Skript Verbrennungsmotoren

Nachschlagewerk zur Vorlesung Maschinen und Prozesse / Teil Verbrennungsmotoren Stand WS 2011 / 2012

Diese Skript geht Inhaltlich über den Vorlesungsstoff hinaus. Es ist als Nachschlagewerk gedacht, um den Vorlesungsstoff nachzuarbeiten und weitere Informationen zur Verfügung zu stellen. Es ist ausschließlich für den privaten Gebrauch zur Prüfungsvorbereitung bestimmt und darf – auch auszugsweise – weder weiter gegeben noch veröffentlicht werden. November 2011 Institut für Kolbenmaschinen Dr.-Ing. Heiko Kubach, Prof. Dr.-Ing. U. Spicher

Inhalt 1. Einführung .................................................................................................... 1 1.1 1.2

Entwicklung Automobil und Verkehr ........................................................................ 3 Auswirkungen und Anforderungen ............................................................................ 9

2. Kenngrößen................................................................................................. 11 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5 2.6 2.7 2.8

3

Hubvolumen und Verdichtungsverhältnis................................................................ 11 Mittlere Kolbengeschwindigkeit .............................................................................. 12 Effektive Leistung und Drehmoment ....................................................................... 13 Innere Leistung und Mitteldruck.............................................................................. 15 Luftbedarf und Gemischheizwert............................................................................. 19 Wirkungsgrade und Kraftstoffverbrauch ................................................................. 20 Zylinderfüllung......................................................................................................... 21 Motorkennfeld .......................................................................................................... 21

Prozess des Ottomotors.............................................................................. 23 3.1 Grundlagen der Gemischbildung ............................................................................. 24 3.2 Gemischbildungsverfahren....................................................................................... 24 3.2.1 Einspritzung ..................................................................................................... 24 3.2.2 Innere Gemischbildung (Direkteinspritzung)................................................... 27 3.3 Zündung ................................................................................................................... 36 3.4 Verbrennung............................................................................................................. 41 3.4.1 Normale Verbrennung...................................................................................... 41 3.4.2 Klopfende Verbrennung ................................................................................... 46 3.5 Emissionen des Ottomotors...................................................................................... 50 3.5.1 Schadstoffentstehung beim Ottomotor ............................................................. 50 3.5.2 Innermotorische Maßnahmen und AGR zur Schadstoffreduzierung................ 52

4

Dieselmotor ................................................................................................. 56 4.1 Grundlagen ............................................................................................................... 56 4.2 Gemischbildung ....................................................................................................... 58 4.2.1 Grundlagen....................................................................................................... 58 4.2.2 Kraftstoffstrahl ................................................................................................. 59 4.2.3 Strahlausbreitung ............................................................................................. 61 4.2.4 Zerstäubung...................................................................................................... 64 4.2.5 Lufterfassung.................................................................................................... 66 4.2.6 Einspritzverlauf (Quelle Bosch Dieselmotormanagement).............................. 68 4.2.7 Brennraumform (Quelle Handbuch Verbrennungsmotor) ............................... 70 4.3 Verbrennung............................................................................................................. 73 4.3.1 Grundlagen....................................................................................................... 73 4.3.2 Wärmefreisetzung............................................................................................. 79 4.3.3 LTC, HCCI, HPCI, LPCI ................................................................................. 84 4.4 Brennverfahren......................................................................................................... 85 4.5 Einspritzsysteme....................................................................................................... 88

4.5.1 System mit einspritzsynchroner Druckerzeugung ............................................ 89 4.5.2 Druckspeichersysteme (Common Rail) ............................................................ 94 4.5.3 Vergleich der Einspritzsysteme......................................................................... 97 4.6 Einspritzdüsen .......................................................................................................... 99 4.6.1 Zapfendüse ..................................................................................................... 100 4.6.2 Mehrlochdüse ................................................................................................. 101 4.7 Abgasemissionen.................................................................................................... 102 4.7.1 Bildung ........................................................................................................... 102 4.7.2 Maßnahmen zur Reduktion............................................................................. 111

5

Aufladung.................................................................................................. 122 5.1 Geschichtlicher Rückblick ..................................................................................... 123 5.2 Mechanische Aufladung......................................................................................... 127 5.2.1 Drehkolbenlader............................................................................................. 129 5.2.2 Schraubenverdichter ...................................................................................... 129 5.2.3 Flügelzellenlader............................................................................................ 130 5.3 Abgasturboaufladung ............................................................................................. 131 5.4 Downsizing und Downspeeding............................................................................. 134 Downsizing ..................................................................................................................... 135 Downspeeding ................................................................................................................ 141

6

Abgasgesetzgebung................................................................................... 143 6.1 Bedeutung der Schadstoffe..................................................................................... 143 6.2 Vorschriften zur Emissionsbegrenzung.................................................................. 144 6.2.1 Testzyklen ....................................................................................................... 144 6.2.2 Abgasgesetzgebung - Europa ......................................................................... 147

7

Abgasnachbehandlung............................................................................. 150 7.1 7.2

Ottomotormotor...................................................................................................... 150 Dieselmotoren ........................................................................................................ 156

8. Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren............... 161 8.1 Variabler Ventiltrieb (VVT)................................................................................... 161 8.2 Downsizing und Downspeeding............................................................................. 164 8.3 Aufladung............................................................................................................... 166 7.3.1 Mechanische Aufladung ................................................................................. 166 7.3.2 Abgasturboaufladung ..................................................................................... 166 8.4 Benzin-Direkteinspritzung ..................................................................................... 168 7.4.1 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch ................................................ 168 7.4.2 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch ............................................. 169 8.5 Homogene Kompressionszündung......................................................................... 170 8.6 Moderne Konzepte bei Dieselmotoren................................................................... 171

9. Alternative Kraftstoffe............................................................................. 174

10 Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung................................. 182 10.1 Alternative Antriebskonzepte................................................................................. 182 10.1.1 Hybridantrieb ................................................................................................. 182 10.1.2 Elektroantrieb................................................................................................. 185 10.1.3 Brennstoffzelle................................................................................................ 189 10.2 Systembewertung Antrieb und Automobil............................................................. 192

Kapitel 1 - Einführung

1

1. Einführung In allen Verbrauchsektoren (Industrie, Verkehr, Haushalt und Kleinverbraucher) ist der Bedarf an Energie hoch und wird auch in Zukunft weiter ansteigen. Abbildung 1-1 zeigt wie sich der Primärenergieverbrauch und die Verteilung auf die verschiedenen Energiequellen nach einer Prognose von ExxonMobil bis 2030 in Deutschland voraussichtlich entwickeln werden.

2010

2030

+/- (gerundet)

Mineralöl

158

146

- 8 Prozent

Erdgas

102

115

+13 Prozent

Kohle

98

55

- 44 Prozent

Erneuerbare Energien

41

67

+ 63 Prozent

Kernenergie

52

15

- 71 Prozent

Stromimportsaldo

3

8

+ 167 Prozent

Abbildung 1-1: Primärenergieverbrauch, Deutschland, in Mio. t Steinkohleeinheiten

Ein wichtiges Kriterium und gleichzeitig auch Indikator für den Wohlstand einer Gesellschaft ist die Mobilität. Dies zeigt sich auch darin, dass Länder mit hohem Wohlstand ein hohes Verkehrsaufkommen aufweisen. Abbildung 1-2 bestätigt diesen Zusammenhang. Länder mit einer hohen Wirtschaftsleistung pro Kopf weisen auch eine große Mobilität auf, in diesem Fall ausgedrückt durch Personen-km pro Kopf und Jahr.

Kapitel 1 - Einführung

2

Abbildung 1-2: Personen-km pro Kopf und Jahr

Vor dem Hintergrund, dass Ressourcen begrenzt sind, gilt es Konzepte zu entwickeln, die die Mobilität allen Menschen zugänglich machen und nachhaltig sichern. Abbildung 1-3 zeigt die geschätzten Ölreserven nach Studien von BP.

Abbildung 1-3: Bekannte Ölreserven in Millionen Barrel

Kapitel 1 - Einführung

3

1.1 Entwicklung Automobil und Verkehr Im Rahmen der Debatten zum Klimawandel sind besonders die energiebedingten CO2Emissionen im Fokus der Diskussion. Die bedeutendste Quelle ist in diesem Fall die Verbrennung der fossilen Energieträger Kohle, Erdgas und Öl. 80 % des globalen Energiebedarfs basiert derzeit auf fossilen Energieträgern. Der Anstieg der atmosphärischen CO2-Emissionen ist in Abbildung 1-4 veranschaulicht. Auf diesen Umstand ist auch der nach heutigen Erkenntnissen als erwiesen geltende Einfluss von anthropogenen CO2 auf das Klima in unserer Atmosphäre zurückzuführen.

Abbildung 1-4: Atmosphärische Kohlendioxid-Konzentration

Wie sich die energiebedingten CO2-Emissionen auf die verschiedenen Verbraucher aufteilen ist exemplarisch für Deutschland in Abbildung 1-5 aufgezeigt. Wie dieser Darstellung zu entnehmen ist, hat der Verkehr in Deutschland einen Anteil von ca. 20 % an den energiebedingten Emissionen. Diese 20 % beinhalten den Straßen-, Schienen-, Luft- und Schiffsverkehr. Die 8 % die dabei auf PKW entfallen, sind in Abbildung 1-6 noch mal nach verschiedenen Kategorien aufgelöst. Der Freizeit- und Urlaubsverkehr nimmt dabei mit 54 % den Hauptanteil ein.

Kapitel 1 - Einführung

4

Abbildung 1-5: Verteilung der energiebedingten CO2-Emissionen

20%

54% 17%

9%

Abbildung 1-6:Motorisierter Individualverkehr

Diese 54 % Freizeit- und Urlaubsverkehr beziehen sich auf die in Personenkilometer angegebene PKW-Verkehrsleistung, vgl. Abbildung 1-7.

Kapitel 1 - Einführung

5

Abbildung 1-7: PKW-Verkehrsleistung und PKW-Fahrleistung in Deutschland

Voraussetzung für solch ein hohes Verkehrsaufkommen ist eine dementsprechende Infrastruktur. Bei Kraftfahrzeugen ist dabei sowohl die Gesamtkilometerzahl des Straßennetzes absolut als auch bezogen auf die Fläche und die Anzahl der angemeldeten Fahrzeuge ausschlaggebend. Somit ist auch das Straßennetz ein bedeutender Indikator für den Wohlstand eines Landes und Basis einer funktionierenden Volkswirtschaft. Abbildung 1-8 zeigt einen internationalen Vergleich der Straßennetze.

Abbildung 1-8: Straßennetze im internationalen Vergleich

Abbildung 1-9 zeigt eine Prognose über die Fahrzeug-Bestandsentwicklung in Deutschland. Im Bereich der PKW ist der Bestand, ausgehend von 1950 mit einem Pkw-Bestand < 1 Mio. Fahrzeuge, bis zum 01.01.2010 auf 41,7 Millionen PKW angewachsen. Es ist auch zu erwar-

Kapitel 1 - Einführung

6

ten, dass der Pkw-Bestand trotz der erneuten Prognose einer Sättigungsgrenze weiter ansteigen wird. Mio. PKW + NFZ

Abbildung 1-9: Fahrzeugbestand in Deutschland

Weltweit gibt es ungefähr 600.000.000 PKW, diese befinden sich hauptsächlich in den westlichen Industrienationen. Besonders wenn man wie in Abbildung 1-10 die Pkw-Dichte betrachtet, dominieren Europa und die USA. Diese Märkte wachsen jedoch nur noch langsam, dagegen wird besonders den Märkten Indien und China ein enormes Wachstumspotenzial bescheinigt.

Abbildung 1-10: PKW-Dichte pro 1000 Einwohner im internationalen Vergleich

Kapitel 1 - Einführung

7

Immer wieder werden Alternativen zum Antrieb mit Verbrennungsmotor untersucht und diskutiert (Abbildung 1-11). Hierzu gehören in erster Linie der Verbrennungsmotor mit Gasbetrieb und alternative Kraftstoffe wie Methanol, Ethanol (in Brasilien im Markt) sowie Wasserstoff (BMW). Daneben wurden Konzepte mit dem Stirlingmotor, der Gasturbine und dem Elektromotor untersucht. Alle diese alternativen Konzepte konnten sich bis heute aus verschiedenen Gründen (Leistungsverhalten, Ressourcenschonung, Emissionen, Infrastruktur, Kosten, usw.) nicht durchsetzen. Eine milde Hybridisierung des Antriebs bestehend aus Verbrennungsmotor und Elektromotor findet allerdings statt. Doch wird der Verbrennungsmotor aus heutiger Sicht auch auf absehbare Zeit das dominierende Antriebsaggregat im PKW bleiben. Alternative Antriebe wie Gasmotor, Wasserstoffmotor, Hybridantrieb und Brennstoffzelle werden auf längere Sicht Nischenantriebe für bestimmte Anwendungen wie Stadtfahrzeuge, Taxen, Paketzustelldiensten, Flughafenfahrzeugen, Fahrzeugen in der kommunalen Anwendung, usw. bleiben.

Abbildung 1-11: Alternative Antriebe und Kraftstoffe

Abbildung 1-12 zeigt eine Studie zur Neuzulassungen der verschiedenen Antriebsarten. Demnach werden auch 2030 noch 93,5 % aller Pkw einen Verbrennungsmotor besitzen.

Kapitel 1 - Einführung

8

Abbildung 1-12: Neuzulassungen nach Antriebsarten im Trend-Szenario

Selbstverständlich wird in der Forschung und Entwicklung auch weiterhin mit Nachdruck an einer weiteren Optimierung des Verbrennungsmotors gearbeitet. Abbildung 1-13 zeigt die Entwicklung der spezifischen Leistung von Pkw-Motoren. Wichtig dabei ist, dass diese Entwicklung bei gleichzeitiger Erhöhung der Betriebsfestigkeit, Senkung des Verbrauchs sowie Verbesserung von Laufkultur und Geräusch erreicht wurde.

Abbildung 1-13: Entwicklung der spezifischen Leistung beim PKW

Der CO2-Ausstoß in der EU soll bis 2020 auf durchschnittlich 95 g/km gesenkt werden. Aus diesem Grund wurde am 23. April 2009 die Verordnung zur Minderung der CO2-Emissionen bei neuen Personenkraftwagen (Pkw) durch das Europäische Parlament formell verabschiedet. Die Verordnung schafft einen verbindlichen Rechtsrahmen und Planungssicherheit für die Hersteller. Abbildung 1-14 prognostiziert den zwangsläufig sinkenden Kraftstoffverbrauch des Pkw-Bestandes.

Kapitel 1 - Einführung

9

Abbildung 1-14: Durchschnittlicher Kraftstoffverbrauch des PKW-Bestandes

1.2 Auswirkungen und Anforderungen Die wichtigsten Anforderungen, die heute und in Zukunft an das Automobil gestellt werden, sind zwar regional verschieden, betreffen aber im Wesentlichen den Antrieb. In erster Linie wird von den Gesetzgebern dabei auf den Kraftstoffverbrauch und die Abgasemissionen geachtet, allerdings weichen die Prioritäten der Kunden von diesen ab.

