgasenthalpie stark reduziert. In Verbindung mit der infolge der tiefen Temperaturen steifen Wandlerkennung liegt der Festbremspunkt bei sehr niedrigen Drehzahlen, sodass das Anfahrvermögen des Fahrzeugs z.B. am Hang stark eingeschränkt wird. Diese Problematik muss bei aufgeladenen Motoren stets berücksichtigt werden. Sie benötigen daher eher eine „weiche“ Abstimmung des Drehmomentwandlers, bei der die Kupplung erst dann geregelt schließt, wenn der Motor sein Drehzahl- bzw. Ladedruckniveau erreicht hat. Diese Wandlerauslegung gewährleistet den Anfahrvorgang bei allen Umgebungsbedingungen, muss jedoch mit einem höheren Kraftstoffverbrauch erkauft werden. Die durch den hydrodynamischen Drehmomentwandler mögliche, sogenannte Wandlerüberhöhung kennzeichnet die Tatsache, dass das Getriebeeingangsmoment (Turbinenmoment) größer ist als das vom Pumpenrad aufgenommene Moment. Die Wandlerüberhöhung – je nach Wandlerauslegung liegt diese im Bereich von 1,7-2,4 – äußert sich in einer im Vergleich zu manuellen Stufengetrieben höheren Zugkraft am Rad bei niedrigen Fahrgeschwindigkeiten und gestattet unter gewöhnlichen Umgebungs- und Randbedingungen ein problemloses Anfahren, siehe Abb. 3.44. Hierbei muss jedoch berücksichtigt werden, dass die Motordrehzahl und der Kraftstoffverbrauch entsprechend erhöht sind. Während das Zusammenspiel Motor/Wandler beim Saugmotor recht stabil ist, führt der instationäre Betrieb von aufgeladenen Motoren aufgrund des Unterschieds zwischen stationärer und instationärer Drehmomentcharakteristik jedoch zu instabileren Verhältnissen. Abb. 3.45 zeigt beispielhaft einen Vergleich des zeitlichen Anfahrverhaltens von einem Otto-Saugmotor mit einem leistungsgleichen, aufgeladenen Dieselmotor. Das maximale Moment wird beim Saugmotor bereits nach sehr kurzer Zeit erreicht.

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Abb. 3.44. Zugkraftdiagramm eines Motors mit Stufenautomat sowie eines Motors mit manuellem Handschaltgetriebe

Das Drehmoment weist durch die Wanderüberhöhung einen typischen, sehr spitzen Verlauf auf, der zu einer spontanen Anfahrbeschleunigung führt. Im Gegensatz dazu beginnt der Drehmoment-Verlauf des aufgeladenen Dieselmotors auf einem sehr viel niedrigeren Niveau, sodass trotz Wandlerüberhöhung zunächst nur eine moderate Beschleunigung erreicht wird. Mit dem Aufbau des Laderuckes steigt die Beschleunigung stark an, und die Wandlerüberhöhung hat nur noch einen geringen Einfluss. Insgesamt zeigt sich, dass Stufenautomaten das Anfahrverhalten von aufgeladenen Motoren deutlich verbessern können. Da das Zusammenspiel von instationärem Motorverhalten und Wandlerkennung komplexer ausfällt als bei Saugmotoren, kommt der Auswahl einer geeigneten Wandlercharakteristik eine besondere Bedeutung zu.

Abb. 3.45. Vergleich des Volllast-Anfahrverhaltens von Otto-Saug- und Turbodieselmotor bei Kombination mit einem Stufenautomaten [HAL02]


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Stufenlose Getriebe

Getriebe mit stufenloser Übersetzung (CVT – Continuously Variable Transmission) bieten die höchste Anzahl von Freiheitsgraden bei der Drehmoment-DrehzahlWandlung, da die starre Kopplung zwischen Motordrehzahl und Fahrgeschwindigkeit für einzelne Gangstufen aufgehoben wird. Die Übersetzung kann damit stets gezielt auf die vorhandene Motorcharakteristik und die gewünschte Betriebsstrategie eingestellt werden, sodass sich die Eigenschaften x x x

Kraftstoff sparender Fahrbetrieb Maximale Zugkraft bei allen Fahrgeschwindigkeiten Hohe Beschleunigungsreserven

im praktischen Fahrbetrieb realisieren lassen. Durch den Verbund von Getriebe und Verbrennungsmotor ist damit entweder ein hohes Maß an Fahrdynamik oder ein Betrieb bei geringen Verbrauchswerten und gutem Komfort möglich. Die Spannweite wird durch die Getriebespreizung, die bei heutigen CVT-Getrieben Werte bis etwa sechs erreicht, bestimmt. Abbildung 3.46 zeigt theoretisch mögliche Betriebsstrategien des stufenlosen Getriebes im Motorkennfeld am Beispiel eines direkteinspritzenden Dieselmotors auf. Die verbrauchsoptimale Betriebslinie ergibt sich aus den Schnittpunkten der Leistungshyperbeln mit den Isolinien des jeweils niedrigsten, spezifischen Kraftstoffverbrauchs. Da jedoch auch andere Aspekte wie z.B. Schaltnervosität, Emissionsverhalten, Mindestdrehzahlen, Fahrzeugakustik und Drehmomentreserve zu berücksichtigen sind, müssen die Betriebsbereiche eines stufenlosen Getriebes in der Praxis zu höheren Drehzahlen verschoben werden. Die Betriebsstrategien sind also stets kompromissbehaftet, und die Betriebslinien liegen in einem begrenzten Betriebsbereich.

Abb. 3.46. Betriebsbereiche des Motors in Verbindung mit einem CVT-Getriebe

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Um die für die Fahrzeugbeschleunigung nötige Drehmomentreserve möglichst hoch zu halten, können die Betriebsbereiche durch Verkürzung der Übersetzung in höhere Drehzahlbereiche verlagert werden. Das hierfür nutzbare Potenzial wird einerseits von der Getriebespreizung und andererseits von der Verstelldynamik bestimmt. Infolge der stufenlosen Übersetzung kann während des Beschleunigungsvorganges theoretisch die Zugkrafthyperbel bei Nennleistung nachgefahren werden, sodass im Vergleich zum gestuften Handschaltgetriebe eine Ausfüllung der Zugkraftlücken und damit ein Fahrleistungsgewinn möglich ist. Das CVTGetriebe bietet somit die Voraussetzung, mit einem Getriebe sowohl verbrauchsbetont als auch bei Bedarf sportlich zu fahren. Grundsätzlich kann die stufenlose Kraftübertragung durch unterschiedliche Prinzipien dargestellt werden. Im Pkw-Bereich haben sich mechanisch-stufenlose Getriebe in Form sogenannter Umschlingungsgetriebe durchgesetzt. Abb. 3.47 zeigt das Prinzip dieser Getriebeart auf. Der aus zwei axial verstellbaren Kegelscheibenpaaren bestehende Variator stellt das zentrale Bauelement dar. Die Kraftübertragung zwischen Kegelscheibenpaar und Schubgliederband erfolgt durch Reibung, wobei die Übersetzung über den axialen Abstand der Scheiben durch elektronisch gesteuerte und hydraulisch wirkende Aktuatoren eingestellt wird. Als Anfahrelement kommen neben dem klassischen Drehmomentwandler auch Kupplungen zum Einsatz.

Abb. 3.47. Prinzipdarstellung eines CVT-Getriebes in Form eines Umschlingungsgetriebes

Derzeit weisen CVT-Getriebe im Vergleich zu konventionellen Handschaltgetrieben jedoch deutliche Nachteile im Getriebe-Wirkungsgrad auf, sodass sich das Verbrauchspotenzial trotz günstiger Betriebsbereiche im Motorkennfeld noch nicht vollständig erschließen lässt. Selbst im Bestpunkt liegen die Wirkungsgrade unterhalb von 90%. Hauptverlustquellen sind die Hydraulikpumpe sowie die Reibungsverluste der Übertragungselemente des Umschlingungsgetriebes. Besonders im Teillastbetrieb führen die Verlustquellen zu einen starken Wirkungsgradabfall [ELL00]. Hinsichtlich der Drehmomentkapazität sind Umschlingungsgetriebe bis ca. 400 Nm einsetzbar. Höhere Drehmomentbereiche können durch Toroidgetrie-


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be – die Leistungsübertragung erfolgt hierbei punktförmig mit Hilfe hydrodynamischer Reibung – abgedeckt werden [GOL03b]. [WIL00] berichtet über ein CVT-Getriebe nach dem „geared-neutral-Prinzip“. Hierbei wird die Motorleistung auf zwei getrennte Pfade aufgeteilt, von denen ein Pfad stufenlos verstellbar ist. Im Sammelgetriebe (Planetensatz) wird die Leistung wieder zusammengeführt. Bei richtiger Auslegung lässt sich der stufenlose Zweig so einstellen, dass am Getriebeausgang trotz drehendem Antrieb Stillstand herrscht. In diesem Betriebsbereich führen kleine Eingangsleistungen bereits zu sehr hohen Abtriebsmomenten, die fahrzeugseitig im Anfahrbereich zu ausgesprochen hohen Zugkräften führen, wobei im übrigen Fahrbereich die jeweils günstigste Übersetzung eingestellt werden kann. Das GN-CVT-Getriebe befindet sich derzeit allerdings noch im Vorentwicklungsstadium. In der Summe bieten CVT-Getriebe auch in Verbindung mit DownsizingKonzepten deutliche Vorteile. Das geringe Drehmoment bei niedrigen Motordrehzahlen von turboaufgeladenen Motoren kann durch hohe Übersetzungen bei niedrigen Fahrgeschwindigkeiten in der Wirkung auf Anfahrverhalten und Beschleunigung verbessert werden, ohne dass in den übrigen Bereichen auf eine kraftstoffverbrauchsorientierten Fahrbetrieb verzichtet werden muss. Die Verbesserungen durch neuartige Getriebekonzepte resultieren im Vergleich zum klassischen Handschaltgetriebe nicht aus höheren Wirkungsgraden der Getriebe selbst, sondern aus der günstigeren Betriebsstrategie in Verbindung mit dem Verbrennungsmotor. So werden einerseits die z.B. Schaltzeiten reduziert (DKG), die Schaltzeitpunkte bei festen Übersetzungsstufen optimal ausgelegt (ASG) und andererseits die Übersetzungen stufenlos angepasst (CVT), sodass der Betrieb in wirkungsgradgünstigen Kennfeldbereichen des Motors erfolgen kann. Die möglichen Einsparpotenziale hängen damit auch direkt vom Motorenkonzept ab. Abbildung 3.48 zeigt einen Vergleich der unterschiedlichen Getriebekonzepte in Bezug auf den Kraftstoffverbrauch und die Fahrzeugdynamik.

Abb. 3.48. Pkw-Getriebesysteme im Vergleich [MOT04]

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3 Downsizing

Basis ist das klassische Handschaltgetriebe. Liegt der Fokus auf niedrige Kraftstoffverbräuche, schneiden das ASG sowie das DKG am besten ab. Das CVT bietet zwar grundsätzlich die höchsten Einsparpotenziale, jedoch hängt die praktische Ausnutzung dieses Potenzials von der Entwicklung des Getriebewirkungsgrades ab, der im Vergleich zu anderen Getriebekonzepten vergleichsweise niedrig ist. Der Stufenautomat bietet heute einen hohen Schalt- und Fahrkomfort, weist jedoch Nachteile im Verbrauch und in der Fahrdynamik auf. Für DownsizingKonzepte hat die Kombination mit dem CVT-Getriebe Vorteile, da die Anfahrschwäche u.U. deutlich verbessert werden kann, ohne im übrigen Fahrbetrieb auf eine den Kraftstoffverbrauch senkende Getriebecharakteristik verzichten zu müssen. 3.6.3 Hybride Antriebssysteme

Neben dem Verbrennungsmotor als alleiniges Antriebsaggregat für Fahrzeuge sind mit dem Ziel eines geringen Kraftstoffverbrauchs bzw. niedriger CO2Emissionen auch andere bzw. alternative Antriebskonzepte Erfolg versprechend. Sogenannte Hybridantriebe kombinieren zwei unterschiedliche Antriebssysteme – in der Regel Verbrennungsmotor und Elektromaschine – miteinander und bieten durch die Realisierung zusätzlicher Funktionen grundsätzlich mehr Freiheitsgrade, die Vorteile des jeweiligen Antriebssystems bevorzugt im praktischen Fahrbetrieb auszunutzen. Neben dem Verbrennungsmotor als Energiewandler und dem Kraftstoff als Energiespeicher bestehen Hybride zusätzlich aus einem Elektromotor bzw. Generator, der Leistungselektronik sowie Batterien als Energiespeicher. Die Batterie stellt dabei aufgrund der hohen Anforderungen (Speichervermögen, Gewicht, Bauvolumen, Lade-/Entladezyklen, Lebensdauer) den größten Kostenfaktor dar. Bei den sogenannten seriellen Hybriden werden die Räder des Fahrzeugs stets elektrisch angetrieben. Die dafür erforderliche elektrische Energie wird von dem Verbrennungsmotor erzeugt, indem dieser einen Generator antreibt. Parallele Hybride können die Räder entweder durch den Verbrennungsmotor oder durch die Elektromaschine oder auch kombiniert antreiben. Darüber hinaus gibt es Mischhybride, bei denen sich der Leistungsfluss verzweigt. Da die Verluste der Energieübertragung auf dem elektrischen Weg mehr als eine Zehnerpotenz höher liegen, als auf dem mechanischen Weg [HOF02], eignen sich für PkwVerbrauchskonzepte in erster Linie Parallel-Hybride. Hierbei durchläuft die vom Verbrennungsmotor abgegebene Leistung nicht die gesamte elektromotorische Wirkungsgradkette, bevor sie den Antriebsrädern zugeführt wird. Generell eröffnet die Kombination von Verbrennungsmotor und Elektromaschine völlig neuartige Antriebstrang-Funktionen, die sich sowohl auf den Kraftstoffverbrauch und die Fahrdynamik, als auch auf die Schadstoff- und Geräuschemissionen positiv auswirken: x Motorstart (sehr schnelles, geräuschloses, emissionsarmes und verschleißfreies Starten auf Leerlaufdrehzahl)


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x Start-Stopp (Abschalten des Verbrennungsmotors bei stehendem Fahrzeug und bedarfsgerechtes Starten) x Effiziente Stromerzeugung (hoher Wirkungsgrad) x Boosten (Bereitstellung eines zusätzlichen, elektromotorisch erzeugten Drehmomentes beim Anfahren oder Beschleunigen) x Rekuperation (generatorische Bremsenergierückgewinnung) x Segeln (Abschalten des Verbrennungsmotors bei Lastwegnahme ohne Verzögerungswunsch) x Lastanhebung (Betriebspunktverlagerung in wirkungsgradgünstigere Motorkennfeldbereiche durch zusätzliches, generatorisch genutztes Drehmoment) x Leerlaufstabilisierung (Reduzierung der Drehungleichförmigkeit von Motoren mit geringer Zylinderzahl) x Aktive Schwingungsdämpfung (Absenkung der KurbelwellenTorsions-schwingungsamplituden durch hohe Dynamik der Elektromaschine) x Elektrisches Fahren (Emissionsfreies Fahren bei ausgeschaltetem Verbrennungsmotor).

Um die technischen Anforderungen in allen Bereichen vollständig erfüllen zu können, ist die Einführung eines Bordnetzes mit höherer Spannung Voraussetzung. Das 42-Volt-Bordnetz ist eine geeignete Variante. Erste Serienanwendungen im Klein- und Kompaktwagensegment sind auch mit 14-Volt-Netz darstellbar, jedoch befinden sich heutige Bordnetze aufgrund der hohen Komfortanforderungen, die an Pkw gestellt werden, mit Leistungen von 2-3 kW bereits an der Leistungsgrenze. Allen Systemen gemein ist eine in Abhängigkeit des Hybridisierungsgrades mehr oder weniger hohe Systemkomplexität, die sich aus einer fahrzeugumfassenden Vernetzung aller relevanten Komponenten inklusive zusätzlicher Funktionen wie Energie- und Batteriemanagement ergibt. Den potenziellen Vorteilen steht daher ein deutlich erhöhter Kostenaufwand gegenüber, sodass der Markterfolg speziell bei Voll-Hybriden nur schwer abgeschätzt werden kann. Hybridantriebe stellen – insbesondere in Kombination mit Downsizing – eine wirkungsvolle Möglichkeit dar, den gesamten Antriebstrang hinsichtlich Kraftstoffverbrauch und Dynamik zu verbessern. Das Spektrum beinhaltet unterschiedliche Hybridisierungsgrade und reicht vom „Mild-Hybrid“, dessen elektrische Leistung im Vergleich zur Leistung des Verbrennungsmotor relativ gering ist (312 kW), bis zum „Voll-Hybrid“, der über eine hohe elektrische Leistung verfügt (bis über 30 kW) und damit rein elektrisch betrieben werden kann. Ausführungsformen sind Fahrzeuge mit Kurbelwellen-Starter-Generator (KSG), StarterGenerator (SG) mit Riementrieb sowie Fahrzeuge, bei denen der Elektromotor temporär auch vollkommen eigenständig bzw. autark als elektrischer Fahrantrieb genutzt werden kann. Bereits wenige Zusatzfunktionen führen zu einer deutlichen Verbrauchsreduzierung und Dynamiksteigerung. Der größte Nutzen wird jedoch dann erzielt, wenn möglichst viele Zusatzfunktionen dargestellt werden können. Ein leistungsfähiges Bordnetz bietet z.B. die Möglichkeit einer vollvariablen Ventilsteuerung,

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3 Downsizing

sodass auch der motorische Prozess verbessert werden kann. Auch die sogenannten „x-by-wire“-Technologien und der bedarfsgerechte, elektrische Antrieb der Nebenaggregate sind realisierbar. Soll das vollständige Potenzial von Elektromaschinen im Antriebstrang hinsichtlich der Funktionalität ausgenutzt werden, ist dies in der Regel mit einem deutlichen Anstieg des apparativen bzw. finanziellen Aufwandes verbunden. Im Rahmen dieses Buches erfolgt daher eine Beschränkung auf die Funktionsbeschreibung von Mild-Hybriden, welche insbesondere bei hochaufgeladenen Motoren spürbare Vorteile bieten und vermutlich als erste Systeme Einzug in die Großserie von Pkw finden werden. Um die bei motorischen Downsizing-Konzepten bekannten Schwächen LowEnd-Torque und Ansprechverhalten bei niedrigen Drehzahlen reduzieren zu können, sind mehrere Konfigurationen eines parallelen Antriebstranges für die praktische Umsetzung möglich. Abb. 3.49 zeigt beispielhaft zwei sinnvolle Konfigurationen auf.

Abb. 3.49. Beispielhafte Antriebstrang-Konzepte für einen parallelen Mild-Hybrid

Die Elektromaschine kann einerseits zwischen Getriebe und Verbrennungsmotor angeordnet sein, wobei die möglichen Betriebsstrategien über je eine schaltbare Kupplung umgesetzt werden. Diese Konfiguration bietet sogar die Voraussetzung für elektrisches Fahren, sofern die Batteriekapazität entsprechend ausgelegt ist. Die Elektromaschine – ausgeführt als Asynchron- oder permanenterregter Synchronmotor [MIE00] – kann auch direkt mit der Kurbelwelle verbunden sein, sodass stets identische Drehzahlen bzw. Drehzahlverhältnisse von E-Maschine und Verbrennungsmotor vorliegen. Dieses System ist als Kurbelwellen-Starter-Generator (KSG) oder StarterGenerator (SG) bekannt und ersetzt sowohl den Anlasser als auch den riemengetriebenen Generator. Die Funktionen elektrisches Fahren und Segeln sind hiermit nicht und Rekuperation nur sehr eingeschränkt möglich, da der Verbrennungsmotor nicht abgekoppelt werden kann. Beide Systeme gestatten jedoch die Funktionen Start-Stopp, Boosten sowie Lastanhebung und erfüllen damit die wichtigsten Funktionen für ein Downsizing-Konzept. Die beiden letzt genannten Funktionen sind in Abb. 3.50 schematisiert anhand eines Dieselmotor-Kennfeldes dargestellt.


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Abb. 3.50. Auswirkungen der Funktionen Boosten und Lastanhebung im Motorkennfeld

Je nach Spannungsniveau des Bordnetzes können unterschiedliche BoostLeistungen bereit gestellt werden. Nach [KRA00] ermöglicht ein 42-Volt-Netz die Darstellung von 10 kW Boost-Leistung, was bei einer Motordrehzahl von 1.000 1/min einem zusätzlichen Drehmoment von etwa 95 Nm entspricht. Diese zusätzliche Leistung steht zudem auch bei instationärem Motorbetrieb und damit für Beschleunigungsphasen voll bereit. Der Bedarf an hohen Drehmomenten liegt in erster Linie bei niedrigen Motordrehzahlen, bei denen sich noch nicht genügend Ladedruck aufgebaut hat bzw. der Unterschied zwischen stationärem und transientem Drehmoment vergleichsweise hoch ist. Ähnlich verhält es sich mit der Lastanhebung. Auch hier kann der Generator nur ein von der Bordnetzspannung und der Systemkonfiguration begrenztes und zusätzlich zu den Fahrwiderständen zur Verfügung stehendes Drehmoment in elektrische Energie umsetzen. Ein interessantes Mild-Hybrid-Konzept mit dem Namen ECO TARGET hat [RIN04] vorgestellt. Motorisches Basisaggregat ist ein 3-Zylinder-DI-Dieselmotor mit 1,2 dm3 Hubvolumen, der zwar den aktuellen Stand der Technik repräsentiert (Common-Rail-Einspritzung der 3. Generation, Abgasturboaufladung mit VTG, variabler Drall, AGR), mit einer Leistungsdichte von 45,8 kW/dm3 und einem maximalen, effektiven Mitteldruck von 18,8 bar jedoch nicht den Hochlastkonzepten zuzurechnen ist. Das Antriebssystem verfügt über ein automatisiertes Schaltgetriebe (6-Gang-ASG), ein 42-Volt-Bordnetz sowie eine Elektromaschine mit 10 kW Dauer- und 25 kW kurzzeitiger Spitzenleistung und kann u.a. die Funktionen Start-Stopp, Rekuperation und Boosten darstellen. Der Betrieb des Verbrennungsmotors auf einem höheren Lastniveau (Downsizing) führt zu höheren NOxEmissionen, sodass eine feine Abstimmung der verbrennungsrelevanten konstruktiven und Betriebsparameter erforderlich war, um die Schadstoffgrenzwerte nach EURO IV unterschreiten zu können. Mit Hilfe der Boost-Funktion kann das Anfahrmoment deutlich gesteigert sowie das Beschleunigungsvermögen in den unteren Gängen (kurze Zeitdauer) verbessert werden, was zur Fahrfreude und Kun-

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3 Downsizing

denakzeptanz beiträgt. Darüber hinaus wird diese Funktion gezielt eingesetzt, um den Verbrennungsmotor in den CO2- und NOx-kritischen, transienten Hochlastpunkten im NEFZ elektromotorisch zu unterstützen. Das vorgestellte Konzept erlaubt – eingebaut in ein Mittelklassefahrzeug mit einer Fahrzeugmasse von 1.350 kg – eine CO2-Emission von etwa 100 g/km bei Einhaltung der EURO IVGrenzwerte. Durch die zusätzlichen Komponenten, die ein Mild-Hybrid-System erfordert, ergeben sich durchweg bei allen Fahrzeugklassen Package-Probleme, insbesondere bei Fahrzeugen mit quer eingebauten Frontmotoren. Die Automobilhersteller stehen damit vor der Aufgabe, ein unter den Aspekten Leistungsfähigkeit bzw. Kundenvorteil, Kosten, Bauraum und Risiko sinnvolles Gesamtkonzept in Abhängigkeit der jeweiligen Fahrzeugklasse umzusetzen. Bei allen Automobilherstellern ist jedoch das langfristige Ziel erkennbar, KSG-Systeme zur Energieversorgung einzusetzen. Hiermit sind bereits Verbrauchseinsparungen – je nach Funktionsumfang – von 5-15% möglich, wobei durch den fortschrittlichen Startvorgang auch eine deutliche Reduzierung der HC- und CO-Emissionen realisiert werden kann [SAT01]. Wie bei vielen Technologien vorher auch, erfolgt die Serieneinführung aller Voraussicht nach „Top-Down“, d.h. zunächst in der Luxus- und Oberklasse in Richtung der unteren Fahrzeugsegmente.

3.7 Kennwerte heutiger Verbrennungsmotoren Verbrennungsmotoren müssen je nach Anwendungsgebiet unterschiedliche Anforderungen erfüllen, die durch den Kunden und die Gesetzgebung definiert bzw. vorgegeben werden. Neben den schwieriger zu quantifizierbaren Eigenschaften wie z.B. Zuverlässigkeit, Lebensdauer und Wartungsfreundlichkeit äußern sich diese Anforderungen häufig in Form messbarer Größen wie den spezifischen Kraftstoffverbrauch, der spezifischen Leistung und der Emission gesetzlich limitierter Schadstoffe. Weitere Kenngrößen dienen eher der Charakterisierung oder Einordnung der Motoren hinsichtlich der spezifischen Beanspruchung, der Baugröße oder des Brennverfahrens. Darüber hinaus sind viele Attribute auch mit dem speziellen Anwendungsgebiet verbunden. Beispiele hierfür sind die Beschleunigung und die Höchstgeschwindigkeit von Straßenfahrzeugen oder der umbaute Raum von Generatorantrieben zur elektrischen Stromerzeugung. Um einen Überblick über die aktuellen Motoren für Fahrzeug-, Schiffs- und andere Anwendungen zu bekommen, sollen die wesentlichen motorischen Kennwerte aufgezeigt und beschrieben werden. Dazu wurden sämtliche, in Deutschland im Jahr 2004 angebotenen Pkw-Serienmotoren (etwa 700 Stück) von OEM sowie ein repräsentativer Anteil der im gleichen Zeitabschnitt auf dem Weltmarkt verfügbaren, schnelllaufenden 4-Takt-Dieselmotoren für Nutzfahrzeug-, Schiffs- und stationäre Anwendungen (etwa 850 Stück) erfasst und einer Betrachtung unterzogen.

3.7 Kennwerte heutiger Verbrennungsmotoren

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3.7.1 Pkw-Otto- und -Dieselmotoren

Die höchsten Leistungs- und Drehmomentdichten wurden im Rennsport von Formel-1-Motoren erbracht, die bis 1988 gemäß dem Reglement noch aufgeladen werden konnten. Aus Hubräumen von 1,5 dm3 und Ladedrücken bis 4 bar ergaben sich sagenhafte spezifische Leistungen von ca. 500 kW/dm3. Von diesen Werten sind Großserienfahrzeuge naturgemäß weit entfernt, dennoch zeigen die Leistungsdichten eindrucksvoll das technisch Machbare auf, wenn es nicht primär um den Kraftstoffverbrauch, die Schadstoffemissionen, Kosten und Lebensdauer geht. Ottomotoren für Pkw decken derzeit einen Leistungsbereich von 37-485 kW bei maximalen Drehmomenten von 70-1.000 Nm ab, siehe Abb. 3.51. Im Vergleich dazu ist bei den Dieselmotoren der Leistungsbereich mit 30-230 kW deutlich kleiner. Das maximale Drehmoment reicht hier von 95-750 Nm und ist bei vergleichbarer Leistung im Mittel knapp doppelt so groß wie bei den Ottomotoren. Hierfür liegen zwei Gründe vor. Zum einen sind die Nenndrehzahlen bei Ottomotoren deutlich höher, und zum anderen erreichen Dieselmotoren aufgrund der hier nicht begrenzenden Klopfproblematik höhere Mitteldrücke.

Abb. 3.51. Nennleistungen und maximale Drehmomente aktueller Pkw-Motoren

Während die Aufladung beim Ottomotor den gesamten Leistungsbereich abdeckt, ist sie bei den Dieselmotoren in Verbindung mit direkter Kraftstoffeinspritzung nahezu ausschließlich zu finden und damit zum Standard geworden. SaugDieselmotoren werden nur noch in geringer Variantenanzahl und als preisgünstige Alternativen im niedrigen Leistungsbereich angeboten.

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3 Downsizing

Abbildung 3.52 stellt das Zylinder- und Motorhubvolumen sowie die Zylinderzahlen dar. Das Hubvolumen einzelner Zylinder bewegt sich im Bereich von 165840 cm3, wobei der Schwerpunkt zwischen 300 und 600 cm3 liegt.

Abb. 3.52. Motorhubvolumen, Zylinderhubvolumen und Zylinderanzahl aktueller PkwMotoren

Bei gegebenem Motorhubvolumen – hierdurch werden Leistung und Drehmoment bestimmt – führen hohe Zylinderzahlen zu kleinen Zylinderhubvolumina. Als guter Kompromiss zwischen Wirkungsgrad und Schwingungskomfort bzw. Laufverhalten haben sich Zylindergrößen von 400-500 cm3 bewährt. Für Fahrzeugmotoren haben sich Zylinderzahlen von 3-12 durchgesetzt. Geringere Zylinderzahlen als 3 weisen ein unzureichendes Schwingungs- und Komfortverhalten auf, und mehr als 12 Zylinder machen aus technischer Sicht bei Pkw-Motoren keinen Sinn. Den Schwerpunkt bilden 4, 6 und 8 Zylinder, wobei 3Zylinder-Motoren in den letzten Jahren zunehmende Bedeutung erlangt haben. Die 3- und 4-Zylinder-Motoren werden mit entsprechenden Ausgleichswellen ausgestattet, um die bei diesen Motoren charakteristischen, oszillierenden Massenkräfte und –momente weitgehend ausgleichen zu können. Das Hub-Bohrungs-Verhältnis von Ottomotoren, vergleiche Abb. 3.53, liegt im Bereich von 0,8-1,2. Dieselmotoren sind mit einem Verhältnis s/D = 1,0-1,2 langhubiger ausgelegt. Da die Zylinderspitzendrücke beim Dieselmotor ohnehin deutlich größer ausfallen als beim Ottomotor, sind damit bei gegebenem Hubvolumen und fester Zylinderzahl geringere Kolbenkräfte zu realisieren. Da die Nenndrehzahlen von Dieselmotoren zudem signifikant niedriger sind als beim Ottomotor, kann durch diese Auslegung der tribologisch beherrschbare Bereich der mittleren Kolbengeschwindigkeit weitgehend ausgeschöpft werden. Aufgrund des geringeren Verdichtungsend- und Spitzendruckes sind Saugdieselmotoren höher verdichtet als aufgeladene Dieselmotoren.


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Abb. 3.53. Hub-Bohrungs- und Verdichtungsverhältnis aktueller Pkw-Motoren

In Abb. 3.54 ist nun die mittlere Kolbengeschwindigkeit in Abhängigkeit des effektiven Mitteldruckes aufgetragen. Infolge der höheren Zylinderdrücke sind Dieselmotoren hinsichtlich der tribologischen Beanspruchung der Kolbengruppe durch die mittlere Kolbengeschwindigkeit begrenzt. Während der Schwerpunkt bei den Dieselmotoren bei 10-13 m/s liegt, ertragen Ottomotoren – insbesondere die hochdrehenden Saugmotoren – dauerhaft Werte bis 25 m/s. Letztere sind jedoch konstruktiv und werkstofftechnisch an diese erhöhten Belastungen angepasst. Aufgeladene Ottomotoren sind durch die höheren Mitteldrücke spezifisch höher belastet, sodass die mittleren Kolbengeschwindigkeiten hier im Bereich von cm = 12-20 m/s liegen.

Abb. 3.54. Mittlere Kolbengeschwindigkeit in Abhängigkeit des maximalen, effektiven Mitteldruckes aktueller Pkw-Motoren

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3 Downsizing

Die auf das Motorhubvolumen bezogenen Größen Nennleistung und maximales Drehmoment bzw. effektiver Mitteldruck sind in Abb. 3.55 dargestellt. Aufgeladene Dieselmotoren erreichen derzeit spezifische Leistungen von 30-67 kW/dm3, wobei der Spitzenwert von einem R6-Motor mit geregelter Stufenaufladung der BMW AG markiert wird.

Abb. 3.55. Maximales, spez. Drehmoment und Leistungsdichte aktueller Pkw-Motoren

Da sich die Nenndrehzahlen von Dieselmotoren nur in einem vergleichsweise engen Bereich von 3.600-4.200 1/min bewegen, ergeben sich die unterschiedlichen spezifischen Leistungen in erster Linie aus differenten Ladedrücken bzw. effektiven Mitteldrücken. Die spezifischen Drehmomente bewegen sich etwa im Bereich von 90-185 Nm/dm3. Diese Werte entsprechen effektiven Mitteldrücken von ca. 11,2-23,5 bar (100 Nm/dm3 § 12,5 bar). Saugdieselmotoren erreichen vergleichsweise geringe spezifische Leistungen und Drehmomente. Ottomotoren sind über die Nenndrehzahl (Hochdrehzahlkonzepte) schon als Saugmotoren mit hohen spezifischen Leistungen von 30-90 kW/dm3 darstellbar. Aus dem Anstieg des Punkthaufens wird deutlich, dass auch der effektive Mitteldruck mit steigender spezifischer Leistung zunimmt, obwohl diese Motoren nicht aufgeladen sind. Hierfür sind zwei Ursachen maßgeblich. Zum einen sind Hochdrehzahlkonzepte hinsichtlich der Reibung verbessert und weisen aufgrund vorteilhaftere Materialpaarungen und konstruktiver Änderungen geringere Reibungsverluste auf, die jedoch mit höheren Kosten verbunden sind. Zum anderen können für den Ladungswechsel bei hohen Drehzahlen verstärkt gasdynamische Effekte genutzt werden, sodass daraus in der Summe höhere effektive Mitteldrücke resultieren. Insgesamt erreichen Otto-Saugmotoren spezifische Drehmomente von 75114 kW/dm3 bzw. effektive Mitteldrücke von 9,4-14,3 bar.


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Bezüglich der spezifischen Leistung decken aufgeladene Ottomotoren eine Bereich von 44-104 kW/dm3 ab. Diese Werte sind deutlich höher als bei den aufgeladenen Dieselmotoren. Die spezifischen Drehmomente bzw. effektiven Mitteldrücke bewegen sich mit 108-192 Nm/dm3 bzw. 13,6-24,1 bar auf ähnlichem Niveau, sodass auch hier der Einfluss der bei den Ottomotoren charakteristischen, hohen Nenndrehzahlen zum Ausdruck kommt. In Abb. 3.56 sind die Streubänder von Leistungsdichte und spezifischem Drehmoment noch einmal zusammengefasst.

Abb. 3.56. Streubänder der spezifischen Leistung sowie des spezifischen Drehmomentes aktueller Pkw-Motoren

Als Hochlastkonzepte können sowohl Otto- als auch Dieselmotoren bezeichnet werden, die über mehr als 20 bar effektivem Mitteldruck bzw. mehr als 160 Nm/dm3 spezifisches Drehmoment verfügen. Diese Motoren weisen mit dieser Konvention spezifische Leistungen von mehr als 45 kW/dm3 (Dieselmotoren) bzw. mehr als 70 kW/dm3 (Ottomotoren) auf. Ottomotorische Hochdrehzahlkonzepte mit Nenndrehzahlen über 7.000 1/min liegen bezüglich der Leistungsdichte oberhalb von etwa 58 kW/dm3. 3.7.2 Dieselmotoren für andere Anwendungen (Nutzdieselmotoren)

Für gewerbliche und industrielle Zwecke kommen fast ausschließlich dieselmotorische Antriebe zum Einsatz. Abgesehen von Kleinmotoren, die technisch meist sehr einfach ausgeführt sind, verfügen die größeren Motoren über teilweise beträchtliche Mitteldrücke und hohe spezifische Leistungen. Im Rahmen dieses Buches werden nur schnelllaufende Dieselmotoren betrachtet, deren Nenndrehzahl mindestens 1.000 1/min beträgt. Einen Überblick über die entsprechenden Kennwerte gibt Tabelle 3.2.

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3 Downsizing

Tabelle 3.2. Kennwerte der erfassten Dieselmotoren Kennwert [Einheit] Motorhubvolumen [dm3] Zylinderhubvolumen [dm3] Anzahl Zylinder [ - ] Verdichtungsverhältnis [ - ] Bohrung [mm] Nennleistung [kW] Nenndrehzahl [1/min] Maximales Drehmoment [Nm] Hub-Bohrungs-Verhältnis [ - ]

Formelzeichen VH Vh z İ D Pe nNenn Mmax s/D

Streuband (von-bis) 1,4-347,5 0,6-18,5 2-20 10,5-22,0 91-280 22-9.000 1.000-4.000 81-74.700 0,82-1,89

Hauptanwendungsgebiete sind Straßen- und Offroadfahrzeuge (Lastkraftwagen, Bau- und Minenfahrzeuge, Militärfahrzeuge), Lokomotiven, Schiffe (Yachten, Binnenschiffe, ...) sowie dezentrale Energiesysteme und andere Anwendungen (z.B. Kleingeräte). Im Gegensatz zu Pkw-Motoren werden Hochleistungsdieselmotoren seit langem kompakt und mit hoher Leistungsdichte ausgeführt. Direkte Kraftstoffeinspritzung und Abgasturboaufladung sind bereits seit Jahrzehnten fester Bestandteil dieser Antriebsaggregate und bieten die Voraussetzung für günstige Kraftstoffverbräuche. Damit verbunden sind in der Regel hohe thermomechanische Beanspruchungen der Motorkomponenten. Um die zukünftigen Schadstoffgrenzwerte einhalten und höhere Leistungen darstellen zu können, sind auch bei den Hochleistungsdieselmotoren weitere Steigerungen in den leistungsbezogenen Kennwerten zu erwarten. Aufgrund der hohen Anforderungen an Zuverlässigkeit und Lebensdauer sind diese Motoren konstruktiv entsprechend ausgeführt und beinhalten technisch sehr anspruchsvolle Komponenten und Subsysteme.

Abb. 3.57. Nennleistungen und maximale Drehmomente aktueller, schnelllaufender Dieselmotoren (bis 1.000 kW)


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Abbildung 3.57 zeigt die Leistungsdaten von schnelllaufenden Dieselmotoren im unteren Lastbereich bis 1.000 kW, in dem etwa 80% der erfassten Motoren liegen. Auffallend ist die große Streubreite von etwa 50% des maximalen Drehmomentes bei gleicher Nennleistung. Die Ursache hierfür liegt in der im Vergleich zu Pkw-Motoren etwas anderen Zielsetzung. Um mit einer Baureihe einen weiten Leistungsbereich abdecken zu können, werden zum einen die Zylinderzahlen variiert. Zum anderen erfolgt eine Leistungsanpassung über die Ladedrücke, sodass die spezifischen Leistungen sowie die maximalen Mitteldrücke über dem gesamten Leistungsbereich stark streuen. Aufgrund der im Vergleich zu den PkwMotoren geringeren Nenndrehzahlen werden bei gegebener Leistung deutlich höhere Drehmomente erreicht bzw. erforderlich. Um die tribologisch beherrschbaren, mittleren Kolbengeschwindigkeiten nicht zu überschreiten, muss die Nenndrehzahl mit zunehmendem Bohrungsdurchmesser sinken, siehe Abb. 3.58. Dabei liegen die maximalen, mittleren Kolbengeschwindigkeiten zum Großteil unterhalb von 14 m/s. Im Gegensatz dazu weisen jedoch viele Nutzdieselmotoren weitaus geringere Kolbengeschwindigkeiten mit cm < 10 m/s auf als Pkw-Dieselmotoren. Allein hieraus kann aber nicht darauf geschlossen werden, dass diese Motoren tribologisch weniger hoch beansprucht sind.

Abb. 3.58. Bohrung, Nenndrehzahl, Mittlere Kolbengeschwindigkeit und HubBohrungsverhältnis der erfassten Dieselmotoren

Die gesamte tribologische Beanspruchung relativ zueinander bewegter Oberflächen wird neben hohen Gleitgeschwindigkeiten auch durch hohe mechanische Belastungen geprägt. Die Motoren weisen geometrische Verdichtungsverhältnisse zwischen 10,5 und 22 auf. Zur Begrenzung des Spitzendruckes von aufgeladenen Dieselmotoren ist die Absenkung des Verdichtungsverhältnisses ein geeignetes Mittel. Generell ist daher ein Trend zu niedrigen Verdichtungen mit zunehmenden, maximalen Mitteldrücken zu beobachten. Da die Klopfproblematik bei hete-

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3 Downsizing

rogenen, dieselmotorischen Brennverfahren praktisch keine Rolle spielt, sollten die Verdichtungen im Interesse eines niedrigen Kraftstoffverbrauchs möglichst hoch gewählt werden. Eine Begrenzung erfolgt durch die von der Konstruktion ertragbaren Zylinderspitzendrücke sowie durch die relevanten Schadstoffemissionen. Bei Betrachtung von Abb. 3.59 wird erneut deutlich, dass die Streubereiche von spezifischer Leistung und effektiven Mitteldrücken aufgrund unterschiedlicher Ladedrücke und Nenndrehzahlen größer sind als bei den Pkw-Dieselmotoren. So streut beispielsweise die Leistungsdichte bei Mitteldrücken von etwa 23 bar um den Faktor drei im Bereich von 16-48 kW/dm3. Insgesamt erreichen die Nutzdieselmotoren aufgrund des überwiegend geringeren Nenndrehzahlniveaus niedrigere spezifische Leistungen.

Abb. 3.59. Spezifisches Drehmoment und Leistungsdichte von Nutzdieselmotoren

Die auf das Motorhubvolumen bezogene Leistung ist bei den Nutzdieselmotoren aufgrund der stark unterschiedlichen Nenndrehzahlen daher im Gegensatz zu den Pkw-Dieselmotoren kein uneingeschränkt geeigneter Kennwert zur Beurteilung des spezifischen Leistungsvermögens. Als Vergleichskennwert bleibt daher in erster Linie das spezifische Drehmoment bzw. der maximale, effektive Mitteldruck. Analog zu den Pkw-Dieselmotoren können Nutzdieselmotoren als Hochlastkonzepte bezeichnet werden, sofern sie effektive Mitteldrücke von mindestens 20 bar erreichen. Die Spitzenwerte in der Größenordnung von über 30 bar liegen jedoch erheblich über denen von Pkw-Dieselmotoren und erfordern zweistufige Aufladeverfahren und eine sehr stabile Motorkonstruktion. In diesem Zusammenhang sei darauf hingewiesen, dass diese Motoren erheblich längere Laufzeiten erreichen müssen als Dieselmotoren für den Einsatz in Pkw. Mit maximalen, effektiven Mitteldrücken von etwa 30 bar (entspricht ca. 240 Nm/dm3) ist die Firma MTU Friedrichshafen GmbH bei den motorischen Hochlastkonzepten weltweit an der Spitze angesiedelt.

4 Relevante Subsysteme und Prozesse

4.1 Aufladung Mit dem Trend zu steigenden Leistungsdichten und den Maßgaben zur Senkung von Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen gewinnt auch die Aufladung zunehmend mehr an Bedeutung. Im Gegensatz zu Großmotoren, Hochleistungsdiesel- und Nfz-Dieselmotoren, bei denen praktisch keine Saugmotorvarianten mehr angeboten werden, sieht die Situation bei Pkw-Motoren (noch) etwas anders aus. Bedingt durch das für Pkw-Motoren charakteristische, instationäre Betriebsverhalten mit häufigen Lastwechseln sind die nachteiligen Begleiterscheinungen der Aufladung besonders spürbar. Jedoch haben Fortschritte in der Aufladetechnik – zu nennen ist hier beispielsweise die Regelung durch variable Turbinengeometrie – den Anteil aufgeladener Dieselmotoren bei Pkw in den letzten Jahren auf weit über 90% erhöht. Großen Anteil haben zudem neue Werkstoffe und höher belastbare Lager, sodass die Massenträgheit von Turboladerlaufzeugen innerhalb der letzten knapp 30 Jahre um etwa 80% verringert werden konnte [ALL02]. Ottomotoren, die in Deutschland derzeit einen Anteil von etwa 60% der gesamten Motoren aufweisen, werden bisher aufgrund ihres sehr spontanen Ansprechverhaltens, des breiten, nutzbaren Drehzahlbandes sowie der relativ hohen Leistungsdichte überwiegend als Saugmotoren angeboten. Aber auch hier hat nahezu jeder Hersteller bereits mindestens eine aufgeladene Variante im Programm, die innerhalb der Motorenbaureihe den oberen Leistungsbereich markiert. Während die ottomotorische Aufladung früher nahezu ausschließlich zur Leistungssteigerung eingesetzt wurde – ein bekanntes Beispiel ist der BMW 2002 Turbo aus den siebziger Jahren des letzten Jahrhunderts – kommt heute zunehmend der Downsizing-Gedanke zum Tragen. Der Anteil aufgeladener Ottomotoren wird daher weiter ansteigen. Die Aufladung selber ist fast so alt wie der Verbrennungsmotor selbst. Im Laufe der Zeit wurden viele unterschiedliche Aufladeverfahren entwickelt, wobei sich jedoch nur einige wenige am Markt durchgesetzt haben. Für DownsizingKonzepte kommen gemäß der Forderung nach hohen Ladedrücken in erster Linie nur die Abgasturboaufladung, die mechanische Aufladung und kombinierte, mehrstufige sowie Verfahren mit elektrischer Unterstützung zum Einsatz. Andere Aufladeverfahren, wie z.B. die Druckwellen- (Comprex-) oder Schwingrohraufladung, eignen sich aus verschiedenen Gründen nicht für den Hochlastbetrieb.

148


4.1.1 Aufladetechnische Grundlagen Ziel der Aufladung eines Verbrennungsmotors ist die Steigerung der in den Brennraum während des Ladungswechsels transportierten Ladungsmasse. Das geschieht zweckmäßigerweise durch Vorverdichtung der Luft und führt – in Verbindung mit einer entsprechenden Erhöhung der zugeführten Brennstoffmasse – zu einer Anhebung von Drehmoment und Leistung. Wie in Kap. 3.1 verdeutlicht, ist konsequentes Downsizing ohne ein leistungsfähiges Aufladesystem nicht umzusetzen. Die Erhöhung der Ladungsdichte ist die einzige, praktisch realisierbare Möglichkeit, den Mitteldruck in weiten Bereichen an die Anforderungen im motorischen Betrieb anzupassen. Zur Erinnerung sei hier nochmals die Gleichung zur Berechnung des Mitteldruckes für luftansaugende Motoren dargestellt, aus der die wesentlichen Einflussparameter deutlich werden:

pme,L

UL

Hu 1 Ki Km Ol , L . Lmin O

(4.1)

Nach DIN 6262 kann die Aufladung in verschiedene Verfahren eingeteilt werden. Neben der Fremdaufladung, bei der die Energie zur Dichtesteigerung von einer externen Energiequelle aufgebracht wird und die für reale Motoranwendungen praktisch keine Rolle spielt, kommen nahezu ausschließlich Selbstaufladeverfahren zum Einsatz. Bei der Selbstaufladung stammt die zur Vorverdichtung der Luft benötigte Energie aus der im Verbrennungsmotor umgesetzten Brennstoffenergie. Praktische Bedeutung haben dabei insbesondere die Abgasturboaufladung, die mechanische Aufladung und die Resonanzaufladung erlangt. Darüber hinaus kommen sehr vereinzelt die Druckwellen- oder Comprex-Aufladung und kombinierte Aufladeverfahren sowie neuerdings die Impulsaufladung zum Einsatz. Die genannten Verfahren werden in den weiteren Kapiteln detaillierter beschrieben.

Abb. 4.1. Komponenten eines einfachen Abgasturbo-Aufladesystems

4.1 Aufladung

149

Beispielhaft sind in Abb. 4.1 die möglichen Komponenten für ein einfaches Abgasturbo-Aufladesystem dargestellt, wobei Verdichter und Turbine mechanisch miteinander gekoppelt sind. Mit Hilfe der vor und nach den Komponenten angegebenen Nummern werden die Zustandsgrößen des jeweiligen Mediums (Luft oder Abgas) indiziert. Der thermodynamische Zustand der in den Verdichter eintretenden Luft wird mit dem Index 1, der Zustand nach Verdichter mit dem Index 2 gekennzeichnet. Für den Ladeluftkühler gelten die Indizes 2 bzw. 3, für den Motor die Indizes 3 bzw. 4 und für die Abgasturbine die Indizes 4 und 5. Dabei wurde generell voraus gesetzt, dass die Leitungen zwischen den einzelnen Komponenten verlustfrei sind, sodass sich die Zustandsgrößen längs der Leitungen nicht verändern. Sollte diese Voraussetzung nicht gegeben sein, so werden für Zwischenkomponenten weitere Indizes verwendet, die den Zustand des Fluids unmittelbar vor oder nach der jeweiligen Komponente beschreiben. Zum Verständnis der aufladetechnischen Grundlagen ist zunächst die Definition einiger Kenngrößen erforderlich. Der Aufladegrad įA ist das Verhältnis der Luftdichten vor und nach dem Verdichter:

U2 . U1

GA

(4.2)

Das Verdichterdruckverhältnis ʌV ist definiert als Quotient von Totaldruck p+ vor und nach dem Verdichter, wobei sich der Totaldruck aus dem statischen Druck p, der Dichte ȡ und Strömungsgeschwindigkeit c zusammensetzt.

SV

p 2 p1

(4.3)

mit p

pU

c2 2

.

(4.4)

Für kleine Strömungsgeschwindigkeiten und damit kleine Mach-Zahlen ist der Einfluss auf den Totaldruck zu vernachlässigen, sodass das Verdichterdruckverhältnis mit guter Näherung dem Quotienten der statischen Drücke entspricht. So beträgt der Fehler für Luft bei einer Strömungsgeschwindigkeit von 30 m/s und Raumtemperatur etwa 0,53%. Für die weiteren Überlegungen soll daher auf die Berücksichtigung der Strömungsgeschwindigkeit verzichtet werden. Innerhalb des Turboverdichters und der Abgasturbine sind gasdynamische Effekte aufgrund der teilweise sehr hohen Strömungsgeschwindigkeiten jedoch nicht zu vernachlässigen. Eine detaillierte Beschreibung gasdynamischer Grundlagen ist z.B. in [MER00] zu finden. Der Luftbedarf des Motors zur Darstellung hoher Mitteldrücke lässt sich auf Grundlage von Gl. 4.1 berechnen. Für die Dichte der Luft und den inneren sowie mechanischen Wirkungsgrad gelten die folgenden Beziehungen:

150


UL

mL , AS Vh Ol , L

K i K m K e

1 . be H u

(4.5)

(4.6)

Werden die Gln. 4.5 und 4.6 in Gl. 4.1 eingesetzt, so folgt für die pro Arbeitsspiel und bezogen auf das Zylinderhubvolumen erforderliche Luftmasse: m L , AS Vh

be p me O Lmin .

(4.7)

Der gesamte, auf das Motorhubvolumen bezogene Luftbedarf des Motors in Form des Luftmassenstromes ergibt sich dann zu m L VH

be pme O Lmin i n .

(4.8)

Dabei ist die im Rahmen der Ventilüberschneidung benötigte Spülmasse der Luft noch nicht berücksichtigt, sodass effektiv ein höherer Luftmassenstrom, der vom Verdichter bereit gestellt werden muss, erforderlich ist. Zur Abschätzung der zur Verbrennung erforderlichen minimalen und maximalen Brennstoff- und Luftmassenströme von Pkw-Otto- und -Dieselmotoren seien beispielhaft zwei moderne 6-Zylinder-Motoren betrachtet, Abb. 4.2. Dabei liegt der minimale Durchsatz im Leerlauf-Nulllast-Betriebspunkt und der maximale Durchsatz im Nennpunkt.

Abb. 4.2. Brennstoff- und Luftmassenstrom für den Leerlauf und den Nennpunkt von PkwOtto- und –Dieselmotoren (Spülluftmassenstrom nicht berücksichtigt)

4.1 Aufladung

151

Die Diagramme in Abb. 4.2 geben die auf das Motorhubvolumen bezogenen Luft- und Brennstoffmassenströme sowie die als Spreizung bezeichneten Luftmassenstrom- bzw. Brennstoffmassenstrom-Verhältniswerte von Leerlauf und Nennpunkt wieder, wobei die Spreizungen wie folgt definiert sind:

9L

§ m L · ¨¨ ¸¸ © VH ¹ Nennpunkt

§ m L · ¨¨ ¸¸ © VH ¹ Leerlauf

(4.9)

9B

§ m B · ¨¨ ¸¸ © VH ¹ Nennpunkt

§ m B · . ¨¨ ¸¸ © VH ¹ Leerlauf

(4.10)

Aufgrund der Qualitätsregelung sowie des Magerbetriebs im Leerlauf (Ȝ § 10) ist die Spreizung des Luftmassenstroms zwischen Leerlauf und Nennpunkt beim Dieselmotor mit einem Wert von ȢL,Diesel = 6,3 um ein Vielfaches niedriger als beim stöchiometrisch betriebenen Ottomotor (ȢL,Otto = 37). Der Dieselmotor bietet daher grundsätzlich bessere Voraussetzungen für die Aufladung, insbesondere für die Abgasturboaufladung. Eine einfachere Kombination des Ottomotors mit einem Abgasturbolader ist bei Einsatz der Benzindirekteinspritzung gegeben, da hierbei zum einen im unteren Kennfeldbereich ein Magerbetrieb möglich ist und zum anderen die Phase der Ventilüberschneidung deutlich ausgeweitet werden kann, was zu höherer Spülmasse führt. Damit ist es möglich, die Spreizung des Luftmassenstroms zu reduzieren. Die im Zeitraum der Ventilüberschneidung durchströmende Spülmasse kann relativ einfach berechnet werden, indem man den Einlass- und Auslassventilquerschnitt jeweils als Drossel betrachtet und einen Ausströmvorgang beschreibt, siehe Abb. 4.3.

Abb. 4.3. Drosselstellen als Ersatzsystem für den Einlass- und Auslassquerschnitt

Da diese Betrachtungsweise auch hinsichtlich der Strömungsvorgänge in einer Abgasturbine Gültigkeit besitzt, soll hierauf näher eingegangen werden. Für den Massenstrom durch eine Drosselstelle gilt während des Spülvorganges bei luftansaugenden Motoren m L , Spül

A U 3 2 R T3 \ 34 .

(4.11)

152


Der wirksame Drosselquerschnitt eines Zylinders A berechnet sich als zeitlicher Mittelwert der beiden Querschnitte von Einlass und Auslass und ist mit der jeweiligen Durchflusszahl gewichtet: A

1 P red Ared dM . 4S ³

P red Ared

(4.12)

P E AE P A AA . P E2 AE2 P A2 AA2

(4.13)

Die Durchflussfunktion ȥ34 verwendet die Drücke vor dem Einlassventil bzw. nach dem Auslassventil. Dann folgt für den Massenstrom durch die Drosselquerschnitte eines Zylinders: m L , Spül

VSpül U V1,Spül U1 V1,Spül

V1,Spül

A

m L ,Spül .

U1

U3 2 R T3 \ 34 . U1

(4.14)

(4.15)

Der auf den Zustand vor Verdichter bezogene Spülmassenstrom des Motors steigt mit der Dichte und Temperatur des Arbeitsgases vor Einlass, mit steigenden Querschnitten und mit zunehmendem Spülgefälle, das durch das Druckverhältnis p4/p3 innerhalb der Durchflussfunktion beschrieben werden kann. Die Spülmasse muss daher bei der Auslegung des Verdichters berücksichtigt werden, da sie den Luftvolumenstrom durch den Verdichter u.U. beträchtlich erhöht. Verdichterarbeit

Für die Berechnung der Verdichterleistung gelten der 1. Hauptsatz der Thermodynamik für stationäre Fließprozesse, der 2. Hauptsatz sowie die kanonische Zustandsgleichung, vergleiche [BAE92]. Die kinetische und potenzielle Energie des strömenden Mediums soll zunächst unberücksichtigt bleiben. Dann gilt für eine Zustandsänderung vom Zustand i zum Zustand j folgendes: qij wtij

³ T ds

qij jij

³ T ds

h j hi ,

mit:

jij

h j hi ³ v dp .

(4.16)

³ T ds

irr

,

(4.17) (4.18)

Dann setzt sich die spezifische technische Arbeit aus spezifischer Strömungsbzw. Druckänderungsarbeit und Dissipationsenergie zusammen und entspricht der Differenz aus Enthalpieänderung und übertragener Wärme:

4.1 Aufladung

wtij

h j hi qij .

³ v dp j

ij

153

(4.19)

Die zur Verdichtung des Fluids erforderliche Arbeit ist also umso kleiner, je mehr Wärme während der Verdichtung abgegeben wird. Dieser Sachverhalt wird näherungsweise bei der mehrstufigen Verdichtung mit Zwischenkühlung ausgenutzt und später genauer beschrieben. Abb. 4.4 veranschaulicht die spezifische Strömungsarbeit und die Enthalpieänderung beispielhaft für den Verdichterprozess, wobei potenzielle und kinetische Energien der Luft vernachlässigt sind.

Abb. 4.4. Spezifische Strömungsarbeit und Zustandsänderung bei der Verdichtung

Um die spezifische Strömungsarbeit berechnen zu können, benötigt man die Zustandsgleichung v = v(p) des strömenden Fluids. Diese meist sehr komplizierte Gleichung wird in der Regel durch eine einfache Zustandsänderung, der sogenannten Polytrope, angenähert, wobei die Eintritts- und Austrittszustände bekannt sein müssen. Die Polytrope ist aus dem konstanten Polytropenverhältnis µ definiert:

P

dh v dp

1

T ds v dp

1

dq T dsirr v dp

const.

(4.20)

Da das Polytropenverhältnis für alle Abschnitte der Zustandsänderung konstant ist, gilt sie auch für den gesamten Prozess. Sonderfälle von Polytropen sind die Isentrope (µ = 1), die Isenthalpe (µ = 0) und die Isobare (µ ĺ ). Polytrope Zustandsänderungen werden vorwiegend für Prozesse idealer Gase verwendet. Für den sogenannten Polytropenexponenten gilt dann:

N . N P N 1

n

(4.21)

Aus der Polytropengleichung p vn

p1 v1n

(4.22)

kann die Zustandsgleichung dann sehr einfach berechnet werden und liefert schließlich für die spezifische Strömungsarbeit:

154


³ v dp

n 1 º ª § p2 · n § n · « ¨ ¸ p1 v1 «¨¨ ¸¸ 1»» . © n 1¹ © p1 ¹ ¼» ¬«

(4.23)

Turboverdichter und Abgasturbinen sind im Gegensatz zu Kolbenverdichtern ungekühlt und damit als adiabate Arbeitsmaschinen mit dq = 0 zu betrachten. Im Falle einer isentropen und adiabaten Zustandsänderung im Verdichter entspricht die spezifische technische Arbeit der spezifischen Strömungsarbeit, und es liegt ein reversibler Prozess vor: wt12, s

ª §¨ NN1 ·¸ º § N · v dp R T «S V© ¹ 1» ¨ ¸ 1 ³ © N 1¹ «¬ »¼

'hsV .

h2,s h1

(4.24)

Eine gekühlte, also nicht-adiabate, und reversible Verdichtung ermöglicht für den Fall einer isothermen Zustandsänderung noch geringere Verdichtungsarbeiten als dies bei der rein isentropen Verdichtung möglich ist. Aus der polytropen Zustandsänderung p·v = const. folgt für die Verdichterarbeit: wt12,T ,rev

R T1 ln S V q12 .

³ v dp

(4.25)

Dabei sei angemerkt, dass diese Verdichtung zwar reversibel ist, aber eben nicht isentrop, da zur Realisierung einer isothermen Zustandsänderung Wärme abgegeben werden muss. Da reale Prozesse stets verlustbehaftet sind, ist die zum des Verdichters aufzuwendende Arbeit größer als die nach dem reversiblen Prozess berechnete Arbeit. Zur Beschreibung dieser thermodynamischen Verluste wird der isentrope Verdichterwirkungsgrad definiert. Wird zudem das Arbeitsfluid als ideales Gas betrachtet, bei dem sich die Enthalpiedifferenz aus dem Produkt von isobarer Wärmekapazität und Temperaturdiffenz berechnen lässt, gilt:

K sV

wt12, s wt12

'hsV 'hV

h2, s h1

c p T2, s T1

h2 h1

c p T2 T1

.

(4.26)

Für die isentropen Zustandsänderungen können die Temperaturen sehr einfach aus dem Druckverhältnis berechnet werden. Für ideale Gase gilt: T2,s T1

§ p2 , s · ¨¨ ¸¸ © p1 ¹

N 1 N

§ v1 · ¨ ¸ ¨v ¸ © 2 ,s ¹

N 1

.

(4.27)

Zur Berechnung der effektiven Verdichterleistung müssen die Reibungsverluste Berücksichtigung finden. Dies erfolgt mit Hilfe des mechanischen Wirkungsgrades des Verdichters, sodass für die Verdichterleistung zusammenfassend gilt:

PV

m V wt12

K mV

m V wt12,s . K mV K sV

(4.28)

4.1 Aufladung

155

In Abb. 4.5 ist die spezifische Verdichterarbeit in Abhängigkeit der relevanten Parameter dargestellt. Danach nimmt die Arbeit zur Verdichtung der Luft mit steigendem Druckverhältnis, steigender Lufttemperatur zur Beginn der Verdichtung und sinkendem isentropen Verdichterwirkungsgrad zu. Da der Verlauf der Verdichterarbeit in Abhängigkeit des Druckverhältnisses degressiv steigenden Charakter aufweist, sind möglichst hohe Verdichterdruckverhältnisse in einer Stufe anzustreben.

Abb. 4.5. Spezifische Verdichterarbeit (ideales Gas)

Im Falle einer mehrstufigen Verdichtung reduziert eine Zwischenkühlung der Ladeluft aufgrund des Temperatureinflusses die Verdichtungsarbeit spürbar. Der Grenzfall der isothermen und reversiblen Verdichtung liefert eine geringere Verdichtungsarbeit als die isentrope Verdichtung. Neben einer Arbeitsersparnis bei der Verdichtung führt eine möglichst niedrige Temperatur zu Beginn der Verdichtung auch auf eine niedrige Verdichtungsendtemperatur und damit auf eine hohe Luftdichte. In der Praxis entspricht T etwa der Umgebungstemperatur. Auf dem Weg zum Verdichter sollte die Luft nach Möglichkeit nicht an heißen Bauteilen vorbeigeführt werden, damit eine unnötige Aufheizung vermieden werden kann. Verdichterbauarten und Verdichterkennfeld

Die für den motorischen Betrieb relevanten Verdichter lassen sich in die zwei Gruppen der Verdrängerlader und Strömungsverdichter einteilen. Der Unterschied besteht in dem Mechanismus der Verdichtung. Innerhalb der Gruppe der Verdrängerlader wird darüber hinaus zwischen den Verdichtern mit und ohne innerer Verdichtung differenziert. Eine innere Verdichtung liegt dann vor, wenn die Luft längs des Weges durch den Verdichter eine zunehmende Drucksteigerung erfährt. Verdrängerlader ohne innere Verdichtung fördern das Luftvolumen bis zum Austritt aus dem Verdichter, und erst hier wird die Luft infolge des Staudruckes komprimiert. Durch die Realisierung einer inne-

156


ren Verdichtung kann die aufzuwendende Verdichterarbeit grundsätzlich reduziert und der Verdichterwirkungsgrad erhöht werden [HIE03]. Strömungsverdichter arbeiten stets mit innerer Verdichtung. Sie sind als Radialverdichter oder Axialverdichter ausgeführt. Bei den Verdrängerladern kommen im Wesentlichen der klassische Hubkolbenverdichter, der Spirallader, Ro-Lader, Pierburg-Lader, Schraubenverdichter sowie der Roots-Lader zum Einsatz. Im Gegensatz zu den anderen Verdrängerladern arbeitet der häufig eingesetzte RootsLader ohne innere Verdichtung. Die verschiedenen Ausführungsformen sowie die grundlegende Funktion der Verdrängerlader sind in Abb. 4.6 skizziert.

