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Entwicklung eines Wirkungsgradansatzes für einen aufgeladenen Ottomotor

Masterarbeit 2013 149 Seiten

Ingenieurwissenschaften - Fahrzeugtechnik

Leseprobe

Inhalt

1 Einleitung

2 Grundlagen und Technik
2.1 Verlust- bzw. Wirkungsgradanalyse
2.2 Lastregelung beim Ottomotor
2.3 Abgasrückführung
2.4 Aufladung
2.5 Arbeitsprozessrechnung

3 Kennfeld- und Sensitivitätsberechnungen
3.1 Erklärung des Modells:
3.2 Sensitivitätsanalyse „maximale“ Volllast
3.3 Sensitivitätsanalyse „Neue Volllast“
3.3.1 SES bei angepasster Volllast

4 Optimierungen
4.1 Lastpunkt bei n = 2000 1/min und pe = 15.7 bar (Volllast)
4.1.1 Externe AGR bei n = 2000 1/min und Volllast
4.1.2 Vergleich zwischen ND- und HD–AGR
4.2 Lastpunkt bei n = 5000 1/min und pe = 13.5 bar (Volllast)
4.2.1 Vergleich der ND und HD–AGR
4.3 Lastpunkt bei n = 2000 1/min und pe = 2 bar (Teillast)
4.3.1 Zylinderabschaltung
4.4 Lastsprung
4.5 Vervollständigung der Teillast bei n = 2000 1/min
4.5.1 Lastpunkt bei n = 2000 1/min und pe = 6 bar (Teillast)
4.5.2 Lastpunkt bei n = 2000 1/min und pe = 9 bar (Teillast)
4.5.3 Lastpunkt bei n = 2000 1/min und pe = 12 bar (Volllast)
4.6 Lastpunkt bei n = 3000 1/min und pe = 13 bar (Bestpunkt)

5 Zusammenfassung und Ausblick

6 Literaturverzeichnis

7 Anhang
7.1 Abkürzungsverzeichnis
7.2 Abbildungsverzeichnis

Ehrenwörtliche Erklärung

Hiermit erkläre ich, Jörg Baumgartner, geboren am 26. August 1977 in Bad Säckingen, ehrenwörtlich,

(1) dass ich meine Masterthesis mit dem Titel:

„Entwicklung eines Wirkungsgradansatzes für einen aufgeladenen Ottomotor“

an der HTWG Konstanz unter Anleitung von Prof. Dr. M. Butsch und Prof. Dr. K. Schreiner, selbständig und ohne fremde Hilfe angefertigt habe und keine anderen als in der Abhandlung angeführten Hilfen benutzt habe;

(2) dass ich die Übernahme wörtlicher Zitate aus der Literatur sowie die Verwendung der Gedanken anderer Autoren an den entsprechenden Stellen innerhalb der Arbeit gekennzeichnet habe.

Ich bin mir bewusst, dass eine falsche Erklärung rechtliche Folgen haben kann.

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Rickenbach, 1. September 2016

1 Einleitung

Die in diesem Bericht vorgestellte Abschlussarbeit ist bei der Daimler AG am Standort Stuttgart-Untertürkheim in der Abteilung „Grundlagen Verbrennung“ für „Medium Duty Engines“ entstanden. Das Thema „Entwicklung eines Wirkungsgradansatzes für einen aufgeladenen Ottomotor“ soll in erster Linie dazu dienen, den Wirkungsgrad eines bestehenden Ottomotors zu verbessern bzw. die auftretenden Verluste zu minimieren. Dies erfolgt sowohl mit einer theoretischen Auseinandersetzung dieses Themas als auch mit einer Umsetzung mittels Motorsimulationen innerhalb der Arbeitsprozessrechnung. Es soll aufgezeigt werden, welche Verluste auftreten und wie diese vermieden bzw. reduziert werden können.

Welche Technik wird hierzu benötigt? Inwieweit steht der entwicklungstechnische Mehraufwand dem Einsparpotential durch eine Wirkungsgradsteigerung gegenüber? Diese Fragen sollen eingehend geklärt werden.

Der untersuchte Verbrennungsmotor wird mittels Abgasturboaufladung betrieben, weshalb näher auf die Regelung und die dahinterstehende Technik und Physik eingegangen werden soll. Dadurch wird es möglich angewendete Modifikationen zu begründen und Verbesserungen aufzuzeigen. Des Weiteren soll untersucht werden, inwieweit und unter welchen Bedingungen eine variable Turbinengeometrie einsetzbar ist. Es soll durch geeignete Optimierung erreicht werden, dass sowohl die „Anfettung“ im Volllastbetrieb vermieden als auch die Abgastemperaturen soweit gesenkt werden, um eine variabel gestaltete Turbinengeometrie einsetzen zu können.

Für die Simulation wird eine geeignete Klopfmodellierung vorgenommen um die durchzuführenden Optimierungen in der Volllast adäquat anwenden und einschätzen zu können. Die Untersuchung des Kennfeldes soll an signifikanten Lastpunkten vorgenommen werden um eine hohe Aussagekraft zu erhalten.

Im Kapitel „Optimierung“ werden für die Wirkungsgradanalyse das Millerverfahren und/oder eine Abgasrückführung angewendet.

Inwieweit kann dadurch die Klopfgefahr verringert werden um weitere Optimierungen, wie beispielsweise eine Frühverschiebung der Verbrennung und/oder das Verdichtungsverhältnis anzuheben? Welches Verfahren hat das größte Einsparpotential? Inwieweit lassen sich durch Kombinationen dieser Maßnahmen Verbesserungen im spezifischen Kraftstoffverbrauch erzielen? Antworten sollen im Rahmen dieser Masterthesis mittels Arbeitsprozessrechnung gegeben werden.

Ein weiteres Hauptaugenmerk dieser Arbeit soll in der Anwendung der externen Abgasrückführung liegen. In diesem Zusammenhang wird zwischen Hochdruck- und Niederdruckabgasrückführung unterschieden werden, um die jeweiligen Vor- und Nachteile aufzeigen zu können. Welche Strategie kann bzgl. des Druckgefälles (zwischen Aus- und Einlasskanal) in welchen Lastpunkt angewendet werden? Welche Verbrauchsvorteile eröffnen sich durch welche Abgasrückführungsvariante? Antworten darauf sollen sowohl im Kapitel „Grundlagen und Technik“ als auch im Kapitel „Optimierung“ gegeben werden.

Es soll nicht nur die Volllast sondern auch die Teillast optimiert werden, indem beispielsweise eine drosselfreie Laststeuerung angestrebt wird. Auch hier wird die Abgasrückführung zusammen mit dem Laststeuerverfahren untersucht. Welche maximalen Verbrauchsvorteile dadurch erzielt werden können, kann in diesem Bericht nachgelesen werden. Weiterhin sollen durch Simulationen im Schwachlastbereich des Motors eine Zylinderabschaltung getestet und bewertet werden. Auch soll das Transientverhalten bzw. ein Lastsprung simuliert und ausgewertet werden.

2 Grundlagen und Technik

Dieses Kapitel soll sowohl einen Einstieg in das Thema „Entwicklung eines Wirkungsgradansatzes für einen aufgeladenen Ottomotor“ vermitteln als auch den Stand der Technik wiedergeben. Des Weiteren wird auf notwendige technische Grundlagen eingegangen, die helfen sollen, die durchzuführenden Maßnahmen und Optimierungen, so auch den Wirkungsgrad bzgl. einer Verbesserung besser nachvollziehen und verstehen zu können. Um einen Verbrennungsmotor zu optimieren ist es zunächst wichtig, die auftretenden Verluste einzuteilen, um dann diese über einen verbesserten Wirkungsgrad zu minimieren.

2.1 Verlust- bzw. Wirkungsgradanalyse

In diesem Kapitel sollen die wichtigsten Verluste, die bei einem Ottomotor entstehen können erläutert werden. Diese Verlustanalyse kann mit verschiedenen Kenngrößen des Motors durchgeführt werden, wie beispielsweise der des Mitteldrucks oder der Arbeit bzw. der Leistung. Die Verlustanalyse kann auch als Wirkungsgradanalyse bezeichnet werden, da jeder Verlust den Wirkungsgrad schmälert.

Könnte der Motor die gesamte Energie des Kraftstoffes vollständig nutzen, wäre das die maximale Arbeit, die ein Motor ohne Verluste abgeben könnte und errechnet sich aus dem Produkt von Brennstoffmasse und Heizwert (mB·Hu).

Da es sich bei einem Verbrennungsmotor um einen thermodynamischen Kreisprozess handelt, werden zur genaueren Beurteilung sogenannte Vergleichsprozesse (Idealprozesse) herangezogen. Für einen Verbrennungsmotor wird in gängiger thermodynamischer und verbrennungsmotorischer Literatur zum einen der Gleichraum- bzw. der Gleichdruckprozess, ferner der Seiligerprozess zum Vergleich, genannt (vgl. [6, 14, 15]).

Dem Ottomotor wird eher der Gleichraumprozess zugeordnet, obwohl auch dies aufgrund des realen Verbrennungsverlaufs und des Ladungswechsels nicht ganz zutreffend ist. Die Verbrennung müsste hierbei im oberen Totpunkt (OT) unendlich schnell also schlagartig ablaufen, was aber nicht der Realität entspricht, da eine Verbrennung in der Intensität abnimmt, vgl. [13].