Abbildung 1-15:Unterschiedliche Märkte und Entwicklungsschwerpunkte

Kapitel 1 - Einführung

10

Fahrleistung

Fahrzeugakzeptanz

Verbrauch

Zuverlässigkeit

Abgasemissionen

Fahrzeugkosten

Recycling

Fahrkomfort

Geräusche

Sicherheit

Abbildung 1-16: Anforderungen an das Automobil

Bei der Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs spielen motorische Antriebsverfahren eine besondere Rolle. Neue Konzepte im Motorenbau werden zunehmende Verbrauchsabsenkungen ermöglichen, gleichzeitig muss die für die Zukunft geforderte drastische Begrenzung der Abgasemissionen erfüllt werden.

Fahrleistung

Lebensdauer

hohe Dynamik

Verbrauch

Abgasemissionen Kosten

Fahrkomfort

Elastizität

Fahrbarkeit unter allen Randbedingungen: - 40 eC bis + 60 eC niedrige bis hohe Geschwindigkeit

Abbildung 1-17: Anforderungen an den Motor

Kapitel 2 – Kenngrößen

11

2. Kenngrößen 2.1 Hubvolumen und Verdichtungsverhältnis Das Hubvolumen Vh eines Motorzylinders ist der Raum, der vom Kolben während eines Kolbenhubes von der unteren Umkehrlage (unterer Totpunkt UT) bis zur oberen Umkehrlage (oberer Totpunkt OT) durchlaufen wird (Abbildung 2-1). Vh = AK ⋅ s = s dK AK Vh

-

π ⋅ dK 2 4

⋅s

Kolbenhub Kolben- bzw. Zylinderdurchmesser Kolben- bzw. Zylinderquerschnitt Hubvolumen für einen Zylinder

Ě< sŵŝŶсsĐ с 1) bezeichnet man als „mageres Gemisch“ (Magerbetrieb), ein Gemisch mit Luftmangel (λ < 1) wird als „fettes Gemisch“ bezeichnet. In Hinblick auf die mit einem Gemisch aus Kraftstoff und Luft erzielbare Motorleistung ist der sogenannte „Gemischheizwert HG“ von Bedeutung. Zur Berechnung des Gemischheizwertes bezieht man den Heizwert Hu des Kraftstoffes beim Ottomotor auf das

Kapitel 2 – Kenngrößen

20

Volumen des angesaugten Gemisches, beim Dieselmotor auf das Volumen der angesaugten Luft. ( ) 5000 HG [kJ/m3] HG,1

p = 1,013 bar T = 273 K

HG

4000 Zündgrenze Ottomotor (Benzinbetrieb)

HG,1 3000

HG 2000

1000

0 0,8 1,0

1,5

2,0

2,5

3,0

3,5

4,0 λ[-]

Abbildung 2-7 Gemischheizwert in Abhängigkeit vom Luft-Kraftstoff-Verhältnis

2.6 Wirkungsgrade und Kraftstoffverbrauch Der in Form von Kraftstoff zugeführte Energiestrom ergibt sich zu: E K = m K ⋅ H u

m K

- zugeführte Kraftstoffmasse pro Zeiteinheit

Hu

- Heizwert des Kraftstoffes

Betrachtet man die Motorleistung P als Nutzen des Motorprozesses und den zugeführten Kraftstoffenergiestrom E K als Aufwand, so lässt sich der Wirkungsgrad η formulieren:

η=

Nutzen P P = =  Aufwand E K m K ⋅ H u

Diese Beziehung ist von allgemeiner Art und wird noch weiter differenziert:

ηi =

Pi m K ⋅ H u

innerer Wirkungsgrad

ηe =

Pe m K ⋅ H u

effektiver Wirkungsgrad

Kapitel 2 – Kenngrößen

21

Das Verhältnis von effektivem Wirkungsgrad zu innerem Wirkungsgrad, also die Kenngröße für den Verlust an effektiv nutzbarer Leistung auf Grund von Reibung und Antrieb von Hilfsaggregaten, wird durch den mechanischen Wirkungsgrad beschrieben:

ηm =

η e Pe = η i Pi

mechanischer Wirkungsgrad

In der Praxis ist der spezifische Kraftstoffverbrauch von besonderem Interesse. Er wird für Vergleichsbetrachtungen auf die Motorleistung bezogen: b=

m K 1 = P η ⋅ Hu

ª g º ª kg º in « oder «¬ kWh »¼ ¬ kWh »¼

Auch der spezifische Kraftstoffverbrauch wird sowohl auf die innere Leistung als auch auf die effektive Leistung bezogen: bi =

m K 1 = Pi η i ⋅ H u

innerer spezifischer Kraftstoffverbrauch

be =

m K 1 = Pe η e ⋅ H u

effektiver spezifischer Kraftstoffverbrauch

2.7 Zylinderfüllung Die Leistung eines Motors ist in hohem Maße von der Zylinderfüllung abhängig. Zur Beurteilung und Kennzeichnung der Füllung dienen der Luftaufwand λa sowie der Liefergrad λl. Beide Größen sind in der DIN 1940 definiert.

a) Luftaufwand Der Luftaufwand λa ist ein Maß für die dem Motor zugeführte Frischladung. Dabei wird angenommen, dass diese gasförmig vorliegt. Um den Luftaufwand zu bestimmen, wird im Motorbetrieb das durchgesetzte Luftvolumen mit einem Luftmassenmesser erfasst (z.B. Heißfilmluftmassenmesser).

b) Liefergrad Der Liefergrad ist ebenfalls ein Maß für die Zylinderfüllung. Im Unterschied zum Luftaufwand wird hierbei allerdings nicht die gesamte zugeführte Frischladung berücksichtigt, sondern nur der Anteil, der nach Abschluss des Ladungswechsels im Zylinder verbleibt.

2.8 Motorkennfeld Das Betriebsverhalten von Verbrennungsmotoren in Abhängigkeit von Drehmoment und Drehzahl wird in Kennfeldern angegeben. Meist wird der Zusammenhang zwischen den Kenngrößen effektiver Mitteldruck pme, effektive Leistung Pe, spezifischer Kraftstoffverbrauch be, Drehmoment Md und Motordrehzahl n dargestellt.

Kapitel 2 – Kenngrößen

22

Zur Aufnahme eines Motorkennfeldes werden am Prüfstand das Drehmoment Md, die Motordrehzahl n und der Kraftstoffmassenstrom gemessen. Die übrigen Kenngrößen werden anschließend aus diesen Messwerten berechnet: Leistung:

Pe = M d ⋅ ω = M d ⋅ 2 ⋅ π ⋅ n 2 ⋅π M d ⋅ i VH m be = K Pe

Mitteldruck:

pme =

spezifischer Kraftstoffverbrauch:

Die Linien konstanten Kraftstoffverbrauches werden wegen ihres Aussehens auch „Muschelkurven“ genannt (vgl. Abbildung 2-8). Nach oben hin wird das Motorkennfeld durch die Volllastlinie begrenzt. Mit den Linien konstanter Leistung (Pe = konstant) lässt sich für eine geforderte Motorleistung der verbrauchsgünstigste Betriebspunkt ermitteln. Die Fahrleistungskurven geben die jeweils erforderlichen Leistungsanforderungen des Fahrzeugs an (abhängig von den Randbedingungen: Bergfahrt, Talfahrt, Schiebebetrieb usw.). Pe=konst. Pme M

Volllast

Pemax

bemin Fahrleistungskurve bzw. Gangkurve

MP

Pe=konst.=Pemax

M,n

Bergfahrt +

be=konst O

nmin

nP

_ Schiebebetrieb Talfahrt

Abbildung 2-8 Motorkennfeld

nmax

n

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

23

3 Prozess des Ottomotors Ein Verbrennungsmotor besteht aus einer Anzahl unterschiedlicher Systeme, die für die einwandfreie Funktion des Motors gut auf einander abgestimmt sein müssen (Abbildung 3-1). Zylinder, Kolben, Pleuelstange und Kurbelwelle sind die Hauptbestandteile des mechanischen Systems eines Verbrennungsmotors. Außerdem sind verschiedene Zusatzsysteme erforderlich, wie z.B. das: • • • • • •

Gemischbildungssystem Zündsystem Kühlsystem Schmiersystem Ventilsteuersystem Abgassystem

1. Takt: Ansaugen

2. Takt: Verdichten

3. Takt: Verbrennen

4. Takt: Ausstoßen

Abbildung 3-1: Prozessverlauf beim Ottomotor

Der PKW-Ottomotor ist aus folgenden Bauteilen aufgebaut: • • • • • • •

Triebwerk (Kolben, Pleuel, Kurbelwelle) Gemischbildungssystem (Saugrohr, Einspritzung, Einlasskanal) Zündsystem (Zündanlage, Zündkerze) Ventilsteuersystem (Ventile, Nockenwelle) Abgassystem (Auslasskanal, Auspuffrohr, Katalysator, Schalldämpfer) Kühlsystem Schmiersystem

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

24

3.1 Grundlagen der Gemischbildung Beim konventionellen Ottomotor erfolgt die Gemischbildung außerhalb der Zylinder (äußere Gemischbildung). Die Verdampfung des Kraftstoffes und die Vermischung von Kraftstoffdampf und Luft können bis zum Einsatz der Verbrennung innerhalb der Brennräume vervollständigt werden. Dadurch steht ausreichend Zeit für die Bereitstellung eines weitestgehend homogenen Luft-Kraftstoff-Gemisches zur Verfügung. Die Einstellung der Leistung erfolgt durch Veränderung der Frischluft- und Kraftstoffmenge entsprechend der Drosselklappenstellung (Gaspedalstellung; Mengen- bzw. Quantitätsregelung), wobei das Verhältnis zwischen Luft- und Kraftstoffmasse konstant ist. Das zündfähige, homogene Luft-Kraftstoff-Gemisch wird gegen Ende der Verdichtung über eine Zündkerze gezündet (Fremdzündung). Ausgehend vom Zündort bildet sich eine Flamme aus, durch die das restliche Luft-Kraftstoff-Gemisch weitgehend verbrannt wird (Verbrennungsablauf). Die Gemischbildung findet beim Ottomotor mit Direkteinspritzung innerhalb des Brennraumes statt (innere Gemischbildung). Bei hoher Drehzahl und Last (ungedrosselter Betrieb) wird ein homogenes Gemisch im Saughub in den Brennraum eingebracht, da keine Schichtung möglich ist. Bei niedrigen Lasten und Drehzahlen erfolgt die Kraftstoffeinbringung im Kompressionshub, um lediglich im Bereich der Zündkerze ein zündfähiges Gemisch bereitzustellen. Diese Ladungsschichtung ermöglicht, auch in diesem Bereich den Motor ungedrosselt zu betreiben und die Ladungswechselverluste zu reduzieren (Qualitätsregelung

3.2 Gemischbildungsverfahren Als Systeme der Gemischaufbereitung (Gemischbildner) wurden früher fast ausschließlich Vergaser benutzt. Bis Anfang der achtziger Jahre des letzten Jahrhunderts war der Vergaser immer noch die gebräuchlichste Art der Gemischaufbereitung. Durch die gestiegenen Anforderungen im Hinblick auf genaue Kraftstoffzumessung zur angesaugten Luftmenge wurden mehr und mehr Anlagen mit Einspritzung in das Saugrohr eingesetzt. Seit Ende der 90er Jahre kommen zunehmend auch Systeme mit direkter Einspritzung des Kraftstoffes in den Brennraum auf den Markt. 3.2.1

Einspritzung

Die Einspritzung von Kraftstoff in das Saugrohr hat sich gegenüber dem Vergaser seit ca. Mitte der 80-er Jahre in Verbindung mit der Katalysatortechnik zur Abgasnachbehandlung klar durchgesetzt. Hervorgerufen wurde dieser Trend auch durch die Vorteile, die die Einspritzung in das Saugrohr in Bezug auf Wirtschaftlichkeit, Leistungsfähigkeit und Schadstoffemission besitzt. Dies liegt daran, dass die Einspritzung in das Saugrohr (Abbildung 3-2) eine sehr genaue Zumessung des Kraftstoffes in Abhängigkeit vom Betriebsund Lastzustand des Motors zulässt. Durch den Wegfall des Vergasers können die Saugrohre optimal ausgelegt werden, wodurch eine bessere Füllung, verbunden mit besserem Drehmomentverlauf, erreicht wird.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

25

Abbildung 3-2: Saugrohreinspritzung

Bei der Einspritzung in das Saugrohr wird der Kraftstoff durch eine zentrale Pumpe in ein Leitungssystem gefördert und einzeln vor jedem Zylinder (Einzeleinspritzung) oder zentral im Bereich größter Luftgeschwindigkeit (Zentraleinspritzung) eingespritzt. Die Einspritzung in das Saugrohr erfolgt entweder kontinuierlich während des gesamten Arbeitsspiels oder diskontinuierlich in kleineren Zeitintervallen innerhalb eines Arbeitsspiels. Die Leistungsfähigkeit der heute zur Verfügung stehenden Mikro-Computer macht es seit einigen Jahren möglich, die Funktionen „Benzineinspritzung“ und „Zündung“ miteinander zu verbinden. Darüber hinaus können fast alle Sensorsignale sowohl für die Kraftstoffeinspritzung als auch für die Zündung verwendet werden. Ein integriertes System zur elektronischen Steuerung von Einspritzung und Zündung ist die Motronic (Abbildung 3-3). Einspritzung und Zündung werden anhand einer Vielzahl von Kennfeldern berechnet, mit denen die verschiedenen Messgrößen Einfluss auf Einspritzbeginn, Einspritzdauer und Zündzeitpunkt nehmen können. Ein Beispiel zeigt die Abbildung 3-4.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

1 2 3 4 5 6

26

Elektrische Kraftstoffpumpe Kraftstofffilter Kraftstoffdruckregler Einspritzventil Luftmengenmesser Motortemperatursensor

7 8 9 10 11 12

Zusatzluftschieber Drosselklappenschalter Drehzahlgeber Lambdasonde Motorsteuergerät Hochspannungsverteiler

Abbildung 3-3: Anlagenschema Motronic

P

n

Anfettung bei Volllast im niedrigen Drehzahlbereich

Abbildung 3-4: Lambda-Kennfeld

Ein solches Kennfeld wird durch umfangreiche Versuche auf dem Motorenprüfstand ermittelt und anschließend im Fahrzeug nach den vorgegebenen Kriterien Verbrauch, Abgas und Fahrverhalten appliziert. Weitere wichtige Funktionen wie Kaltstartanreicherung, Klopfregelung, Beschleunigungsanreicherung, Schubabschaltung, usw. können mit Hilfe weiterer Kennfelder berücksichtigt werden.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

3.2.2

27

Innere Gemischbildung (Direkteinspritzung)

Beim Ottomotor mit Direkteinspritzung (Abbildung 3-5) ist die Erzeugung eines zündfähigen Gemisches an der Zündkerze, insbesondere bei Schichtbetrieb im Teillastbereich, erheblich schwieriger als beim Ottomotor mit äußerer Gemischbildung. Wesentliche Grundvoraussetzung für eine sichere und gute Verbrennung mit hohem Wirkungsgrad und geringen Schadstoffemissionen ist bei der Benzindirekteinspritzung eine im gesamten Betriebsbereich optimale Abstimmung aller die Gemischbildung beeinflussenden Parameter. Dies gilt sowohl für den Betrieb mit homogenem Gemisch als auch für den Betrieb mit Schichtladung. Die Einflüsse auf den Gemischbildungsprozess sind dabei äußerst vielfältig. Ebenso hängt ein gutes Laufverhalten über einem breiten Drehzahlband unmittelbar von einer stabilen Gemischbildung ab.