Abb. 4.6. Querschnitt durch unterschiedliche Verdrängerlader [HAI00], [HIE03]

Die prinzipiellen Unterschiede im Betriebsverhalten werden im Verdichterkennfeld deutlich, welches das Verdichterdruckverhältnis als Funktion des in den Verdichter eintretenden Luftvolumenstromes darstellt. Im Verdichterkennfeld werden zudem die Linien konstanter Laderdrehzahl nV sowie Linien konstanten isentropen Verdichterwirkungsgrades ȘsV angegeben.

4.1 Aufladung

157

Abb. 4.7 zeigt die grundsätzlichen Unterschiede in den Kennfeldern von Verdrängerlader und Strömungsverdichter. Charakteristisch sind beim Verdrängerlader die nach links geneigten Linien konstanter Laderdrehzahl, wonach mit zunehmendem Ladedruck der Volumenstrom sinkt. Ursache hierfür ist zum einen der sogenannte schädliche Raum, der mit steigendem Entnahmedruck zu einem Absinken des Füllungswirkungsgrades und damit der Fördermenge führt. Zum anderen steigen die Leckage- bzw. Spaltverluste infolge einer Rückexpansion der Luft über die Spalte innerhalb des Verdichters.

Abb. 4.7. Kennfelder von Verdrängerlader und Strömungsverdichter (schematisch)

Der erreichbare Ladedruck ist demnach nahezu unabhängig von der Laderdrehzahl, hängt jedoch entscheidend von den konstruktiven Randbedingungen ab. Das Fördervolumen wird hingegen direkt von der Laderdrehzahl und vom Laderbauvolumen bestimmt. Verdrängerlader fördern die Luft im Gegensatz zu den Strömungsverdichtern relativ diskontinuierlich. Neben der Anregung von Druckschwingungen in den Ladeluftleitungen verursachen Verdrängerlader höhere Geräusche und arbeiten bis zu Druckverhältnissen von etwa ʌV = 2. Vorteile bestehen jedoch in der Nutzung des gesamten Kennfeldes, da kein instabiler Betrieb – wie etwa beim Radialverdichter – gegeben ist. Strömungsverdichter arbeiten nach dem physikalischen Prinzip der Umwandlung kinetischer Energie in potenzielle bzw. Druckenergie. Der bedeutendste Strömungsverdichter für den Einsatz in Hubkolbenmotoren ist der Radialverdichter, bei dem die Luft axial einströmt und nach der Kompression radial aus dem Verdichterlaufrad austritt. Dabei wird die Luft durch die Zufuhr von mechanischer Energie über das Verdichterlaufrad (Rotor, Impeller) zunächst beschleunigt und somit auf ein hohes Energieniveau gehoben. Im nachfolgenden Leitrad (Diffusor) und im Spiralgehäuse wird die Strömung wieder verzögert, sodass die kinetische Energie in Druckenergie umgewandelt wird.

158


Abb. 4.8 zeigt eine Übersicht über die Geschwindigkeitskomponenten an einem Radialverdichterrad mit unterschiedlichen Schaufelwinkeln. Hierbei wird zwischen absoluten und relativen Strömungen unterschieden.

Abb. 4.8. Strömungsvektoren und Geschwindigkeitsdreiecke im Radialverdichter-Laufrad

Relativ zum rotierenden Verdichterlaufrad bewegen sich die Fluidteilchen auf Bahnkurven, die im Wesentlichen durch die Form der Schaufeln vorgegeben sind. Die Absolutbewegung resultiert aus der Überlagerung von Relativbewegung mit der Laufraddrehung: & & & (4.29) c wu . Die Vektorgleichung lässt sich für den Laufradeintritt (Index 1) und den Laufradaustritt (Index 2) jeweils als Geschwindigkeitsdreieck darstellen. Die Umfangsgeschwindigkeit u an der jeweiligen Stelle berechnet sich aus dem Produkt von Kreisfrequenz und Laufradradius: u Z r

n S D .

(4.30)

Relativ- und Absolutgeschwindigkeit werden in Komponenten parallel und senkrecht zur Umfangsgeschwindigkeit zerlegt. Die Parallelkomponente (Index u) wird als Umfangskomponente, die dazu orthogonale Komponente als Meridiankomponente (Index m) bezeichnet. Die Wirkrichtung der Absolutgeschwindigkeit c wird durch den Winkel Į beschrieben, die Richtung der Relativgeschwindigkeit w durch den Schaufelwinkel ȕ. Beide Winkel beziehen sich auf die positive Umfangsgeschwindigkeit. Spitze Winkel führen somit zu positiven Umfangskomponenten, stumpfe Winkel zu negativen Umfangskomponenten. Für die Umfangs- und Meridiankomponenten sowohl für den Laufradeintritt als auch für den Laufradaustritt gilt schließlich:

4.1 Aufladung

c cos D ,

cu

wu cm

w cos E

c sin D

wm

159

(4.31)

cu u ,

(4.32)

w sin E .

(4.33)

Die Meridiankomponenten der Relativ- und Absolutgeschwindigkeit sind gleich und können aus dem Volumenstrom mittels der Kontinuitätsgleichung berechnet werden. Bei der Querschnittsfläche ist die Querschnittsverengung durch die Schaufeldicke und den Grenzschichteinfluss zu berücksichtigen. Das vom Verdichterrad auf das Fluid übertragene Drehmoment berechnet sich aus dem Impulsmomentensatz und führt zur sogenannten Eulerschen Hauptgleichung:

m V r2 cu 2 r1 cu1 .

MV

(4.34)

Die spezifische, d.h. auf den Massenstrom bezogene Leistung entspricht im Fall der adiabaten Verdichtung der totalen Enthalpiedifferenz: PV m V

Z MV m V

u 2 cu 2 u1 cu1

h2 h1 .

(4.35)

Die totale spezifische Enthalpie setzt sich aus der spezifischen Enthalpie und der absoluten Strömungsgeschwindigkeit zusammen. Die Komponente cu1 nimmt nur bei einem Vordrall – hierbei tritt die Strömung infolge einer Vorleitbeschaufelung mit einer Drallbewegung in den Verdichter ein – einen Wert ungleich Null an. Verläuft diese Drallströmung in Richtung der Raddrehung, wird der Vordrall als Mitdrall bezeichnet und es gilt Į1 < 90°. Aus Gl. 4.35 wird deutlich, dass ein Mitdrall zu einer Reduzierung der Enthalpiedifferenz bzw. des Druckverhältnisses führt. Er bietet jedoch Vorteile hinsichtlich der Lage der Pumpgrenze. Aus den Geschwindigkeitsdreiecken lässt sich die Eulergleichung durch Anwendung des Cosinussatzes für die Relativgeschwindigkeit w in anderer Form schreiben: w2

c 2 u 2 2 c u cos D

h2 h1

c 2 u 2 2 u cu ,

1 2 c2 c12 u 22 u12 w22 w12 . 2

>

@

(4.36) (4.37)

Gleichung 4.37 beschreibt die Energiewandlung im Schaufelbereich und beinhaltet damit auch weitgehend die Verluste der Schaufelströmung. Verluste, die außerhalb des Schaufelbereiches entstehen, werden hierbei jedoch nicht erfasst. Die Differenz der totalen Enthalpien am Verdichterein- und –austritt ist näherungsweise proportional zur Druckdifferenz. Im Sinne eines hohen Verdichterdruckverhältnisses ist demnach eine möglichst hohe Verdichterdrehzahl anzustreben. Da sich die Energieumsetzung im Laufrad ausschließlich durch Geschwin-

160


digkeitsänderungen beschreiben lässt, ergeben unterschiedlich große Laufräder bzw. Verdichter bei identischen Ein- und Ausströmbedingungen theoretisch exakt das gleiche Verdichterkennfeld, welches entsprechend der Baugröße im Luftdurchsatz verschoben ist. In der Realität zeigt sich jedoch, dass das Leistungsvermögen des Verdichters aufgrund der nur bedingt gültigen bhnlichkeitsgesetze beim Übergang zu kleineren Baugrößen sinkt. Aufgrund der höheren Druckverhältnisse sind Radialverdichter für den Einsatz in Hubkolbenmotoren besser geeignet als Axialverdichter. Aus dem Verlauf der Linien konstanter Verdichterdrehzahl wird deutlich, dass eine Ladedruckerhöhung nur durch eine Steigerung der Laderdrehzahl möglich ist. Die Breite des nutzbaren Kennfeldes nimmt beim Strömungsverdichter mit zunehmendem Druckverhältnis ab. Nach links wird das Kennfeld durch die sogenannte Pumpgrenze limitiert. Im Bereich kleiner Luftdurchsätze und hoher Druckverhältnisse reißt die Schaufelströmung im Verdichterrad ab, sodass es zu Druckschwingungen im Lader und in den nachfolgenden Ladeluftleitungen, dem sog. Pumpen, kommt. Das Verdichterpumpen muss unter allen Umständen vermieden werden, da beträchtliche Schäden sowohl am Verdichter als auch am Aufladesystem entstehen können. Dabei ist die Pumpgrenze keine fixe Linie eines Verdichters, sondern neben dem Strömungsfeld innerhalb des Verdichters auch von den angeschlossenen Leitungen und Volumina abhängig. Erreicht die Strömung im engsten Querschnitt des Verdichters – dies ist meist im Verdichtereintritt der Fall – Schallgeschwindigkeit, ist eine weitere Durchsatzsteigerung auch durch Erhöhung der Verdichterdrehzahl nicht mehr möglich. Daher laufen alle Linien konstanter Laderdrehzahl bei maximalem Durchsatz auf den Punkt ʌV = 1 zu. Diese Grenze des maximalen Volumenstroms wird als Stopfgrenze bezeichnet. Das maximale Druckverhältnis der Radialverdichter wird durch die größt mögliche Umfangsgeschwindigkeit am äußeren Rand der Schaufeln bestimmt und ist damit vom Werkstoff des Verdichterrades abhängig. Bei Laufrädern aus Aluminium-Legierungen sind heute maximale Umfangsgeschwindigkeiten von etwa 550 m/s beherrschbar. Eine Steigerung ist nur durch Einsatz hochfester Werkstoffe, beispielsweise Titan, zu realisieren, wobei diese nicht nur teuer sondern auch schwerer sind und damit das Ansprechverhalten des Motors – bei gleichem Verdichterraddurchmesser – negativ beeinflussen. Die höheren, realisierbaren Umfangsgeschwindigkeiten von Titan ermöglichen bei gleichem Ladedruck jedoch eine Reduzierung des Verdichterraddurchmessers, sodass der durch die höhere Werkstoffdichte verursachte Nachteil im Beschleunigungsverhalten nicht wirksam wird. Um die bei bestimmten Umgebungsbedingungen experimentell ermittelten Verdichterkennfelder generell nutzen zu können, werden die Kennfeldgrößen von den Zustandsgrößen des Fluids unabhängig gemacht, indem sie auf standardisierte bzw. vom Hersteller angegebene Bezugsumgebungsbedingungen umgerechnet werden. Diese Vorgehensweise gilt grundsätzlich für alle Strömungsmaschinen, also auch für die Abgasturbine, und basiert auf strömungsmechanischen bhnlichkeitsgesetzen und der Betrachtung der Strömungsmaschine als Drossel [SCH98]. Für die Verdichter-Kennfeldgrößen Drehzahl, Massenstrom und Volumenstrom gilt dann:

4.1 Aufladung

nbez

n

Tbez T

m bez

bzw.

m

Vbez

T pbez . Tbez p

T V bez , T

161

(4.38)

(4.39)

Die bezogenen oder reduzierten Kenngrößen sind im Kennfeld der jeweiligen Strömungsmaschine eingetragen. Um die tatsächlichen Kenngrößen berechnen zu können, die sich bei den geänderten Zustandsgrößen Druck und Temperatur ergeben, müssen die Gln. 4.38 und 4.39 entsprechend umgestellt werden. Für konventionelle, abgasturboaufgeladene Motoren reicht gewöhnlich der Einsatz ungeregelter Strömungsverdichter aus. Sollen jedoch sehr hohe Verdichterdruckverhältnisse bei breiten Drehzahlspreizungen – also breite und hohe Verdichterkennfelder – realisiert werden, müssen auch beim Verdichter Maßnahmen zur Regelung eingeführt werden. Grundsätzlich gibt es die Möglichkeiten einer Vordrallregelung, kennfeldstabilisierende Maßnahmen (KSM) sowie die Möglichkeit des Einsatzes von Verstelldiffusoren. Bei hohen Druckverhältnissen hat sich die Regelung mittels eines Vordralls bewährt. Der Verdichter ist hierbei auf der Lufteintrittsseite mit einem verstellbaren Leitgitter versehen, das der einströmenden Luft einen Drall aufprägt, sodass die Pumpgrenze insbesondere bei hohen Druckverhältnissen in Richtung kleinerer Volumenströme verschiebt. Mit Hilfe der kennfeldstabilisierenden Maßnahme wird einerseits die Pumpgrenze nach links und andererseits die Stopfgrenze nach rechts verschoben. Ursächlich für dieses Verhalten ist ein Bypass, der bei niedrigen Durchsätzen eine Rezirkulation um den Verdichtereintritt ermöglicht und bei hohen Durchsätzen als zusätzlicher Zuströmquerschnitt wirkt. Mit einem beschaufelten Austrittsdiffusor kann mit der Wahl des Schaufelwinkels der Förderstrom durch den Verdichter beeinflusst werden, sodass die Strömungsverzögerung unter geringeren Verlusten erfolgt als beim unbeschaufelten Diffusor. Allerdings ist die Kennfeldbreite deutlich geringer, sodass sich beschaufelte Austrittsdiffusoren für den Fahrzeugeinsatz eher weniger eignen [SCH04d]. Ladeluftkühlung

Die während der Verdichtung der Luft ablaufende Zustandsänderung führt über die isentrope Zustandsgleichung sowie den isentropen Wirkungsgrad des Verdichters stets zu einer gleichzeitigen Temperaturerhöhung der Luft. Das eigentliche Ziel der Aufladung, nämlich die Steigerung der Luftdichte, wird damit zu einem Teil unwirksam, wenn man die reale Verdichtung mit der isothermen Verdichtung vergleicht. Schon aus dem Bestreben nach einer möglichst hohen Motorleistung ist die anschließende Kühlung der verdichteten Luft außerordentlich zweckmäßig. Die reale Verdichtungsendtemperatur berechnet sich in Abhängigkeit des Verdichterdruckverhältnisses und des isentropen Verdichterwirkungsgrades zu:

162


T2

ª 1 § §¨ N 1 ·¸ ·º . T1 «1 ¨ S V © N ¹ 1¸» ¹¼ ¬ K sV ©

(4.40)

Bei einem gewünschten Druckverhältnis ist die Verdichtungsendtemperatur umso niedriger, je höher der isentrope Verdichterwirkungsgrad ausfällt. Ein hoher Verdichterwirkungsgrad wirkt sich somit auch positiv auf die erforderliche Baugröße des nachfolgenden Ladeluftkühlers aus. Die folgenden Überlegungen sollen zeigen, welchen signifikanten Einfluss die Ladeluftkühlung auf die Luftdichte und damit auf Motorleistung hat. Im Falle eines Motor ohne Kühlung der Luft wird die Luftdichte neben dem Isentropenexponenten durch das Verdichterdruckverhältnis und dem isentropen Verdichterwirkungsgrad festgelegt:

U2

p2 R T2

p1 S V K sV N 1 · § R T1 § ¨ ¸ · ¨S © N ¹ 1 K ¸ sV ¨ V ¸ © ¹

(4.41)

Das Ergebnis für das Verhältnis der Dichten ȡ2/ȡ ohne Ladeluftkühlung bzw. ȡ3/ȡ für den Fall einer vollständigen Rückkühlung auf Ansaugtemperatur zeigt das linke Diagramm von Abb. 4.9. Die vollständige Rückkühlung liefert erwartungsgemäß die höchste Dichte. Ohne Ladeluftkühlung sinkt die Luftdichte mit sinkendem isentropen Verdichterwirkungsgrad spürbar ab. Der Effekt der Rückkühlung auf die Dichteänderung ist dabei umso größer, je höher das Verdichterdruckverhältnis und je niedriger die isentropen Verdichterwirkungsgrade sind. Bei einem Verdichterdruckverhältnis von 3 und einem isentropen Verdichterwirkungsgrad von 70% beträgt die Dichte im Vergleich zum Saugbetrieb ohne Ladeluftkühlung etwa das 2-fache.

Abb. 4.9. Dichte- und Temperaturänderung ohne und mit Ladeluftkühlung

4.1 Aufladung

163

Mit vollständiger Ladeluftkühlung auf die Ansaugtemperatur entspricht die Dichteänderung genau dem Verdichterdruckverhältnis. Bei hoch aufgeladenen Motoren ist daher auf eine leistungsfähige Ladeluftkühlung praktisch nicht zu verzichten. Zudem ist der Einsatz der Ladeluftkühlung besonders bei der mechanischen Aufladung zweckmäßig, da die eingesetzten Aufladeaggregate meist über vergleichsweise niedrige isentrope Verdichterwirkungsgrade verfügen. Aus dem rechten Diagramm ist zu ersehen, dass auch aus Gründen niedriger Verdichtungsendtemperaturen und die damit gestellten Anforderungen an die Leistungsfähigkeit der Ladeluftkühlung möglichst hohe isentrope Verdichterwirkungsgrade vorteilhaft sind. Bevor die Luft dem Brennraum jedoch zugeführt wird, ist es auch aus anderen Gründen zweckmäßig, die verdichtete und erwärmte Luft herunterzukühlen. Zum einen ist eine Luftkühlung besonders bei aufgeladenen Ottomotoren eine wichtige Voraussetzung, um der Klopfproblematik entgegen treten zu können. Damit können entweder der Ladedruck oder das Verdichtungsverhältnis weiter erhöht oder der Zündzeitpunkt zur wirkungsgradsteigernden Verlagerung der Verbrennung vorverlegt werden. Niedrige Anfangstemperaturen führen unmittelbar zu niedrigen, prozessbedingten Spitzentemperaturen und damit zu geringen Stickoxidemissionen und thermischen Bauteilbelastungen. Bei luftansaugenden Motoren mit Qualitätsregelung wie beispielsweise dem Dieselmotor kann die Ladeluftkühlung dazu benutzt werden, das Luftverhältnis bei bestehendem Ladedruck anzuheben und damit sowohl das Temperaturniveau als auch die Rußemission zu senken. Andererseits kann das Ladedruckniveau unter Beibehaltung der Motorlast sowie des Luftverhältnisses abgesenkt werden. Den zahlreichen Vorteilen stehen jedoch auch einige Nachteile gegenüber. Die zusätzlichen Komponenten wie der Ladeluftkühler sowie die erforderlichen Leitungen sind mit nicht unerheblichen Mehrkosten und mit zusätzlichem Bauraumbedarf verbunden. Da eine effektive Ladeluftkühlung zur Leistungssteigerung auch den Luftmassenstrom erhöht, müssen größere Verdichter eingesetzt werden, die das Ansprechverhalten des Motors grundsätzlich negativ beeinflussen. Zudem ist darauf zu achten, dass kurze Leitungen sowie Wärmetauscher mit geringen Druckabfallraten eingesetzt werden, damit die prinzipiellen Vorteile der Ladeluftkühlung auch im transienten Betrieb nutzbar sind. Während die meisten Ladeluftkühlsysteme Luft-Luft-Wärmetauscher verwenden, kann das Ansprechverhalten mit Luft-Wasser-Wärmetauschern spürbar verbessert werden, da das bei plötzlicher Laststeigerung „aufzufüllende“ Luftvolumen hierbei deutlich verringert werden kann. Die verdichtete Luft ist in diesem Fall nicht bis zum Luftkühler am Fahrzeugbug zu führen. Aufgrund der erhöhten Kosten ist dieses LLK-System bisher nicht weit verbreitet. Bei hochaufgeladenen Motoren werden infolge der auf engem Raum umgesetzten hohen Energiemengen u.a. hohe Prozesstemperaturen erreicht. Daher sind eine leistungsfähige Ladeluftkühlung bzw. Maßnahmen zur Absenkung des Temperaturniveaus von besonderer Bedeutung. Das nach Miller [MIL57] benannte Verfahren ist eine besondere Variante der Ladeluftkühlung, die innerhalb des Brennraumes erfolgt. In Abb. 4.10 sind die isentrope Verdichterarbeit sowie der ideale Motorprozess von konventionellem und Miller-Verfahren im p,v-Diagramm dargestellt.

164


Abb. 4.10. Darstellung des Miller-Verfahrens im Vergleich zum konventionell aufgeladenen vollkommenen Motor

Durch ein frühes Schließen des Einlassventils (FES) deutlich vor dem unteren Totpunkt in Kombination mit einer Anhebung des Ladedruckes ist bei ES bereits die gewünschte Ladungsmenge im Zylinder. Aufgrund der weiteren Kolbenbewegung in Richtung UT expandiert das Arbeitsgas auf einen geringeren Druck und kühlt sich dabei ab. Bei der anschließenden Kompression steigt zwar der Druck entsprechend dem Verdichtungsverhältnis an, jedoch erfolgt diese Zustandsänderung auf einem deutlich niedrigeren Temperaturniveau. Daher sind auch die Spitzentemperaturen – unter der Voraussetzung gleicher Ladelufttemperatur zu Beginn der Verdichtung – beim Miller-Verfahren niedriger und führen zu geringeren thermischen Belastungen und Stickoxidemissionen. Bei Ottomotoren wird mit dem Miller-Verfahren zudem die Klopfgrenze positiv beeinflusst.

Abb. 4.11. Verdichtungsendtemperatur bei isentroper Verdichtung in Abhängigkeit der Ventilsteuerzeit ES (Miller-Verfahren)

4.1 Aufladung

165

Abb. 4.11 zeigt die Verdichtungsendtemperatur bei isentroper Verdichtung in Abhängigkeit der Steuerzeit ES am Beispiel eines Ottomotors. Je früher das Einlassventil geschlossen wird, desto niedriger ist das Temperaturniveau zum Ende der Verdichtung. Nachteilig wirken beim Miller-Verfahren die zur Darstellung des hohen Ladedruckes gesteigerten Anforderungen an das Aufladesystem sowie an die externe Ladeluftkühlung. Da das Einlassventil mit zunehmender Last bzw. mit steigendem Ladedruck immer früher geschlossen werden muss, ist eine teilvariable Ventilsteuerung erforderlich. Kombination von Motor und Verdichter

Zur Darstellung der Interaktion von Verdichter und Motor ist es zweckmäßig, den Motor im Verdichterkennfeld als Verbraucher zu betrachten. Um das Verdichterkennfeld als gemeinsame Basis nutzen zu können, werden die thermodynamischen Eigenschaften der in den Motor eintretenden Luft auf den Zustand vor Verdichter (Index 1) bezogen. Der reine, vom Motor für die Verbrennung benötigte Luftvolumenstrom berechnet sich aus dem Luftmassenstrom und setzt sich wie folgt zusammen: V1

m L

U1

U3 O i n VH U1 l

p3 T1 Ol i n VH . p1 T3

(4.42)

Aufgelöst nach dem Druckverhältnis ergibt sich eine lineare Abhängigkeit des Druckverhältnisses von dem für die Verbrennung erforderlichen und auf den Zustand vor Verdichter bezogenen Luftvolumenstrom, wobei die Steigung der als Motorschlucklinien bezeichneten Geraden in erster Linie von der Motordrehzahl beeinflusst wird:

SV

p2 p3 | p1 p1

T 1 . V1 3 T1 VH Ol i n

(4.43)

Für unterschiedliche Motordrehzahlen ergibt sich daher eine Schar von Geraden, die leicht nach rechts geneigt sind, siehe Abb. 4.12. Weist der Motor darüber hinaus eine Ventilüberschneidung auf, erhöht sich die durch den Verdichter durchgesetzte Luftmasse um den Spülluftvolumenstrom.

Abb. 4.12. Motorschlucklinien im Verdichterkennfeld

166


Das Zusammenwirken des Motors als Luftverbraucher mit dem Verdichter als Luftlieferant kann auf Basis des Verdichterkennfeldes nun sehr einfach beschrieben werden. Hierzu sind die Kennlinien des Verdichters sowie die des Motors gleichzeitig in das Verdichterkennfeld einzutragen. Im Falle der mechanischen Aufladung, bei der zwischen Kurbelwelle und Verdichterwelle ein festes oder ein über ein Getriebe variables Übersetzungsverhältnis vorliegt, ergibt sich die sogenannte Motorbetriebslinie aus den Schnittpunkten der Linien konstanter Motordrehzahl und der Linien konstanter Verdichterdrehzahl, siehe Abb. 4.13.

Abb. 4.13. Motorbetriebslinien bei mechanischer und Abgasturboaufladung

Bei der Abgasturboaufladung liegt aufgrund der nur thermodynamischen Kopplung von Abgasturbolader und Motor kein definiertes Übersetzungsverhältnis vor. Die Betriebspunkte im Verdichterkennfeld stellen sich nach dem Leistungsgleichgewicht am Abgasturbolader und in Abhängigkeit der Regelgrößen ein, sodass unterschiedliche Motorbetriebslinien möglich sind. Abb. 4.13 zeigt die Verläufe von unterschiedlichen Betriebslinien für Generator-, Schiffs- und Fahrzeuganwendungen. Durch Einsatz eines Waste-Gates bzw. einer Turbine mit variabler Geometrie – eine detaillierte Beschreibung dieser grundlegenden Regelungsmöglichkeiten erfolgt in Abschn. 4.1.3 – kann der Ladedruck bereits bei niedrigen Motordrehzahlen bzw. Verdichterdurchsätzen angehoben und damit das dynamische Verhalten, das insbesondere für Fahrzeuganwendungen Bedeutung hat, nachhaltig verbessert werden. Um nun eine Aussage darüber machen zu können, welcher Ladedruck für einen konstanten effektiven Mitteldruck benötigt wird, muss die Funktion des Ladedruckes in Abhängigkeit der charakteristischen Motorkenngrößen bekannt sein. Aus Gl. 4.1 folgt beispielhaft für den luftansaugenden Motor:

4.1 Aufladung

p2 | p3

pme O T3

Lmin RL . H u Ke Ol

167

(4.44)

Der Ladedruck zur Bereitstellung der für die Verbrennung erforderlichen Luft muss umso größer sein, je größer der effektive Mitteldruck, das Luftverhältnis und die Temperatur nach Ladeluftkühler und je kleiner der effektive Wirkungsgrad sowie der Liefergrad des Motors ist. Neben den Regelungsmöglichkeiten des Abgasturboladers, auf die später detaillierter eingegangen wird, erfordert die Kombination von Motor und Verdichter insbesondere für Motoren mit Quantitätsregelung weitere Maßnahmen, da die Drosselklappe mit in das Aufladesystem integriert werden muss. Bei drosselgesteuerten Ottomotoren kann die Drosselklappe grundsätzlich vor oder nach Verdichter angeordnet sein, siehe Abb. 4.14. Je nach Platzierung der Drosselklappe ergeben sich längs der Ansaugluftstrecke unterschiedliche Druckverläufe.

Abb. 4.14. Einfluss der Drosselklappenlage auf den Druckverlauf im Saugrohr

Im unteren Teillastbetrieb, wo Drehmomente benötigt werden, die niedriger sind als das Volllastdrehmoment des entsprechenden Saugmotors, liegt der Ladedruck stets unter dem Umgebungsdruck. Eine Anordnung der Drosselklappe vor dem Verdichter führt bei diesen Lastpunkten zu sehr geringen Drücken vor Verdichter. Da der Motor für den gewünschten Lastpunkt eine bestimmte Gemischmasse benötigt, ist der Luftvolumenstrom aufgrund dieses niedrigeren Druckniveaus vor Verdichter im Vergleich zur anderen Anordnung (Drosselklappe nach Verdichter) entsprechend höher, und der Verdichter arbeitet bei höheren Wirkungsgraden. Die Platzierung der Drosselklappe vor dem Verdichter erfordert jedoch eine sehr wirksame Ölabdichtung innerhalb des Laders und ist daher schwierig darzustellen. In den meisten Fällen wird die Drosselklappe daher nach dem Verdichter angeordnet.

168


Die Anordnung der Drosselklappe nach Verdichter erfordert ein zusätzliches Umluftventil, welches die komprimierte Luft wieder vor den Verdichter führt. Sofern nämlich die Drosselklappe bei plötzlicher Lastwegnahme aus höheren Motordrehzahl- und –lastbereichen schlagartig geschlossen wird, muss der Verdichter auch weiterhin einen Luftvolumenstrom fördern, um nicht in das Verdichterpumpen zu kommen. Dieser Kurzschlussvolumenstrom wird durch das Umluftventil sicher gestellt. 4.1.2 Mechanische Aufladung

Bei der mechanischen Aufladung wird der Verdichter direkt bzw. über ein Getriebe von der Kurbelwelle des Motors angetrieben. Die Motordrehzahl ist damit stets proportional zur Laderdrehzahl, wobei das Übersetzungsverhältnis – je nach Charakteristik des Verdichters – entweder fix oder auch variabel ausgelegt wird. Für den Idealfall des vollkommenen Motors, Abb. 4.15, entspricht die vom Verdichter aufzubringende Arbeit der vom Motor während des Ladungswechsel nutzbaren Arbeit. Da jedoch stets Verluste auftreten, ist die reale Verdichterarbeit stets größer als die nutzbare Ladungswechselarbeit. Ein möglicher Kraftstoffverbrauchsvorteil kann sich daher bei der mechanischen Aufladung nur für den Fall ergeben, dass die Wirkungsgradvorteile der infolge des Downsizing vorhandenen Betriebspunktverlagerung den Verlusten im mechanischen Aufladesystem überwiegen.

Abb. 4.15. Mechanische Aufladung des vollkommenen 4-Taktmotors

Ein wesentlicher Vorteil der mechanischen Aufladung ist das bessere Ansprechverhalten im unteren Drehzahlbereich beim Einsatz von Verdrängerladern. Aufgrund der nicht vorhandenen Abgasturbine ist der Abgasgegendruck dem des Saugmotors ähnlich. Daher liegt stets ein positives Spülgefälle vor, sodass der

4.1 Aufladung

169

Ladungswechsel mit gutem Erfolg ablaufen kann. Die Abgasseite kann entsprechend einfach ausgeführt sein und ermöglicht aufgrund der im Gegensatz zur Abgasturboaufladung nicht vorhandenen Abgasturbine (Wärmesenke) einen schnellen Light-Off des Katalysators. Aufgrund der hohen Abgastemperaturen findet die mechanische Aufladung überwiegend bei Ottomotoren Verwendung, und hier speziell bei kleinvolumigen Motoren, da das Laderbauvolumen etwa linear mit dem Luftdurchsatz bzw. der Motorgröße steigt. Zur Lastregelung werden unterschiedliche Verfahren eingesetzt. Beim Ottomotor kann dies in klassischer Weise durch die Drosselklappe erfolgen. In Lastbereichen, in denen der Motor auch als Saugmotor betrieben werden kann, ist eine Laderabschaltung mit Hilfe einer elektromechanischen Kupplung aus energetischen Gründen vorteilhaft. Bei Ladern mit innerer Verdichtung ist die Abschaltung unbedingt erforderlich, da sonst unnötige Verdichterarbeit aufgebracht werden muss [HIE03]. Die Lastregelung kann darüber hinaus auch über ein Umluftventil (Bypass) erfolgen, das den bei Teillast überschüssigen Luftvolumenstrom wieder vor den Verdichter führt. Speziell bei Ladern ohne innere Verdichtung ergeben sich hiermit energetische Vorteile, da die Luft nicht verdichtet, sondern nur gefördert wird. Die Bypassregelung verursacht vergleichsweise geringe Kosten und zeichnet sich durch ein niedriges Gewicht aus. Im Gegensatz dazu ist eine recht aufwändige Lastregelung möglich, indem der Lader mit unterschiedlichen Drehzahlen betrieben wird. Dies erfordert jedoch ein zusätzliches Getriebe mit variabler oder gestufter Übersetzung und verursacht hohe Kosten. Als eines der ersten Downsizing-Konzepte hat die Volkswagen AG im Jahr 1981 das Forschungsauto „VW-Auto 2000“ vorgestellt, das mit einem kleinvolumigen (VH = 1,05 dm3) und mechanisch aufgeladenen Ottomotor ausgerüstet war [SEI81]. Im Teillastbetrieb konnte der Kompressor über eine Elektromagnetkupplung vom Motor entkoppelt werden, sodass der Motor auch als Saugmotor betrieben werden konnte. Der zweiflügelige Roots-Kompressor wurde per Keilriemen über eine drehzahlabhängige, variable Übersetzung von der Kurbelwelle angetrieben, um eine optimale Anpassung der Fördercharakteristik des Laders an den Luftbedarf des Motors erreichen zu können. Bei niedrigen Drehzahlen wurde die Übersetzung entsprechend klein gewählt (nM/nK = 0,5), sodass der Kompressor genügend Ladedruck aufbauen konnte. Mit zunehmender Drehzahl wurde das Übersetzungsverhältnis erhöht, sodass ab einer Motordrehzahl von 3.000 1/min ein Übersetzungsverhältnis von 1 erreicht wurde. 4.1.3 Abgasturboaufladung

Die Abgasturboaufladung ist aufgrund des hohen Wirkungsgrades, der hohen realisierbaren Druckverhältnisse, des geringen Bauraumbedarfs, geringer Kosten sowie des günstigen Emissionsverhaltens das in der Praxis am häufigsten zu findende Aufladeverfahren. Im Gegensatz zur mechanischen Aufladung sind Motor und Turbolader nicht mechanisch, sondern über die Luft- und Abgasmassenströme thermodynamisch gekoppelt.

170


Analog zur mechanischen Aufladung lassen sich die Verdichterarbeit und die im Motor umgesetzte Arbeit in den jeweiligen p,v-Diagrammen darstellen. Da der Verdichter direkt von der Turbine angetrieben wird und diese die zum Antrieb des Verdichters nötige Leistung erbringt, kommt noch das p,v-Diagramm der Turbine hinzu. Abb. 4.16 zeigt die Prozesse für den vollkommenen Motor. Für den stationären Fall entspricht die Verdichterarbeit der Turbinenarbeit.

Abb. 4.16. Abgasturboaufladung des vollkommenen 4-Taktmotors

Das Abgas verlässt den Motor und expandiert in der Abgasleitung auf den Abgasgegendruck p4, mit dem es auch in die Turbine eintritt und dort auf den Druck p5 | p = pU weiter entspannt wird. Aufgrund der Drosselung in der Abgasleitung hat das Abgas vor Turbine ein größeres spezifisches Volumen als wenn es nach Motor isentrop entspannt würde. Da die Abgastemperatur T4 höher ist als die Verdichtungsendtemperatur T2, weist das Abgas ein höheres spezifisches Volumen auf als die Luft, und es ergibt sich mit p2 = pL > p4 ein positives Spülgefälle. In der Folge trägt die Ladungswechselarbeit des Motors – je nach Wirkungsgrad von Verdichter und Turbine – zur gesamten nutzbaren Arbeit bei. Daher ist die Abgasturboaufladung energetisch prinzipiell günstiger als die mechanische Aufladung. Turbine und Verdichter sind über eine Welle direkt miteinander verbunden. Abb. 4.17 zeigt den Querschnitt durch einen konventionellen Abgasturbolader mit Radialturbine und Radialverdichter.

4.1 Aufladung

171

Abb. 4.17. Querschnitt durch einen Abgasturbolader [BOR02a]

Das Abgas strömt radial in die Turbine ein, expandiert unter Abnahme des Druckes sowie der Abgastemperatur und verlässt das Turbinengehäuse axial. Die Abgasenthalpie wird in kinetische Energie des Laufzeugs (Turbinenrad, Verdichterrad, Welle) umgewandelt. Im Strömungsverdichter wird die axial einströmende Luft durch das Verdichterrad zunächst beschleunigt und anschließend durch Strömungsverzögerung in Druckenergie umgesetzt. Thermodynamik

Aus den gleichen Überlegungen wie beim Verdichter lässt sich für die Abgasturbine ein sogenanntes Turbinendruckverhältnis angeben, wobei der Zustand nach der Turbine auf den Zustand vor Turbine bezogen wird und damit Werte kleiner eins entstehen:

ST

p5 . p 4

(4.45)

Auch hier kann die kinetische Energie des strömenden Abgases meist vernachlässigt werden, sodass anstelle der Totaldrücke in der Regel die statischen Drücke verwendet werden. Die spezifische Strömungsarbeit der Abgasturbine entspricht der dem Abgas entnommenen Enthalpie unter der Annahme isentroper Entspannung:

172


wt 45,s

³ v dp

§ N 1 · § N · ª ¨ ¸º ¨ ¸ R T4 «1 S T © N ¹ » © N 1¹ ¬ ¼

h4 h5 s

'hsT .

(4.46)

An dieser Stelle sei angemerkt, dass die Wärmekapazitäten bzw. Isentropenexponenten von Luft und Abgas unterschiedlich sind. Dieser Sachverhalt muss bei der Berechnung der Enthalpien berücksichtigt werden. Die Zustandsänderung des Abgases in der Turbine wird – analog zum Verdichter – in einem p,v- und h,sDiagramm beschrieben, Abb. 4.18, wobei für den isentropen Turbinenwirkungsgrad gilt:

K sT

wt 45 wt 45,s

'hT 'hsT

h4 h5 h4 h5 s

c p T4 T5 . c p T4 T5 s

(4.47)

Abb. 4.18. Spezifische Strömungsarbeit und Zustandsänderung in der Turbine

Entsprechend Gl. 4.28 berechnet sich die von der Turbine an den Verdichter abgegebene Leistung zu PT

m A wt 45 K mT

m A wt 45, s K sT K mT ,

(4.48)

wobei sich der Abgasmassenstrom aus dem Luftmassenstrom und dem Brennstoffmassenstrom zusammensetzt: m A

m L m B .

(4.49)

Der vom Abgasturbolader bereit gestellte Ladedruck und Luftvolumenstrom wird von den Zustandsgrößen des Abgases und der Turbinengeometrie beeinflusst. Zur Beschreibung dieser Abhängigkeit des Ladedruckes dienen die beiden Hauptsätze der Abgasturboaufladung. Für den stationären Betrieb des Abgasturboladers entspricht die Turbinenleistung der Verdichterleistung PT = PV. Durch Gleichsetzen der Gln. 4.28 und 4.48 folgt die 1. Hauptgleichung der Abgasturboaufladung, die das Verdichterdruckverhältnis angibt:

4.1 Aufladung

173

§ NL · ¨ ¸

SV

p2 p1

§ N A 1 · º ¨© N L 1 ¸¹ ª § ¨¨ ¸· m T N ¸ ¨ 4 A «1 K K ATL 1 S T© A ¹ ¸» ¸» « m L T1 ¨ © ¹¼ ¬

(4.50)

mit der Stoffkonstanten RA N A N L 1 RL N L N A 1

K

(4.51)

und dem Wirkungsgrad des gesamten Abgasturboladers

K ATL K mV K sV K mT K sT .

(4.52)

Der Ladedruck steigt mit zunehmender Abgastemperatur T4, steigendem Turboladerwirkungsgrad und sinkendem Turbinendruckverhältnis ʌT, d.h. steigendem Abgasgegendruck bzw. Druck vor der Turbine p4. Im Umkehrschluss führen hohe ATL-Wirkungsgrade bei gleichbleibendem Ladedruck zu geringeren Turbinendruckverhältnissen bzw. Abgasgegendrücken und wirkt sich damit positiv auf den Kraftstoffverbrauch aus. Unter der Annahme konstanter Temperaturen und Drücke kann eine Ladedruckänderung beim Abgasturbolader nur durch eine bnderung der Laderdrehzahl erreicht werden, die ihrerseits von der Turbinenleistung abhängt. Den begrenzenden Wert für die Turboladerdrehzahl stellt die maximale Umfangsgeschwindigkeit des Verdichterrades dar. Kleine Verdichter können und müssen daher grundsätzlich höher drehen – hier werden bei kleinen PkwTurboladern durchaus bis zu 280.000 1/min erreicht – als große Abgasturbolader, um den gewünschten Ladedruck zu erreichen. Aus der Beziehung m A m L

m L m B m L

1

1 O Lmin

(4.53)

folgt, dass ein Ladedruckanstieg auch – bei Motoren mit Qualitätsregelung – durch Absenkung des Luftverhältnisses möglich ist. Der Turboladerwirkungsgrad wird grundsätzlich auch von den Zustandsgrößen des Abgases beeinflusst. Für die Ermittlung des Ladedruckes ist nun von Interesse, wie sich der Druck vor der Turbine p4 und damit der Abgasmassenstrom in Abhängigkeit der Einflussparameter einstellt. Dazu wird die Turbine näherungsweise als Drosselstelle betrachtet, sodass für den Massenstrom durch die Turbine gilt: AT ,red 2 p 4 U 4 \ 45 .

m A

(4.54)

Durch Einsetzen der Durchflussfunktion und Substitution der Abgasdichte vor Turbine durch das ideale Gasgesetz folgt m A

AT ,red

p4 T4

§ N A 1 · ª §¨¨ 2 ·¸¸ º ¨¨ N ¸¸ 2 N A N «S T© A ¹ S T© A ¹ » . R A N A 1 « » ¬ ¼

(4.55)

174


Bei konstanter Abgastemperatur T4 und Motordrehzahl steigt der Massenstrom durch die Turbine mit zunehmendem Aufstaudruck vor der Turbine p4 und steigendem Turbinenquerschnitt AT,red an. In der Praxis wird der Abgasmassenstrom mit der Abgastemperatur vom Motor vorgegeben, sodass sich entsprechend des Turbinenquerschnittes ein Abgasgegendruck vor der Turbine einstellt. Im Turbinenkennfeld, siehe Abb. 4.19, wird das Turbinendruckverhältnis über dem sogenannten reduzierten oder bezogenen Abgasmassenstrom aufgetragen.

Abb. 4.19. Kennfeld einer Radialturbine mit starrer Geometrie bzw. konstantem Turbinenquerschnitt

Ein weiterer Parameter ist der isentrope Turbinenwirkungsgrad. Der reduzierte Massenstrom m T ,red

m A

T4 p4

(4.56)

ermöglicht durch Normierung die Beschreibung der Turbineneigenschaften unabhängig vom Eintrittszustand des Abgases, sodass im Turbinenkennfeld Druck und Temperatur eliminiert werden können. Um nun den tatsächlichen Massenstrom durch die Turbine berechnen zu können, wird der Massenstrom auf die realen Zustandsgrößen umgerechnet. Aus den Linien konstanter Turboladerdrehzahlen ergibt sich näherungsweise eine Durchsatzlinie, die als Turbinenschlucklinie bezeichnet und einem fixen Turbinenquerschnitt zugeordnet wird. Hier wird deutlich, dass der zu verarbeitende Abgasmassenstrom infolge der steilen Turbinenschlucklinie nur in einem relativ schmalen Bereich sinnvoll genutzt werden kann. Bei niedrigen Motordrehzahlen ist die Turbine daher eher zu groß und bei hohen

4.1 Aufladung

175

Motordrehzahlen eher zu klein dimensioniert, um die Enthalpie des vom Motor vorgegebenen Abgasmassenstrom mit möglichst hohen Turbinenwirkungsgraden in kinetische Energie umsetzen zu können. Aus diesem Grund müssen geeignete Maßnahmen zur Anpassung der Turbine an das Motorkennfeld durchgeführt werden. Je größer die Turbinenquerschnitte sind, desto weiter sind die Turbinenschlucklinien in Richtung höherer Abgasmassenströme verlagert. Es sei an dieser Stelle angemerkt, dass die Darstellungsform der mittleren Turbinenschlucklinie nur zur groben Beschreibung der Betriebscharakteristik einer Turbine geeignet ist. Insbesondere transiente Vorgänge können hiermit nicht ausreichend genau dargestellt werden, sodass Turbinenkennfelder mit erweitertem Betriebsbereich erforderlich sind, die auf speziellen Turboladerprüfständen ermittelt werden. Grundlegende Maßnahmen zur Abgasturboladerregelung

Aus Gründen des Wirkungsgrad- und Ladedruckverlaufs beträgt die Drehzahlspreizung bei Abgasturboladern mit starrer Turbinengeometrie derzeit etwa 3. Sie reicht somit für eine befriedigende Laderanpassung von schweren Nfz- bis Großmotoren in den meisten Fällen aus. Für Pkw-Motoren, die Drehzahlspreizungen von etwa 4-5 (Dieselmotoren) bzw. 6-8 (Ottomotoren) aufweisen, müssen daher Regeleingriffe stattfinden. Der Ladedruck eines Abgasturboladers wird durch die Turbinen- und Verdichterleistung beeinflusst. Diese Leistungen sind neben den jeweiligen Wirkungsgraden hauptsächlich von den Fluidmassenströmen sowie den isentropen Enthalpiedifferenzen abhängig. Ein genereller Nachteil der konventionellen Abgasturboaufladung ist das unzureichende Drehmoment im unteren Drehzahlbereich des Motors, da unter den gegebenen Bedingungen der Abgasvolumenstrom und damit die Energieabgabe an die Turbine nicht ausreicht, um den gewünschten Ladedruck zu generieren. Im Zusammenhang mit der Massenträgheit des Turboladerlaufzeuges führt das zu einem unbefriedigenden Anfahr- und Beschleunigungsverhalten. Im Folgenden sollen die grundlegenden Maßnahmen zur Anpassung der Turbinen- und Verdichterleistung beschrieben werden, die insbesondere für Motoren mit hoher Drehzahlspreizung, also in erster Linie Pkw-Motoren, notwendig sind. Es sind dies abgasseitig die x Waste-Gate-Regelung (Abgas-Bypass-Ventil), x Variable Turbinengeometrie (VTG), x Beeinflussung des Verbrennungsablaufs.

Luftseitig ist die Regelung der Verdichterleistung durch Entnahme eines Luftteilmassenstromes nach Verdichter und Zuführung desselben vor die Turbine, dem sogenannten x Umblasen (Luft-Bypass-Ventil)

möglich. Darüber hinaus bestehen auch Möglichkeiten, die Verdichtercharakteristik bzw. das Verdichterkennfeld über eine variable Verdichtergeometrie zu beeinflussen. Hierzu zählen die folgenden Maßnahmen:

176


x Einlassdrallvariation (Vorleitgitter), x Kennfeldstabilisierende Maßnahme (KSM), x Diffusorbeschaufelung.

Für hochaufgeladene Motoren reichen diese Maßnahmen mit dem Ziel eines guten Anfahr- und Instationärverhaltens jedoch nicht aus, sodass ggf. weitere Maßnahmen erforderlich sind. Mit der Veränderung des Abgasmassenstroms sowie der Enthalpiedifferenz gibt es turbinenseitig zwei grundlegende Möglichkeiten, die Turbinenleistung während des Motorbetriebs an die Erfordernisse anzupassen. Werden Turbolader mit fixer Turbinengeometrie verwendet, so kann die Turbinenleistung sehr einfach durch Abblasen eines Teils des Abgasmassenstroms über ein sogenanntes WasteGate erfolgen, sodass dieser Teilstrom an der Turbine vorbei geleitet wird. Damit ist die Verwendung kleiner Turbinen möglich, die bereits bei geringen Motordrehzahlen durch den hohen Aufstaudruck vor Turbine eine hohe Turbinenleistung aufweisen und daher hohe Ladedrücke erzeugen. Zudem sind kleine Turbinen auch hinsichtlich des Instationärverhaltens positiv zu bewerten, da sie geringere polare Massenträgheitsmomente aufweisen und deshalb einen schnellen Ladedruckaufbau ermöglichen. Bei hohen Motordrehzahlen und Abgasmassenströmen würde es hingegen zu einer mechanischen (Maximalwerte von Turboladerdrehzahl, Zünddruck und Klopfgrenze) oder thermischen Überbelastung von Motor und Turbine kommen, sodass die Turbinenleistung mit Hilfe des Waste-Gates gesenkt werden muss. Nachteilig wirkt jedoch ein erhöhter Kraftstoffverbrauch, da der Ladungswechsel aufgrund des hohen Abgasgegendruckes negativ beeinflusst wird. Aus diesem Grund sowie der Forderung nach einem erhöhten Ladedruck bereits bei geringen Drehzahlen kommt die Waste-Gate-Regelung in erster Linie bei Pkw-Motoren zur Anwendung. Es wurde bereits erwähnt, dass ein bestimmter Turbinenquerschnitt nur in einem sehr beschränkten Drehzahlbereich des Motors optimal genutzt werden kann. Ideal wäre daher die Möglichkeit, den Turbinenquerschnitt mehr oder weniger variabel an die Motordrehzahl anzupassen und stets den gesamten Abgasmassenstrom in der Turbine nutzen zu können. Diese Forderung führte zur Entwicklung von Abgasturboladern mit variabler Turbinengeometrie (VTG) bzw. VariableNozzle-Turbine (VNT), bei denen die Turbinenleistung und damit der Ladedruck durch Veränderung der den Eintrittsquerschnitt in die Turbine bestimmenden Leitschaufelstellung (Düsenring) geregelt werden kann, siehe Abb. 4.20. Dazu wird der Turbinenquerschnitt nach dem maximal möglichen Abgasmassenstrom ausgelegt, wodurch das Druckniveau vor Turbine im Gegensatz zum Turbolader mit Waste-Gate deutlich absinkt und der Ladungswechsel vollständiger abläuft. Bei kleinen Motordrehzahlen und entsprechend geringen Abgasmassenströmen durch die Turbine werden die Leitschaufeln so verstellt, dass der Turbinenquerschnitt relativ klein ist. In dieser nahezu geschlossenen Leitschaufel-Position führen hohe Umfangskomponenten der Strömungsgeschwindigkeit zu einem hohen Aufstaudruck p3 vor der Turbine (hohes Enthalpiegefälle) und damit zu einer hohen Turbinenleistung, die eine Erhöhung des Ladedruckes bewirkt.

4.1 Aufladung

177

Abb. 4.20. Stellungen der Turbinenleitschaufeln einer VTG-Turbine bei unterschiedlichen Abgasmassenströmen sowie Einfluss auf Mitteldruckverlauf

Damit steigt das Low-End-Torque sowohl im instationären als auch im stationären Motorbetrieb im Vergleich zu einem Abgasturbolader mit starrer Turbinengeometrie und Wastegate deutlich an. In voll geöffneter Position der Leitbeschaufelung erschließt sich der maximale Durchsatz durch die Turbine bei einem hohen zentripetalen Anteil der Strömungsgeschwindigkeit. Abb. 4.21 zeigt das Kennfeld einer Abgasturbine mit variabler Turbinengeometrie.

Abb. 4.21. Kennfeld einer Radialturbine mit variabler Turbinengeometrie [HIE03]

178


Hier sind die Turbinenschlucklinien sowie die Turbinenwirkungsgrade in Abhängigkeit des durch die Leitschaufelstellung am Düsenring vorgegebenen Turbinenquerschnittes dargestellt. Mit zunehmender Öffnung des Düsenringes durch Verstellung der Leitschaufeln kann der Durchsatz durch die Turbine ohne Erhöhung des Turbinendruckverhältnisses bzw. des Abgasgegendruckes gesteigert werden. Auch bei der VTG-Turbine gibt es eine optimale Leitschaufelstellung, bei der die Energieumsetzung innerhalb der Turbine sehr effektiv, d.h. mit hohen Wirkungsgraden, abläuft. Da die variable Turbinengeometrie zu einer Verbreiterung des Turbinenkennfeldes führt, sind auch breite Verdichterkennfelder erforderlich. Am Beispiel eines Verdichterkennfeldes für einen Pkw-Dieselmotors mit VTG-Anwendung wird der Zielkonflikt zwischen einem ausgeprägten Low-End-Torque und hoher Nennleistung besonders deutlich, siehe Abb. 4.22. Hierdurch werden die Grenzen einstufiger Abgasturboaufladung aufgezeigt.

Abb. 4.22. Pkw-Verdichterkennfeld für VTG-Anwendung [SCH04e]

Um bereits bei niedrigen Motordrehzahlen ein hohes Drehmoment bereit stellen zu können, liegt die Volllast-Motorbetriebslinie sehr nahe an der Pumpgrenze und befindet sich damit im Kennfeldbereich geringer Verdichterwirkungsgrade. Zudem liegt der Nennleistungspunkt vergleichsweise nahe an der Stopfgrenze des Verdichters. Ein geringer Wirkungsgrad führt auch hier zu hohen Ladelufttemperaturen. In Richtung der oberen Kennfeldbegrenzung muss eine Höhenreserve bereit gehalten werden. Die Einhaltung einer Höhenreserve ist deshalb notwendig, da der Nennleistungspunkt beim Motorbetrieb in ansteigender geodätischer Höhe zu höheren Druckverhältnissen und höheren Durchsätzen und damit zu höheren Verdichterdrehzahlen wandert. Dieses muss möglich sein, ohne den Kennfeldbereich zu verlassen. Die Leitschaufelstellung selber hat wesentlichen Einfluss auf einige motorische und brennverfahrensseitige Kenngrößen. Es genügt daher nicht, bei einem Last-

4.1 Aufladung

179

sprung den Düsenring bis zum Erreichen des gewünschten Ladedruckes in Richtung des kleinsten Turbinenquerschnittes zu verstellen. Das vom Motor abgegebene Drehmoment wird neben dem Ladedruck nämlich auch vom Abgasgegendruck bestimmt. Aus diesem Grund muss bei der Regelung des Ladedruckes darauf geachtet werden, dass insbesondere die Grenzwerte von Luftverhältnis und Spüldruckgefälle eingehalten werden, um eine saubere Verbrennung und einen möglichst guten Ladungswechsel realisieren zu können. Das zeigt sehr deutlich, dass moderne Abgasturbolader hohe Anforderungen an die Regelung stellen, speziell dann, wenn zahlreiche Grenzwerte sehr genau eingehalten werden müssen. Elektrische Aktoren zur Leitschaufelverstellung haben hierbei gegenüber einer pneumatischen Verstellung deutliche Vorteile. Ein ähnlicher Effekt wie durch die verstellbaren Leitschaufeln wird durch eine variable Schieberturbine (VST) erreicht, bei der eine koaxiale Buchse durch axiales Verschieben derselben den Querschnitt zum Turbinengehäuse ändert. Dieses Prinzip kann bereits heute bei Abgastemperaturen bis zu 980 °C und neben gängigen auch für kleinste Laderbaugrößen eingesetzt werden [HOE01]. Beim heutigen Stand der Technik müssen Motoren, deren Maximaldrehzahl oberhalb von 5.000 1/min liegt, neben VTG auch mit Waste-Gate betrieben werden, um auf große Turbinen verzichten zu können, die ihrerseits Nachteile beim Drehmoment in unteren Drehzahlbereich aufweisen. Diese Tatsache erschwert grundsätzlich die Abgasturboaufladung bei Ottomotoren. Darüber hinaus sind VTG-geregelte Turbolader für Ottomotoren aufgrund der hohen thermischen Belastung der Turbine derzeit noch nicht serienreif. Die Grenzen liegen derzeit bei Abgastemperaturen von 850-900 °C [GAB02]. Am Turbineneintritt von aufgeladenen Ottomotoren werden unter stationären Bedingungen ca. 970 °C erreicht [SIM00]. Sollen im Nennleistungspunkt zudem deutliche Einsparungen im Kraftstoffverbrauch möglich werden – und das ist gerade bei Downsizing-Konzepten, die sich über weite Zeitanteile im Hochlastbereich bewegen, von essentieller Bedeutung – ist auf eine den thermischen Bauteilschutz sicher stellende Gemischanfettung zu verzichten, was je nach Luftverhältnis eine Steigerung der Abgastemperatur um 50-100 K auf weit über 1.000 °C bedeutet [HAB00]. Das erfordert grundsätzlich neue konstruktive und werkstofftechnische Lösungen für die Abgasturbine. Da der Ladedruck bei der Abgasturboaufladung von den thermischen Zustandsgrößen des Abgases beeinflusst wird, kann sich eine gezielte Steuerung des Verbrennungsablaufes vorteilhaft auf den Ladedruckaufbau auswirken. Eine Verschleppung der Wärmefreisetzung nach „spät“, die z.B. durch späten Einspritzbeginn, Nacheinspritzung oder späte Zündung realisiert werden kann, führt zu steigenden Abgastemperaturen und Zylinderdrücken bei der Steuerzeit AÖ und erhöht damit das Abgasenthalpieangebot für die Turbine. Die höhere Turbinenleistung ermöglicht einen beschleunigten Ladedruckaufbau, ist jedoch aufgrund der späten Wärmefreisetzung stets mit Nachteilen im Kraftstoffverbrauch sowie ggf. mit erhöhten Ruß- und HC-Emissionen verbunden, sodass diese Maßnahmen nur zur Verbesserung des Instationärverhaltens geeignet sind. Bei luftansaugenden Motoren mit Qualitätsregelung kann die Turbinenleistung darüber hinaus auch durch eine gezielte und zeitlich begrenzte Gemischanfettung

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gesteigert werden, wie aus Gl. 4.53 zu ersehen ist. Allerdings ist hierbei besonderes Augenmerk auf die Rußemission zu legen, da das Luftverhältnis temporär stark reduziert wird. Das Umblasen als Verfahren zur Beeinflussung der Verdichterleistung erfordert ein positives Spülgefälle ǻp24 = p2 – p4 > 0, damit die verdichtete Luft selbstständig vor die Turbine strömt. Abb. 4.22 zeigt das Schema der Komponentenanordnung beim Umblasen sowie die Betriebspunktverlagerung im Verdichterkennfeld. Da der Ladedruck während des Umblasens stets höher sein muss als der Abgasgegendruck, sind hohe ATL-Systemwirkungsgrade und Stauaufladung erforderlich. Das Umblasen stellt daher prinzipiell den Gegensatz zur Abgasrückführung dar, die ihrerseits ein negatives Spülgefälle erfordert, um selbstständig ablaufen zu können (Hochdruck-AGR) . Nach dem Öffnen des Luft-Bypass-Ventils bzw. des AGR-Ventils kommt es zu einem Druckausgleich nach Verdichter bzw. vor Turbine, sodass sich die Betriebspunkte von Verdichter und Turbine ändern. Während beim Umblasen – ein positives Spülgefälle vorausgesetzt – der Ladedruck durch die zusätzliche, durch die Turbine strömenden Luftmasse ggf. sogar noch gesteigert werden kann, sinkt der Ladedruck bei der Abgasrückführung im Falle der Hochdruck-AGR aufgrund des sinkenden Abgasgegendruckes und der reduzierten Abgasmasse stark ab und führt zu einem verzögerten Ansprechverhalten des Motors.

Abb. 4.23. Schema und Betriebspunktverlagerung im Verdichterkennfeld beim Umblasen

4.1 Aufladung

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Aufgrund des höheren, durch den Verdichter strömenden Luftdurchsatzes kann beim Umblasen ein ausreichender Abstand der Motorbetriebslinie zur Pumpgrenze sicher gestellt und ein Betrieb bei höheren Turboladerwirkungsgraden ermöglicht werden. Allerdings erfordert das Umblasen infolge des gesteigerten Luftmassenstroms eine höhere Verdichterarbeit, die grundsätzlich von der Turbine bereit gestellt oder der Turboladerwelle entnommen werden muss. Sofern durch das Umblasen in der Summe keine zusätzliche Turbinenleistung zur Verfügung steht – das ist dann der Fall, wenn der vom Verdichter an die Turbine gelieferte Teilluftmassenstrom (Umblasemenge) die Abnahme der durch die Beimischung kühlerer Luft zum Abgas verursachte Enthalpieabnahme nicht überkompensieren kann – wird die Verdichterdrehzahl reduziert und führt damit zu einer Senkung des Verdichterdruckverhältnisses. Eine weitere Möglichkeit zur Anpassung des Verdichters ist das Prinzip einer verstellbaren Vorleitbeschaufelung vor dem Verdichtereintritt. Bei kleinen Durchsätzen wird dieses Leitgitter so verstellt, dass die Luft einen Drall in Richtung der Verdichterraddrehung (Mitdrall) erhält. Dadurch kann die Pumpgrenze geringfügig nach links verschoben werden, wobei allerdings das Druckverhältnis reduziert wird, siehe Gl. 4.34. Soll das Druckverhältnis beibehalten werden, sind entsprechend höhere Verdichterdrehzahlen erforderlich. Die Vordrallregelung wirkt sich besonders bei hohen Druckverhältnissen positiv aus. Die sogenannte Kennfeldstabilisierende Maßnahme (KSM) basiert auf einem ähnlichen Effekt wie das Umblasen. Durch ein gezieltes Rückströmen eines Teils der bereits in den Verdichter eingetretenen Luft vor den Verdichtereintritt wird ein scheinbar höherer Luftdurchsatz bewirkt, der die Schaufelanströmung verbessert und damit die Pumpgrenze nach links verschiebt, siehe Abb. 4.24. Darüber hinaus kann der Bypass bei hohen Luftdurchsätzen als zusätzlicher Zuströmquerschnitt wirken, sodass die Stopfgrenze nach rechts verschoben werden kann. Insgesamt kann die KSM zu einer Verbreiterung des Verdichterkennfeldes führen.

Abb. 4.24. Kennfeldstabilisierende Maßnahme (KSM) beim Verdichter

Mit einem beschaufelten Austrittsdiffusor ist mit der Wahl des Schaufelwinkels ebenfalls eine Beeinflussung des Luftmassenstroms möglich. Je weiter die Leitschaufeln geschlossen sind, desto größer ist der Druckgewinn. Allerdings scheint die konstruktive Umsetzung einer verstellbaren Diffusorbeschaufelung aufgrund der Größenverhältnisse des Verdichters bei Pkw-Motoren schwierig umzusetzen zu sein [FIE00].

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Stau- und Stoßaufladung

Die Gestaltung des Ansaug- und Auslasssystems mit den dazugehörigen Leitungen hat einen wesentlichen Einfluss auf die Leistungsfähigkeit und Charakteristik des gesamten Aufladesystems. Im Hinblick auf ein gutes Ansprechverhalten des Motors bzw. einen schnellen Ladedruckaufbau sollen die luft- und abgasführenden Leitungen ein möglichst geringes Volumen aufweisen. Zur Realisierung eines geringen Kraftstoffverbrauchs müssen die Leitungen verlustarm ausgelegt werden, und die Beaufschlagung der Turbine sollte kontinuierlich erfolgen. Da diese Anforderungen in der Regel nicht gleichzeitig erfüllt werden können, haben sich in der Praxis zwei grundlegende Varianten der Abgasturboaufladung durchgesetzt, die als Stauaufladung und Stoßaufladung bezeichnet werden. Abb. 4.25 zeigt die prinzipiellen Anordnungen sowie die h,s-Diagramme dieser beiden AbgasturboAufladevarianten.