Zu diesem vom Gleichraumprozess ersten abzuziehenden Verlust, welcher als Verlust durch reale Verbrennung bezeichnet werden kann, kommt ein weiterer Verlust hinzu, welcher mit dem Wandwärmeverlust, während der Expansionsphase zusammenhängt. Eine isentrope Expansion bzw. eine adiabatische (wenn die Reibungsverluste vernachlässigt werden) ist aufgrund der höheren Verbrennungstemperaturen im Gegensatz zu den Temperaturen der Zylinderwände, nicht möglich. Der Verlust durch „realen Brennverlauf“ und der Verlust durch Wandwärme sind in folgender Darstellung abgebildet:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 1 Verlust durch reale Verbrennung (links). Verlust durch Wandwärme (rechts) [6]

Je geringer diese Verluste ausfallen, desto höher ist der thermische Wirkungsgrad, der beim gewählten Gleichraumprozess ausschließlich vom Verdichtungsverhältnis des Motors und dem Isentropenexponent abhängt:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

mit

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Der Isentropenexponent verhält sich umgekehrt proportional zur Temperatur im Zylinder und ist weiter abhängig von den Stoffgrößen, welche bei Zumischung von Abgasen leicht verändert sein können.

Der Seiligerprozess, welcher aus einer Kombination von Gleichraum- und einer Gleichdruckverbrennung besteht, entspricht mehr der Realität bei einem Vergleich. Bei diesem Idealprozess entspricht eine Erhöhung des Maximaldrucks (bei gleichem Verdichtungsverhältnis) ebenfalls einer Steigerung des thermischen Wirkungsgrades, allerdings mit einem höheren Gleichraumanteil. Wird der Maximaldruck im Zylinder gleich gehalten und nur das Verdichtungsverhältnis erhöht, wird der thermische Wirkungsgrad mit einem höheren Gleichdruckanteil erhöht.

Weiter wird beim Idealprozess davon ausgegangen, dass es am Ende der Expansionsphase zu einer isochoren Wärmeabgabe kommt. Da es bei einem Verbrennungsmotor zu einem Gasaustausch kommt ist dies aufgrund der Ladungswechselcharakteristik ebenfalls nicht möglich. Einen Großteil der Verluste entstehen beim Ottomotor durch den Ladungswechsel[1], die insbesondere in der Teillast zum Tragen kommen. Abb. 2 zeigt den Unterschied der Ladungswechselverluste in der Voll- u. Teillast.

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Abb. 2 Ladungswechselverluste in der Volllast (oben) und in der Teillast (unten) [13]

Durch die Quantitätsregelung wird der Druck durch die Drosselklappe gemindert, weshalb auch von Niederdruckverlusten gesprochen wird, vgl. [10].

Die Niederdruckverluste betreffen sowohl den Ansaugtakt als auch den Ausstoßtakt. Beim Ausstoßen der Abgase treten Expansionsverluste und Verluste durch erhöhte Ausschiebe-arbeit auf: Damit die Auslassventile im unteren Totpunkt (UT) schon voll geöffnet sind, müssen diese schon vor UT geöffnet werden, was zu einer Verminderung der nutzbaren Arbeit am Ende des Arbeitstaktes führt. Je später der Auslass öffnet (AÖ), um die Expansionsverluste zu verringern, desto größer wird allerdings die Ausschiebearbeit. Es ist je nach Lastzustand immer ein geeigneter Kompromiss zu finden, um die Verluste so niedrig wie möglich zu halten. Die Druckverluste während des Ansaugtaktes entstehen dagegen durch den Druckabfall in den Leitungen auf Grund von Krümmungen und rauen Oberflächen. Des Weiteren ergeben sich Verluste im Luftfilter, am Luftmassensensor, aber auch an den Ventilen und durch die Drosselklappe, [16].

Den größten Anteil an der steigenden Ansaugarbeit sind die bereits erwähnten Verluste an der Drosselklappe. Diese stellt gerade im Schwach- und Teillastbereich ein erhebliches Strömungshindernis dar. Eine genauere Aufteilung der Verluste, die beim Ausstoßen der Abgase und dem Ansaugen von Frischladung entstehen, ist in Abb. 3 zu sehen.

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Abb. 3 Ladungswechselverluste im Teillastbereich [6]

Anmerkung: Bei der Aufteilung der Verluste während des Ladungswechsels sind in einschlägiger Literatur Unterschiede zu erkennen. Wie aus Abb. 2 und Abb. 3 zu entnehmen ist wird teilweise der Verlust rechts der Kompressionslinie in die Verlustrechnung mit aufgenommen aber auch teilweise nicht mit einbezogen.

Wichtig ist für diese Abschlussarbeit, in welcher ja die Theorie mit geeigneten thermischen Simulationen umgesetzt werden soll, welche Ladungswechselverluste das verwendete thermische Simulationsprogramm „GT-Power“ ausgibt. Die genannten Verluste (in GT-Power: „Pumping Mean Effective Pressure“) werden laut „Hilfe“ als Integral in einem Intervall von 360 °KW berechnet. Dies lässt den Schluss zu, dass ein Teil der Verluste nicht berücksichtigt werden kann, da das AÖ in der Regel schon vor UT und das ES nach UT stattfindet.

Die Verluste, die sich als Druckverluste während des Ladungswechsels äußern, führen zu einer Verminderung der gesamten abgegebenen indizierten Arbeit[2] des Motors und damit zu einer Wirkungsgradverschlechterung. Werden von der inneren Arbeit des Motors die mechanischen Verluste (Reibung und Antriebsverluste durch Nebenaggregate) abgezogen, erhält man die effektive Arbeit des Motors.

Durch die Minimierung der Ladungswechselarbeit wird der spezifische Kraftstoffverbrauch (beff) gesenkt bzw. der effektive Wirkungsgrad gesteigert. Eine weitere Differenzierung ergibt sich bei aufgeladenen Motoren durch den Wirkungsgrad des Kompressors oder bei einer Abgasturboaufladung (ATL) durch den Turbinen- und Verdichterwirkungsgrad. Der in dieser Arbeit verwendete Motor, welcher mittels ATL und einer Wastegateregelung ausgestattet ist, lassen sich auch die erhöhten Pumpverluste bei weit geöffnetem Wastegate und hohen Drehzahlen (hoher Aufstaudruck vor der Turbine) in die Verlustberechnung mit einbeziehen.

Nachdem die wichtigsten Verluste aufgelistet sind, wird deutlich, dass es ein Ziel sein muss, sowohl den Hochdruckprozess mit geeigneten Maßnahmen zu optimieren, als auch die Ladungswechselverluste zu minimieren. Welche technischen Maßnahmen dazu beitragen können soll im nächsten Kapitel beschrieben werden.

2.2 Lastregelung beim Ottomotor

Der in dieser Arbeit untersuchte Motor ist ein direkteinspritzender Ottomotor. Dieser Motor wird ohne Schichtladung betrieben, weshalb die Drosselklappe nach wie vor für die Quan-titätsregelung zuständig ist.

Einen Großteil der Verluste entstehen, wie im letzten Kapitel beschrieben, beim Ottomotor durch den Ladungswechsel. Eine Möglichkeit den Ladungswechsel und die Zylinderfüllung des Motors zu verbessern, ist die variable Ventilsteuerung. Hierzu zählen die Maßnahmen die Ventilsteuerzeiten zu verändern bzw. die Maßnahmen einer variablen Gestaltung des Ventilhubs. Folgende schematische Darstellung zeigt die grundlegenden Verstellmöglichkeiten des Ventiltriebs:

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Abb. 4 Verstellmöglichkeiten des Ventiltriebs [6]

Eine Veränderung der Phasenlage wird über eine Nockenwellenverstellung realisiert indem der Phasenwinkel verändert wird. Je nach gewünschter Betriebscharakteristik erfolgt entweder eine Früh- oder eine Spätverstellung der Nockenwelle, was zu einem frühen oder späten Schließen der Ein- und Auslassventile führt.

Des Weiteren können variable Ventilsteuerzeiten dazu verwendet werden um den Restgasanteil durch innere Abgasrückführung [3] zu steuern. Sie dient bei Dieselmotoren und direkteinspritzenden Ottomotoren mit Ladungsschichtung dazu, die Stickoxide (NOx) zu reduzieren. Bei gemischansaugenden Ottomotoren hingegen dient sie im Teillastbetrieb zur Reduzierung der Drosselverluste, da durch einen erhöhten Restgasanteil der Zylinderfüllung (bei gleicher Luftmenge) weniger gedrosselt werden muss und dadurch die Niederdruckruckverluste abnehmen. Da ein großer Teil dieser Arbeit die Simulation und die Untersuchung mittels AGR betrifft wird dieses Thema noch in einem separaten Kapitel explizit behandelt.

Ein anderer Weg der variablen Ventilsteuerung ist die variabel ausgelegte Ventilhubverstellung. Durch einen variablen Ventilhub können die Verluste, die durch die Drosselklappe entstehen, gemindert werden. Zwar stellen variabel einstellbare Ventile, ebenso wie die Drosselklappe, ein Strömungshindernis dar, doch sind zum einen die Strömungsverluste geringer und zum anderen gelangen die, durch die Einlassventile entstehenden Verwirbelungen des Kraftstoff-Luftgemisches, direkt in den Zylinder. Durch den Spalt an den Einlassventilen entstehen hohe Strömungsgeschwindigkeiten, wodurch das Kraftstoff-Luft-Gemisch feiner zerstäubt und dadurch den Hochdruckprozess positiv beeinflusst. Selbst nur zwei- oder dreistufige realisierte Teilhübe von Ventilen reduzieren die Ladungswechselverluste und verbessern den spezifischen Kraftstoffverbrauch. Zweistufige Ventilhubsysteme können aber auch auslassseitig angeordnet werden, um durch den zweiten Ventilhub über die innere Restgassteuerung Abgas zurückzuführen. Diese, die Gemischbildung und damit die Verbrennung positiv beeinflussenden Eigenschaften, sind allerdings nur ein positiver Nebeneffekt.