Abbildung 3-5: Direkteinspritzung

Grundlage für eine gute Gemischbildung ist die Zerstäubung und schnelle Verdampfung des Kraftstoffes. Kleine Tropfengrößen, die sich günstig auf die Verdampfung auswirken, ergeben sich bei: • • • • •

kleinen Düsenlochdurchmessern großer Austrittsgeschwindigkeit (hoher Einspritzdruck) großer Luftdichte (hohes Verdichtungsverhältnis oder Aufladung) geringer Zähigkeit des Kraftstoffes geringer Oberflächenspannung des Kraftstoffes

Zusätzliche Luftbewegungen im Brennraum zur Erhöhung der Relativgeschwindigkeit gegenüber dem Einspritzstrahl (Drall-, Tumble- oder Quetschströmung) können die Güte der Zerstäubung verbessern.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

28

Bei der Benzin-Direkteinspritzung unterscheidet man im Wesentlichen zwei Wege der Kraftstoffeinleitung: • •

Niederdruck-Einspritzung mit Luftunterstützung (in der Serienanwendung momentan ohne Bedeutung) Hochdruck-Flüssigkeitseinspritzung

Bei der Hochdruck-Flüssigkeitseinspritzung wird der Kraftstoff unter hohem Druck (heute zwischen 100 und 200 bar) in den Brennraum eingespritzt. Der Zerfall des Kraftstoffstrahls in kleine Tropfen mit anschließender Verdampfung wird durch die Turbulenz und die Massenträgheitseffekte im Kraftstoffstrahl erzeugt. Eine hohe Eindringtiefe in den Brennraum tritt so lange auf, bis der Kraftstoffstrahl in kleine Tropfen zerfallen und verdampft ist. Durch einen späten Einspritzzeitpunkt kann im Teillastbetrieb eine gute Schichtung erreicht werden. Alle heute bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung (Abbildung 3-6) eingesetzten Einspritzsysteme sind als Common-Rail-Einspritzsysteme ausgeführt. Das Speichereinspritzsystem „Common Rail“ bietet eine hohe Flexibilität zur Anpassung der Einspritzung an den Motorbetriebspunkt. Bei diesem System sind Druckerzeugung und Einspritzung entkoppelt. Abbildung 3-7 zeigt als Beispiel eine Einspritzanlage mit dem Speichereinspritzsystem „Common Rail“ an einem Vierzylindermotor mit den verschiedenen Komponenten des Systems.

Abbildung 3-6: Benzin-Direkteinspritzung

Das Kraftstoffsystem der Einspritzanlage besteht aus einem Niederdruckteil (Vorförderpumpe im Kraftstofftank) für die Niederdruckförderung des Kraftstoffes und dem Hochdruckteil mit der Hochdruckpumpe zur Hochdruckförderung. In der Hochdruckpumpe wird der Kraftstoff auf einen Druck von ca. 100 bis 200 bar verdichtet. Der verdichtete Kraftstoff wird dann über

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

29

eine Hochdruckleitung in einen rohrähnlichen Kraftstoff-Hochdruckspeicher, das so genannte Rail, gefördert. Einspritzsysteme, die höhere Drücke erlauben, sind bereits in der Entwicklung. Forschungsmotoren werden mittlerweile mit Kraftstoffdrücken von 1000 bar betrieben.

2

4 3 5

1- Steuergerät 2- Hochdruckpumpe 3- Hochdruckspeicher (Rail) 4- Zündkerzen 5- Injektoren

1

Abbildung 3-7: Speichereinspritzsystem Common Rail an einem Vierzylindermotor mit seitlicher Injektorlage

Spritzbeginn und Einspritzmenge werden vom Injektor (Abbildung 3-8) geregelt. Im Gegensatz zu Diesel-Injektoren wird bei den Otto-DE-Injektoren die Ventilnadel direkt von einem Aktor bewegt. Neben Elektromagneten kommen zunehmend auch Piezoaktoren zum Einsatz, die wesentlich kürzere Ansprechzeiten aufweisen. Dadurch wird eine besonders exakte Kraftstoffdosierung möglich.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

30

Abbildung 3-8: Hochdruckeinspritzventil

A-Düsen (Abbildung 3-9 Mitte) sind die neuste Entwicklung von Einspritzdüsen für Ottomotoren mit Direkteinspritzung. Ihre kegelförmige Dichtfläche ist gleichzeitig mit der nach außen öffnenden Düsennadel für die Strahlbildung zuständig. Sie erzeugt einen kegelmantelförmigen Einspritzstrahl. Ihr großer Vorteil ist, dass der gesamte Einspritzdruck zur Strahlbildung zur Verfügung steht, es gibt keinen nennenswerten Drosselverlust vorher.

Abbildung 3-9: Düsentypen und Aufnahmen des zugehörigen Einspritzstrahls

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

31

Ein Entwicklungsziel bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung ist die Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs, insbesondere bei Teillast, bei einer mit konventioneller Saugrohreinspritzung vergleichbaren Spitzenleistung. Aus diesem Grund müssen für Teillast und Volllast verschiedene Einspritzstrategien verfolgt werden. Zum Erreichen eines hohen Prozesswirkungsgrades (geringer Kraftstoffverbrauch) bei Teillast ist ein ungedrosselter Magerbetrieb mit Ladungsschichtung erforderlich. Dadurch lassen sich die beim Drosselbetrieb auftretenden hohen Ladungswechselverluste (Quantitätsregelung) deutlich reduzieren. Die Einspritzung erfolgt im Kompressionshub. Bei höherer Last bzw. Volllast ist ein homogenes Gemisch im Brennraum erforderlich (Abbildung 3-10). Hier wird der Kraftstoff während des Saughubs eingespritzt. Abbildung 3-11 zeigt die Aufteilung der Betriebsstrategien Schichtbetrieb und Homogenbetrieb auf das gesamte Motorkennfeld. Andererseits müssen Motorrohemissionen deutlich abgesenkt werden, um die Abgasnachbehandlungssysteme so einfach wie möglich zu halten (Ziel: Verzicht auf DENOx-Katalysator und Partikelfilter). Schichtbetrieb

λ const.

Homogenbetrieb

λ ≈ const.

Saughubeinspritzung

Kompressionshubeinspritzung

Abbildung 3-10: Gemischzusammensetzung und Betriebsarten im Ottomotor mit Direkteinspritzung

12

effektiver Mitteldruck [bar]

10 Homogenbetrieb mit λ=1 oder λ WSRE

T Direktenspritzung

WDE

Saugrohreinspritzung

V=

n co

st.

WSRE κ< ungedrosselt

1,4 (λ≈ 1)

κ

≈ 1,4 (λ »1)

T0

gedrosselt

Vmin

Qein,DE: Zugeführte Wärme, Direkteinspritzung Qaus,DE: Abgeführte Wärme, Direkteinspritzung W DE: Abgegebene Arbeit, Direkteinspritzung

Vmax

V

S Qaus,DE

Qaus,SRE

Qein,SRE: Zugeführte Wärme, Saugrohreinspritzung Qaus,SRE: Abgeführte Wärme, Saugrohreinspritzung W SRE: Abgegebene Arbeit, Saugrohreinspritzung

Abbildung 3-13: Wirkungsgraderhöhung durch Direkteinspritzung (Gleichraumprozess)

Die Ladungswechselverluste können durch den in idealer Weise ungedrosselten Ansaugvorgang stark verringert werden. Abbildung 3-14 zeigt deutlich die Verringerung der Ladungswechselschleife im p-V-Diagramm bei einem Vergleich zwischen einem konventionellen Ottomotor und einem Ottomotor mit Direkteinspritzung. Zusätzlich lassen sich die Wandwärmeverluste im Schichtbetrieb durch die isolierende Schicht von Inertgas, unabhängig davon ob es sich um Restgas, zurückgeführtes Abgas oder Luft handelt, verringern.

Abbildung 3-14: Brennverfahrensvergleich des realen Motorprozesses zwischen äußerer und innerer Gemischbildung bei konstanter Last

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

34

Als zukünftiges Brennverfahren mit Direkteinspritzung hat sich das strahlgeführte Verfahren durchgesetzt. Abbildung 3-15 zeigt den bei einem strahlgeführten Verfahren durch Indizierung aufgenommenen Zylinderdruckverlauf im p-V-Diagramm bei direktem Vergleich von Saugrohr- und Direkteinspritzung sowie deren Brennverläufe bei einer Drehzahl von n = 2000 min-1 und einem indizierten Mitteldruck von pmi = 3 bar. Aufgrund der höheren Luftmasse (drosselfreier Betrieb) erreicht der Ottomotor mit Direkteinspritzung gegenüber der Saugrohreinspritzung deutlich höhere Spitzendrücke. Nur andeutungsweise erkennbar sind in diesem Bild die geringeren Ladungswechselverluste bei Direkteinspritzung. Während der Brennverlauf bei Saugrohreinspritzung ein charakteristisches Verhalten mit einem wirkungsgradoptimalen 50%-Umsatzpunkt bei ca. 8 °KW n. OT. aufweist, zeigt sich bei Direkteinspritzung ein ganz anderes Verhalten. Ausgehend von der langsamen Kraftstoffumsetzung gegen Ende der Verbrennung (hervorgerufen durch die bei Schichtladung mageren Zonen im Endgasbereich) muss der Zündzeitpunkt gegenüber der Saugrohreinspritzung trotz eines deutlich kürzeren Brennverzugs (hervorgerufen durch die bei Schichtladung fetten Zonen im Bereich der Zündkerze) nach früh eingestellt werden. Dadurch verschiebt sich auch der 50%-Umsatzpunkt zu einer bezüglich des Wirkungsgrads ungünstigen Lage.

Abbildung 3-15: Vergleich von Saugrohr- und Direkteinspritzung – Teillastverhalten

Eff. Mitteldruck [ bar ]

Vollastkurve -5% [-5%]

Linien konstanter Kraftstoffeinsparung

-10% [-5%]

-15% [-5%]

Verweildauer im EU-Test

% Strahlgeführt [%] Wandgeführt

-20% [-10%] >50% [>30%]

-25% [-10%] -30% [-15%] -35% [-20%]

1000

2000

3000

4000

5000

6000

Drehzahl [ 1/min ]

Abbildung 3-16: Kraftstoffeinsparung durch Benzin-Direkteinspritzung

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

35

Beispiel Serienkonzept mit Schichtladung Als erster Hersteller brachte Daimler im Jahre 2006 einen Motor der zweiten Generation der Benzin-Direkteinspritzung mit strahlgeführter Direkteinspritzung auf den Markt (Abbildung 3-17). Der Motor mit der Kennung M272 DE 35 ist unter anderem im Fahrzeug CLS 350 CGI erhältlich. Es handelt sich um einen 3,5 Liter V6-Motor mit zentral im Vierventil-Zylinderkopf angeordnetem Piezoinjektor mit nach außen öffnender Düse, einer so genannten A-Düse. Die Zündkerze wurde von ihrer zentralen Lage in Richtung der Auslassventile verschoben und leicht geneigt, so dass ihre Elektroden im Randbereich des Einspritzstrahls positioniert sind. Der Kraftstoff wird mit bis zu 200 bar und drei Einzeleinspritzungen in den Brennraum eingebracht. Für die Druckerzeugung kommt eine mengengeregelte Drei-Stempel-Hochdruckpumpe zum Einsatz. Durch die höheren Schichtungsraten bei der strahlgeführten Direkteinspritzung wird eine größere Kraftstoffeinsparung erzielt als beim Vorgänger der ersten Generation.

Abbildung 3-17: Daimler M272 DE

Abbildung 3-18: Schichtbereich und Verbrauchspotenzial im Kennfeld, Direkteinspritzung im Schichtbetrieb gegenüber Saugrohreinspritzung und Ȝ=1-Betrieb

Technische Daten: Zylinder-Anordnung/-Zahl: V-Winkel: Hub x Bohrung:

V6 90° 86 mm x 92,9 mm

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

Hubvolumen: Ventile pro Zylinder: Verdichtung: Leistung: Drehmoment: Spez. Verbrauch im Bestpunkt: Verbrauch bei 2000 1/min, 2 bar:

36

3498 cm3 4 12,2:1 215 kW (292 PS) bei 6400 1/min 365 Nm bei 3000 bis 5100 1/min 240 g/kWh 290 g/kWh (Saugrohreinspritzung: 360 g/kWh)

3.3 Zündung Zur Einleitung der Verbrennung wird das Kraftstoff-Luftgemisch im Brennraum durch einen elektrischen Zündfunken örtlich auf 3000 bis 6000 K erhitzt. Die Zündung erfolgt durch eine Zündkerze (Fremdzündung). An der Zündstelle muss zündfähiges Gemisch vorhanden sein, damit die vom Zündfunken eingeleitete Reaktion der Entflammung eine Flammenausbreitung mit Umsatz der gesamten Zylinderladung (Kraftstoff-Luftgemisch) bewirkt. Die zur Zündung notwendige Energie wird durch eine Zündanlage bereitgestellt und zum jeweils erforderlichen Zündzeitpunkt der Zündkerze des entsprechenden Zylinders zugeleitet. Der Aufbau einer Zündkerze und ein Zündfunken ist in Abbildung 3-19 dargestellt.

Anschlussbolzen mit Anschlussmutter

2

Isolator aus Al2O3-Keramik Gehäuse Warmschrumpfzone

Schmelzwiderstand

Dichtring

Verbundmittelelektrode Ni/Cu Masseelektrode

1

Atmungsraum

1 Zündfunken

2 Kraftstoffspray

Abbildung 3-19: Aufbau einer Zündkerze und Aufnahme eines Zündfunkens mit Einspritzstrahlen

Die Zündung erfolgt durch kurzzeitige Lichtbogenentladung zwischen den Elektroden der Zündkerze. Wegen der hohen Gastemperaturen im Zylinder (Verbrennungstemperaturen bis zu Spitzenwerten um 3000 K) ist die Zündkerze thermisch hoch belastet. Außerdem muss sie den Brennraum gasdicht gegenüber der Umgebung (bis über 100 bar) abschließen. In das Kerzengehäuse ist der aus keramischen Werkstoffen bestehende Isolator gasdicht eingesetzt. Je nach Ausführung des Isolatorfußes kann mehr oder weniger Wärme aufgenommen werden. Eine hohe Wärmeaufnahme bei großer Isolatorfußfläche bewirkt eine geringe Wärmeableitung, die Zündkerze erreicht schnell eine hohe Temperatur („heiße Kerze“). Bei kleiner Isolatorfußfläche nimmt die Kerze wenig Wärme auf. Durch den kurzen

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

37

Wärmeleitweg liegt eine gute Wärmeableitung vor, die Kerze bleibt verhältnismäßig kalt („kalte Kerze“). Abbildung 3-20 zeigt den unteren Teil einer Zündkerze in drei verschiedenen Wärmewert-Ausführungen.