Abb. 4.25. Prinzipdarstellung der Stau- und Stoßaufladung

Im Falle der Stauaufladung münden die Abgaskanäle der einzelnen Zylinder in einem gemeinsamen Sammelbehälter, der die bei AÖ entstehenden Druckstöße abbaut, sodass die Abgasturbine mit einem kontinuierlichen Abgasmassen- und – enthalpiestrom beaufschlagt wird. Die Dämpfungs- und Pufferwirkung des Sammelbehälters ermöglicht eine kompakte Turbinenauslegung und den Betrieb bei hohen Turbinenwirkungsgraden. Die Totalenthalpie des Abgases innerhalb des Zylinders sei mit h0 beschrieben. Das über den Ventilspalt und den Auslasskanal in den Sammelbehälter strömende Abgas expandiert im Zusammenhang mit einer irreversiblen Drosselung und Ver-

4.1 Aufladung

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wirbelung auf den im Sammelbehälter herrschenden Aufstaudruck p4, wobei die Totalenthalpie erhalten bleibt. Infolge dieser irreversiblen Umsetzung der kinetischen Abgasenergie kommt es zu einer starken Entropiezunahme, sodass an der Turbine nur ein relativ geringes Enthalpiegefälle ǻhT genutzt werden kann. Der Abgasgegendruck ist aufgrund der Drosselung vergleichsweise niedrig und führt zu einem geringen Kraftstoffverbrauch. Bei einer plötzlichen Lastzunahme muss zunächst das Behältervolumen gefüllt werden, bevor es zu einem spürbaren Druckanstieg kommt. Bei der Stoßaufladung ist der Abgasbehälter durch ein sehr kurzes Stoßrohr ersetzt. Zu Beginn des Auslasstaktes steigt der Druck im Stoßrohr aufgrund des kleinen Stoßrohrvolumens sehr schnell an, und die Drosselverluste fallen gering aus. Ein Teil der Geschwindigkeitsenergie des aus dem Zylinder strömenden Abgases bleibt erhalten. Dadurch fällt die Entropiezunahme geringer aus als bei der Stauaufladung, sodass ein größeres Enthalpiegefälle in der Turbine genutzt werden kann. In Kombination mit den geringen Leitungsvolumina führt das zu einem deutlich besseren transienten Motorbetrieb. Die geringeren Drosselverluste bewirken jedoch einen höheren Abgasgegendruck, der die Ladungswechselarbeit und damit den Kraftstoffverbrauch erhöht. Zudem wird die Turbine durch die Druckstöße instationär beaufschlagt, sodass die Turbine bei geringeren Turbinenwirkungsgraden arbeitet und hohen thermischen und mechanischen (Schaufelschwingungen) Belastungen ausgesetzt ist. Die starken Druckschwankungen in den Abgasleitungen und die unstetige Turbinenbeaufschlagung bewirken im Vergleich zur Stauaufladung einen höheren Kraftstoffverbrauch bei Volllast [ÖST98]. Da der Druck innerhalb des Abgaskanals nicht konstant ist, können nur die Zylinder zu einer gemeinsamen Stoßleitung zusammengefasst werden, deren Druckstöße sich beim Ladungswechsel nicht gegenseitig stören. Bei Viertaktmotoren liegen mit einem Zündabstand von mindestens 240 °KW ideale Bedingungen für die Stoßaufladung vor, sodass maximal drei Zylinder zu einer Abgas-Stoßleitung zusammengefasst werden können. Klassische Beispiele hierfür sind der 6Zylindermotor mit dem zweifachen 3er-Stoß und der 8-Zylindermotor mit dem vierfachen 2er-Stoß. Die Zusammenfassung der Abgasleitung mehrere Zylinder erfordert jedoch ein mehrflutiges Turbinengehäuse. Abb. 4.26 zeigt das Prinzipschaubild eines schnelllaufenden, stoßaufgeladenen 12-Zylinder-Dieselmotors.

Abb. 4.26. Schema eines stoßaufgeladenen 12-Zylinder-Dieselmotors (3er-Stoß)

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Während die Stauaufladung bei hochaufgeladenen und überwiegend stationär betriebenen Großmotoren zum Einsatz kommt und für effektive Mitteldrücke bis 28 bar (einstufig) bzw. 34 bar (zweistufig), bietet sich die Stoßaufladung aufgrund des deutlich besseren Transientverhaltens trotz eines geringfügig höheren Kraftstoffverbrauchs für die Anwendung in Fahrzeuganwendungen an, wobei effektive Mitteldrücke bis 24 bar erzielt werden [KLO00]. Die prinzipiellen Vorteile der Stoßaufladung gegenüber der Stauaufladung in Bezug auf das Transientverhalten sinken jedoch mit steigendem Ladedruckniveau und steigender Zylinderzahl. Zweistufige Aufladung

Zur Realisierung sehr hoher Lade- bzw. Mitteldrücke ist eine Verdichtung in einer Stufe nicht mehr ausreichend. Während bei Verdrängerladern Druckverhältnisse von etwa 2 erreicht werden und der Ladedruck von Strömungsverdichtern von der Umfangsgeschwindigkeit des Verdichterrades begrenzt wird – je nach Werkstoff sind maximale Druckverhältnisse zwischen 4,5 und 5,4 möglich – erfordert ein noch höherer Ladedruck stets eine mindestens zweistufige Verdichtung. Neben der Darstellung hoher Ladedrücke können insgesamt bessere Wirkungsgrade erreicht werden, da die Effektivität sowohl von Verdichter als auch von der Turbine bei hohen Druckverhältnissen in einer Stufe spürbar abnehmen. Unter der reinen, d.h. ungeregelten, zweistufigen Aufladung versteht man die Reihenschaltung zweier Verdichter, wobei die gesamte Luft nacheinander beide Verdichter durchströmt. Zweckmäßigerweise erfolgt nach der ersten Verdichterstufe eine Zwischenkühlung der Ladeluft, um einerseits die thermische Belastung und andererseits die aufzuwendende Verdichterarbeit zu reduzieren. Nach [KLO00] können mit einstufiger Aufladung effektive Mitteldrücke bis 28 bar und mit Hilfe der zweistufigen Aufladung bis 34 bar erreicht werden. Abb. 4.27 zeigt die Anordnung der Verdichter und Ladeluftkühler im Rahmen der zweistufigen, ungeregelten Verdichtung. Die Zustandsänderungen sind im p,vund T,s-Diagramm in Abb. 4.28 skizziert. Dabei wird vereinfachend jeweils eine adiabate und isentrope Verdichtung sowie eine Rückkühlung auf die Temperatur vor Verdichtung vorausgesetzt. Die Ladeluftkühlung sei zudem druckverlustfrei. Infolge der Zwischenkühlung muss für die zweite Verdichterstufe weniger Verdichtungsarbeit geleistet werden, sodass die Zwischenkühlung auch hinsichtlich des Wirkungsgrades vorteilhaft ist.

Abb. 4.27. Schema der ungeregelten, zweistufigen Aufladung

4.1 Aufladung

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Die Differenz zur isentropen Verdichtung ohne Zwischenkühlung ǻwt kann in beiden Diagrammen kenntlich gemacht werden.

Abb. 4.28. Zweistufige, adiabate und isentrope Verdichtung mit Zwischenkühlung

Die ungeregelte, zweistufige Aufladung weist jedoch auch einige Nachteile auf. Abgesehen von dem erhöhten Bauraumbedarf und dem damit verbundenen Kostenzuwachs wirkt sich aus technischer Sicht vor allem das wesentlich schlechtere Lastwechsel- bzw. Responseverhalten nachteilig aus, da mit dem Abgasmassenstrom nacheinander zwei Turboladerlaufzeuge beschleunigt werden müssen und die zusätzlichen Bauteile eine große thermische Trägheit aufweisen. Die Entnahme eines Teils der Abgasenthalpie verzögert grundsätzlich den Light-Off nachgeschalteter Abgasnachbehandlungssysteme. Darüber hinaus startet aufgrund des umfangreicheren Rohrleitungssystems auch der eigentliche Druckaufbau mit zeitlicher Verzögerung, da das zusätzliche Volumen zunächst mit Luft gefüllt werden muss, bevor ein spürbarer Druckanstieg bzw. Ladedruckaufbau einsetzt. Insgesamt betrachtet erfüllt die ungeregelte zweistufige Aufladung nicht die Anforderungen, die für einen dynamischen Motorbetrieb mit häufigen Lastwechseln notwendig sind. Daher liegen die Anwendungen weniger im Fahrzeugbetrieb als vielmehr bei Zweitakt-Großmotoren. 4.1.4 Verfahren zur Hochaufladung

Downsizing-Konzepte erfordern zur Realisierung hoher Mitteldrücke sehr leistungsfähige Aufladesysteme, die sich einerseits durch hohe Ladedrücke auch bei niedrigen Motordrehzahlen, breite Verdichterkennfelder und hohe Verdichter- und Turbinenwirkungsgrade auszeichnen und andererseits schnell auf Laständerungen reagieren können. Motoren für Fahrzeuganwendungen stellen in dieser Hinsicht besondere Anforderungen. Im Idealfall sollte der Motor sowohl im stationären als auch im instationären Betrieb im unteren Drehzahlbereich eine deutliche Drehmomenterhöhung im Vergleich zum derzeitigen Stand ermöglichen, siehe Abb. 4.29. Zur Darstellung einer hohen Maximalleistung sind darüber hinaus auch das Volllastmoment bei Nenndrehzahl zu erhöhen. Das führt bei zukünftigen Mo-

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toren zu einer weiteren Steigerung der Leistungs- und Drehmomentdichte. Neben einer Leistungssteigerung können die leistungsfähigen Aufladesysteme darüber hinaus auch zur Absenkung des Schadstoffausstoßes genutzt werden.

Abb. 4.29. Volllastmitteldruckverlauf heutiger und zukünftiger aufgeladener Motoren für den Fahrzeugeinsatz

Heutige Pkw-Dieselmotoren wären ohne Aufladung und Ladeluftkühlung nicht mehr in der Lage, die strengen Emissionsgrenzwerte zu unterschreiten. Durch Anhebung des Luftverhältnisses in emissionskritischen Kennfeldbereichen des Motors können beim dieselmotorischen Brennverfahren sowohl die Stickoxid- als auch die Rußemissionen abgesenkt werden, da das Sauerstoffangebot erhöht und die maximale Zylindertemperatur reduziert werden. Hinsichtlich des Responseverhaltens gilt der Saugmotor nach wie vor als Maßstab. Er ist in der Lage, bei Bedarf das stationäre Volllastdrehmoment praktisch ohne Zeitverzug zur Verfügung zu stellen. Aufgeladene Motoren werden sich daher stets mit dem klassischen Saugmotor messen lassen müssen. Um eine gesteigerte Kundenakzeptanz zu erreichen, kann konsequentes Downsizing daher nicht mit einfachen Aufladesystemen realisiert werden. Um die mit dem Downsizing verbundenen Potenziale zur Senkung des Kraftstoffverbrauches nutzen zu können, wurden im Laufe der Zeit zahlreiche neue Aufladekonzepte untersucht, die in erster Linie auf der Abgasturboaufladung basieren. Viele dieser Konzepte sind zwar mit erheblichen Zusatzkosten verbunden, sie können jedoch einen Großteil der Problembereiche konventioneller Aufladesysteme deutlich entschärfen und damit zu einer besseren Kundenakzeptanz beitragen. Grundüberlegung ist die Verwendung mehrerer Abgasturbolader, die einzeln angesteuert werden können und damit je nach Motorkennfeldbereich ihr bevorzugtes Einsatzgebiet haben. Registeraufladung

Werden mehrere Abgasturbolader gleicher oder unterschiedlicher Größe parallel angeordnet und in Abhängigkeit des Last- und Drehzahlbereiches des Motors eingesetzt, spricht man von einer Registeraufladung (Sequential Turbocharging, STC). Damit gelingt es, die Strömungsmaschine Abgasturbolader über einen sehr breiten Kennfeldbereich an die Kolbenmaschine Verbrennungsmotor anzupassen,

4.1 Aufladung

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sodass sowohl das stationäre als auch das instationäre Volllast-Betriebsverhalten deutlich verbessert und der Kraftstoffverbrauch reduziert werden kann. Die Registeraufladung kann ein- oder zweistufig ausgeführt sein. Im Gegensatz zur zweistufigen Aufladung, bei der die einzelnen Abgasturbolader in Reihe angeordnet sind, teilen sich bei der Registeraufladung sowohl der Luft- als auch der Abgasmassenstrom in verschiedene Pfade auf. Damit ist es möglich, den Betriebsbereich bzw. das Kennfeld des Motors durch Verwendung entsprechend geeigneter Turbolader zu unterteilen. Je nach Last und Drehzahl werden die einzelnen Turboladergruppen über extern und elektronisch gesteuerte Abgas- und Luftklappen zu- oder abgeschaltet. Um den Turbolader zu beschleunigen, wird zunächst die Abgasklappe geöffnet. Der Öffnungsvorgang der Luftklappe muss dann genau zu dem Zeitpunkt erfolgen, zu dem der Verdichter das durch die bereits betriebenen Verdichter aufgebaute Druckverhältnis erreicht. Abbildung 4.30 zeigt beispielhaft eine mit Hilfe von drei Abgasturboladern unterschiedlicher Baugröße realisierte Registeraufladung mit Wechselschaltung. Durch Einzelbetrieb oder Kombination zweier unterschiedlich großer ATL kann das Motorkennfeld z.B. in fünf Bereiche unterteilt werden, wobei jeder Bereich sein eigenes Wirkungsgradmaximum hat.

Abb. 4.30. Registeraufladung mit drei Abgasturboladern und Wechselschaltung (schematisch)

Jeder Turbolader kann damit entsprechend seiner Kapazität luft- und abgasseitig mit hohen Wirkungsgraden betrieben werden. Bei plötzlichem Übergang vom Teillast- zum Volllastbetrieb steht stets genügend Ladedruck zur Verfügung. Anhand dieser Darstellung wird deutlich, dass sowohl das maximale Drehmoment im unteren Drehzahlbereich erhöht als auch der resultierende Kraftstoffverbrauch durch Registeraufladung gesenkt werden kann. Während die Registeraufladung bei schnelllaufenden Hochleistungsdieselmotoren der Firma MTU Friedrichshafen GmbH seit langem serienmäßig im Einsatz ist, hat es im Pkw-Ottomotorenbereich nur vereinzelte Anwendungen gegeben, z.B. bei den Firmen Porsche, Mazda und Subaru. Infolge des im Fahrzeugeinsatz genutzten, breiten Drehzahlbandes ist u.U. ein häufigeres Schalten zwischen den einzelnen Abgasturboladern erforderlich. Die dadurch bedingte hohe Schaltfre-

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quenz stellt hohe Anforderungen an die entsprechenden Aktoren (Luft- und Abgasklappen) und erschwert die Darstellung eines stetigen Drehmomentverlaufes ohne sprunghafte Drehmomentänderungen. Die Registeraufladung bietet sich daher in erster Linie für Motoren an, die zwar in unterschiedlichen Drehzahlbereichen betrieben werden, jedoch keine zu hohe Schaltfrequenz aufweisen. Bevorzugtes Einsatzgebiet ist und bleibt daher das Segment schnelllaufender Hochleistungsdieselmotoren. Die Registeraufladung im Porsche Typ 959 war die erste Anwendung im PkwOttomotoren-Segment [BAN86] und führte zu einer für Serienfahrzeuge sehr hohen spezifischen Leistung von etwa 116 kW/dm3 bei einem maximalen, effektiven Mitteldruck von über 22 bar. Hierbei sind in Abhängigkeit der Drehzahl entweder ein oder zwei Abgasturbolader in Betrieb. Abb. 4.31 stellt die Strömungswege des Abgases und der Ladeluft für die drehzahlabhängigen Betriebsweisen dar. Der Übersicht halber sind die Ladeluftkühler nicht aufgeführt. Zum Einsatz kommen zwei gleiche Turbolader relativ kleiner Baugröße, wobei der erste über den gesamten Drehzahlbereich in Betrieb ist.

Abb. 4.31. Schema der Porsche-Registeraufladung

4.1 Aufladung

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Bei niedrigen Drehzahlen wird der gesamte Abgasmassenstrom über diesen Turbolader geleitet, bis der gewünschte Ladedruck erreicht wird. Turbinen- und Verdichterzuschaltventil sowie das Wastegate sind geschlossen, und der rechte ATL ist nicht in Betrieb. Sobald der gewünschte Ladedruck erreicht ist und das Abgasangebot weiter steigt, wird der überschüssige Abgasteilstrom zum zweiten Turbolader geleitet. Infolge der dadurch bedingten Beschleunigung des zweiten ATL wird im zweiten Verdichter Luft gefördert und dem ersten Verdichter nahezu drucklos über das Entlüftungsventil zugeführt. Das Wastegate ist geschlossen, und der Ladedruck wird über das Turbinenzuschaltventil geregelt. Können beide Abgasturbolader ab einer bestimmten Drehzahl ausreichend mit Abgasenergie versorgt werden, wird der zweite Abgasturbolader durch vollständiges Öffnen des Turbinenzuschaltventils und Schließen des Entlüftungsventils in Betrieb genommen. Der Druck hinter dem zweiten Verdichter steigt stark an und öffnet das Verdichterzuschaltventil, sodass die verdichtete Luft vom zweiten ATL zusätzlich zum Luftvolumenstrom des ersten ATL in das Saugrohr gefördert wird. Luft und Abgas teilen sich dann gleichmäßig auf beide Turbolader auf. Bei weiterer Steigerung der Motordrehzahl wird das überschüssige Abgas zur Ladedruckregelung über ein Wastegate abgeblasen. Eine besondere Herausforderung stellt die Auswahl der geeigneten Turbolader und die zuverlässige Regelung der Schaltventile dar. Ziel ist die Realisierung eines harmonischen Drehmomentverlaufs ohne Drehmomentsprünge während der Umschaltung unter allen Betriebsbedingungen. Abb. 4.32 zeigt den stationären Drehmomentverlauf bei Volllast im Einlader- und Doppelladerbetrieb im Vergleich zum konventionellen Biturbo-Betrieb, bei dem sowohl der Abgas- als auch der Luftstrom zu jeder Zeit auf beide Turbolader verteilt werden. Infolge der Registeraufladung können das stationäre Volllastmoment im unteren Drehzahlbereich sowie das Ansprechverhalten des Motors deutlich verbessert werden.

Abb. 4.32. Drehmomentverlauf des Porsche 959 mit Registeraufladung

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Die Firma Mazda hat im Jahre 1991 ein Registeraufladesystem (STT Sequential Twin Turbo) für einen Wankelmotor vorgestellt, das zwei unterschiedlich große Abgasturbolader verwendet [TAS91]. Als Herausforderung haben sich auch hier die optimale Auslegung der einzelnen Abgasturbolader, die Sicherstellung der Schaltbarkeit sowie die Darstellung eines stetigen Drehmomentverlaufs herausgestellt. Ein Vergleich der Verdichterkennfelder bei konventioneller Aufladung und Registeraufladung mit den entsprechenden Motorbetriebslinien zeigt das Potenzial der Registeraufladung auf, Abb. 4.33. Die Betriebspunkte im Verdichterkennfeld liegen über den gesamten Drehzahlbereich in wirkungsgradgünstigen Bereichen. Durch die zwei Verdichter ist somit ein gutes Zusammenwirken von Abgasturbolader und Verbrennungsmotor gegeben.

Abb. 4.33. Verdichterkennfelder mit Motorbetriebslinien bei konventioneller und Registeraufladung [TAS91]

Abbildung 4.34 zeigt das Prinzip einer zweistufigen Registeraufladung mit dem dazugehörigen Motor- und Verdichterkennfeld an einem Hochleistungsdieselmotor der MTU Friedrichshafen GmbH. Der Übersichtlichkeit halber sind im Prinzipschaltbild nur zwei Aufladegruppen dargestellt, wobei eine Aufladegruppe aus einem Niederdruck- und einem Hochdruck-ATL mit Zwischenkühlung besteht. Real verfügt der Motor über vier Aufladegruppen mit dem entsprechend vier ATL-Kennfeldbereichen (I, II, III, IV). Mit dieser Anordnung ist ein sehr breites Motorkennfeld mit hohen Drehmomenten bei geringen Drehzahlen realisierbar. Der gesamte, vom Motor abgegebene Abgasmassenstrom durchströmt im unteren Motorkennfeldbereich (Fahrbereich I) zunächst nur eine Aufladegruppe. Die Schaltklappen der anderen Aufladegruppen sind dabei geschlossen. Die sukzessive Zuschaltung der anderen Ladergruppen erfolgt dann last- bzw. drehzahlabhängig, sodass im Nennleistungsbereich (Fahrbereich IV) alle vier Ladergruppen in Betrieb sind. Innerhalb eines Fahrbereiches wird die Verdichtungsarbeit aufgrund des zunächst geringen Abgasmassenstroms nahezu vollständig über den HochdruckATL geleistet. Der Niederdruck-ATL läuft dann im Leerlauf mit. Nimmt der Abgasmassenstrom weiter zu, wird auch die Niederdruckstufe an der Verdichtung

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beteiligt, und der Ladedruck steigt deutlich an. Aufgrund der Vorverdichtung durch den Niederdruck-Verdichter ist der kleinere Hochdruck-Verdichter in der Lage, den erhöhten Luftmassenstrom durchzusetzen. Zur optimalen Abstimmung des Motors an den Anwendungsfall sind andere Schaltstrategien zur Unterteilung des Motorkennfeldes möglich.

Abb. 4.34. Schema der zweistufigen Registeraufladung mit Motor- und Verdichterkennfeld eines Hochleistungsdieselmotors [KLO00]

Anhand der Volllast-Betriebslinien im Verdichterkennfeld wird deutlich, dass Motoren mit Registeraufladung breite Verdichterkennfelder benötigen. Die Registeraufladung ermöglicht im unteren Drehzahlbereich ein höheres Stationärdrehmoment, da die relativ kleine Abgasturbine infolge des hohen Aufstaudruckes bereits hier einen ausreichenden Ladedruck liefert,. Durch die zweistufige Aufladung mit Zwischenkühlung sind hohe effektive Mitteldrücke möglich, ohne den Motor thermisch zu überlasten. Die Zwischenkühlung bewirkt zudem eine Steigerung des Auflade-Wirkungsgrades [ÖST98]. Aufgrund des höheren Luftangebotes wird bei Dieselmotoren auch die Ruß- und NOx-Problematik positiv beeinflusst. Darüber hinaus ergibt sich ein verbessertes Beschleunigungsverhalten, ohne auf eine hohe Maximalleistung verzichten zu müssen. Im Fall einer zweistufigen Registeraufladung können darüber hinaus auch das stationäre Volllastdrehmoment über dem gesamten Motordrehzahlbereich erhöht und effektive Mitteldrücke von über 30 bar realisiert werden.

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Zweistufige geregelte Aufladung

Bei der zweistufigen, geregelten Aufladung (RTS Regulated Two Stage) handelt es sich um ein hochentwickeltes, elektronisch geregeltes Aufladesystem, das eine Kombination aus zweistufiger Aufladung und Registeraufladung darstellt und somit die Anforderungen hinsichtlich Low-End-Torque, Maximalleistung und Responseverhalten im Fahrzeugbetrieb voll erfüllen kann. Damit ist es möglich, den Mitteldruckverlauf über dem gesamten Motorbetriebsbereich deutlich anzuheben. Dieses System ist so vielversprechend, dass sich derzeit zahlreiche Entwicklungsaktivitäten mit der zweistufig-geregelten Aufladung – hauptsächlich für Dieselmotoren – befassen, z.B. [PFL97, COO03, COL04, SCH04d, SCH04e, STE04, WIJ04, WIT04, WOL04]. Das System besteht aus einer Reihenschaltung zweier unterschiedlich großer Abgasturbolader (Hochdruckstufe, Niederdruckstufe) mit abgas- und luftseitiger Bypassregelung sowie ein oder zwei Ladeluftkühlern. Für jeden Luftdurchsatzbereich steht damit ein passendes Verdichterkennfeld zur Verfügung, sodass in der Summe ein sehr breites Kennfeld abgedeckt wird. Im unteren Drehzahlbereich kommt ein kleiner Abgasturbolader und im oberen Drehzahlbereich ein großer Abgasturbolader zum Einsatz. Der kleine Turbolader kann sehr viel kleiner als bei einem einstufigen System ausgeführt werden, da er nicht den Luftmassenstrom für die Nennleistung liefern muss. Der Betrieb bei hohen und niedrigen Drehzahlen entspricht damit der Registeraufladung. Im mittleren Drehzahlbereich arbeiten beide Abgasturbolader in Reihenschaltung, sodass nur hier eine klassische zweistufige Aufladung – allerdings mit relativ geringen Druckverhältnissen in den einzelnen Stufen – erfolgt. Abb. 4.35 zeigt den effektiven Mitteldruckverlauf bei Volllast und die zugehörigen Ladedrücke eines Pkw-Dieselmotors mit zweistufiger, geregelter Aufladung.

Abb. 4.35. Ladedruckverläufe der einzelnen Druckstufen und effektiver Mitteldruck bei Volllast in Abhängigkeit der Motordrehzahl [WIT04]

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Aufgrund dieses Systems sind vergleichsweise einfache Abgasturbolader einsetzbar, die weitgehend auf zusätzliche Regeleinrichtungen wie VTG verzichten können und daher kostengünstiger sind. Nachteilig wirken sich die Verdoppelung der Systemkomponenten sowie der erhöhte Regelungsaufwand aus, die beide mit einem erhöhten Kostenaufwand verbunden sind. Über den gesamten Drehzahlbereich stets stationär ein Ladedruck im Bereich von etwa 3-4 bar zur Verfügung. Der Ladedruck wird jedoch auch bei Teillast auf einem hohen Niveau gehalten und ermöglicht damit hohe Reserven für das transiente Betriebsverhalten. Generell können unterschiedliche Varianten zum Einsatz kommen, die sich in den Regelstrategien und damit in ihrem Betriebsverhalten unterscheiden. Eine mögliche Variante, die [PFL97] im Jahre 1997 am Beispiel eines 6-Zylinder-NfzDieselmotors vorgestellt hat, vergleiche Abb. 4.36, sei im Folgenden beschrieben.

Abb. 4.36. Beispielhaftes Schema der zweistufigen, geregelten Abgasturboaufladung

Der vom Motor abgegebene Abgasmassenstrom staut sich zunächst in der Abgassammelleitung auf. Bei kleinen Abgasmassenströmen bleibt der abgasseitige Bypass vollständig geschlossen, sodass der gesamte Abgasmassenstrom in der Hochdruckturbine expandiert und die ND-Turbine nahezu im Leerlauf durchströmt wird. Dadurch ergibt sich im unteren Drehzahlbereich des Motors ein schneller und hoher Ladedruckaufbau mit einem hohen Anfahrdrehmoment. Mit zunehmender Motordrehzahl wird die Expansionsarbeit kontinuierlich zur Niederdruckturbine verlagert, indem der Bypassquerschnitt entsprechend vergrößert wird. Daher erfolgt die Aufladung im mittleren Drehzahlbereich in klassischer Weise zweistufig. Auf der Luftseite wird der gesamte Frischluftmassenstrom zunächst durch die Niederdruckstufe vorverdichtet und zwischengekühlt, wobei eine Zwischenkühlung aufgrund der geringen Druckverhältnisse nicht unbedingt erforderlich ist. In der Hochdruckstufe erfolgt anschließend eine weitere Verdichtung und Ladeluftkühlung. Infolge der Verdichtung in der ND-Stufe arbeitet der kleine HD-Verdichter auf einem höheren Druckniveau, sodass dieser den erforderlichen Luftmassenstrom durchsetzen kann. Für den Betrieb bei hohen Motordrehzahlen erbringt der ND-Verdichter einen Großteil der Verdichterarbeit, wobei der HD-Verdichter weiterhin durchströmt wird.

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Zur Absenkung der im HD-Verdichter entstehenden Druckverluste kann dieser optional über einen Bypass umgangen werden [SCH03]. Die zweistufige, geregelte Aufladung ermöglicht damit eine stufenlose Anpassung sowohl der Verdichterseite als auch der Turbinenseite an die Erfordernisse des Motorbetriebs. Neben einer deutlichen Verbesserung des Anfahrdrehmomentes kann das Mitteldruckniveau über dem gesamten Drehzahlbereich des Motors angehoben werden. Restriktionen bestehen hierbei nur durch den maximalen Zünddruck (Dieselmotor) bzw. die Klopfproblematik (Ottomotor). In Abb. 4.37 sind das System der zweistufigen, geregelten Aufladung mit der konventionellen einstufigen Aufladung verglichen und einige der wesentlichen motorischen Kennwerte bei Volllast über der Motordrehzahl aufgetragen [PFL97].

Abb. 4.37. Vergleich von einstufiger und zweistufiger, geregelter Aufladung an einem NfzDieselmotor bei Volllast [PFL97]

Gegenüber der einstufigen Aufladung ergibt sich ein deutlich höherer Ladedruckaufbau insbesondere im unteren Drehzahlbereich. Um den zulässigen Zünddruck nicht zu überschreiten, wird der Ladedruck ab einer Drehzahl von 1.100 1/min über die Bypassregelung auf etwa 3 bar begrenzt. Die hohen Ladedrücke führen zu einer deutlich verbesserten Luftversorgung der Zylinder. Das Luftverhältnis liegt im unteren Drehzahlbereich über dem Luftverhältnis, das mittels

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einstufiger Aufladung realisiert werden kann. Das bewirkt in diesem Kennfeldbereich eine niedrigere Abgastemperatur sowie eine signifikante Reduzierung der Rußemission und führt darüber hinaus zu einer thermischen Entlastung des Motors. Der günstigere Ladedruckverlauf des zweistufig aufgeladenen Motors spiegelt sich nahezu direkt im Mitteldruckverlauf wider. Infolge der besseren Anpassung des Aufladesystems an den Motor steht sowohl bei niedrigen Drehzahlen als auch im oberen Drehzahlbereich ein deutlich höheres Volllastdrehmoment zur Verfügung. Im mittleren Drehzahlbereich könnte dieses Potenzial auch erschlossen werden, sofern die Gestaltfestigkeit des betrachteten Motors einen höheren Zünddruck zugelassen hätte. Zur Darstellung einer hohen Maximalleistung kann somit auch die Nenndrehzahl reduziert werden, was sich grundsätzlich positiv auf den Wirkungsgrad des Motors im Nennbereich auswirkt und die Gemischbildung verbessert. Damit beim vorliegenden Motor der zulässige Zylinderspitzendruck nicht überschritten wird, muss der Einspritzbeginn bei den hohen Ladedrücken der zweistufigen Aufladung nach „spät“ verschoben werden. Diese Maßnahme senkt grundsätzlich die NOx-Emission und steigert – mit Blick auf den bekannten RußNOx-Trade-Off – die Rußemission. Im Zusammenhang mit der Charakteristik des zweistufigen, geregelten Aufladesystems kann der spezifische effektive Kraftstoffverbrauch trotz Spätverstellung der Einspritzung im gesamten Drehzahlbereich zwischen 2 und 6,5% reduziert werden. Generell bietet die zweistufig-geregelte Aufladung Vorteile auch deutliche hinsichtlich der Schadstoffemission, insbesondere bei hochaufgeladenen Dieselmotoren. Hohe Abgasrückführraten, die zur Einhaltung zukünftiger Emissionsgrenzwerte auch im Bereich der Volllast dargestellt werden müssen, erfordern eine weitere Steigerung des Ladedruckes, damit das Luftverhältnis trotz des rückgeführten Abgases auf einem hohen Niveau verbleibt. Dieser Sachverhalt führt zu einer weiteren Steigerung des Ladedruckes und damit des Verdichterdruckverhältnisses, welches durch eine zweistufige Aufladung bei insgesamt höheren ATLWirkungsgraden realisierbar ist [SCH04e]. Die Betriebslinien in den Verdichterkennfeldern verlaufen demnach im mittleren Bereich bei hohen Wirkungsgraden und deutlichem Abstand zur Pumpgrenze. [TOM04] hat ein zweistufig geregelten Aufladesystem für Diesel-Pkw beschrieben, das keine Zwischenkühlung aufweist und Bypässe bei beiden Abgasturbinen sowie beim Hochdruckverdichter beinhaltet. Abb. 4.38 zeigt die Verdichterkennfelder von Hoch- und Niederdruckstufe mit den Betriebslinien. Der Ladedruckaufbau erfolgt bis zu einer Drehzahl von etwa 1.500 1/min nahezu vollständig über den Hochdruckverdichter. Im mittleren Drehzahlbereich arbeiten beide Stufen in Reihe, und bei hohen Drehzahlen bzw. Abgasmassenströmen trägt in erster Linie die Niederdruckstufe zur Aufladung bei. Der Durchsatzbereich kann mit dieser Anordnung wesentlich verbreitert werden. Im Gegensatz zur einstufigen Aufladung verläuft der Ladedruckaufbau daher sowohl im Anfahr- als auch im Nennleistungsbereich unter deutlich günstigeren Verdichterwirkungsgraden. Bei niedrigen Drehzahlen ist zudem eine Anhebung des Drehmomenten in Höhe bis zu 40% möglich.

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Abb. 4.38. Verdichterkennfelder bei der zweistufigen, geregelten Aufladung eines PkwDieselmotors [TOM04]

Abbildung 4.39 zeigt einen Vergleich der Volllast-Mitteldruckverläufe eines direkteinspritzenden Pkw-Dieselmotors mit variabler Turbinengeometrie und zweistufig-geregelter Abgasturboaufladung. Infolge einer deutlichen Steigerung des Volllast-Mitteldruckes über den gesamten Drehzahlbereich können sowohl das Low-End-Torque als auch die Nennleistung in beträchtlichem Ausmaß angehoben werden. Zusätzlich verbessert sich das dynamische Betriebsverhalten. Mit dem komplexeren Aufladesystem ist in diesem Beispiel bei unveränderter Nenndrehzahl von 4.000 1/min eine maximale Leistungsdichte von ca. 67 kW/dm3 bei gleichzeitig reduziertem Kraftstoffverbrauch zu erzielen.

Abb. 4.39. Volllast-Mitteldruck für einen Pkw-Dieselmotor mit zweistufiger, geregelter Aufladung oder konventioneller Abgasturboaufladung mit VTG-Turbine [SCH04e]

4.1 Aufladung

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Aufgrund der Tatsache, dass der Betriebsbereich des Motors auf zwei Abgasturbolader aufgeteilt wird, existieren im Motorkennfeld zwei Verbrauchsminima. Neuerdings findet dieses Verfahren der zweistufig-geregelten Aufladung auch bei Großserien-Diesel-Pkw der Marken BMW und zukünftig auch bei Opel Verbreitung. Seit Herbst 2004 bietet BMW ein entsprechendes System in der 5erReihe an [STE04, STÜ04]. Unter dem Label „Variable Twin Turbo“ arbeiten zwei unterschiedlich große, aber einfache Turbolader mit Verdichterraddurchmessern von 39 und 66 mm. Bei einem maximalen, absoluten Ladedruck von pL = 2,85 bar beträgt das Drehmoment 560 Nm (VH = 2.993 cm3), und der entsprechende effektive Mitteldruck in Höhe von 23,5 bar markiert derzeit den Spitzenwert bei PkwDieselmotoren. Der mit İ = 16,5 verdichtete 6-Zylinder-Motor erreicht eine Leistung von 200 kW bei n = 4.400 1/min und weist damit eine spezifische Leistung von 66,8 kW/dm3 auf. Da das Aggregat als Reihenmotor ausgeführt ist, können die Abgas- und Luftströme auf je einer Motorseite konzentriert werden. Diese Anordnung bietet hinsichtlich der Realisierung des innovativen Aufladesystems gegenüber einem V-Motor deutliche Vorteile. In Abb. 4.40 ist das Prinzip des BMW-Aufladesystems dargestellt. Bei niedrigen Drehzahlen bis etwa 1.500 1/min (Bereich I) strömt die Ansaugluft durch den Verdichter des großen Turboladers ohne nennenswerte Verdichtung hindurch und wird im Verdichter des kleinen Turboladers verdichtet. Dabei wird der gesamte Abgasmassenstrom durch die kleine Turbine geleitet. Dieser schnell ansprechende Turbolader kann den gewünschten Ladedruck bereits ab Leerlaufdrehzahl mit sehr kurzer Verzögerung bereitstellen, und der Motor erreicht ab 1.500 1/min bereits ein stationäres Drehmoment von 530 Nm.

Abb. 4.40. Prinzipschaltbild der zweistufig-geregelten Aufladung von BMW (Variable Twin Turbo)

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Mit steigender Drehzahl wird die Luft im großen ATL vorverdichtet und im kleinen ATL hochverdichtet. In diesem Übergangsbereich (Bereich II) liegt eine zweistufige Verdichtung vor, wobei die in den beiden Stufen erreichbaren Druckverhältnisse vergleichsweise gering sind und damit keine Zwischenkühlung notwendig ist. Aufgrund der unterschiedlichen Baugrößen der beiden Turbolader erreicht der große Verdichter ein geringeres Druckverhältnis als der kleine Verdichter. Um einen harmonischen Drehmomentverlauf über die gesamte Drehzahlspanne darstellen zu können, muss innerhalb dieses Drehzahlbereiches ein kontinuierlicher Übergang vom kleinen zum großen Turbolader erfolgen. Diese Anforderung macht einen Tandembetrieb der beiden ATL erforderlich. Bei höheren Drehzahlen ab 3.250 1/min wird der kleine Abgasturbolader über einen Bypass nahezu vollständig umgangen, da er seine Schluckgrenze erreicht hat und den erhöhten Luftmassenstrom somit nicht mehr durchsetzen kann. In diesem Kennfeldbereich (Bereich III) wird der gesamte Abgasmassenstrom durch die Turbine des großen Abgasturboladers geleitet, und der Ladedruck wird ausschließlich durch den zugehörigen großen Verdichter erzeugt. Die Führung des Abgasmassenstroms läuft hier relativ einfach ab, da der Abgasgegendruck der kleinen Turbine deutlich größer ist als der Abgasgegendruck der großen Turbine. Im Bereich sehr hoher Drehzahlen mit n > 4.200 1/min (Bereich IV) kommt beim großen ATL zusätzlich ein Wastegate (WG) zum Einsatz. Abb. 4.41 zeigt das Motorkennfeld des BMW-Systems Variable Twin Turbo mit den vier Kennfeldbereichen. Zusätzlich ist die Volllastlinie des mit dem konventionellen VTGAbgasturbolader beatmeten Motors dargestellt.

Abb. 4.41. Motorkennfeld des R6-Zylinder-Dieselmotors von BMW mit geregelter, zweistufiger Aufladung

Im praktischen Fahrbetrieb können mit der zweistufig geregelten Aufladung das Anfahrdrehmoment und die Maximalleistung erhöht sowie das Transientverhalten deutlich verbessert werden. Der Wirkungsgrad der gesamten Auflade-

4.1 Aufladung

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gruppe liegt im gesamten Drehzahlbereich auf einem vergleichsweise hohen Niveau. Die damit mögliche Verbesserung der Ladungswechselarbeit ist mit ein Grund für die Leistungssteigerung durch die zweistufige geregelte Aufladung. Um stets den für den Betriebspunkt am besten geeigneten Turbolader einsetzen oder die vorteilhafteste Kombination wählen zu können, ist dennoch ein komplexes System zur Steuerung von Abgas- und Luftmassenstrom erforderlich. Die unvermeidlichen Unstetigkeiten in den drehzahlabhängigen Wirkungsgradverläufen von Verdichter und Abgasturbine infolge der Umschaltung erfordert umfangreiche Software-Maßnahmen, um das Drehmoment konstant halten zu können. Aufgrund dieser Komplexität sowie der zusätzlichen Bauelemente werden die Systemkosten spürbar erhöht, sodass eine breite Serieneinführung zunächst in sehr sportlichen und Fahrzeugen der Oberklasse zu erwarten ist. Die von Opel im November 2003 vorgestellte Studie (Opel Vectra OPC Twinturbo) eines mit zweistufig-geregelter Aufladung betriebenen 4-Zylinder-Dieselmotors erreicht sogar noch höhere spezifische Drehmomente und Leistungen als die Variante von BMW. Die Systeme sind sich sehr ähnlich, nur dass Opel zwischen den beiden Abgasturboladern eine Zwischenkühlung mittels eines zusätzlichen Ladeluftkühlers implementiert hat. Zudem sind die relevanten Drehzahlspannen mit den Grenzen von 1.800 1/min und 3.000 1/min zu höheren Drehzahlen verschoben. Die Turbolader sind ebenfalls unterschiedlich groß und verzichten auf eine variable Turbinengeometrie. Bei Volllast fördert der große Verdichter etwa die dreifache Luftmenge des kleinen Verdichters. Mit Hilfe eines maximalen Ladedruckes von absolut 3,2 bar bei einer geometrischen Verdichtung von İ = 17,2 werden aus 1.910 cm3 Motorhubvolumen 400 Nm Drehmoment erzeugt. Das entspricht einem effektiven Mitteldruck von 26,3 bar. Möglich gewesen wäre allerdings ein noch höheres spezifisches Drehmoment. Mit Rücksicht auf das Getriebe musste das maximal darstellbare Drehmoment von 460 Nm (pme = 30,3 bar) auf den obigen Wert reduziert werden. Die Nennleistung beträgt 156 kW bei 4.000 1/min und entspricht einer spezifischen Leistung von beachtlichen 81,7 kW/dm3. Opel gibt dabei an, dass neben dem Aufladesystem nur Kolben, Pleuel und Lager sowie das Einspritzsystem an die höhere Leistungsdichte angepasst werden mussten. Mit einer Serieneinführung ist noch für das Jahr 2005 zu rechnen [WOL04]. Die beträchtlichen Vorteile, die mit der zweistufig, geregelten Aufladung verbunden sind, lassen langfristig eine breite Serieneinführung bei Fahrzeugmotoren erwarten. Das System wird damit zum festen Bestandteil von HochlastDownsizing-Konzepten avancieren. Mechanische Zusatzaufladung

Zur Verbesserung des Anfahrdrehmomentes turboaufgeladener Verbrennungsmotoren ist prinzipiell auch eine mechanische Zusatzaufladung denkbar. Hierbei ist dem Abgasturbolader ein mechanisch angetriebener Verdrängerlader vorgeschaltet, wobei letzterer über eine Kupplung und ein Getriebe mit dem Motor verbunden ist. Um die Vorteile des Systems über den gesamten Kennfeldbereich des Motors ausnutzen zu können, ist eine geeignete Kombination von Verdrängerlader

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und Abgasturbolader zu wählen. [SCH94] hat dieses System für einen direkteinspritzenden Nfz-Dieselmotor vorgestellt und folgende Einsatzstrategie für die Verdichter für sinnvoll erachtet. Der Abgasturbolader befindet sich ständig im Betrieb. Im unteren Last-Drehzahl-Bereich kommt zusätzlich der Verdrängerlader zum Einsatz und bewirkt eine zweistufige Aufladung. Im mittleren Drehzahlbereich wird der mechanischer Verdichter nur im instationären Betrieb eingesetzt, und im oberen Kennfeldbereich wird ausschließlich der Abgasturbolader sowohl im stationären als auch im instationären Betrieb verwendet. Abb. 4.42 zeigt das Schema eines möglichen ATL-Aufladesystems mit mechanisch angetriebenem Zusatzverdichter.

Abb. 4.42. Schema eines Aufladesystems mit mechanischer Zusatzaufladung

Bei einer Reihenschaltung von mechanischem und Abgasturbolader ist der Verdrängerlader zweckmäßigerweise in Strömungsrichtung zuerst anzuordnen, da die Eintrittstemperaturen der Luft begrenzt sind und der Wirkungsgrad des Verdrängerladers mit zunehmendem Eingangsdruck aufgrund innerer Leckagen abnimmt. Eine andere Reihenfolge ist jedoch auch denkbar, wie [ZEL04] am Beispiel eines Pkw-Systems ausgeführt hat. Die Kopplung von Verdränger- und Abgasturbolader ermöglicht mehrere Vorteile. Zum einen kann infolge des praktisch verzögerungsfreien Ladedruckaufbaus des mechanischen Laders ein sehr gutes Ansprechverhalten beim Übergang von Teillast auf Volllast über den gesamten Drehzahlbereich realisiert werden. Durch die Unabhängigkeit des mechanischen Laders vom Abgasangebot ist bereits bei niedrigen Drehzahlen eine Anhebung des Volllastdrehmomentes bei gleichzeitiger Steigerung des Verbrennungsluftverhältnisses im Interesse niedriger Partikelemission möglich. Der Abgasturbolader seinerseits kann optimal für den mittleren und oberen Drehzahlbereich ausgelegt werden, da die unteren Kennfeldbereiche mit niedrigem Abgasangebot und Luftdurchsatz nicht mehr berücksichtigt werden müssen. Der dadurch mögliche Betrieb bei höheren Wirkungsgraden von Verdichter und Turbine führt im oberen Drehzahlbereich zu einer Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs. Nachteilig sind die hohen Systemkosten sowie der beim Betrieb des mechanischen Verdichters erhöhte Kraftstoffverbrauch.

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Elektrisch unterstützte Abgasturboaufladung

Die Nachteile der konventionellen Abgasturboaufladung sind prinzipbedingt und resultieren aus einem unzureichenden Abgasenthalpieangebot bei geringen Motordrehzahlen sowie zu Beginn von Beschleunigungsphasen in Verbindung mit der Massenträgheit des Turboladerlaufzeugs. Schon lange besteht daher der Gedanke, dieses Leistungsdefizit durch eine andere Energieform, die grundsätzlich verfügbar ist und einfach gehandhabt werden kann, zu kompensieren, um bei Bedarf ein entsprechendes Drehmoment darstellen zu können (Torque on Demand). Es ist demnach naheliegend, die elektrischer Energie aus dem Bordnetz in irgendeiner Form zu nutzen. Dieser Ansatz führte zur Entwicklung von elektrisch unterstützen Aufladesystemen (EBS, Electric Boosting Systems), von denen der elektrisch angetriebene Zusatzverdichter sowie der elektrisch unterstützte Abgasturbolader in den letzten Jahren Bekanntheit erlangt haben. Die Vorteile liegen hier in der generellen Verfügbarkeit elektrischer Energie im Fahrzeug sowie der einfachen Weiterleitung innerhalb des bestehenden Bordnetzes (12 Volt) oder ggf. eines eigenen, leistungsfähigeren Netzes (z.B. 42 Volt). Letzteres ist kurz- bzw. mittelfristig jedoch nicht zu erwarten. Dabei ist zu berücksichtigen, dass eine elektrische Unterstützung beim 12-Volt-Bordnetz aufgrund dessen Belastung im wesentlichen nur für transiente Betriebszustände des Motors möglich ist, da aufgrund der erforderlichen Strombegrenzung kurzzeitig nur bis zu 2 kW elektrische Leistung verfügbar ist [BAL02]. Zur Beschleunigung kann dieser Wert auch überschritten werden, sofern die zusätzliche Energiemenge durch die Batterie bereit gestellt werden kann [BbU02]. Eine darüber hinausgehende Verwendung, z.B. zur Anhebung des stationären Volllastdrehmomentes erfordert in jedem Fall ein leistungsfähigeres Bordnetz. Das nutzbare Potenzial insbesondere im transienten Betriebsverhalten hängt von der verfügbaren elektrischen Leistung ab. Für die Akzeptanz elektrisch unterstützter Aufladesysteme wird daher die Integration und der Anschluss an das Bordnetz der Schlüssel zum Erfolg sein. Da eine direkte Versorgung der Elektroantriebe durch den Generator sehr schwierig ist, werden hohe Anforderungen an die Speicherung und Verfügbarkeit der elektrischen Energie in der Batterie gestellt. Da die elektrische Leistung ausschließlich dazu genutzt wird, dem Motor mehr Luft bereit zu stellen, und das zusätzliche Drehmoment durch Umsetzung einer größeren Kraftstoffmenge erzeugt wird, bietet die elektrisch unterstützte Aufladung hinsichtlich der erforderlichen elektrischen Leistung deutliche Vorteile z.B. im Vergleich zum Starter-Generator-System. Hier wird das zusätzliche Drehmoment rein elektrisch erzeugt, sodass zur Darstellung eines besseren Beschleunigungsverhaltens sowie eines höheren Low-End-Torque in jedem Fall ein leistungsfähigeres Bordnetz erforderlich ist. Weitere Vorteile der elektrisch unterstützten Aufladung ergeben sich aus einer Verbrauchsreduzierung, da zur Generierung hoher Ladedrücke das Abgas vor der Turbine weniger aufgestaut wird und damit der Abgasgegendruck sinkt. Zudem können die Emissionen während des Motorbetriebs sowie beim Kaltstart durch ein gezielt steuerbares Luftmanagement reduziert werden.

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Elektrisch angetriebener Zusatzverdichter Eine Möglichkeit, sowohl das stationäre Volllastmoment als auch das instationäre Betriebsverhalten des Motors zu verbessern, ist der Einsatz eines separat angetriebenen Zusatzverdichters. Hiermit kann unabhängig vom Massenstrom und den thermischen Zustandsgrößen des Abgases – und damit unabhängig vom Betriebszustand des Motors – die Luftversorgung deutlich verbessert und bereits bei niedrigen Drehzahlen ein ausreichend hoher Ladedruck bereit gestellt werden. Mechanisch angetriebene Zusatzverdichter haben nur ein begrenztes Potenzial, da sie stets mit dem Motor gekoppelt sind und einen Teil der erforderlichen Leistung zum eigenen Antrieb benötigen. Auch hydraulisch angetriebene Systeme sind aufgrund des nötigen Druckspeichers sowie zugehöriger Pumpen eher problematisch [MÜN02]. Einen viel versprechenden Ansatz stellt daher ein elektrisch angetriebener Zusatzverdichter dar. Entsprechende Systeme mit zusätzlichem Strömungsverdichter wurden bereits von einigen Herstellern beispielsweise unter den Namen e-Booster und e-Charger vorgestellt, allerdings fanden diese bisher keine Verwendung in der Serie. Abbildung 4.43 zeigt die prinzipielle Anordnung der einzelnen Systembausteine des elektrisch angetriebenen Zusatzverdichters. Charakteristisch ist die Reihenschaltung des Zusatzverdichters mit dem Abgasturbolader. Geringfügige energetische Vorteile sowie eine größere Flexibilität in Bezug auf die Einbauposition empfehlen die Anordnung des Zusatzverdichters vor dem Abgasturbolader [HOE01]. Das System basiert auf einer zweistufigen geregelten Aufladung und bietet entsprechende Vorteile auch im erhöhten Stationärmoment, sofern die erforderliche elektrische Leistung vom Bordnetz zur Verfügung gestellt werden kann.

Abb. 4.43. Schema des Aufladesystems mit elektrisch angetriebenem Zusatzverdichter

Ist der Zusatzverdichter nicht aktiviert, wird die Ansaugluft um diesen herumgeführt, um die Druckverluste so gering wie möglich zu halten. Für den Einsatz in Fahrzeugen reichen moderate Druckverhältnisse von ʌV = 1,2-1,3, wobei der Druckaufbau innerhalb von 0,5 s erfolgen muss, um einen harmonischen Drehmomentaufbau zu erzeugen [SON02].

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Infolge der beim 12-Volt-Bordnetz nur kurzfristig möglichen Bereitstellung von maximal 2 kW – dies ist nahezu unabhängig von der Motorgröße – sind die Vorteile durch die elektrisch unterstützte Aufladung insbesondere bei kleinvolumigen Motoren [BAL02] sowie bei niedrigen Ausgangsdrehzahlen zu Beginn eines Beschleunigungsvorganges [SCH04b] gegeben. Abb. 4.44 stellt die per Simulation ermittelten Vorteile eines elektrisch angetriebenen Zusatzverdichter mit einer Leistungsaufnahme von 1,8 kW hinsichtlich des Beschleunigungsverhaltens eines aufgeladenen Ottomotor dar.

Abb. 4.44. Zeitliche Entwicklung des Motordrehmomentes und Durchzugsvermögen eines Ottomotors mit e-Booster [HOE01]

Im Vergleich zum konventionellen Aufladesystem wird schon nach sehr kurzer Zeit der maximale Mitteldruck erreicht, sodass das Durchzugsvermögen des Fahrzeugs deutlich verbessert wird. Gesteigerte Aufnahmeleistungen durch Einsatz leistungsstärkerer Elektromotoren erbringen nur noch marginale Verbesserungen, da das Massenträgheitsmoment des Elektromotors mit zunehmender elektrischer Leistung überproportional ansteigt. Von Bedeutung ist daher weniger die absolute elektrische Leistung als vielmehr das Verhältnis von E-Motor-Drehmoment zu Massenträgheit des Läufers. Ein weiterer Vorteil kann speziell für Dieselmotoren genutzt werden. Infolge der durch den Zusatzverdichter bewirkten Druck- und Temperaturerhöhung der Ladeluft kann das Kaltstartverhalten insbesondere bei abgesenkten Verdichtungsverhältnissen verbessert werden. Zudem stellt sich hierbei ein günstigeres Rußund Weißrauchverhalten ein [SCH04b]. Elektrisch unterstützter Abgasturbolader Bei diesem System ist ein Elektromotor direkt auf der Turboladerwelle montiert. Durch Aufprägung eines zusätzlichen, elektrisch erzeugten Drehmomentes wird der Hochlauf des Turboladers rapide beschleunigt, sodass der gewünschte Ladedruck bereits deutlich früher zur Verfügung steht und das Volllastmoment im

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unteren Drehzahlbereich zumindest kurzfristig erhöht werden kann. Auch bei diesem System, das z.B unter den Markennamen e-Turbo, eu-ATL bzw. EAT (Electrically Assisted Turbocharger) angeboten wird, ist eine Serienanwendung bisher nicht erfolgt. Das Prinzipschaltbild des elektrisch unterstützten Abgasturboladers (eu-ATL) ist in Abb. 4.45 skizziert. Zusätzliche Komponenten sind der auf der Welle montierte Elektromotor sowie die Leistungselektronik. Die Ausmaße des Turboladers erhöhen sich durch die Integration des kompakten und leistungsstarken Elektromotors gegenüber der Basisvariante nur geringfügig um etwa 30 mm [HOE01]. Allerdings ist die thermische Belastung des E-Motors durch die räumliche Nähe zum abgasführenden Turbinengehäuse beträchtlich, und sie wirkt dauerhaft, auch dann, wenn der unterstützende Elektromotor nicht im Betrieb ist. Damit besteht ein entsprechender Kühlbedarf. Aus dem gleichen Grund muss auch die Steuerund Leistungselektronik separat an einer geeigneten Stelle des Motorraumes platziert und über entsprechend dimensionierte Kabel mit dem Turbolader verbunden werden.

Abb. 4.45. Schema des elektrisch unterstützten Abgasturboladers

Trotz einer durch den Einbau des E-Motors bedingten Erhöhung des Massenträgheitsmomentes des Laufzeuges wird ein verbessertes transientes Betriebsverhalten ermöglicht. Da der Verdichter selbst und damit das Verdichterkennfeld unverändert bleibt, ist eine Erhöhung stationärer Drehmomente nur in engen Grenzen möglich. Beispielsweise kann im Motordrehzahlbereich, wo der Verdichter infolge eines unzureichenden Abgasangebotes für die Turbine noch ausreichenden Abstand zur Pumpgrenze bietet, das Volllastdrehmoment gesteigert werden, wobei auch hier die verfügbare elektrische Leistung ein begrenzender Faktor ist. Eine deutliche und nachhaltige Steigerung des Mitteldruckes über dem gesamten Drehzahlbereich ist mit dem elektrisch unterstützten Abgasturbolader nicht möglich. Darüber hinaus besteht im Vergleich zum elektrisch angetriebenen Zusatzverdichter ein weiterer Nachteil hinsichtlich des Beschleunigungsverhaltens. Während bei letzterem nur das Verdichterrad, welches aufgrund der geringen Verdichterdrehzahl aus einem leichteren Material gefertigt sein kann, und die

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Motorwelle beschleunigt werden müssen, wirkt beim elektrisch unterstütztem ATL zusätzlich das werkstoffbedingt (Nickelbasislegierung) wesentlich schwerere Turbinenrad als träge Masse. Aus diesem Grund ist der eu-ATL hinsichtlich des dynamischen Verhaltens dem elektrisch angetriebenen Zusatzverdichter bei sonst gleichen Randbedingungen unterlegen [HOE01, SON02], siehe Abb. 4.46.

Abb. 4.46. Dynamisches Betriebserhalten der elektrisch unterstützten Aufladung im Vergleich zu konventionellen mechanischen und Abgasturboaufladung

Ein genereller, ausschließlich durch den eu-ATL nutzbarer Effekt ist die Möglichkeit zur Einspeisung von elektrischer Leistung in das Bordnetz im Bremsbetrieb. Hierbei dient der erhöhte Abgasgegendruck zu großen Teilen zum Antrieb des als Generator arbeitenden Elektromotors. Während dieses Potenzial im PkwBereich aufgrund der geringen Bedeutung des Bremsbetriebs sowie fehlender Speichermöglichkeiten vermutlich ungenutzt bleibt, besteht im Nfz-Bereich durchaus Bedarf [ZEL99]. Aber auch hier ist eine sinnvolle Nutzungsmöglichkeit der generatorisch umgesetzten Bremsenergie zu finden. Impulsaufladung mit Schaltklappe

Die bei konventionellen Systemen zur Hochaufladung charakteristische Drehmomentschwäche bei niedrigen Drehzahlen sowie das unbefriedigende Ansprechverhalten auf Lastwechsel können mit einem innovativen Verfahren, der sogenannten Impulsaufladung mit Schaltklappe, signifikant positiv beeinflusst werden. In Verbindung mit einer Auslegung des Ansaugsystems auf maximale Leistung (kurze Ansaugkanäle) kann der Luftaufwand im unteren Drehzahlbereich um bis zu 2030% gesteigert werden, sodass eine deutliche Steigerung des Drehmomentniveau über den gesamten Drehzahlbereich erreichbar ist.

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Das Prinzip der Impulsaufladung bietet sowohl für Saugmotoren als auch – und insbesondere – für aufgeladene Motoren Vorteile und beruht auf einem zusätzlichen, schnell schaltenden Ventil (Schaltklappe bzw. Lufttaktventil, LTV), das im Saugrohr eines jeden Zylinders vor dem Einlassventil platziert wird und die gezielte Nutzung gasdynamischer Effekte zur Steigerung der Zylinderfüllung erlaubt. Abb. 4.47 zeigt schematisch den Aufbau eines Impulsaufladesystems.

Abb. 4.47. Grundlegender Aufbau eines Impulsaufladesystems

Die Impulsaufladung läuft bei Volllast folgendermaßen ab. Nach Öffnen des Einlassventils bleibt die Schaltklappe zunächst gasdicht verschlossen, sodass der sich abwärts bewegende Kolben im Zylinder einen Unterdruck erzeugt bzw. das im Brennraum befindliche Gas expandiert wird. Durch Ansteuerung der Schaltklappe zu einem günstigen Zeitpunkt erfolgt im weiteren Verlauf ein schlagartiges Öffnen des Ansaugkanals, wobei zeitgleich zwei Prozesse eingeleitet werden. Einerseits beschleunigt die über der Schaltklappe anliegende Druckdifferenz die Luftsäule im Ansaugrohr und führt zu einem sprunghaften Anstieg der Einströmgeschwindigkeit, wie sie bei konventionellen Saugmotoren nur bei sehr hohen Drehzahlen oberhalb von 6.000 1/min möglich ist [KRE02]. Andererseits erzeugt die Schaltklappe aufgrund der abrupten Öffnung im Saugrohr eine Unterdruckwelle, die am offenen Saugrohrende, dem Luftsammler, reflektiert wird und als Überdruckwelle mit Schallgeschwindigkeit zum offenen Einlassventil zurückläuft. Durch ein Schließen der Schaltklappe zum richtigen Zeitpunkt kann die Überdruckwelle mit der Strömungsbewegung überlagert werden, sodass eine drehzahlunabhängige Schwingrohraufladung und in der Folge ein Maximum an Zylinderfüllung realisierbar ist. Das Schließen der Impulsklappe bewirkt eine Absperrung des Speicherkanals, sodass der Überdruck trotz eines späten Schließens des Einlassventils erhalten bleibt und ein Rückströmen von Zylinderladung ins Saugrohr mit dem Ziel eines hohen Luftaufwandes verhindert wird. Da der Speicherkanal auch nach ES einen Überdruck aufweist, kann im nachfolgenden Ladungswechsel während der Ventilüberschneidung ein Überschieben von Restgas in den Ansaugkanal verhindert und infolge des Druckgefälles zum Auslasskanal eine wirkungs-

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volle Ausspülung des Restgases ermöglicht werden. Dadurch sind minimale Restgasgehalte darstellbar. In Abb. 4.48 wird ein konventioneller Saugmotor, dessen Ansaugsystem durch kurze Saugwege für hohe Maximalleistung ausgelegt ist, mit einem Motor verglichen, der über ein Impulsaufladesystem verfügt.