Der eigentliche Grundgedanke der meisten dieser Systeme ist in erster Linie nicht direkt den Ventilhub im Sinne einer Höhenverstellung zu verändern, sondern eine Variation in der Dauer der Ventilöffnungszeiten zu verwirklichen. Dies ist bei den vollvariablen Systemen wie beispielsweise der kinematisch ausgelegten „Valvetronic“ der Fa. BMW oder dem hydraulischen „Multi-Air-Prinzip“ von der Fa. Fiat ebenso der Fall, wie bei den Systemen, die nur einen sequentiellen Teilhub verwirklichen. Abb. 5 zeigt die Veränderung (Verkürzung) der Ventilöffnungsdauer (EÖ bis ES) die durch den geringeren Ventilhub realisiert wird.

Bei vollvariablen Systemen kann somit auf die Drosselklappe verzichtet werden, was die Druckverluste im Ansaugkanal minimiert und das Laststeuerverfahren FES (Frühes Einlass schließt) ermöglicht. Ein FES vor UT führt aber auch dazu, dass während der Ansaugphase im Zylinder ein Unterdruck (Sog) und ein Absinken der Temperatur entsteht, wodurch es zur Kondensation eines Teils des Kraftstoffes kommen kann.

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Abb. 5 Ventilsteuerzeit der vollvariablen Ventilhubverstellung Valvetronic [5]

Die Prozesssteuerung FES wird ebenso bei aufgeladenen Motoren verwendet. Zum einen kann durch die Aufladung ein später anfangender Drosselbetrieb (bei fallender Last) umgesetzt werden und/oder das Einlassventil früher geschlossen werden. FES wird bei aufgeladenen Motoren auch als Miller-Verfahren bezeichnet, wobei hier in erster Linie nicht das Downsizing[4] im Vordergrund steht, sondern die Kühlung des Motors bei Volllast. Durch den Unterdruck entsteht ein niedriges Temperaturniveau welches gleichermaßen auch zu niedrigen Verdichtungsendtemperaturen führt und damit die Klopfneigung des Motors reduziert, vgl. [3].

Diese Maßnahme lässt es zu, dass auf der einen Seite der Zündzeitpunkt (ZZP) nach früh verschoben werden kann und auf der anderen Seite das Verdichtungsverhältnis angehoben werden kann, was den thermischen Wirkungsgrad steigert. Folgende Darstellung zeigt die Veränderung des Temperaturniveaus in Abhängigkeit der Ventilsteuerzeit ES:

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Abb. 6 Verdichtungsendtemperatur in Abhängigkeit der Ventilsteuerzeit ES [6]

Ein sehr frühes ES (weit vor UT) ist im Rahmen des Downsizings nur mit teils höheren Verdichtungsdrücken bzw. höheren Ladedrücken im Rahmen der Aufladung realisierbar. Der Turbolader muss entsprechend höher dimensioniert werden und in anderen Betriebspunkten vermehrt über eine Bypassleitung (Wastegate) geschützt werden.

Auch ist zu beachten, dass ein Variieren des Schließzeitpunktes des Einlassventils bei einem gewöhnlichen Phasensteller auch den Zeitpunkt EÖ entsprechend der Öffnungsdauer (Durchmesser Nockenprofil) mit verschiebt. Wird beispielsweise der Zeitpunkt EÖ unverändert gelassen und nur der ES nach früh verschoben, sind auch hier variable Ventilhubverstellungssysteme im Sinne einer Variation der Ventilöffnungsdauer notwendig.

Ebenso wird das Verfahren „spätes Einlass schließt“ (SES) dazu verwendet den Verdichtungsenddruck und damit die Verbrennungstemperatur zu senken. Hier wird das Einlassventil erst in der Aufwärtsbewegung (Verdichtungstakt) des Kolbens geschlossen. Der Schließzeitpunkt ist umgekehrt proportional zur Lastanforderung, was bedeutet, dass das Einlassventil umso später schließt je niedriger die Last wird. Im Umkehrschluss hat dies zur Folge, dass es zu einem Überschuss an angesaugtem Kraftstoff-Luft-Gemisch kommt und dieser wieder in den Ansaugkanal zurückgeschoben wird, was höhere Ladungswechselverluste verursacht. Ähnlich wie beim Laststeuerprozess FES wird auch hier die eigentlich beginnende Kompression weit in den Verdichtungstakt verschoben, was im Gegenzug dazu den Verdichtungsenddruck sinken lässt. Dies kann wieder dazu verwendet, um das Verdichtungsverhältnis anzuheben ohne die Klopfgefahr zu erhöhen. Abb. 7 zeigt den Unterschied der Ventilerhebungskurven bei den Laststeuerverfahren FES und SES.

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Abb. 7 Vergleich der Laststeuerverfahren FES und SES [5]

2.3 Abgasrückführung

Die bei Verbrennungsmotoren angewandte Abgasrückführung (AGR) dient bei der Dieselverbrennung und bei direkteinspritzenden Ottomotoren im Ladungsschichtbetrieb dazu, die Stickoxid-Emissionen zu reduzieren. Relevant bei den Stickoxidverbindungen (NOx) sind die Stickstoffmonoxide (NO) bzw. Stickstoffdioxide (NO2). Sie entstehen vorwiegend bei hohen Verbrennungstemperaturen und bei Luftüberschuss (λ > 1). Hierbei handelt es sich in erster Linie um einen lokalen Luftüberschuss, da auch die stöchiometrisch betriebenen gemisch-ansaugenden bzw. direkteinspritzenden Ottomotoren (ohne Ladungsschichtung) NOx-Emissionen aufweisen, die sich nicht unbedingt signifikant von denen eines Dieselmotors unterscheiden, (Abb. 8).

Diese können jedoch beim Ottomotor (stöchiometrischer Betrieb), aufgrund des für die Konvertierung „passenden“ Verhältnisses von CO und HC auf der einen Seite (Oxidation) und NOx auf der anderen Seite (Reduktion) über den 3-Wege-Katalysator problemlos beseitigt werden.

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Abb. 8 Schadstoffe: a) Ottomotor b) Dieselmotor [14]

Um den Zusammenhang der NOx-Bildung in Abhängigkeit vom Luftüberschuss und der Verbrennungstemperatur zu veranschaulichen, soll die folgende Abbildung dienen:

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Abb. 9 Emissionen in Abhängigkeit vom Luftverhältnis bei einem Ottomotor [14]

Aus Abb. 9 ist zu entnehmen, dass die maximale NOx-Bildung beim Ottomotor bei einem Luftverhältnis von λ ≈ 1.1 auftritt. Allerdings sei auch erwähnt, dass die höchste Verbrennungstemperatur schon bei λ = 0.95 auftritt, vgl. [6].

Dies bedeutet, dass zu der hohen Verbrennungstemperatur noch ein Sauerstoffüberschuss (lokal) vorhanden sein muss. Dieser durch Luftüberschuss hervorgerufene Effekt bei der NOx-Bildung wird bei λ > 1.1 überkompensiert, da durch das steigende Luftverhältnis die Verbrennungstemperatur und somit auch die NOx-Emissionen wieder absinken lässt.

Ziel ist es demnach, die Verbrennungstemperatur abzusenken, welches durch die AGR ermöglicht wird. Dadurch, dass ein Teil des Restgases dem Frischgas zugeführt wird, wird die Verbrennungstemperatur abgesenkt.

Der hauptsächliche Einflussfaktor ist nach [14] der Verdünnungseffekt, da hierdurch die Sauerstoffkonzentration im Verbrennungsgas gemindert wird. Anders ausgedrückt: Die Verbrennungstemperatur sinkt dadurch, dass das inerte[5] Restgas nicht mehr an der Verbrennung teilnimmt, aber trotzdem mit aufgeheizt werden muss. Dadurch sinkt die Verbrennungstemperatur. Dieselmotoren und direkteinspritzende Ottomotoren mit Ladungsschichtung können einen Abgasanteil von bis zu 50 % aufweisen, vgl. [6, 14].

Bei der homogenen Verbrennung, also im stöchiometrischen Betrieb, werden je nach Literatur maximale AGR-Raten zwischen 20...30 % angegeben. Bei aufgeladenen direkteinspritzenden Ottomotoren liegen übliche AGR-Raten zwischen 10-25 %, [1, 5].

Die Abgasrückführung wird durch die Restgasverträglichkeit beschränkt. Zum einen spielen hier Quench-Effekte (Flame-Quenching)[6] eine Rolle, zum anderen nehmen die Brenndauer und die Zeit zur Entflammung leicht zu. Diese Verschleppung der Verbrennung darf nicht in den anschließenden Ausstoßtakt hineinreichen. Lange Verbrennungsdauern wirken sich zudem negativ auf den spezifischen Kraftstoffverbrauch aus.