Zündkerze mit hohem Wärmewert (“heiße Kerze”)

Zündkerze mit mittlerem Wärmewert

Zündkerze mit niedrigem Wärmewert (“kalte” Kerze)

Große Isolatorfußfläche nimmt bei geringer Wärmeableitung viel Wärme auf.

Isolatorfußfläche geringer als bei “heißer” Kerze. Weniger Wärmeaufnahme bei besserer Wärmeableitung

Kleine Isolatorfußfläche nimmt wenig Wärme auf. Wärmeableitung durch kurzen Wärmeleitweg sehr gut.

Wärmeleitung

wärmeaufnehmende Oberfläche

Abbildung 3-20: Zündkerzen mit unterschiedlichen Wärmewert-Kennzahlen

Wegen der Gefahr einer Glühzündung bei zu hoher thermischer Belastung darf die Temperatur an der Zündkerze (Isolatorfuß als heißeste Stelle) 850 °C bis 880 °C nicht überschreiten. Andererseits soll die Temperatur aber schnell auf Werte oberhalb von 400 °C bis 450 °C steigen, damit keine Verschmutzungen bzw. Ablagerungen durch Kraftstoff- und Schmierölverkokungen an der Kerze auftreten. Bei „heißen Kerzen“ werden diese Werte schnell und sicher erreicht, die Gefahr der Glühzündung kann bei hohen Lasten aber kritisch werden. „Kalte Kerzen“ neigen zu Verschmutzungen bei Leerlaufbetrieb oder niedriger Teillast. Das Temperaturverhalten von Zündkerzen mit unterschiedlichen Wärmewerten ist in Abbildung 3-21 dargestellt. Form, Abstand und Material der Zündkerzen-Elektroden bestimmen bei gegebenen Motorbetriebsbedingungen die Höhe der Überschlagspannung (Zündspannung) und den Abbrand der Elektroden. Die Masseelektrode ist meist mit dem Kerzengehäuse verbunden (verschweißt) und besteht in der Regel aus Nickel-Chrom-Stählen oder Nickel-Legierungen. Die heiße Mittelelektrode wird aus dem gleichen Werkstoff oder auch aus Silber bzw. Kupfer ausgeführt. Bei besonderen Anforderungen hinsichtlich Korrosion, Abbrandbeständigkeit und Elektrodenabmessungen bestehen beide Elektrodenspitzen auch aus Platin. Der übliche Elektrodenabstand beträgt 0,6 bis 0,9 mm. Ein größerer Elektrodenabstand bewirkt eine bessere Entflammung, erfordert aber eine höhere Zündspannung. Ein kleiner Elektrodenabstand ist günstig bei hoher Verdichtung, es besteht aber die Gefahr von Zündaussetzern durch zu kleines aktiviertes Gemischvolumen.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

38

Glühzündungsbereich 1000 °C

Sicherheitsbereich

ZündkerzenTemperatur

850 °C

1

optimaler Arbeitsbereich

2

450 °C 3 0%

100%

Motorleistung Verrußungsbereich

1

2

3

hoher Wärmewert

mittlerer Wärmewert

niedriger Wärmewert

Abbildung 3-21: Temperaturverhalten von Zündkerzen mit unterschiedlichen Wärmewerten (NGK) Das mittlere Bild zeigt zusätzlich die primäre Wärmeabfuhr einer Zündkerze

Die zur Zündung notwendige Energie wird durch die Zündanlage bereitgestellt und zum Zündzeitpunkt der Zündkerze des jeweiligen Zylinders zugeleitet.

Übliche Anforderungen an die Zündanlage sind: • • •

Zündspannung: 15 kV (Normalbetrieb) bis 25 kV (Kaltstart) Zündenergie: 30 bis 150 mJ (theoretisch genügen bei λ = 1, guter Gemischaufbereitung und warmem Motor 0,1 bis 1 mJ) Funkendauer: 0,3 bis 1 ms (bei magerem Gemisch bis 2 ms)

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

39

Die Höhe der erforderlichen Zündspannung ist abhängig von der geometrischen Form der Elektroden, von der Zusammensetzung und dem Zustand des Gemisches und vom Elektrodenabstand. Heutige Zündanlagen berechnen den Zündzeitpunkt in der Motorsteuerung, die mittels einer induktiv abgetasteten Segmentscheibe über die Kurbelwellenstellung informiert wird. Der Zündtransistor befindet sich im Steuergerät, oder bei modernen Anlagen direkt an der Zündspule. Der Trend geht eindeutig zur Zündanlage, die für jeden Zylinder eine separate Zündspule besitzt, die in den Zündkerzenstecker integriert ist (Einzelfunkenzündspule), siehe Abbildung 3-22. Der störanfällige (Feuchtigkeit) und verschleißbehaftete Zündverteiler sowie die Hochspannungskabel können dadurch entfallen. Gleichzeitig kann mehr Zündenergie je Zylinder bereitgestellt werden. 1 2 3 4

1 2

5 6 7 8 9 10 11 12

3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Steckanschluss Leiterplatte mit Zündungsendstufe Vorwiderstand Befestigungsarm Lammellierter Elektroblechkern (Stabkern) Sekundärwicklung Primärwicklung Gehäuse Rückschlussblech Permanentmagnet Hochspannungsdorn Silikonmatel Aufgesteckte Zündkerze

13

Abbildung 3-22: Stabzündspule

Der Zeitpunkt des Funkenüberschlags an den Zündkerzenelektroden (Zündzeitpunkt) beeinflusst die Motorleistung, den Kraftstoffverbrauch und die Abgasemissionen und damit entscheidend das Betriebsverhalten des Motors. Darüber hinaus stellt der Zündzeitpunkt eine wichtige Größe zur Steuerung der ottomotorischen Verbrennung dar. Durchschnittlich vergehen etwa 2 ms vom Augenblick der Entflammung des Kraftstoff-Luftgemisches bis hin zu seiner maximalen Verbrennungsgeschwindigkeit. Der Zündzeitpunkt ist daher in Abhängigkeit der Betriebsparameter Drehzahl, Last und Luft-Kraftstoffverhältnis so einzustellen, dass der Verbrennungsdruck kurz hinter dem oberen Totpunkt (OT) des Kolbens seinen Höchstwert erreicht (Annäherung an die Gleichraumverbrennung) (Abbildung 3-23). Es ist üblich, den Zündzeitpunkt auf die Stellung der Kurbelwelle zum OT zu beziehen und ihn als Winkel in °KW vor OT anzugeben. Diesen Winkel nennt man Zündwinkel (auch Vorzündwinkel). Ein Verstellen des Zündzeitpunktes in Richtung OT bezeichnet man als „Spätverstellung“, ein Verstellen in entgegengesetzter Richtung eine „Frühverstellung“.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

40

Druck p [bar]

80

Vorzündung

35" 40"

30" 25"

40 20"

0

40

40

OT vor

nach

Kurbelwinkel ![" KW]

Abbildung 3-23: Einfluss Zündwinkel auf mittleren Druckverlauf Mit Hilfe verschiedener Eingangsgrößen ordnet das Steuergerät jedem Betriebspunkt den jeweils optimalen Zündzeitpunkt zu. Abbildung 3-24 zeigt vergleichend ein elektronisch gesteuertes und ein mechanisch gesteuertes Zündkennfeld. Je nach Anforderung kann ein elektronisch gesteuertes Zündkennfeld mehr oder weniger komplex sein. Mit Hilfe von Sensoren können die verschiedensten Randbedingungen erfasst werden, so dass eine entsprechende Berücksichtigung weiterer Kenngrößen neben dem Last-/ Drehzahl-Kennfeld möglich ist (z.B. Klopfregelung). In Abbildung 3-25 ist ein Zündwinkelkennfeld für einen Ottomotor mit Saugrohreinzeleinspritzung dargestellt.

Abbildung 3-24: Zündwinkelkennfelder

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

41

Zündzeitpunkt [" KW v. OT]

Effektiver Mitteldruck [bar]

12

10

20

15

25

6

30 35 0 1000

2000

4000

6000

Drehzahl [min-1]

Abbildung 3-25: Zündwinkelkennfeld eines Motors mit Saugrohreinzeleinspritzung

3.4 Verbrennung Nach Einleitung der Zündung breitet sich die Verbrennung im Gemisch durch Wärme- und Stoffaustauschvorgänge weiter aus, es kommt zu einer Flammenausbreitung. Voraussetzungen dafür, dass eine Flammenausbreitung normal abläuft, sind • •

Luft-Kraftstoffverhältnis innerhalb der Zündgrenzen keine Selbst- oder Glühzündungen 3.4.1

Normale Verbrennung

Die Ausbreitung der Flammenfront (Brennzone) erfolgt mit einer Flammengeschwindigkeit. Ohne Begrenzung durch Brennraumwände (Kolben, Zylinder, Zylinderkopf) und gerichteter Einlassströmung würde sich die Flammenfront etwa in Form einer Kugelschale ausbreiten. Durch den meist abgeflachten Brennraum und durch Strömungsvorgänge wird die Flammenfront jedoch verzerrt. Abbildung 3-26 zeigt schematisch und beispielhaft die Flammenausbreitung als Vertikalschnitt durch den Brennraum eines 4-Ventil-Motors. Die Zündung erfolgt bei 25 °KW vor OT. Zum Zeitpunkt OT erreicht die Flammenfront (dargestellt als Isolinien) die Bereiche der Auslassventile, bei 20 °KW nach OT hat sie den größten Teil des Brennraumes erfasst.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

42

Abbildung 3-26: Flammenausbreitung bei normaler Verbrennung

Durch Variationen der Brennraumströmung, konstruktive Veränderungen von Kolbenboden und Brennraumwand oder Verlagerung der Zündkerzenposition kann die Verbrennung so optimiert werden, dass sich eine gleichförmige und annähernd sphärische Verbrennung, wie in Abbildung 3-27 dargestellt, ergibt. Einlassseite

Auslassseite

Abbildung 3-27: Flammenausbreitung bei optimierter Verbrennung

Die Ausbreitung der Flammenfront erfolgt mit der Flammengeschwindigkeit - auch als Flammenfrontgeschwindigkeit bezeichnet - wF. Diese Geschwindigkeit kann als vektorielle Addition der Transportgeschwindigkeit (Strömungsgeschwindigkeit) wT des Frischgases und der Brenngeschwindigkeit (Flammengeschwindigkeit relativ zum Frischgas) wB angesehen werden.

& & & wF = wT + wB Die Geschwindigkeitswerte sind in der Regel je nach Ort im Brennraum und Zeitablauf der Verbrennung unterschiedlich. Die Transportgeschwindigkeit ist im Wesentlichen durch die Kolbenbewegung (Quetschströmung) und der vom Einlassvorgang beeinflussten Bewegung der Ladung (Drall, Tumble) abhängig. Außerdem bewirkt die Ausdehnung der Flammenfront eine Gemischbewegung. Die Gemischbewegung ist von der Brennraumform und der Kolben-

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

43

geschwindigkeit abhängig. Das Luft-Kraftstoffverhältnis beeinflusst die Brenngeschwindigkeit, die aber auch durch die Turbulenz im Brennraum und damit auch durch die Brennraumform und die Kolbengeschwindigkeit beeinflusst wird. Entsprechend der Flammenausbreitung und dem mit dem Kolbenhub veränderlichen Brennraumvolumen ergibt sich im Zylinder ein zeitlicher Druckverlauf pĮ ( Abbildung 3-28). Ohne Verbrennung ist der Brennraumdruck symmetrisch zum oberen Totpunkt (angenähert isentrope Kompression und Expansion). Folgende Definitionen werden benutzt: Zündwinkel αZ

Zeitpunkt des elektrischen Funkenüberschlages an der Zündkerze in °KW vor oder nach dem oberen Totpunkt

Brennverzug

Zeit zwischen Zündung und erstem gerade messbaren Druckanstieg gegenüber der Kompression in °KW oder ms (Entflammungsphase)

Brenndauer

Zeit zwischen Zündung und Ende der Verbrennung in °KW oder ms

effektive Brenndauer

Zeit zwischen erstem gerade messbaren Druckanstieg gegenüber der Kompression und dem Ende der Verbrennung in °KW oder ms

Zündung

Druck p [bar]

50

ohne Verbrennung

Zündwinkel ĮZ

0

Brennverzug (0,3 -1ms) effektive Brenndauer Brenndauer

Brennfunktion XB

1,0

0

OT

40 vor

40 nach

Kurbelwinkel ![" [! KW]

Abbildung 3-28: Druckverlauf und Brennfunktion beim Ottomotor

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

44

Vom Zeitpunkt der Zündung bis zum messbaren Druckanstieg durch die Entflammung vergeht eine gewisse Zeit, während der die im Gemischvolumen zwischen den Zündkerzenelektroden ablaufenden Reaktionen zur Ausbildung einer stabilen Flammenfront führen. Die freigesetzte Wärme und die erzeugten reaktiven Teilchen müssen dabei ausreichen, um Gemischteile zu entflammen, so dass die Verbrennung aufrechterhalten wird. Das Verhältnis der zeitlich umgesetzten Kraftstoffmasse zur insgesamt eingebrachten Kraftstoffmasse wird als Brennfunktion xB bezeichnet: xB =

mKv mK

mit mKv = umgesetzte Kraftstoffmasse (verbrannt) mK = Kraftstoffmasse Die Brennfunktion beschreibt somit den Ablauf der Kraftstoffumsetzung während des Verbrennungsprozesses und wird häufig zur Beurteilung des „Brennverhaltens“ von Motoren und entsprechenden Vergleichsbetrachtungen herangezogen. Vorgänge bei der Zündung, Unterschiede in der Gemischzusammensetzung und Strömungsturbulenzen verursachen statistische Schwankungen bei aufeinander folgenden Arbeitsspielen. Diese Unterschiede, die im wesentlichen auf Unregelmäßigkeiten in der ersten Phase des Verbrennungsablaufs (Entflammungsphase) zurückzuführen sind, bewirken in den Druckverläufen der einzelnen Verbrennungsprozesse charakteristische Unterschiede, die sich sowohl in den Spitzendruckwerten, der zeitlichen Lage ihrer Maxima sowie in den inneren Mitteldrücken zeigen (Abbildung 3-29). Schwankungen dieser Größen können je nach Betriebspunkt (Last, Motordrehzahl, LuftKraftstoffverhältnis) 20 % und mehr betragen. Dieses führt dann zu einer Laufunruhe der Kurbelwelle (Schwankungen im Drehmoment und damit in der Drehbewegung), was sich wiederum in einem unruhigen Motorlauf äußert.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

45

Druck p [bar]

70 Schwankungsbereich 50

30

10 OT

Kurbelwinkel

Abbildung 3-29: Zyklische Schwankungen beim Ottomotor

Das Luft-Kraftstoffverhältnis beeinflusst über den Verbrennungsablauf den Wirkungsgrad und den Mitteldruck ebenfalls sehr stark. In Abbildung 3-30 ist der Zusammenhang zwischen dem effektiven Mitteldruck pme dem spezifischen Kraftstoffverbrauch be und dem Luft-Kraftstoffverhältnis λ dargestellt.