Abb. 4.48. Wirkung der Impulsaufladung auf den indizierten Mitteldruck eines Saugmotors bei Volllast und den Restgasanteil im Zylinder [KRE02]

Das stationäre Volllast-Drehmoment kann im unteren Drehzahlbereich infolge des deutlich gesteigerten Luftaufwandes über einen weiten Drehzahlbereich auf einem hohen Niveau gehalten werden. Prinzipbedingt erfolgt die Bereitstellung des Drehmomentes bei Lastsprüngen ohne Zeitverzug. Da das Impulsaufladesystem kurze Saugrohrlängen beinhaltet und das Ansprechverhalten maßgeblich von der Befüllung des Saugsystems beeinflusst wird, entspricht das dynamische Verhalten der Impulsaufladung dem eines gut abgestimmten, freisaugenden Ottomotors. Zudem sind geringe Restgasgehalte der Zylinderladung darstellbar, die einerseits einen hohen Lufteintrag in den Zylinder bewirken und sich andererseits positiv auf das Laufverhalten bei niedrigen Drehzahlen auswirken. Neben den Vorteilen hinsichtlich Volllast-Drehmoment und dynamischem Betriebsverhalten entstehen durch die Impulsaufladung weitere, für das Brennverfahren wichtige Vorteile. Die durch den starken Unterdruck erzeugten, hohen Einströmgeschwindigkeiten intensivieren die Gemischbildung und bieten bei entsprechender Kanalgestaltung die Möglichkeit zur Darstellung von gerichteten Ladungsbewegungen. Zudem ist mit Hilfe der Schaltklappe eine prinzipielle Zylinderabschaltung trotz konventionellem Ventiltrieb möglich, wobei die Ein- und Auslassventile weiterhin geöffnet und geschlossen werden. Dennoch existieren auch kritische Meinungen zur Impulsaufladung, speziell bei Saugmotoren. [WUR04a] sieht hierbei das Problem, dass sich der deutliche Luftaufwandsgewinn im unteren Drehzahlbereich von 20-30% nur unzureichend in ein zusätzliches Drehmoment umsetzen lässt, da infolge der Impulsaufladung die

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innere Energie bzw. die Temperatur der Zylinderladung erhöht wird, was zu einer erhöhten Klopfneigung führt. Zudem bestehen durchaus Nachteile hinsichtlich der Ladungsbewegung, da sich während der sehr intensiven, aber auch kurzen Einströmphase keine stabile Ladungsbewegungsströmung aufbauen kann. Durch weiterentwickelte Impulsaufladesysteme sind Drehmomentsteigerungen bei Saugmotoren bis 15% möglich. Bei der Impulsaufladung wirkt das Prinzip der sogenannten Wärmeladung. Das bedeutet, dass neben der Steigerung des Luftaufwandes auch die Temperatur der angesaugten Zylinderladung erhöht wird. Infolge des bei geschlossenem Lufttaktventil vorhandenen überkritischen Druckgefälles kommt es beim Öffnen des LTV nahe des UT zu einer reibungs- bzw. verlustbehafteten Einströmung der Ladung in den Brennraum. Die Energie der einströmenden Ladung wird dabei sowohl in Druckenergie als auch in Wärme umgesetzt und führt zu einer höheren Temperatur der Zylinderladung bei Ende des Einströmvorganges. Hierbei werden Temperaturerhöhungen bis zu 60 K erreicht. Während sich dieser Effekt beim Ottomotor hinsichtlich der Klopfproblematik i.A. negativ darstellt, sind beim Dieselmotor durchaus Vorteile beim Kaltstartverhalten und während der Warmlaufphase gegeben, da das geometrische Verdichtungsverhältnis im Interesse weiterer Leistungssteigerung sowie der Schadstoffsenkung reduziert werden kann [ELS04]. An die Schaltklappe, auch Impulsklappe oder Lufttaktventil genannt, werden hohe Anforderungen gestellt. Zum einen müssen große Querschnitte freigegeben und Schaltzeiten von weniger als 2 ms realisiert werden, damit zu Beginn des Einströmvorganges keine Drosselung des Luftmassenstroms erfolgt. Des weiteren muss die Schaltklappe in geschlossener Stellung eine vollständige Abdichtung des Saugrohres gewährleisten. Darüber hinaus sind die Schaltzeitpunkte und Schaltdauern in Abhängigkeit des motorischen Betriebspunktes variabel und reproduzierend darzustellen. Zweckmäßigerweise kommen hier elektromagnetische Aktoren zum Einsatz, die mit der vorliegenden Bordnetzspannung von 12 Volt betrieben werden können und im aktiven Betrieb pro Zylinder etwa 30 W bzw. 10 W (Stand-By) elektrische Leistung benötigen. Durch die Impulsaufladung können hohe Drehmomente bis zur Leerlaufdrehzahl aufrecht erhalten werden, ohne dass es einer Längenverstellung der Saugrohre bedarf. Gegenüber konventionellen Schwingrohrsystemen ergeben sich hierdurch erhebliche Packagevorteile. Downsizing-Konzepte, die durch eine hohe Leistungs- und Drehmomentdichte charakterisiert sind, weisen bei konventioneller Technik gravierende Schwächen hinsichtlich des Low-End-Torque sowie des verfügbaren Drehmomentes im transienten Motorbetrieb auf. Eine breite Kundenakzeptanz ist nur dann gegeben, wenn diese Nachteile durch geeignete Zusatztechnologien beseitigt werden können. Eine ideale Synthese stellt daher die Kombination der Impulsaufladung mit der Abgasturboaufladung dar. Da die Impulsaufladung zylinderselektiv arbeitet, ist sie der Abgasturboaufladung nachgeschaltet. Die durch die Impulsaufladung bei niedrigen Drehzahlen um 20-30% gesteigerte Zylinderfüllung erhöht das Schluckvermögen des Motors und führt damit im Verdichterkennfeld bei zunächst gleicher Verdichterdrehzahl bzw. gleichem Ladedruck zu höheren Luftvolumenströmen, die mit günstigeren Verdichterwirkungsgraden gefördert werden. Der Betriebspunkt im Verdichterkennfeld ist da-

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durch zudem weiter von der Pumpgrenze entfernt. Infolge des gesteigerten Massendurchsatzes erhöht sich die Turbinenleistung, sodass die Turboladerdrehzahl und damit der Ladedruck steigt. Bei gleicher Motordrehzahl steht daher ein höheres stationäres Volllast-Drehmoment zur Verfügung bzw. ein bestimmtes Drehmoment wird bereits bei niedrigeren Drehzahlen erreicht. Nach [KRE02] beträgt diese Drehmomentsteigerung je nach Drehzahl zwischen 25 und 50% bezogen auf den turboaufgeladenen Motor ohne Impulsaufladung. Die mit der Impulsaufladung bei niedrigen Drehzahlen mögliche, höhere Turbinenleistung bzw. der höhere Ladedruck verbessern neben dem stationären Volllast-Drehmoment auch das transiente Betriebsverhalten des turboaufgeladenen Motors. Da der Nachladeeffekt durch die Schaltklappe nach einem Lastsprung sofort in ein um 20-30% höheres Drehmoment umgesetzt werden kann, beginnt der Beschleunigungsvorgang damit sehr viel schneller und nachhaltiger als ohne die Kombination mit der Impulsaufladung. Abb. 4.49 zeigt schematisiert die entsprechenden Kennlinien im Motorkennfeld. Hiernach wird das maximale Drehmoment deutliche früher erreicht, und die Nennleistung kann mit der gleichen Auslegung ebenfalls gesteigert werden.

Abb. 4.49. Wirkung der Impulsaufladung auf das stationäre und transiente VolllastVerhalten eines turboaufgeladenen Motors (schematisch)

[KRE02] gibt an, dass mit Hilfe der Impulsaufladung bei Otto- und Dieselmotoren die Zeitdauer, bis 90% des stationären Volllast-Drehmomentes zur Verfügung steht, um 50 bis etwa 65% gesenkt werden kann. [KOC04] hat ein Fahrzeug mit Otto-Turbomotor und Impulsaufladung dargestellt, das bereits ab einer Drehzahl von 1.750 1/min trotz eines Hubvolumens von 1,8 dm3 ein Drehmoment von 320 Nm bereit stellt und maximal 165 kW leistet. Im realen Fahrbetrieb konnte mit diesem System eine deutliche Verbesserung des Fahrzeug-Beschleunigungsverhaltens realisiert werden. Insgesamt stellt die Impulsaufladung ein Aufladeverfahren für Otto- und Dieselmotoren dar, das insbesondere im unteren Drehzahlbereich Vorteile hinsichtlich des stationären Volllast-Drehmomentes sowie des transienten Betriebsverhaltens

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bietet. Mit dem Prinzip der Wärmeladung können speziell beim Dieselmotor Vorteile im Kaltstart und während der Warmlaufphase bei weiter abgesenkten Verdichtungsverhältnissen erzielt werden. Vergleichende Bewertung

Im Rahmen des vorigen Abschnittes wurden mehrere Aufladeverfahren vorgestellt und beschrieben, die sich grundsätzlich für den Einsatz von motorischen HochlastDownsizing-Konzepten eignen. Im Folgenden soll anhand einer Gegenüberstellung in den Tabellen 4.1 und 4.2 eine vergleichende Bewertung dieser Verfahren erfolgen. Die Bewertung bezieht sich auf den derzeitigen Stand der Technik serienmäßiger Aufladesysteme für Pkw-Anwendungen. Dabei wird die Wirtschaftlichkeitsbetrachtung zwar angesprochen, der Schwerpunkt liegt jedoch eindeutig auf der technischen Seite, da unterschiedliche Marktsegmente und Anwendungen auch differente Möglichkeiten hinsichtlich der Wirtschaftlichkeit bzw. der Marktfähigkeit bieten. Tabelle 4.1. Vergleichende Bewertung der Verfahren zur Hochaufladung (1)

Steigerung von Low-End-Torque Steigerung der Nennleistung Breite, nutzbare Drehzahlspanne Verbesserung des Instationärverhaltens Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs Zuverlässigkeit des Systems Kostenaufwand und Systemkomplexität Bemerkung

zweistufige Aufladung

Registeraufladung

zweistufig-geregelte Aufladung

– – (+ +)

++

++

+ + (– –)

++

++

–

++

+

––

++

++

+

++

+

+

–

–

–

––

––

Höchste Mitteldrücke darstellbar

hohe Schaltfrequenzen sind zu vermeiden

Bei der reinen, zweistufigen Aufladung mit Zwischenkühlung sind höchste Mitteldrücke darstellbar. Je nach Auslegung, kann dies entweder im unteren Drehzahlbereich (Low-End-Torque) oder im oberen Drehzahlbereich (Nennleistung) genutzt werden. Da stets zwei Turbolader beschleunigt werden müssen, ist das Transientverhalten schlecht. Eine Kraftstoffverbrauchssenkung ergibt sich einerseits durch den Downsizing-Effekt und andererseits durch den Betrieb bei höheren Wirkungsgraden von Verdichter und Turbine.

4.1 Aufladung

211

Die Registeraufladung weist neben dem hohen Aufwand als einzigen Nachteil mögliche Probleme hinsichtlich einer dauerhaften, zuverlässigen Schaltung der Luft- und Abgasklappen bei hohen Schaltfrequenzen auf. Die Abgasturbolader können gut auf den jeweiligen Drehzahlbereich ausgelegt werden und ermöglichen damit ein gutes Transientverhalten bei geringen Kraftstoffverbräuchen. bhnliches gilt auch für die zweistufige, geregelte Aufladung. Bei nochmals gesteigerter Systemkomplexität im Vergleich zur Registeraufladung kann das herausragende Potenzial dieses Aufladeverfahrens nur durch eine ausgeklügelte Regelungsstrategie genutzt werden. Langfristig wird es – zunächst bei den Dieselmotoren – das bedeutendste Verfahren für Downsizing-Konzepte sein. Hauptvorteile der mechanischen Zusatzaufladung sind die Steigerung des stationären Drehmomentes bei niedrigen Drehzahlen und die Verbesserung des Instationärverhaltens. Durch Einsatz eines größeren Turboladers kann zudem die Nennleistung erhöht werden. Eine Kraftstoffverbrauchssenkung ist nur möglich, wenn der zeitliche Hauptanteil des Betriebs in den Bereich fällt, wo ausschließlich der Abgasturbolader im Betrieb ist. Der Preis für das höhere Low-End-Torque ist ein höherer Kraftstoffverbrauch. Tabelle 4.2. Vergleichende Bewertung der Verfahren zur Hochaufladung (2)

Steigerung von Low-End-Torque Steigerung der Nennleistung Breite, nutzbare Drehzahlspanne Verbesserung des Instationärverhaltens Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs Zuverlässigkeit des Systems Kostenaufwand und Systemkomplexität Bemerkung

Mechanische Zusatzaufladung

Elektrisch unterstützte Aufladung

Impulsaufladung mit Schaltklappe

++

(+ +)

++

+

+

+

+

+

+

++

++

+(+)

–

o

o

o

–

o

–

––

–

12-Volt-Bordnetz nur für kurzzeitige Unterstützung

Elektrische Dauerleistung von ca. 30 W erforderlich

Die elektrisch unterstützte Abgasturboaufladung bietet deutliche Verbesserungen in Bezug auf das transiente Betriebsverhalten und das Anfahrdrehmoment. Hierzu sind jedoch elektrische Leistungen im Bereich von 2-4 kW erforderlich, die bei häufigen Beschleunigungsvorgängen nur durch ein Bordnetz mit deutlich höherer Spannung (z.B. 42 Volt) bereit gestellt werden können. Aus diesem Grund ist die Steigerung des Low-End-Torque auch nur kurzzeitig, z.B. für Anfahrvorgänge, aber nicht dauerhaft möglich. Die Implementierung der erforderlichen

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Steuer- und Leistungselektronik ist mit hohen Kosten verbunden. Der elektrisch angetriebene Zusatzverdichter hat gegenüber dem elektrisch unterstütztem Abgasturbolader weniger Nachteile zu verzeichnen. Die Impulsaufladung mittels einer Schaltklappe weist ein großes Potenzial zur Steigerung des Drehmomentes im unteren Drehzahlbereich sowohl bei Saug- als auch bei aufgeladenen Motoren auf. Durch entsprechende Auslegung des eingesetzten Abgasturboladers können die Nennleistung erhöht und der Kraftstoffverbrauch gesenkt werden. Die schnell schaltenden Lufttaktventile ermöglichen eine praktisch verzögerungsfreie Erhöhung des Luftaufwandes. Hierbei bedarf es jedoch noch weiterer Entwicklungsarbeiten.

4.2 Variabilitäten und Prozesssteuerung Neben den Kernkomponenten Auflade- und Kraftstoffeinspritzsystem sind zur Darstellung hoher Mitteldrücke weitere Systeme zur Steuerung der motorischen Prozesse erforderlich. Mit diesen erweiterten Variabilitäten lassen sich deutliche Verbesserungen hinsichtlich der Schadstoffemissionen und des Kraftstoffverbrauchs sowie der Motorbeanspruchung erzielen. Als wesentliche Systeme sollen im Rahmen dieses Abschnittes Abgasrückführung, variable Ventilsteuerung und variable Verdichtung beschrieben werden. 4.2.1 Abgasrückführung

Die Steuerung des motorischen Verbrennungsprozesses durch die sogenannte Abgasrückführung (AGR) bzw. Emission Gas Recirculation (EGR) ist prinzipiell ein Verfahren zur Ladungsverdünnung und wurde erstmals in den 1970er Jahren für Pkw eingesetzt. Während die AGR bei Dieselmotoren ausschließlich zur Reduzierung der Stickoxide (NOx) mit maximalen AGR-Raten von 50% eingesetzt wird, dient sie bei Ottomotoren darüber hinaus auch zur Senkung des Kraftstoffverbrauches infolge geringerer Drosselverluste. Direkteinspritzende Ottomotoren weisen bei Ladungsschichtung ebenfalls AGR-Raten bis zu 50% auf. Im Homogenbetrieb sind aufgrund der begrenzten Restgasverträglichkeit nur Werte bis ca. 20-25% möglich [BLA02]. Grundlagen und Wirkungsmechanismen

Neben einer gezielten Rückführung der Abgase sind nach [SPI03] folgende natürliche Restgasquellen von Bedeutung; die generell berücksichtigt werden müssen: x Rückströmen von Verbrennungsgas aus dem Brennraum über die Einlassventile in das Saugrohr während der Ventilüberschneidung. Beim nachfolgenden Ansaugen wird dieses Verbrennungsgas als Restgas wieder angesaugt.

4.2 Variabilitäten und Prozesssteuerung

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x Rückströmen von Verbrennungsgas aus dem Auslasskanal über die Auslassventile in den Brennraum während der Ventilüberschneidungsphase. x Rückströmen von Zylinderinhalt (Frischladung und Abgas) über die Einlassventile in das Saugrohr vor ES. x Verbrennungsgas, das während des Ladungswechsels im Schadvolumen des Brennraumes zurückbleibt.

Demnach verbleibt entweder ein Teil des Abgases durch unvollständige Spülung während des Ladungswechsels im Brennraum oder dem Brennraum wird Abgas aus dem vorherigen Arbeitsspiel erneut zugeführt und mit der Frischladung vermischt. Eine gezielte Zuführung kann zum einen über die Ventilsteuerzeiten erfolgen (innere Abgasrückführung), in dem während der Phase der Ventilüberschneidung Abgas aus dem Abgaskanal zurückgesaugt wird. Die Ventilüberschneidung an sich ist durch Phasenwandler, d.h. gegeneinander verdrehbare Einlass- und Auslassnockenwellen, zu verändern. Mit Hilfe variabler Ventilsteuerung ist eine bessere Zumessung des Abgases realisierbar, wobei eine quantitative Erfassung bzw. Regelung des Abgasanteils bei interner AGR grundsätzlich möglich ist. Zudem ist die innere AGR bei aufgeladenen Motoren nur durch Androsselung der Frischluft im Ansaugkanal zur Erzeugung eines negativen Spülgefälles möglich und mit Ladungswechselverlusten bzw. einem höheren Kraftstoffverbrauch verbunden. Aufgeladene Ottomotoren mit Drosselsteuerung sind im Gegensatz zu Dieselmotoren im Teillastbetrieb ohne weiteres mit innerer Abgasrückführung darstellbar. Auf die Restgassteuerung durch innere Abgasrückführung wird in Abschn. 4.2.2 näher eingegangen. Eine anderes und exakteres Verfahren zur Steuerung des Abgasanteils im Brennraum ist die externe Abgasrückführung, siehe Abb. 4.50. Hierbei wird über ein Abgasrückführventil und ggf. einen Abgaskühler eine deutlich größere Menge Abgas aus dem Auslassbereich des Motors in den Ansaugtrakt zurückgeleitet und der einströmenden Ladungsmasse beigemischt.

Abb. 4.50. Schema der externen Abgasrückführung mit Kühlung

214


Das AGR-Ventil wird elektrisch angesteuert und legt in Abhängigkeit des Motorbetriebspunktes einen Öffnungsquerschnitt fest, über den ein Teilabgasstrom in den Ansaugkanal gelangt. Hinsichtlich der konstruktiven Ausführung externer, gekühlter AGR-Systeme unterscheidet man die hochdruckseitige von der niederdruckseitigen Abgasrückführung. Bei ersterer erfolgt die Abgasentnahme vor der Turbine und die Zumischung des gekühlten Abgases zur Verbrennungsluft nach dem Verdichter. Bei Hochleistungs-Dieselmotoren, deren Ladedrücke in weiten Kennfeldbereichen über den Abgasgegendrücken liegen, ist in diesem Fall ein Venturisystem oder eine Drosselung des Abgasmassenstroms erforderlich. Weitere Möglichkeiten der hochdruckseitigen Zuführung ergeben sich durch Abgasturbolader mit VTG oder asymmetrischem Turbinengehäuse sowie durch Flatterventile, die Druckpulsationen im Abgasstrang ausnutzen [SCH04c]. Bei der niederdruckseitigen AGR wird das Abgas nach der Turbine entnommen und der Verbrennungsluft vor Verdichter zugeführt. Da hierbei stets ein entsprechendes Druckgefälle vorliegt, ist die niederdruckseitige AGR ohne zusätzlichen Energieaufwand zu realisieren. Allerdings werden mit Blick auf Korrosion und Verschmutzung höhere Anforderungen an den Verdichter und Kühler gestellt. Infolge des geringeren Druckniveaus ergeben sich große Volumenströme und damit die Notwendigkeit großer Bauteile für die Abgasrückführung mit entsprechenden Packagenachteilen. Zur Beurteilung der Wirkung der Abgasrückführung ist zunächst die Kenntnis der Ladungszusammensetzung erforderlich. Die Zylinderladung mit der Masse m besteht zum Zeitpunkt Einlass-Schluss (ES) aus Frischladung mF und Abgas mA. m

mF m A .

(4.57)

Dabei ist grundsätzlich zwischen luftansaugenden und gemischansaugenden Motoren zu unterscheiden. Im Gegensatz zu luftansaugenden Motoren enthält die Zylinderladung bei gemischansaugenden Motoren neben Luft und rückgeführtem Abgas auch die Brennstoffmasse, die ihrerseits als vollständig verdampft betrachtet wird. Daraus folgt für die Frischladung:

mF , L

mF ,G

mL ,

(4.58)

mL mG .

(4.59)

In Abb. 4.51 ist die jeweilige Ladungszusammensetzung für luftansaugende und gemischansaugende Motoren bei ES schematisiert. Die Abgasmasse setzt sich aus der beim Ladungswechsel nicht ausgespülten oder aus dem Abgaskanal rückgeströmten Restgasmasse sowie den intern und extern rückgeführten Abgasmassen zusammen. Sie kann neben verbrannten Reaktionsprodukten im Falle von überstöchiometrischem Motorbetrieb auch unverbrannte Luft enthalten.


215

Abb. 4.51. Ladungszusammensetzung bei Einlass-Schluss

Der Abgasgehalt der gesamten Zylinderladung ist definiert als Quotient aus gesamter Abgasmasse und Ladungsmasse und kann Werte bis über 50% annehmen. Hierbei ist zunächst unwesentlich, wie das Abgas in den Brennraum gelangt ist.

xA

mA m

mA . mF m A

(4.60)

Daneben wird für den Fall externer Abgasrückführung eine Abgasrückführrate definiert, die nur die rückgeführte Abgasmasse auf die gesamte Zylinderladung bezieht und damit stets kleiner oder gleich dem Abgasgehalt ist.

x AGR

m A, AGR m

m A, AGR . mF m A

(4.61)

Die Wirkung der Abgasrückführung auf das globale Luftverhältnis und die Temperatur der Zylinderladung ist bei luftansaugenden und gemischansaugenden Motoren unterschiedlich. Es wird angenommen, dass für unterschiedliche Abgasrückführraten bzw. Abgasgehalte stets die gleiche Last gefahren wird, was gleichbedeutend ist mit konstanter, zugeführter Brennstoffmasse. Bei luftansaugenden Motoren sinkt das globale Luftverhältnis linear mit steigendem Abgasgehalt, da von einer konstanten Ladungsmasse ausgegangen wird und die Abgasmasse zu Lasten frischer Luft zunimmt.

O

mL Lmin m B

m (1 x A ) . Lmin mB

(4.62)

Abgasrückführung führt bei luftansaugenden Motoren demnach immer zu einer Reduzierung des Luftverhältnisses. Da weniger Frischluft benötigt wird, sinkt bei gleicher, zugeführter Brennstoffmasse zudem der ausgestoßene Abgasmassenstrom linear mit steigendem Abgasgehalt. Hochlastpunkte beinhalten daher keine

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oder nur geringe Abgasanteile in der Zylinderladung. Dennoch ist auch bei luftansaugenden Motoren eine Steuerung der Ladungs-zusammensetzung durch den Ladedruck möglich, sodass mit steigenden Abgasgehalten bzw. AGR-Raten die Ladungsmasse unter Beibehaltung des Luftverhältnisses zunehmen kann. Das stellt jedoch grundsätzlich höhere Anforderungen an das Aufladesystem. Auch beim gemischansaugenden Motor wird zunächst von einem gleichen Lastpunkt ausgegangen, d.h. Brennstoffmasse und Luftmasse bleiben für unterschiedliche Abgasgehalte konstant. Da das Luftverhältnis bei gemischansaugenden Ottomotoren (stöchiometrischer Betrieb) immer konstant ist, führt ein zunehmender Abgasanteil zu einer Erhöhung der gesamten Ladungsmasse. Im Teillastbetrieb drosselgesteuerter Ottomotoren führt das zu einer spürbaren Reduzierung der Ladungswechselverluste, da zum Ansaugen der gewünschten Luftmasse weniger gedrosselt werden muss. Damit wird deutlich, dass die Abgasrückführung bei drosselgesteuerten, gemischansaugenden Motoren auch zu einer Wirkungsgradsteigerung bei Teillast führt. Allerdings erfährt die Abgasrückführung bei der ottomotorischen Verbrennung Grenzen durch die bei zunehmenden Abgasgehalten immer stärkere Verschleppung der Verbrennung. Dabei wird die Entflammung erschwert, und sowohl die Brenndauer als auch die zyklischen Schwankungen nehmen zu. Abbildung 4.52 zeigt den Verlauf des globalen Luftverhältnisses von luft- und gemischansaugenden Motoren in Abhängigkeit des Abgasgehaltes unter der Voraussetzung gleicher Motorlast.

Abb. 4.52. Luftverhältnis von luft- und gemischansaugenden Motoren in Abhängigkeit des Restgasgehaltes

Die Abgasrückführung ist in erster Linie als effektives Verfahren zur Senkung der Stickoxidemissionen bekannt geworden. Da die NOx-Bildung hauptsächlich von der Spitzentemperatur des Arbeitsgases abhängt, greift die AGR vor allem durch eine Temperaturabsenkung in den NOx-Bildungsmechanismus ein. Dabei lassen sich mehrere Effekte beobachten, die grundsätzlich vom Brennverfahren


217

abhängen und unter anderem durch [FUN01] beschrieben werden. Generell führt die AGR zu einer Reduzierung des Sauerstoffanteils der Zylinderladung. Das geschieht entweder dadurch, dass die Ladungsmasse bei unveränderter Luftmasse durch das rückgeführte Abgas erhöht wird (Gemischansaugung) oder durch Absenkung der Luftmasse bei unveränderter Ladungsmasse (Luftansaugung). Die dadurch bedingte Reduzierung des Sauerstoff-Partialdruckes verlangsamt die Flammenausbreitung, erhöht die Brenndauer und führt zu geringeren Spitzendrücken und –temperaturen. Den größten Beitrag an der temperatursenkenden Wirkung durch AGR hat der sogenannte Verdünnungs- oder Inertgaseffekt [LAD96a]. Die chemisch umgesetzten und rückgeführten Abgasbestandteile nehmen nicht erneut an der Verbrennung teil. Die durch die chemische Reaktion freigesetzte Wärme verteilt sich daher auf eine größere Ladungsmasse, sodass insgesamt geringere lokale und globale Gastemperaturen erreicht werden. Ein weiterer Effekt stellt sich durch die bnderung der kalorischen Stoffgrößen des Arbeitsgases infolge geänderter Ladungszusammensetzung ein. Da bei der Abgasrückführung ein Teil der Ansaugluft durch die dreiatomigen Verbrennungsprodukte H2O und CO2 ersetzt wird und diese Abgasbestandteile höhere spezifische Wärmekapazitäten aufweisen als Luft, führt die AGR in Summe zu einem Anstieg der Wärmekapazität bzw. einem Absinken des Isentropenexponenten der Zylinderladung. Das gesteigerte Energieaufnahmevermögen wird auch aus thermische Drosselung bezeichnet und äußert sich in niedrigeren Verdichtungsend- und lokalen Verbrennungstemperaturen. Sofern es zu einer Dissoziation des Verbrennungsgases kommt, bei dem CO2 und H2O unter Wärmeaufnahme (endotherm) zerfallen, werden die Temperaturen ebenfalls reduziert. Nach [LAD96b, LAD97a, LAD97b] liegt der Einfluss durch Dissoziation auf die NOx-Absenkung in etwa gleicher Größenordnung wie der Einfluss durch thermische Drosselung. Die Wirksamkeit der Abgasrückführung steigt mit fallender Temperatur der zurück geführten Abgase, weshalb gerade im Dieselbereich zusätzlich eine Abgaskühlung zum Einsatz kommt [KLO03]. Diese Kühlung verbessert die Zylinderfüllung und erhöht die AGR-Verträglichkeit [LUT03]. Neben einer drastischen Absenkung der Stickoxidemissionen ist durch Abgasrückführung bei drosselgesteuerten bzw. gemischansaugenden Ottomotoren in der Teillast auch eine Senkung des Kraftstoffverbrauches möglich. Infolge des Anstiegs der Ladungsmasse durch AGR ist eine geringere Drosselung erforderlich, sodass die Ladungswechselverluste insbesondere in der Teillast entsprechend abnehmen. Zu hohe Restgasanteile führen bei Ottomotoren jedoch zu einer erschwerten Entflammung, ggf. zu Zündaussetzern sowie zu einem unrunden Motorlauf mit entsprechend hohen HCEmissionen. Die dadurch bedingten Komforteinbußen wirken sich bei Motoren mit geringer Zylinderzahl besonders stark aus. Um die Restgasverträglichkeit zu steigern, ist eine gezielte Ladungsbewegung z.B. in Form eines Dralls nötig. Abbildung 4.53 zeigt den Einfluss einer drallbehafteten Ladungsbewegung auf die Restgasverträglichkeit im Teillastbetrieb eines kleinvolumigen Ottomotors. Bei geöffneter Drallklappe tragen sowohl der Tangentialkanal als auch der zweite Einlasskanal zur Füllung des Zylinders mit Frischgemisch bei. Aufgrund der dadurch bedingten, geringen Ladungsbewegung ist nur ein Restgasanteil von etwa

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10% ohne Zündaussetzer darstellbar. Durch Deaktivierung des zweiten Einlasskanals (Drallkappe geschlossen) strömt das Frischgemisch mit einer ausgeprägten Drallbewegung in den Zylinder ein. Dies bietet den Vorteil einer auf 20% gesteigerten Restgasverträglichkeit mit der damit verbundenen Kraftstoffverbrauchssenkung. Im Teillastbereich kann damit trotz hoher Restgasanteile eine sichere Entflammung des Gemisches erreicht werden, sodass der Kraftstoffverbrauch deutlich absinkt.

Abb. 4.53. Einfluss einer gezielten Ladungsbewegung auf die Restgasverträglichkeit und den Kraftstoffverbrauch eines drosselgesteuerten Ottomotors [GRE04]

Bei der Benzin-Direkteinspritzung (BDE) mit Luftüberschuss (Magerkonzept) ist die Abgasrückführung unbedingt erforderlich, da der vermehrten NOx-Bildung durch magere Verbrennung innermotorisch begegnet werden muss, um die DENOX-Phasen zur „Entleerung“ des NOx-Speicherkatalysators und damit den Kraftstoffverbrauch zu reduzieren. Das AGR-System hat bei der BDE höhere Anforderungen zu erfüllen als bei der Saugrohreinspritzung, da zum einen das Abgas beim Magerbetrieb eine nicht unerhebliche Sauerstoffmenge beinhaltet und zum anderen infolge geringerer Gastemperaturen mit erhöhten Ablagerungen gerechnet werden muss [ROB03a]. Ein Problem bei Dieselmotoren ist die bei hohen AGR-Raten steigende Emission der unter Luftmangel entstehenden Abgasbestandteile wie Ruß, CO und HC. Aufgrund des geringeren Temperaturniveaus sowie des niedrigeren Sauerstoffanteils wird die Rußoxidation behindert und damit die Rußemission erhöht. Abhilfe kann eine Erhöhung des Ladedruckes schaffen; dies erhöht jedoch die Anforderungen an das Aufladesystem beträchtlich.


219

4.2.2 Variable Ventilsteuerung

Wie bereits in Abschn. 2.1.6 beschrieben wurde, hat der Ladungswechsel einen beträchtlichen Einfluss auf den motorischen Verbrennungsprozess und damit auf vielen Kenngrößen und Betriebscharakteristiken des Motors. Mit Hilfe einer variablen Steuerung der Ein- und Auslassventile stehen nun weitere Freiheitsgrade zur Verfügung, um die motorische Energieumsetzung hinsichtlich der wesentlichen Ziele Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen zu verbessern. Aus diesem Grund entwickeln sich die variablen Ventiltriebsysteme (VVT – Variable Valve Train) in ihrer unterschiedlichen Ausprägung und Komplexität zunehmend zum Standard moderner Ottomotoren mit Saugrohr- und Direkteinspritzung. Aufgrund seiner drosselfreien Qualitätsregelung sind beim Dieselmotor insbesondere hinsichtlich des Kraftstoffverbrauchs geringere Potenziale zu erschließen, jedoch sind mit einer möglichen Steigerung der Luftversorgung im unteren Drehzahlbereich sowohl Drehmomentanhebungen als auch Schadstoffreduzierungen realisierbar. Im Gegensatz zum Ottomotor kommt beim Dieselmotor erschwerend hinzu, dass im oberen Totpunkt aufgrund der hohen Verdichtung nur wenig Ventilfreigang vorhanden ist und ein Öffnen der Auslassventile trotz der hohen Zylinderdrücke möglich sein muss. Beim Ottomotor steht die drosselfreie Laststeuerung durch variable Ventiltriebe in direkter Konkurrenz zur geschichteten Benzindirekteinspritzung [KRE02] und zu klassischen Downsizing-Konzepten. Seitens der VVT müssen jedoch keine Restriktionen hinsichtlich Kraftstoffqualität, Zylinderzahl und Abgasnachbehandlung eingegangen werden. Die Kombination der genannten Technologiebausteine bietet beachtliche Potenziale sowohl für Saugmotoren als auch für aufgeladene Motoren [SAL02]. Zudem ist die variable Ventilsteuerung Voraussetzung für die Umsetzung neuartiger Brennverfahren wie z.B. CAI oder HCCI [WOL03]. Grundlagen und Prozessbeeinflussung

Unter einer variablen Ventilsteuerung versteht man die Möglichkeit, den Ventilöffnungsquerschnitt in seiner Größe, seinem zeitlichen Verlauf oder seiner kurbelwinkelbezogenen Lage gezielt steuern zu können. Als Parameter dienen somit der Ventilhub in seiner Größe und zeitlichen Funktion sowie die Phasenlage und Dauer der Ventilöffnung. Abb. 4.54 verdeutlicht diese Parameter, wobei reale variable Ventilsteuerungen in der Regel zeitgleich über mehrere Parameter verfügen. Sofern die Parameter stufenlos verstellbar sind, hat man es mit kontinuierlich verstellbaren Systemen zu tun. Bei diskontinuierlich variablen Systemen kann nur zwischen zwei oder drei festen Zuständen gewählt werden. Mit Bezug auf die Anzahl der Freiheitsgrade spricht man von teil- oder vollvariablen Ventilsteuerungen. Diskontinuierlich arbeitende Systeme sind stets teilvariabel. Eine weitere Unterteilung kann nach der Art der Ventilbetätigung mit oder ohne Nockenwelle erfolgen.

220


Abb. 4.54. Zusätzliche Freiheitsgrade zur Prozessbeeinflussung bei variablen Ventilsteuerungen

Maximale Variabilität bieten Systeme ohne Nocken, da hierbei auch hinsichtlich der zeitlichen Ventilhubfunktion eine stufenlose Verstellung und gleichzeitig eine komplette Ventilabschaltung möglich ist. Hierbei sind grundsätzlich mehrere Funktionsprinzipien denkbar, wobei das elektromechanische System (EMVT – Elektromechanischer Ventiltrieb) als am meisten geeignet erscheint, jedoch das volle Potenzial aufgrund des hohen Energiebedarfs erst in Verbindung mit einem 42-Volt-Bordnetz erschlossen werden kann. Nachteilig wirken der erhebliche Regelungsaufwand sowie die komplexe Leistungselektronik. Ein weiterer, genereller Nachteil nockenfreier Systeme ist die hohe Geräuschemission, die einerseits durch die Anregung saugseitiger Druckschwingungen [PIS03a] sowie durch das schlagartige Aufsetzen von Ventil und Anker [KOC99, SCH00a] erzeugt wird. Letzteres kann durch eine angepasste Ansteuerung deutlich reduziert werden. Auch dem elektrohydraulischen System (EHVT – Elektrohydraulischer Ventiltrieb) werden durchaus Chancen eingeräumt. Bisher sind jedoch keine nockenfreien Ventilsteuerungen in der Serie zu finden. Variable Ventilsteuerungen haben im Pkw-Bereich bereits Anfang der 80er Jahre des letzten Jahrhunderts in Form von Phasenstellern Einzug in die Serie gehalten. Im Laufe der Jahre wurde die Komplexität und Leistungsfähigkeit stetig verbessert. Alle heutigen Systeme und der Serie basieren auf nockengesteuerten Systemen. Bekannte Systeme sind „VarioCamPlus“ (zweistufige Ventilhubumschaltung + Phasensteller auf Einlassseite) der Firma Porsche, die „Valvetronic“ (stufenlos variable Einlassventilhübe + Phasensteller auf Ein- und Auslassseite) von BMW oder „VTEC“ (zweistufige Ventilhubumschaltung + Phasensteller) von Honda. Das System von BMW ist das erste, vollvariable Ventilsteuersystem, das auf den Markt gebracht wurde. Darüber hinaus sind zahlreiche, weitere Patente zu


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variablen Ventilsteuerungen angemeldet worden. In Abb. 4.55 sind die Einflussmöglichkeiten aufgeführt, die mit Hilfe von Variabilitäten im Ventiltrieb realisierbar sind. Über die Beeinflussung der motorischen Prozessabläufe sowie die Nutzung unkonventioneller Möglichkeiten, wie z.B. die Ventil- oder Zylinderabschaltung sowie die drosselfreie Laststeuerung, können sowohl das Betriebsverhalten sowie die Kenngrößen des Motors gezielt positiv verändert werden.

Abb. 4.55. Einflussmöglichkeiten auf den motorischen Prozess durch variable Ventilsteuerungen

Die Anpassung der Steuerzeiten zur Beeinflussung von Ladungsmenge, Ladungsbewegung und Ladungszusammensetzung ermöglicht eine signifikante Reduzierung der Emissionen während unmittelbar nach dem Kaltstart und während des Warmlaufes. So können beispielsweise die HC-Startemissionen durch das Steuerverfahren SEÖ signifikant verringert werden [PIS99]. Bei Ottomotoren mit Saugrohreinspritzung und Drosselsteuerung sind im Leerlauf kleine Ventilüberschneidungen erforderlich, damit aufgrund des durch die Androsselung verursachten hohen, negativen Druckgefälles keine hohen Restgasgehalte im Brennraum zu verzeichnen sind. Diese führen unweigerlich zu einem unbefriedigendem Leerlaufverhalten durch verstärktes Auftreten zyklischer Schwankungen, was insbesondere für Motoren mit geringer Zylinderzahl problematisch ist. Ein Anstieg der zyklischen Schwankungen ist zudem mit einem Anwachsen der HC-Emissionen verbunden. Kleine Ventilüberschneidungen im Leerlauf bieten damit die Möglichkeit einer Absenkung der Leerlaufdrehzahl. Andererseits kann der Restgasgehalt durch Variation der Ventilüberschneidung und in Abhängigkeit der Drücke im Ansaug- und Abgaskanal in bestimmten Grenzen beeinflusst werden. Im mittleren Teillastbereich bewirken hohe Restgasgehalte eine Senkung der Spitzentemperaturen und führen damit zu niedrigen NOxEmissionen.

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Geringe Lasten und Drehzahlen sind bei konventionellen Ventiltrieben mit niedrigen Strömungsgeschwindigkeiten im Ansaugsystem verbunden. Eine Reduzierung des Ventilhubs führt in diesen Betriebsbereichen zu einer Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit im Ventilspalt und damit zu einer Verbesserung von Gemischbildung und Ladungsbewegung, sodass die Verbrennung stabiler abläuft und eine Verbrauchsreduzierung möglich ist. bhnliche Effekte haben Maskierungen im Sitzbereich der Einlassventile oder die Kanalabschaltung, bei der die Ladungsbewegung durch die Deaktivierung eines Einlasskanals mittels Klappe erzeugt wird [GRE03]. Beide Systeme ermöglichen die Generierung ausgeprägter Turbulenzen. Bei direkteinspritzenden Ottomotoren erlaubt diese, durch die variable Ventilsteuerung intensivierte Ladungsbewegung eine Ausweitung des Schichtladebetriebs. Für die Volllastcharakteristik eines Motors sind die Minimierung des Restgasanteils und die Maximierung der Zylinderfüllung entscheidend. Die für die Zylinderfüllung bestimmenden Parameter sind in erster Linie die Steuerzeit ES sowie die Ventilöffnungs- und Schließflanken im Zusammenspiel mit der Schwingungscharakteristik der Luft im Saugrohr. Der Restgasgehalt wird durch Lage und Dauer der Ventilüberschneidung beeinflusst. In Bezug auf die maximale Zylinderfüllung können insbesondere im unteren Drehzahlbereich respektable Verbesserungen erzielt werden, wie in Abb. 4.56 anhand eines freisaugenden und eines aufgeladenen Motors mit elektromechanischem Ventiltrieb deutlich wird.

Abb. 4.56. Steigerung des Low-End-Torque durch einen vollvariablen, elektromechanischen Ventiltrieb (EMVT) an einem Saug- und einen aufgeladenen Motor [MOR04, GEO04]

Die Gasdynamik im Ansaugkanal eines turboaufgeladenen Motors läuft physikalisch genauso ab wie beim Saugmotor, nur auf einem höheren Druckniveau. Die insbesondere bei turboaufgeladenen Motoren charakteristische Drehmomentschwäche bei niedrigen Drehzahlen kann durch eine angepasste ES-Steuerzeit


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noch wirkungsvoller reduziert werden als bei einem Saugmotor. Der Einsatz von VVT kann damit speziell bei Downsizing-Konzepten zu einem besseren Anfahrverhalten und zu einer gesteigerten Kundenakzeptanz führen. Ein weiterer Vorteil, den aufgeladene Motoren mit drosselfreier Laststeuerung nutzen können, ist die im Vergleich zur Drosselsteuerung mögliche Reduzierung des Ladedrucks. Dies führt zu kleineren Ladern, die generell über ein besseres Ansprechverhalten verfügen [KRE03]. Im Gegensatz zum drosselgesteuerten Motor startet das drosselfrei betriebene Aggregat bei Umgebungsdruck im Saugrohr. Der damit realisierte geringe Zeitbedarf zur Füllung des Saugrohres mit Luft führt in Verbindung mit dem reduzierten Massenträgheitsmoment des Laders zu einem deutlich spontaneren Ladedruckaufbau. Somit hilft die variable Ventilsteuerung, das transiente Betriebsverhalten zu verbessern. Bei direkteinspritzenden Motoren kann eine signifikante Ausweitung der Ventilüberschneidung im Volllast- und Nennleistungsbereich zu einer weiteren Steigerung der Zylinderfüllung, einer Absenkung des Temperaturniveaus und zu intensiver Restgasausspülung genutzt werden, da hier nicht die Gefahr eines hohen Kraftstoffverbrauchs und hoher HC-Emissionen durch große Spülverluste gegeben ist. Hinsichtlich des Kraftstoffverbrauchsreduzierung im NEFZ sind mit den verschiedenen variablen Ventiltriebskonzepten unterschiedliche Größenordnungen zu realisieren. Ausgehend vom heutigen Stand der Technik mit Phasenstellern können für ein Mittelklassefahrzeug mit Vierzylindermotor nach [DUE04] mit einem zusätzlichen Einlassventilteilhub 5-7%, mit der Zylinderabschaltung 8%, mit einem vollvariablen mechanischen Ventiltrieb 10% und mit einem elektromechanischen Ventiltrieb (EMVT) bis zu 16% Kraftstoff eingespart werden. Letzterer ermöglicht neben einer Abschaltung von Ventilen und kompletten Zylindern auch eine von der Kurbelwellenumdrehung vollkommen unabhängige Wahl aller Steuerzeiten. Laststeuerverfahren (Quantitätsregelung)

Drosselgesteuerte Ottomotoren weisen im Teillastbetrieb beträchtliche Ladungswechselverluste auf, die auf die Androsselung der Ansaugluft zur Regelung der Gemischmasse (Quantitätsregelung) zurückzuführen sind. Es liegt daher nahe, nach anderen Möglichkeiten zur Laststeuerung zu suchen. Um die Verbrauchsvorteile einer drosselfreien Laststeuerung beim Ottomotor nutzen zu können, ist eine gute Gemischbildung Voraussetzung. Dies kann einspritzseitig durch eine intensive Zerstäubung des Kraftstoffes mit dem Ziel kleiner Tropfendurchmesser erfolgen. Einen wesentlichen Einfluss auf die Güte der Gemischbildung übt jedoch auch das umgebende Strömungsfeld aus. Untersuchungen von [PIS01] haben gezeigt, dass der Wirkungsgrad des Hochdruckprozesses im Vergleich zur Drosselsteuerung niedriger ausfällt, falls keine Maßnahmen zur Darstellung einer intensive Ladungsbewegung getroffen werden. Es sind demnach hohe Strömungsgeschwindigkeiten während des Ansaugtaktes sowie intensive Ladungsbewegungen erforderlich, die u.a. durch Ventil-Teilhübe bzw. durch Ventil- oder Kanalabschaltung realisiert werden können. Damit kann auf die Drossel-

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klappe zur Laststeuerung mit dem Ziel geringer Ladungswechselverluste prinzipiell verzichtet werden. Um den gewünschten Betriebspunkt darstellen zu können, muss die entsprechende Gemischmasse durch die variable Ventilsteuerung gezielt eingestellt werden können. Hierfür eignen sich grundsätzlich die Laststeuerverfahren FrühesEinlass-Schließen (FES), Spätes-Einlass-Schließen (SES), Spätes-Einlass-Öffnen (SEÖ) sowie die Steuerung durch variable Einlassventil-Teilhübe. Abb. 4.57 zeigt anhand des p,V-Diagramms die wesentlichen Unterschiede.

Abb. 4.57. Einfluss der Laststeuerverfahren FES, SES und SEÖ auf den Zylinderdruckverlauf (schematisch)

Beim Laststeuerverfahren FES wird das Einlassventil bereits dann geschlossen, wenn sich die für den Betriebspunkt erforderliche Gemischmasse im Zylinder befindet. Je niedriger der Lastpunkt, desto früher schließt das Einlassventil und desto kürzer ist dessen Öffnungsphase. Die im Brennraum vorhandene Ladung wird dann während der weiteren Abwärtsbewegung des Kolbens expandiert und das effektive Verdichtungsverhältnis reduziert. Im Vergleich zur Drosselsteuerung beginnt die Kompression zwar ebenfalls bei niedrigen Drücken, aber von einem deutlich niedrigeren Temperaturniveau, sodass auch die Spitzentemperaturen zum Ende der Kompression und während der Verbrennung geringer ausfallen und somit eine thermische Entlastung der Bauteile erfolgt. Infolge der fehlenden Drosselklappe liegt der Ansaugdruck bei Saugmotoren nur geringfügig unterhalb des Umgebungsdruckes, sodass die Gemischbildung zunächst nachteilig beeinflusst und die interne Abgasrückführung durch das reduzierte Druckgefälle erschwert


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wird. Abhilfe kann hier eine Kombination mit Ventilteilhüben schaffen, die zu höheren Strömungsgeschwindigkeiten führen. Der damit verbundene, leichte Anstieg der Strömungsverluste wird durch die Verbesserungen im Verbrennungsablauf überkompensiert. Durch das vergleichsweise frühe Schließen des Einlassventils ist bei Beginn der Verbrennung nur eine sehr geringe Ladungsbewegung vorhanden. Das führt grundsätzlich zu einer schlechten Gemischbildung insbesondere bei direkteinspritzenden Ottomotoren und erfordert aufgrund der erschwerten Entflammbarkeit frühe Zündwinkel bzw. höhere Zündenergien. Zur Steigerung der Ladungsbewegung haben sich Maskierungen im Ventilsitzbereich bewährt, die beim Einströmen des Frischgases Turbulenzen erzeugen. Bei aufgeladenen Motoren wird das Verfahren FES auch als Miller-Verfahren bezeichnet, vergleiche Abschn. 4.1.1. Hierbei sind jedoch höhere Druckverhältnisse und damit höhere Verdichterdrehzahlen erforderlich, damit die erforderliche Ladungsmasse innerhalb der kurzen Einlassventil-Öffnungsdauer eingebracht werden kann. Die Verdichterarbeit wird daher zum Teil in den vorgelagerten Verdichter verlagert. Der dadurch gesteigerte Leistungsbedarf des Verdichters muss von der Turbine bereitgestellt werden. Das ist möglich, wenn das Abgas ansonsten teilweise über ein Wastegate an der Turbine vorbeigeführt wird. Der erhöhte Leistungsbedarf wirkt sich jedoch u.U. nachteilig auf das Ansprechverhalten des Turboladers aus, wenn ein größerer ATL eingesetzt werden muss. Während die Gastemperaturen durch die frühe Expansion vergleichsweise niedrig sind, werden durch das Miller-Verfahren infolge des hohen Ladedruckes – je nach Lage der Steuerzeit ES – höhere oder niedrigere Zylinderspitzendrücke erzeugt. Bei hohen Drehzahlen ist zur Darstellung dieser hohen Ladedrücke folglich der Verzicht auf ein Abblasen eines Abgasteilstroms möglich. Durch das reduzierte Temperaturniveau können die Klopfneigung verringert, das geometrische Verdichtungsverhältnis erhöht und damit höhere Mitteldrücke realisiert werden. In Verbindung mit den realisierbaren hohen Zylinderspitzendrücken werden höhere Wirkungsgrade erreicht. Da zudem die Abgastemperatur ebenfalls niedriger ausfällt, sinkt der bei hoher Last und Drehzahl erforderliche Anfettungsbedarf, sodass zusätzliche Kraftstoffverbrauchssenkungen möglich sind [FRI02]. Beim Verfahren SES – auch bezeichnet als Reverse-Miller-Cycle – schließt das Einlassventil erst während des Kompressionshubes. Je niedriger der Lastpunkt, desto später schließt das Einlassventil. Die überschüssige Zylinderladung wird somit in den Ansaugkanal zurückgeschoben und passiert das Einlassventil zweimal, was mit erhöhten Strömungsverlusten verbunden ist, ohne dass dies für eine intensivere Gemischbildung genutzt werden kann. Bei aufgeladenen Motoren muss der Kolben zudem gegen den erhöhten Saugrohrdruck arbeiten, sodass die charakteristische positive Ladungswechselschleife deutlich reduziert wird und zu Wirkungsgradnachteilen führt. Im Bereich sehr niedriger Teillasten kann die Steuerzeit ES später als der wirkungsgradoptimale Zündwinkel liegen, sodass es aufgrund der nötigen Spätzündung zu Verbrauchseinbußen kommt. Wie beim Laststeuerverfahren FES ist auch beim Verfahren SES das effektive Verdichtungsverhältnis reduziert, da die eigentliche Kompression erst deutlich nach dem unteren Totpunkt beginnt. Bei aufgeladenen Ottomotoren kann damit der Anfettungsbedarf im Nennleistungsbereich zum thermischen Bauteilschutz deutlich reduziert

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werden. [FIO04] hat erfolgreich ein Verfahren an einem kleinen freisaugenden Ottomotor umgesetzt, das durch unkonventionelle Ventilsteuerzeiten charakterisiert ist. Infolge des vollständigeren Ausnutzens der Expansionsarbeit durch SAÖ, hohen AGR-Raten durch SAS sowie dem Reverse-Miller-Cycle (SES) sind deutliche Kraftstoffverbrauchssenkungen im unteren Teillastbereich in Höhe von etwa 8% möglich. Im Gegensatz zum Laststeuerverfahren FES wird beim Verfahren SEÖ das Einlassventil erst während der Abwärtsbewegung des Kolbens geöffnet und dann geschlossen, sobald sich die gewünschte Ladungsmenge im Zylinder befindet. Die Steuerzeit ES kann damit deutlich vor oder deutlich nach dem unteren Totpunkt liegen. Im ersten Fall sind sehr kurze Öffnungsdauern des Einlassventils erforderlich. Zum Zeitpunkt EÖ herrscht eine große Druckdifferenz zwischen Ansaugkanal und Brennraum, sodass die Frischladung mit hoher Geschwindigkeit in den Zylinder einströmt und ein turbulentes Strömungsfeld erzeugt wird, welches zu einer schnellen Verbrennung führt. Nachteilig wirkt die durch den späten Einlass-Schluss erhöhte Ladungswechselarbeit. Bei der Laststeuerung durch Veränderung des maximalen Einlassventilhubs findet die Drosselung im Bereich des Einlassventilsitzes statt und liegt auf einem deutlich niedrigeren Niveau als bei der konventionellen Steuerung mittels Drosselklappe. Bei Teillast ist das Einlassventil nur wenig geöffnet. Da infolge des geringen Ventilöffnungsquerschnittes hohe Strömungsgeschwindigkeiten und ein turbulentes Strömungsfeld generiert werden, findet eine sehr gute Gemischaufbereitung mit guten Hochdruckwirkungsgraden sowie stabiler und schneller Verbrennung im gesamten Motorkennfeld statt. Im Vergleich zur Steuerung mittels Drosselklappe treten geringere zyklische Schwankungen auf. Dieses System eignet sich daher am besten zur drosselfreien Laststeuerung, zumal die geringen Einlassventilhübe zu einer Senkung der Reibverluste des Ventiltriebs führen [ACH03]. Bekannte Systeme sind die Valvetronic von BMW sowie das VVHSystem der Firma Meta [KRE03], siehe Abb. 4.58. Während die Valvetronic als hubabsteuerndes System über nahezu konstante Lagen des Hubmaximums verfügt und die Öffnungsdauer mit fallendem Ventilhub absinkt, verschieben sich das Hubmaximum und die Steuerzeit ES beim VVH-System (hubaddierendes System) mit sinkenden Ventilhüben nach früh.

Abb. 4.58. Variable Ventilsteuersysteme mit veränderlichen maximalen Einlassventilhüben


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Einen Überblick über kontinuierlich derzeitige Systeme mit kontinuierlich variablem Ventilhub gibt [HAN04]. Schon einfachere Systeme mit einer dreistufigen Ventilhubumschaltung und doppelten Phasenstellern ermöglichen sowohl eine Kraftstoffverbrauchsreduzierung im unteren Teillastbereich als auch eine Steigerung der Leistungsdichte des Motors. In Abb. 4.59 sind die mit einem solchen Stufensystem ermittelten Vorteile im Vergleich zum gleichen Motor ohne Ventiltriebsvariabilitäten dargestellt.

Abb. 4.59. Kraftstoffreduktions-Potenziale einer dreistufigen Ventilhubumschaltung mit Phasenstellern auf der Einlass- und Auslassseite [KRE03b]

Basis der Untersuchungen bildet ein freisaugender 4-Zylinder Ottomotor (VH = 1,8 dm3). Im Vergleich zum Basismotor kann der Kraftstoffverbrauch in weiten Teillast-Kennfeldbereichen deutlich reduziert werden. Die bedarfsgerechte Luftversorgung des Motors führt zu einer Steigerung des Low-End-Torque sowie zu einer Erhöhung der maximalen Leistung. Mittels vollvariabel arbeitenden Systemen sind noch umfangreichere Verbesserungen hinsichtlich Drehmoment, Leistung und Kraftstoffverbrauch realisierbar, vergleiche [KRE03]. Restgassteuerung (innere Abgasrückführung)

Das Rückströmen von Abgas aus dem Auslasskanal in den Brennraum oder den Ansaugkanal wird als innere Abgasrückführung bezeichnet und bestimmt im Wesentlichen den Restgasgehalt im Brennraum. Die innere Abgasrückführung ist nur bei einem negativen Druckgefälle zwischen Einlass- und Auslasskanal möglich. Bei aufgeladenen Motoren, die in der Regel über ein positives Spülgefälle verfügen, muss die Ansaugluft zur Darstellung einer inneren AGR daher angedrosselt werden. Drosselgesteuerte Ottomotoren können in der Teillast mit innerer AGR betrieben werden. Bei aufgeladenen Dieselmotoren ist hier eine zusätzliche An-

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drosselung erforderlich, um intern Abgas rückführen zu können. Der Restgasanteil beeinflusst zahlreiche motorische Kenngrößen sowie die Betriebscharakteristik und die Abgasemissionen, siehe Abschn. 4.2.1. Mit Hilfe variabler Ventilsteuerungen kann die Ventilüberschneidung gezielt gesteuert und damit der Restgasgehalt über eine innere Abgasrückführung in weiten Bereichen dosiert werden. Maßgeblich hierfür sind die Steuerzeiten AS und EÖ. Je nach Lage dieser Steuerzeiten erfolgt die innere Abgasrückführung auf unterschiedlichen Weise [PIS99], siehe Abb. 4.60.

Abb. 4.60. Möglichkeiten der Restgassteuerung durch innere Abgasrückführung mit Hilfe variabler Ventilsteuerung

Bei der Auslasskanalrückführung liegen die Steuerzeiten EÖ und AS nach den oberen Totpunkt des Ladungswechsels (LWOT). Dabei saugt der Kolben Abgas aus dem Abgaskanal zurück in den Brennraum. Im weiteren Verlauf der Kolbenbewegung vermischt sich das bis AS einströmende Abgas mit dem Frischgemisch. Im Falle der Einlasskanalrückführung liegen die relevanten Steuerzeiten vor dem LWOT, sodass der sich aufwärts bewegende Kolben das Abgas auch in den schon geöffneten Ansaugkanal schiebt. Diese Abgasteilmenge strömt dann im darauf folgenden Zyklus in den Brennraum ein. Für sehr kleine Einlassventilhübe ist die Restgassteuerung über die Einlasskanalrückführung nicht zielführend, da die Ladungswechselverluste infolge des begrenzten Einlassventilquerschnittes deutlich ansteigen [HAG02]. Bei der Brennraumrückführung liegt keine Ventilüberschneidung vor. Das Auslassventil schließt bereits vor dem LWOT, und das Einlassventil öffnet um den LWOT. Damit wird ein Teil des Restgases – je nach Lage der Steuerzeit EÖ – entweder bis zum OT oder bis EÖ komprimiert. Durch Expansion des verdichteten Restgases in den Ansaugkanal entstehen bei zu früher Lage von EÖ nennenswerte Ladungswechselverluste. Allerdings ist hiermit eine gute Durchmischung mit dem Frischgemisch gegeben. Generell wird die Restgassteuerung durch innere Abgasrückführung vorwiegend im Teillastbereich eingesetzt. Hier sind in erster Linie eine zuverlässige und schadstoffarme Verbrennung die wesentlichen Zielgrößen. Durch Reduzierung der


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Ventilüberschneidung und damit der Restgasgehalte können beim Ottomotor deutliche Vorteile im Leerlaufverhalten ermöglicht werden. Im volllast- und Nennleistungsbereich sind ebenfalls geringe Restgasgehalte im Sinne hoher Zylinderfüllungen und die Nutzung gasdynamischer Effekte erwünscht. Auf der anderen Seite bieten variable Ventilsteuerungen im mittleren Kennfeldbereich günstige Voraussetzungen für eine schadstoffarme Verbrennung, ohne dass eine äußere Abgasrückführung zwingend nötig ist. Ventilabschaltung

Bei Mehrventilmotoren können durch Abschaltung bzw. Stilllegung einzelner Ventile bei Teillast gezielte Ladungsbewegungen generiert werden. Die Erzeugung einer Drallströmung durch Deaktivierung eines Einlassventils ist wirkungsvoller als bei einer Kanalabschaltung oder einem Drallkanal und eignet sich gleichermaßen für Otto- und Dieselmotoren [BAS04]. Damit können bei Ottomotoren die Verbrennung stabilisiert und die Restgasverträglichkeit sowie der Magerlaufbereich ausgeweitet werden, sodass auch hinsichtlich der NOx-Emissionen Vorteile entstehen. Bei der dieselmotorischen Verbrennung unterstützt die Drallströmung die Diffusionsverbrennung und führt zu intensiver Rußoxidation. Zur Darstellung hoher Mitteldrücke müssen während des Ladungswechsels jedoch alle Ventile aktiviert werden, um eine ausreichende Luftversorgung gewährleisten zu können. Ventilabschaltung (VAS) kann daher nur im Teillastbetrieb eingesetzt werden. Ein weiterer Vorteil der Ventilabschaltung bei mechanischen Systemen ist die damit verbundene Reduzierung der Ventiltriebsreibung, was mit einer weiteren Kraftstoffverbrauchssenkung verbunden ist. Während eine Ventilabschaltung auf der Auslassseite keinen grundlegenden Einfluss auf den Verbrennungsprozess hervorruft, ist bei der einlassseitigen VAS sowohl die Einlasskanalgestaltung als auch die Anordnung der Einspritzdüse von entscheidender Bedeutung. Zylinderabschaltung

Die Zylinderabschaltung (ZAS) ist ein Verfahren zur Kraftstoffverbrauchssenkung großvolumiger Motoren in der Teillast und kommt zweckmäßigerweise bei Triebwerken mit acht oder zwölf Zylindern zum Einsatz. Die abzuschaltenden Zylinder ergeben sich aus der Zündfolge des Motors, sodass auch im Falle der Abschaltung einzelner Zylinder ein Motorbetrieb mit gleichmäßiger Zündfolge erhalten bleibt. Damit sind die möglichen Triebwerkskonzepte, die für eine ZAS geeignet sind, weitgehend festgelegt. Bei der ZAS werden die Auslass- und Einlassventile sowie die Kraftstoffeinspritzung einzelner Zylinder im Teillastbereich vollständig deaktiviert. Die verbleibenden, aktiven Zylinder arbeiten zur Generierung des gewünschten Drehmomentes auf einem höheren Lastniveau mit entsprechend höheren Wirkungsgraden bzw. geringerem Kraftstoffverbrauch. Eine vollständige Deaktivierung der Ventile ist deshalb einer reinen Unterbrechung der Kraftstoffzufuhr vorzuziehen, da hiermit keinerlei Drossel- oder Strömungsverluste entstehen, die deaktivierten

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Zylinder nicht auskühlen und die Lambda-Regelung für die aktiven Zylinder nicht beeinträchtigt wird. Mit Blick auf einen hohen Schwingungs- und Geräuschkomfort ist ein gleichmäßiger Zündabstand sowie eine symmetrische Aufteilung der aktiven und deaktivierten Zylinder erforderlich. Die Zylinderabschaltung wird aufgrund der Variation des „aktiven“ Hubvolumens auch als dynamisches Downsizing oder als Displacement-On-Demand (DOD) bezeichnet. Details zu den Betriebspunktverlagerungen und damit verbundene Kraftstoffeinsparmöglichkeiten werden in Abschn. 3.2.3 beschrieben. Eine interessante Variante der Zylinderabschaltung stellt das 12-Taktverfahren dar, bei dem nach Ausschieben des Abgases zunächst drei sogenannte Leertakte gefahren werden, bevor der Kolben wieder Frischladung ansaugt. Im Gegensatz zum 4-Taktverfahren (i = 1/2) findet nicht alle zwei Kurbelwellenumdrehungen ein Arbeitsspiel statt, sondern nur alle sechs Umdrehungen (i = 1/6). Diese Leertakte sind dadurch charakterisiert, dass alle Ventile geschlossen sind und somit nahezu keine Ladungswechselverluste auftreten. Zur Darstellung der gewünschten Leistung müssen die Zylinder daher auf einem hohen Lastniveau betrieben werden. Verglichen mit der klassischen Zylinderabschaltung, bei der einzelne Zylinder komplett deaktiviert werden, tragen beim 12-Taktverfahren alle Zylinder zur Energieumsetzung bei, jedoch sinkt die jeweilige Anzahl der Arbeitspiele pro Kurbelwellenumdrehung. 4.2.3 Variable Verdichtung

Die geometrische Verdichtung als Verhältnis von maximalem zu minimalem Zylindervolumen ist ein wesentlicher Einflussparameter für zahlreiche motorische Prozess- und Kenngrößen. Anhand der in Abschn. 2.2 beschriebenen, einfachen Vergleichsprozesse lässt sich sehr anschaulich zeigen, dass der Wirkungsgrad eines Verbrennungsmotors mit zunehmender Verdichtung degressiv ansteigt. Dieser Wirkungsgradgewinn führt bei gleicher Energiezufuhr unmittelbar zu einer höheren Leistung oder bei konstanter Leistung zu einer Absenkung des Kraftstoffverbrauchs. Die geometrische Verdichtung eines Motors sollte aus Verbrauchsund Leistungsgründen daher so hoch wie möglich gewählt werden. Ein weiterer Vorteil ergibt sich aus der sinkenden Abgastemperatur, da hochverdichtete Motoren durch die effektivere Verbrennung mehr Wärmeenergie in mechanische Arbeit der Kurbelwelle umsetzen und damit weniger Energie über das Abgas den Prozess verlässt [ROB03b]. Eine niedrige Verdichtung reduziert den aus Gründen des thermischen Bauteilschutzes notwendigen Anfettungsbedarf von aufgeladenen Ottomotoren im Bereich der Volllast bzw. der Nennleistung und führt zu einer Reduzierung des Kundenverbrauchs bei häufiger Ausnutzung des vollen Leistungspotenzials. Auch wenn dieses nicht zyklusrelevant ist, können damit zusätzlich die in diesen Kennfeldbereichen emittierten Schadstoffe CO und HC deutlich abgesenkt werden. Auf der anderen Seite führt eine Anhebung der Verdichtung unter der Voraussetzung gleichartiger Wärmezufuhr durch die Verbrennung (Brennstoffmenge, Lage und Form des Brennverlaufs) grundsätzlich zu steigenden Zylinderspitzen-


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drücken und maximalen Gastemperaturen mit den Nachteilen einer hohen thermomechanischen Belastung der brennraumseitigen Bauteile und einer hohen NOxEmission. Allerdings kann die Restgasverträglichkeit bei Ottomotoren aufgrund dieses höheren Temperatur- und Druckniveaus verbessert werden, sodass sich insgesamt niedrigere Stickoxidemissionen und eine weitere Entdrosselung mit positivem Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch ergeben. Die höhere Restgasverträglichkeit verbessert darüber hinaus die Laufruhe im Leerlauf durch Abnahme der zyklischen Schwankungen, wobei die Drehzahlschwankungen aufgrund der mit steigender Verdichtung zunehmenden Zylinderspitzendrücken zunehmen. Dieser Sachverhalt kann insbesondere bei Dieselmotoren mit geringer Zylinderzahl zu Komfortbeeinträchtigungen führen. Infolge prozentual steigender Volumenanteile der von der Flamme nicht erfassten Brennraumbereiche nehmen die HC-Emissionen mit zunehmender Verdichtung zu. Diese lassen sich jedoch durch eine oxidierende Abgasnachbehandlung relativ einfach verringern. Eine geringe Verdichtung der Zylinderladung verzögert die Energieumsetzung in der Weise, dass sowohl der Zündverzug als auch die Brenndauer ansteigen [KRA00]. Die Folge sind thermodynamische Verluste, die auf einen schlechteren Gleichraumgrad zurückzuführen sind. Darüber hinaus steigen die mechanischen Verluste durch eine Anhebung der Verdichtung (Zylinderdruckniveau steigt) generell leicht an, doch kann dieser Nachteil durch die thermodynamischen Vorteile überkompensiert werden [CLE04]. Abbildung 4.61 zeigt den Einfluss des Verdichtungsverhältnisses auf den thermodynamischen bzw. thermischen Wirkungsgrad des Gleichraum-Prozesses und die Verdichtungsendtemperatur sowie den Verdichtungsenddruck bei isentroper Verdichtung unter Verwendung reiner Luft als Arbeitsgas.