Beim drosselgesteuerten Ottomotor wird die Restgassteuerung in erster Linie dazu verwendet die Ladungswechselverluste durch eine teilweise Entdrosselung zu minimieren. Wird ein Teil des Restgases zurückgeführt, kann bei gleicher Last die Drosselklappe (DK), weiter geöffnet werden und somit die Druckverluste reduziert werden. Dies lässt sich auch mit dem Luftverhältnis begründen, welches bei stöchiometrisch betriebenen Ottomotoren gleich bleiben muss. Dies bedeutet, dass die angesaugte Luftmenge, trotz steigender Abgasmenge (steigende Gesamtladungsmasse) gleich bleiben muss und somit einen erhöhten Druck im Ansaugrohr notwendig macht. Die Höhe der AGR ist bei gemischansaugenden Motoren also unabhängig vom Luftverhältnis (bei luftansaugenden Motoren sinkt das Luftverhältnis mit steigender AGR-Rate). Im aufgeladenen Zustand (mittels ATL) muss zudem der, durch die Abgasrückführung hervorgerufene, Energieentzug vor der Turbine, mit einem höheren Ladedruck ausgeglichen werden.

Bei der Restgassteuerung wird zwischen einer internen und externen Umsetzung der AGR unterschieden. Bei der internen Restgassteuerung werden über die Ventilsteuerzeiten die Restgasmengen im Zylinder gesteuert. Um solch eine gezielte Restgassteuerung verwirklichen zu können, ist ein Phasensteller zumindest der Einlassnockenwelle notwendig. Bei einer nicht variablen Auslassnockenwelle liegt die Steuerzeit Auslass schließt (AS) in der Regel nach LWOT. Wird die Steuerzeit Einlass öffnet (EÖ) vor den LWOT gelegt, kommt es durch die Ventilüberschneidung zu einer „automatischen“ Abgasrückführung, sofern ein negatives Druckgefälle (Spülgefälle) zwischen Ein- und Auslasskanal vorhanden ist.

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Abb. 10 Ventilsteuerzeiten [6]

Konventionelle nicht aufgeladene Ottomotoren verfügen über ein negatives Spülgefälle (Druck im Ansaugkanal ist kleiner als der Druck im Auslasskanal), welches mit fallender Last zunimmt. Bei aufgeladenen Ottomotoren muss noch zwischen einer mechanischen Aufladung mittels Kompressor (mechanische Aufladung) und der Abgasturboaufladung (ATL) unterschieden werden. Der mittels Kompressor aufgeladene Motor weist durchgehend ein positives Spülgefälle auf, wohingegen es beim ATL zu einem Wechsel des Druckgefälles kommen kann. Im unteren Lastbereich in welchem der ATL nicht mehr arbeitet, ist das Druckgefälle negativ. Hier weist der Motor eine ausgeprägte negative Ladungswechselschleife auf und der Druck im Saugrohr ist weit niedriger als der abgasseitige Druck. Im oberen Lastbereich und bei niedrigeren Drehzahlen sehen die Druckverhältnisse im Zylinder während des Ladungswechsels beim Motor mit konventionellen ATL meist so aus, dass eine teils positive Ladungswechselschleife[7] aufgrund des höheren Ladedrucks (p2) gegenüber dem Abgasdruck (p3) entsteht, (Abb. 11).

Bei niedrigen Drehzahlen muss aufgrund der geringeren Massenströme weniger über das Wastegate „abgeblasen“ werden was den Aufstaudruck vor Turbine im Verhältnis geringer ansteigen lässt (geringere Pumpverluste) als bei hohen Drehzahlen. Dieser Zusammenhang wird aber nochmals und genauer im Kapitel „Aufladung“ mittels der Turboladerhauptgleichung erklärt. Abb. 11 zeigt den Ladungswechsel eines aufgeladenen Motors mit positiver Ladungswechselschleife (Abgasgegendruck < Ladedruck) welche zur Nutzarbeit des Motors beiträgt. Ein positives Spülgefälle ist bei einem gewöhnlichen ATL (mit Wastegateregelung) im oberen Lastbereich und bei niederen Drehzahlen zu finden.

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 11 Nutzbarer Ladungswechsel bei einem aufgeladenen Motor mit ATL [6]

Bei einer zusätzlich variabel einstellbaren Auslassnockenwelle lassen sich grundsätzlich drei unterschiedliche Möglichkeiten realisieren, um eine innere AGR durchzuführen, welche folgende Darstellung zeigen soll, vgl. [5, 6]):

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 12 Möglichkeiten der inneren Abgasrückführung mittels Ventilsteuerzeiten [6]

Bei der Auslasskanalrückführung wird die Steuerzeit Auslass schließt (AS) und Einlass öffnet (EÖ) nach dem LWOT gelegt. Dadurch wird das bereits ausgeschobene Abgas wieder in den Brennraum gesaugt. Das heiße Abgas trägt somit besonders zur thermischen Gemischaufbereitung bei und kann zu einer erhöhten Zündtemperatur beitragen.

Betrachtet man allerdings die Kinematik des Ventiltriebes, bedeutet ein sehr spätes AÖ ein weit geöffnetes Auslassventil im OT, welches dann zu einem Berühren von Ventil und Kolben führen kann. Selbst wenn dieser Konflikt durch konstruktive Maßnahmen, wie beispielsweise tiefe Ventiltaschen im Kolbenboden, gelöst werden könnte, bedeutet beim konventionellen Ventiltrieb ein spätes AS auch ein weiter nach spät verschobenes AÖ, welches dann zu einer höheren Ausschiebearbeit führt. Dies kann umgangen werden, indem man das Auslassventil zweimal öffnet, also einen zusätzlichen Ventilhub verwirklicht: Das Auslassventil wird einmal maximal geöffnet, vorzugsweise mit einer optimierten Steuerzeit um die Ausschiebe-arbeit und die Expansionsverluste so gering wie möglich zu halten. Das Auslassventil öffnet hier vor UT und schließt kurz nach LWOT. Das zweite Öffnen geschieht dann nur kurzzeitig um die gewünschte Restgasmenge aus dem Abgaskanal anzusaugen. Eine mögliche technische Umsetzung ist das Umschalten auf einen kleineren Nocken, wodurch sich die Ventilöffnungsdauer verringert. Solch eine Lösung wäre beispielsweise mit der zweistufigen Ventilhubverstellung mit dem Namen „Valvelift“ der Fa. Audi denkbar: Hier fährt ein elektro-magnetisch betätigter Pin in eine Nut wodurch sich die Nockenwelle verdreht und gleichzeitig axial verschiebt und somit auf das andere Nockenprofil wechselt.

Die Einlasskanalrückführung wird durch ein frühes Öffnen der Einlassventile (FEÖ) und ein frühes Schließen der Auslassventile realisiert und hat einen ähnlichen Einfluss auf die thermische Gemischbildung wie die Auslasskanalrückführung. Hier findet die Vermischung der Restgase mit dem frischen Gemisch schon im Einlasskanal statt, da bei der Ventilüberschneidung vor LWOT ein Teil der Abgase in den Einlasskanal geschoben werden und in der darauffolgenden Abwärtsbewegung des Kolbens wieder angesaugt werden.

Bei der Brennraumrückführung, bei der keine Ventilüberschneidung vorhanden ist, wird durch das frühe Schließen des Auslassventils (vor LWOT) das Abgas anschließend in der weiteren Aufwärtsbewegung des Kolbens komprimiert. Geschieht das Öffnen des Einlass-ventils nach AS und vor LWOT entsteht ein impulsartiges Einströmen der Restgase in den Ansaugkanal, welches zu einer vorteilhaften Durchmischung führt. Allerdings sollte berücksichtigt werden, dass es bei einem zu frühen EÖ zu erhöhten Niederdruckverlusten kommen kann, vgl. [10].

Bei der inneren AGR wird das Abgas nicht abgekühlt, welches zwar Vorteile bei der thermischen Gemischbildung aufweist, doch ist bei einem höheren Temperaturniveau am Ende der Verdichtung die Gefahr groß, dass der Motor früher anfängt zu klopfen. Da beim konventionellen Ottomotor die Stickoxidemissionen keine nennenswerte Rolle spielen, muss aus diesem Grund zwar nicht das Temperaturniveau gesenkt werden, doch ist das Klopfen des Motors unbedingt zu vermeiden. Die Klopfgefahr wird u.a. auch dadurch erhöht, dass zu Beginn der Kompression die Temperatur des Gemisches hoch ist. Kennfeldbezogen ist bei Volllast (maximal geöffnete DK) und im unteren Motordrehzahlbereich die größte Klopfgefahr zu erwarten. Eine höhere Endtemperatur der Verbrennung steigert grundsätzlich die Leistung und den Wirkungsgrad - muss aber evtl. durch ein kleiner werdendes Verdichtungsverhältnis kompensiert werden. Dies trifft in besonderem Maße auf aufgeladene Ottomotoren zu.

Deshalb wird die innere Abgasrückführung hauptsächlich im unteren Lastbereich eingesetzt.

Im oberen Lastbereich sind niedrige Temperaturen notwendig, um ein Klopfen zu verhindern. Des Weiteren muss bei der auf eine AGR abgestimmte Steuerzeit darauf geachtet werden, ob die dadurch entstandene Entdrosselung über den Ersparnissen einer auf füllungsoptimierte Steuerzeit (Restgasspülung) überwiegt.

Bei der externen (äußeren) AGR wird aus dem Auslasskanal über eine Zuleitung dem Ansaugkanal die gewünschte Abgasmenge zugeführt. Die genaue Dosierung erfolgt über ein Abgasregelventil, weshalb die externe genauer als die interne AGR betrieben werden kann.