Abbildung 3-30: Fischhakenkurve für einen Ottomotor

Die Kurve wird wegen ihrer typischen Form „Fischhakenkurve“ genannt. Sie zeigt, dass für maximales Drehmoment pme,max und für minimalen Kraftstoffverbrauch be,min unterschiedliche Luft-Kraftstoffverhältnisse gewählt werden müssen. Beide sind von der stöchiometrischen Verbrennung (λ = 1) entfernt. Für den dargestellten Motor ist im Hinblick auf Verbrauch und

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

46

Leistung nur der dick ausgezogene λ-Bereich, durch be,min und pme,max begrenzt, sinnvoll. Bei Volllast (voll geöffnete Drosselklappe) kann die größte Leistung des Motors erzielt werden, in dem dieser bei λ ≈ 0,87 betrieben wird. Für Teillast dagegen ist ein Betrieb mit λ ≈ 1,12 mit günstigem spezifischen Verbrauch anzustreben. Zusätzlich sind bei der Ermittlung des Luft-Kraftstoffverhältnisses immer auch die Schadstoffemissionen zu beachten, z.B. erreichen die Stickoxidemissionen im Bereich um λ = 1,1 (günstigster Teillastbereich) ihr Maximum. Motoren mit 3-Wege Katalysator werden im überwiegenden Teil ihres Kennfeldbereichs mit λ = 1,0 betrieben, damit der Katalysator die Schadstoffe optimal konvertieren kann. Nur zur Volllastanfettung wird der Motor unterstöchiometrisch betrieben. 3.4.2

Klopfende Verbrennung

Moderne Motoren haben im Hinblick auf guten Teillastverbrauch ein hohes Verdichtungsverhältnis. Bei Volllast können sich dadurch kritische Zustände im Brennraum ergeben, verbunden mit dem Auftreten von „Klopfen“. Im Gegensatz zur normalen Verbrennung tritt bei klopfender Verbrennung im noch unverbrannten Gemisch um den oberen Totpunkt an einem oder mehreren Orten Selbstzündung auf, nachdem die reguläre Verbrennung schon begonnen hat (Abbildung 3-31). Einlassseite

Klopfbeginn

Auslassseite

Schadensbereich

Abbildung 3-31: Flammenausbreitung beim Klopfen

Wie aus den Flammenkonturen zu erkennen ist, breitet sich die normale Flamme, ausgehend von der Zündkerze durch den Brennraum mit normaler Flammengeschwindigkeit aus. Gegen Ende der Verbrennung entzündet sich im noch unverbrannten Gemisch (Endgasbereich) aufgrund kritischer Zustände (Druck, Temperatur, Vorreaktionen) das Gemisch von selbst. Ausgehend von dieser Selbstzündung ergibt sich eine extrem schnelle Umsetzung, verbunden mit einer starken Druckwelle. Diese Druckwellen können besonders an Stellen, wo sie im Brennraum reflektiert werden, Materialschäden hervorrufen (z.B. Feuerstegbereich). Darüber hinaus führt Klopfen auch zu einer thermischen Überbeanspruchung und kann dadurch wiederum Glühzündungen verursachen. Im Druckverlauf ist Klopfen gegen Verbrennungsende erkennbar (Abbildung 3-32). Erst dann überlagern sich, beginnend mit einem steilen Druckanstieg infolge der schnellen Umsetzung des Endgases, dem normalen Druckverlauf hochfrequente Schwingungen. Diese werden durch die Gasschwingungen im Brennraum (örtliche Druckunterschiede) verursacht. Sie übertragen

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

47

sich auch auf die Bauteile des Motors und sind verantwortlich für das Klopfgeräusch, welches auch als „Klingeln“ bezeichnet wird. Bei länger andauerndem klopfenden Motorbetrieb treten in der Regel Motorschäden auf, daher ist Klopfen stets zu vermeiden. 160

80 Zylinderdruck

70

120

60

100

50

80

40

60

30

40

Zündfunke

Spannung [V]

Zylinderdruck [bar]

140

20 Lichtsignal

20 0 320

10

340

360

380 400 KB=1.2°KW ǻKB = 1,2 °KW

420

0 440

Kurbelwinkel [°KW]

Abbildung 3-32: Druckverlauf bei klopfender Verbrennung

Auf das Klopfen haben die Betriebsbedingungen, der Kraftstoff und die Brennraumform wesentlichen Einfluss. Grundsätzlich nimmt die Klopfneigung eines Motors bei folgenden Randbedingungen zu:

• • • • •

hoher Druck und hohe Temperatur im unverbrannten Gemischrest (Endgas) Annäherung an das stöchiometrische Luft-Kraftstoffverhältnis (λ = 1) langsamer Prozessablauf (Vorreaktionszeiten sind lang) niedrige Oktanzahl des Kraftstoffes hohe Verdichtung durch hohes Verdichtungsverhältnis und/oder Aufladung des angesaugten Gemisches

Für den motorischen Betrieb folgt daraus: Die Klopfneigung eines Ottomotors nimmt zu bei Vergrößerung des Verdichtungsverhältnisses ε, des Zündwinkels αz (Frühverstellung), der Gemischtemperatur, der Motortemperatur, des Mitteldruckes und der Motorabmessungen (Zylinderbohrung). Höhere Motordrehzahlen vermindern im Allgemeinen die Klopfneigung, weil sich die Brenndauer verkürzt. Je nach Motorbetriebszustand sind Motorschäden möglich. Anhaltend klopfender Motorbetrieb muss unbedingt vermieden werden, da es sonst zu erheblichen irreparablen Klopfschäden (meistens am Kolben im Bereich des Feuerstegs - Abbildung 3-33) kommt.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

48

Abbildung 3-33: Klopfschäden an einem Kolben

Durch die Brennraumgestaltung kann die Verbrennung und das Klopfen erheblich beeinflusst werden. Brennräume mit geringer Klopfneigung (klopffeste Brennräume) müssen folgende Grundforderungen erfüllen: a) kurze Flammenwege: kompakter Brennraum, zentrale Lage der Zündkerze b) Vermeidung heißer Stellen am Ende des Flammenweges: Zündkerzen in Nähe des Auslassventils c) hohe Strömungsgeschwindigkeiten: Tumble und/oder Drallbewegung und/oder Quetschströmung Glühzündung Ausgehend von klopfender Verbrennung kann es nach verhältnismäßig kurzer Zeit infolge überhöhten Wärmeübergangs an Motorbauteilen zu klopfend beginnenden Glühzündungen oder im Extremfall - ohne vorheriges Klopfen - zu reinen Glühzündungen kommen. Bei der Glühzündung wird das Gemisch durch glühende Teile im Brennraum (z.B. zu heiße Zündkerze, Auslassventil, glühende Ablagerungen) entweder im noch nicht von der Flamme erfassten Bereich (klopfend beginnende Glühzündung) oder bereits vor der elektrischen Zündung gezündet (reine Glühzündung). Abbildung 3-34 zeigt die Flammenausbreitung bei einer Glühzündung. In dem dargestellten Beispiel erfolgt die Glühzündung an der zu heißen Zündkerze bereits vor Einsetzen der eigentlichen Zündung. Weitere Selbstzündorte zeigen sich an den Auslassventilen. Zum Zeitpunkt der einsetzenden Zündung an der Zündkerze ist bereits ein großer Bereich des Brennraums von der Flamme ausgefüllt, es ist schon ein großer Anteil an Kraftstoff umgesetzt.

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

49 Einlassseite

Auslassseite

Abbildung 3-34: Glühzündung (n= 5000 min-1, Volllast, Zündzeitpunkt = -32 °KW)

Glühzündungen verursachen keine typischen Klopfmerkmale und werden darum von den heute in der Serie eingesetzten Sensoren und dem nachgeschalteten Signalverarbeitungssystem nicht erfasst. Da eine Glühzündung jedoch mit einer starken Drucksteigung in der Kompressionsphase mit stark überhöhten Verbrennungstemperaturen verbunden ist (Abbildung 3-35), führt ein solcher anormaler Verbrennungsablauf nach sehr kurzer Zeit zu einem Motorschaden durch Überhitzung (in der Regel gekennzeichnet durch ein Durchbrennen des Kolbenbodens).

Abbildung 3-35: Zylinderdruckverläufe

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

50

3.5 Emissionen des Ottomotors Jeder Verbrennungsvorgang ist eine Oxidation mit Sauerstoff. In der Regel werden bei Ottomotoren Kraftstoffe eingesetzt, die aus Kohlenwasserstoffen bestehen. Benzin ist ein Gemisch unterschiedlicher Kohlenwasserstoffe. Wird ein Kohlenwasserstoffmolekül vollständig verbrannt, so entstehen im Idealfall nur Kohlendioxid und Wasser. Für die Oxidation von Kohlenwasserstoffen gilt allgemein: y· y § C x H y + ¨ x + ¸ O2 Ÿ x CO2 + H 2 O 4¹ 2 © Im Motorenabgas sind neben Schadstoffkomponenten enthalten:

• • • • •

diesen

Komponenten

zusätzlich

die

folgenden

Kohlenmonoxid (CO) unverbrannte Kohlenwasserstoffe (HC) Stickoxide (NOx) Partikel einschließlich Ruß, vorwiegend bei Motoren mit Direkteinspritzung Aldehyde (H-C-O-Verbindungen)

3.5.1

Schadstoffentstehung beim Ottomotor

Die unterschiedlichen Schadstoffkomponenten, mit Ausnahme der Stickoxide, werden primär durch den Kraftstoff und dessen Additive bestimmt. Die Höhe der Emissionen wird in erster Linie durch das motorische Betriebsverhalten bestimmt. Abbildung 3-36 zeigt eine typische Zusammensetzung des Abgases eines Ottomotors mit stöchiometrischem Luft-Kraftstoffverhältnis (Ȝ = 1) ohne Katalysator (Rohemission) für ein Mittelklassefahrzeug im NEFZ. Wenn man von CO2 als Schadstoff absieht, machen die eigentlichen Schadstoffe nur ca. 1 % des gesamten Abgases aus. Das Kohlendioxid beträgt ca. 14 %, Stickstoff ca. 72 % und Wasser ca. 13 % des Abgases. Sonstige (Edelgase, Sauerstoff, Wasserstoff) 0.7%

Wasser (H2O) 13.1% Kohlendioxid (CO2) 13.7%

Stickoxide (NOx) 0.1% Kohlenwasserstoffe (HC) 0.2% Feststoffe 0.005%

Schadstoffe 1%

Kohlenmonoxid (CO) 0.7%

Stickstoff (N2) 71.5%

Abbildung 3-36: Abgaszusammensetzung bei Ottomotoren mit Ȝ=1 (Rohemissionen)

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

51

HC, NOx [ppm] / CO [Vol.-%]

Abbildung 3-37 zeigt die prinzipielle Abhängigkeit der Schadstoffkonzentrationen vom LuftKraftstoffverhältnis für einen Ottomotor mit Direkteinspritzung. Für ein Luft-Kraftstoffverhältnis zwischen Ȝ = 0,8 und 1,5 wurde der Motor für die Messungen homogen, d.h. mit Saughubeinspritzung betrieben. Daher ergibt sich ein Verlauf der Schadstoffkonzentrationen wie bei einem konventionellen Motor mit Saugrohreinspritzung. Im Schichtladebetrieb für Luftverhältnisse größer 1,5 ergibt sich der dargestellte Verlauf der Emissionen an unverbrannten Kohlenwasserstoffen, Stickoxiden und Kohlenmonoxid.

0.5

homogen

geschichtet HC [ppm] NOx [ppm] CO [Vol.-%]

1

1.5 2 2.5 Luftverhältnis [-]

3

3.5

Abbildung 3-37: Schadstoffkonzentrationen im Ottomotor mit Direkteinspritzung im homogenen und im geschichteten Betrieb

Im Luftmangelgebiet entsteht Kohlenmonoxid als Produkt unvollständiger Verbrennung. Die CO-Konzentration im Zylinder ist während der Verbrennung am höchsten. Bei der anschließenden Expansion wird ein Teil zu CO2 oxidiert. Im Bereich von λ = 1 und bei Luftüberschuss beruht die CO-Bildung im Wesentlichen auf inhomogener Gemischverteilung und Dissoziation von CO2 zu CO und O2 während der Verbrennung, entsprechend der Bruttoreaktion: Wie bei Kohlenmonoxid führt Luftmangel zu unvollständiger Verbrennung und damit zur Emission von unverbrannten und teilverbrannten Kohlenwasserstoffen. Die HC-Emission stammt aus Zonen des Brennraumes, die nicht oder nur unvollständig von der Verbrennung erfasst wurden, wie wandnahe Grenzschichten, in denen die Flamme durch Abkühlung erlischt (Quench-Effekte), sowie in Spalten, in welche die Flamme gar nicht eindringen kann (Abbildung 3-38).

Kapitel 3 - Prozess des Ottomotors

52

Leckage 2% Verschiedene Spalte 2% Quench-Effekt 90%). Stickstoffmonoxid NO kann bei Verbrennungsprozessen auf drei prinzipiell verschiedenen Wegen entstehen: - “Thermisches NO” bildet sich bei hohen Temperaturen (T > 2200 K) im verbrannten Teil des Arbeitsmediums (postflame-Bereich) aus molekularem Stickstoff der Verbrennungsluft unter Initiierung durch Sauerstoffradikale und unter Mitwirkung von OH-Radikalen (wesentlich bei
V < 1). Die der “thermischen NO-Bildung” zugrunde liegende Reaktionskinetik kann mit dem erweiterten “Zeldovich-Mechanismus” beschrieben werden. - “Prompt-NO” entsteht ebenfalls aus molekularem Luftstickstoff, jedoch innerhalb der radikalreichen Hauptreaktionszone der Kohlenwasserstoffverbrennung (Flammzone) nach einem von Fenimore untersuchten Reaktionsmechanismus. Die erreichten Temperaturen entsprechen dort praktisch den Temperaturen bei adiabater Verbrennung und erreichen im Dieselmotor, abhängig von Kraftstoffzusammensetzung und lokalen Luftverhältnissen (
V i), Werte bis maximal ca. 2800 K bei
V i = 1. Die erforderlichen Reaktionszeiten für die “Prompt-NO”-Bildung liegen im Millisekundenbereich.