Abb. 4.61. Einfluss der geometrischen Verdichtung auf motorische Prozessgrößen

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Hinsichtlich der Potenziale, die durch eine Steigerung der geometrischen Verdichtung erschlossen werden können, bestehen zwischen dem Diesel- und dem Ottomotor Unterschiede. Da der Dieselmotor aufgrund seines Arbeitsprinzips ohnehin deutlich höher verdichtet ist als der Ottomotor, führt eine Anhebung der geometrischen Verdichtung hier zu geringeren Wirkungsgradzuwächsen verglichen mit dem Ottomotor. Ursache hierfür ist die mit steigender Verdichtung fallende Tangentensteigung des Wirkungsgradverlaufs. Darüber hinaus ist der Dieselmotor im Volllast-Bereich im Gegensatz zum Ottomotor nicht durch das Phänomen des Klopfens begrenzt, sondern durch den maximalen Zylinderdruck. Die Klopfproblematik beim Ottomotor, siehe Abschn. 3.4.2, tritt insbesondere bei hohen Motorlasten auf und ist damit der begrenzende Faktor für die Festlegung der geometrischen Verdichtung. Aufgrund des bei aufgeladenen Motoren im Vergleich zu Saugmotoren höheren Zylinderdruck- und Gastemperaturniveaus erfordert ein Betrieb diesseits der Klopfgrenze eine niedrigere Verdichtung, eine Spätverstellung des Zündwinkels sowie in bestimmten Bereichen eine Gemischanfettung. Alle Maßnahmen führen generell zu einem höheren Kraftstoffverbrauch. Im Teillastbereich ist die Gefahr des Auftretens klopfender Verbrennung weniger gegeben, sodass hier durchaus höhere Verdichtungen mit dem Ziel einer Wirkungsgradsteigerung möglich sind. Es liegt daher nahe, das geometrische Verdichtungsverhältnis möglichst variabel an den Motorbetriebspunkt im Kennfeld anzupassen. Die Einsparungen im Kraftstoffverbrauch sind dabei umso größer, je häufiger der Motor im Teillastbereich betrieben wird und je höher der Aufladegrad ist. Damit ist die variable Verdichtung (VCR – Variable Compression Ratio) speziell für hochaufgeladene Motoren interessant, die für einen klopffreien Betrieb ansonsten sehr niedrige geometrische Verdichtungen und späte Zündzeitpunkte benötigen. Bei großvolumigen Saugmotoren, die häufig im Teillastbereich betrieben werden, ist ebenfalls ein Potenzial zur Kraftstoffverbrauchssenkung vorhanden. Allerdings ist dieses niedriger anzusetzen als bei aufgeladenen Motoren. Mit Hilfe der variablen Verdichtung kann der Zündzeitpunkt über den gesamten Kennfeldbereich nahezu wirkungsgradoptimal eingestellt werden, ohne dass es zum Klopfen kommt. Neben den thermodynamischen Vorteilen einer variablen Verdichtung sind mit diesem zusätzlichen Freiheitsgrad auch unterschiedliche Betriebsstrategien umsetzbar. Beispielsweise kann die Verdichtung während des Warmlaufs reduziert werden, um den Katalysator-Light-Off durch die höheren Abgastemperaturen zu beschleunigen. Mit dieser Strategie lassen sich die zyklusrelevanten Emissionen reduzieren, da speziell die Warmlaufphase hierbei einen beachtlichen Stellenwert hat. Abbildung 4.62 zeigt beispielhaft die möglichen geometrischen Verdichtungen im Kennfeld eines turboaufgeladenen PFI-Ottomotors mit hoher spezifischer Leistung. Hierbei sind sowohl der Lasteinfluss als auch der Drehzahleinfluss auf die Klopfproblematik zu erkennen. Niedrigste Verdichtungen sind im Kennfeldbereich mit geringer Drehzahl und hoher Last erforderlich. Mit zunehmender Drehzahl nimmt die Klopfgefahr ab, sodass höhere geometrische Verdichtungen möglich sind und damit ein hohes Potenzial zur Kraftstoffverbrauchsreduzierung nutzbar ist. Die Höhe der maximalen Verdichtung wird hierbei durch den notwendigen


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Ventilfreigang bei Einsatz einer Nockenwellenverstellung beschränkt. [PIS03b] hat dieses Prinzip konstruktiv an einem serienmäßigen 4-Zylinder-PFITurbomotor umgesetzt – der Verstellbereich liegt zwischen 8 und 16 – und keine Einflüsse auf das Verbrennungsgeräusch sowie das NVH-Verhalten feststellen können. Im Vergleich zum konventionellen Motor konnte der Kraftstoffverbrauch im NEFZ durch die variable Verdichtung um 7,8% reduziert werden.

Abb. 4.62. Variation der geometrischen Verdichtung im Kennfeld eines PFI-Turbomotors [PIS03b]

Im Laufe der Zeit sind zahlreiche konstruktive Ansätze zur Darstellung der variablen Verdichtung bekannt geworden, die entweder die kinematischen Längen des Kurbeltriebs variieren, eine Verschiebung der Lagerposition bewirken oder das Kompressionsvolumen durch Schaltung von Nebenvolumina verändern, siehe Abb. 4.63. Eine wesentliche Anforderung an VCR-Systeme sind geringe Reibungsverluste, damit die thermodynamisch nutzbaren Potenziale nicht durch einen niedrigeren mechanischen Wirkungsgrad aufgezehrt werden. Saab hat einen mechanisch aufgeladenen Ottomotor mit variabler Verdichtung – das sogenannte SVC-System (Saab Variable Compression) – vorgestellt [DRA02], bei dem das Verdichtungsverhältnis durch Kippen des gesamten Zylinderkopfes vorgenommen wird. [SCH02] hat unterschiedliche Konzepte hinsichtlich der Realisierbarkeit bewertet und ist zu dem Schluss gekommen, dass eine Verschiebung der Kurbelwelle bzw. des gesamten Kurbeltriebs in Richtung Zylinderkopf hinsichtlich der wesentlichen Kriterien Energieaufwand für die Verstellung, konstruktiver Aufwand, zusätzliche Massenkräfte, Stabilität/Selbsthemmung sowie Steuerbarkeit die Ziel führendste Möglichkeit darstellt. Aufgrund des durch die gesteigerte Verdichtung möglichen höheren Wirkungsgrades im Teillastbereich wird das verfügbare Drehmoment angehoben. Die variable Verdichtung ist somit auch eine geeignete Maßnahme, um das transiente Betriebsverhalten zu verbessern. Dieser Vorteil wirkt sich insbesondere bei turbo-

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aufgeladenen Motoren aus, die bei niedrigen Drehzahlen infolge des unzureichenden Abgasenergieangebotes für die Turbine nur verzögert Ladedruck aufbauen.

Abb. 4.63. Konstruktive Prinzipien zur Realisierung variabler Verdichtung

Bei den direkteinspritzenden Dieselmotoren ist in den letzen Jahren in Verbindung mit einer gesteigerten Leistungsdichte ein stetiger Trend zu niedrigeren Verdichtungsverhältnissen zu beobachten. Ursache hierfür ist in erster Linie die Einhaltung der strengen Abgasgesetzgebung, insbesondere der NOx- und Rußemissions-Grenzwerte, wodurch hinsichtlich des Kraftstoffverbrauchs Nachteile entstehen. Zudem können die Zylinderspitzendrücke mit niedriger Verdichtung auf einem erträglichen Niveau gehalten werden, sodass die mechanische Triebwerks- bzw. Motorbelastung trotz hoher Leistungsdichte beherrschbar bleibt

4.3 Gemischaufbereitung und Verbrennung

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[COO03]. Allerdings muss stets gewährleistet sein, dass der Motor auch bei sehr niedrigen Außentemperaturen zuverlässig startet (Kaltstartfähigkeit). Aufgrund der Notwendigkeit, die Selbstzündtemperatur des Kraftstoffes zu erreichen, kann die geometrische Verdichtung beim Dieselmotor nicht zu weit abgesenkt werden. Die bei niedriger Verdichtung geringeren maximalen Gastemperaturen führen einerseits zu einer geringeren NOx-Bildungsrate, andererseits wird die Rußoxidation durch die höhere Abgastemperatur und den durch längeren Zündverzug erhöhten vorgemischten Verbrennungsanteil intensiviert, sodass die Partikel- und Stickoxidemissionen in der Summe sinken. Beim dieselmotorischen Brennverfahren bietet die variable Verdichtung somit ein nutzbares Potenzial zur Senkung der Schadstoffemissionen, ohne auf eine hohe Leistungsausbeute im Bereich der Volllast verzichten zu müssen.

4.3 Gemischaufbereitung und Verbrennung Die chemische Umsetzung des Kraftstoffes im Brennraum muss unter allen Bedingungen und innerhalb des gesamten Motorkennfeldes gesteuert erfolgen. Zielgrößen sind die Einhaltung der Schadstoffgrenzwerte, ein geringer Kraftstoffverbrauch sowie ein gutes Laufverhalten des Motors bei geringer Geräuschemission. Durch Variation der zur Steuerung der Verbrennung geeigneten Betriebsparameter sind in der Regel nicht alle Ziele gleichzeitig zu erreichen, sodass Prioritäten gesetzt und Kompromisse gefunden werden müssen. So haben insbesondere die gesetzlichen Vorgaben zur Schadstoffreglementierung in den letzten Jahren dazu beigetragen, dass die Potenziale zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs nicht voll ausgeschöpft werden konnten. Der Begriff Brennverfahren beschreibt die zur Steuerung der Gemischbildung und Verbrennung ergriffenen Maßnahmen, die ihrerseits durch Prozessparameter und konstruktive Randbedingungen beeinflusst werden. Ein bestimmtes Brennverfahren lässt sich zunächst über die einzelnen Prozessschritte Kraftstoffeinbringung, Gemischbildung, Zündung und Verbrennung charakterisieren. Jeder dieser Einzelprozesse wird in seinem Ablauf durch zahlreiche Parameter beeinflusst. Bestimmend für die Güte des Brennverfahrens ist jedoch das Zusammenspiel der einzelnen Maßnahmen. Aufgrund der Vielfalt der Einflussparameter kommt dieser Feinabstimmung eine besondere Bedeutung zu. Beispiele für Parameter und Maßnahmen zur Prozessoptimierung sind die Kolbenmuldengeometrie, die Anzahl und Anordnung der Einspritzdüsenlöcher oder die Ladungsbewegung während der Gemischbildung – um nur einige wenige zu nennen. Durchgesetzt haben sich das ottomotorische und das dieselmotorische Brennverfahren. Um den zukünftigen Anforderungen insbesondere hinsichtlich der Schadstoffemissionen gerecht werden zu können, sind diese beiden klassischen Brennverfahren zu modifizieren bzw. gänzlich neuartige Brennverfahren zu entwickeln. Dabei ist zu beachten, dass der Kraftstoff selbst auch einen bedeutsamen Einfluss auf die Wahl des Brennverfahrens ausübt. Der Einsatz synthetisch hergestellter Kraftstoffe mit in bestimmten Bereichen gezielt steuerbaren physikalisch-

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chemischen Eigenschaften bietet daher noch ein beachtliches Potenzial, dessen Nutzung die Motorenentwicklung noch viele Jahre beschäftigen wird. Mit Blick auf die Realisierung von Downsizing-Konzepten sind jedoch nicht alle Brennverfahren gleichermaßen geeignet. So ist es beispielsweise mit dem heutigen Stand der Technik für Großserienanwendungen noch nicht möglich, homogene dieselmotorische Brennverfahren mit hohem Luftüberschuss bei sehr hohen Mitteldrücken zu realisieren. Grundsätzlich wird zwischen Luftansaugung und Gemischansaugung unterschieden. Bei luftansaugenden Motoren erfolgen der Kraftstoffeintrag und die Gemischbildung innerhalb des Brennraumes. Im Gegensatz dazu erfolgt die Gemischbildung bei gemischansaugenden Motoren außerhalb des Brennraumes. Während heutige Dieselmotoren ausschließlich luftansaugend arbeiten, sind bei Ottomotoren beide Varianten zu finden. Die folgenden Abschnitte sollen einen Überblick über die grundsätzlichen Eigenschaften und Charakteristiken der einzelnen Gemischbildungs- und Brennverfahren verschaffen. 4.3.1 Grundlagen

Die Prozesse der Verbrennung und Schadstoffbildung im Motor und damit die wesentlichen Motorcharakteristiken wie Kraftstoffverbrauch, Drehmoment, Leistung, Verbrennungsgeräusch und Schadstoffausstoß hängen in entscheidendem Ausmaß von der Zuführung und Aufbereitung des Kraftstoffes ab. Mit Blick auf die Forderung nach hohen spezifischen Leistungen und Drehmomenten sind bei Downsizing-Konzepten relativ große Kraftstoffmengen innerhalb kurzer Zeit in den Brennraum einzubringen und mit der Luft zu vermischen. Die thermodynamischen Vorteile, die direkteinspritzende bzw. luftansaugende Motoren im Vergleich zu gemischansaugenden Motoren bieten, führen jedoch zu gesteigerten Anforderungen an die Gemischbildungssysteme, da für die relevanten Prozesse im Vergleich zur Gemischansaugung deutlich weniger Zeit zur Verfügung steht. Dem Kraftstoffeinspritzsystem kommt daher eine Schlüsselrolle zu. Um die strengen Emissionsstandards sowie die kundenseitigen Wünsche erfüllen zu können, benötigen moderne Einspritzsysteme eine Vielzahl von Freiheitsgraden. Neben einer gezielten Steuerung von Einspritzbeginn und –dauer zeigen Maßnahmen zur kurbelwinkeldiskreten Variation von Einspritzdruck und Kraftstoffzuführung (Einspritzverlauf) nutzbare Potenziale auf. Im Gegensatz zum Ottomotor, der zum einen als konventioneller und sehr zuverlässiger Motor mit Gemischansaugung durch Saugrohreinspritzung, aber zunehmend auch als Direkteinspritzer betrieben werden kann, hat sich beim Dieselmotor die direkte Kraftstoffeinspritzung in den Brennraum durchgesetzt. Langfristig wird auch beim Ottomotor ein eindeutiger Trend zur Direkteinspritzung zu beobachten sein, da sie neben der Nutzung thermodynamischer Vorteile sehr gut mit der Abgasturboaufladung kombiniert werden kann. Dennoch hat sich die Einführung der Direkteinspritzung beim Ottomotor als ungleich schwieriger als beim Dieselmotor herausgestellt, da nach wie vor zum Zeitpunkt der Entflammung, die durch Fremdzündung eingeleitet wird, im Bereich der Zündkerze ein zündfähiges


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Gemisch mit engen Ȝ-Grenzen vorliegen muss. Unabhängig vom Brennverfahren gilt für die Menge des pro Arbeitsspiel und Zylinder eingespritzten Kraftstoffes m B , AS

m B . in z

(4.63)

Der dem Motor zugeführte Brennstoffmassenstrom entspricht dabei dem Produkt aus spezifischem Brennstoffverbrauch und effektiver Motorleistung

m B

be Pe

be i n z Vh pme ,

(4.64)

sodass sich für die auf das Zylinderhubvolumen bezogene und pro Zylinder und Arbeitsspiel eingespritzte Kraftstoffmasse die folgende Beziehung ergibt: m B , AS Vh

be p me .

(4.65)

Unter der Annahme eines konstanten spezifischen Kraftstoffverbrauchs ist die eingespritzte Kraftstoffmasse direkt proportional zum effektiven Mitteldruck des Motors. Downsizing-Konzepte, die durch sehr hohe Mitteldrücke charakterisiert sind, stellen aufgrund der großen Lastspreizung und der Notwendigkeit exakter Kraftstoffzumessung besondere Anforderungen an das Einspritzsystem. Abbildung 4.64 zeigt beispielhaft für einen modernen Pkw-Dieselmotor die über Last und Drehzahl eingespritzten Kraftstoffmengen. Da der Kraftstoffverbrauch an der Volllast im Bereich des maximalen Mitteldruckes von 20,9 bar etwa 200 g/kWh beträgt, werden etwa 59 mg Kraftstoff pro Zylinder und Arbeitsspiel eingespritzt.

Abb. 4.64. Eingespritzte Kraftstoffmasse pro Zylinder und Arbeitsspiel für einen modernen 4-Zylinder-Pkw-DI-Dieselmotor mit Abgasturboaufladung

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Das entspricht einer bezogenen Kraftstoffmasse von 116 mg/dm3. Deutlich höhere effektive Mitteldrücke bis über 30 bar führen zwar zu einer Senkung des spezifischen Kraftstoffverbrauches, erhöhen jedoch die dafür erforderlichen Kraftstoffmassen signifikant. Bei Annahme eines Kraftstoffverbrauchs von 200 g/kWh werden für 30 bar Mitteldruck etwa 167 mg/dm3 in die Brennräume eingespritzt. Ottomotoren erfordern aufgrund des geringeren Wirkungsgrades im Volllastbereich deutlich höhere Einspritzmengen, die deutlich über 200 mg/dm3 betragen können. Der gesamte Brennstoffmassenstrom, der dem Motor zugeführt werden muss, berechnet sich zu

m B

m L O Lmin

be pme i n VH .

(4.66)

Für das obige Beispiel (be = 200 g/kWh, pme = 30 bar) eines Viertakt-Motors mit einem Motorhubvolumen von 2.000 cm3 und einer Drehzahl von 3.000 1/min bedeutet das einen Kraftstoffmassenstrom in Höhe von 30 kg/h. Während bei der ottomotorischen Saugrohreinspritzung durch Vorlagerung des Kraftstoffes vor dem Einlassventil trotz der großen Kraftstoffmengen die Gemischbildung in weiten Bereichen sehr zuverlässig abläuft, ist bei direkteinspritzenden Systemen die für die Gemischbildung zur Verfügung stehende Zeit vergleichsweise kurz, sodass bereits seitens des Einspritzsystems günstige Voraussetzungen für die Gemischbildung geschaffen werden müssen. Daher werden ein schneller Strahlaufbruch, kleine Tropfendurchmesser und eine intensive und schnelle Vermischung mit der Luft gefordert. Bei Dieselmotoren, deren Kraftstoff im Vergleich zum Ottokraftstoff eine höhere Viskosität aufweist und über schwerer verdampfende Komponenten verfügt, sind die Einspritzdrücke daher bis heute auf über 2.000 bar angestiegen, wobei die Durchmesser der Einspritzdüsenspritzlöcher im Pkw-Sektor auf etwa 120 µm gesunken sind. Zur weiteren Mitteldruckund Leistungssteigerung wird die Gemischbildung bei direkteinspritzenden Motoren zukünftig weiter in Richtung Einspritzsystem verschoben. Um die einzelnen Prozesse während der Einspritzung und Gemischbildung beschreiben zu können, ist eine Unterscheidung zwischen Otto- und Dieselmotoren nötig, da sie sich sowohl kraftstoff- als auch brennverfahrensseitig stark voneinander unterscheiden. Otto-Verfahren

Charakteristisch für das Otto-Verfahren ist die Fremdzündung mittels Zündkerze. Man unterscheidet zwischen der Saugrohreinspritzung (SRE) – englisch: PortFuel-Injection (PFI) – und der Benzin-Direkteinspritzung (BDE) – englisch: Direct-Injection-Spark-Ignition (DISI) bzw. Gasoline Direct Injection (GDI). Vergasersysteme kommen nur noch bei Kleinstmotoren zum Einsatz und sollen hier nicht betrachtet werden. Demnach kommt sowohl ein gemischansaugendes Brennverfahren als auch ein luftansaugendes Brennverfahren zum Einsatz. Die Lastregelung erfolgt überwiegend durch Regelung der Gemischmenge (Quanti-


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tätsregelung), bei direkteinspritzenden Motoren mit Schichtladung auch durch Qualitätsregelung. Aufgrund der Klopfproblematik werden Ottomotoren – je nach Brennverfahren – mit geometrischen Verdichtungen von 7-13 gefahren. Dadurch werden Selbstzündprozesse bzw. Klopfen ausgeschlossen, und es liegt ein klar definierbarer Verbrennungsbeginn durch Festlegung des Zündzeitpunktes vor. Saugrohreinspritzung (SRE, PFI) Die Einspritzung des Kraftstoffes ins Saugrohr bewirkt beim klassischen SREOttomotor eine außerhalb des Brennraumes beginnende Gemischbildung im Saugrohr, die erst zum Ende der nachfolgenden Kompressionsphase abgeschlossen ist und zu einem weitgehend homogenen Gemisch führt. Heute sind nur noch elektronisch gesteuerte Einzeleinspritzsysteme (Multi-Point-Injection, MPI) von Bedeutung, die den Kraftstoff mit einem Druck von 3-5 bar über je ein Einspritzventil in die Saugrohre der einzelnen Zylinder zuführen und dort vorlagern. Hierbei kommen unterschiedliche Einspritzarten – simultane Einspritzung, Gruppeneinspritzung, sequenzielle Einspritzung oder zylinderindividuelle Einspritzung - zum Einsatz. Das Einspritzsystem hat nun die Aufgabe, den Kraftstoff in Abhängigkeit des Brennverfahrens, des Motorbetriebspunktes und der Umgebungsbedingungen unter hohem Druck, in der richtigen Menge nach dem gewählten Einspritzverlauf und zum richtigen Zeitpunkt zuzuführen. Abbildung 4.65 zeigt die Einspritzsystemkomponenten für gemischansaugende Ottomotoren. Eine Elektrokraftstoffpumpe erzeugt den Einspritzdruck und fördert den Kraftstoff über einen Kraftstofffilter und den Kraftstoffverteiler zu den Einspritzventilen. Der Systemdruck beträgt 3,0-4,5 bar. Im dargestellten rücklauffreien System befindet sich der Druckregler in unmittelbarer Nähe des Kraftstoffbehälters, sodass die von der Pumpe geförderte Mehrmenge sofort in den Tank gefördert wird und nicht den Umweg über den Motorraum mit der damit verbundenen Kraftstofferwärmung nehmen muss. Beim bedarfsgeregelten System wird nur gerade soviel Kraftstoff gefördert, wie der Motor verbraucht. Dabei erfolgt die Druckregelung über einen geschlossenen Regelkreis im Motorsteuergerät mit Druckerfassung über einen Drucksensor.

Abb. 4.65. Systemkomponenten für die ottomotorische Saugrohreinspritzung

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Vorteile dieser Variante sind eine Kraftstoffverbrauchssenkung in Höhe von etwa 0,1 l/100 km [ROB03a] infolge geringerer Antriebsleistung für die Kraftstoffpumpe sowie eine Systemdruckvariation, die zur Anpassung an unterschiedliche Betriebsbedingungen wie z.B. Heißstart genutzt werden kann. Beim Öffnen des Einlassventils reißt die angesaugte Luftmenge die Kraftstoffwolke in den Zylinder und bewirkt durch Verwirbelung die Bildung eines zündfähigen Gemisches. Die elektronische Saugrohreinspritzung ermöglicht heute unter allen Betriebsbedingungen eine zuverlässige Aufbereitung des Kraftstoffes und die Generierung sicherer Zündbedingungen. Damit das homogene Gemisch überhaupt entflammt werden kann, ist ein Luftverhältnis von 0,8-1,2 notwendig. Die von der Zündkerze ausgehende Flammenfront breitet sich mit einer Geschwindigkeit von etwa 20-25 m/s aus. Damit werden Brenndauern von ca. 30-50 °KW erreicht. Mit Blick auf hohe Wirkungsgrade sind – entsprechend den Verhältnissen beim Gleichraumprozess – kürzere Brenndauern wünschenswert. Positiven Einfluss hierauf haben kompakte Brennräume mit kurzen Flammenwegen, höhere Ladungsdichte durch hohes Verdichtungsverhältnis und hohe Mitteldrücke sowie eine intensive Ladungsbewegung durch Tumble- oder Drallströmungen. Eine schnelle Energieumsetzung reduziert darüber hinaus die bei Ottomotoren charakteristischen zyklischen Schwankungen im Verbrennungsablauf. Ursache hierfür sind Schwankungen des turbulenten Geschwindigkeitsfeldes und der örtlichen Ladungszusammensetzung. Fette und magere Gemische verbrennen relativ langsam, die Flammengeschwindigkeit nimmt deutlich ab, sodass der Zündwinkel nach „früh“ verstellt werden muss. Hinsichtlich des Wirkungsgrades liegt ein Optimum bei leicht mageren Luftverhältnissen von Ȝ = 1,1-1,3 vor, da neben der sinkenden Flammengeschwindigkeit auch der positive Einfluss durch Ladungsverdünnung berücksichtigt werden muss. Maximale Leistung wird bei leicht fetten Gemischen mit Ȝ = 0,8-0,9 erreicht, da hier hohe Flammengeschwindigkeiten auftreten und nahezu der gesamte zur Verfügung stehende Luftsauerstoff umgesetzt wird. Die Lastregelung erfolgt bei SRE-Ottomotoren durch Quantitätsregelung, also durch Regelung der Gemischmenge. Praktisch wird dies durch Drosselung der Ansaugluft erreicht, indem entsprechend der einströmenden Luftmasse die Kraftstoffmasse zudosiert wird. Dieses Verfahren stellt einen bedeutenden Nachteil der Saugrohreinspritzung gegenüber der Direkteinspritzung dar, da der effektive Wirkungsgrad im Teillastbetrieb durch hohe Ladungswechselverluste herab gesetzt wird. Darüber hinaus kann ein Kontakt des Gemisches mit den Wänden entlang der Strömungsrichtung sowohl im Ansaugtrakt als auch im Brennraum zu lokalen Gemischanreicherungen und damit verbundenen unkontrollierbaren Kraftstoffkonzentrationen führen. Aufgrund lokalen Luftmangels und geringer Temperaturen an den Wänden läuft die Verbrennung in diesen Bereichen unvollständig ab. Das Luftverhältnis liegt in weiten Kennfeldbereichen bei Ȝ = 1, sodass eine sehr effektive Abgasnachbehandlung mittels Drei-Wege-Katalysator möglich ist. Nur in Hochlastbereichen und im Bereich des Nennleistungspunktes wird leicht fett gefahren. Aufgeladene Motoren werden in den genannten Bereichen aufgrund der Klopfproblematik und thermischer Überlastung noch fetter betrieben.


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Ottomotoren reagieren auf Ladungsverdünnung durch zusätzliche Luft oder Abgas hinsichtlich der Verbrennungsstabilität relativ empfindlich. Mit zunehmender Verdünnung werden die Entflammungs- und Verbrennungsphase verlängert. Im Falle von stöchiometrischer Verbrennung mit Ȝ = 1 führt Abgasrückführung infolge sinkender Drosselung bei Teillast zu einem Anstieg der Ladungsmasse und zu höheren Wirkungsgraden. Eine wirkungsvolle Maßnahme zur Ausweitung der Magerlauffähigkeit ist der Einsatz intensiver Ladungsbewegung. Diese kann durch spezielle Formgebung der Einlasskanäle oder – bei Mehrventilmotoren – durch Einlasskanalabschaltung erzeugt werden. Die dadurch aufgeprägten Drallströmungen bleiben auch während der Kompression weitgehend erhalten und führen zu einer intensiven Gemischbildung mit hohen Brenngeschwindigkeiten. Nachteilig wirken sich die höheren Strömungsverluste infolge Ladungsbewegung aus. [PIS02] hat eine Reihe von Motoren thermodynamisch untersucht. In Abb. 4.66 sind die Prozessgrößen Zylinderdruck, -temperatur sowie Brennverlauf und Umsetzrate für einen konventionellen, freisaugenden SRE-Ottomotor dargestellt.

Abb. 4.66. Prozessgrößenverläufe beim 4-Takt-Ottomotor mit Saugrohreinspritzung [PIS02]

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Dabei handelt es sich um einen Vierzylinder-Reihenmotor mit einem Verdichtungsverhältnis von 10, einer Nenneistung von 74 kW und einem maximalen Mitteldruck in Höhe von 10,6 bar. In den Diagrammen sind drei Lastpunkte mit effektiven Mitteldrücken von 1 bar (Leerlauf), 5 bar (Teillast) und 10,6 bar (Volllast) für eine Drehzahl von 3.000 1/min dargestellt. Aufgrund der Drosselregelung sinkt die Ladungsmasse mit sinkender Last. Zum Beginn der Verdichtung liegen damit unterschiedliche Drücke vor, sodass die Druckverläufe lastabhängig unterschiedliche Amplituden aufweisen. Da stets eine stöchiometrische Gemischzusammensetzung vorliegt und die maximalen Gastemperaturen in erster Linie vom Luftverhältnis beeinflusst werden, sind die Temperaturverläufe sehr ähnlich. Die Verbrennungsgeschwindigkeit wird durch die Turbulenz und den Restgasgehalt beeinflusst und steigt mit zunehmender Last, was anhand der Umsetzrate und des Brennverlaufes deutlich wird. Eine Steigerung der Ladelufttemperatur erhöht das gesamte Temperaturniveau während der Verdichtung. Damit nehmen Vorreaktionen und Radikalenbildung zu, aus der eine erhöhte Klopfneigung resultiert. Direkteinspritzung (BDE, DISI) Die ottomotorische Benzin-Direkteinspritzung bietet gegenüber der Saugrohreinspritzung thermodynamische Vorteile in den Teilprozessen Gemischbildung, Ladungswechsel und ggf. Verbrennung. Es wird daher seit langem an einer praktischen Umsetzung dieses Brennverfahrens gearbeitet. Bereits 1937 wurde die BDE bei einem Flugzeugmotor eingesetzt. 1951 hat die Firma Gutbrod mit dem Modell „Superior 600“ den ersten Pkw-Zweitakt-Motor mit einer Benzindirekteinspritzung ausgerüstet. Mercedes-Benz war mit dem „300 SL“ im Jahr 1954 Pionier bei den Viertakt-Motoren. Zahlreiche technische Probleme verhinderten jedoch eine Marktdurchdringung. Erst in den letzten Jahren ist die ottomotorische Direkteinspritzung auch bei serienmäßigen Pkw zu finden. Dennoch hat sich die direkte Einspritzung des Kraftstoffes in den Brennraum beim Ottomotor aufgrund der engen Zündgrenzen als deutlich schwieriger darstellbar erwiesen als beim Dieselmotor. Trotzdem besteht gerade beim direkteinspritzenden Ottomotor ein bedeutendes Potenzial zur Senkung des Kraftstoffverbrauches, gerade in Verbindung mit der Abgasturboaufladung. Die Benzin-Direkteinspritzung ist ein Brennverfahren mit innerer Gemischbildung. Die direkte Einbringung des Kraftstoffes führt innerhalb des Brennraumes zu einem Entzug von Verdampfungswärme, sodass die Ladungsmasse erhöht wird und die Zylinderladung bei Zündbeginn eine niedrigere Temperatur aufweist. Das ermöglicht die Anhebung des Verdichtungsverhältnisses bei gleichbleibender Klopfgrenze um 1-1,5 Einheiten und führt somit zu einer grundsätzlichen Wirkungsgradsteigerung im gesamten Motorkennfeld. Um den Motor auch im Teillastbetrieb weitgehend ungedrosselt und daher mit annähernd konstanter Ladungsmasse betreiben zu können, müssen mit sinkender Last höhere Luftverhältnisse bzw. eine Abmagerung des Gemisches erreicht werden. Das erfordert die Zündung extrem magerer Gemische, was nur möglich ist, wenn innerhalb des Brennraumes nahe der Zündkerze eine Ladungsschichtung erfolgen kann. Im idealen Fall existiert nur im Bereich der Zündkerze ein stöchiometrisches Ge-


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misch, und das Luftverhältnis nimmt mit zunehmendem Abstand von der Zündkerze zu, bis an den Brennraumwänden nur noch reine Luft oder rückgeführtes Abgas vorliegt. Mit der Direkteinspritzung sind – im Gegensatz zur Saugrohreinspritzung – mehrere Betriebsarten möglich, siehe Abb. 4.67, die entsprechend des gewünschten Motorbetriebspunktes oder anhand funktionaler Anforderungen z.B. des Abgasnachbehandlungssystems zum Einsatz kommen. Dabei handelt es sich um den homogenen Betrieb, in dem innerhalb des gesamten Brennraumes ein homogenes Kraftstoff-Luftgemisch vorliegt, und um den geschichteten oder SchichtladeBetrieb, bei dem sich zum Zündzeitpunkt nur im Bereich der Zündkerze eine sicher entflammbare Gemischwolke befindet, während im übrigen Brennraum sehr mageres Gemisch vorhanden ist. Damit sind globale Luftverhältnisse bis Ȝ = 10 möglich [ROB03a], die das Potenzial einer deutlichen Kraftstoffverbrauchssenkung bieten, jedoch nur einen Teillastbetrieb erlauben. Der übrige Brennraum ist beim Schichtbetrieb entweder mit Luft, rückgeführtem Abgas oder sehr magerem Gemisch gefüllt.

Abb. 4.67. Betriebsarten und Brennverfahren bei der Benzindirekteinspritzung

Das sehr hohe globale Luftverhältnis im Schichtladebetrieb führt aufgrund des im Bereich der Brennraumwände niedrigen Temperaturniveaus – die Flamme brennt infolge des extremen Luftüberschusses nicht so nah an die Wand heran – zu geringeren Wandwärmeverlusten und zu einer signifikanten Entdrosselung des Motors. Darüber hinaus wird mit der Direkteinspritzung ein Ladungswechsel mit hohen Spülgraden möglich, ohne dass es – wie es bei der Saugrohreinspritzung unumgänglich ist – zu einem Anstieg des Kraftstoffverbrauchs und der HCEmissionen infolge eines direkten Durchströmens von Gemisch in den Abgaskanal kommt. In Verbindung mit Aufladung sind weitere Verbesserungen durch die Direkteinspritzung möglich. Praktisch umgesetzt werden kann der Schichtladebetrieb durch das luftgeführte, das wandgeführte und das strahlgeführte Brennverfahren. Während sich der Kraftstoff beim luft- und wandgeführten Verfahren weiter von der Zündkerze entfernt mit der Luft vermischt und die Gemischwolke dann über eine gezielte Luftströ-

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mung (Drall oder Tumble) zur Zündkerze transportiert wird, erfolgt die Kraftstoffeinspritzung und Gemischbildung beim strahlgeführten Verfahren unmittelbar in der Umgebung der Zündkerze. Je nachdem, welches Ausmaß die Kraftstoffwandanlagerung z.B. auf dem Kolben aufweist, erfolgt eine Differenzierung in die Eigenschaft wand- oder luftgeführt. Infolge der Notwendigkeit zum Transport der Gemischwolke in Richtung Zündkerze ist eine gerichtete Ladungsbewegung erforderlich, die u.a. durch eine spezielle Kolbenbodenform erzeugt wird. Diese relativ zerklüftete Kolbenbodentopografie weist eine größere Oberfläche auf und führt damit zu vergleichsweise hohen Wandwärmeverlusten. Das höhere Kolbengewicht wirkt sich zudem nachteilig auf Geräusch und Massenkräfte aus. Das strahlgeführte Brennverfahren ist durch eine räumlich enge Anordnung von Injektor und Zündkerze gekennzeichnet. Es gestattet höhere Ȝ-Gradienten, eine Ausweitung des Schichtbetriebs bei gleichzeitiger Steigerung der Systemrobustheit und ist weitgehend unabhängig vom Strömungsfeld innerhalb des Brennraumes. Das Potenzial liegt in einer besonders schnellen Gemischbildung mit günstiger Schwerpunktlage der Verbrennung, der Vermeidung von Wandbenetzung sowie einem guten Ausbrand und einer hohen Verbrennungsstabilität über einen erweiterten Kennfeldbereich. Damit sind neben einer weiteren Verbrauchssenkung auch erheblich geringere HC-Emissionen als bei den luft- und wandgeführten Verfahren möglich. Zum Strahlaufbruch und zur Gemischbildung stehen allerdings keine Drall- und Tumbleströmungen zur Verfügung, sondern nur der Strahlimpuls in Verbindung mit aerodynamischen Kräften zwischen Tropfen und Umgebungsluft am Strahlrand. Zur Realisierung einer intensiven Gemischbildung sind daher höhere Einspritzdrücke als beim luft- und wandgeführten Verfahren erforderlich. Als sinnvoll werden Drücke von etwa 200 bar angesehen [ACH04], mit denen eine gute Gemischaufbereitung mit kleinen Tropfendurchmessern dargestellt werden können. Schwer zu realisieren ist die sehr präzise Strahlausrichtung und -führung sowie die Dauerhaltbarkeit der Zündkerze infolge einer ausgeprägten Wärmewechselbelastung, die ihrerseits durch direkte Kraftstoffbenetzung der heißen Zündkerze induziert wird, und eine höhere Ablagerungs- bzw. Verkokungsneigung an der Injektorspitze [PIO02]. Bisher ist das strahlgeführte Brennverfahren in Serienmotoren noch nicht umgesetzt worden, es wird jedoch langfristig das zielführende Verfahren der Ottodirekteinspritzung sein. Der Homogenbetrieb lässt sich in die Bereiche homogen (Ȝ 1) und homogenmager (Ȝ > 1) aufteilen, wobei ersterer durch ähnliche Verhältnisse wie bei der Saugrohreinspritzung charakterisiert ist. Der Homogen-mager-Betrieb erreicht Luftverhältnisse bis etwa Ȝ = 1,7. Ein Verfahren mit homogener Magerverbrennung für BDE-Ottomotoren stellt das sogenannte BPI-Verfahren (BowlPrechamber-Ignition) nach [LAT97] dar. Hauptmerkmal ist eine Doppeleinspritzstrategie in Verbindung mit einer Vorkammerzündung. Durch Einspritzung einer großen Kraftstoffmenge während des Ansaugtaktes wird ein homogen-mageres Grundgemisch mit Ȝ = 1,5-1,7 erzeugt. Die zweite Einspritzung erfolgt während des Verdichtungstaktes in Richtung der Kolbenmulde. Das Kraftstoffgemisch in und über der Kolbenmulde wird mit der Kolbenbewegung in Richtung Vorkammerzündkerze bewegt, wobei am Ende der Kompressionsphase das Gemisch infolge der Druckdifferenz zwischen Brennraum und Vorkammer in diese hinein-


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strömt. Dadurch wird eine Gemischanreicherung an der Zündstelle erreicht. Nach der zuverlässigen Entflammung in der Vorkammerzündkerze dringen Fackelstrahlen aus der Vorkammer in den Hauptbrennraum und setzen das magere Grundgemisch schnell um. Vorteile des Verfahrens sind eine sichere Entflammbarkeit des Gemisches auch bei höherer Abmagerung. Wie bereits erwähnt, sind bei der ottomotorischen Direkteinspritzung innerhalb des gesamten Motorkennfeldes unterschiedliche Betriebsarten erforderlich. Abb. 4.68 zeigt die Lage der auf die luft- bzw. wandgeführten Brennverfahren bezogenen Betriebsarten im Kennfeld [ROB03a]. Die Umschaltung der verschiedenen Betriebsarten muss im Fahrbetrieb ohne Drehmomentsprünge und für den Fahrer unbemerkt erfolgen. Das stellt besondere Anforderungen an die Motorsteuerung.

Abb. 4.68. Betriebsarten im Motorkennfeld bei der Benzin-Direkteinspritzung (BoschSteuergerät)

Im unteren Kennfeldbereich bis zu einer Drehzahl von etwa 3.500 1/min und Mitteldrücken bis ca. 5 bar kann der Motor im Schichtbetrieb gefahren werden. Um im Brennraum eine geschichtete Gemischwolke erzeugen zu können, wird der Kraftstoff während des Verdichtungstaktes kurz vor dem Zündzeitpunkt eingespritzt. Zur Begrenzung der NOx-Emissionen ist eine hohe Abgasrückführrate erforderlich. Bei höheren Mitteldrücken entstehen aufgrund der eingespritzten großen Kraftstoffmengen und der sehr kurzen Gemischbildungszeit lokal sehr fette Bereiche, die zu starker Rußbildung führen. Bei hohen Drehzahlen kann das für den Transport der Gemischwolke zur Zündkerze erforderliche Strömungsfeld aufgrund zu hoher Turbulenz nicht aufrecht erhalten werden. Zudem reicht die zur Verfügung stehende Zeit nicht mehr aus, um eine ausreichende Gemischbildung zu realisieren. Im Homogenbetrieb, der im gesamten Motorkennfeld möglich ist, wird der Kraftstoff bereits im Ansaugtakt eingespritzt. Damit steht genügend Zeit zur Gemischbildung zur Verfügung, und das Gemisch verteilt sich homogen über den gesamten Brennraum. Entweder wird stöchiometrisch (Ȝ = 1) oder – bei sehr hoher Last und Drehzahl – leicht fett gefahren. Die eigentliche Verbrennung entspricht

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weitgehend der Verbrennung, die bei der Saugrohreinspritzung abläuft. In einem schmalen Übergangsbereich zwischen Schichtlade- und Homogenbetrieb kann der Motor homogen-mager mit Ȝ > 1 oder mit hoher AGR-Rate und Ȝ = 1 gefahren werden, sodass eine Entdrosselung möglich ist. Zur besseren Motorregelung wird für einige Arbeitsspiele der HomogenSchichtbetrieb gewählt, in dem durch sehr frühe Einspritzung ein homogenmageres Grundgemisch erzeugt und kurz vor der Zündung durch einen weiteren Einspritzvorgang eine Schichtladewolke generiert wird. Im sogenannten Homogen-Klopfschutz-Betrieb, der bei niedrigen Drehzahlen und Volllast zur Anwendung kommt, kann zur Vermeidung von Klopfen auf eine Zündwinkelverstellung nach „spät“ verzichtet werden, indem durch Doppeleinspritzung eine Ladungsschichtung erzeugt wird. Das steigert den Wirkungsgrad und erhöht das Drehmoment. Eine weitere, sehr späte Einspritzung in den Expansionstakt kann über einen deutlichen Anstieg der Abgastemperatur zum gezielten Aufheizen des Katalysators genutzt werden. Die direkte Kraftstoffeinspritzung erfolgt im Schichtladebetrieb sehr spät im Verdichtungstakt und innerhalb eines engen Zeitraumes. Die Systemdrücke sind deshalb im Vergleich zur Saugrohreinspritzung deutlich höher und liegen in Abhängigkeit des Betriebspunktes im Bereich von 50-120 bar. Zukünftige Brennverfahren werden mit Einspritzdrücken von etwa 200 bar weitere Vorteile hinsichtlich Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen erzielen [WIR03]. Das Einspritzsystem, siehe Abb. 4.69, teilt sich auf in einen Niederdruck- und einen Hochdruckkreislauf. Im Niederdruckkreis kommen überwiegend die aus der Saugrohreinspritzung bekannten Komponenten Kraftstoffbehälter und Vorförderpumpe zum Einsatz. Der Hochdruckkreislauf besteht aus der Hochdruckpumpe, dem Rail, dem Drucksensor sowie dem Drucksteuerventil. Vom Rail gelangt der Kraftstoff zu den Hochdruckeinspritzventilen. Hierbei kommen dauerhaft fördernde und bedarfsgeregelte Systeme zum Einsatz.

Abb. 4.69. Aufbau von Einspritzsystemen für die ottomotorische Saugrohr- und Direkteinspritzung


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Die unterschiedlichen Betriebsarten machen deutlich, dass dem Einspritzsystem bei der ottomotorischen Direkteinspritzung – ähnlich wie beim direkteinspritzenden Dieselbrennverfahren – eine zentrale Rolle zukommt. Im Gegensatz zur Saugrohreinspritzung wird der Kraftstoff schneller, mit höherer Genauigkeit und mit einer gezielten Einspritzverlaufs- und Strahlformung zugeführt. Während bei der SRE durch die Möglichkeit der Kraftstoffvorlagerung bei Volllast bis zu 720 °KW für die Einspritzung zur Verfügung stehen, sind dies bei der BDE im Homogenbetrieb maximal 180 °KW, entsprechend dem Kurbelwinkelbereich des Ansaugtaktes. Bei einer Drehzahl von 6.000 1/min stehen somit 20 ms Einspritzdauer bei der Saugrohreinspritzung 5 ms bei der Direkteinspritzung gegenüber. Da während des Schichtbetriebs innerhalb des Verdichtungstaktes eingespritzt wird, betragen die minimalen Einspritzdauern etwa 0,4 ms (Leerlauf). Während bei der Saugrohreinspritzung relativ einfache Einspritzventile zum Einsatz kommen, werden an die Einspritzventile für direkteinspritzende Motoren – und hier insbesondere für das strahlgeführte Verfahren – deutlich höhere Anforderungen gestellt. Im Fokus befinden sich die Dralldüse, die nach außen öffnende Kegeldüse (A-Düse) und die Mehrlochdüse [WIR03]. Drallinjektoren haben den Vorteil einer guten Zerstäubung und werden für wand- und luftgeführte Verfahren eingesetzt. Ihr Strahlbild verändert sich relativ stark mit dem Gegendruck, sodass diese Düsen in erster Linie für die in den Ansaugtakt einspritzenden Homogenverfahren geeignet sind. A-Düsen erzeugen einen kegelförmigen Kraftstoffstrahl. Aufgrund der Tatsache, dass diese Düse kein dem Brennraum zugewandtes Totvolumen besitzt, ist die Ablagerungsneigung vergleichsweise gering. Mehrlochinjektoren bieten große Freiheitsgrade hinsichtlich der räumlichen Anordnung der einzelnen Spritzlöcher. Zudem ist das Strahlbild unempfindlich bezüglich des Brennraumdruckes. Als einziger Nachteil des Mehrlochventils ist die Neigung zur Ablagerungsbildung zu nennen. Dennoch werden zukünftige, strahlgeführte BDEBrennverfahren aller Voraussicht nach mit Mehrlochdüsen ausgestattet sein, da diese die meisten Vorteile in sich vereinen. Durch mehrere, unmittelbar aufeinander folgende Einspritzimpulse innerhalb eines Einspritzvorganges kann das Gebiet zündfähigen Gemisches bei strahlgeführten Verfahren vergrößert werden, erfordert jedoch die Verwendung sehr schnell schaltender Einspritzventile z.B. mittels Piezo-Technologie [ACH04]. Generell muss vermieden werden, dass flüssiger Kraftstoff die Brennraumwände erreicht und zu einer Wandbenetzung führt, da andernfalls sowohl der Kraftstoffverbrauch als auch die Schadstoffemissionen negativ beeinflusst werden. Hohe Einspritzdrücke führen zwar zu tendenziell kleineren Tropfendurchmessern und damit zu einem verbesserten Verdampfungsverhalten, sie erhöhen jedoch auch die Eindringtiefe des in den Brennraum eintretenden Kraftstoffstrahls. Zur Begrenzung der Eindringtiefe und Intensivierung der Verdampfung trägt ein höherer Brennraumdruck sowie eine höhere Gastemperatur bei. Ist dies nicht möglich, muss die Wandbenetzung mit Hilfe einer gezielten Ladungsbewegung durch Drall oder Tumble vermieden werden. Hierbei wird der Kraftstoffstrahl durch das Strömungsfeld von der Wand weggeführt, sodass effektiv ein längerer Strahlweg ohne Wandinteraktion möglich ist. Nachteilig wirken jedoch die infolge intensiver Ladungsbewegung höheren Ladungswechselverluste, die den Liefergrad und da-

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mit den erreichbaren Mitteldruck vor allem bei höheren Drehzahlen geringfügig absenken. Eine weitere grundsätzliche Möglichkeit zur Begrenzung der Strahleindringtiefe ist die Erzeugung eines kontrollierten Dralls innerhalb der Düse, sodass die kinetische Energie des Kraftstoffstrahls in einen translatorischen und einen rotatorischen Anteil aufgeteilt wird. Durch tangentiale Kanäle im Düsenkörper wird dem flüssigen Kraftstoff eine Rotationsbewegung aufgezwungen. Ein detaillierter Einblick in den zeitlichen Verlauf der Prozessgrößen bei der wandgeführten BDE zeigt Abb. 4.70. Zu Grunde liegt ein 4-Zylinder-Reihenmotor mit einem Hubraum von 2 Litern, einer Bohrung von 86 mm und quadratischem Hub-Bohrungs-Verhältnis. Die Verdichtung beträgt 11,2, und der Motor leistet 100 kW bei 5.500 1/min und hat einen maximalen Mitteldruck von 11,8 bar bei 3.500 1/min. Als Betriebsarten kommen der homogene Betrieb sowie der Schichtladebetrieb mit und ohne Abgasrückführung zum Einsatz. Die dargestellten Diagramme gelten für einen unteren Teillast-Betriebspunkt mit pme = 2 bar bei n = 2.000 1/min.

Abb. 4.70. Prozessgrößenverläufe eines 4-Takt-Ottomotors mit Direkteinspritzung [PIS02]


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Infolge des beim Schichtbetrieb vorliegenden hohen Luftverhältnisses und der dadurch bedingten hohen Ladungsmasse sind die Zylinderdrücke deutlich höher als im Homogenbetrieb. Auf der anderen Seite ist die Zylindertemperatur während der Verbrennung aufgrund des stöchiometrischen Luftverhältnisses im homogenen Betrieb mit Abstand am höchsten. Die unterschiedlichen Betriebsarten spiegeln sich auch in den Brennverläufen wider. Bei der BDE steht im Vergleich zur SRE – insbesondere im Schichtbetrieb – ein deutlich kleineres Zeitfenster für die Einspritzung und Gemischbildung zur Verfügung. Dieser Sachverhalt begrenzt den im Schichtbetrieb möglichen Lastbereich. Bei zu früher Einspritzung sind der Verdichtungsenddruck und die Gastemperatur nicht ausreichend hoch, sodass eine höhere Strahlpenetration zur Wandbenetzung bzw. Wandfilmbildung führen kann, die für das Brennverfahren ausgesprochen nachteilig ist. Speziell das wandgeführte Brennverfahren erfordert im geschichteten Betrieb eine sehr frühe und damit thermodynamisch ungünstige Verbrennung, wobei die Brenngeschwindigkeit im Falle des Einsatzes der Abgasrückführung absinkt. Die für BDE-Motoren mit Schichtladung typische Brennverlaufs-Schwerpunktlage vor dem oberen Totpunkt ist in der notwendigen zeitlichen Kopplung von Einspritzende und Zündzeitpunkt begründet. Trotzdem im Schichtbetrieb erst während des Verdichtungstaktes eingespritzt wird, muss relativ früh gezündet werden, damit sich das Gemisch nicht homogen verteilt und der Schichtladeeffekt damit verloren geht, was unweigerlich zu einer stark abfallenden Entflammbarkeit des Gemisches führen würde. Während der Verbrennungsphase können aufgrund des ungünstigen Verbrennungsschwerpunktes niedrigere Wirkungsgrade erreicht werden als bei SRE-Ottomotoren, sodass der gesamte Wirkungsgradvorteil von BDE-Motoren in erster Linie aus der Entdrosselung resultiert [SPI02]. Obwohl die absoluten Wandwärmeströme beim geschichteten Magerbetrieb niedriger ausfallen als beim stöchiometrischen Homogenbetrieb, sind die wirkungsgradbezogenen Wandwärmeverluste aufgrund der ungünstigeren Brennverlaufslage im Falle des wandgeführten, geschichteten BDE-Verfahrens höher als im Homogenbetrieb. Der durch die Direkteinspritzung realisierbare Magerbetrieb ermöglicht zwar hohe Wirkungsgrade und geringere NOx-Rohemissionen, jedoch kann der DreiWege-Katalysator zur Abgasnachbehandlung nicht mehr eingesetzt werden, sodass zusätzliche Maßnahmen zur Senkung der beim Betrieb mit Luftüberschuss stark ansteigenden Stickoxidemissionen erforderlich werden. Aus diesem Grund ist der BDE-Motor teurer als der klassische Saugrohreinspritzer, liegt jedoch nach wie vor deutlich unter den Kosten eines modernen DI-Dieselmotors. Diesel-Verfahren

Bei der dieselmotorischen Verbrennung wird der Kraftstoff gegen Ende der Verdichtung in den Brennraum eingespritzt. Durch den hohen Verdichtungsenddruck und die hohe Temperatur bricht der Strahl schnell auf, verdampft und vermischt sich mit der umgebenden Luft. Infolge der hohen geometrischen Verdichtung kommt es zur Selbstzündung des Kraftstoff-Luft-Gemisches. Die Regelung der Last erfolgt über die Variation der eingespritzten Kraftstoffmenge, sodass Qualitätsregelung vorliegt.

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Stand der Technik sind direkteinspritzende Systeme, welche die Kammermotoren mit indirekter Einspritzung nahezu verdrängt haben. Das verwendete Einspritzsystem stellt dabei die Schlüsselkomponente dar und verfügt über zahlreiche Einspritzparameter, welche die Gemischbildung und den Verbrennungsablauf im Brennraum des Motors und somit die Emissionen und die Effektivität der Kraftstoffumsetzung beeinflussen. Die wesentlichen Einspritzparameter sind der Einspritzbeginn, die Einspritzdauer und der zeitliche Einspritzverlauf, der Einspritzdruck sowie die Anzahl, Geometrie und Ausrichtung der Einspritzbohrungen innerhalb der Einspritzdüse. Durchgesetzt haben sich hierbei Mehrlochdüsen, die von einer innenliegenden und nach innen öffnenden Düsennadel gesteuert werden. Bei den Teilprozessen Einspritzung und Strahlaufbruch gibt es grundsätzliche Parallelen zur ottomotorischen Direkteinspritzung. Deutliche Unterschiede liegen bei den Gemischbildungs-, Zünd- und Verbrennungsprozessen vor. Während beim Ottomotor der kurbelwinkelbezogene Verbrennungsbeginn durch den Zündzeitpunkt bestimmt wird, erfolgt dies beim Dieselmotor durch den Einspritzzeitpunkt. Der Einspritzbeginn stellt zusammen mit der Einspritzdauer bei konventionellen direkteinspritzenden Dieselmotoren den wesentlichen Prozesssteuerparameter dar. Der vor dem Injektor oder der Einspritzdüse anliegende Einspritzdruck wird innerhalb der Düse in Strömungsenergie des Kraftstoffes umgesetzt, sodass der Kraftstoff mit hoher Geschwindigkeit aus der Düse austritt. Abb. 4.71 verdeutlicht diesen Sachverhalt.

Abb. 4.71. Dieselmotorische Einspritzung mittels Sacklochdüse [BAU03]

Die Zerstäubung erfolgt über den Impulsaustausch des turbulenten Einspritzstrahls mit der Luft im Brennraum. Infolge der hohen Relativgeschwindigkeit zwischen dem in den Brennraum eintretenden Kraftstoff und der näherungsweise ruhenden Luft zerfallen die Kraftstoffstrahlen in kleine Tröpfen, die sich ihrerseits am Strahlrand mit der Luft vermischen und zunehmend verdampfen. Der Strahlaufbruch wird durch Kavitation innerhalb der Einspritzdüse unterstützt, indem die mit dem Kraftstoff aus der Düsenbohrung austretenden Kavitationsblasen aufgrund des im Brennraum deutlich höheren Druckes implodieren und zu einem Abschleudern von Tropfen führen. Die eigentliche Tropfenverdampfung wird


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durch Wärme- und Stofftransportprozesse gesteuert. Sobald am Rand der Tropfen ein zündfähiges Gemisch vorliegt, kommt es infolge des hohen Temperaturniveaus zur Selbstzündung. Dabei ist der Zündverzug – der Zeitraum vom Beginn der Einspritzung bis zur Zündung – stark abhängig von den Zustandsgrößen Druck und Temperatur im Brennraum sowie der Zerstäubungsgüte des Kraftstoffes. Anzustreben ist im Sinne moderater Druck- und Temperaturanstiege im Brennraum ein kurzer Zündverzug. Dieser bewirkt ein niedriges Verbrennungsgeräusch, geringe mechanische Bauteilbeanspruchungen, niedrige NOx-Emissionen, aber auch einen erhöhten Kraftstoffverbrauch sowie höhere Rußemissionen. Letztere resultieren aus der vergleichsweise großen Kraftstoffmenge, die nach Zündbeginn in die sich entwickelnde heiße Flamme eingespritzt wird. Ein kurzer Zündverzug wird durch die folgenden Maßnahmen herbeigeführt: hohe Gastemperatur und hoher Gasdruck bei Einspritzbeginn, hohe Zerstäubungsgüte des Kraftstoffes, hohe Strahleindringgeschwindigkeit und hohes Verdichtungsverhältnis. Charakteristisch bei der sogenannten heterogenen dieselmotorischen Verbrennung ist die Tatsache, dass Gemischbildung und Verbrennung über einen längeren Zeitraum parallel ablaufen. Diese Diffusionsverbrennung ist mischungskontrolliert, die chemischen Reaktionen laufen im Vergleich zur Gemischbildung sehr schnell ab. Nur ein kleiner Teil des zu Beginn bzw. während der Zündverzugszeit eingespritzten Kraftstoffes vermischt sich intensiv mit der umgebenden Luft und führt zu einer schnellen vorgemischten (Premixed-) Verbrennung, die der ottomotorischen Verbrennung sehr ähnlich ist und im weiteren Verlauf in die nichtvorgemischte Verbrennung übergeht. Der schlagartige Umsatz des Kraftstoffes während der vorgemischten Verbrennung bestimmt über die Druckanstiegsgeschwindigkeit das Geräusch von Dieselmotoren. Dieser Prozessablauf und die im Vergleich zum Ottokraftstoff höhere Viskosität des Dieselkraftstoffes mit schlechteren Verdampfungseigenschaften begrenzt die motorisch mögliche Drehzahl auf 4.500-5.000 1/min und erfordert sehr hohe Einspritzdrücke. Bei höheren Drehzahlen stünde zur Gemischbildung keine ausreichende Zeit zur Verfügung, sodass der Motor infolge lokal überfetteter Bereiche stark rußen würde. Der Einspritzverlauf, schematisch dargestellt in Abb. 4.72, wird durch zeitliche Einbringung des Kraftstoffes in den Brennraum definiert.

Abb. 4.72. Einspritzverlauf beim Dieselmotor (schematisch)

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Die gezielte Formgebung des Einspritzverlaufes kann durch mehrere Maßnahmen realisiert werden. Zu nennen sind hier zum einen die Mehrfacheinspritzung, bei der die Einspritzrate ggf. durch Teilhübe der Düsennadel gesteuert wird. Letzteres erfordert jedoch eine direkte Ansteuermöglichkeit der Nadel z.B. durch einen Piezoaktor. Eine weitere Möglichkeit ist die als Druckmodulation bezeichnete Variation des vor dem Injektor anliegenden Systemdruckes zur Ratenformung [MEY04, STE03]. Der gesamte Einspritzvorgang teilt sich damit auf in Voreinspritzung, Haupteinspritzung und Nacheinspritzung, wobei diese Diskretisierung in einzelne Teilmengen unterschiedliche Ziele verfolgt. Mit Hilfe der Voreinspritzung lassen sich das Geräusch und die NOx-Emissionen reduzieren, während die Nacheinspritzung entweder einem verminderten Rußausstoß dient (frühe Nacheinspritzung) oder die Bedingungen für eine anschließende Abgasnachbehandlung verbessert (späte Nacheinspritzung). Darüber hinaus ist auch die zeitliche Formung der Teileinspritzungen sowie die Variation des Einspritzdruckes von Bedeutung. Die Haupteinspritzung kann entweder trapezförmig, rampenförmig oder bootförmig ausgebildet sein. Die Einspritzdauer bestimmt im Wesentlichen die Motorlast und liegt bei Nennleistung zwischen 25 und 38 °KW. Für eine Nenndrehzahl von 4.000 1/min entspricht das einer zeitlichen Einspritzdauer zwischen ca. 1 und 1,5 ms. Infolge der Lastregelung des Dieselmotors muss die eingespritzte Kraftstoffmasse exakt dosierbar sein, um ein stabiles Laufverhalten mit konstanter Drehzahl und geringen Schadstoffemissionen darstellen zu können. Das gilt im Besonderen dann, wenn Mehrfacheinspritzung erforderlich ist, bei der Kleinstmengen von weniger als 1 mg reproduzierend eingespritzt werden müssen. Die Düsennadeln befinden sich bei der Darstellung dieser Kleinstmengen im sogenannten ballistischen Bereich, d.h. die Nadel öffnet während dieser Teileinspritzung nicht vollständig bis zum Anschlag, bevor sie wieder schließt. Das macht die Einspritzdüse anfällig für fertigungsbedingte Toleranzen, die ihrerseits einen starken Einfluss auf die Mengenqualität ausübt. Dieselmotorische Einspritzsysteme können zweckmäßigerweise hinsichtlich des Druckaufbaus eingeteilt werden, siehe Abb. 4.73.