Bei Ottomotoren bei denen die externe AGR verwendet wird, bietet sich für die Hochdruck- AGR (HD-AGR) nicht zuletzt aufgrund des Druckgefälles und der energetischen Überlegenheit ATL-Konzepte zur Aufladung an. Wie bereits erwähnt, kann es bzgl. der AGR aber auch hier zu einem für die selbstablaufende HD-AGR ungünstigen positiven Spülgefälle kommen.

Bei der HD-AGR wird das Abgas vor der Turbine dem Abgaskanal entnommen und nach dem Verdichter in den Ansaugkanal geführt. Ist der Druck vor Turbine kleiner als der Druck nach Verdichter (Druckseite), muss die Luft entweder angedrosselt werden oder über einen Bypass geregelt werden, um ein negatives Spülgefälle zu gewährleisten. Dies ist aber immer mit Wirkungsgradeinbußen verbunden. In dieser Abschlussarbeit wird sowohl die HD- als auch ND-AGR simuliert und ausgewertet.

Eine andere Möglichkeit um den Druck für die AGR zu regeln stellt die variabel einstellbare Turbinengeometrie (VTG) dar. Eine weitere effiziente Möglichkeit ergibt sich über eine asymmetrisch geflutete Turbine. Durch die Flutentrennung kann die Abgasrückführung dadurch gewährleistet werden, dass die kleine Flut das Abgas vor der Turbine staut und somit das gewünschte Druckgefälle aufgebaut werden kann.

Bei der externen AGR wird meist ein AGR-Kühler verwendet, um die Abgastemperatur weiter zu senken. Deshalb wird in der Literatur auch manchmal der Begriff „kaltes Abgas“ verwendet, obwohl auch bei der HD-AGR nach wie vor von heißem Abgas gesprochen werden kann, vgl. [5]. Folgende Abbildung zeigt das Schema einer äußeren Abgasrückführung:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 13 Aufbau einer externen AGR [15]

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 14 AGR bei einem aufgeladenen Motor mit ATL [10]

Abb. 14 zeigt die HD-AGR, wobei abgasseitig zusätzlich eine Drossel angeordnet ist. Diese kommt zum Einsatz wenn das Druckgefälle zwischen Ein- und Auslasskanal nicht mehr ausreicht. Durch diese Androsselung wird der Abgasgegendruck erhöht. Diese Maßnahme ist aber immer auch mit erhöhten Pumpverlusten verbunden. Technisch kann die Drossel beim Dieselmotor auch einlassseitig angeordnet werden um das notwendige Druckgefälle aufzubauen, welches Abb. 15 zum Ausdruck bringen soll.

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 15 HD-AGR bei einem aufgeladenen Dieselmotor mit einlassseitiger Drossel [11]

Auch ist in Abb. 15 ein Bypass um den AGR-Kühler zu sehen. In der Warmlaufphase des Motors ist es kontraproduktiv, das Abgas zu kühlen, da es dadurch zu einer weiteren Verzögerung der Anspringtemperatur des Katalysators kommen würde (Light-off). Auch werden in dieser Arbeit durch die noch folgenden thermischen Simulationen, des in dieser Arbeit untersuchten Motors, den Unterschied zwischen gekühlter und ungekühlter AGR aufzeigen.

Eine weitere Möglichkeit bei der äußeren AGR ist die sogenannte Niederdruck-Abgasrückführung (ND-AGR). Hier wird das Abgas erst nach der Turbine entnommen und vor dem Verdichter (luftseitig) in den Ansaugkanal geführt. Bei dieser Anordnung herrscht weitgehend ein negatives Spülgefälle zwischen Auslass- und Einlasskanal, was eine abgasseitig angeordnete Drossel im oberen Lastbereich theoretisch überflüssig machen würde. Trotzdem kann es notwendig werden die Luft anzudrosseln (Aufstaudruck vor Drossel), um höhere AGR-Raten verwirklichen zu können. Dies soll in folgender Darstellung verdeutlicht werden:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 16 HD-AGR bei einem aufgeladenen Dieselmotor [11]

Die Kühlung bei der ND-AGR wird zusätzlich durch den Wärmeentzug durch die Turbine und der Ladeluftkühlung unterstützt. Hier ist ein Vorteil zur HD-AGR zu erkennen, da eine vergleichbare Kühlleistung, einen teuren und größer dimensionierten AGR-Kühler bei der HD-AGR notwendig machen würde. Bei Dieselmotoren und direkteinspritzenden Ottomotoren mit Ladungsschichtung ist ein niedriges Temperatur- und Druckniveau zur Minimierung der Stickoxidemissionen notwendig. Bei aufgeladenen konventionellen Ottomotoren ist eine niedere Brennraumtemperatur im oberen Lastbereich entscheidend, um die Klopfgefahr zu minimieren und somit ein höheres Verdichtungsverhältnis realisieren zu können, was den thermischen Wirkungsgrad steigert. Im unteren Lastbereich kann sich eine zu hohe Temperatursenkung negativ auf Leistung und Wirkungsgrad auswirken (siehe innere AGR). Hier bietet sich die interne AGR oder die HD-AGR (mit oder ohne Kühlung) an.

Ein weiterer Vorteil gegenüber der HD-AGR ist die bessere Durchmischung der Abgase mit dem Frischgemisch durch den Verdichter. Weiter bedeutet eine Abzweigung des Abgasstroms nach der Turbine, dass der durchgesetzte Massenstrom nicht wie bei der HD-AGR teilweise absinkt. Dadurch bleibt der Lader länger auf dem gewünschten Drehzahlniveau, [1].

Ein entscheidender Nachteil der ND-AGR gegenüber der HD-AGR ist die Korrosionsanfälligkeit durch Ablagerung am Verdichter und die Kondensatbildung (saures Kondensat) im Ladeluftkühler. Weiter ist im Transientverhalten die ND-AGR aufgrund der verzögerten Regelung unterlegen. Durch den in der Regel höheren Aufstaudruck vor Turbine sind die Ladungswechselverluste höher als bei der HD-AGR. Aus den genannten Gründen ist die HD-AGR nach wie vor das am meisten eingesetzte System bei der externen AGR.

Bevor das Kennfeld näher beschrieben wird, soll noch die Frage geklärt werden, ob bei einem Ottomotor vor oder nach dem Katalysator der Abgasstrom abgeführt werden soll. Da der Katalysator ein Strömungshindernis darstellt, wird die Ausschiebearbeit erhöht und es baut sich ein etwas höherer Staudruck vor dem Katalysator auf, welches für ein größeres negatives Druckgefälle sorgt und die AGR somit erleichtert wird. Da eine Verbrennung immer unvollständig abläuft, befinden sich im Abgas unverbrannte Kohlenwasserstoffe, die wieder dem Zylinder zugeführt werden und nicht im Katalysator umgesetzt werden müssen, welches den Kraftstoffverbrauch weiter senken kann. Sollte das Abgas nach dem Katalysator zurückgeführt werden, kann es durch die im Katalysator teilweise exotherm ablaufenden Reaktionen (durch Nachverbrennung) zu einer Erwärmung der Abgase kommen. Dies ist wie bereits erwähnt für den Volllastbereich eher schädlich. Allerdings muss auf der anderen Seite berücksichtigt werden, dass ungereinigtes Abgas den Verdichter zusätzlich verschmutzen und es vermehrt zur Korrosion kommen kann.

Abb. 17 zeigt schematisch die beiden Möglichkeiten den Abgasstrom vor oder nach dem Katalysator zurückzuführen.

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 17 Links: ND-AGR nach Katalysator Rechts: ND-AGR vor Katalysator [1]

Die im folgenden beschriebenen kennfeldbezogenen AGR-Strategien beruhen teilweise auf Prüfstandsuntersuchungen an einem direkteinspritzenden aufgeladenen (ATL) Ottomotor von der Fa. BorgWarner. Die Ergebnisse sind in der motorentechnischen Zeitschrift (MTZ) veröffentlicht, wie in [2] aufgeführt.

Folgende Abbildung zeigt die jeweiligen AGR-Strategien im Kennfeld (effektiver Mitteldruck über Drehzahl), welche bzgl. des Druckgefälles (Δp) am besten geeignet scheinen.

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 18 Einsatz verschiedener AGR-Strategien in Abhängigkeit des Druckgefälles [1]

Im oberen Lastbereich und bei niedrigen Drehzahlen ist aufgrund des nur gering ausgeprägten negativen Druckgefälles oder auch teilweise auftretenden positiven Spülgefälles eher die ND-AGR geeignet. Spätere Simulationen werden allerdings zeigen, dass bei dem hier untersuchten Motor bei einer Drehzahl von n = 2000 1/min ein gering ausgeprägtes negatives Spülgefälle vorhanden ist, was eine HD-AGR möglich macht. Es sei noch einmal erwähnt, dass ein positives Spülgefälle aufgrund der positiven Ladungswechselschleife (nutzbare Arbeit) erwünscht ist.

Falls kein ausreichendes negatives Spülgefälle vorhanden ist, bietet sich an, entweder über „künstlich“ erzeugte Drosselstellen die Druckverhältnisse zu beeinflussen oder wie noch später gezeigt werden soll, die HD-AGR mit einem zusätzlichen ND-Anteil „aufzufüllen“, um die gewünschte AGR-Rate zu verwirklichen.