Kapitel 4 - Dieselmotor

104

- “Kraftstoff-NO” wird durch Oxidation von im Kraftstoff chemisch gebundenem Stickstoff gebildet. Vor dem Eintritt in die Verbrennungszone wird der im Kraftstoff enthaltene Stickstoff in Radikale oder Verbindungen der CN-Gruppe (Cyan-Verbindungen) umgewandelt, die in der Flammzone teilweise zu NO weiter oxidieren. Die Stickstoffgehalte üblicherweise verwendeter Dieselkraftstoffe sind allerdings so gering, dass die “KraftstoffNO”-Bildung vernachlässigt werden kann. Die bis jetzt durchgeführten Untersuchungen (Entnahme von Abgas aus dem Brennraum und / oder Abgasuntersuchung am Verbrennungsende in Verbindung mit Simulationsrechnungen) deuten darauf hin, dass bei der dieselmotorischen Verbrennung - in Analogie zur Verbrennung in erdgas- oder leichtölbetriebenen industriellen Feuerungsanlagen - die NO-Bildung in erster Linie über den Bildungsmechanismus des “thermischen NO” erfolgt und demgegenüber auch die “Prompt-NO-Bildung” von untergeordneter Bedeutung ist. Der der “thermischen NO-Bildung” zugrunde liegende erweiterte “Zeldovich-Mechanismus” umfasst folgende Reaktionen: N2 + O. Æ NO + N. (11.1) O2 + N. Æ NO + O. (11.2) OH. + N. Æ NO + H. (11.3)

Dabei sind die Reaktionen (11.1 u. 11.2) bei “mageren” Gemischen (
V  1), die Reaktion (11.3) zusätzlich bei nahe stöchiometrischen und “fetten” Gemischen (
V 1) von Bedeutung. Unter dieselmotorischen Bedingungen verläuft der Reaktionsmechanismus kinetisch kontrolliert, d.h. unter den bei der Verbrennung im Dieselmotor herrschenden lokalen Temperaturen und lokalen Luftverhältnissen wird bei den gegebenen Verweilzeiten des Gasgemisches im Brennraum der chemische Gleichgewichtszustand nicht erreicht! Dies bedeutet, dass einerseits die im Abgas des Dieselmotors gemessene NO-Konzentration deutlich über der zur Temperatur und zum Luftverhältnis der Abgase gehörenden Gleichgewichtskonzentration liegt. Dies wird als “Einfriereffekt” der Bildungs- und Zerfallsreaktion von NO bezeichnet, der bei Temperaturen unterhalb von ca. 2200 K wirksam wird. Die zeitliche Änderung der Stickoxid-Konzentration (cNO) in einem lokalen Bereich “ i “ im Brennraum während des Verbrennungsprozesses kann vereinfacht mit folgendem funktionalem Zusammenhang wiedergegeben werden: d (cNO)/dt = f (T, cN2, co2, cNO, cN, cO, cOH, cH) (1.4) Aus dieser Beziehung können sofort die Haupteinflussgrößen der thermischen NO-Bildung abgeleitet werden: 1. die lokal herrschende Temperatur Ti, 2. das lokale Luftverhältnis
V i als Maß für die Konzentration der beteiligten Komponenten (N2, O2, NO, N, O, OH und H),

Kapitel 4 - Dieselmotor

105

3. die Verweilzeiten tv des betrachteten Massenelements im Bereich “i“ mit Ti,
V i.

Mole fraction

Anhand des Ergebnisses einer Simulationsrechnung lässt sich der Einfluss dieser Größen auf die thermische NO-Bildung quantitativ darstellen. In Bild Abbildung 4-55 und Abbildung 4-56 ist der zeitliche Verlauf der Konzentration an Stickstoffmonoxid NO in einem diskreten Volumenbereich bei konstanten Randbedingungen (Druck, Temperatur. Luftverhältnis), ausgehend von einem Anfangzustand cNO = 0 für t = 0, dargestellt. Um den Einfluss von lokalem Luftverhältnis und lokaler Temperatur zu verdeutlichen, wurde in Abbildung 4-55 das lokale Luftverhältnis bei konstanter Temperatur variiert, in Abbildung 4-56 die lokale Temperatur bei konstantem Luftverhältnis.

dwell time Abbildung 4-55: Thermische NO-Bildung für pmax = 140 bar, Ti = 2500 K und ȜVi = 0,8 - 1,6 (Ausgangskonzentration xNO (t = 0) = 0)

106

Mole fraction

Kapitel 4 - Dieselmotor

dwell time Abbildung 4-56: Thermische NO-Bildung für pmax = 140 bar, Ti = 2200 - 2800 K und ȜVi = 0,8

Die gewählten Randbedingungen (p, Ti,
V i ) orientieren sich an realen Werten für dieselmotorische Verbrennungsvorgänge. Man erkennt, dass eine Erhöhung der lokalen Temperatur bzw. des lokalen Luftverhältnisses gleichermaßen zu einer Zunahme der NOBildungsgeschwindigkeit und der NO-Gleichgewichtskonzentration führen. Beispielhaft wird unter den Randbedingungen Ti = 2500 K,
V i = 0,8 der chemische Gleichgewichtszustand erst nach 10 ms erreicht (zum Vergleich: 1ms = 9 °KW bei n = 1500/min, Brenndauer bei Volllast ca. 80°KW 9ms). Dies verdeutlicht, dass unter den Bedingungen einer realen Verbrennung bei schnelllaufenden Dieselmotoren der chemische Gleichgewichtszustand innerhalb der zur Verfügung stehenden Verweilzeit nicht erreicht wird, d.h. der Vorgang der NO-Bildung ist kinetisch kontrolliert.

Kapitel 4 - Dieselmotor

107

Die oben genannten Einflussgrößen lokale Temperatur und lokales Luftverhältnis sind von den Größen energetisch gemittelte Prozesstemperatur und globales Verbrennungsluftverhältnis (wie z.B. aus einer Kreisprozessrechnung ermittelt) strikt zu trennen, da für die NO-Bildung die Bedingungen an den jeweiligen lokalen Entstehungsorten ausschlaggebend sind und nicht die integralen Mittelwerte. Das Zusammenwirken der Einflussgrößen lokale Prozesstemperatur, lokales Luftverhältnis und Verweilzeit auf die Reaktionskinetik der thermischen NO-Bildung ist in in einem Ti -
V i - Diagramm dargestellt.

: 0.1 ms

dwell time

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

1.1

1.2

1.3

1.4

1.5

Equipollent terms for thermal NO-formation Adiabatic combustion temperature (T0 = 950K)

Abbildung 4-57: Zusammenhang zwischen der thermischen NO-Bildung und den Bedingungen in der Flammfront bei adiabater Verbrennung

Die durchgezogenen Kurven kennzeichnen äquivalente Zustände (Ti,
V i) für die thermische NO-Bildung. Diese Kurven verbinden Wertepaare (Ti ,
V i), für die sich in der gleichen Verweilzeit tv die gleiche Menge NO bildet (hier: xNO = 100 ppm, 60 ppm und 20 ppm in tv = 0,1 ms, xNO (t = 0) = 0). Für Zustände oberhalb dieser Kurven wird in gleicher Zeit mehr NO, unterhalb weniger NO gebildet. Unter realen Bedingungen sind die lokale Prozesstemperatur Ti und das lokale Luftverhältnis
V i über die Prozessbedingungen in der Flammenfront ( adiabat) im postflame Bereich gekoppelt und können daher nicht unabhängig voneinander gewählt werden. Als repräsentativ für dieses Verhalten ist in Abbildung 4-57 der Verlauf der adiabaten Verbrennungstemperatur, ausgehend von einer Temperatur des unverbrannten verdichteten Gemisches T0 = 950 K, über dem lokalen Luftverhältnis
V i aufgetragen (gestrichelte Kurve).

Kapitel 4 - Dieselmotor

108

Aus dem Verlauf der Differenz zwischen adiabater Verbrennungstemperatur und den Linien gleicher NO-Bildung kann abgeleitet werden , dass mit wachsendem lokalen Luftverhältnis bis zum Wert
V i 1.1 zunehmend mehr thermisches NO gebildet wird. Ursache hierfür ist sowohl die ansteigende Verbrennungstemperatur als auch die Zunahme der O2-Konzentration. Bei weiterer Vergrößerung des lokalen Luftverhältnisses nimmt die NO-Bildung aufgrund der Verringerung der adiabaten Verbrennungstemperatur trotz der weiteren Zunahme der O2Konzentration wieder ab. Dies bedeutet, dass unter adiabaten Bedingungen im Bereich um Luftverhältnisse
V i 1 das meiste Stickstoffmonoxid gebildet wird. Dieses Verhalten wird bei der so genannten “gestuften Verbrennung” in Gasfeuerungsanlagen ausgenutzt, wobei durch geeignete Verbrennungsführung (Primärstufe
V i < 1; Gemischkühlung, d.h. Absenkung von T0 durch Zufuhr kalter Frischluft; Sekundärstufe
V i > 1) eine nahe stöchiometrische Verbrennung im Bereich
V i 1 vermieden wird. Ruß-Entstehung Als Ruß bezeichnet man diejenigen Abgasbestandteile, die in flüssiger oder fester Form (mit Ausnahme von Wasser) in einem Filter gesammelt werden können. Man unterscheidet, abhängig vom Entstehungsprozess, zwischen Flammenruß und Rußkoks. Flammenruß entsteht als mögliches Zwischenprodukt bei Verbrennungsprozessen unter Sauerstoffmangel bei ausreichend hohen Temperaturen direkt in der Flamme oder im Feuerraum. Dieser Prozess wird durch Zersetzung der Kraftstoffmoleküle bei Temperaturen oberhalb von 1000 K zu ungesättigten Zwischenprodukten wie Azetylen eingeleitet (steht genügend Sauerstoff zur Verfügung, können die kleinen Kohlenwasserstoffverbindungen vollständig aufoxidiert werden). Unter Sauerstoffmangel entstehen durch Anlagerungs- und Wasserabspaltungsprozesse (Dehydrierung) große ungesättigte Kohlenwasserstoffe, die vorwiegend C und in geringem Maß H enthalten. Hierbei werden erste Rußteilchen gebildet. Diese wachsen durch Agglomeration und Koagulation rasch zu größeren, kugelähnlichen Teilchen an.

Abbildung 4-58: Rußbildungs- und Rußoxidationsmechanismen

109

ot fo rm

at io n

soot formation

No

so

Local gas temperature

Kapitel 4 - Dieselmotor

0.2

0.4

0.6

0.8

Local air ratio

C2H2-Air, burner, 1bar C3H8-O2-N2, pressure chamber, pressure level like engine C7H8-O2-Ar,shock wave pipe, 5bar C2H4-Air, burner, 1bar

Abbildung 4-59: Rußbildungsgrenzen in Abhängigkeit von lokaler Temperatur und lokalem Luftverhältnis nach

Die Rußbildung wird durch kohlenstoffreiche und ungesättigte Ausgangskomponenten begünstigt. Zudem sind zyklische Kohlenwasserstoffe stärker rußbildend als Kettenverbindungen. Die aus Grundsatzuntersuchungen in Flammen und Stoßwellenrohren ermittelten Rußbildungsgrenzen in Abhängigkeit des lokalen Luftverhältnisses und der lokalen Temperatur sind in Abbildung 4-59 dargestellt. Innerhalb der Rußbildungsgrenzen nimmt der Rußertrag = Rußmasse / Gesamtkohlenstoffmasse mit abnehmendem lokalen Luftverhältnis zu. Die Rußbildung ist allerdings in allen komplexen Einzelheiten noch nicht geklärt und eine quantitative Berechnung somit nicht möglich. Typische Flammenrußpartikel bewegen sich im Durchmesserbereich von 0,02 - 0,08 µm. Der Rußbildungsprozess läuft in weniger als 1 Millisekunde ab. Dabei können bis zu 50% des im Kraftstoff enthaltenen Kohlenstoffs zu Ruß umgesetzt werden. In der Regel werden allerdings über 95% des gebildeten Rußes im Brennraum nachoxidiert. Abbildung 4-60 gibt den qualitativen, zeitlichen Verlauf der Rußentstehung und -oxidation wieder.

Kapitel 4 - Dieselmotor

110

Abbildung 4-60: Qualitativer, zeitlicher Verlauf der Rußentstehung und -oxidation

Im Gegensatz zum Flammenruß entsteht Rußkoks aus der Tropfenphase bei Flüssigkraftstoffverbrennung durch Eindüsen in die Flamme (bspw. bei Schwerölverbrennung). Maßgeblich für Rußkoksbildung sind hochsiedende Bestandteile im Dieselkraftstoff, insbesondere Naphtengehalt. Diese “cracken” in der Flüssigphase vor Erreichen ihrer Verdampfungstemperatur durch die Flammeneinstrahlung und bilden hohlkugelförmige C-Skelette (“Cenosphären”). Die Durchmesser der Cenosphären liegen in der Größenordnung der Ausgangsdurchmesser der eingespritzten Kraftstofftropfen (5 - 50 µm). CO-Bildung Kohlenmonoxid ist ein Zwischenprodukt der Kohlenwasserstoff-Oxidation im Brennraum. Die weitere Oxidation von CO zu CO2 (vollständige Verbrennung, CO + OH  CO2 + H) wird insbesondere in Bereichen mit lokalem Luftmangel (unvollständige Feinvermischung) durch “flame quenching” an kalten Wänden und bei zu geringer Verweilzeit im Brennraum behindert. Am Anfang der Verbrennung werden die ersten Kohlenmonoxidmoleküle im Randbereich des Einspritzstrahls gebildet. Die dort herrschenden Temperaturen reichen aber nicht für die weitere Oxidation zu Kohlendioxid aus. In der Nähe der Wand und im Kernbereich des Einspritzstrahls, wo geringere Sauerstoffkonzentrationen vorliegen, wird ebenfalls Kohlenmonoxid gebildet. Seine weitere Oxidation hängt vor allem vom Vermischungsprozess (Lufteintritt) ab. HC-Bildung Die Emissionen unverbrannter Kohlenwasserstoffe besitzen nahezu die gleichen Ursachen wie die der Schadstoffkomponente Kohlenmonoxid. Bei hohen Temperaturen im Brennraum werden die Molekularbindungen der schweren Kraftstoffkomponenten aufgebrochen und eine Anzahl verschiedener Kohlenwasserstoffe mit kleineren C-Atomketten gebildet (thermisches Cracken). Während der nachfolgenden Verbrennung werden sie von der Flamme umfasst. In gewissen Bereichen des Strahls kann sich die Flamme allerdings nicht weiter ausbreiten, da

Kapitel 4 - Dieselmotor

111

die nötigen Voraussetzungen (Sauerstoffkonzentration und Temperaturniveau) nicht vorhanden sind (Quenchingeffekt). Die Kohlenwasserstoffe können in diesen Bereichen nicht weiter oxidiert werden und bleiben bis zum Verbrennungsende unverbrannt, wenn sie nicht durch eine geeignete Strömungsführung in Bereiche günstiger Oxidationsbedingungen gelangen. Besonders kritisch sind dabei wandnahe Zonen sowie der Strahlkern- und Strahlrandbereich. SO2-Bildung Schwefeldioxid entsteht aus dem im Kraftstoff enthaltenen Schwefel durch direkte Oxidation mit molekularem Sauerstoff der Verbrennungsluft in der Flammenfront und im “postflame”Bereich. Dabei wird praktisch der gesamte im Kraftstoff gebundene Schwefel (i. a. als organische Sulfide) in SO2 umgesetzt. Der Schwefelgehalt der verwendeten Kraftstoffe bestimmt daher quantitativ die SO2-Emissionen.