Abb. 4.73. Einteilung der Diesel-Einspritzsysteme


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Nockengesteuerte Systeme erzeugen den Einspritzdruck einspritzsynchron, d.h. Druckerzeugung und Einspritzung sind eng aneinander gekoppelt. Bei Speichereinspritzsystemen sind Druckaufbau und Einspritzung voneinander unabhängig. Sie bieten daher grundsätzlich mehr Freiheitsgrade. Reiheneinspritzpumpen (REP) verfügen je Motorzylinder über ein Pumpenelement, dessen Pumpenkolben durch eine Nockenwelle bewegt wird. Während der Kolbenhub unveränderlich ist, erfolgt die Einspritzmengenregelung durch Verdrehen des Kolbens, wobei im Kolben eine schräge Steuerkante eingearbeitet ist, die zum gewünschten Zeitpunkt eine Öffnung freigibt. Verteilereinspritzpumpen (VEP) haben nur ein Pumpenelement für alle Zylinder. Ein Verteilerkolben übernimmt die Verteilung des Kraftstoffes auf die einzelnen Motorzylinder. Die Einspritzmengenregelung erfolgt über einen Regelschieber oder über Magnetventile. Zu den Einzelzylinder-Systemen gehören die Einzeleinspritzpumpe (EEP), die Pumpe-Düse-Einheit (PDE) und die Pumpe-Leitung-Düse (PLD). Diese Systeme besitzen keine eigene Nockenwelle, sondern werden über die Nockenwelle für die Ventilsteuerung angetrieben. Damit ist jedoch auf mechanischem Wege keine Spritzverstellung zur Anpassung des Spritzbeginns an die Motordrehzahl möglich. Einzeleinspritzpumpen entsprechen in ihrer Funktion weitgehend der Reiheneinspritzpumpe. Bei der PDE bilden Einspritzpumpe und Einspritzdüse eine Einheit, sodass sehr hohe Einspritzdrücke bis derzeit 2.050 bar realisierbar sind. Der Beginn und die Dauer der Einspritzung werden durch ein Magnetventil gesteuert. Im Vergleich dazu sind beim PLD-System Einspritzpumpe und –düse über eine kurze Hochdruckleitung miteinander verbunden. Durch diese räumliche Trennung ist ein einfacher Anbau an den Motor möglich. Da ein hoher Systemdruck nur vorhanden ist, solange dieser durch den Nocken erzeugt wird, sind sehr lang andauernde Einspritzverläufe z.B. mit später Nacheinspritzung mit den PDE- und PLDSystemen nicht möglich. Der zeitliche Verlauf des Einspritzdruckes und damit des Brennstoffmassenstroms ist eher rampenförmig, sodass zu Beginn der Einspritzung relativ wenig Kraftstoff eingespritzt wird. Diese Eigenschaft begrenzt die während des Zündverzugs eingespritzte Kraftstoffmenge und führt zu geringeren NOx-Emissionen bzw. einer wirkungsgradgünstigeren Verbrennungslage. Beim Speichereinspritzsystem Common-Rail (CR) sind Druckerzeugung und Einspritzung vollständig voneinander entkoppelt. Der Einspritzdruck, der im sogenannten Rail zur Verfügung steht, wird weitgehend unabhängig von der Motordrehzahl und der Einspritzmenge von einer separaten Hochdruckpumpe erzeugt und geregelt. Das Kraftstoffvolumen des Rails dient als Hochdruckspeicher und dämpft Druckschwingungen, die durch die Hochdruckpumpe und infolge der Einspritzung entstehen. Jeder Motorzylinder wird über einen magnetventilgesteuerten Injektor mit Kraftstoff versorgt. Damit bietet das CR-System ein Höchstmaß an Freiheitsgraden bei der Einspritzverlaufsformung. Moderne Hochdruckpumpen sind volumenstromgeregelt, benötigen daher weniger Antriebsleistung und erhöhen die Kraftstofftemperatur nur wenig. Ein hoher Einspritzdruck führt zu einer sehr feinen Zerstäubung des Kraftstoffes in kleinste Tröpfchen, allerdings auch zu steigenden Eindringtiefen des noch flüssigen Kraftstoffstrahls. Hierbei ist nach Möglichkeit eine direkte Interaktion mit dem Kolben oder der Zylinderwand zu vermeiden, da ein Wandauftrag des

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flüssigen Kraftstoffes zu einer stark verzögerten Gemischbildung zu erhöhten Emissionen führt. Die Schnelligkeit der Verdampfung wird neben dem Tropfendurchmesser auch durch die Temperatur der die Kraftstofftropfen umgebenden Luft bestimmt. Direkteinspritzende Dieselmotoren arbeiten mit möglichst zentral angeordneten Einspritzdüsen, sogenannte Lochdüsen, die in der Mehrheit über 6-8 Spritzlöcher verfügen. Die Anordnung der Spritzlöcher geschieht unter Berücksichtigung des umgebenden Strömungsfeldes und der Muldengeometrie. Bedeutenden Einfluss auf den Strahlaufbruch und damit auf die Gemischbildung haben die Strömungsführung und Geometrien innerhalb der Düse. Schroffe Querschnittsübergänge bei hohen Strömungsgeschwindigkeiten führen zur Unterschreitung des Dampfdruckes und somit zur Bildung von Kavitationsschläuchen, die mit der Strömung aus der Düse getragen werden und außerhalb der Düse infolge des hohen Brennraumdruckes implodieren. Typische Kavitationszonen sind der Nadelsitz und der Einlauf im Spritzloch. Eine Beeinflussung des Strahlaufbruches kann demnach auch durch gezielte Formgebung der Spritzlöcher erfolgen. Einen deutlichen Einfluss auf die Tropfengröße und das Strahleindringverhalten hat der Spritzlochdurchmesser. Generell sind kleine Spritzlöcher zu bevorzugen, da sie kleine Tropfen erzeugen und die Verdampfung beschleunigen. Um die Einspritzdauer infolge des durch die geringen Spritzlochdurchmesser begrenzten Durchflusses nicht verlängern zu müssen, geht eine Reduzierung der Spritzlochgeometrie in der Regel mit einer Steigerung des Einspritzdruckes einher. Insgesamt besteht bei direkteinspritzenden Verbrennungsmotoren die Notwendigkeit einer sehr sorgfältigen Abstimmung aller konstruktiven und Betriebsparameter sowohl des Einspritzsystems als auch des Brennraumes und des Aufladesystems, um den Anforderungen hinsichtlich Schadstoff- und Geräuschemission sowie des Kraftstoffverbrauchs gerecht werden zu können. Abbildung 4.74 zeigt die Verläufe der Prozessgrößen eines direkteinspritzenden und aufgeladenen 6-Zylinder-Nfz-Dieselmotors mit Ladeluftkühlung bei einer Drehzahl von 1.600 1/min. Pkw-Dieselmotoren weisen größtenteils gleiche Charakteristiken auf. Der Motor hat einen Bohrungsdurchmesser von 127 mm, einen Hub von 140 mm und ein Verdichtungsverhältnis von 18. Die effektive Leistung beträgt 250 kW bei 1.900 1/min, der maximale Mitteldruck von 23 bar wird bei einer Drehzahl von 1.600 1/min erreicht. Entsprechend dem ansteigenden Ladedruck steigen die Amplituden der Druckverläufe mit zunehmender Last an. Infolge der Qualitätsregelung sinkt das Luftverhältnis von 4,5 (Leerlauf) über 2,5 (Teillast) bis auf 1,7 (Volllast) ab. Das entspricht Aufladegraden bzw. effektiven Mitteldrücken in Höhe von įA = 1,7 (pme = 2,4 bar, Leerlauf), įA = 2,0 (pme = 10,2 bar, Teillast) und įA = 2,8 (pme = 23 bar, Volllast). Die hohen Aufladegrade zur Darstellung des jeweiligen Luftverhältnisses werden durch die erforderliche niedrige Rußemission vorgegeben und sind ursächlich für die hohen Zylinderdrücke, die bei Pkw-Dieselmotoren derzeit bis etwa 180 bar und bei Hochleistungsdieselmotoren bis ca. 210 bar reichen. Je höher der Aufladegrad bei konstanter Last ist, desto höher sind Spitzendruck und Luftverhältnis und desto niedriger ist aufgrund des höheren Sauerstoffangebotes die Rußemission.


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Abb. 4.74. Prozessgrößenverläufe eines direkteinspritzenden 4-Takt-Nfz-Dieselmotors [PIS02]

Infolge der Ladeluftkühlung sind die Zylindertemperaturen trotz unterschiedlicher Ladedrücke in der Verdichtungsphase nahezu gleich, während die maximalen Gastemperaturen vom Luftverhältnis bestimmt werden und damit mit zunehmender Last ansteigen. Anhand der Brennverläufe und Umsatzraten sind die zur Darstellung unterschiedlicher Mitteldrücke veränderlichen Einspritz- und Verbrennungsdauern zu erkennen, wobei der Einspritz- bzw. Verbrennungsbeginn zwar generell von der NOx-Emission bestimmt wird, im Beispiel aber als konstant vorgegeben wird. Bei sonst gleichen Randbedingungen bedeutet ein steigender Mitteldruck eine längere Brenndauer, da mehr Kraftstoff aufbereitet und verbrannt wird und die Hauptverbrennung beim Dieselmotor mischungskontrolliert ist. Die Brennverfahrensentwicklung erfordert eine sorgfältige Abstimmung aller Betriebs- und konstruktiven Parameter, um gleichzeitig gute Verbrauchswerte und niedrige Abgasemissionen ermöglichen zu können. Je nach Anwendungsgebiet des Motors und der Motorgröße liegt der Fokus entweder auf der Verbrauchsoder auf der Emissionsseite.

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Auch die dieselmotorische Verbrennung wird durch Einsatz synthetischer Kraftstoffe und einer entsprechenden Anpassung des Brennverfahrens Vorteile verbuchen können. Dieses gilt insbesondere für homogene dieselmotorische Brennverfahren (HCCI), die bis heute nur einen sehr eingeschränkten Kennfeldbereich abdecken können und eine sehr komplexe Regelung benötigen, jedoch hinsichtlich der limitierten Schadstoffkomponenten NOx und Ruß sehr vielversprechend sind. Aus diesem Grund soll im Folgenden eine kurze Beschreibung der wesentlichen Eigenschaften homogener Dieselverbrennung gegeben werden. Zur Unterdrückung der NOx-Bildung bei OT-naher Verbrennungsschwerpunktlage bietet sich eine homogene Gemischbildung an, welche die lokalen Temperaturspitzen und die lokal fetten Gemischbereiche (Rußbildung) vermeidet. Um ein homogenes Gemisch erzeugen zu können, ist jedoch eine sehr frühe Einspritzung während der Kompressionsphase notwendig. Hierbei muss darauf geachtet werden, dass kein flüssiger Kraftstoff die Brennraumwände benetzt. Um den Zündverzug – es findet nach wie vor Selbstzündung statt, allerdings idealerweise an sehr vielen Orten im Brennraum gleichzeitig – in Richtung des Oberen Totpunktes zu verlängern und die Wärmefreisetzungsrate bzw. den Druckanstieg zu begrenzen, sind hohe AGR-Raten bis über 70% bei intensiver AGR-Kühlung und guter Durchmischung erforderlich. Die mit zunehmender Last beschleunigte Wärmefreisetzung ist somit der Grund dafür, warum der HCCI-Betrieb auf die untere Teillast begrenzt ist. Der Verbrennungsbeginn wird damit nicht mehr nur durch den Einspritzbeginn, sondern vielmehr über die AGR-Rate bestimmt. 4.3.2 Ottomotorische Hochlast-Brennverfahren

Um das theoretische Verbrauchspotenzial von ottomotorischen DownsizingKonzepten im praktischen Fahrbetrieb besser nutzen zu können, sind daher geeignete Wege zur Anpassung des ottomotorischen Brennverfahrens zu finden, die einen Betrieb bei hohen Lasten ohne gravierende Nachteile erlauben. Da sich die Maßnahmen jedoch häufig gegenseitig beeinflussen, ist die Auslegung des Brennverfahrens grundsätzlich vom Lastenheft des Motors abhängig. Reine Verbrauchskonzepte weisen daher andere Eigenschaften und Charakteristiken auf als Leistungskonzepte. SRE-Homogenkonzepte

Das klassische Brennverfahren für den Ottomotor stellt der Homogenbetrieb mit Saugrohreinspritzung dar. Um dieses Verfahren im aufgeladenen Betrieb auch bei hohen Lasten klopffrei und ohne schädigende Wirkung auf die thermisch beanspruchten Bauteile betreiben zu können, sind die o.g. Maßnahmen erforderlich. Viele der im folgenden diskutierten Parametervariationen zum Brennverfahren gelten sowohl für den Saugrohreinspritzer als auch für die BDE. Unterschiede in der Wirkung der Einflussgrößen werden im Rahmen der Abgrenzung jedoch detailliert beschrieben. Abb. 4.75 beispielhaft das Ȝ- und be-Streuband heutiger, turboaufgeladener SRE-Ottomotoren.


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Abb. 4.75. Volllast-Streubänder für aktuelle, turboaufgeladene SRE-Ottomotoren [SPE03]

An der Volllast wird – je nach Aufladegrad – ab Drehzahlen von ca. 3.500 1/min fett gefahren. Zum thermischen Schutz der Abgasturbine sind hierbei Luftverhältnisse zwischen 0,7 und 0,84 nötig. Werden diese Motoren häufig im oberen Lastbereich betrieben, kann der resultierende Kraftstoffverbrauch sogar höher ausfallen als mit einem leistungsgleichen, aber großvolumigen Saugmotor. Die Höhe der Gemischanreicherung wird durch das Luftverhältnis beschrieben. Abbildung 4.76 stellt die Veränderung der Prozessgrößen in Abhängigkeit des Luftverhältnisses bei Gemischanfettung am Beispiel eines fremdaufgeladenen Einzylinderaggregates dar. Beim Übergang vom stöchiometrischen Betrieb zum leicht fetten Betrieb mit Ȝ = 0,9 steigt der Mitteldruck bei moderater Verbrauchszunahme deutlich an, während die zyklischen Schwankungen sowie der Brennverzug und die Brenndauer abnehmen. Ein Maß für die Verbrennungsstabilität (zyklische Schwankungen) stellt die Standardabweichung bzw. der COV-Wert (Coefficient of Variance) des indizierten Mitteldruckes dar. Im Bereich des höchsten Mitteldruckes sind die zyklischen Schwankungen und die Brenndauer minimal. Trotz der durch Anreicherung nach früh verlagerten Verbrennung – bei gleichem Zündzeitpunkt nimmt die Verbrennungsdauer mit fetter werdendem Gemisch zunächst ab – steigt der Kraftstoffverbrauch mit zunehmender Gemischanfettung deutlich an. Die höchsten Mitteldrücke werden drehzahlabhängig im leicht fetten Betrieb erreicht, wobei die Verbrennung sehr schnell ist und geringe zyklische

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Schwankungen eine positiven Einfluss auf die Laufruhe ausüben. Bei zu starker Anfettung sinkt der erreichbare Mitteldruck aufgrund des stark abnehmenden Wirkungsgrades und der längeren Brenndauer wieder ab, während die Abgastemperatur mit zunehmender Anreicherung infolge der Innenkühlung progressiv absinkt. Letzteres ermöglicht einen thermischen Schutz von Abgasturbine bzw. Katalysator und stellt damit den Hauptgrund der Gemischanfettung auf Werte unterhalb Ȝ = 0,8 dar.

Abb. 4.76. Einfluss des Luftverhältnisses bei Gemischanreicherung auf motorische Prozessgrößen [HAB99]

Den Beginn der Verbrennung bestimmt der Zündzeitpunkt. Während der Verbrennungsbeginn bei Teillast noch wirkungsgradoptimal eingestellt werden kann, ist dies bei hohen Lasten aufgrund klopfender Verbrennung nicht mehr möglich. Der Zündwinkel ergibt sich somit aus der Forderung nach einem klopffreien Betrieb und wird z.B. mit einem Abstand von 2 °KW zur Klopfgrenze bestimmt. Je höher der Ladedruck des Motors gewählt wird, desto weiter muss der Zündwinkel „nach spät“ verlagert werden, um Klopfen zuverlässig zu vermeiden. Diese späten Zündwinkel führen infolge der Verbrennungsverlagerung in den Expansionstakt generell zu einer Absenkung des Zylinderspitzendruckes, auch wenn der Ladedruck moderat erhöht wird. Zudem entfernt sich die Spitzendrucklage zunehmend vom Wirkungsgradoptimum, was etwa bei 10-12 °KW nach OT liegt. Zur Vermeidung sehr später Zündwinkel wird bei aufgeladenen Ottomotoren im Vergleich zu den Saugvarianten die Verdichtung abgesenkt.


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Abbildung 4.77 zeigt die sich bei Variation von Ladedruck und Verdichtungsverhältnis ergebenden Zündwinkel eines aufgeladenen Motors bei Volllast. Betrachtet man zunächst einen Ladedruck von 1,8 bar (absolut), so liefert ein Abstand des Zündwinkels zur Klopfgrenze von 2 °KW trotz der bei İ = 10 deutlich ausgeprägteren Klopfbegrenzung gegenüber İ = 7 etwa gleichen Mitteldruck. Mit zunehmenden Ladedrücken wird ein niedrigeres Verdichtungsverhältnis hinsichtlich der erreichbaren Mitteldrücke und Zündwinkel (Kraftstoffverbrauch) immer günstiger. Aufgrund der sehr steilen Kurvenverläufe sind geometrische Verdichtungen größer 8 bei einem Ladedruck von 2,6 bar nicht mehr darstellbar, da der Fahrkomfort sonst zu sehr unter den klopfregelbedingten Drehmomentschwankungen leiden würde.

Abb. 4.77. Zündwinkel bei Volllast unter Variation von Ladedruck und Verdichtung [HAB00]

Die niedrige Verdichtung ermöglicht bei hohen Ladedrücken zwar generell verbrauchsgünstige Lagen des Verbrennungsschwerpunktes, jedoch verlängert sich die Brenndauer und die Abgastemperatur steigt. Damit ist aus Gründen des Bauteilschutzes von Turbine und Katalysator eine Gemischanreicherung erforderlich, die den Kraftstoffverbrauch sowie die Emission von Kohlenmonoxid (CO) und unverbrannten Kohlenwasserstoffen (HC) deutlich erhöht. Eine verbrauchsoptimale Strategie für den ottomotorischen Prozess wäre mit einer variablen Verdichtung gegeben. Im Teillastbetrieb, der generell weniger klopfgefährdet ist, könnte das Verdichtungsverhältnis entsprechend angehoben werden, sodass günstigere Kraftstoffverbräuche realisierbar sind. Der gravierende Nachteil dieser konstruktiv umzusetzenden Variabilität ist jedoch durch die hohen Kosten gegeben. Ein ähnlicher Sachverhalt ist Abb. 4.78 zu entnehmen. Hier wird ebenfalls deutlich, dass sich das theoretisch erreichbare Mitteldruckmaximum mit zunehmendem Aufladegrad immer weiter hinter die Klopfgrenze verlagert. Fährt man hingegen mit späterer Zündung diesseits der

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Klopfgrenze, kann das theoretische Verbrauchsminimum nicht erreicht werden. In dem hier dargestellten Fall wurden die Zündwinkel ab einem Ladedruck von 700 mbar mit leichter Anfettung (Ȝ = 0,9) ermittelt, wodurch die Klopfgrenze günstig beeinflusst und die zulässige Abgastemperatur eingehalten wurde.

Abb. 4.78. Einfluss des Ladedruckes auf den erreichbaren Mitteldruck und den möglichen Zündwinkel [WIL00]

Einen weiteren, sehr wichtigen Parameter für das Brennverfahren stellt die Ladungsbewegung dar. Eine auch bei hohen Drehzahlen ablaufende, kurze Verbrennungsphase erfordert ein hochturbulentes Strömungsfeld innerhalb des Brennraumes, welches vom Einströmvorgang, der Kolbenbewegung und der Verbrennung selbst beeinflusst wird. Neben gerichteten Strömungserscheinungen, wie z.B. Drall-, Tumble- oder Quetschströmung, siehe Abschn. 2.1, sind auch turbulente Mikrostrukturen von Bedeutung. Mit zunehmenden Mitteldrücken wird die Generierung intensiver Ladungsbewegungen immer wichtiger. In Abb. 4.79 ist der Einfluss der Ladungsbewegungsintensität auf die motorischen Prozessparameter am Beispiel einer Tumble-Strömung dargestellt. Der Parameter ITZ kennzeichnet die sogenannte integrale Tumble-Intensität und berechnet sich aus dem Produkt von Tumble-Zahl und Durchflusszahl. Im Allgemeinen verringert sich mit steigender Ladungsbewegung die Durchflusszahl und


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damit der Liefergrad. Die mit steigendem Mitteldruck zunehmende Spätverlagerung der Zündung zur Klopfbegrenzung ist ursächlich für die ansteigenden Kraftstoffverbräuche. Hierbei zeigt sich jedoch, dass eine intensivere Ladungsbewegung frühere Zündwinkel erlaubt, die sich positiv auf den Kraftstoffverbrauch auswirken. Dieser Wirkungsgradvorteil steigt mit zunehmendem Mitteldruck im Vergleich zur geringen Ladungsbewegung an.

Abb. 4.79. Einfluss der Ladungsbewegungsintensität (Tumble) auf motorische Prozessgrößen in Abhängigkeit des indizierten Mitteldruckes [HAB99]

Anhand des geringeren Brennverzugs und der Brenndauer folgt bei intensiver Tumbleströmung ein schnellerer Energieumsatz mit der Folge, dass der Spitzendruck sowie der Zylinderdruckanstieg zunehmen und die Abgastemperatur sinkt. Der ausgeprägtere Druckanstieg wirkt sich i.A. negativ auf das Verbrennungsgeräusch aus. Aufgrund der bei höheren Mitteldrücken späten Brennverlaufslagen nehmen die Druckanstiege wieder leicht ab. Die positive Wirkung der Ladungsbewegung äußert sich auch anhand der Standardabweichung des indizierten Mitteldruckes. Die Verbrennungsstabilität kann durch intensive Ladungsbewegung spürbar verbessert werden. Die grundsätzlich positive Wirkung der Ladungsbewegung auf die motorischen Prozessabläufe ist jedoch nur dann vollständig nutzbar, sofern bei hohen Drehzahlen keine unakzeptablen Füllungseinbußen zu verzeichnen sind. Die Einlasskanäle sind daher entsprechend auszulegen, ggf. mit der Möglichkeit zur Absenkung der Ladungsbewegungsintensität bei hohen Drehzahlen.

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Die Motordrehzahl übt bekanntermaßen einen erheblichen Einfluss auf die Effektivität der Kraftstoffumsetzung aus, siehe Abb. 4.80. Charakteristisch ist der progressive Anstieg des spezifischen Kraftstoffverbrauchs mit steigender Drehzahl, der durch eine zunehmende Verschleppung der Verbrennung (späte Spitzendrucklage) sowie durch eine steigende Brenndauer infolge klopfbedingter Spätverstellung der Zündung verursacht wird.

Abb. 4.80. Motorisches Volllast-Betriebsverhalten bei Drehzahlvariation [HAB99]

Speziell bei hochaufgeladenen Motoren ist eine effektive Zylinderkopfkühlung daher von besonderer Bedeutung. Darüber hinaus wirkt sich eine intensive Ladungsbewegung über den gesamten Drehzahlbereich positiv auf die Entflammung und den Verbrennungsablauf aus. Neben den bereits beschriebenen Parametern stellt auch die Temperatur der Ladeluft eine erhebliche Einflussgröße im Hinblick auf den Verbrennungsprozess dar. Mit höherer Ladelufttemperatur steigt das gesamte Temperaturniveau während der Verdichtung. Damit nehmen Vorreaktionen und Radikalenbildung sowohl vor als auch während der Verbrennung zu, sodass die Klopfneigung verstärkt wird [RUS96] und eine Spätverstellung des Zündwinkels erforderlich ist. Die mit höherer Temperatur verbundene Senkung des Gemischheizwertes wird durch gleichzeitige Steigerungen des Luftaufwandes teilweise kompensiert und bewirkt damit nur eine geringe Reduzierung der Ladungsmasse [HAB99]. In Verbindung mit der klopfbedingten Spätverstellung der Zündung führt die Anhebung der Ladelufttemperatur in der Summe zu einer Senkung des erreichbaren Mitteldruckes sowie zu einer Erhöhung des Brennstoffverbrauchs.


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Abbildung 4.81 zeigt diesen Sachverhalt. Trotz niedrigerer Verdichtung sind die erreichbaren indizierten Kraftstoffverbräuche infolge der günstigeren Zündwinkel geringer als bei höherer Verdichtung. Hinsichtlich des Brennverzugs wirkt sich eine gesteigerte Ladelufttemperatur aufgrund der besseren Gemischbildung positiv aus. Allerdings führt die Spätverlagerung der Zündung zu längeren Brenndauern. Aus der Variation der Ladelufttemperatur lässt sich schlussfolgern, dass mit zunehmendem Aufladegrad die Anforderungen an die Ladeluftkühlung steigen, um der Klopfproblematik ohne gravierende Nachteile bezüglich des Kraftstoffverbrauchs und des erreichbaren Mitteldruckes begegnen zu können. Im Hinblick auf die Wirksamkeit der Ladeluftkühlung, die Baugröße der erforderlichen Komponenten und das dynamische Betriebsverhalten des Motors bietet sich hierbei ein zusätzlicher Niedertemperatur-Kreislauf an. Trotz eines höheren Aufwandes erscheint diese Lösung für Downsizing-Konzepte sehr zielführend.

Abb. 4.81. Einfluss der Ladelufttemperatur auf den indizierten Mitteldruck und den spezifischen, Kraftstoffverbrauch [HAB99]

Zur Begrenzung des Anreicherungsbedarfs sind zum einen das Klopfen zu unterdrücken und zum anderen die Abgastemperaturen zu reduzieren. In Verbindung mit einer hinsichtlich des Klopfverhaltens geeigneten Brennraumauslegung bieten sich zur Abgastemperatursenkung die gekühlte Abgasrückführung und der homogene Magerbetrieb als bekannte Verfahren zur Ladungsverdünnung an. Zunehmende Ladungsverdünnung reduziert die Ladungswechselverluste (Entdrosselung), erhöht die Ladungsmasse bei gleichem Mitteldruck, führt jedoch zu einer geringeren, laminaren Flammengeschwindigkeit, die sowohl den Übergang zur vollturbulenten Flamme als auch die Brenndauer verlängert. Dieser Prozess senkt den Hochdruckwirkungsgrad und erhöht die zyklischen Schwankungen [KAD04, GRA99]. Zudem befindet sich das verdünnte Gemisch näher an der Entflammungsgrenze, sodass zusätzlich die Gefahr von Zündaussetzern besteht. Je später

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die Verbrennungslage und je höher der Restgasanteil oder das Luftverhältnis, desto geringer ist die Verbrennungsstabilität, siehe Abb. 4.82.

Abb. 4.82. Standardabweichung des indizierten Mitteldruckes als Funktion von Zündwinkel, Restgasanteil und Luftverhältnis (schematisch)

Mit der Spätverstellung des Zündwinkels ist unmittelbar ein Anstieg der Standardabweichung des indizierten Mitteldruckes verbunden. Diese Tatsache ist speziell bei Downsizing-Konzepten kritisch, da sie zweckmäßigerweise eher geringe Zylinderzahlen mit großen Zündabständen aufweisen. Bei gleicher Verbrennungsstabilität und gleichem Abstand von der Klopfgrenze kann der Zündwinkel durch erhöhte Abgasrückführung (bei Ȝ = 1) oder durch mageres Gemisch in wirkungsgradgünstigere Bereiche verlagert werden. Im Vergleich zum konventionellen Brennverfahren, bei dem im Volllastbereich eine Gemischanreicherung erforderlich ist, können sowohl mit der gekühlten Abgasrückführung als auch durch Magerbetrieb die Emissionen von CO und HC reduziert werden. Problematisch ist jedoch die Darstellung der bei hohen Mitteldrücken gekühlten Abgasrückführung, da relativ große Abgasmengen bei teilweise positivem Spülgefälle zugeführt werden müssen. Auf der anderen Seite stellt ein Motorbetrieb mit überstöchiometrischem Luftverhältnis erhöhte Anforderungen an die Aufladung, da entsprechend viel Luft bei hohen Ladedrücken benötigt wird, sowie an die Abgasnachbehandlung zur NOx-Reduzierung. Sowohl die gekühlte Abgasrückführung als auch der Magerbetrieb sind demnach mit erheblichen Zusatzkosten verbunden. Im Teillastbetrieb ermöglicht eine ausgeprägte Ladungsbewegung die Ausweitung von Magerlauffähigkeit und Restgasverträglichkeit des Motors, sodass hierdurch ebenfalls Verbrauchspotenziale bestehen. Mit steigendem Luftverhältnis muss der Zündzeitpunkt aufgrund des zunehmenden Brennverzugs und der höheren Brenndauer vorverlegt werden Das bei geringerer Motorlast günstigere Klopfverhalten gestattet zudem die Erhöhung des geometrischen Verdichtungsverhältnisses – konstruktiv ist diese Variabilität jedoch schwierig umzusetzen – und ermöglicht infolge des resultierenden höheren Druck-, Temperatur- und Turbulenzniveaus eine Ausweitung der Magerlaufgrenze, siehe Abb. 4.83.


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Hinsichtlich der NOx-Rohemissionen wirkt sich der Magerbetrieb aufgrund des niedrigeren Temperaturniveaus positiv aus. Allerdings steigen die HC-Emissionen infolge der nach spät verlagerten und zunehmend unvollständigeren Verbrennung bei Luftverhältnissen über 1,4 deutlich an.

Abb. 4.83. Einfluss des Luftverhältnisses (Magerbetrieb) auf motorische Prozessgrößen und Schadstoffemissionen [HAB99]

Bei Ottomotoren mit äußerer Gemischbildung muss die Ventilüberschneidung begrenzt und auf das Spülgefälle abgestimmt werden, da sonst zu viel Frischgemisch durch Kurzschlussspülung vom Einlasskanal direkt in den Auslasskanal überströmt, was zu einer Verbrauchssteigerung führt und mit hohen HCEmissionen verbunden ist. Eine ausgeprägte Spülung des Brennraumes zur Vermeidung hoher Restgasanteile im Interesse einer hohen Motorleistung ist mit der Saugrohreinspritzung daher nur sehr begrenzt möglich. Direkte Kraftstoffeinspritzung bietet hier deutliche Vorteile. Hochaufladung erfolgt zweckmäßigerweise durch Abgasturboaufladung oder durch mechanische Aufladung. Im Folgenden sollen die Unterschiede zwischen diesen Aufladeverfahren in Bezug auf die motorischen Prozessgrößen beschrieben werden. In Abhängigkeit der Wirkungsgrade von Verdichter und Turbine, der Ventilsteuerzeiten sowie der Einstellungen für die Turboladerregelung stellt sich ein Abgasgegendruck ein, der in Verbindung mit dem Ladedruck einen wesentlichen Parameter für das Brennverfahren darstellt. Während bei der mechanischen Aufladung die Abgasseite weitgehend mit der von Saugmotoren übereinstimmt und der Abgasgegendruck damit deutlich niedri-

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ger ausfällt als bei der Abgasturboaufladung, können die Unterschiede zwischen den beiden Aufladeverfahren anhand einer Variation des Abgasgegendruckes relativ gut beschrieben werden. Abb. 4.84 zeigt den Einfluss des Abgasgegendruckes auf den Kraftstoffverbrauch, den Luftaufwand sowie die Spitzendrucklage und den Zündzeitpunkt für unterschiedliche Drehzahlen.

Abb. 4.84. Einfluss des Abgasgegendruckes auf motorische Prozessgrößen [HAB99]

Bei konstantem Mitteldruck steigen der Kraftstoffverbrauch und der erforderliche Ladedruck mit zunehmendem Abgasgegendruck an. Die Ursache liegt zum einen in einer erhöhten Ladungswechselarbeit, da der Kolben die verbrannte Zylinderladung gegen den höheren Druck ausschieben muss. Andererseits führt der steigende Abgasgegendruck zu einem sinkenden Luftaufwand, da sich die Restgasausspülung verringert und die Rückkompression des Abgases vergrößert. Infolge des höheren Gesamtwirkungsgrades ist bei der mechanischen Aufladung der zur Darstellung eines bestimmten Mitteldruckes erforderliche Ladedruck trotzdem höher als bei der Abgasturboaufladung. Die klopfbedingte Spätverstellung des Zündwinkels wird durch den mit zunehmendem Abgasgegendruck steigenden Restgasgehalt bewirkt und führt zu den bekannten Nachteilen hinsichtlich der Verbrennungsstabilität. Aufgrund gasdynamischer Effekte steigt der Luftaufwand mit zunehmender Drehzahl an, sodass der zur Darstellung des Mitteldruckes erforderliche Ladedruck trotz steigenden Verbrauchs abnimmt. Der bei der Abgasturboaufladung infolge des höheren Abgasgegendruckes vorliegende hohe Restgasgehalt bewirkt eine stärkere Klopfneigung, längere Brenn-


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dauern. Das durch Abgasaufstau vor der Turbine höhere Druck- und Temperaturniveau führt zu deutlich höheren Abgastemperaturen im Vergleich zur mechanischen Aufladung und steigert damit die thermische Beanspruchung der abgasführenden Bauteile. Neben der maximal zulässigen Turbineneintrittstemperatur – diese beträgt bei aktuellen Abgasturbinen ca. 950-980 °C – ist hierbei auch die Katalysatoreintrittstemperatur maßgeblich, da im oberen Drehzahlbereich ein Teil des Abgases über das Waste-Gate an der Turbine vorbei geleitet und direkt dem Katalysator zugeführt wird. Für diesen Abgasteilstrom wirkt die Turbine daher nicht temperatursenkend. Aufgrund des bei mechanischer Aufladung signifikant höheren Spülgefälles im Vergleich zur Abgasturboaufladung steigt die Emission unverbrannter Kohlenwasserstoffe infolge Kurzschlussspülung während der Ventilüberschneidungsphase an. Hier kommt hinzu, dass das vor der Abgasturbine wirkende höhere Temperaturniveau zu einer besseren Nachoxidation unverbrannter Abgasbestandteile führt. BDE-Konzepte

Wie bereits beschrieben, bietet die Benzindirekteinspritzung (BDE) gegenüber der Saugrohreinspritzung prinzipiell beträchtliche thermodynamische Vorteile insbesondere im Teillastbereich. Das größte Potenzial erschließt sich jedoch aus der Kombination von Direkteinspritzung und Abgasturboaufladung, da sich beide Verfahren ideal ergänzen und somit Synergieeffekte möglich sind. Aufgeladene BDE-Ottomotoren ermöglichen im Vergleich zu den aufgeladenen SRE-Varianten eine Anhebung der geometrischen Verdichtung um 1-2 Einheiten. Diese Maßnahme bewirkt eine Wirkungsgradsteigerung im gesamten Kennfeldbereich und führt zu einem Verbrauchsvorteil im NEFZ von etwa 3-4% [WOL02]. Der Betrieb bei höheren Verdichtungsverhältnissen reduziert die Abgastemperatur und damit den Anfettungsbedarf zum thermischen Schutz von Abgasturbine bzw. Katalysator. In Abb. 4.85 ist dieser Sachverhalt schematisch dargestellt.

Abb. 4.85. Einfluss des Brennverfahrens und der zulässigen Abgastemperatur am Turbineneintritt auf den Anfettungsbedarf [GOL04b]

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Mit zunehmendem Ladedruck bzw. Aufladegrad steigt die Abgastemperatur bei stöchiometrischer Verbrennung degressiv an. Die Grenztemperatur des Katalysators beträgt etwa 900 °C. Aufgrund der höheren Verdichtung des BDE-Verfahrens sind die Abgastemperaturen um etwa 30 K niedriger als beim SRE-Verfahren. Die zur Einhaltung der maximalen Turbineneintrittstemperatur von 950 °C notwendige Gemischanreicherung ist daher beim BDE-Verfahren zu höheren Aufladegraden verschoben. Anders formuliert ist bei der BDE für einen bestimmten Aufladegrad ein höheres Luftverhältnis zu realisieren mit entsprechenden, positiven Auswirkungen auf den Kraftstoffverbrauch. Sofern die Turbine für eine Abgastemperatur von 1.050 °C ausgelegt ist, wird eine Gemischanfettung erst bei deutlich höheren Aufladegraden erforderlich. Ggf. bestimmt dann die Katalysatoreintrittstemperatur das Ausmaß der Gemischanreicherung. In jedem Fall wirkt sich eine gesteigerte, thermische Belastbarkeit der Abgasturbine positiv auf den Kraftstoffverbrauch aus. Konventionelle, hochaufgeladene SRE-Ottomotoren weisen bei niedrigen Drehzahlen aufgrund des unzureichenden Abgasenthalpieangebotes eine ausgeprägte Drehmomentschwäche auf, die zur einer starken Beeinträchtigung der Fahrbarkeit und damit der Kundenakzeptanz führt. Mit Hilfe der Direkteinspritzung können hier durch die zusätzlichen Freiheitsgrade Ventilsteuerung und Einspritzstrategie signifikante Verbesserungen im Low-End-Torque erzielt werden, da grundsätzlich geringere Restriktionen hinsichtlich der Ventilüberschneidung, Steuerzeiten und Einspritztiming bestehen und damit das Turboladerbetriebsverhalten positiv beeinflusst werden kann. Ein spülender Ladungswechsel, dargestellt durch eine lange Ventilüberschneidungsphase, bewirkt beim aufgeladenen SRE-Motor eine Erhöhung sowohl des Kraftstoffverbrauchs als auch der HC-Emissionen. Dieser Sachverhalt führt zu einer steigenden thermischen Belastung des nachfolgenden Drei-WegeKatalysators, da ein Großteil des unverbrannten Gemisches dort exotherm umgesetzt wird. Während die Ventilüberschneidung bei der Saugrohreinspritzung mit Blick auf die Spülverluste begrenzt werden muss, kann sie bei der BDE mit dem Ziel geringer Restgasanteile sowie niedriger Ladungstemperaturen deutlich erweitert werden, sodass die Leistung infolge eines höheren Luftaufwandes über dem gesamten Drehzahlbereich ansteigt und die Klopfgefahr weiter sinkt. Aufgrund der verminderten Klopfempfindlichkeit kann der vorverlegt werden, sodass sowohl das Volllastmoment als auch der Wirkungsgrad ansteigen. Der höhere Wirkungsgrad von aufgeladenen BDE-Motoren erfordert zur Darstellung gleicher Leistung eine geringere Luftmenge, sodass sowohl der Verdichter als auch die Turbine kleiner ausgeführt sein können. Das ermöglicht ein besseres Transientverhalten des Motors. Eine große Spülmenge bewirkt zudem eine Erhöhung des durch die Turbine geleiteten Massenstroms und ermöglicht damit höhere Ladedrücke sowie ein besseres dynamischen Ansprechverhaltens durch steigende Turbinenleistung. Da im Verdichter infolge der Spülung ebenfalls mehr Frischluft durchgesetzt wird, entfernen sich die Betriebspunkte von der Pumpgrenze und stabilisieren den Verdichterbetrieb [PRE02]. Die Direkteinspritzung bei Hochaufladung erlaubt somit die Kombination von attraktiven spezifischen Leistungen mit hohen Mitteldrücken bei niedrigen Drehzahlen. [LAN03b] und


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[BEE03] geben für das Anfahrdrehmoment eines aufgeladenen BDE-Motors mit Nockenwellenverstellung eine 20%-ige Steigerung gegenüber der aufgeladenen SRE-Variante mit festen Steuerzeiten an. Abbildung 4.86 zeigt einen Vergleich des Drehmomentverlaufes aktueller, aufgeladene SRE-Ottomotoren mit turboaufgeladenen Hochlast-BDE-Konzepten und modernen Dieselmotoren. Neben einer deutlichen Steigerung des VolllastDrehmomentes können bei gleicher oder höherer spezifischer Leistung vor allem das Drehmoment bei niedrigen Drehzahlen sowie das Transientverhalten signifikant verbessert werden. Infolge dessen bildet die Direkteinspritzung mit Turboaufladung die ideale Basis für verbrauchssenkende Downsizing-Konzepte, da neben der Lastpunktverschiebung auch eine durch das höhere Low-End-Torque mögliche, verlängerte Achsübersetzung zur Wirkungsgradsteigerung genutzt werden kann. Die hohen, im Volllastbereich in den Brennraum eingespritzten Kraftstoffmengen dürfen jedoch nicht den Kolben oder die Zylinderwand benetzen, damit eine erhöhte HC-Emission sowie eine zunehmende Ölverdünnung vermieden werden kann.

Abb. 4.86. Vergleich verschiedener Motorkonzepte mit Abgasturboaufladung [FRA03]

Mit Hilfe der Direkteinspritzung ist zudem eine gezielte Beeinflussung der Gemischbildung sowie des Brennverlaufs möglich, da prinzipiell alle Arbeitstakte für die Einspritzung zur Verfügung stehen. Für die Hauptverbrennung kann die Einspritzung auf den Ansaug- und den Verdichtungstakt verteilt werden. Damit erfolgt eine Anhebung des Liefergrades sowie eine Reduzierung der Klopfempfindlichkeit. Darüber hinaus bietet eine Einspritzung während des Expansionsund Ausschiebetaktes die Möglichkeit einer gezielten Beeinflussung der Abgastemperatur und damit der Turbinenleistung sowie des Katalysatorbetriebsverhaltens. So bewirkt z.B. eine späte Nacheinspritzung kurz nach dem Start eine Verkürzung des Katalysator-Light-Off durch hohe Abgastemperaturen, sodass die thermische Trägheit des Abgasturboladers weitgehend kompensiert werden kann.

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Da innerhalb des Warmlaufs ein Großteil der zyklusrelevanten Schadstoffemissionen entstehen, ist diese Maßnahme durchaus vielversprechend. Bezüglich einer spürbaren Drehmomentsteigerung im Instationärbetrieb durch eine späte Teileinspritzung bestehen nach [SEN04] nur geringe Potenziale. Abb. 4.87 fasst noch einmal die möglichen und größtenteils nutzbaren Vorteile der Benzindirekteinspritzung gegenüber der Saugrohreinspritzung zusammen, ohne einen Anspruch auf Vollständigkeit stellen zu wollen.

Abb. 4.87. Vorteile der Benzindirekteinspritzung gegenüber der Saugrohreinspritzung

Direkteinspritzende, aufgeladene Ottomotoren bieten hinsichtlich des Brennverfahrens in der Summe deutlich mehr Freiheitsgrade als klassische Saugrohreinspritzer. Prinzipiell sind sowohl stöchiometrische Konzepte als auch Magerkonzepte mit oder ohne Schichtladung darstellbar. Stöchiometrische Konzepte Der Motorbetrieb mit einem Luftverhältnis von Ȝ = 1 kann mittelfristig als der sinnvollste Weg zur Darstellung eines ottomotorischen Downsizing-Konzeptes angesehen werden, da er die prinzipbedingten Vorteile der Direkteinspritzung zu großen Teilen ausnutzt und darüber hinaus die Verwendung eines geregelten 3Wege-Katalysators zur Abgasnachbehandlung erlaubt. Damit ist die Einhaltung der gesetzlich limitierten Schadstoffkomponenten sehr zuverlässig und ohne wei-


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teren Aufwand möglich. Das Gesamtsystem kann damit vergleichsweise kostengünstig und zuverlässig ausgeführt werden. Zur Darstellung eines stöchiometrischen Betriebs sind Konzepte ohne und mit AGR möglich. Die klassische Variante ohne AGR erreicht höchste Mitteldrücke. Während die Laststeuerung im Teillastbereich durch Drosselung oder variabler Ventilsteuerung erfolgt, kann im Nennleistungsbereich auf eine Gemischanreicherung zum thermischen Bauteilschutz in der Regel jedoch nicht verzichtet werden, da die thermodynamischen Vorteile durch Gemischkühlung mit zunehmender Drehzahl stetig sinken und die Verbrennung durch längere Einspritzdauern nach spät verlagert werden (Gemischbildung läuft unvollständiger ab und die Abgastemperatur steigt). Je nach Auslegung der Einspritzkomponenten kann der negative Einfluss zu langer Einspritzdauern die Vorteile der Innenkühlung überkompensieren [SPI02]. Zur Realisierung einer hohen Nennleistung müssen demnach die Einspritzzeiten kurz gehalten werden, was sich grundsätzlich durch Erhöhung des hydraulischen Einspritzventildurchsatzes sowie durch höhere Einspritzdrücke realisieren lässt. Hieraus wird deutlich, dass sich Hochlast- und Hochleistungskonzepte einspritzseitig nicht ohne weiteres mit einem im unteren Kennfeldbereich arbeitenden Schichtladebetrieb verbinden lassen, da der Motorbetrieb mit Schichtladung andere Anforderungen an das Einspritzsystem stellt als der Betrieb bei hohen Motorlasten. Die weltweit ersten Anbieter von großserientauglichen Motoren mit Benzindirekteinspritzung (als Homogenkonzept) und Aufladung waren DaimlerChrysler und Audi. Während DaimlerChrysler einen mechanisch aufgeladenen BDE-Motor (1,8-R4, BDE, Kompressor) anbietet, bevorzugt Audi die Kombination von Direkteinspritzung und Abgasturboaufladung (2,0-R4, BDE, ATL). Der Audi-Motor verwendet Drall-Einspritzventile und Muldenkolben. Letztere ermöglichen eine länger andauernde, kugelförmige Ausbreitung der Flammenfront sowie eine Stabilisierung der vergleichsweise ausgeprägten Tumble-Strömung. Als Ergebnis kann eine reduzierten Klopfneigung und ein schnelleres Durchbrennen der Zylinderladung beobachtet werden [WUR04b]. Die auch bei hohen Ladungsmengen intensive Gemischhomogenisierung durch die erhöhte Ladungsbewegung gestattet darüber hinaus günstige (frühe) Verbrennungsschwerpunktlagen und wirkt sich somit positiv auf den Kraftstoffverbrauch und die pmi-Standardabweichung als Maß für die Laufruhe des Motors aus. Durch den höheren Wirkungsgrad des BDE-Motors im Vergleich zum SRE-Motor können gleiche Drehmomente mit reduziertem Ladedruck und geringeren Luft- und Kraftstoffmassen erreicht werden. Dies bietet Potenzial zur Reduzierung der Baugröße des Abgasturboladers, sodass sich sowohl das Low-End-Torque als auch das Beschleunigungsverhalten signifikant verbessert. Abb. 4.88 zeigt diesen Sachverhalt in Form eines Vergleichs mit einem leistungsgleichen SRE-Turbomotor (Motorhubvolumen skaliert). Das hohe Verdichtungsverhältnis, die günstigeren Verbrennungslagen sowie das schnelle Durchbrennen des Gemisches führen zu einer Steigerung der Zylinderspitzendrücke im Vergleich zum turboaufgeladenen Saugrohreinspritzer. Beispielsweise erreicht der BDE-Turbomotor von Audi maximale Zylinderdrücke von 125 bar, während der konzerneigene SRE-Turbomotor höchstens 110 bar erreicht.

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Abb. 4.88. Vergleich von SRE-Turbo und BDE-Turbo hinsichtlich stationärem VolllastDrehmoment und Volllast-Beschleunigung [WUR04b]

Die zweite Variante eines stöchiometrischen Motorbetriebs mit Direkteinspritzung erfordert im Hochlastbereich den Einsatz gekühlter, externer Abgasrückführung, um auf die Gemischanreicherung verzichten zu können, siehe Abb. 4.89. Infolge des bei der Abgasturboaufladung im Vergleich zur mechanischen Aufladung deutlich höheren Abgasgegendruckes sind relativ hohe AGR-Raten darstellbar. Im Teillastbetrieb ermöglichen hohe AGR-Raten geringere Ladungswechselverluste.

Abb. 4.89. Stöchiometrisches Brennverfahren mit Direkteinspritzung, Abgasturboaufladung und Abgasrückführung (EBDI) der Fa. Ricardo [LAK04]


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Steigende Restgasanteile führen zwar zu sinkenden Mitteldrücken, verringern jedoch die Klopfempfindlichkeit, sofern das Abgas gekühlt zugeführt wird. Durch Aufladung und intensive Ladungsbewegung kann die AGR-Verträglichkeit erhöht werden, sodass der erreichbare Mitteldruck trotz hoher AGR-Raten ansteigt. Aufgrund der gekühlten Abgasrückführung mit hohen Restgasanteilen ist die Abgastemperatur vergleichsweise niedrig, sodass auf die Gemischanfettung im Nennleistungsbereich weitgehend verzichtet werden kann. Die geringere Klopfempfindlichkeit erlaubt zudem die Anhebung der geometrischen Verdichtung. Der zusätzliche Aufwand zur Abgasentnahme, -kühlung und –zuführung ist jedoch sehr kostenintensiv, zumal es eine große Herausforderung darstellt, die hohen AGRRaten über den gesamten Drehzahlbereich zur Verfügung zu stellen [LAK04]. Mager-Konzepte Brennverfahren, die eine überstöchiometrische Gemischzusammensetzung erlauben, bieten grundsätzlich thermodynamische Vorteile. Das geringere Temperaturniveau reduziert die Klopfneigung sowie die Wandwärmeverluste und führt zu geringeren thermischen Beanspruchungen der mit der heißen Zylinderladung in Kontakt kommenden Bauteile wie z.B. Abgasturbine und Katalysator. Aufgrund der durch den Magerbetrieb deutliche verringerten Klopfneigung kann das geometrische Verdichtungsverhältnis angehoben werden. Nachteilig ist das zur Darstellung hoher Mitteldrücke erforderliche hohe Ladedruckniveau sowie die Notwendigkeit zur nachmotorischen NOx-Reduzierung mit Hilfe eines zusätzlichen DENOX-Katalysators. Der Magerbetrieb kann zum einen homogen und zum anderen mit geschichteter Ladung erfolgen. In der Praxis wird ein überstöchiometrischer Betrieb nur in Kombination mit der direkten Kraftstoffeinspritzung möglich sein, da hierdurch mehr Freiheitsgrade zur Verfügung stehen.

Abb. 4.90. Einfluss der Kraftstoffzusammensetzung und der Oktanzahl auf den Homogenbetrieb des Ottomotors [GRU79]

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Bei der Verwendung von Ottokraftstoff treten die höchsten Reaktionsgeschwindigkeiten etwas unterhalb von Ȝ = 1 auf. Sehr magere oder fette Gemische reagieren langsamer und ermöglichen damit den Betrieb mit höheren geometrischen Verdichtungsverhältnissen. Die in Abb. 4.90 skizzierten Bereiche, in denen ein klopffreier Motorbetrieb mit sicherer Entflammbarkeit des Gemisches möglich ist, sind bei aktuellen Motoren um etwa 3 Einheiten zu höheren Verdichtungsverhältnissen verschoben. Die Grafik zeigt jedoch sehr anschaulich, welche Abhängigkeiten zwischen den Parametern bestehen, und besitzt daher nach wie vor qualitative Gültigkeit. Im Teillastbetrieb trägt die Abgasrückführung einen beträchtlichen Anteil zur Verbrauchssenkung direkteinspritzender Ottomotoren bei. Hiermit lassen sich die maximalen Verbrennungstemperaturen absenken und führen damit zu einer deutlichen Reduzierung der NOx-Rohemissionen. Infolge der dadurch für den Fall einer mageren Verbrennung verminderten Regenerationshäufigkeit des NOx-Speicherkatalysators ergibt sich zusätzlich eine Kraftstoffverbrauchssenkung. Die Erhöhung der AGR-Verträglichkeit leistet damit einen wichtigen Beitrag im Rahmen der Entwicklung moderner BDE-Konzepte. Um den bei hohen AGR-Raten auftretenden, negativen Begleiterscheinungen wie schlechtere Entflammungs- und Verbrennungsbedingungen sowie einem Anstieg von Verbrauch, HC-Emissionen und Laufunruhe entgegentreten zu können, sind auch Verfahren einer „geschichteten Abgasrückführung“ im Gespräch. Hierbei erfolgt eine gezielte Schichtung des rückgeführten Abgases im Zylinder mit dem Ziel möglichst geringer Abgaskonzentrationen im Zündkerzenbereich zur Verbesserung der Entflammungsbedingungen [PET04]. Um die erhöhten AGR-Raten zuführen zu können und die Abgastemperatur mit Blick auf die Temperatur vor Katalysator anzuheben (Ȝ sinkt, Brenndauer verlängert sich), ist beim geschichtet betriebenen Motor eine Androsselung der Ansaugluft erforderlich. Die bei der mittels luft- oder wandgeführten Verfahren realisierte Benzindirekteinspritzung führt im Schichtladebetrieb zu einer charakteristischen frühen Schwerpunktlage der Verbrennung (vor dem oberen Totpunkt), siehe Abb. 4.91.

Abb. 4.91. Brennverlauf für konventionelle Drosselsteuerung und BDE mit Schichtladung im Teillastbetrieb [GRE99]


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Diese frühe Lage begründet sich aus der zeitlichen Kopplung von Einspritzende und Zündzeitpunkt und ist grundsätzlich mit einem Verlust an Wirkungsgrad verbunden. Die Darstellung des Schichtbetriebs ist bei den hier vorliegenden hohen globalen Luftverhältnissen von essentieller Bedeutung für das Brennverfahren. Wird die Einspritzung nach spät verlagert, besteht die Gefahr einer Benetzung des Kolbens mit dem flüssigen Kraftstoff. Bei späterer Zündung ist die Schichtung der Kraftstoffwolke nicht mehr ausreichend, sodass die Entflammbarkeit des Gemisches aufgrund der sehr mageren und zunehmend homogeneren Zusammensetzung stark beeinträchtigt wird. Einen positiven Effekt auf die Lage des Verbrennungsschwerpunktes hat ein erhöhter Restgasanteil, da die Entflammung verzögert und die Brenndauer verlängert wird. Ein aufgeladener Motorbetrieb mit Schichtladung ist zwar möglich, aufgrund des durch die Aufladung turbulenteren Strömungsfeldes jedoch insbesondere bei luft- und wandgeführten Verfahren schwieriger zu realisieren. Aus der bei diesen Verfahren notwendigen, speziellen Brennraumform (Kolbenbodenform) resultiert in Kombination mit der Aufladung eine erhöhte Klopfneigung im volllastnahen Bereich. Im Sinne hoher Wirkungsgrade ist die Absenkung des effektiven Verdichtungsverhältnisses durch variable Ventilsteuerung (z.B. durch das Laststeuerverfahren SES) einer Spätverstellung des Zündwinkels vorzuziehen [WIR00], da die Abgastemperatur durch die mit späten Zündwinkeln verbundene, deutliche Spätverlagerung der Verbrennung nicht erhöht wird. Zur Darstellung hoher Luftverhältnisse im Betriebsbereich mit Ladungsschichtung sind hohe Ladedrücke erforderlich, die aufgrund des unzureichenden Abgasenthalpieangebotes (geringe Abgastemperatur) jedoch nicht ohne Zusatzmaßnahmen bereit gestellt werden können. Der Betriebsbereich, in dem Schichtladung möglich ist, kann durch die Aufladung geringfügig zu höheren Lasten verschoben werden, sofern ein höheres Luftangebot vorliegt. Unter dieser Voraussetzung ist eine Reduzierung der Rußbildung möglich, da weniger lokal fette Gemischbereiche sowie ein generell höheres Turbulenzniveau vorliegen [TRA03]. Hinsichtlich des Kraftstoffverbrauchs im NEFZ ist jedoch der drehmomentbezogene Schichtbetriebsbereich maßgeblich, sodass potenzielle Kraftstoffverbrauchsvorteile aus der Erweiterbarkeit des Schichtladebetriebsbereichs bei Downsizing-Konzepten weitgehend kompensiert werden [BOR02b]. Derzeitige, freisaugende BDE-Konzepte gestatten einen Schichtladebetrieb nur im Bereich pme < 6 bar. Da der Betriebsbereich bei Hochlastkonzepten dennoch überwiegend bei höheren Lasten liegt, erscheint der Motorbetrieb mit Schichtladung bei hochaufgeladenen Motoren zumindest heute noch nicht zweckmäßig. Der hohen Komplexität geschichteter Verfahren, die zur Darstellung hoher Lasten stets in Kombination mit homogenen Brennverfahren betrieben werden müssen, steht ein vergleichsweise geringer Zeitanteil im Schichtladebetrieb gegenüber. Darüber hinaus kann eine Ausweitung des Schichtladebetriebs zu höheren Drehzahlen mit Hilfe der Aufladung nicht erreicht werden, da die Gemischbildung in dem sehr kleinen, zur Verfügung stehenden Zeitfenster nicht gelingt und ein stabiler Transport der Gemischwolke zur Zündkerze aufgrund des höheren Turbulenzniveaus nicht gewährleistet ist. Insbesondere für aufgeladene Für BDE-Ottomotoren ist das stabil arbeitende, strahlgeführte Brennverfahren

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allen anderen Verfahren vorzuziehen, da nur mit der Strahlführung deutliche Vorteile in einem erweiterten Kennfeldbereich nutzbar sind. [STO00, LAK04] berichten über ein Mager-Brennverfahren mit Abgasturboaufladung, das sogenannte Lean-Boost-Konzept (LBDI – Lean Boost Direct Injection), das nahezu im gesamten Kennfeld ein homogenes Gemisch mit einem Luftverhältnis von Ȝ § 1,4 aufweist. Im unteren Kennfeldbereich kann der Motor zudem geschichtet und mit Abgasrückführung betrieben werden. Abb. 4.92 zeigt den erreichbaren indizierten Mitteldruck in Abhängigkeit des Luftverhältnisses sowie das Motorkennfeld.

Abb. 4.92. Mager-Brennverfahren mit Direkteinspritzung und Abgasturboaufladung (LBDI) der Fa. Ricardo [LAK04]

Beim klassischen Saugmotor und beim LBDI-Konzept sinkt der erreichbare Mitteldruck mit steigendem Luftverhältnis generell ab. Mit zunehmendem Luftverhältnis sinkt die Klopfempfindlichkeit aufgrund des sinkenden Temperaturniveaus ab. Allerdings wird gleichzeitig auch die Entflammbarkeit des Gemisches erschwert. Für den Motorbetrieb existieren daher zwei Grenzen, am linken Rand die Stabilitätsgrenze und die Magerlaufgrenze am rechten Rand. Links wird die Grenze der Verbrennungsstabilität durch die klopfbedingte Spätverstellung der Zündung erreicht, da die Standardabweichung des Mitteldruckes deutlich ansteigt. Die Magerlaufgrenze ist durch die Entflammbarkeit des Gemisches gegeben. Ein steigender Ladedruck verschiebt beide Grenzen zu höheren Luftverhältnissen und Mitteldrücken. Durch Aufladung können daher sowohl der erreichbare Mitteldruck als auch das Luftverhältnis gleichzeitig angehoben werden. Infolge der beim Magerbetrieb reduzierten Klopfneigung ist trotz Aufladung ein Verdichtungsverhältnis von İ = 11,5-12 bei Verwendung von Kraftstoff mit 95 ROZ möglich. Das geringe Temperaturniveau des Magerbetriebs vermeidet die sonst bei hoher Leistung notwendige Gemischanfettung zum thermischen Bauteilschutz und gestattet die Verwendung von VTG-Turboladern. Hierdurch können sowohl das stationäre


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Volllast-Drehmoment bei niedrigen Drehzahlen als auch das Ansprechverhalten positiv beeinflusst werden. Zur Verbesserung der Verbrennungsstabilität dient eine intensivere Ladungsbewegung, höhere Zündenergie sowie die bei der Direkteinspritzung mögliche Mehrfacheinspritzung. Hierbei wird der Einspritzvorgang durch zwei Teileinspritzungen aufgeteilt, wobei das Massenverhältnis vom Betriebspunkt abhängig ist [ALT01]. Die erste Teileinspritzung erfolgt im Ansaugtakt und stellt ein homogen-mageres, nicht zündfähiges Gemisch bereit, während durch eine spät gelagerte, zweite Einspritzung eine lokale Ladungsschichtung im Bereich der Zündkerze erzeugt wird, die zur Senkung der pmi-Schwankungen führt. Mit der ersten Teileinspritzung wird die Dauer der zweiten Einspritzung so weit verringert, dass Spritzbeginn und –ende in einem günstigen Kurbelwinkelfenster liegen, sodass neben der Verbrennungsstabilität auch die Rußemission deutlich verbessert wird. Für einen Mittelklasse-Pkw wird mit dem LBDI-Konzept im Vergleich zu einem Saugmotor mit über 30% mehr Hubvolumen zwischen 12 und 16% weniger Kraftstoff im NEFZ verbraucht. 4.3.3 Dieselmotorische Hochlast-Brennverfahren

Moderne Dieselmotoren verfügen nahezu ausschließlich über Abgasturboaufladung und direkte Kraftstoffeinspritzung mit hohen Einspritzdrücken. Sie weisen daher bereits heute die wesentlichen Systemkomponenten und Merkmale zur Darstellung hoher spezifischer Leistungen und Drehmomente auf, die zur Realisierung niedriger Kraftstoffverbräuche erforderlich sind. Es ist daher festzuhalten, dass sich Downsizing in Form von Hochlastkonzepten beim dieselmotorischen Brennverfahren bereits durchgesetzt hat. Im Vergleich zum Ottomotor liegen die maximalen Mitteldrücke zwar auf vergleichbarem Niveau, jedoch kann der Ottomotor hinsichtlich der Leistungsdichte aufgrund seiner höheren Nenndrehzahl Vorteile verbuchen. Hinsichtlich des dieselmotorischen Brennverfahrens sind die folgenden Betriebs- und konstruktiven Parameter von besonderer Bedeutung: Geometrische Verdichtung, Ladedruck, Kolbenmuldengeometrie, Düsen- und Spritzlochgeometrie, Ladungsbewegung, Einspritzdruck, Abgasrückführrate sowie der zeitliche Einspritzverlauf. Diese Parameter stellen damit die wesentlichen Stellgrößen zur Weiterentwicklung des Dieselmotors dar. Neue Technologien zum Downsizing können sich nur dann durchsetzen, wenn sie mit einer gleichzeitigen Verbesserung des Schadstoffemissionsverhaltens einher gehen. Dabei wird es zunehmend schwieriger, die Emissionen allein innermotorisch zu senken, sodass auch Systeme zur Abgasnachbehandlung vermehrt eingesetzt werden müssen, die u.U. zu einer Verbrauchserhöhung führen. Dennoch bestehen auch beim Dieselmotor weitere Potenziale zur Wirkungsgradsteigerung, die insbesondere durch Weiterentwicklung des Einspritzsystems und der Aufladung sowie durch eine Erhöhung der thermomechanischen Belastbarkeit relevanter Motorkomponenten nutzbar sind. Aber auch zusätzliche Maßnahmen zur Absenkung der Schadstoffe wie z.B. Abgasrückführung und Variabilitäten in der Ventilsteuerung sind notwendig, um den Vorgaben der Emissionsgesetzgebung zu

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genügen. Die zukünftige Leistungsfähigkeit dieser Teilsysteme bestimmt beim Dieselmotor daher den weiteren Anstieg von maximalem Mitteldruck und Leistungsdichte. Steigende Motorlasten führen tendenziell zu höheren Schadstoffemissionen. Da Downsizing-Konzepte auf einem erhöhten Lastniveau betrieben werden, ist diesem Sachverhalt besondere Beachtung zu schenken. Die größte Herausforderung besteht beim dieselmotorischen Hochlastkonzept daher in der Absenkung der Schadstoff-Rohemissionen, insbesondere von NOx- und Partikel, um zukünftige Grenzwerte einhalten zu können. Maßnahmen zur Wirkungsgradsteigerung haben sich diesen gesetzlichen Vorgaben weitgehend unterzuordnen. Hauptproblem ist das beim Dieselmotor typische gegenläufige Verhalten der Ruß- und StickoxidRohemission (Ruß-NOx-Trade-Off), Abb. 4.93.