In der Teil- und Schwachlast ist aufgrund der Drosselsteuerung beim Ottomotor (Quantitätsregelung) ein ausreichend negatives Druckgefälle durch den sinkenden Saugrohrdruck (p2SR) vorhanden, was eine HD-AGR möglich macht. Bei dem in dieser Arbeit untersuchten aufgeladenen Ottomotor wird ab einem Mitteldruck zwischen 10…11 bar angedrosselt. Durch ein FES und/oder einer externen AGR wird allerdings schon auf niedrigerem Niveau aufgeladen und die Drosselklappe kann ganz geöffnet werden. Durch den äußerst geringen Durchsatz in diesem Kennfeldbereich baut sich nur ein geringer Druck vor dem Katalysator auf, um die ND-AGR durchzuführen. Hier kann es unter Umständen notwendig werden die Luft zusätzlich anzudrosseln (oder aufzustauen), was wiederum mit erhöhten Pumpverlusten verbunden ist.

Im oberen rechten Kennfeldbereich ist bzgl. des Druckgefälles sowohl die ND-AGR als auch die HD-AGR anwendbar. Insbesondere die HD-AGR kann aufgrund des erhöhten Aufstaudrucks vor Turbine (p3) mit einer hohen AGR-Rate durchgeführt werden. Wie erwähnt wird ein Großteil der Abgase über das Wastegate abgeblasen, was den statischen Druck bzw. das reziproke Turbinendruckverhältnis (p3/p4) im Gegensatz zum Ladedruck überproportional ansteigen lässt. Allerdings muss in diesem Enthalpieanstieg auch die durch die AGR sinkende Temperatur T3 berücksichtigt werden. Dieser Druckanstieg ist bzgl. des Druckgefälles für die HD-AGR vorteilhaft, doch auch mit erhöhten Verlusten (Ausschiebearbeit) verbunden. Da aufgrund der Druckverhältnisse sowohl die ND-AGR als auch die HD-AGR gefahren werden kann, sollen beide Varianten mit ihren jeweiligen Vor- und Nachteilen in dieser Abschlussarbeit untersucht werden.

Inwieweit die in diesem Kapitel doch teils theoretischen Annahmen richtig sind wird mit den noch folgenden Simulationen überprüft werden. Ein wichtiger Bestandteil ist die Bewertung des Aufladesystems, aufgrund der sich dadurch ändernden physikalischen Randbedingungen. Aus diesem Grund wird im folgenden Kapitel die Aufladung und das Downsizing näher beschrieben.

2.4 Aufladung

Die in dieser Abschlussarbeit behandelte Analyse und Simulation, bezieht sich hauptsächlich auf einen Ottomotor mit einer Abgasturboaufladung (ATL), weshalb in diesem Kapitel auch hier der ATL hervorgehoben werden soll. Die Aufladung wird heute vermehrt eingesetzt, um eine verbrauchsgünstigere Betriebspunktverlagerung im Rahmen des Downsizings zu bekommen. Wenn der Betriebspunkt durch die ansteigende Last angehoben wird, kann zumeist auch der effektive Wirkungsgrad gesteigert. Dies soll mithilfe der Leistungsformel erklärt werden:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

mit

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Wird das Hubvolumen VH herabgesetzt muss bei gleicher Drehzahl und beispielsweise gleichbleibender Leistung der Mitteldruck pe angehoben werden. Damit kann in der Regel eine verbrauchsgünstigere Anhebung des Betriebspunktes erreicht werden. Die Begründung liegt u.a. in den anteilig geringeren Reibungsverlusten bei steigender Last, da eine Steigerung des indizierten Mitteldrucks im Vergleich nur einen prozentualen geringeren Anteil dieser mechanischen Verluste zur Folge hat. Anders formuliert bedeutet dies, dass der effektive Mitteldruck prozentual stärker als der indizierte Mitteldruck steigt und somit der mechanische Wirkungsgrad gesteigert wird und somit den Reibmitteldruck weniger stark ansteigen lässt. Nach [13] stammen die Reibungsverluste zu 1/3 von der Last, also vom effektiven Mitteldruck und 2/3 von der Drehzahl des Motors (ausgehend von der Volllast).

Wird die Leistungsdichte (Leistung pro Hubvolumen) als Größe gewählt, kann bei gegebenen Hubvolumen diese entweder durch eine erhöhte Drehzahl (Hochdrehzahlkonzepte) und/oder durch Steigerung des Mitteldrucks angehoben werden. Zur Anhebung des Drehmoments bzw. effektiven Mitteldrucks wird der Motor aufgeladen, um somit die Dichte der Frischladung zu steigern. Der Begriff des Downsizings wird im Zusammenhang mit Aufladung bei einer Steigerung der Leistungsdichte durch ein verringertes Hubvolumen verwendet. Verbrauchsvorteile ergeben sich bei einer Hubraumverkleinerung allerdings erst, wenn über die Aufladung der Mitteldruck soweit angehoben wird, dass mindestens die gleiche Leistung, wie beim hubraumgrößeren (nicht aufgeladenen) Saugmotor erreicht wird. Wird das Hubvolumen gesenkt und der gleiche effektive Mitteldruck beibehalten (verringerte Leistung bzw. verringertes Drehmoment), führt dies im Vergleich zum Saugmotor zu erhöhten Verlusten, da zum einen das Verdichtungsverhältnis durch die Aufladung abgesenkt werden muss (Verringerung des thermischen Wirkungsgrads) und zum anderen die mechanischen Verluste im Verhältnis stärker steigen. Das Reibmoment wird auf das Hubvolumen bezogen, weshalb die gesamten mechanischen Verluste beim aufgeladenen Motor höher ausfallen. Diese Verluste können auch nicht durch die leicht verringerten Ladungswechselverluste, welche durch die nun notwendige Anhebung des indizierten Mitteldrucks herbeigeführt werden, ausgeglichen werden, vgl. [3,6]. Im Gegensatz dazu können durch Steigerung des effektiven Mittedrucks, sowohl die mechanischen als auch im verstärktem Maße die Ladungswechselverluste vermindert werden, was dieser Form des Downsizings einen Vorteil im effektiven Wirkungsgrad einbringt (im Vergleich zu einem leistungsgleichen Saugmotor).

Wie in dem Kapitel Laststeuerung erklärt, kann die Aufladung weiter auch dazu eingesetzt werden, den Verdichtungsenddruck und die Verbrennungstemperatur herabzusetzen, wenn gleichzeitig das Miller-Verfahren umgesetzt wird, indem das Einlassventil frühzeitig schließt (vor UT) und somit die Kompression später anfängt. Um die Füllungsverluste durch ein FES zu kompensieren wird hierzu ein erhöhter Ladedruck benötigt. Eine Temperaturabsenkung im Zylinder ist gerade im Volllastbereich notwendig, um beim Ottomotor die Klopfneigung zu minimieren und/oder das Verdichtungsverhältnis und damit den thermischen Wirkungsgrad steigern zu können. Die Klopfproblematik ist einer der Gründe warum Ottomotoren nach wie vor weniger aufgeladen werden als Dieselmotoren.

Eine andere sehr effektive und in dieser Arbeit untersuchte weitere Möglichkeit des Downsizings ist die Zylinderabschaltung (ZA) in der Teillast, welche ebenfalls eine Lastanhebung und damit eine vorteilhafte Betriebspunktverlagerung mit sich bringt. Die ZA wird aber noch explizit im Kapitel „Optimierung“ behandelt.

Obwohl der in dieser Abschlussarbeit untersuchte Motor eine Abgasturboaufladung besitzt und hier detaillierter darauf eingegangen wird, soll auch ein Vergleich zu einem Motor mit mechanischer Aufladung mittels Kompressor gezogen werden.

Die wichtigsten Vorteile des ATL gegenüber der mechanischen Aufladung sind wie folgt, vgl. [5]:

- geringerer Bauraumbedarf (Strömungsverdichter ist grundsätzlich kleiner dimensioniert als Verdrängerlader (Kompressor). Zudem wird keine Kupplung, Riementrieb etc. benötigt.
- höherer Wirkungsgrad aufgrund der teilweisen Nutzung der Energie des Abgases und damit verbundene Kraftstoff- und Emissionseinsparpotenziale.
- ATL arbeitet leiser als ein Kompressor (kontinuierlichere Förderung der Ladeluft und dadurch geringere Druckschwingungen im Ansaugkanal).
- Höhere Ladedrücke realisierbar (weit über 3 bar möglich). Bei Verdrängerladern (mechanische Aufladung) aufgrund von Abdichtungsproblemen von nur ca. 2 bar möglich, [15].

Dem stehen folgende Nachteile gegenüber:

- Light-off wird durch Temperaturabsenkung an der Turbine später erreicht (thermische Trägheit)
- Verzögertes Ansprechverhalten des ATL bei Drehzahländerung („Turboloch“)
- Abgaskanäle sind aufgrund Turbine nicht immer strömungsoptimiert gestaltbar
- Teilweiser Wärmeübergang auf Frischladung durch Verdichter aufgrund der direkten Verbindung zwischen Turbine und Verdichter

Trotz der genannten aufladetechnischen Nachteile wird auch der Ottomotor vermehrt mit einem ATL betrieben, obwohl ein Dieselmotor aufgrund der Emissionsvorteile, des höher „vertragenden“ Ladedrucks und der geringeren Drehzahlspreizung mehr von der Abgasturboaufladung profitiert.