4.7.2

Maßnahmen zur Reduktion

Die kritischsten Schadstoffe im Dieselmotor sind die Stickoxide (NOx) und die Partikel, die zum überwiegenden Teil aus Ruß bestehen. Eine Besonderheit hier ergibt sich daraus, dass sich diese beiden Schadstoffe gegenläufig verhalten, d.h. dass Verbrennungsbedingungen, die sich günstig auf die NOx-Minderung auswirken, oft die Rußemission und Kraftstoffverbrauch be erhöhen. Man spricht von einer NOx-Ruß- bzw. NOx-be-Schere, auch „trade-off“ genannt (Abbildung 4-61). Ziel von Maßnahmen zur Schadstoffreduktion muss es daher sein, sich nicht auf dieser Schere zu bewegen (von 1 nach 2 in Abbildung 4-61), sondern den Zielkonflikt zu entschärfen (von 1 nach 3 in Abbildung 4-61).

Abbildung 4-61: Zielkonflikt („trade-off“) NOx-Ruß bzw. NOx-Kraftstoffverbrauch

Kapitel 4 - Dieselmotor

112

Es gibt vielfältige Möglichkeiten, den Schadstoffausstoß aus Dieselmotoren innermotorisch zu senken. Die heute in der Praxis anzutreffenden Maßnahmen zur Schadstoffreduktion lassen sich in - konventionelle und - unkonventionelle Maßnahmen aufteilen.

Abbildung 4-62: Konventionelle und unkonventionelle Maßnahmen

Unter konventionellen Maßnahmen versteht man alle Maßnahmen, die die Verbrennung durch Beeinflussung der Brennraumgeometrie, der Luftbewegung einschließlich Aufladung, der Einspritzung, usw. derart verändern, dass die Schadstoffentstehung teilweise oder ganz unterbunden wird. Dabei wird die Zusammensetzung der Luft und des Kraftstoffs nicht verändert. Unter unkonventionellen Maßnahmen sind solche Maßnahmen zu verstehen, die gezielt die Zusammensetzung der Luft und/oder des Kraftstoffs beeinflussen. Hierzu gehören die Wassereinspritzung und die Abgasrückführung. Streng genommen verändern auch unkonventionelle Maßnahmen die Verbrennung und unterbinden teilweise oder ganz die Schadstoffentstehung. Aus praktischen Gründen ist es jedoch sinnvoll, diese Unterscheidung einzuführen, da die Auswirkungen der konventionellen und unkonventionellen Maßnahmen auf wesentliche Konstruktionsmerkmale einschließlich des damit verbundenen Aufwands und der Kosten sehr unterschiedlich sind. Konventionelle Maßnahmen haben das Ziel, die Verbrennung so zu beeinflussen, dass die Spitzentemperaturen im Brennraum abgesenkt werden. Die Absenkung der Spitzentemperatur führt zu einer Reduktion der NO-Bildung. Gleichzeitig soll der Anstieg der Partikelemission und des Kraftstoffverbrauchs in Grenzen gehalten werden (vgl. Abbildung 4-61). Nachfolgend sind alle wesentlichen Parameter, Einflussparameter genannt, aufgeführt, mit deren Hilfe die Verbrennung beeinflusst werden kann: - Anzahl der Ein- und Auslassventile - Brennraum: Form

Kapitel 4 - Dieselmotor

113

Verdichtungsverhältnis - Luft: Drall Turbulenz Aufladegrad - Einspritzung: Lage der Einspritzdüse Einspritzdruck Spritzbeginn Spritzdauer Einspritzverlauf Anzahl der Düsenlöcher Größe und Beschaffenheit der Düseninnengeometrie Freie Strahllänge Der Verbrennungsablauf, der mit oben aufgeführten Parametern verändert werden soll, wird dabei durch folgende Größen charakterisiert: -

Anteil der vorgemischten Verbrennung Homogenisierungsgrad Lokales Luftverhältnis
v Brenndauer Verbrennungshöchstdruck Verbrennungsschwerpunkt

Als Erfolgsparameter dienen: - NOx-Emission - Partikelemission - spez. Kraftstoffverbrauch be Die oben aufgeführten Parameter beeinflussen sich gegenseitig mehr oder minder stark und rufen teilweise gegensätzliche Wirkungen hervor. Es ist daher äußerst schwierig, den Einfluss einzelner Parameter anzugeben. Um einen Eindruck der Auswirkungen einzelner Parameter auf die Schadstoffemission und den Wirkungsgrad zu vermitteln, lässt sich jedoch eine qualitative Angabe machen (Abbildung 4-63).

Kapitel 4 - Dieselmotor

114

Abbildung 4-63: Einfluss einzelner Parameter auf Emission und Wirkungsgrad

Die grau unterlegten Zeilen zeigen Parametervariationen an, die in ihrer Grundtendenz zur Partikel- und Kraftstoffverbrauchsreduktion führen. Dazu gehören die Einspritzdruck- und Düsenlochanzahlerhöhung (verbunden mit Düsenlochdurchmessererringerung) sowie die Vergrößerung der freien Strahllänge. Typisch für diese Maßnahmen bezüglich der Gemischbildung und Verbrennung sind: - ein starker Anteil der vorgemischten Verbrennung - hoher Homogenisierungsgrad durch gute Lufterfassung - relativ magere Verbrennung bei hohem lokalem Luftverhältnis - kurze Brenndauer - Verlagerung des Verbrennungsschwerpunktes nach früh Die schraffiert unterlegten Zeilen weisen Maßnahmen aus, die NOx- mindernd wirken. Hierzu gehören ein später Spritzbeginn, ein niedriger Drall und ein hohes Verdichtungsverhältnis. Bestimmende Faktoren für dieses Verhalten sind die Senkung der vorgemischten Verbrennung und die Verringerung des lokalen Luftverhältnisses. Die einzige Maßnahme, die zu einer Reduktion beider Schadstoffkomponenten führt, ist die Verkleinerung des Düsenlochdurchmessers (Wabenmuster). Durch eine zunehmende Spritzdauer ist sie als Einzelmaßnahme mit einer Erhöhung des Kraftstoffverbrauchs verbunden.

Kapitel 4 - Dieselmotor

115

Abbildung 4-64: Stand der Technik bez. NOx-PM-Trade-Off am Beispiel der EURO-Grenzwerte für Nfz-Motoren

Alle in Abbildung 4-64 aufgelisteten Einzelmaßnahmen zeigen das typische NOx-Partikelbzw. NOx-Kraftstoffverbrauch-Trade-Off-Verhalten (vgl. Abbildung 4-61). Eine Gesamtverbesserung, d.h. Senkung der Schadstoffemission bei gleich bleibendem Wirkungsgrad oder dessen geringfügiger Verschlechterung, ist nur aus einer sinnvollen Kombination einzelner Maßnahmen möglich. Abbildung 4-64, oben, zeigt diesbezüglich die Entwicklung am Beispiel von Nfz-Motoren unter Zugrundelegung der entsprechenden Grenzwerte EURO I bis III für NOx-und Partikel(PM)-Emission. Im unteren Teil des Bildes sind die entsprechenden Brennraumformen, Düsenlage usw. dargestellt. Global gesehen basiert der erreichte Stand bei der innermotorischen Reduktion der Schadstoffe auf der Verlagerung der Gemischbildungsenergie von der Luft- zur Kraftstoffseite. Die wichtigsten Aspekte bei der Umsetzung sind dabei die Erhöhung der Düsenlochanzahl bei gleichzeitiger Verringerung des Düsenlochdurchmessers und die Drallreduktion. Die Grenzen dieser Vorgehensweise werden durch das darstellbare Einspritzdruckniveau und die zugehörigen kleinstmöglichen Düsenlochdurchmesser gebildet. Die wichtigsten unkonventionellen Maßnahmen sind: - die Wassereinspritzung und - die Abgasrückführung.

Kapitel 4 - Dieselmotor

116

Wassereinspritzung Das in den Brennraum eingebrachte Wasser senkt infolge der zu seiner Verdampfung benötigten Verdampfungsenthalpie die Temperatur im Brennraum und damit die NO-Bildung. Es gibt zahlreiche Möglichkeiten, Wasser in den Brennraum einzubringen. Die vier wichtigsten sind in Abbildung 4-65 dargestellt.

Abbildung 4-65: Schematische Darstellung der vier Arten der Wassereinbringung

Im ersten Fall wird das Wasser kontinuierlich in das Luftrohr eingedüst. Im zweiten Fall wird das Wasser mit einer zweiten Einspritzdüse im Zylinderkopf direkt in den Brennraum eingespritzt. Hier ist ein komplettes zusätzliches Einspritzsystem erforderlich. Im dritten Fall wird unmittelbar vor der Kraftstoff-Einspritzpumpe eine Diesel-Wasser-Emulsion erzeugt, die ohne weitere Änderungen des Einspritzsystems in den Brennraum eingespritzt wird. Im vierten Fall wird eine Schicht Wasser an der Düsennadel während der Ladungswechselphase eingelagert. Die Schichtung ist so gestaltet, dass zuerst eine kleine Kraftstoffmenge eingespritzt wird. Anschließend erfolgt die Einspritzung des Wassers, gefolgt von der restlichen Menge Kraftstoff. NOx- und Rußemission Abbildung 4-66 zeigt die relative Änderung der NOx- und Rußemission in Abhängigkeit des Wassergehalts für konstanten Einspritzbeginn. Der Wassergehalt ist daher wie folgt definiert:

Kapitel 4 - Dieselmotor

117

Abbildung 4-66: Relative Änderung der NOx- und Rußemission in Abhängigkeit vom Wassergehalt

Das Verhalten der Wassereinbringung über das Luftrohr (Saugrohr) und bei direkter Einspritzung in den Brennraum sind zusammengefasst dargestellt, da deren Auswirkung auf die Emissionen sich kaum voneinander unterscheidet. Aus Abbildung 4-66 lassen sich folgende Aussagen ableiten: - um die gleiche relative NOx-Reduktion zu erzielen, ist mit der Diesel-Wasser- Emulsion und der geschichteten Einspritzung weniger Wasser erforderlich als mit der Luftrohreindüsung beziehungsweise direkter Brennraumeinspritzung. - bei einem Wassergehalt von 50% sinkt die Rußemission mit der Diesel-Wasser-Emulsion um 80% - bei der geschichteten Einspritzung wird die Rußemission durch die Wassereinbringung kaum beeinflusst - bei den anderen Wassereinbringungsarten ist ein geringfügiger Anstieg der Rußemission festzustellen. Er beträgt etwa 10% bei einem Wassergehalt von 50%. Die größte NOx-Reduktion kann dann erzielt wird, wenn folgende Bedingungen, erfüllt werden: - Wasser am richtigen Ort Das Wasser soll sich nur dort befinden, wo die Verbrennung stattfindet. Diese Bedingung lässt sich nur dann erfüllen, wenn Kraftstoff und Wasser gemeinsam durch ein und dieselbe Düse in den Brennraum eingespritzt werden. Die Diesel-Wasser-Emulsion und die geschichtete Einspritzung erfüllen diese Bedingung.

Kapitel 4 - Dieselmotor

118

- Wasser zur richtigen Zeit Die höchste NO-Bildung findet dort statt, wo die höchsten Temperaturen lokal vorkommen. Dies ist während der Diffusionsverbrennung der Fall, das heißt, es ist nicht erforderlich, während der gesamten Einspritzdauer des Kraftstoffs das Wasser einzubringen. Vielmehr genügt es, nach Ende des Zündverzugs mit der Wassereinspritzung anzufangen und sie bis zur Mitte der Diffusionsverbrennung aufrechtzuerhalten. Die oben genannten Bedingungen - „richtiger Ort und richtige Zeit“ - sind nur mit der geschichteten Einspritzung erfüllbar. Die Diesel-Wasser-Emulsion erfüllt zwar die Bedingung nach dem richtigen Ort, jedoch nicht die nach der richtigen Zeit, da das Wasser während der gesamten Einspritzdauer eingebracht wird. Wenn die Bedingung „richtiger Ort“ nicht erfüllt ist, wie bei den anderen beiden Wassereinbringungsarten, ist die Bedingung „richtige Zeit“ irrelevant. Betrachtet man nun den Einfluss des Wassers auf die Rußemission, so ist festzustellen, dass nur bei der Diesel-Wasser-Emulsion das Wasser rußmindernd wirkt (80% Reduktion bei 50% Wassergehalt, Abbildung 4-66). Bei allen anderen Wassereinbringungsarten einschließlich der geschichteten Einspritzung wird die Rußemission gar nicht oder negativ beeinflusst (etwa 10% Anstieg bei 50% Wassergehalt, Abbildung 4-66). Die Mechanismen, die bei der DieselWasser-Emulsion zu der starken Rußminderung führen, sind noch nicht in allen Einzelheiten geklärt. Denkbar ist eine verbesserte Gemischbildung infolge einer sehr guten Kraftstoffzerstäubung, die dadurch hervorgerufen werden könnte, dass das im Kraftstoff enthaltene Wasser den Strahl aufreißt. Eine weitere Ursache könnte eine vermehrte Nachoxidation des bereits gebildeten Rußes sein. Die Rußnachoxidation wird bekanntlich durch OH-Radikale begünstigt, die wiederum durch Wasserdissoziation entstehen. Will man nun sowohl die höchstmöglichen NOx-Reduktionsraten erzielen als auch hohe Rußminderung erreichen und dies bei zulässigen Druckanstiegsgeschwindigkeiten, müssen die Vorteile der geschichteten Einspritzung und der Diesel-Wasser-Emulsion miteinander kombiniert werden. Dies könnte dadurch realisiert werden, dass zunächst eine kleine Kraftstoffmenge zur Überwindung des Zündverzuges und dann während der optimalen Dauer eine Diesel-Wasser-Emulsion eingespritzt werden. Anschließend erfolgt die Einspritzung der restlichen Kraftstoffmenge. Abschließend lässt sich feststellen, dass bei der Umsetzung der Wassereinbringung in eine Serienlösung neben der Wirksamkeit der Schadstoffsenkung der unterschiedlichen Wassereinbringungsarten auch der entsprechende Aufwand für den jeweiligen Anwendungsfall zu berücksichtigen ist. Abgasrückführung Bei der Abgasrückführung (AGR) wird ein Teilstrom des Abgases ungekühlt oder gekühlt in den Brennraum zurückgeführt (Abbildung 4-67).

Kapitel 4 - Dieselmotor

119

Abbildung 4-67:Schematische Darstellung der Abgasrückführung

Bei Kühlung des rückgeführten Abgasstroms ist beim Dieselmotor allerdings ein Partikelfilter erforderlich, weil sich anderenfalls der Abgaskühler sehr schnell mit Rußpartikeln zusetzt. Weil die rückzuführende Abgasmenge von Leistung und Drehzahl abhängig ist, um eine bestmögliche Schadstoffreduzierung zu gewährleisten, ist bei aufgeladenen Motoren der Einsatz einer Turbine mit verstellbarem Leitapparat (VTG-Lader) sinnvoll. Die Wirkungsweise der AGR beruht auf der Vergrößerung des Restgasgehalts an der Zylinderladung (Abbildung 4-68). Man erkennt, dass ein Restgasanteil von etwa 20% die ursprünglich gebildete NOx-Masse auf etwa 1/4 reduziert.