Abb. 4.93. Ruß-NOx-Tradeoff bei der heterogenen dieselmotorischen Verbrennung

Niedrige Temperaturen und Luftmangel fördern die Rußbildung und senken die Stickoxidbildung. Ein früher Einspritzbeginn, eine geringe AGR-Rate und hohe Einspritzdrücke wirken sich generell positiv auf die Rußemission und negativ auf die Stickoxidemission aus. Eine deutliche Absenkung beider Schadstoffe erfordert eine sehr gute Feinabstimmung aller brennverfahrensrelevanten Parameter oder gänzlich neue Ansätze. Ein Beispiel für ein neuartiges Brennverfahren stellt das sogenannte HCCI-Verfahren (Homogeneous Charge Compression Ignition) dar, bei dem vor Zündbeginn ein stark homogenisiertes Gemisch vorliegt. Mit diesen neuen Ansätzen ist jedoch ein Betrieb bei hohen Motorlasten noch nicht möglich. Im Hinblick auf die Realisierung hoher spezifischer Leistungen wird das heterogene Brennverfahren deshalb für die nächsten Jahre weiterhin bestimmend sein. In Abb. 4.94 ist der Einfluss von Einspritzbeginn, AGR-Rate und Luftverhältnis auf die relevanten Emissionen sowie den Kraftstoffverbrauch am Beispiel eines direkteinspritzenden Nutzfahrzeugmotors dargestellt. Im Interesse eines niedrigen Verbrauchs sind ein früher Einspritzbeginn und ein hoher Luftüberschuss anzustreben. Beide Maßnahmen senken die Rußemission. Ein früher Einspritzbeginn verlängert jedoch den Zündverzug, da das Druck- und Temperaturniveau im Brennraum noch vergleichsweise niedrig ist. Während dieser Zündverzugszeit wird daher relativ viel Kraftstoff vor Zündbeginn eingespritzt, der dann schnell umgesetzt wird und zu hohen Stickoxid- und Geräuschemissionen führt.


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Damit die Stickoxidemissionen begrenzt werden können, sind daher– auch im oberen Lastbereich – hohe Abgasrückführraten erforderlich. Entscheidend für eine deutliche Absenkung der NOx-Emissionen bei gegebener AGR-Rate ist dabei eine gute Durchmischung von Abgas und Luft.

Abb. 4.94. Einfluss einiger Brennverfahrensparameter auf die Schadstoffemission und den Kraftstoffverbrauch eines Nfz-Dieselmotors [BIN03]

Da das zyklusrelevante Mitteldruckniveau bei Downsizing-Konzepten angehoben wird, werden bei Einsatz von Abgasrückführung zur innermotorischen Stickoxidreduzierung besondere Anforderungen an das Aufladesystem gestellt. Hierbei sind auch bei sehr hohen Motorlasten vergleichsweise hohe AGR-Raten zuzuführen, die zur Beibehaltung des geforderten Luftverhältnisses deutlich höhere Ladedrücke erfordern. Sowohl ein früher Einspritzbeginn als auch ein hoher Luftüberschuss führen zu einer Steigerung des Zylinderspitzendruckes sowie zu einer Absenkung der Partikelemission und des Kraftstoffverbrauchs, Abb. 4.95.

Abb. 4.95. Einfluss von Einspritzbeginn und Ladedruck auf die Partikelemission und den Zylinderspitzendruck eines Nfz-Dieselmotors [BIN03]

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Die erhöhten thermomechanischen Belastungen zukünftiger Dieselmotoren müssen durch geeignete Werkstoffwahl und konstruktive Lösungen beherrschbar sein. Eine weitere Möglichkeit zur Absenkung der Stickoxidemissionen ist die intensive Rückkühlung der Ladeluft [SCH91]. Zwischen der Ladelufttemperatur und der NOx-Emission besteht ein direkter Zusammenhang. Speziell bei hochaufgeladenen Motoren stellt die Ladeluftkühlung daher einen unverzichtbaren Bestandteil des gesamten Motorsystems dar. Das geometrische Verdichtungsverhältnis ist ein grundlegender Konstruktionsparameter, der auch für das Brennverfahren und damit für den Wirkungsgrad und die Schadstoffemission sowie für die Motormechanik Bedeutung hat. Bezüglich der Festlegung des Verdichtungsverhältnisses müssen zwei Kriterien erfüllt werden. Zum einen besteht die Forderung nach einem sicheren Kaltstart und einem guten Leerlaufverhalten nach dem Kaltstart, sodass die Verdichtung möglichst hoch gewählt werden sollte. Auf der anderen Seite führen hohe geometrische Verdichtungen zu hohen, maximalen Zylinderdrücken und Prozesstemperaturen. Im Interesse beherrschbarer Motorbelastungen und der Einhaltung der Schadstoffgrenzwerte muss die Verdichtung daher nach oben begrenzt werden. Abbildung 4.96 zeigt den Einfluss des Verdichtungsverhältnisses in Abhängigkeit von Ladedruck und Ansaugtemperatur auf den Verdichtungsenddruck und die Verdichtungsendtemperatur auf. Die Diagramme gelten unter der Voraussetzung isentroper Verdichtung und berücksichtigen keinen Wandwärmeübergang und keine Verbrennung. Durch die Verbrennung werden zwar deutlich höhere Temperaturen und Drücke erreicht, zur Beschreibung des grundsätzlichen Einflusses der genannten Parameter reicht aber eine Betrachtung des Verdichtungstaktes aus. Zudem ist die absolute Höhe dieser Prozessgrößen von zahlreichen brennverfahrensspezifischen Parametern wie z.B. Einspritzbeginn, Einspritzdauer, Düsengeometrie, Einspritzdruck etc. abhängig.

Abb. 4.96. Einfluss der geometrischen Verdichtung, des Ladedruckes sowie der Ansaugtemperatur auf den Verdichtungsenddruck und die Verdichtungsendtemperatur


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Eine hohe Verdichtung wirkt sich zwar generell positiv auf den Wirkungsgrad aus, sie führt jedoch zu hohen Zylinderspitzendrücken sowie hohen maximalen Prozesstemperaturen, welche die NOx-Emissionen entsprechend erhöhen. Infolge des gestiegenen Anteils der Brennraumspalte am gesamten Brennraumvolumen werden auch mehr unverbrannte Kohlenwasserstoffe emittiert. Da eine Steigerung der Verdichtung auch die Abgastemperatur reduziert, wird in geringem Ausmaß auch die Partikelemission erhöht, da sich die Rußoxidation während der Ausbrandphase verschlechtert. Bezüglich einer Senkung der Schadstoffemissionen ist demnach die Reduzierung der geometrischen Verdichtung ein probates Mittel, zumal diese Maßnahme hinsichtlich der thermomechanischen Motorbelastung weiteren Spielraum zur Steigerung der spezifischen Leistung eröffnet. Aus diesen Gründen konnte bei direkteinspritzenden und turboaufgeladenen Pkw-Dieselmotoren in den letzten Jahren eine Senkung des Verdichtungsverhältnisses beobachtet werden, wie Abb. 4.97 zeigt.

Abb. 4.97. Zeitlicher Verlauf des mittleren Verdichtungsverhältnisses von PkwDieselmotoren mit Direkteinspritzung und Abgasturboaufladung

Diese Maßnahme wurde möglich, da verbesserte Einspritzsysteme – diese bewirken eine schnelle Gemischbildung durch hohe Einspritzdrücke und kleine Spritzlochdurchmesser – zusammen mit leistungsfähigeren Glühkerzen eine kurze Startzeit sowie gute Kaltstartleerlaufeigenschaften gewährleisten [STA03].Trotz Absenkung der geometrischen Verdichtung sind mit der Leistungsdichte auch die Zylinderspitzendrücke angestiegen. Abb. 4.98 veranschaulicht dies beispielhaft an turboaufgeladenen Pkw-Dieselmotoren, welche die gültigen Abgasnormen erfüllen und eine Nenndrehzahl bis 4.100 1/min aufweisen. Darüber hinausgehende Nenndrehzahlen von 5.000-6.000 1/min gestatten zwar eine weitere Steigerung der Leistungsdichte bei moderaten Zylinderspitzendrücken. Mit diesen dieselmotorischen Hochdrehzahlkonzepten sind jedoch weder Verbrauchseinsparungen zu erwarten, noch ist hiermit aufgrund der stark erhöhten Partikelemission infolge unzureichender Gemischbildung die Emissionsgesetzgebung ohne Abgasnachbehandlung zu erfüllen [COO03].

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Abb. 4.98. Zylinderspitzendrücke von Pkw-Dieselmotoren in Abhängigkeit der Leistungsdichte

Je höher das Verhältnis von Zylinderspitzendruck zum Mitteldruck ausfällt, desto höher ist in erster Näherung der Wirkungsgrad des Motors [TEE97]. Dies wird bereits anhand der einfachen Vergleichsprozesse deutlich und zeigt, dass zukünftige dieselmotorische Hochlast-Konzepte im Interesse eines niedrigen Kraftstoffverbrauchs für steigende Spitzendrücke ausgelegt sein müssen. Während der maximale Zylinderdruck aktueller Pkw-Dieselmotoren zwischen 140 und 180 bar liegt, müssen zur Darstellung höherer Leistungsdichten Zylinderspitzendrücke bis über 200 bar in Kauf genommen werden. Das Streuband ist bedingt durch die Auslegung des Brennverfahrens und gibt den Einfluss zahlreicher Parameter sowie der Abgasgesetzgebung wieder. Spezifische Leistungen von 70 kW/dm3 führen zu Zylinderspitzendrücken zwischen 180 und 210 bar, während eine Leistungsdichte von 80 kW/dm3 Zünddrücke von mehr als 190-220 bar erfordert. Hierbei sind einstufige Aufladesysteme infolge des unzureichenden transienten Betriebsverhaltens bei niedrigen Drehzahlen sowie der Schadstoffproblematik nicht mehr ausreichend. Die hohen AGR-Raten, die bei diesen Leistungsdichten auch im oberen Lastbereich zugeführt werden müssen, sind nur mit zweistufigen Aufladesystemen darstellbar. Diese ermöglichen eine günstige Motorcharakteristik, trotzdem das Abgasenthalpieangebot an der Turbine infolge der Abgasrückführung absinkt. Darüber hinaus bewirkt der reduzierte Abgasgegendruck bei zweistufigen Aufladesystemen einen geringeren Kraftstoffverbrauch. [BIN03] gibt für zukünftige Nfz-Dieselmotoren ein Spitzendruck-Mitteldruck-Verhältnis von 10-11 an. Für effektive Mitteldrücke von 25 bar bedeutet das einen maximalen Zylinderdruck von 250-275 bar. Gerade in Verbindung mit hohen Mitteldrücken und kleinen Brennräumen – wie dies bei Downsizing-Konzepten charakteristisch ist – müssen große Kraftstoffmengen innerhalb kürzester Zeit eingespritzt und verdampft werden. In Anbetracht dessen muss das Einspritzsystem in der Lage sein, eine sehr große Sprei-


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zung der Kraftstoffmengen zwischen Leerlauf und Nennleistung zu ermöglichen. Erschwerend kommt hinzu, dass kleinere Brennräume eine geringere Vor- oder Piloteinspritzmenge benötigen, als das Verhältnis der Hubvolumina erwarten ließe [HER00]. Bei Zylinderhubvolumina von etwa 300 cm3 müssen Kleinstmengen von 0,5 mm3 zuverlässig und reproduzierend dargestellt werden, um ein ähnliches Emissions- und Geräuschniveau wie größere Motoren zu erreichen. Bei konventionellen Einspritzsystemen führt die Forderung nach einer erhöhten Einspritzmasse entweder zu längeren Spritzdauern oder zu einem höheren Einspritzdruck. Da der Einspritzbeginn aufgrund der NOx-Emission nicht nach „früh“ verlegt werden kann, bewirkt eine längere Einspritzdauer ein spätes Ende der Einspritzung. Daraus ergeben sich zwei Nachteile: Zum einen wird der Verbrennungsschwerpunkt weiter in den Expansionstakt verschoben, was unweigerlich zu einem höheren Kraftstoffverbrauch führt. Andererseits wird die zur Rußoxidation verfügbare Zeitdauer verkürzt, sodass sich eine höhere Partikelemission einstellt. Zur Darstellung hoher Volllast-Mengen wäre zwar der Einsatz von Düsen mit höherem hydraulischen Durchfluss (größere Spritzlochdurchmesser) ohne Verlängerung der Einspritzdauer oder Erhöhung des Einspritzdruckes möglich, jedoch wird aufgrund der tendenziell größeren Tropfendurchmesser die Gemischbildung negativ beeinflusst. Dies führt zu höheren Partikelemissionen sowohl in der Teillast als auch in der Volllast. Da die Ladungsdichte bei Einspritzbeginn im Teillastbereich aufgrund der geringeren Ladedrücke niedriger ausfällt als bei Volllast, dringen die Einspritzstrahlen schneller und weiter in den Brennraum ein, sodass die Gefahr einer Wandinteraktion besteht, die aus Emissionsgründen zu vermeiden ist. Die mit steigenden Leistungsdichten zunehmende Spreizung des Kraftstoffmassenstroms ist ursächlich für die Forderung nach flexiblen Einspritzdüsen mit variablem Durchflussquerschnitt, sogenannte Variodüsen, mit dem Ziel einer vom Motorbetriebspunkt abhängigen Steuerung von Einspritzverlauf, Durchfluss und Einspritzmenge. Eine möglichst exakte Dosierbarkeit des Kraftstoffes ist auch Voraussetzung, um den Abstand von der Rußgrenze mit dem Ziel hoher Motorleistung reduzieren zu können. Damit kann die globale Gemischzusammensetzung in Richtung des stöchiometrischen Betriebs verlagert werden. Die Einspritzverlaufsformung als weitere Möglichkeit zur innermotorischen Schadstoffsenkung bedient sich der Mehrfacheinspritzung und/oder Druckmodulation. Hiermit sind deutliche Vorteile zu realisieren. Grundsätzlich besteht jedoch bei beiden Verfahren die Frage nach den Toleranzen und der Langzeitstabilität. Variable Düsenkonzepte mit parametrierbaren Durchflusswerten können hier deutliche Vorteile schaffen. So erscheint es möglich, mit einem Variodüsenkonzept einen Motorbetrieb mit nur einer Einspritzung und entsprechenden Emissionsvorteilen in Kombination mit niedrigem Geräusch zu realisieren. Generell nimmt das Verbrennungsgeräusch mit sinkendem hydraulischen Durchfluss der Einspritzdüse ab, sodass u.U. auf eine Voreinspritzung verzichtet werden kann, die hinsichtlich NOx und Ruß stets Nachteile aufweist. Dabei kennzeichnet der hydraulische Durchfluss Qhydr, welcher von der Anzahl, der Form und dem Durchmesser der Spritzlöcher bestimmt wird, das durch die Einspritzdüse wäh-

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rend einer Zeitdauer von 30 s bei einem Einspritzdruck von 100 bar strömende Kraftstoffvolumen. Firma Bosch hat ein System vorgestellt, welches eine Doppel-Düsennadel und zwei übereinander angeordnete Spritzlochreihen beinhaltet [DOH03a]. Für untere und mittlere Teillast öffnet die äußere Nadel den oberen Lochkreis mit Spritzlochdurchmessern von weniger als 100 µm, wodurch ein geringer Zündverzug und ein niedriges Verbrennungsgeräusch erzielt werden. Durch Öffnen der inneren Düsennadel werden die unteren Spritzlöcher aktiviert, um die für die Volllast erforderlichen großen Kraftstoffmengen einzuspritzen. Damit ist eine BootEinspritzung ohne Drosselung oder Druckmodulation möglich. Abb. 4.99 verdeutlicht das Arbeitsprinzip.

Abb. 4.99. Konzept der Bosch-Variodüse

Eine weitere Steigerung des Einspritzdruckes auf Werte deutlich über 2.000 bar ermöglicht in Verbindung mit einem leistungsfähigen Aufladesystem und geringer Verdichtung zur Spitzendruckbegrenzung grundsätzlich eine Steigerung der Literleistung auf bis zu 100 kW/dm3, sofern gleichzeitig eine Anhebung der Nenndrehzahl auf über 5.000 1/min realisiert werden kann [DOH03a]. Dabei ist darauf zu achten, dass mögliche thermodynamische Vorteile ggf. durch einen schlechteren mechanischen Wirkungsgrad aufgezehrt oder sogar überkompensiert werden können. Für diesen Fall macht eine weitere Drucksteigerung nur dann Sinn, wenn damit deutlich niedrigere Rohemissionen möglich werden. Mit sehr hohen Einspritzdrücken lassen sich generell hohe spezifische Leistungen mit kleinen Durchflusswerten am Spritzloch darstellen. Dies gewährleistet zudem geringe Partikelemissionen. Um mit einer konventionellen Düse mit vergleichsweise geringem hydraulischen Durchfluss einen weiten Lastbereich bei konstanter Einspritzdauer abdecken zu können, ist der Einspritzdruck allerdings in Abhängigkeit der Motorlast zu ändern. Dies stellt hohe Anforderungen an die


285

Hochdruckversorgung und ist in der Serie noch nicht realisiert worden. Dem Strahleindringverhalten ist dabei besondere Beachtung zu schenken, da dieser Parameter einen bedeutenden Einfluss auf die Schadstoffbildung ausübt. Grundsätzlich sollte sichergestellt sein, dass kein flüssiger Kraftstoff auf die Brennraumwände auftrifft. In diesem Zusammenhang sind kleine Spritzlochdurchmesser, die tendenziell zu einer schnellen Tropfenverdampfung führen, vorteilhaft. Die brennverfahrensbedingten Vorteile durch hoher Einspritzdrücke haben in den letzten Jahren zu einer stetigen Steigerung des Druckniveaus geführt. Treibende Kraft war dabei die Abgasgesetzgebung mit den sehr niedrigen Partikelgrenzwerten. Anhand Abb. 4.100 wird der Trend zu höheren Einspritzdrücken und geringeren hydraulischen Durchflusswerten zur Erfüllung der strengeren Emissionsgrenzwerte am Beispiel eines PLD-Systems für Nutzfahrzeugmotoren deutlich. Eine ähnliche Entwicklung ist bei den Pkw-Einspritzsystemen zu beobachten. Die Gemischbildungsenergie wird demnach zunehmend durch das Einspritzsystem aufgebracht, und das Strömungsfeld im Brennraum verliert mit steigenden Einspritzdrücken tendenziell an Bedeutung. Dieser Sachverhalt zeigt den Einfluss der Abgasgesetzgebung bei gleichzeitiger Steigerung der Leistungsdichte auf die Motorenentwicklung auf.

Abb. 4.100. Entwicklung des maximalen Einspritzdruckes und des hydraulischen Durchflusses am Beispiel eines PLD-Systems für Nfz.-Motoren [BER96]

Künftige CR-Systeme werden in der Lage sein, aufgrund der hydraulischen Auslegung einen Einspritzverlauf abzubilden, der sich selbstständig an das Lastund Drehzahlniveau anpasst (sog. passive Einspritzverlaufsformung). Während im Niedriglastbereich ein rampenförmiger Einspritzverlauf vorliegt, wird im Volllastbereich ein rechteckförmiges Profil dargestellt [HAM04]. Bei den Einspritzdüsen sind zudem kurze Öffnungs- und Schließzeiten erforderlich. Moderne Piezotechnik gestattet mit maximalen Nadelgeschwindigkeiten von 2 m/s deutlich schnellere Schaltzeiten als gewöhnliche Magnetventile. Damit werden im Leerlauf und bei geringer Teillast bis zu zwei Voreinspritzungen mög-

286


lich, die zwar ungünstig für den Ruß-NOx-Trade-Off sind, aber das Geräuschniveau wirkungsvoll reduzieren [BAU04]. Das Strömungsfeld im Brennraum entscheidet zusammen mit der Kraftstoffeinspritzung über die Güte der Gemischaufbereitung. Speziell bei Düsen mit geringer Lochanzahl und größeren Spritzlochdurchmessern ist daher der Einsatz intensiver Ladungsbewegung eine wirkungsvolle Maßnahme zur Emissions- und Verbrauchssenkung. Eine Erhöhung der Ladungsbewegung beschleunigt die Gemischbildung, führt damit zu geringeren Partikelemissionen, jedoch auch zu höheren Stickoxidemissionen, siehe Abb. 4.101. Zudem verschlechtert die Ladungsbewegung den Ladungswechselwirkungsgrad und ist nur für einen begrenzten Drehzahlbereich optimal abzustimmen. Im Interesse eines hohen Luftdurchsatzes bei Volllast muss die Ladungsbewegung gering gehalten werden. Idealerweise sollte die Ladungsbewegung daher in Abhängigkeit des Motorbetriebspunktes variabel sein.

Abb. 4.101. Einfluss der Ladungsbewegung (Drall) auf NOx- und Partikelemission eines Nfz-Dieselmotors bei Teillast [SCH00b]

Die Intensität der Ladungsbewegung ist eng mit der Anzahl der Düsenbohrungen, dem Einspritzdruck und dem Zylinderdurchmesser verbunden. Bei kleinen Motoren, die über höhere Drehzahlen verfügen, ist für eine ausreichende Gemischbildung eine zunehmende Ladungsbewegung erforderlich. Nach [THI00] gestattet ein hohes Drallniveau zudem eine geringere Empfindlichkeit gegenüber Streuungen im Einspritzsystem. Neben dem Drall kommt auch der Quetschströmung eine große Bedeutung zu. Daher haben kleine Motoren relativ tiefe Kolbenmulden mit kleinem Durchmesser. Mit zunehmender Spritzlochanzahl muss der Drall reduziert werden, damit die einzelnen Kraftstoffstrahlen nicht ineinander verwehen, was zu steigenden Emissionen führen würde. Damit der hydraulische Durchfluss durch die Düsen nicht zu groß wird, sind die Spritzlochdurchmesser entsprechend zu reduzieren. Dies führt generell zu einem höheren Einspritzdruckbedarf.


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Zusammenfassend lässt sich festhalten, dass zur Darstellung hoher Leistungsdichten und Mitteldrücke beim Dieselmotor vor allem dem Einspritzsystem eine besondere Bedeutung zukommt. Hohe Einspritzdrücke in Verbindung mit variablen Einspritzdüsenkonzepten, ausgeprägter Kleinstmengenfähigkeit und geringen Toleranzen werden erforderlich. Um die zukünftigen, sehr strengen Emissionsgrenzwerte durch Hochlast-AGR erfüllen und eine günstige Drehmomentcharakteristik realisieren zu können, geht der Trend in Richtung zweistufig-geregelter Aufladesysteme. Im Rahmen dieses Abschnittes sind die einzelnen Brennverfahrenstechnologien von Otto- und Dieselmotoren im Hochlastbetrieb aus technischer Sicht ausführlich beschrieben worden. Neben deutlich spürbarer Vorteile im Kraftstoffverbrauch, Fahrkomfort und dem dynamischen Betriebsverhalten, die sich aus neuen Ansätzen ergeben müssen, ist für die Kundenakzeptanz jedoch auch der Kostenfaktor ein ganz entscheidender Parameter. Abbildung 4.102 wagt einen vergleichenden Überblick über die Kostensituation und die sich aus neuen Brennverfahren ergebenden Vorteile im Kraftstoffverbrauch bzw. in der CO2-Emission. Grundlage dieser Kosten-Nutzen-Betrachtung stellt der freisaugende Ottomotor mit Saugrohreinspritzung und stöchiometrischer Verbrennung dar. Aufgrund der Qualitätsregelung und der höheren Verdichtung emittiert der Dieselmotor etwa 25% weniger Kohlendioxid als der klassische Ottomotor. Allerdings steigen die Systemkosten um ca. 80 % an, wobei dieser Kostennachteil im Hinblick auf zukünftige Schadstoffgrenzwerte durchaus noch höher ausfallen kann.

Abb. 4.102. Kostensituation und CO2-Potenzial motorischer Brennverfahren (Prognose)

288


Aus heutiger Sicht werden neuartige ottomotorische Brennverfahren zwar deutliche Kostennachteile gegenüber dem SRE-Motor aufweisen, jedoch sind diese nicht so hoch wie beim Dieselmotor. Letzterer wird den Kostennachteil im Vergleich zum Ottomotor weiterhin beibehalten, wobei die Ursache sowohl durch die Verbrauchsreduzierung verursacht wird, als auch – und dies im Besonderen – durch die Abgasgesetzgebung.

4.4 Motormechanik und Wärmehaushalt Die Umsetzung der im Kraftstoff chemisch gebundenen Energie in Bewegungsenergie erfordert eine „Maschine“, die in bestimmter Art und Weise konstruktiv ausgeführt ist und in der die unterschiedlichen Prozesse gesteuert ablaufen können. Der Bereich Motormechanik beschreibt die infolge dieser Prozesse auf die einzelnen Motorkomponenten einwirkenden Kräfte und Momente, ermittelt daraus die spezifischen Bauteilbelastungen und gibt Hinweise auf die mechanischen Verluste. Downsizing-Konzepte sind aufgrund der hohen Energiedichte im Vergleich zu konventionellen Motorkonzepten deutlich höheren Belastungen ausgesetzt. Die mechanisch und thermisch hoch beanspruchten Motorkomponenten sind entsprechend anzupassen bzw. auszulegen. Die Realisierung dieser Hochlastkonzepte muss daher auch hinsichtlich der Einflüsse auf die Motormechanik kritisch beurteilt werden, damit ein zuverlässiger und verlustarmer Motorbetrieb mit der gewünschten Lebensdauer möglich ist. Die folgenden Größen stellen in diesem Zusammenhang wichtige Parameter für die Auslegung und Gestaltung der Motorkomponenten dar:

x x x x x x

Mechanische Beanspruchung Thermische Belastung Reibungsverluste Geräuschemission (NVH-Verhalten) Oberflächenbeanspruchung Verschleiß

Darüber hinaus erfordern auch die durch die hohe Leistungsdichte beeinflussten und von der Motorleistung gespeisten Nebenaggregate und Subsysteme eine besondere Betrachtung. Zu nennen sind hier in erster Linie:

x x x x x x

Kraftstoff-Hochdruckerzeugung Ladedruckaufbau (mechanischer Antrieb) Elektrisch unterstützte Aufladung Schmierölversorgung Kühlkreislauf Massenausgleichsgetriebe

4.4 Motormechanik und Wärmehaushalt

289

Die äußeren Kräfte und Momente wirken zum einen auf den Werkstoff in Form von Spannungen, zum anderen in Form von tribologischen Beanspruchungen der Oberflächen, die ihrerseits zu Reibungsverlusten und Verschleiß führen. Darüber hinaus trägt die durch die prozessbedingte Wärmefreisetzung auf die Bauteile direkt oder über Wärmetransportmechanismen indirekt einwirkende Wärme zu einer thermischen Beanspruchung der Motorkomponenten bei. Dabei führt der Wärmeeintrag generell zu einer sinkenden mechanischen Belastbarkeit der Bauteile. Die thermomechanischen Bauteilbeanspruchungen werden von einer Vielzahl äußerer Parameter beeinflusst, zwischen denen auch untereinander Wechselwirkungen bestehen. Abb. 4.103 gibt einen groben Überblick, ohne einen Anspruch auf Vollständigkeit erheben zu wollen. Jedoch wird bereits anhand dieser Übersicht deutlich, dass allgemein gültige Aussagen nur begrenzt möglich sind und eine detaillierte Beurteilung der Bauteilbeanspruchung nur durch genaue Analyse unter Berücksichtigung bekannter oder abgeschätzter Randbedingungen erfolgen kann.

Abb. 4.103. Einflussgrößen auf die Bauteilbeanspruchung

Wichtige Beurteilungskriterien für die Güte der Umsetzung von der thermischen in Bewegungsenergie sind der mechanische Wirkungsgrad, der Verschleiß, das Schwingungs- und Geräuschverhalten sowie die entstandenen Herstellungskosten. Eine Analyse der Motorkomponenten und Baugruppen vor dem Hintergrund hoher thermischer, mechanischer und tribologischer Belastungen liefert wichtige Kriterien bei der Auslegung und konstruktiven Ausführung. Der Dieselmotor ist aufgrund des höheren Zylinderdruckniveaus mechanisch deutlich höher belastet als der Ottomotor. Eine weitere Steigerung der spezifischen Leistung durch höhere Aufladegrade bzw. Mitteldrücke wirkt sich direkt in einer Zunahme der Zylinderspitzendrücke aus, sofern die Nenndrehzahl nahezu konstant bleibt. Zünddrücke in der Größenordnung von über 200 bar erfordern hochfeste Kurbelgehäuse und Zylinderköpfe und werden heute nur von Hochleistungsdieselmotoren für Nfz- und Schiffsanwendungen ertragen, die in Gusseisen ausgeführt sind. Grundsätzlich lässt sich der Spitzendruck zwar durch Absenkung der geometrischen Verdichtung reduzieren, jedoch wird eine untere Grenze von etwa İ = 14 durch die Forderung nach einem ausreichenden Kaltstartverhalten erreicht. Zudem steigen Kraftstoffverbrauch und Abgastemperatur mit sinkender Verdichtung an, sodass dieses Vorgehen – langfristig nicht zielführend ist.

290


Hochaufgeladene Motoren stellen aus den genannten Gründen besondere Anforderungen an die Motormechanik. Dies betrifft jedoch nicht alle Baugruppen und Komponenten in gleicher Weise. Während z.B. das Triebwerk dem direkten Einfluss der hohen Gaskräfte ausgesetzt ist, sind die Belastungen des Ventiltriebs nur unwesentlich höher als bei konventionellen Motorkonzepten, von den thermischen Belastungen abgesehen. Die gesamten mechanischen Verluste eines Motors können durch den Reibmitteldruck pmr quantifiziert werden, vergl. Abschn. 2.3. Da diese Verluste neben den Reibverlusten des Grundmotors auch die Antriebs- und Verlustleistung für die Nebenaggregate beinhalten und damit der mechanische Wirkungsgrad auch von den Nebenaggregaten beeinflusst wird, ist eine getrennte Betrachtung erforderlich. Eine vollständige Beschreibung der einzelnen, den Reibmitteldruck beeinflussenden Anteile würde jedoch den Rahmen dieses Abschnittes sprengen. Daher werden nur die Baugruppen einer näheren Betrachtung unterzogen, deren mechanische Verluste bei hochaufgeladenen Motoren in hohem Maße zum Reibmitteldruck beitragen. Konkrete Auslegungs- und Konstruktionsvorgaben können im Rahmen dieses Buches nicht gegeben werden. Aufgrund der fast unüberschaubaren Anzahl an Einflussparametern technischer wie wirtschaftlicher Art ist dies auch nicht möglich. Vielmehr soll aufgezeigt werden, welche Phänomene vor dem Hintergrund erhöhter thermischer und mechanischer Beanspruchungen in den Fokus rücken und deshalb eine besondere Berücksichtigung bedürfen. Darüber hinaus werden Hinweise und Möglichkeiten zur Steigerung der thermomechanischen Belastbarkeit der wesentlichen Komponenten und Baugruppen sowie zur Senkung der wirkungsgradbestimmenden Reibungsverluste und des Verschleißes gegeben. 4.4.1 Mechanische und tribologische Grundlagen

Ursache für die mechanischen Bauteilbelastungen und in der Folge für Reibungsund Verschleißphänomene sind die auf das jeweilige Bauteil einwirkenden äußeren Kräfte und Momente. Im Gegensatz dazu sind die thermischen Beanspruchungen hauptsächlich vom Brennverfahren, der Leistungsdichte und den Möglichkeiten zur Wärmespeicherung und Wärmeabfuhr abhängig. Zur Beurteilung des Einflusses eines für ein Downsizing-Konzept gewählten Prozessablaufes auf die Motormechanik ist zunächst die Beschreibung der äußeren Kräfte und Momente erforderlich. Da der Kurbeltrieb die wesentlichen Motorkomponenten beinhaltet und der Ventiltrieb nur geringfügig zu den mechanischen Verlusten beiträgt und thermisch nicht hoch belastet ist, erfolgt eine Beschränkung auf den Kurbeltrieb. Kinematik und Dynamik des Kurbeltriebs

Um die Kräfte und Momente im Kurbeltrieb bestimmen zu können, ist zunächst die Beschreibung der Kinematik erforderlich. Dabei wird von einer gleichförmigen Drehbewegung der Kurbelwelle mit konstanter Winkelgeschwindigkeit ausgegangen. Im realen Motor liegen aufgrund der instationären Kräfte der einzelnen


291

Zylinder sowie der ungleichförmigen Bewegung einzelner Triebwerksbauteile stets Drehungleichförmigkeiten vor, die das Schwingungs- und Komfortverhalten des Motors negativ beeinflussen. Daher wird versucht, bei Mehrzylindermotoren eine möglichst vorteilhafte Kröpfungs- und Zündfolge festzulegen, um die Ungleichförmigkeiten zu reduzieren. Bei Motoren mit geringer Zylinderzahl – und diese sind bei konsequentem Downsizing obligatorisch – werden entsprechend größere Schwungmassen oder Ausgleichsgetriebe verwendet.

Abb. 4.104. Einfacher Kurbeltrieb

Abbildung 4.104 zeigt die geometrischen Verhältnisse am Kurbeltrieb. Dabei ist der Kolbenweg der Abstand des Kolbenbolzenmittelpunktes vom oberen Totpunkt. Nach [MER99] gilt für die Kolbenbeschleunigung bei gleichförmiger Bewegung: d 2x dt 2

x r Z 2 cos M O P cos 2M .

(4.67)

Dabei ist die Kolbenbeschleunigung neben der bewegten Masse der maßgebliche Parameter für die oszillierenden Massenkräfte. Da die Beanspruchung der Triebwerksbauteile von den zu übertragenden Kräften abhängig ist, sind die einzelnen Kraftverläufe in Abhängigkeit des Kurbelwinkels sowie der konstruktiven Parameter zu bestimmen. Neben den äußeren Kräften sind stets auch die Massenkräfte zu berücksichtigen. Am Kolben greifen die Gaskraft und oszillierende Massenkraft an. Da die Gaskraft stets in Richtung der Hauptlager wirkt und damit im Pleuel Druckspannungen erzeugt, wird sie als negative Kraft angegeben.

FK FGas

FGas FM ,osz , p M

D 2 S , 4

(4.68) (4.69)

292


FM ,osz

mosz x mosz r Z 2 cos M OP cos 2M

(4.70)

In Abb. 4.105 sind die normierten Verläufe von Kolbenweg, Kolbengeschwindigkeit und –beschleunigung als Funktion des Kurbelwinkels für zwei unterschiedliche Pleuelverhältnisse dargestellt.

Abb. 4.105. Kolbenbewegung als Funktion des Kurbelwinkels

Abbildung 4.106 zeigt Druckverläufe und oszillierende Massenkräfte eines direkteinspritzenden Nfz-Dieselmotors für pmi = 10 und 20 bar.

Abb. 4.106. Zylinderdruck- und Massenkraftverlauf eines DI-Nfz-Dieselmotors


293

Diese Lasten stellen für die nachfolgenden Betrachtungen die Basis dar. Dieselmotoren weisen generell höhere Zylinderdrücke auf als Ottomotoren. Um die dadurch bedingten höheren Gaskräfte beherrschen zu können, werden die Triebwerksbauteile verstärkt, was wiederum zu größeren Triebwerksmassen und damit auch zu höheren Massenkräften führt. Dieselmotoren sind damit mechanisch grundsätzlich höher belastet als Ottomotoren. Abbildung 4.107 stellt die Kolbenkraft in Abhängigkeit des Kurbelwinkels und unter Variation der wesentlichen Parameter dar.

Abb. 4.107. Kolbenkraft in Abhängigkeit der wesentlichen Einflussparameter

Da alle inneren Triebwerkskräfte unter Berücksichtigung der Triebwerkskinematik und der Massenkräfte der einzelnen Triebwerkskomponenten Reaktionskräfte der Kolbenkraft sind, führt eine bnderung der Kolbenkraft unmittelbar zu einer vergleichbaren bnderung der inneren Triebwerkskräfte. Aus diesem Grund stellt die Kolbenkraft eine einfache und sinnvolle Beurteilungsgröße dar, um den Einfluss geänderter konstruktiver und Betriebsparameter auf die mechanische Belastung des Triebwerks aufzeigen zu können. Das gilt besonders dann, wenn zusätzlich das Verhältnis der inneren Triebwerkskräfte zur Kolbenkraft bekannt ist. Die folgenden Überlegungen sollen diesen Sachverhalt an einem konkreten Beispiel darstellen. Das Diagramm oben links in Abb. 4.107 beschreibt den Verlauf der Kolbenkraft über ein gesamtes Arbeitsspiel bei einer Drehzahl von 2.000 1/min. Die Gaskraft ist dominierend, sodass die höchsten Kolbenkräfte im Bereich

294


des Zünd-OT auftreten und zu hohen Druckspannungen im Pleuel führen. Beim betrachteten Motor im beschriebenen Betriebspunkt sind positive Kolbenkräfte nur in einem Bereich von etwa 70 °KW um den LW-OT zu beobachten, die aus den Massenkräften resultieren. Das rechte obere Diagramm stellt die Kolbenkraft in Abhängigkeit des Gasdruckes dar. Hier wird deutlich, dass ein Anstieg von Spitzen- und Mitteldrücken die mechanische Belastung der Triebwerkskomponenten signifikant erhöht. Im praktischen Fall einer Zünddrucksteigerung, die fast immer mit breiteren Druckverläufen kombiniert ist, um entsprechend hohe Mitteldrücke zu realisieren, ist die maximale Belastung einerseits größer, andererseits jedoch auch länger andauernd. Eine Drehzahlsteigerung, siehe Diagramm unten links, verlagert die Kolbenkraftmaxima zunehmend in Richtung des LW-OT, wobei der Bereich des ZündOT durch die wachsenden Massenkräfte entlastet wird. Für Motoren mit hohen Nenndrehzahlen treten die maximalen Kolbenkräfte schließlich im LW-OT auf, sodass der Massenkrafteinfluss für diesen Fall als wesentliches Auslegungskriterium für die Triebwerksbauteile herangezogen werden muss. Der Einfluss unterschiedlicher Hub-Bohrungsverhältnisse auf die mechanischen Belastungen spiegelt sich im Diagramm unten rechts wider. Dabei muss erwähnt werden, dass dieser Geometriekennwert über das Verhältnis von Brennraumoberfläche zu Brennraumvolumen auch Auswirkungen auf die thermodynamischen Verluste hat. Unter der Voraussetzung konstanten Zylinderhubvolumens kann die Kolbenkraft und damit die Triebwerksbelastung reduziert werden, in dem der Motor langhubiger ausgelegt wird. Infolge des damit verbundenen geringeren Kolbendurchmessers werden die Gaskräfte deutlich reduziert. Der vergrößerte Hub führt – falls von einer konstanten Kolbenmasse ausgegangen wird – jedoch einerseits zu steigenden rotierenden und oszillierenden Massenkräften und andererseits zu einer größeren Motorbauhöhe. Die geringeren Kolbenkräfte führen auch zu geringeren Kolbennormalkräften, sodass u.U. auf eine Anpassung der Pleuellänge zur Beibehaltung des Pleuelverhältnisses verzichtet werden kann. Andernfalls führt ein längeres Pleuel zu einer weiteren Vergrößerung der Motorbauhöhe. Nachteilig auf den Liefergrad wirken zudem die durch die geringere Bohrung reduzierten Ventildurchmesser. Auch die mittlere Kolbengeschwindigkeit steigt an, sodass die tribologischen Belastungen durch langhubige Auslegung eher zunehmen. Ein weiterer Nachteil langhubiger Auslegung ist der Verlust an Gestaltfestigkeit der Kurbelwelle, da sich Hubzapfen und Grundzapfen weniger überlappen. Zur Berechnung der inneren Triebwerkskräfte werden einige vereinfachende Annahmen getroffen, die ihrerseits jedoch keine Beeinträchtigung der grundlegenden Aussagen zum Einfluss hoher Spitzen- und Mitteldrücke auf die Motormechanik darstellen. Da eine Weiterleitung der Kolbenkraft nur in Richtung des Pleuels möglich ist, teilt sich die Kolbenkraft in die Kolbennormalkraft und die Pleuelkraft auf. Abb. 4.108 stellt die in den einzelnen Komponenten und Lagern des Kurbeltriebs wirksamen Kräfte dar. Der Kurbeltrieb sei weder geschränkt, noch desachsiert. Da reale Motoren zur Reduzierung der Geräuschanregung durch Kolbenanlagewechsel nur geringfügig


295

geschränkt bzw. desachsiert sind, ist der Fehler infolge dieser vereinfachenden Betrachtung der Kinematik zu vernachlässigen.

Abb. 4.108. Kräfte in den Bauteilen und Lagerstellen eines Triebwerks

Zur Berechnung der Pleuelkraft geht man von einem kleinen Pleuelschwenkwinkel ȕ aus, sodass sich der Cosinus dieses Winkels näherungsweise mit wenigen Gliedern einer Taylor-Reihe in Abhängigkeit des Kurbelwinkels ĳ darstellen lässt: sin E

O P sin M ,

1 sin 2 E | 1

cos E

FP

FK cos E

O2P 2

(4.71) sin 2 M ,

FK 1

2 P

O

2

(4.72)

. (4.73)

2

sin M

Die andere Komponente der Kolbenkraft, die Kolbennormal- oder Kolbenseitenkraft, berechnet sich zu FKN

FK tan E

FK

OP sin M O2P 2

1

2

sin M

. (4.74)

Die Pleuelkraft FP kann in die Tangentialkraft FT und in die Radialkraft FR aufgeteilt werden, wobei die Tangentialkraft mit dem Kurbelradius das Drehmoment des Motors erzeugt und die Radialkraft die Kurbelkröpfung auf Biegung belastet und auf das Hauptlager wirkt.

296


FT

FP sin M E

(4.75)

FP cos M E ,

(4.76)

§ ªO º· FP ¨ cos M OP sin 2 M « P cos M 1» ¸ . 2 ¬ ¼¹ ©

(4.77)

FR FR

· § O2 FP sin M ¨¨1 P sin 2 M OP cos M ¸¸ , 2 ¹ ©

Alle inneren Triebwerkskräfte, die aus einer Zerlegung der Kolbenkraft hervorgehen, sind demnach über kinematische Funktionen mit der Kolbenkraft verbunden. Einzige Variablen sind das Pleuelverhältnis und der Kurbelwinkel. Abb. 4.109 beschreibt diese Funktionen in Abhängigkeit unterschiedlicher Pleuelverhältnisse, wobei die inneren Triebwerkskräfte stets auf die verursachende Kolbenkraft bezogen wird.

Abb. 4.109. Auf die Kolbenkraft bezogene innere Triebwerkskräfte

Die Pleuelkraft stimmt in etwa mit der Kolbenkraft überein, wenn kleine Pleuelverhältnisse vorausgesetzt werden. Dem entsprechend beträgt die Kolbennormalkraft nur ein Bruchteil der Kolbenkraft, sie variiert jedoch stark und führt damit zu häufigen Kolbenanlagewechseln. bhnliches, alternierendes Verhalten zeigen die Tangentialkraft und die Radialkraft, wobei die Maxima dieser Kräfte


297

mit der Kolbenkraft übereinstimmen. Bis auf die Pleuelkraft ist keine innere Triebwerkskraft größer als die Kolbenkraft. Das Pleuelverhältnis sollte – sofern dies aus Platzgründen möglich ist – nach Möglichkeit klein gehalten werden, um die Pleuel- und Kolbennormalkraft und damit das Geräuschverhalten des Motors zu reduzieren. Reibung und Verschleiß

Die Kräfte und Momente, die zwischen den relativ zueinander bewegten Motorbauteilen wirken, führen grundsätzlich zu Reibungsverlusten. Sofern die Reibung mit direktem Kontakt zwischen zwei Bauteilen verbunden ist, tritt auch Verschleiß auf. Einen wesentlichen Einflussparameter auf Reibung und Verschleiß stellt die Schmierung dar. Reibung, Verschleiß und Schmierung werden zusammen durch den Begriff Tribologie zusammengefasst. Innerhalb des Motors treten unterschiedliche Reibungszustände auf. Man differenziert hierbei in erster Linie zwischen der Grenzreibung, der Mischreibung und der hydrodynamischen Reibung. Abb. 4.110 stellt die Unterschiede zwischen diesen Reibungszuständen anschaulich dar.

Abb. 4.110. Reibungszustände, Stribeck-Kurve und Einfluss der Temperatur auf die Viskosität des Schmieröls

Bei der Grenzreibung handelt es sich um Festkörperreibung, bei der die Oberfläche der Reibpartner mit einem molekularen Film eines Zwischenmediums be-

298


netzt ist. Während die Reibpartner bei der hydrodynamischen oder Flüssigkeitsreibung durch einen Film flüssigen Schmierstoffes vollständig voneinander getrennt sind, kennzeichnet die Mischreibung einen Zustand, bei der Grenzreibung und hydrodynamische Reibung nebeneinander auftreten. Grenz- und Mischreibung sind daher stets mit Verschleiß verbunden, der seinerseits einen fortschreitenden Materialverlust aus der Fläche eines festen Körpers darstellt und generell durch Kontakt- und Relativbewegungen eines festen, flüssigen oder gasförmigen Gegenkörpers verursacht wird. Die Grenze zwischen den verschiedenen Reibungszuständen ist fließend, und in der Regel treten alle Zustände während des Betriebs eines Maschinenteils mit unterschiedlichen Zeitanteilen gewichtet auf. So werden beispielsweise bei einem Gleitlager die Reibungszustände in Abhängigkeit der Drehzahl nacheinander durchfahren. Mit Hilfe der sogenannten StribeckKurve kann die Abhängigkeit des Reibbeiwertes von der Gleitgeschwindigkeit bei konstanter Temperatur bzw. Viskosität beschrieben werden. Die Reibungszustände sind dabei unterschiedlichen Gleitgeschwindigkeitsbereichen zugeordnet. Zum Aufbau eines tragenden Schmierfilmes ist grundsätzlich eine bestimmte Gleitgeschwindigkeit erforderlich. Im Bereich der Grenzreibung und Mischreibung nimmt der Reibbeiwert von anfänglich hohen Werten rasch ab, um nach Erreichen eines Minimums (Übergangsdrehzahl, Ausklinkpunkt) aufgrund der steigenden Scherung des Schmierstoffes innerhalb des Schmierfilms wieder anzusteigen. Im Ausklinkpunkt beginnt die hydrodynamische Reibung. Ab hier ist ein stabiler Betrieb nahezu ohne Verschleiß möglich. Steigende Belastung der Gleitpartner oder sinkende Viskosität verschiebt den Ausklinkpunkt in Richtung höherer Gleitgeschwindigkeiten bzw. Drehzahlen. Im rechten Diagramm in Abb. 4.110 ist erkennbar, dass die Temperatur des Schmieröls einen beträchtlichen Einfluss auf dessen Viskosität ausübt. Im Beispiel ist die kinematische Viskosität bei einer Temperatur von 20 °C um den Faktor 10 höher als bei einer Öltemperatur von 80 °C. Eine vollständige Trennung der Reibpartner erfordert den Aufbau eines tragenden Schmierfilmes. Dies kann entweder hydrostatisch oder hydrodynamisch erfolgen, wobei ein hydrostatischer Druckaufbau eine externe Energiequelle zur Druckerzeugung benötigt. Innerhalb des Verbrennungsmotors wird der Druckaufbau im Schmierspalt überwiegend hydrodynamisch bewirkt. Beispiele dafür sind Zapfen und Schale vom Pleuel- und Grundlager, das Tribosystem Kolbenring/Laufbuchse und der Nocken-Stößel-Kontakt. Hierzu ist einerseits eine wirksame Relativgeschwindigkeit zwischen den Reibpartnern und andererseits ein konvergenter Schmierspalt erforderlich. Das an den Oberflächen der Reibpartner anhaftende Schmieröl wird infolge der Relativbewegung in den sich verengenden Spalt gefördert und bewirkt so den hydrodynamischen Druckaufbau. Abb. 4.111 zeigt das Wirkprinzip. Darüber hinaus kann ein Druckaufbau auch durch Verdrängung bzw. des sogenannten Squeeze-Effektes erfolgen. Dabei drückt die auf den Gegenkörper lastende Kraft das Schmieröl seitlich aus dem Schmierspalt heraus (Quetschfilmströmung). Der Druckaufbau durch Verdrängung ist ein zeitlich begrenzter Prozess, der beispielsweise zwischen Kolbenring und Laufbuchse im Bereich der oberen Totpunkte – hier ist die Relativgeschwindigkeit Null – abläuft.


299

Abb. 4.111. Möglichkeiten des Druckaufbaus im Schmierspalt

Grundlage zur Berechnung der Hydrodynamik ist die dreidimensionale, laminare Strömung reibungsbehafteter, inkompressibler Newton´scher Flüssigkeiten, die durch die Navier-Stokes-Gleichungen beschrieben werden. Unter Berücksichtigung einiger Randbedingungen [CZI92] folgt daraus beispielsweise für die Schmierung im Bereich Kolbenring/Zylinderlaufbuchse die sogenannte ReynoldsGleichung: w § 3 wp · w § 3 wp · wh wh ¨ h ¸ ¨ h ¸ 6 K vx 12 K wx © wx ¹ wy © wy ¹ wx wt

0.

(4.78)

Die Reynolds-Gleichung beschreibt den örtlichen und zeitlichen Verlauf des Druckes im Schmierspalt sowie der Ölfilmdicke und wird in vielen Simulationstools verwendet. Die hydrodynamische Reibkraft lässt sich durch einen einfachen Ansatz der Newton`schen Schubspannungshypothese beschreiben. Mit Bezug auf Abb. 4.11 gilt: FR ,hydr .

dv

³W dA ³K dy dA .

(4.79)

Demnach ist die hydrodynamische Reibkraft von der ölbenetzten Fläche A und der Scherspannung Ĳ innerhalb des Schmierspaltes abhängig. Die Scherspannung berechnet sich aus dem Produkt von Scherwinkel – dieser entspricht dem Quotienten aus Gleitgeschwindigkeit und Schmierspalthöhe – und der dynamischen Viskosität. Hohe hydrodynamische Reibkräfte treten bei viskosem Öl, hohen Gleitgeschwindigkeiten und niedrigen Schmierfilmhöhen auf. Auf der anderen Seite wird die Fähigkeit des Reibsystems, hohe Lasten zu ertragen, mit zunehmender Visko-

300


sität verbessert, sodass schon bei relativ geringen Gleitgeschwindigkeiten eine vollständige Trennung der Reibpartner durch den Schmierfilm erfolgen kann und damit ein weitgehend verschleißfreier Betrieb möglich ist. In der Praxis muss daher stets ein Kompromiss zwischen einem hohen Tragverhalten des Schmierfilms (hohe Viskosität) einerseits und geringen hydrodynamischen Reibverlusten (geringe Viskosität) andererseits gefunden werden. Die gesamte Reibkraft setzt sich stets aus Mischreibung und hydrodynamischer Reibung zusammen. Zur Berechnung der Mischreibung wird häufig vereinfacht der Coulomb´sche Ansatz verwendet:

P FN .

FR , Misch

(4.80)

Diese Kraft ist ausschließlich von dem Reibkoeffizienten und der normal zur Gleitrichtung wirkenden Kraft – der sogenannten Normalkraft – abhängig. Hohe Reibkräfte bedeuten jedoch nicht automatisch hohe Reibungsverluste. Die reibungsbedingte, mechanische Verlustleistung berechnet sich als Produkt von Reibkraft und Gleitgeschwindigkeit: Preib

FR vGleit

F

R ,hydr .

FR ,Misch vGleit .

(4.81)

Trotz hoher Reibkräfte kann die Verlustleistung infolge Reibung vernachlässigbar sein, sofern die wirksame Gleitgeschwindigkeit sehr gering ist. Ein anschauliches Beispiel hierfür ist das Tribosystem Kolbenring/Laufbuchse. Hier variiert die Kolbengeschwindigkeit – entsprechend der oszillierenden Kolbenbewegung – zwischen Null (oberer und unterer Totpunkt) und einem Maximum (im Bereich des halben Hubes), welches neben der Drehzahl auch von den geometrischen Kennwerten des Motors abhängig ist. Insbesondere im Zünd-OT treten sehr hohe Reibkräfte auf, da die Kolbenringe aufgrund des zwischen Kolbenringnutgrund und Kolbenring wirkenden Zylinderdruckes stark gegen die Zylinderwand gepresst werden. Allerdings ist die Kolbengeschwindigkeit in diesem Bereich nahezu Null, sodass es u.U. zwar zu einem direkten Kontakt zwischen Kolbenring und Laufbuchse und damit zum sogenannten Zwickelverschleiß kommt, die Reibleistung jedoch vernachlässigbar gering ausfällt. Aufgrund der Komplexität der zahlreichen tribologischen Systeme im Motor ist eine unmittelbare Berechnung der gesamten Reibungsverluste mit großen Ungenauigkeiten behaftet, da es nahezu unmöglich ist, die für die Berechnung notwendigen Randbedingungen zu ermitteln. Im Laufe der Zeit sind daher mehrere Verfahren zur experimentellen Erfassung der Reibungsverluste bekannt geworden, die jedoch zum Teil mit beträchtlichen Messunsicherheiten verbunden sind. Neben den gebräuchlichen Messverfahren wie der Auslauf- und Abschaltversuch, das Willans-Linien-Verfahren, die Schlepp- und Stripmethode sowie das Indizierverfahren haben sich auch Sondermessmethoden bewährt, die eine Reibungsermittlung einzelner Motorkomponenten im Betrieb gestatten [BAS02]. Die Indiziermethode erfordert zwar den höchsten Aufwand zur genauen Einhaltung der äußeren Randbedingungen wie Öl- und Wassertemperatur, Bauteiltemperatur, Indiziergenauigkeit usw., sie liefert jedoch vergleichsweise gute Ergebnisse unter der realen Randbedingung des gefeuerten Motorbetriebs. Im Rahmen der


301

Indiziermethode werden sowohl die innere Leistung als auch die effektive Leistung des Motors ermittelt. Die Reibleistung ergibt sich dann aus der Differenz von innerer und effektiver Leistung und beinhaltet neben den eigentlichen Reibverlusten auch die zum Antrieb der Nebenaggregate benötigte Antriebsleistung: PR

Preib PA, NA

Pi Pe .

(4.82)

In der Praxis wird häufig mit dem Reibmitteldruck gearbeitet, der als spezifischer Kennwert einen Vergleich unterschiedlicher Motoren gestattet und sich dem entsprechend aus der Differenz von indiziertem und effektivem Mitteldruck zusammensetzt. Während der indizierte Mitteldruck durch das Indizieren ermittelt wird, berechnet sich der effektive Mitteldruck aus dem an der Kurbelwelle des Motors gemessenen Drehmoment.

pmr

p mi pme

1 Vh

³ p dV

M 2S . i VH

(4.83)

Da die zur Bestimmung des Reibmitteldruckes erforderlichen Messwerte - Zylinderdruckverlauf und Drehmoment – Messgrößen mit statistisch unabhängigen Einzelfehlern darstellen, gilt für die Berechnung der Messunsicherheit des Reibmitteldruckes: u p mr

2 2 u p mi u p me .

(4.84)

Die Problematik der Reibleistungsermittlung liegt nun in der Tatsache begründet, dass reale Motoren sehr hohe mechanische Wirkungsgrade aufweisen. Der indizierte Mitteldruck und der effektive Mitteldruck stellen demnach zwei nahezu gleich große Kennwerte dar. Das führt dazu, dass die Messunsicherheit des Reibmitteldruckes vergleichsweise hohe Werte annimmt, wie das folgende Beispiel zeigt: Der gemessene indizierte Mitteldruck betrage pmi = 11 bar und der effektive Mitteldruck pme = 10 bar. Die relative Messunsicherheit für beide Kennwerte liege bei u = 1%. Dann ergibt sich die absolute Messunsicherheit: u(pmi) = 0,11 bar und u(pme) = 0,10 bar. Nach Gl. 4.84 berechnet sich die absolute Messunsicherheit des Reibmitteldruckes zu u(pmr) = 0,14866 bar, sodass der relative Fehler für den Reibmitteldruck beachtliche 14,866% beträgt (pmr = 1 bar ± 0,14866 bar). Dieses Beispiel zeigt sehr anschaulich, dass zur Ermittlung der Reibungsverluste neben der genauen Einhaltung der Bauteil-, Kühlmittel- und Schmieröltemperaturen eine sehr exakte Messwerterfassung unbedingte Voraussetzung ist, um überhaupt eine verlässliche Aussage über die Reibungsverluste treffen zu können. Während die Drehmomentmessung durch Messflansche mit Genauigkeiten von ca. 0,1% sehr genau erfolgen kann, sind bei der Indiziertechnik sowohl gut kalibrierte Drucksensoren als auch die exakte Einstellung der dynamischen OT-Lage notwendig. Um den Fehler durch falsche OT-Kalibrierung abschätzen zu können, wurde eine Beispielrechnung durchgeführt, der ein Druckverlauf eines direkteinspritzenden Nfz-Dieselmotors zugrunde liegt, siehe Abb. 4.112.

302


Abb. 4.112. Fehler in der Berechnung des indizierten Mitteldruckes durch falsche OTKalibrierung

Bei diesem Druckverlauf mit einem indizierten Mitteldruck in Höhe von pmi = 2bar führt bereits ein Winkelfehler von 0,1 °KW zu einer fehlerhaften Berechnung des indizierten Mitteldruckes in Höhe von 3,2%, wobei der Fehlerwinkel linear in die Fehlerberechnung eingeht. Ein Winkelfehler von 1 °KW ergibt demnach einen Fehler in der pmi-Berechnung in Höhe von 32%. Je höher der Mitteldruck ist, desto geringer wirken sich Winkelfehler durch falsche Positionierung des Drehwinkelgebers aus. Bei einem indizierten Mitteldruck von 13 bar führt ein Winkelfehler von 1 °KW zu einem pmi-Fehler von 6,8%. Abbildung 4.113 zeigt die Schlepp-Reibmitteldrücke moderner Otto- und Dieselmotoren in Abhängigkeit der Drehzahl sowie beispielhaft für einen freisaugenden Ottomotor die Aufteilung der gesamtmotorischen Reibung auf die einzelnen Komponenten und Baugruppen. Der Reibmitteldruck von Dieselmotoren liegt aufgrund des höheren Zylinderdruckniveaus deutlich höher als bei Ottomotoren. Die Reibung von Kolben, Kolbenringen sowie der Pleuel- und Hauptlager nimmt einen entsprechend großen Anteil ein, der mit dem Aufladegrad grundsätzlich


303

ansteigt. Daher wirken sich reibungsmindernde Maßnahmen besonders bei diesen Komponenten spürbar aus.

Abb. 4.113. Schlepp-Reibmitteldruck und Anteil der Komponenten und Baugruppen an der gesamten Motorreibung [BAS02, GRE03]

Eine Reduzierung der Reibungsverluste, ausgedrückt durch eine bnderung des Reibmitteldruckes ǻpmr = pmr,alt – pmr,neu, wirkt sich unmittelbar in eine Kraftstoffverbrauchssenkung ǻbe = be,alt – be,neu aus. Die prozentualen bnderungen von Reibmitteldruck und Kraftstoffverbrauch sind wie folgt definiert: '[ pmr

'[ be

pmr ,alt pmr ,neu pmr ,alt be ,alt be , neu be, alt

'pmr , pmr , alt

(4.85)

'be . be ,alt

(4.86)

Für eine Reibungsreduzierung gilt entsprechend der Definition ǻpmr > 0. Nach kurzer Umrechnung und unter Berücksichtigung der Annahme, dass der innere Wirkungsgrad durch bnderung der Reibungsverluste nicht beeinflusst wird, ergibt sich für die prozentuale bnderung des spezifischen, effektiven Kraftstoffverbrauchs aus der Reibungsreduzierung:

'[ be

'pmr pmi pmr ,alt 'pmr

'[ pmr pmr ,alt

pmi pmr ,alt 1 '[ pmr

.

(4.87)

Abbildung 4.114 zeigt mögliche Reduktionspotenziale des Kraftstoffverbrauchs durch Reibungssenkung. Hieraus wird deutlich, dass die Verbrauchseinsparung umso größer ist, je niedriger der durch den indizierten Mitteldruck beschriebene Lastpunkt und je höher der absolute Reibmitteldruck vor der Reibungssenkung ist.

304


Abb. 4.114. Potenziale zur Kraftstoffverbrauchsredzierung durch Reibungssenkung

Da der Betriebsbereich von Downsizing-Konzepten eher im oberen Lastbereich angesiedelt ist, bestehen aus der Reibungsreduzierung grundsätzlich geringere Verbrauchspotenziale als bei konventionellen Motoren. Ursache ist die Tatsache, dass Hochlastkonzepte schon aufgrund der Betriebspunktverlagerung über höhere mechanische Wirkungsgrade verfügen, sodass sich eine weitere Reibungsreduzierung nicht mehr so stark auf den effektiven Wirkungsgrad auswirkt. Es sei hier jedoch angemerkt, dass sich durch den Hochlastbetrieb Verschiebungen innerhalb der Aufteilung der Reibungsverluste ergeben. Je größer der Mitteldruck ausfällt, desto höher ist der Anteil der Kolbengruppe und der Hauptund Pleuellager an den gesamten Reibungsverlusten. Eine spürbare Senkung der Reibung dieser Motorkomponenten kann daher trotz des hohen mechanischen Wirkungsgrades zu einer deutlichen Kraftstoffverbrauchsreduzierung führen. Beträgt der Reibverlustanteil der Kolbengruppe beispielsweise 60%, der gesamte Reibmitteldruck 2 bar, und liegt der Betriebspunkt bei 10 bar, so bewirkt eine Reibungsreduzierung der Kolbengruppe in Höhe von 30% eine Kraftstoffverbrauchssenkung von etwa 4%.