Es überwiegen die Vorteile, wie ein besseres Leistungsgewicht bzw. die Einsparung des Bauraums und die energetische Überlegenheit durch den ATL.

Der ATL besteht aus einer abgasseitig angeordneten Turbine, die über eine Welle mit dem Verdichter (Strömungsverdichter) gekoppelt ist, Abb. 19.

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 19 Aufbau eines ATL [7]

Obwohl durch den Verdrängerlader ein breiterer Kennfeldbereich abgefahren werden kann, fällt auch beim Kompressor bei niedrigen Drehzahlen das Drehmoment ab, wenn auch nicht so „abrupt“ wie bei einem ATL. Dies ist insbesondere auf die hohen Leckage- bzw. Spaltverluste beim Kompressor zurückzuführen. Der Ladedruck beim Kompressor ist weitgehend unabhängig von der Drehzahl. Der ungeregelte ATL mit einer festen Turbinengeometrie ist aufgrund des eingrenzenden Bereichs durch die Turbinenschlucklinien im Turbinenkennfeld nur begrenzt nutzbar, was in der Regel dazu führt, dass die Turbine im niedrigeren Drehzahlbereich eher zu groß ausgelegt ist. Wird eine kleinere Turbine verwendet nimmt nach [5]der Massenstrom in etwa quadratisch mit der Motordrehzahl zu. Kann dieses Ziel eines schon bei niedriger Drehzahl vorhandenen ausreichenden Ladedrucks erreicht werden, bedeutet das aber auch ein überproportionales Anheben des Ladedrucks bei steigenden Drehzahlen, welches die mechanischen Grenzen des Motors bzw. des Verdichters und der Turbine überschreiten würde, Abb. 20.

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 20 Drehmomententwicklung durch Aufladung ohne Ladedruckregelung [5]

Insbesondere bei PKW-Motoren ist eine hohe Drehzahlspreizung vorhanden, weshalb eine Leistungsregelung unumgänglich ist. Die nach wie vor am häufigsten eingesetzte Art der Abgasturboaufladung ist die einstufige Abgasturboaufladung mit Bypassreglung (Wastegate-regelung). Der Turbolader wird aufgrund der oben beschriebenen Problematik nicht unbedingt auf den Nennleistungspunkt, sondern auf ein niedriges Drehzahlniveau ausgelegt, um hier schon den gewünschten Ladedruck zur Verfügung zu stellen. Um den ATL und den Motor zu regeln bzw. zu schützen wird bei höheren Durchsätzen eine Bypassklappe geöffnet. Dieses Abblasen der Abgase ist allerdings immer mit Verlusten verbunden. Anhand der Turboladerhauptgleichung sollen die physikalischen Zusammenhänge und die damit verbundenen Druckverhältnisse erklärt werden:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Die Leistung des Verdichters bzw. das Ladedruckverhältnis πV wird neben den Wirkungsgraden der Turbine ηT und des Strömungsverdichters ηV von dem Turbinendruckverhältnis p4/p3 und dem Temperaturverhältnis T3/T1 bestimmt.[8]

Das Ladedruckverhältnis steigt, wenn das reziproke Turbinendruckverhältnis (p3/p4) und/oder das Massenstromverhältnis Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten zunehmen. Weiter ist aus der Turboladerhauptgleichung zu sehen, dass eine hohe Temperatur vor Turbine (T3), bei gleichzeitig niedriger Ansaugtemperatur und ein hoher Wirkungsgrad des Verdichters bzw. Turbine Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten das Ladedruckverhältnis anhebt.

Wird ein gegebener Ladedruck angenommen bedeutet bei einem Wastegatelader ein Abzweigen des Massenstroms (welches besonders bei hohen Drehzahlen der Fall ist) ein Absinken des dynamischen Drucks, was durch ein erhöhten Aufstaudruck vor der Turbine kompensiert werden muss, um die Freilaufbedingung des Verdichters aufrechtzuerhalten. Anders ausgedrückt: Es muss das Enthalpiegefälle über die Turbine zunehmen, da der Massenstrom durch die Turbine aufgrund des geöffneten Wastegates abnimmt. Dies äußert sich in einem höheren Aufstaudruck p3 (vorausgesetzt T3 bleibt in etwa gleich), was wiederum die Ladungswechselarbeit (Ausschiebearbeit) ansteigen lässt. Auch ist dieser physikalische Zusammenhang bei der externen AGR von großer Bedeutung, da je nach Lastpunkt durch die veränderten Massenstromverhältnisse sich Wirkungsgradunterschiede ergeben die wiederum den Aufstaudruck vor Turbine positiv oder negativ beeinflussen können. Dies wird aber im Rahmen der noch vorgenommen Optimierungen näher erklärt werden.

Eine andere Möglichkeit den erhöhten Druck vor Turbine und somit die Pumpverluste zu minimieren ist den Strömungsquerschnitt des Turbinengehäuses (Halsquerschnitt) zu verändern, wie es bei einem VTG-Lader [9] der Fall wäre, Abb. 21. Somit kann der gesamte Massenstrom voll genutzt werden. Die Auslegung des Eintrittsquerschnitts orientiert sich damit an dem maximal ausgeschobenen Massenstrom.

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 21 Links: Aufbau einer VTG. Rechts: Regelung durch Veränderung des Eintrittsquerschnitts [7]

Durch diese Regelung kann der bei hohen Drehzahlen auftretende verhältnismäßig hohe Anstieg des Aufstaudrucks, welcher durch das Abblasen des Wastegates entsteht, gesenkt werden.

Der Nachteil der VTG ist, dass sie keine hohen Abgastemperaturen verträgt, wie sie allerdings beim Ottomotor auftreten. Deshalb ist es ein weiteres Ziel dieser Abschlussarbeit, die Abgastemperaturen soweit zu senken, dass ein kostengünstiger Diesel-VTG verwendet werden kann. Die maximalen Abgastemperaturen liegen bei einem direkteinspritzenden aufgeladenen Dieselmotoren bei ca. 800 °C. Zwar hat die Fa. Porsche einen VTG-Lader mit hochtemperaturfesten Legierungen für den Einsatz in Ottomotoren entwickelt, doch ist dieser sehr kostenintensiv und eignet sich nur für Nischenfahrzeuge.

Die durch den Verdichter komprimierte Luft erfährt durch die Druckerhöhung eine Erwärmung (bis ca. 180 °C), die allerdings zu einer unerwünscht geringeren Dichte führt, [15]. Um die Dichte zu erhöhen wird ein Ladeluftkühler verwendet. Dadurch kann die Zylinderfüllung und somit der Sauerstoffanteil weiter angehoben werden. Dieser Effekt wird zusätzlich durch die Direkteinspritzung unterstützt, da durch die Einspritzung in die Zylinder die Verdampfungsenthalpie zunimmt und der Motor gekühlt wird (innere Kühlung). Dadurch sinkt die Klopfneigung und es kann ein höherer Ladedruck und/oder ein höheres Verdichtungsverhältnis realisiert werden. Des Weiteren kann durch die entsprechende AGR-Strategie, welche die Verbrennungstemperatur herabsetzt, ein höheres Druckverhältnis des Verdichters realisiert werden.

Bei der Form der Abgasturboladung wird noch zwischen Stau - bzw. Stoßaufladung unterschieden. Bei der Stauaufladung werden die Abgasströme zusammengeführt und in einem Sammelbehälter „gestaut“, um anschließend unter einem konstanten Druck der Turbine zugeführt wird. Aus diesem Grund wird sie auch als Gleichdruckaufladung bezeichnet. Die Stoßaufladung hingegen nutzt einen direkteren Weg um die Turbine anzutreiben, indem anstelle eines Sammelbehälters die Abgasströme impulsartig direkt an die Turbine geleitet werden. Damit sich die Abgasströme der einzelnen Zylinder nicht behindern, werden entweder doppel-flutige Turbinen („Twinscroll“) verwendet oder eine Flutentrennung im Abgaskrümmer vorgenommen. Obwohl die Stauaufladung durch den gleichmäßigeren Druckaufbau vor der Turbine die höheren Wirkungsgrade erzielt und die Ladungswechselarbeit durch den geringeren Abgasgegendruck vermindert wird, findet sich im Pkw-Bereich vorwiegend die Stoßaufladung. Dies liegt insbesondere an dem besseren Transientverhalten des Motors und dem schnelleren Ladedruckaufbaus aufgrund der direkteren Nutzung der Energie bei der Stoßaufladung.

2.5 Arbeitsprozessrechnung

Da es in dieser Abschlussarbeit um die Erarbeitung eines Wirkungsgradansatzes eines aufgeladenen Ottomotors geht und diese mittels Simulation unterstützt und nachgeprüft werden, sollen einige Hintergrundinformationen zur Arbeitsprozessrechnung gegeben werden.

Das hier verwendete Programm ist ein thermisches Simulationsprogramm, welches ein System von Differentialgleichungen löst. Als Anfangsbedingung wird der Zustand bei „Einlass schließt“ (ES) geschätzt. Anschließend wird in Abhängigkeit des Kurbelwinkels ein Arbeitsspiel berechnet und auf Konvergenz überprüft, [12].