305

4.4.2 Beanspruchung und Anpassung der Motorkomponenten

Die Komponenten vom Kurbel- und Ventiltrieb sowie der Zylinderkopf, die Laufbuchse und das Kurbelgehäuse werden unterschiedlich beansprucht. Während die brennraumbegrenzenden Bauteile (Zylinderkopf, Kolben, Laufbuchse) einer hohen thermischen Belastung durch die heißen Brennraumgase unterliegen, sind alle kraftübertragenden Komponenten mechanisch hoch beansprucht. Der Ventiltrieb wird bei Downsizing-Konzepten im Vergleich zu konventionellen Motorkonzepten eher geringfügig zusätzlich belastet. Eine detaillierte Beurteilung der Gestaltfestigkeiten der einzelnen Bauteile erfordert die Kenntnis der jeweiligen Randbedingungen und macht umfangreiche Berechnungen nötig. Daher werden die Beanspruchungen der einzelnen, relevanten Motorkomponenten im Folgenden überwiegend qualitativ aufgezeigt und Maßnahmen zur Darstellung der gewünschten Lebensdauer diskutiert. Zylinderkopf

Beim Zylinderkopf haben sich Grauguss und AlSi-Legierungen als Werkstoff durchgesetzt. Die hohen Zünddrücke moderner, direkteinspritzender Diesel- und Ottomotoren erfordern generell einen Werkstoff, der hinsichtlich Zugfestigkeit, Kriechbeständigkeit, Duktilität und Elastizität, Wärmeleitfähigkeit, Thermoschockfähigkeit sowie guten Gießeigenschaften bei geringer Warmrissanfälligkeit höchsten Ansprüchen genügen muss. Neben der richtigen Werkstoffwahl haben auch das Gießverfahren und die Wärmebehandlung einen entscheidenden Einfluss auf die physikalischen Eigenschaften. Diese Prozesse sind sehr sorgfältig auf den Werkstoff abzustimmen. Bei der Mehrzahl der aktuellen Dieselmotoren ist der Zylinderkopf das Lebensdauer begrenzende Bauteil, wobei im Allgemeinen nicht die Festigkeit der kritische Faktor ist, sondern die thermomechanische Wechselbeständigkeit [LAN04]. Der Teil des Zylinderkopfes, der die Grenze zum Brennraum darstellt, sowie die Stege im Bereich des Auslasskanals sind bei modernen Dieselmotoren hohen Temperaturen bis über 220 °C ausgesetzt [FUC03]. Insbesondere hier besteht die Gefahr von Werkstoffermüdung, die sich durch eine Abnahme der mechanischen Eigenschaften wie beispielsweise Zugfestigkeit, Streckgrenze und Härte äußert und zum Werkstoffversagen durch Rissbildung führen kann. Neben der Weiterentwicklung hoch belastbarer Werkstoffe sind auch neuartige Kühlkonzepte und konstruktive Lösungen zur intensiven Wärmeabfuhr Ziel führend. Durch die Darstellung eines intelligenten Kühlkonzeptes, das geringe Temperaturgradienten innerhalb des Bauteils ermöglicht, kann die Problematik infolge thermisch bedingter Ermüdungserscheinungen spürbar gesenkt werden. Darüber hinaus bietet auch ein lokales Werkstoffengineering in Form von geteilt ausgeführten Zylinderköpfen, das z.B. bei Porsche eingesetzt wird [KNI03], Vorteile. Hier wird der geringer beanspruchte, obere Teil aus einer günstigen

306


Standardlegierung vergossen, während der hoch beanspruchte, untere Bereich aus einer hochwarmfesten Legierung gefertigt wird. Für weiter verschärfte Einsatzbedingungen bietet auch Vermiculargraphitguss (GGV, GJV), der bereits als Werkstoff für hochbelastete Kurbelgehäuse bei Dieselmotoren Verwendung findet, trotz des durch die geringere Wärmeleitfähigkeit höheren Temperaturniveaus beachtliches Potenzial. Aufgrund des Gewichtsnachteils im Vergleich zu Aluminium sind solche Eisen-Konzepte jedoch nur als konsequente Dünnwand-Konstruktionen denkbar, die hohe Anforderungen an den Gießprozess stellen. Kurbelgehäuse und Zylinderlauffläche

Die Beanspruchung des Zylinderkurbelgehäuses (ZKG) erfolgt zum einen mechanisch mit der Folge hoher Spannungen in den kraftführenden Bereichen sowie der Anregung von Gehäuseschwingungen (Geräusch). Auf der anderen Seite führen die im Brennraum umgesetzten Energiemengen zu einer hohen thermischen Belastung des oberen Laufbuchsenbereiches, sodass hier eine intensivere Kühlung erforderlich ist. Die hohen inneren Triebwerkskräfte von Hochlastkonzepten sowie hohe Drehmomente führen zu einer verstärkten mechanischen und tribologischen Belastung, der einerseits durch geeignete Werkstoffe und andererseits durch eine intelligente konstruktive Ausführung im Sinne einer verspannungs- und verformungsarmen Kraftführung begegnet werden muss. Wie schon beim Zylinderkopf beschrieben, sind die physikalischen Eigenschaften der Werkstoffe auch beim Kurbelgehäuse von dem gewählten Gießverfahren sowie der Wärmebehandlung abhängig. Der Anteil des Kurbelgehäuses an der Gesamtmasse des Motors beträgt etwa 25-35% und ist grundsätzlich abhängig von der Motorgröße, der Bauart und dem Brennverfahren. Schon früh haben daher Bestrebungen stattgefunden, das Gewicht des Kurbelgehäuses zu reduzieren. Nachdem beim Ottomotor die AlSiLegierungen als ZKG-Werkstoff einen sehr hohen Anteil erreicht haben, werden auch die Kurbelgehäuse von modernen Dieselmotoren zunehmend aus diesen Leichtmetalllegierungen hergestellt [KÖH02]. Die begrenzenden Faktoren für diese Entwicklung stellen die Struktursteifigkeit sowie die Anforderungen an die Zylinderlauffläche dar. Durch lange Zuganker und zusätzliche Stahleinlagen sind mit AlSi-basierten Kurbelgehäusen zwar Spitzendrücke bis 200 bar darstellbar [SCH04a], jedoch bedeuten diese strukturversteifenden Maßnahmen einen nicht unwesentlichen Aufwand. Auch die Lagerstühle müssen bei Al-ZKG aus anderen Werkstoffen gefertigt werden, da Aluminium mit den Eigenschaften hohe Wärmedehnung und geringe Steifigkeit im Motorbetrieb zu hohen Schmieröldurchsätzen aufgrund großer Lagerspiele und zu plastischer Verformung infolge hoher Lagerkräfte führt. Hinsichtlich der Kosten, der Gießbarkeit und des NVH-Verhaltens sind dennoch sowohl der lamellare Grauguss (GJL) als auch die hochfesten GJVLegierungen und GGG für Spitzendrücke um 200 bar als Werkstoff für Zylinderkurbelgehäuse den Aluminiumlegierungen überlegen. Das höhere spezifische Gewicht von Grauguss kann über geschickte, konstruktive Gestaltung mit innerer


307

Tragholmstruktur zu einer Reduzierung des Gewichtsvorteils von Aluminium führen, sodass Grauguss nach wie vor interessante Eigenschaften bietet, zumal keine zusätzlichen Maßnahmen für die Zylinderlauffläche erforderlich sind. Um die positiven Eigenschaften von Grauguss und Aluminium bzw. Magnesium verbinden zu können, werden zunehmend Verbundkonstruktionen eingesetzt. Hoch belastete Bereiche des Kurbelgehäuses (Deckplatte, Hauptlager, Zylinderstege) können damit gezielt durch entsprechend geeignete Werkstoffe ausgeführt werden. Die BMW AG hat als erster Hersteller eine Aluminium-MagnesiumVerbundkonstruktion entwickelt [LAN03], die einen interessanten Ansatz für Leichtbau im Kurbelgehäuse darstellt. Allerdings bieten diese Varianten bei vergleichsweise hohem Aufwand nicht das Potenzial zur Spitzendrucksteigerung über 200 bar wie Graugusswerkstoffe. Effiziente Brennverfahren mit hohen Spitzendrücken führen zu einer ausgeprägten Strukturanregung durch das direkte und indirekte Verbrennungsgeräusch. Ein vorteilhaftes NVH-Verhalten ist zum einen über eine hohe Struktursteifigkeit und zum anderen über geringe Anregung durch die resultierenden, inneren Triebwerkskräfte zu erreichen [GEB03]. Motoren mit wenigen Zylindern oder hohen bewegten Massen schneiden daher prinzipbedingt schlechter ab als Motoren mit hoher Zylinderzahl oder geringen bewegten Massen. Der Zylinderlauffläche als eine wesentliche Komponente des Kurbelgehäuses kommt eine besondere Bedeutung zu. Die hohen Zylinderdrücke von Hochlastkonzepten führen zu einer ausgeprägten, tribomechanischen Belastung der Zylinderlaufbahn. Hier werden besonders hohe Anforderungen an den Werkstoff und die Oberflächenstruktur gestellt, damit einerseits ein reibungsund verschleißarmer Betrieb und andererseits geringer Ölverbrauch und niedrige Blow-by-Verluste möglich sind. Konventionelle AlSi-Legierungen kommen diesen Anforderungen – speziell bei Dieselmotoren – nicht ausreichend nach, sodass geeignete Bewehrungsmaßnahmen durch lokales Werkstoffengineering durchzuführen sind. Neben eingegossenen kommen eingepresste Graugussbuchsen ebenso zum Einsatz, wie spezielle Beschichtungen, die z.B. über einen Plasmaspritzprozess oder über galvanische Abscheidung aufgebracht werden. Für Ottomotoren genügen in der Regel übereutektische AlSi-Legierungen, deren Siliziumgehalt oberhalb von 12% liegt. Auch mit Aluminiumschmelze infiltrierte Preforms stellen für Ottomotoren geeignete Werkstoffe für die Laufbuchse dar. Abseits des Werkstoffes ist die Oberflächentopografie der Zylinderlaufbahn ein zentraler Einflussparameter für das tribologische Betriebsverhalten. Diese Oberflächenstruktur wird klassischerweise durch das spanende Bearbeitungsverfahren Honen hergestellt. Durch eine kombinierte Rotations- und Hubbewegung des Werkzeuges (Honleisten) entsteht eine Kreuzriefenstruktur, die eine ausgezeichnete Adhäsion des Schmieröls ermöglicht. Die kanalförmigen Vertiefungen stellen jedoch auch ein sogenanntes kommunizierendes Kanalsystem dar, welches infolge der oszillierenden Kolbenbewegung den Eintritt von Schmieröl in den Brennraum fördert. Dies führt zu erhöhten HC- und Partikelemissionen. Um eine gute Dichtwirkung im Kolbenring-Zylinder-Verbund zu gewährleisten, werden die Kolbenringe vergleichsweise stark vorgespannt. Hierdurch werden jedoch sowohl die Reibungsverluste als auch der Verschleiß erhöht.

308


Neuartige Honverfahren, die eine sehr niedrige Grundrauhigkeit ermöglichen, erzeugen in Kombination mit einer Laserstrukturierung deterministische Oberflächentopografien, die eine gezielte Beeinflussung der tribologischen Eigenschaften hinsichtlich hoher Verschleißfestigkeit, geringer Reibungsverluste sowie niedrigem Ölverbrauch versprechen [GOL01, GOL02a, GOL02b, GOL04a, ABE04]. Abb. 4.115 zeigt den Unterschied zwischen stochastischer und deterministischer Zylinderlaufbahn-Oberflächentopografie auf.

Abb. 4.115. Stochastische und deterministische Oberflächen für Zylinderlaufbahnen

Die sehr geringe Grundrauheit (glatte Oberfläche) bewirkt gute Gleiteigenschaften, und der hohe Materialtraganteil führt zu einer höheren tribologischen Belastbarkeit der Oberfläche. Beide Eigenschaften sind speziell für Hochlastkonzepte von Bedeutung. Um genügend Öl zur Schmierung vorhalten zu können, werden gezielte Vertiefungen, sogenannte Mikrodruckkammern, in die Oberfläche eingebracht. Durch Form, Ausrichtung und Anzahl dieser Mikrodruckkammern kann das Ölhaltevolumen und damit das Ölangebot zwischen Kolbenring und Buchse gezielt beeinflusst werden, und zwar unabhängig vom Werkstoff. [GOL04a] hat entsprechende Reibungs- und Verschleißuntersuchungen an Nfzund Pkw-Motoren durchgeführt. Verglichen wurde eine konventionelle Plateauhonung (Grundrautiefe R3z = 4,12 µm) mit einer sehr feinen Honung (R3z = 0,91 µm), die über mit Lasermaterialbearbeitung eingebrachte, längliche Taschen, siehe Abb. 4.115, verfügt. Die Ergebnisse der Reibkraftmessungen nach dem Verfahren von [FUR79, KES99] sind in Abb. 4.116 dargestellt. Die an der Kolbengruppe wirkenden Reibkräfte können durch den Einsatz neuartiger Oberflächenstrukturen deutlich reduziert werden. Insbesondere in den Totpunkten mit erhöhten Mischreibungsanteilen, aber auch in Bereichen erhöhter Kolbengeschwindigkeit sinken die Reibkraftspitzen signifikant ab. Das Potenzial zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs zeigt sich sehr anschaulich in den Reibmitteldrücken, die um bis zu 50% abgesenkt werden können. Ursache hierfür ist neben der geringen Rauheit der laserstrukturierten Oberfläche das erhöhte, lokale Ölhaltevolumen durch die Mikrodruckkammern.


309

Abb. 4.116. Vergleich der Reibkraftverläufe der Kolbengruppe von konventioneller Honung und neuartiger, laserstrukturierter Glatthonung [GOL04a]

Dieses erhöhte Ölangebot äußert sich in ansteigenden Ölfilmdicken zwischen dem obersten Kolbenring und der Laufbuchse im laserstrukturierten Buchsenbereich, Abb. 4.117.

Abb. 4.117. Ölfilmdickenverlauf zwischen oberstem Kolbenring und Laufbuchse im gefeuerten Motorbetrieb [GOL04a]

310


Der Ölfilmdickenverlauf konnte am selben Motor mittels induktiver Messtechnik [GOL02c] im gefeuerten Betrieb gemessen werden und liefert die Begründung, warum auch die Verschleißraten spürbar geringer ausfallen als bei der serienmäßigen Oberflächenstruktur. Im Rahmen weiterführender Untersuchungen an einem Pkw-Ottomotor konnten detailliertere Aussagen über das Verschleißverhalten gemacht werden. Abb. 4.118 zeigt die aus der 3D-Vermessung der Oberfläche berechneten Verschleißraten der untersuchten Zylinderlaufbahnen. Hierbei kam neben der konventionellen Struktur (zweistufige Glätthonung) eine laserstrukturierte Variante mit näpfchenförmigen Mikrodruckkammern zum Einsatz. Im Vergleich zur Standardhonung konnte der Verschleiß um etwa 25% gesenkt werden. Insgesamt eignen sich diese Oberflächen hervorragend für thermomechanisch hochbelastete Motoren.

Abb. 4.118. Näpfchenförmige Mikrodruckkammer-Struktur und Verschleißraten von konventioneller und laserstrukturierter Zylinderlaufbahn [GOL04a]

Auch eine Oberflächenbehandlung mittels UV-Laser-Verfahren, bei dem einerseits Graphitausscheidungen freigelegt werden und andererseits ein Stickstoffeintrag in die Oberfläche erfolgt, wirkt sich vorteilhaft auf die tribologischen Eigenschaften der Zylinderlaufbahn sowie auf den Ölverbrauch aus [LIN03]. Jedoch ist dieses Verfahren ausschließlich auf Grauguss als Werkstoff für die Zylinderlaufbahn angewiesen und kommt daher für Aluminium basierte Werkstoffe nicht in Betracht. Kolben und Kolbenringe

Der Kolben als zentrales Bauteil des Triebwerks hat die Aufgabe, die bei der Verdichtung und anschließenden Verbrennung resultierenden Zylinderdrücke und Wärmeströme aufzunehmen und mit möglichst geringen thermodynamischen und mechanischen Verlusten weiterzuleiten. Da der Kolben sowohl thermisch als auch


311

mechanisch hoch beansprucht wird, hat er besondere Anforderungen zu erfüllen. Über seine konstruktive Gestaltung und Dimensionierung übt der Kolben darüber hinaus einen spürbaren Einfluss auf das Motorgeräusch bzw. das NVH-Verhalten, den Kraftstoffverbrauch und die Schadstoffemissionen aus. Steigende Leistungsdichten führen zu einer zunehmenden thermischen und mechanischen Belastung des Kolbens. Die bei Hochlastkonzepten charakteristischen hohen Zylinderspitzen- und Mitteldrücke bewirken zum einen hohe Druckbelastungen, die eine Anpassung des Kolbenbolzens sowie des kleinen Pleuellagers erfordern. Zum anderen müssen auch steigende absolute Wärmeströme – verbunden mit hohen Wärmestromdichten – an das Kühlmittel bzw. das Öl abgeführt werden. Beim Dieselmotor ist die Verbrennungsmulde die thermisch am höchsten beanspruchte Zone. Hier treten bei Aluminium-Kolben Bauteiltemperaturen nahe 400 °C auf, die bei Stahlkolben noch deutlich höher ausfallen [ISS04a]. Hochbelastete Kolben erfordern daher eine Kolbenkühlung durch Anspritzen der Kolbeninnenseite mit Öl bzw. durch separate Kühlkanäle innerhalb des Kolbens, die ebenfalls eine Wärmeabfuhr über eingespritztes Öl gestatten. Der Motorbetrieb bei unterschiedlichen Drehzahlen und Lasten sowie das inhomogene Temperaturfeld führen zu zeitlich und örtlich abhängigen Spannungszuständen innerhalb des Kolbens und dadurch bedingt zu Ermüdungserscheinungen. Unterschieden werden hier die hochfrequente Ermüdung innerhalb eines Zyklus (High Cycle Fatigue, HCF) – maßgeblich ist hier der Zylinderspitzendruck – sowie die niederfrequente thermomechanische Ermüdung (Low Cycle Fatigue, LCF), wobei letztere hauptsächlich durch die maximale Wärmestromdichte beeinflusst wird. Sowohl HCF als auch LCF reduzieren die Lebensdauer des Kolbens. Eine geeignete Kennzahl zur Beschreibung der vom Kolben zu ertragenden Belastung stellen Leistungs- und Drehmomentdichte sowie die sogenannte Kolbenflächenleistung dar. Sie berechnet sich aus dem Produkt von Leistungsdichte und Hub: Pe , AK

Pe z AK

i n p me s

Pe . s VH

(4.88)

Da bei der Kolbenflächenleistung Mitteldruck und Nenndrehzahl gleichwertig behandelt werden, ist eine Beurteilung sowohl von Hochlast- als auch Hochdrehzahlkonzepten möglich. Abb. 4.119 zeigt die Kolbenflächenleistung von aktuellen Otto- und Dieselmotoren in Abhängigkeit der Nenndrehzahl. Mit zunehmender Kolbenbelastung kommen hochwarmfeste Werkstoffe als Einzelgussteile oder aus mehreren Teilen zusammen gesetzt zum Einsatz. Gebaute Kolben mit Stahloberteil ertragen die höchsten Beanspruchungen, haben jedoch Nachteile bezüglich des Gewichtes. Hochwarmfeste Aluminium-Legierungen für Kolben können bis etwa 200 bar Spitzendruck eingesetzt werden. Hohe Bauteilfestigkeiten für Dieselkolben sind zudem mit lokal eingegossenen Keramikfasern im Muldenrandbereich möglich. Geschmiedete Stahlkolben erlauben – bei nahezu gleichen Bauteilgewichten – die Ausweitung des Betriebs zu Spitzendrücken von 240 bar [JUN03] oder sogar auf über 250 bar [ISS04b]. Dabei darf nicht außer Acht gelassen werden, dass der Übergang zu Stahl als Kolbenwerkstoff auch mit

312


steigenden Temperaturen verbunden ist, die generell einen negativen Einfluss auf die Stickoxidemission haben.

Abb. 4.119. Kolbenflächenleistung von Otto- und Dieselfahrzeugmotoren in Abhängigkeit der Nenndrehzahl

Neben dem Kolben sind auch die Kolbenringe extremen Belastungen ausgesetzt. Mit den hohen Zylinderdrücken sind hohe Anpresskräfte verbunden, die insbesondere den obersten Kompressionsring intensiv gegen die Laufbuchse pressen. Zudem bewirkt das höhere Temperaturniveau eine Senkung der Ölviskosität. In der Summe führt der Hochlastbetrieb zu einer Reduzierung des tragenden Ölfilmes zwischen Ring und Buchse, sodass die Verluste durch Kolbenringreibung und der Verschleiß zunehmen. Zur Kompensation ist das Tribosystem Kolbenring/Laufbuchse entsprechend auszulegen. Als Maßnahmen kommen hier die Verwendung eines hinsichtlich der Viskosität angepassten Schmieröls sowie die Modifizierung von Werkstoff und Oberflächentopografie der Reibpartner in Betracht, wobei stets das Schadstoffemissionsverhalten des Motors berücksichtigt werden muss. Für hohe Belastungen bei Dieselmotoren kommen auf der Kolbenringseite Chrom-Keramik-Beschichtungen zum Einsatz, die aus einer mit Al2O3-Partikeln versetzten, galvanisch aufgetragenen Hartchromschicht bestehen. Gegenüber reinen Chromschichten erhöht der Keramikanteil die Brandspurfestigkeit, verringert den Schichtverschleiß und eignet sich daher nach wie vor für die meisten Anwendungen. Für noch höhere thermomechanische Beanspruchungen eignen sich diamantbesetzte Chromschichten. Hiermit können noch geringere Ringverschleißraten und eine höhere Brandspurfestigkeit erreicht werden [ESS04]. Hinsichtlich des Reibungsverhaltens interagieren der Kolben und die Kolbenringe mit der Zylinderlaufbuchse. Dem entsprechend erfordert die Umsetzung reibungsreduzierender Maßnahmen stets die Betrachtung beider Komponenten.


313

Pleuel und Kurbelwelle

Das Pleuel überträgt die Kraft vom Kolben auf den Hubzapfen der Kurbelwelle und wird in erster Linie auf Zug und Druck beansprucht. Bei sehr hohen Drehzahlen kann die Biegebeanspruchung aufgrund der Massenkräfte nicht mehr vernachlässigt werden. Eine Auslegung hat daher hinsichtlich der zulässigen Spannungen und der Knicksicherheit zu erfolgen. Darüber hinaus sind geringe Verformungen von großem und kleinem Pleuelauge zu gewährleisten, um die Funktionsfähigkeit der darin befindlichen Lager aufrecht erhalten zu können. Wie auch bei den anderen Bauteilen führt der Motorbetrieb mit hohen Zylinderdrücken zu einer gesteigerten mechanischen Beanspruchung des Pleuels. Im Gegensatz dazu sind Kurbelwellen – insbesondere von Dieselmotoren – relativ hoch beanspruchte Motorkomponenten. Die einzelnen, entlang der Kurbelwellenlängsachse einwirkenden dynamische Lasten führen zu Biege- und Torsionsbeanspruchungen, wobei auch Torsionsschwingungen einen erheblichen Anteil an den mechanischen Spannungen haben. Kritische Bereiche sind die Hohlkehlen. Niedrige Zylinderzahlen bewirken lange Zündabstände, die in Verbindung mit hohen Zylinderspitzendrücken unstetige und hohe Belastungen ergeben. Die Forderung nach geringen Reibungsverlusten der Gleitlager von Hub- und Grundzapfen kann durch geringe Zapfendurchmesser erfüllt werden. Allerdings führt das zu geringen Überlappungen der Zapfen, sodass die Kurbelwellensteifigkeit und damit die Gestaltfestigkeit, die Lagerbelastung sowie das NVH-Verhalten negativ beeinflusst werden. Trotz der hohen Belastungen gelten das Pleuel und in der Regel auch die Kurbelwelle nicht als kritische Bauteile, um Hochlastkonzepte realisieren zu können. Die im Rahmen der konventionellen Auslegung durchgeführten Festigkeitsrechnungen bieten unter Berücksichtigung der erhöhten mechanischen Belastungen eine gute Grundlage, um diese Bauteile mit ausreichender Gestaltfestigkeit darstellen zu können. Haupt- und Pleuellager

Die Lager im Triebwerk eines Verbrennungsmotors – kleines und großes Pleuellager sowie die Grund- oder Hauptlager – waren lange Zeit die lebensdauerbestimmenden Komponenten hochbelasteter Motoren und sind mit etwa 20-25% an den gesamten Reibungsverlusten des Motors beteiligt. Bei heutigen Verbrennungsmotoren kommen fast ausschließlich Gleitlager zum Einsatz, wobei über wälzgelagerte Kurbeltriebe umfangreiche Erfahrungen vor allem aus früherer Zeit vorliegen. Gegenüber Wälzlagern weisen Gleitlager zwar höhere Reibungsverluste und geringere Lagerbelastungen auf, sie sind jedoch unempfindlich gegen Stoßbelastung, aufgrund geteilter Ausführungen sehr einfach zu montieren, erfordern radial geringen Platzbedarf und weisen ein günstigeres Akustikverhalten auf. Zudem sind sie einfach herzustellen und damit sehr preisgünstig. Nachteilig ist bei Gleitlagern der höhere Öldurchsatz, der eine größere Ölpumpe erfordert und damit die mechanischen Verluste durch Antrieb der Nebenaggregate negativ beeinflusst [SPE03].

314


Neben der konstruktiven Gestaltung bestimmen die Lagerwerkstoffe und das Belastungskollektiv die Leistungsfähigkeit eines Lagers. Kurzzeitige, örtlich begrenzte Belastungen infolge der Gaskraft sind bei Gleitlagern eher zu beherrschen als Kräfte, die über einen längeren Zeitraum einwirken, wie z.B. die Massenkräfte. Im Folgenden soll zunächst dargestellt werden, welche Kräfte auf das jeweilige Lager einwirken. Dabei werden vereinfachende Annahmen bezüglich der Kinetik des Pleuels und der Kinematik getroffen. Das kleine Pleuellager wird von der Pleuelkraft beaufschlagt. Der Betrag dieser Kraft entspricht demnach der Lagerbelastung im kleinen Pleuelauge: & FPL FP FP2 . (4.89) Greifen an einem Lager mehrere Kräfte an, so sind diese vektoriell zu addieren, um die resultierende Lagerkraft berechnen zu können. Die Hubzapfenkraft als Belastung des großen Pleuellagers setzt sich aus der Pleuelkraft und der rotierenden Massenkraft des Pleuels zusammen. Für den Betrag dieser Kraft gilt: & FHZ FHZ FM2 ,P ,rot FP2 A 2 FM ,P ,rot FP B . (4.90) Die Faktoren A und B sowie die rotierende Massenkraft des Pleuels berechnen sich zu A 1

B

O P sin 2 M

O2P

FM , P ,rot

2

O4P 4

sin 4 M ,

(4.91)

cos M sin 2 M cos M ,

(4.92)

mP ,rot r Z 2 .

(4.93)

Bei allen Motoren wirken sich Form und Lage des Druckverlaufes auf die resultierenden Kräfte im Kurbeltrieb aus. Werden die für Downsizing-Konzepte erforderlichen hohen Mitteldrücke durch „breite“ Druckverläufe erzeugt, die ihrerseits mit dem Ziel einer Begrenzung des Spitzendruckes gewählt werden und thermodynamisch eher ungünstig sind, führt das zu einer länger bzw. über einen größeren Kurbelwinkelbereich andauernden Lagerbelastung. Dadurch wird die Verdrängung von Schmiermittel innerhalb des Lagers begünstigt. Im Falle einer Steigerung des Spitzendruckes erfährt das Lager eher eine stoßende Belastung mit hohen Kraftspitzen. Beide Belastungsarten machen grundsätzlich eine Anpassung der Lagerauslegung notwendig, wobei eine stoßende Belastung aufgrund der Dämpfungswirkung moderner Gleitlager eher zu ertragen ist als eine lang andauernde und in eine Richtung wirkende Kraft. In der Praxis gehen höhere Zünddrücke stets mit breiteren Druckverläufen einher, da höhere Ladedrücke erforderlich sind. Die resultierende Hauptlagerkraft setzt sich aus der Radialkraft, der Tangentialkraft sowie den rotierenden Massenkräften von Kurbelkröpfung FM,KR,rot, Pleuel


315

FM,P,rot und Gegengewicht FM,GG,rot zusammen. Mit Definition der gesamten rotierenden Massenkraft FM ,rot , ges

FM , P ,rot F M , KR ,rot FM ,GG ,rot

gilt für den Betrag der Hauptlagerkraft & FHL FHL | FM2 ,rot , ges FP2 A 2 FM ,rot , ges FP B .

(4.94)

(4.95)

Für die Faktoren A und B sind wieder die Beziehungen nach Gln. 4.91 und 4.92 zu verwenden. Wird davon ausgegangen, dass die rotierenden Massenkräfte einer Kurbelkröpfung weitgehend ausgeglichen sind, so wirkt auf das Hauptlager in erster Linie die Pleuelkraft. Abb. 4.120 zeigt beispielhaft die Verläufe der Lagerkräfte vom Pleuel und dem Grundlager für einen direkteinspritzenden Dieselmotor auf Nfz-Basis. Dabei sei erwähnt, dass auch hier die Motorbauart und das Brennverfahren die Lagerbelastung wesentlich bestimmen und die Verläufe unterschiedlich ausfallen.

Abb. 4.120. Lagerkräfte des Triebwerks als Funktion des Kurbelwinkels

Die Lagerkraft im großen Pleuelauge beinhaltet die rotierende Massenkraft des Pleuels und hat daher stets einen anderen Verlauf als Grundlagerkraft und Kraft im kleinen Pleuelauge. Grundsätzlich ändert sich sowohl die Amplitude als auch die Wirkrichtung der Lagerkräfte über dem Arbeitsspiel. Zur Beschreibung dieser Belastungsrichtungen haben sich sogenannte Polardiagramme, die entweder zapfenfest oder schalenfest definiert werden, als hilfreich erwiesen. Damit ist beispielsweise auf einfache und anschauliche Art zu ermitteln, wo der am geringsten belastete Bereich des Zapfens ist, sodass dort die Bohrung zur Zuführung des Schmiermittels eingebracht werden kann. Die Vorgänge innerhalb des Gleitlagers sind sehr komplex, da eine große Anzahl von Einflussparametern vorhanden ist. Dies hat dazu geführt, dass die Funk-

316


tion eines Gleitlagers mit dem hydrodynamischen Druckaufbau lange Zeit nicht verstanden wurde und nur Erfahrungswerte eine Rolle spielten. Das eigentliche kraftübertragende Maschinenelement innerhalb des Gleitlagers ist der Schmierfilm. Der tragende Schmierdruck entsteht dabei infolge zweier unterschiedlicher Prozesse: einerseits durch den konvergenten Spalt, indem der Schmierstoff dank seiner Adhäsion und Viskosität durch die Gleitbewegung mitgerissen und in den sich verengenden Spalt gefördert wird, und andererseits durch den zeitlich begrenzten Verdrängungseffekt (Squeeze-Effekt) bei radialer Zapfenverlagerung. Der Druckaufbau durch den konvergenten Spalt erfolgt immer dann, wenn der Zapfen mit einer ausreichenden wirksamen Winkelgeschwindigkeit dreht. Bei instationärer Belastung erfolgt der Druckaufbau zusätzlich durch Verdrängung, wobei der Druck von der Verdrängungsgeschwindigkeit bestimmt wird. Beide Druckanteile überlagern sich in der Praxis, sodass der Druck innerhalb des Schmierfilmes mehrere tausend bar erreichen kann. Da die Lagerdurchmesser direkt den Zapfendurchmesser bestimmen, wirken sich kompakte Lager aufgrund geringerer Überlappungen von Hubzapfen und Grundzapfen negativ auf die Kurbelwellensteifigkeit aus und stehen damit dem Ziel eines günstigen Akustikverhaltens sowie ggf einer ausreichenden Betriebsfestigkeit entgegen [DUE03]. Kleine Lagerspiele führen einerseits zu hoher hydrodynamischer Tragfähigkeit des Lagers, andererseits jedoch auch zu einer hohen Reibleistung. Dabei ist zu beachten, dass die Reibleistung stets einem Wärmestrom entspricht, der vom Lager abgeführt werden muss und entsprechende Öldurchsätze erfordert. Für einen zuverlässigen Betrieb des Lagers ist eine hohe Parallelität von Zapfenachse und Lagerschalenachse anzustreben, damit sogenannte Kantenträger, die nach kurzer Zeit die Laufschicht beschädigen, vermieden werden können. Diese Forderung kann am ehesten durch eine hohe Steifigkeit von Kurbelwelle und Kurbelgehäuse bzw. Lagerstuhl erfüllt werden. Leichtmetallkurbelgehäuse und Kurbelwellen mit großen Hüben haben aufgrund der höheren Elastizität hier prinzipiell Nachteile und verbieten zu geringe Lagerspiele, wodurch der Schmieröldurchsatz ansteigt. Wesentlichen Anteil am Tragverhalten eines Gleitlagers hat der eigentliche Lagerwerkstoff, der heute als Verbundwerkstoff ausgeführt ist. Neben guten Gleiteigenschaften sollte der Lagerwerkstoff mechanisch hoch belastbar und verschleißbeständig sein sowie eine hohe Anpassungsfähigkeit an den Zapfen und ein gutes Einbettvermögen für Fremdkörper besitzen. Abb. 4.121 gibt einen Überblick über heutige Gleitlager und die erreichbaren Schmiermitteldrücke. Der entscheidende Schritt zum hochbelastbaren Lager wurde durch Einführung des StahlBleibronze(PbSnCu)-Verbundlagers möglich, welches in weiterentwickelter Form in Kurbeltrieben bis heute eingesetzt wird. Bekannter Vertreter sind das sogenannte Zweistofflager oder das Dreistofflager, dessen Grundlage eine Stahlstützschale als Steifigkeit gebendes Bauteil bildet und einen Bleibronze-Aufguss mit einer Weißmetall-Laufschicht besitzt. Rillenlager weisen eine spezielle Geometrie der Oberfläche auf. Hochleistungsmotoren verwenden nahezu ausschließlich Sputterlager, deren Laufschicht aus AlSn mittels PVD (Physical Vapor Deposition)Verfahren aufgebracht wird und die spezifische Belastungen bis 125 N/mm2 auf-


317

nehmen können [GRA03]. Lagerwerkstoffe mit einer Belastung von 150 N/mm2, die ebenfalls das Sputter-Verfahren benötigen, befinden sich derzeit in der Entwicklung.

Abb. 4.121. . Belastungskennwerte heutiger Lagerwerkstoffe

Die Hauptlagerkraft teilt sich auf zwei benachbarte Grundlager auf. Trotzdem können Pleuellager stärker belastet werden als Grundlager, da sie einer günstigeren Belastungsart unterworfen sind. Während der Druckaufbau innerhalb des Pleuellagers aufgrund häufiger Anlagewechsel vorwiegend durch Verdrängung erfolgt und diese Belastung nur kurze Zeit andauert, dominiert in den Grundlagern der Druckaufbau durch konvergenten Spalt, was zu entsprechend geringeren Ölfilmdicken im Minimalspalt führt [ZIM99]. Bei hoch belasteten Gleitlagern werden durch starke Wechselbeanspruchung ausgeprägte Druckschwankungen innerhalb des Schmiermittels erzeugt, die zum Phänomen der Kavitation führen können. Dabei wird örtlich der Dampfdruck unterschritten, und es bilden sich Dampfblasen, die bei Druckanstieg implodieren und erhebliche Druckimpulse auf das Lagermaterial übertragen. Der Werkstoff kann dabei zerrüttet werde. 4.4.3 Nebenaggregate und Wärmehaushalt

Der Motor hat neben der Bereitstellung mechanischer Leistung an der Kurbelwelle auch Energie zum Antrieb der Nebenaggregate Ölpumpe, Kühlmittelpumpe, Generator, Servopumpe, Kraftstoffpumpe und Klimakompressor zu liefern. Die hierfür erforderliche Antriebsleistung wird den mechanischen Verlusten zugeordnet und bestimmt damit den mechanischen Wirkungsgrad des Motors in hohem Maße. Einige der genannten Nebenaggregate werden durch den Betrieb bei hohen Mitteldrücken besonders beeinflusst, sodass eine detailliertere Betrachtung sinnvoll ist.

318


Kraftstoff-Hochdruckerzeugung

Downsizing-Konzepte erfordern die Einbringung vergleichsweise großer Kraftstoffmengen in die Brennräume, um die gewünschten Mitteldrücke darstellen zu können. Sofern für das Brennverfahren hohe Einspritzdrücke generiert werden müssen, sind damit hohe Antriebsleistungen für die Kraftstoffversorgung verbunden, die insbesondere im Teillastbetrieb zu einer Wirkungsgradreduzierung führen. Die Antriebsleistung der Kraftstoff-Hochdruckpumpe berechnet sich zu PA, KP

'p VB .

K KP

(4.96)

Der Kraftstoffdruck ist vom Brennverfahren vorgegeben, damit eine gute Zerstäubung und stabile Verbrennung erzielt wird. Um die Antriebsleistung zu minimieren, ist einerseits eine mengenmäßige Bedarfsregelung nötig, bei der von der Hochdruckpumpe nur soviel Kraftstoff gefördert wird, wie der Motor im jeweiligen Betriebspunkt auch benötigt. Andererseits sollte der Wirkungsgrad der Pumpe möglichst hoch ausfallen. Dieselmotorische Einspritzsysteme erzeugen Einspritzdrücke bis über 2.000 bar. Bei Volllast trägt die Einspritzpumpe daher erheblich zu den Reibungsverlusten des Dieselmotors bei. Das deutlich niedrigere Druckniveau bei der ottomotorischen Kraftstoffeinspritzung führt im Vergleich zum Dieselmotor zu geringeren Antriebsleistungen der Einspritzpumpen, wobei direkt einspritzende Ottomotoren höhere Anforderungen stellen als die klassische Saugrohreinspritzung. Steigende spezifische Leistungen erfordern tendenziell einen Anstieg des Einspritzdruckes, da eine Verlängerung der Spritzdauer oder die Verwendung größerer Spritzlöcher innerhalb der Einspritzdüse aus Emissionsgründen (Ruß, NOx) nicht möglich ist. Konsequentes Downsizing führt daher eher zu einem Anstieg der Antriebsleistung für die Hochdruckerzeugung und damit zu einer Senkung des mechanischen Wirkungsgrades. Sofern die Einhaltung der gültigen Emissionsgrenzwerte möglich ist, sollte auf eine weitere Steigerung des Einspritzdruckes verzichtet werden, wenn die Vorteile durch eine wirkungsgradgünstigere Verbrennung die Nachteile durch hohe Pumpen-Antriebsleistung nicht kompensieren können. Die Darstellung hoher Einspritzdrücke führt zudem zu einer steigenden Beanspruchung der Hochdruckpumpen und beinhaltet damit die Gefahr geringer Lebensdauer. Kühl- und Ölkreislauf

Die Energieumsetzung durch Verbrennung bedingt hohe lokale Temperaturen im Brennraum, die 2.000 °C übersteigen können. Um die Brennraum begrenzenden Bauteile thermisch nicht zu überlasten, ist eine Kühlung erforderlich. Als Faustformel gilt, dass der über die Kühlung abzuführende Wärmestrom in etwa der effektiven Motorleistung entspricht. Ziel der Kühlanlagenauslegung ist die Bereitstellung der geforderten Kühlleistung mit kompakten, leichten und kostengünstigen Kühlern. Zur Senkung der Antriebsleistungen für die Kühlmittelpumpe sollte die Regelung bedarfsgerecht erfolgen.


319

Motorische Hochlast-Konzepte bewirken aufgrund der Wirkungsgradsteigerung eine Senkung der durch das Kühlmittel und das Abgas abzuführenden Wärmemengen. Trotzdem fallen bei kompakten Motoren mit hoher Leistungsdichte entsprechende Wärmeströme an, die ein leistungsfähiges Kühlsystem erfordern. Abb. 4.122 zeigt das vereinfachte Energieflussdiagramm eines Motors mit Abgasturboaufladung. Der Übersichtlichkeit halber sind die einzelnen Wärmeströme, bis auf den Kühlwärmestrom bei AGR-Kühlung, separiert. In der Praxis werden die Wärmeströme größtenteils über die Kühlmittelkühlung abgeführt.

Abb. 4.122. vereinfachte Darstellung der Energieströme eines turboaufgeladenen Motors

Durch Abgasturboaufladung wird dem Abgas Energie entzogen, sodass sich die Aufteilung zwischen effektiver Motorleistung, gesamtem Kühlwärmestrom und Abgaswärmestrom im Vergleich zu Saugmotoren oder mechanisch aufgeladenen Motoren verändert. Damit vergrößert sich der Anteil des über das Kühlsystem abzuführenden Wärmestroms, da ein Teil der im Abgasturbolader in Verdichterarbeit umgesetzten Wärme während der Ladeluftkühlung an das Kühlsystem abgeführt wird. In der Summe kann der Kühlwärmestrom daher im Falle von Abgasturboaufladung sogar zunehmen. Im Vergleich zu großvolumigen Saugmotoren werden an das Kühlsystem von hochaufgeladenen Motoren deutlich höhere Anforderungen gestellt. Die Notwendigkeit zur Kühlung unterschiedlicher Fluide (Kühlmittel, Öl, Luft, Abgas) steigert die Komplexität des gesamten Kühlsystems beträchtlich. Zum einen erfordert die hohe Energiedichte eine Wärmeabfuhr vom Kolben über das Schmieröl, so-

320


dass das Öl zur Vermeidung von Ölalterung separat rückgekühlt werden muss. Auch die Temperatur der durch Verdichtung erwärmten Ladeluft muss über einen Ladeluftkühler zur Leistungssteigerung und Emissionssenkung sowie zur Reduzierung der Klopfempfindlichkeit abgesenkt werden. Die Forderung nach niedrigen Lufttemperaturen macht ggf. einen eigenen Niedertemperaturkreislauf für die Ladeluftkühlung erforderlich. Im Regelfall wird die verdichtete Luft im LLK mit der durch den Kühler strömenden Außenluft gekühlt. Eine Wasser-Luft-Kühlung führt dagegen zu geringem Platzbedarf, geringem luftseitigem Druckabfall sowie zu einem besseren Ansprechverhalten, siehe Abschn. 4.1, sodass diesen Systemen trotz höherer Kosten für Downsizing-Konzepte der Vorzug gegeben werden sollte. Bei hohen Abgasrückführraten ist ebenfalls eine Kühlung des der Luft zugeführten Abgases sinnvoll. Der Rest der vom Motor an das Kühlwasser abgegebenen Wärme – hierunter befindet sich auch ein Teil der durch Reibung entstandenen Wärme – wird über das Kühlmittel an die Umgebung abgeführt. Motorische Hochlastkonzepten stellen auch an das Schmiersystem höhere Anforderungen, allerdings in deutlich geringerem Maße als dies beim Kühlsystem der Fall ist. Da das Motoröl neben der Schmierung relativ zueinander bewegter Bauteile auch Kühlfunktionen übernehmen muss, steigen der Öldurchsatz und die Druckverluste im Ölkreislauf generell an. In der Summe führt das zu einer Zunahme des Leistungsbedarfs für die Ölpumpe. Dieser Sachverhalt muss bei der Dimensionierung der Ölpumpe berücksichtigt werden und beeinflusst letztendlich den mechanischen Wirkungsgrad. Massenausgleich

Ein Teil der durch das Downsizing bzw. durch Reduzierung der Zylinderzahl erzielten Verbesserungen im mechanischen Wirkungsgrad wird wieder aufgezehrt, sofern erhöhte Ansprüche an das Schwingungs- und Geräuschverhalten gestellt werden. Speziell für Fahrzeugmotoren ist es notwendig, geeignete Maßnahmen zum Ausgleich der den Komfort beeinträchtigenden Massenwirkungen einzuleiten. Beispielsweise können die bei 4-Zylinder-Reihenmotoren charakteristischen oszillierenden Massenkräfte 2. Ordnung durch zwei zusätzliche und gegenläufig rotierende Wellen mit rotierenden Massen reduziert werden. Der für diesen sogenannten Lancaster-Ausgleich erforderliche Aufwand schlägt sich zum einen in den Kosten und zum anderen in einem leichten Anstieg der Reibungsverluste nieder. Abb. 4.123 zeigt den Schlepp-Reibmitteldruck für einen Ottomotor mit Saugrohreinspritzung, der über einen Lancaster-Ausgleich verfügt. Je nach Drehzahl beträgt der Leistungsbedarf bis zu 3 kW, was einem zusätzlichen Reibmitteldruck bis etwa 0,3 bar entspricht und damit den mechanischen Wirkungsgrades negativ beeinflusst. Bei 3-Zylinder-Reihenmotoren, die als Downsizing-Konzepte ebenfalls zum Einsatz kommen, sollten die Massenmomente 1. und 2. Ordnung reduziert werden. In der Praxis erfolgt dies durch eine separate Welle mit Zusatzmassen, die ein entsprechendes Gegenmoment erzeugt. Aufgrund der höheren Zylinderdrücke und größerer Bauteilmassen weisen Dieselmotoren im Allgemeinen eine höhere Drehungleichförmigkeit auf als Ottomotoren, sodass für den Selbstzünder besonders bei geringen Zylinderzahlen Massenausgleichsgetriebe sinnvoll


321

sind. Größere Schwungmassen können hier zwar Abhilfe schaffen, jedoch verschlechtert sich das transiente Betriebsverhalten des Motors, bedingt durch das höhere polare Massenträgheitsmoment.

Abb. 4.123. Schlepp-Reibmitteldruck eines Lancaster-Massenausgleichgetriebes

5 Zusammenfassung und Ausblick

Downsizing in Verbindung mit Aufladung ist ein wirkungsvolles Konzept zur Kraftstoffverbrauchssenkung bei Verbrennungsmotoren und kann daher wesentlich zum Erreichen der Ziele zur CO2-Reduktion beitragen. Entsprechende Motorkonzepte zeichnen sich durch eine hohe Leistungsdichte und hohe maximale Mitteldrücke aus, sodass auf ansprechende Fahrleistungen nicht verzichtet werden muss. Derzeit liegen die Grenzen von Leistungsdichte und effektiven Mitteldruck bei serienmäßigen Pkw-Dieselmotoren bei 67 kW/dm3 bzw. 24 bar. Ottomotoren erreichen 105 kW/dm3 und ebenfalls 24 bar. Im Rahmen der vorliegenden Arbeit wurde das Downsizing bei Verbrennungsmotoren, die Wirkungsmechanismen sowie die zur Umsetzung eines motorischen Hochlastkonzeptes erforderlichen Maßnahmen detailliert und umfassend beschrieben. Wesentlicher Bestandteil war – ausgehend vom derzeitigen Stand der Technik der relevanten Subsysteme und Prozesse – die Beschreibung auf den Betrieb bei hohen Mitteldrücken abgestimmter Lösungsansätze zur Entschärfung der bei bisherigen Hochlast-Konzepten bestehenden Problembereiche. Es ist damit gelungen, das zukunftsträchtige Themengebiet Downsizing in der erforderlichen Breite sowohl für Otto- als auch für Dieselmotoren darzustellen. Die wesentlichen Erkenntnisse werden im Folgenden zusammengefasst. Die Verbrauchssenkung durch Downsizing resultiert weniger aus einer generellen Wirkungsgradsteigerung als vielmehr aus einer Betriebspunktverlagerung in Richtung höherer Lasten und damit in Bereiche geringeren, spezifischen Kraftstoffverbrauchs. Konsequentes Downsizing mit dem Ziel einer deutlichen Verbrauchssenkung erfordert eine Reduzierung der Zylinderzahl bzw. vergleichsweise große Zylinderhubvolumina. Durch die formbare Drehmomentcharakteristik aufgeladener Motoren besteht die Möglichkeit einer Absenkung der Nenndrehzahl, sodass sich ein weiterer Verbrauchsvorteil aus einer größeren Übersetzung ergibt. Darüber hinaus kann die Fahrdynamik durch die geringere Aggregatmasse verbessert und die Leistungsspreizung innerhalb einer Motorenbaureihe bei gleicher Zylinderzahl deutlich erhöht werden. Neben den zahlreichen Vorteilen existieren jedoch auch einige zum Teil gravierende Problembereiche bzw. Risiken, welche die Motorenentwicklung vor große Herausforderungen stellt. Aufgrund der hohen Leistungsdichte müssen entsprechend große Massen an Luft und Kraftstoff in den Brennraum eingebracht werden. Bei der konventionellen Turboaufladung führt das unzureichende Abgasenthalpieangebot bei niedrigen Motordrehzahlen zu einem unbefriedigenden Anfahr- und Ansprechverhalten. Ein erfolgreiches Hochlast-Downsizing-Konzept erfordert daher eine Anpassung bzw. Weiterentwicklung der Systeme zur Gemischaufberei-

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tung, des Aufladesystems sowie der Motormechanik und Tribologie mit z.T. neuartigen Lösungsansätzen. Diese steigern die Komplexität und Kosten des gesamten Antriebssystems. Unabhängig von den technischen Herausforderungen stellt die Kundenakzeptanz auf dem Pkw-Sektor ein ganz entscheidendes Kriterium für den Erfolg von kleinvolumigen und hochaufgeladenen Motoren dar. Die Ausweitung des Volllast-Mitteldruckes als wesentlicher Bestandteil von Downsizing-Konzepten wird beim Dieselmotor in erster Linie durch den Zylinderspritzendruck bzw. die Motormechanik und Tribologie und beim Ottomotor durch die Klopfproblematik begrenzt und erfordert entsprechende Maßnahmen. Beim Ottomotor ist je nach Brennverfahren und Downsizing-Grad und mit Hilfe von zusätzlichen Maßnahmen die Ausschöpfung eines zyklusrelevanten Verbrauchspotenzials von 10-30% – ausgehend vom klassischen Saugrohreinspritzer ohne Aufladung – möglich. Da beim Dieselmotor die größte Herausforderung in der Erfüllung der zukünftigen Schadstoffgrenzwerte besteht, sind beim Selbstzünder in den nächsten Jahren nur moderate Verbrauchssenkungen durch Downsizing zu erwarten. Mittelfristig wird der klassische Ottomotor mit Kanaleinspritzung als kostengünstiger Antrieb Bestand haben. Dynamisches Downsizing durch Zylinderabschaltung bietet speziell bei großvolumigen, drosselgesteuerten Ottomotoren, die häufig im unteren Teillastbereich betrieben werden, beachtliche Verbrauchspotenziale. Dieses Verfahren unterscheidet sich jedoch grundlegend vom „klassischen“, statischen Downsizing. Die für die Zylinderabschaltung erforderliche Technik greift in die Ventilsteuerung ein und stellt erhöhte Anforderungen an die Motorsteuerung. Zur weiteren Steigerung der spezifischen Leistung sowie zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs unter Einhaltung der Schadstoffgrenzwerte ist der Einsatz von Benzindirekteinspritzung (BDE) unverzichtbares Mittel. Die BDE lässt sich hervorragend mit der Abgasturboaufladung kombinieren. Als DownsizingKonzept bietet die BDE mit Schichtladung nur wenig Vorteile, sodass sich bei den Hochlast-Konzepten mittelfristig die stöchiometrische Verbrennung durchsetzen wird. Dieses homogene Brennverfahren nutzt die prinzipbedingten Vorteile der Direkteinspritzung zu großen Teilen aus und gestattet die Verwendung eines geregelten Drei-Wege-Katalysators zur effizienten und kostengünstigen Abgasnachbehandlung. In Verbindung mit der BDE werden teilvariable Ventilsteuerungen auf der Einlass- und Auslassseite in allen Fahrzeugsegmenten zum Standard avancieren. Damit sind sowohl das Miller-Verfahren als auch die Erzeugung intensiver Ladungsbewegung zur Steigerung der Restgasverträglichkeit und zur Gemischhomogenisierung möglich. Beide Verfahren senken die Klopfneigung, erhöhen jedoch die Anforderungen an das Aufladesystem. Insbesondere bei aufgeladenen Ottomotoren, aber auch bei Saugmotoren, die häufig im Teillastbereich betrieben werden, kann die variable Verdichtung viele Vorteile bieten. Sofern hier Systeme angeboten werden, die kostengünstig, robust und mit geringem Energiebedarf für die Verstellung des Verdichtungsverhältnisses dargestellt werden können, ist eine Serieneinführung wahrscheinlich. Das Kraftstoff-Einspritzsystem muss an die erhöhten Durchsatzspreizungen zwischen Leerlauf und Nennleistung angepasst werden und erfordert zukünftig


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mehr Variabilitäten sowohl hinsichtlich der Hochdruckerzeugung als auch der Einspritzrate sowie der Einspritzdüsengeometrien, um neben einer Verbrauchsreduzierung auch die gültigen Schadstoffgrenzwerte einhalten zu können. Hochaufgeladene Motoren benötigen eine leistungsfähige Ladeluftkühlung. Während beim Ottomotor die Klopfproblematik der wesentliche Antreiber ist, sind beim Dieselmotor die Stickoxidemissionen besonders zu beachten. Wasser-LuftWärmetauscher bieten hinsichtlich der erreichbaren Kühlleistung sowie des Ansprechverhaltens Vorteile gegenüber den klassischen Luft-Luft-Wärmetauschern, sie sind jedoch mit hohen Zusatzkosten verbunden. Aufgrund der vergleichsweise niedrigen Verdichterwirkungsgrade, des großen Bauvolumens und der schlechteren Akustik wird die mechanische Aufladung zugunsten neuer Abgasturboaufladeverfahren an Bedeutung verlieren. Zur Steigerung der Leistungsfähigkeit des Aufladesystems speziell im unteren Drehzahlbereich und bei Lastwechseln ist die Kombination von Abgasturboaufladung und Impulsaufladung viel versprechend, zumal das Impulsaufladesystem mit geringen elektrischen Leistungen auskommt. Es bleibt abzuwarten, ob die sehr deutliche Steigerung des Luftaufwandes im unteren Drehzahlbereich auch in ein höheres Drehmoment umgewandelt werden kann. Komplexe Aufladesysteme wie die Registeraufladung oder die geregelte zweistufige Aufladung bieten deutliche Vorteile, jedoch sind diese Systeme trotz technisch einfacher Abgasturbolader mit erheblichen Mehrkosten verbunden, sodass sich der Einsatz zunächst auf die oberen Fahrzeugsegmente beschränkt. Erst langfristig ist mit einer Top-Down-Strategie zu rechnen, sodass auch die unteren Fahrzeugsegmente von dieser Technologie profitieren. Die elektrisch unterstützte Aufladung in Form von e-Booster oder eu-ATL wird vermutlich erst dann erfolgreich werden, wenn das Bordnetz auch elektrische Zusatzleistungen von mehr als 2-3 kW erlaubt. Aus heutiger Sicht ist das praktisch nur durch Bordnetze mit höherem Spannungsniveau, z.B. 42 Volt, möglich. In diesem Zusammenhang werden Mild-Hybride langfristig einen festen Anteil an den Antrieben darstellen, da hiermit zahlreiche Zusatzfunktionen darstellbar sind, die sich positiv auf Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemission auswirken. Die zur Entschärfung der Problembereiche hochaufgeladener Motoren erforderlichen Techniken führen dazu, dass sich Downsizing nicht als kostengünstiges Maßnahmenpaket darstellen lässt. In den oberen Fahrzeugsegmenten ließen sich die Mehrkosten zwar eher umsetzen, jedoch besteht hier ein größeres Akzeptanzproblem (Hubraum, Zylinderzahl) als in den unteren Fahrzeugklassen. Letztere beeinflussen den Flottenverbrauch aufgrund der hohen Stückzahlen zwar sehr stark, sind aber sehr kostensensibel. Mittelfristig werden motorische Hochlastkonzepte fester Bestandteil innerhalb der angebotenen Fahrzeugpaletten sein. Der Markterfolg wird davon abhängen, ob es gelingt, ansprechende Fahrleistungen mit niedrigen Kraftstoffverbräuchen zu kombinieren und dies mit vertretbaren Mehrkosten darzustellen. Der Anteil aufgeladener Motoren wird in jedem Fall weiter ansteigen und die Aufladung damit an Bedeutung gewinnen. Die Zukunft der Verbrennungsmotoren wird daher in ganz entscheidendem Ausmaß durch Downsizing geprägt.

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Sachverzeichnis

Abgasgegendruck 170, 178, 266 Abgasrückführung 212, 272, 274 Abgasgehalt 215 AGR-Rate 215 Wirkung 216 Abgasturbine 149 isentroper Wirkungsgrad 172 Kennfeld 174, 177 Querschnitt 174 Turbinenleistung 172 Abgasturboaufladung 169 Abgasturbolader 171 elektrisch unterstützter 203 Regelung 175 Abwärmestrom 4 Ansprechverhalten 168, 268 Aufladegrad 149 Aufladeverfahren Abgasturboaufladung 169 Mechanische Aufladung 168 Aufladung 76, 147 Kenngrößen 149 Stau- 182 Stoß- 182 zweistufig- geregelt 192 zweistufige 184 Bauteilbeanspruchung 289 Beanspruchung mechanische 293 thermische 305 Benzin-Direkteinspritzung 242, 268 Betriebsarten 243 Brennverfahren 243 Einspritzdrücke 246 Homogenbetrieb 244, 245 Schichtladebetrieb 243

Beschleunigungsreserve 83, 105 Betriebspunktverlagerung 73 Betriebsverhalten 92 Blow-by 57 Brenndauer 84, 257 Brennstoffmassenstrom 237 Brennverfahren 235 Dieselmotorische Hochlast- 277 Diesel-Verfahren 249 Kostenvergleich 287 Ottomotorische Hochlast- 256 Otto-Verfahren 238 Brennverlauf 20, 242, 249, 255, 274 Brutto-Reaktionsgleichung 12 CO2-Emission 14, 287 Common-Rail-System 253 Downsizing 67 Betriebspunktverlagerung 73 Dynamisches 75 -Effekt 86, 111 -Grad 70 Kennwerte 67, 109, 142, 146 Kundenakzeptanz 88 Risiken und Problembereiche 74, 91, 102 Statisches 75 Verbrauchspotenziale 104, 107, 121 Wirkungsmechanismen 82 Downsizing-Konzepte 67 Hochdrehzahlkonzept 67 Hochlastkonzept 67, 108 Drall (Swirl) 40 Drehmoment Anfahr- 92 -schwankungen 101 Drosselklappe 167

342

Sachverzeichnis

Druckgradient 10 Durchbrennfunktion 21 Durchfluss hydraulischer 283 Düsenring 178 Einspritzdrücke 246, 284 Einspritzparameter 250, 283 Einspritzsystem 247, 252 Einspritzverlauf 252, 285 Einzelverluste 52, 84 Ladungswechsel 58 Leckage, Blow-by 57 mechanische Verluste 60 reale Ladung 54 realer Verbrennungsablauf 55 unvollkommene Verbrennung 54 Wandwärmeübergang 55 Energiebilanz 3 Energiewandlung 3 Entspannungsgrad 47 Eulersche Hauptgleichung 159 Fahrwiderstandslinie 114 flame quenching 27 Flammenausbreitung 7 Flammenfront 8 Gaskraft 291 Gemischanreicherung 102, 257, 268, 271 Gemischansaugung 236 Gemischaufbereitung 235 Gemischheizwert 36 Getriebe-Konzepte 125 Automatisierte Schaltgetriebe 126 Doppelkupplungsgetriebe 126 Handschaltgetriebe 126 Stufenautomat 128 Stufenlose Getriebe (CVT) 131 Gleichdruck-Prozess 50 Gleichraumgrad 47 Gleichraum-Prozess 45 Gütegrad 6 Heizverlauf 21 Heizwert 5 Gemisch- 36 unterer 36 Hochaufladung 96, 185, 268 Hochdrehzahlkonzept 67

Hochlastkonzept 67 Homogenbetrieb 245 Hybride Antriebssysteme 134 Funktionen 134 Mild-Hybrid 135 Voll-Hybrid 135 Impulsaufladung 205 Impulsklappe 208 Isentropenexponent 43 Kanalabschaltung 222, 241 Kennfeldstabilisierende Maßnahme 181 Klopfen 9, 97 Klopfgrenze 99, 260 Klopfneigung 10, 273 Kolbenflächenleistung 311 Kraftstoffe 13 Kraftstoffverbrauch 5, 14, 100, 104, 110, 257, 268, 303 Kühlung 318 Kurbeltrieb 290 Kurbelwelle 313 Kurbelwellen-Starter-Generator 136 Ladedruck 280 -aufbau 93 -bedarf 77, 166 -erhöhung 160 Ladeluftkühlung 161, 255 Ladungsbewegung 33, 39, 247, 260, 286 Drall (Swirl) 40 Quetschströmung (Squish) 41 Tumble 40, 260 Ladungsdichte 77 Ladungsschichtung 242 Ladungsverdünnung 240, 241, 263 Ladungswechsel 33, 268 gasdynamische Effekte 38 Kenngrößen 35 Spülverluste 34 Ventilüberschneidung 33 Ladungswechselarbeit 59 Lager 313 -belastung 314 -werkstoff 316 Lastpunktverschiebung 79, 83 Liefergrad 35 Low-End-Torque 96, 119, 269 Luftansaugung 236

Sachverzeichnis Luftaufwand 35 Luftbedarf 12, 149 Mindest- 12 Lufttaktventil 206 Luftverhältnis 12 Verbrennungs- 13 Massenausgleich 320 Massenkraft 291 Mechanische Aufladung 168, 265 Mikrostrukturierung 308 Miller-Verfahren 163, 225 Mindestluftmenge 13 Mitteldruck 43 effektiver 6, 148, 237 indizierter, innerer 6 Messung 301 Reib- 6, 302, 308 -steigerung 76 Motoren-Kennwerte 138 Motormechanik 288 Motorschlucklinie 166 Nebenaggregate 317 Nutzarbeit 3 Ölfilmdicke 309 Package 122 Pleuel 313 Prozesskette 4 Pumpgrenze 160, 178 Qualitätsregelung 239, 249 Quantitätsregelung 239, 240 Radialverdichter 158 Registeraufladung 186 Reibkraft 308 Reibung 297 Restgasanteil 96, 266 Restgasverträglichkeit 218, 264, 273 Reverse-Miller-Cycle 225 Ruß -bildung 31 -oxidation, -abbrand 31 Saugrohreinspritzung 239 Schadstoffbildung 24 Schadstoffe

343

Grenzwerte 25 Kohlenmonoxid 28 Partikel 29, 278 Ruß 29 Stickoxide 28, 278 Unverbrannte Kohlenwasserstoffe 27 Schadstoffgrenzwerte 25 Schadstoffreduzierung 31 Schichtlade-Betrieb 243, 275 Schmierung 297 Schwingungskomfort 103 Seiliger-Prozess 49 Selbstaufladung 148 Spitzendruckbegrenzung 84 Spreizung 151, 283 Spülgefälle 34 Starter-Generator 136 Stauaufladung 182 Stopfgrenze 160, 178 Stoßaufladung 182 Strömungsverdichter 156 Summenbrennverlauf 21 Totaldruck 149 Totalenthalpie 182 Tribologie 297 Tropfenoberfläche 10 Tumble 40 Turbine 149 Turbinendruckverhältnis 171 Turbinenleitschaufeln 177 Turbinenquerschnitt 174 Turbinenschlucklinien 178 Turboloch 93 Umblasen 180 Umsetzrate 21 Variable Schieberturbine 179 Variable Turbinengeometrie 176 Variable Ventilsteuerung 219 Laststeuerverfahren 224 Restgassteuerung 227 Ventilabschaltung 229 Zylinderabschaltung 229 Variable Verdichtung 230, 259 Variodüse 283 Ventilsteuerzeiten 34 Ventilüberschneidung 33, 151, 165, 265 Verbrennung 12, 235 klopfende 9, 99

344

Sachverzeichnis

mischungskontrollierte 11 nicht-vorgemischte (Diffusions-) 10 Schwerpunkt 98, 249 vorgemischte 8 Verdichter 149 -bauarten 155 -Kennfelder 157 Verdichterarbeit 152 Verdichterdruckverhältnis 149 Verdichterschlucklinie 166 Verdichtung 259 effektive 275 einstufige 153 geometrische 105, 281 isentrope 155 variable 230 zweistufige 184 Verdichtungsendtemperatur 162, 164 Verdichtungsverhältnis 43, 280 variables 230 Verdrängerlader 155 Vergleichsprozesse 42 Gleichdruck-Prozess 50 Gleichraum-Prozess 45 Seiliger-Prozess 49 Verlustanalyse 6, 52, 62 Verschleiß 297 Vordrall 159 Vorleitbeschaufelung 181 Wandbenetzung 247 Wärmefreisetzung 20 Wärmeübergang 23 konvektiver 23

Wand- 23 Wärmeleitung 23 Wärmestrahlung 23 Wärmeübergangskoeffizient 24 Waste-Gate 176 Wirkungsgrad effektiver 5 innerer 5 isentroper Turbinen- 172 isentroper Verdichter- 154 thermischer 42 Turbolader- 173 Vergleichs- 5 Wirkungsgraddifferenz 52, 63 Wirkungsgradkette 3 Zündung 7 Fremd- 7 Selbst- 7, 97, 251 Zündverzug 11, 251, 278 Zündzeitpunkt, -winkel 98, 163, 259 Zusatzaufladung elektrische 202 mechanische 199 Zwischenkühlung 184 Zyklische Schwankungen 96, 99, 240, 257 Zylinderabschaltung 75, 78, 229 Zylinderkopf 305 Zylinderkurbelgehäuse 306 Zylinderlaufbahn 307 Zylinderspitzendruck 77, 254, 279, 289, 311

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