Diese als Arbeitsprozessrechnung bezeichnete Vorgehensweise geht den umgekehrten Weg zur Druckverlaufsanalyse (DVA). Bei der DVA wird aus einer Zylinderdruckindizierung der Druckverlauf im Zylinder in Abhängigkeit des Kurbelwinkels bestimmt, um dadurch auf den Verbrennungsverlauf zu schließen. Der Brennverlauf bei der Arbeitsprozessrechnung wird als bekannt angenommen, indem man sich Ersatzbrennverläufen bedient. Einer der bekanntesten ist der Vibe-Ersatzbrennverlauf. Dieser Brennverlauf wird über die drei Parameter Brennbeginn, Brenndauer und dem Vibe-Formparameter m bestimmt. Je nach Wahl dieses Formparameters verändert sich die Kurve des Brennverlaufs bzw. des Summenbrennverlaufs[10], Abb. 22. Weiterhin existieren Modelle bzw. Gleichungen für den Wandwärmeübergang, wie sie beispielsweise von „Woschni“ entwickelt und auch in GT-Power verwendet werden.

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 22 Summenbrennverlauf in Abhängigkeit des Formparameters m [9]

In der verwendeten Software wird der Formparameter, die Brenndauer (10 – 90 %) und der gewünschte Kurbelwinkel (in GT-Power: „Anchor Angle“), bei dem 50 % der Brennenergie[11] umgesetzt ist, verwendet. Dieser Punkt liegt nach empirischen Untersuchungen optimal bei ca. 8 °KW nach Zünd-OT. Allerdings ist dieser Punkt wegen der Klopfgefahr nicht immer zu erreichen, weshalb dieser nach „spät“ verschoben wird. Auch hierfür gibt es in der thermischen Simulation ein Modell welches das Klopfen berücksichtigt. Hier ist in erster Linie der Name „Franzke“ zu nennen, welcher ein Klopfmodell bzw. ein Klopfkriterium entwickelt hat. Hier wird über ein Integral ein Vorreaktionsniveau errechnet, welches beim Überschreiten zu einer klopfenden Verbrennung führen würde. Auch in dieser Arbeit wird in GT-Power das Klopfkriterium von Franzke verwendet, welches allerdings durch ein anderes phänomenologisches Klopfmodell bzw. Klopfintegral ergänzt bzw. überprüft werden soll.

Werden phänomenologische Verbrennungsmodelle verwendet, sind diese bzgl. Rechenaufwand und Genauigkeit zwischen den nulldimensionalen (thermodynamischen) Zylindermodellen und den dreidimensionalen Strömungssimulationen eingeordnet. Im Gegensatz zu den thermodynamischen Modellen wird bei den phänomenologischen Modellen der Brennraum in viele Zonen unterteilt um die Verbrennung auch unter den Gesichtspunkten der Gemischbildung, Zündung, Strahlausbreitung und Wärmefreisetzung bei der Verbrennung genauer berechnen zu können, vgl. [5]. Folgende Darstellung zeigt die Klassifizierung und die Unterschiede der Verbrennungsmodelle:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Abb. 23 Klassifizierung der Verbrennungsmodelle [9]

Ein zu „Franzke“ vergleichbarer phänomenologischer Ansatz für das Klopfen ist der von

„Livengood“ und „Wu“, vgl. [9].

Das Klopfen des Motors tritt laut Livengood und Wu dann auf, wenn folgendes Integral gleich eins ist:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

mit

[Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten] = Zeit zwischen Beginn der Kompression und der Selbstzündung

τ = Zündverzugszeit

Weiterhin wird die Zündverzugszeit τ über einen Arrheniusansatz beschrieben:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

mit

A,B,C = Parameter die an Messdaten angepasst werden

p = Druck im Brennraum

[Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten] = Temperatur in der unverbrannten Zone

Für diese Arbeit wird sowohl eine Erweiterung um den Summenbrennverlauf des „Livengood-Integrals“ als auch eine genauere Aufteilung des Zündverzugs angewandt. Dies geht u.a. auf die Dissertation von Herrn Lämmle zurück [8] der folgendes Integral aufgestellt hat, welches nicht nur den Summenbrennverlauf X enthält, sondern auch noch einen weiter unterteilten Zündverzug enthält:

Abbildung in dieser Leseprobe nicht enthalten

Aufgrund der in dieser Arbeit anwendungsorientierten Simulation kann hier, was die dahinterstehende Chemie und Physik angeht, nicht näher darauf eingegangen werden warum auf einschlägige Literatur verwiesen wird, [8, 9].

Die verwendeten Parameter gehen, wie bei phänomenologischen Betrachtungen üblich, teilweise auf Messdaten zurück. Für die Klopfuntersuchungen kann der Verfasser auf Prüfstandsmessungen zurückgreifen. Hierzu wurde ein Einzylinder-Motor nahe an der Klopfgrenze betrieben. Mit den oben erwähnten Parametern wird über eine Excel-Tabelle, in der auch die Formel für die Zündverzüge und Klopfintegrale hinterlegt sind, der Wert berechnet bei dem ein Klopfphänomen auftritt.

Zudem werden in die Tabelle, die Temperatur der unverbrannten Zone, der Druck im Zylinder und der Korrekturwert des Summenbrennverlaufs in Abhängigkeit des Kurbelwinkels aus der Simulation übertragen. Da der Motor in GT-Power an der festgelegten Volllast simuliert wird, wird bis zum Maximaldruck aufintegriert. Der Ausgangwert wird bei ca. 60 °KW vor ZOT gewählt.

3 Kennfeld- und Sensitivitätsberechnungen

Der hier untersuchte Ottomotor ist ein aufgeladener Reihen-Vierzylinder mit einem Hubraum von 1.6 l mit der Bezeichnung M270. Dieser Motor ist erstmalig in der B-Klasse im Herbst 2011 serienreif eingesetzt worden. Zur Aufladung wird ein Abgasturbolader mit Wastegate-regelung eingesetzt, welcher über einen zweiflutigen Abgaskrümmer angeströmt wird und bis zu einer Abgastemperatur von 1050 °C eingesetzt werden kann. Der Motorblock besteht aus einer Aluminiumlegierung (AlSi9Cu), welche im Druckgussverfahren hergestellt wird. Auch ist der Kolben aus einer Aluminiumlegierung hergestellt, [2].

Dieser Motor wird zuerst in der gesamten Volllast getestet werden. Hier sei vorweggenommen, dass eine Einstellung auf die Messwerte, welche am Prüfstand ermittelt wurden, nur durch ein Nachjustieren der Einstellparameter möglich wird. Um entsprechende Einstellungen vornehmen zu können, soll zuerst eine kurze Einführung in das GT-Power Modell gegeben werden. Das GT-Power Modell des M270 ist in der Abteilung „Gasdynamik“ für PKW-Ottomotoren der Fa. Daimler entstanden und wird der Abteilung „Medium Duty Engines“ zur Bearbeitung überlassen. Diese Abschlussarbeit, welche eine Entwicklung eines aufgeladenen Ottomotors beschreibt, soll anhand dieses Modells aufgrund verschiedener Simulationen gezeigt werden. Die Einarbeitung in die Funktionsweise des Motors erfolgt anhand des GT-Power-Modells. Zu diesem Modell stehen aus Prüfstandsuntersuchungen einige Messdaten zur Verfügung, welche die Kenngrößen des realen Motors wiedergeben. Die erste Aufgabe besteht darin eine größtmögliche Übereinstimmung zu diesen Messdaten mit den simulierten Werten zu erzielen. Des Weiteren sind externe Daten, wie beispielsweise Turbinen- und Verdichterkennfelder neu zu verlinken. Durch die notwendige Konvertierung müssen Anpassungen bzw. Abänderungen durch neue Objektdefinitionen vorgenommen werden, um das Modell verwenden zu können. Für die Optimierungen muss das Modell teilweise umgestaltet, ergänzt bzw. neu definiert werden.

[...]


[1] Unter Ladungswechsel versteht man den Austausch der Verbrennungsgase durch Frischluft oder durch frisches Kraftstoff-Luftgemisch. [4]

[2] Die Arbeit die vom Arbeitsgas auf den Kolben übertragen wird nennt man indizierte oder innere Arbeit

[3] Das Rückströmen von Abgas aus dem Auslasskanal in den Brennraum wird als innere Abgasrückführung bezeichnet.

[4] Downsizing bedeutet im herkömmlichen Sinn eine Minimierung des Zylindervolumens.

[5] inert: reaktionsträge

[6] Flame Quenching: bedeutet ein vorzeitiges Erlöschen der Flamme hervorgerufen durch Luftüberschuss und/oder zu hohem Restgasgehalt.

[7] Positive/negative Ladungswechselschleife:

[8] Die Indizes bei dern Temperaturen und Drücken haben folgende Zuordnung: 1 bedeutet vor Verdichter, 2 nach Verdichter, 3 vor Turbine, 4 nach Turbine (ausgehend von der Strömungsrichtung).

[9] VTG: Variable Turbinengeometrie

[10] Die pro Kurbelwinkel freigesetzte Energie der Verbrennung wird als Brennverlauf bezeichnet. Das Integral des Brennverlaufs ist der Summenbrennverlauf.

[11] Der 50 %-Umsatzpunkt wird auch als H50 bezeichnet.

Details

Seiten
149
Jahr
2013
ISBN (eBook)
9783668260658
ISBN (Buch)
9783668260665
Dateigröße
5.6 MB
Sprache
Deutsch
Katalognummer
v335473
Institution / Hochschule
Hochschule für Technik, Wirtschaft und Gestaltung Konstanz
Note
1,3
Schlagworte
entwicklung wirkungsgradansatzes ottomotor

Autor

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Titel: Entwicklung eines Wirkungsgradansatzes für einen aufgeladenen Ottomotor