Abbildung 4-68: Einfluss der AGR-Rate auf Maximaltemperatur und Stickoxidbildung

Kapitel 4 - Dieselmotor

120

Die AGR senkt die Temperatur im post-flame-Bereich und verringert das Zeitintervall, in dem die Temperaturschwelle von 2200 K überschritten wird. Da die Bildung von NO exponentiell von der Temperatur abhängt, wird damit die Bildungsrate von NO drastisch gesenkt. Die Temperatur im post-flame-Bereich wird aus folgenden zwei Gründen gesenkt: - Der Partialdruck von O2, d.h. der Sauerstoffgehalt der Zylinderladung, nimmt ab. Die zur Verbrennung des Kraftstoffes benötigte lokale Sauerstoffmenge ist aber konstant. Durch die Flammenfront muss deshalb eine größere Gasmasse als bei Motorbetrieb ohne AGR transportiert werden. Dieser erhöhte Massendurchsatz bei AGR führt zu einer größeren Masse im post-flame-Bereich. Bei gleicher Wärmezufuhr, näherungsweise gleicher Brennverlauf, ergeben sich damit im post-flame-Bereich niedrigere Temperaturen. - Die spezifische Wärmekapazität des rückgeführten Abgases ist größer als die von Luft. Zur temperaturabsenkenden Wirkung der AGR trägt die Absenkung des Sauerstoffgehaltes der Zylinderladung zu über 90% bei. Der Sauerstoffgehalt wird durch den rückgeführten Abgasmassenstrom abgesenkt. Er ist damit eine Funktion der AGR-Rate und des Luftverhältnisses. Damit ist auch die Absenkung der NOx-Emissionen eine Funktion der AGR-Rate und des Luftverhältnisses. Es lässt sich folgendes feststellen: - Die relative Wirkung der AGR auf die NOx-Reduktion fällt mit zunehmender AGR-Rate schwächer aus. - Motorbetriebspunkte mit kleinem
V 0 besitzen das größte NOx- Reduktionspotential. - Mit einer AGR-Rate von 20% lassen sich NOx-Reduktionsraten zwischen 40% (
V 0 = 4,0) und 80% (
V 0 = 1,6) erzielen.

Kapitel 4 - Dieselmotor

121

Abbildung 4-69: Relative Änderungen der Rußemissionen als Funktion der AGR-Rate und des Luftverhältnisses ȜV 0

Die Rußemission wird durch die AGR, welche den Sauerstoffgehalt und die Temperatur, vor allem im post-flame-Bereich, senkt, begünstigt (Abbildung 4-69). Daraus lässt sich Folgendes ableiten: - Die Wirkung der AGR auf die relative Änderung der Schwärzung fällt mit zunehmender AGR-Rate stärker aus. - Motorbetriebspunkte mit großem
V 0 haben den kleinsten Anstieg der relativen Schwärzung. - Der absolute Anstieg der Schwärzung ist abhängig vom Ausgangsniveau der Schwärzung. Mit einer AGR-Rate von 20% und
V 0 = 1,6 steigt die Schwärzung um den Faktor 4,0 an. Bei einem Ausgangsniveau der Schwärzungszahl von 0.2 bedeutet dies einen Anstieg auf SZ = 0,8. Liegt das Ausgangsniveau der Schwärzung jedoch bei 1,0, so steigt die Schwärzung auf SZ = 4,0 an. Î Ein kleines SZ0 bietet die Möglichkeit, den Anstieg der Schwärzung in Grenzen zu halten.

Kapitel 5 - Aufladung

122

5 Aufladung Ein Saugmotor saugt die Verbrennungsluft während des Ansaugtaktes über einen Luftfilter aus der Umgebung an. Im Gegensatz dazu, wird bei einem aufgeladenen Motor die Verbrennungsluft vor dem Eintritt in den Motor durch ein Aufladeaggregat verdichtet. Der gegenüber dem Saugmotor hubraumgleiche aufgeladene Motor saugt das gleiche Luftvolumen an, aber durch den höheren Druck des Arbeitsmediums gelangt eine größere Luftmasse in den Brennraum. Dadurch ergibt sich aus Sicht der Motorenentwicklung ein zusätzlicher Freiheitsgrad. Es kann bei unverändertem Luft-Kraftstoffverhältnis mehr Kraftstoff verbrannt werden, so dass die Leistung des Motors bei gleicher Drehzahl und gleichem Hubvolumen ansteigt. Eine weitere Möglichkeit ist, den Verbrennungsluftanteil zu erhöhen, so dass der Motor die gleiche Leistung abgibt, die Verbrennung aber bei anderen Luftverhältnissen abläuft, was in enger Abstimmung mit Maßnahmen zur Abgasnachbehandlung eine geringere Schadstoffemission ermöglicht. Aufgeladene Motoren sind überall dort zu finden, wo hohe Leistung bei guter Wirtschaftlichkeit gefordert ist. Gegenüber Saugmotoren mit vergleichbarer Leistung hat der aufgeladene Motor in weiten Kennfeldbereichen einen geringeren Verbrauch, da er kleiner gebaut werden kann, verbunden mit geringeren Reibungs- und Wärmeverlusten. Zudem kann der Drehmomentverlauf günstiger gestaltet werden. Durch die Aufladung von Motoren können mit kleineren Aggregaten die gleichen Leistungen erzielt werden wie mit größeren Aggregaten ohne Aufladung. Dies hat auf der einen Seite eine Verringerung der Reibungsverluste im Motor zur Folge, da kleinere Motoren meist mit weniger und zudem kleineren Lagerstellen auskommen, auf der anderen Seite werden die Ladungswechselverluste durch die Aufladung verringert. Hinzu kommt die Tatsache, dass ein kleiner Motor spezifisch höher belastet wird. Dies führt dazu, dass der Betriebspunkt des Motors in den meisten Fahrsituationen zu einem verbrauchsgünstigeren Bereich des Motorkennfeldes verschoben wird (Prinzip des Downsizing). Durch die Vorverdichtung bei Aufladung erwärmt sich die Ladeluft um bis zu 180 K. Kühlt man diese Luft in einem Ladeluftkühler bevor sie in den Brennraum gelangt, so kann die Luftdichte und damit die Leistung weiter gesteigert werden. Die Ladeluftkühlung ist eine der wenigen Maßnahmen am Verbrennungsmotor, die sich sowohl auf Leistung und Verbrauch als auch auf die Schadstoffemissionen positiv auswirkt. Das Potenzial der Aufladung lässt sich bei Ottomotoren durch die Direkteinspritzung zusätzlich erhöhen. Aufgrund der geringeren Klopfempfindlichkeit bei DI-Ottomotoren kann auch bei aufgeladenen Motoren ein vergleichsweise hohes Verdichtungsverhältnis gewählt werden. Zudem wirkt der aus der Entdrosselung resultierende höhere Luftmassendurchsatz und die Möglichkeit der positiven Ventilüberschneidung („scavenging“) dem „Turboloch“ im unteren Drehzahlbereich entgegen. Die größere Ventilüberschneidung ermöglicht außerdem eine bessere Restgasausspülung und einen höheren Luftaufwand. Durch eine gezielte variable Ladungsbewegung lässt sich darüber hinaus die Gemischhomogenisierung und Restgasverträglichkeit verbessern. Entsprechend sehen viele Hersteller in Downsizingkonzepten in Verbindung mit Direkteinspritzung großes Kraftstoffeinsparpotenzial. Abbildung 5.1 zeigt die p-V-Diagramme eines Saugmotors und eines mechanisch aufgeladenen Motors. Es ist daraus ersichtlich, dass der Kolben des aufgeladenen Motors bereits beim Füllen des Zylinders Arbeit verrichtet. Dabei wird die Energie, die das Gebläse

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auf die Frischladung überträgt, zurückgewonnen. Bei „Auslaß öffnet“ ist der Druck im Zylinder des aufgeladenen Motors höher als beim nicht aufgeladenen, und daher geht mit dem Abgas Energie verloren bzw. steht für den Motorprozess nachgeschaltete Maßnahmen (z.B. einer Abgasturbine) zur Verfügung.

Abbildung 5.1: p-V-Diagramm Saugmotor / aufgeladener Motor Grundsätzlich wird bei der Aufladung zwischen mechanisch aufgeladenen Motoren und abgasturboaufgeladenen Motoren unterschieden.

5.1

Geschichtlicher Rückblick

Maßnahmen zur Aufladung von Verbrennungsmotoren sind nahezu genauso alt wie der Verbrennungsmotor selbst. Bereits Gottlieb Daimler meldete 1885 ein Patent auf einen aufgeladenen, schnelllaufenden Ottomotor an. Auch Rudolf Diesel untersuchte Möglichkeiten den von ihm erfundenen Verbrennungsmotor mit Selbstzündung aufzuladen. Er entwickelte ein Aufladekonzept, in welchem die Luft durch die Abwärtsbewegung des Kolbes vorverdichtet wird, bevor sie in den Brennraum strömt (Abbildung 5.2).

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Abbildung 5.2: Skizze eines Aufladungskonzeptes von Rudolf Diesel Zur Aufladung des Ottomotors wurden zunächst nur mechanische Lader verwendet. Ziel war in den Anfängen der Aufladungsentwicklung (ab ca. 1920) vor allem die (kurzfristige) Leistungssteigerung des Motors für Rennwagen und sportliche Serienfahrzeuge. Die erste Blüte erlebten aufgeladene Ottomotoren allerdings nicht in Kraftfahrzeugen, sondern in Militärflugzeugen während des zweiten Weltkrieges, da die Vorverdichtung der Ansaugluft nicht nur die Leistungsfähigkeit der Maschinen erhöhte (pme bis zu 23 bar), sondern auch die maximal mögliche Flughöhe. Die Aufladung des Ottomotors mit einem Abgasturbolader wurde erstmals 1960 in einem Serienfahrzeug, dem Chevrolet Corvair, eingeführt. In Deutschland wurde erstmals 1973 von BMW im Modell 2002 turbo eine Abgasturboaufladung in einem Serienfahrzeug eingesetzt (Abbildung 5.3), dessen Fahrleistungen für die damalige Zeit beeindruckend waren und sogar die vieler Sportwagen übertrafen (Tabelle 5.1).

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Abbildung 5.3 BMW 2002 turbo Tabelle 5.1 Technische Daten des BMW 2002 turbo Zylinder Hubraum Ventile Max. Leistung Max. Drehmoment Beschleunigung 0-100 km/h Höchstgeschwindigkeit Verbrauch

4 Zylinder in Reihe 1990 cm³ 2 pro Zylinder 125 KW/ 170 PS bei 5800 min-1 240 Nm bei 4000 min-1 7,2 s 211 km/h ca. 15 l Super

Ende 1974 wurde die Produktion nach nur 1672 Exemplaren eingestellt, da das Fahrzeug in Zeiten der Ölkrise mit seinem hohen Kraftstoffverbrauch massiv in der öffentlichen und politischen Kritik stand. Bis in die 90er Jahre kam der turboaufgeladene Ottomotor nur in wenigen Serienfahrzeugen, in erster Linie Sportwagen, zum Einsatz. Im Motorsport wurde er jedoch schon früher verwendet. Speziell in der Gruppe B, welche viele Freiheitsgrade für die Entwicklung leistungsstarker und schneller Rennwagen bot, wurden für die Rallye-Weltmeisterschaft in den Jahren 1982 bis 1986 immer leistungsstärkere Motoren entwickelt. Ein Beispiel hierfür ist der Audi Sport quattro S1, welcher 1985 aus einem 5-Zylinder-Motor mit 2,1 l Hubraum, 4Ventil-Technik und Abgasturboaufladung eine Leistung von 530 PS entwickelte (Abbildung 5.4). Seine leistungsstärkste Ausbaustufe erhielt der Motor 1989 für die amerikanische IMSA GTO Rennserie. Der Motor des Audi 90 IMSA GTO erreichte ,,offiziell“ 720 PS bei 8030 min-1 und stellte bei gleicher Drehzahl ein maximales Drehmoment von 634 Nm bereit (Abbildung 5.5).

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Abbildung 5.4: Audi Sport quattro S1

Abbildung 5.5: Audi 90 IMSA GTO Seit Mitte der 90er Jahre findet die Aufladung mehr und mehr Anwendung in Serienfahrzeugen, weniger mit dem Ziel leistungsstarke „Top-Versionen“ an der Spitze der Modellpaletten hochpreisiger Fahrzeugsegmente zu positionieren, sondern vielmehr um großvolumige Motoren durch kompakte Aggregate mit geringerem Kraftstoffverbrauch, niedrigerem Schadstoffausstoß und vergleichbarer Leistung zu ersetzen (Downsizing). Hierbei kommen sowohl mechanischer Lader (Beispiel: Mercedes-Benz M111 mit Rootsgebläse, Einführung: 1996) als auch Abgasturbolader zum Einsatz (Beispiel: Audi 1,8 T, Einführung: 1994), wobei getrieben durch das größere Kraftstoffeinsparpotential der Trend verstärkt zur Nutzung der ansonsten verlorenen Abgasenergie durch einen Abgasturbolader zur Aufladung des Ottomotors geht. Im Vergleich zum Ottomotor fand die Aufladung beim Dieselmotor früher den Weg in die Serienproduktion von Kraftfahrzeugen. Nach ersten Untersuchungen von Rudolf Diesel widmete sich Alfred Büchi intensiv der Aufladung von Dieselmotoren durch Abgasturboaufladung und gilt als Begründer der Abgasturboaufladungstechnik. 1905 meldete er ein Patent auf ein Turbo-Compound-System an, in welchem das Abgas in einer Turbine entspannt wird, welche die gewonnene Energie über ein Getriebe direkt auf die Kurbelwelle überträgt. Der erste turboaufgeladene Serien-Dieselmotor wurde 1925 von MAN und Büchi vorgestellt und als Antriebsquelle für Passagierschiffe verwendet. Im Vergleich zum nichtaufgeladenen Basismotor konnte der effektive Mitteldruck um 40 % auf 11 bar erhöht werden. In den folgenden Jahrzehnten wurde die Abgasturboaufladung kontinuierlich weiterentwickelt und in (nahezu) stationär betriebenen Motoren für Kraftwerks-, Bahn- und Marineanwendungen verwendet. Mit dem OM617 A (Abbildung 5.6), einem 5-Zylinder Vorkammer-Dieselmotor (OM steht für Öl-Motor) im W116 300 SD, stellte Mercedes Benz 1978 den ersten Dieselmotor mit Abgasturboaufladung in einem Serien-PKW vor.

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Abbildung 5.6: Mercedes-Benz OM617 A Fahrzeuge mit dieser Motorvariante waren zunächst ausschließlich für den Export in die USA bestimmt, um dort den politisch reglementierten Flottenverbrauch zu reduzieren. Bis heute wurde die Abgasturboaufladung im Dieselmotor von fast allen Herstellern und in fast allen Fahrzeugkategorien in der Serie eingeführt und hat entscheidend zum Erfolg des Dieselmotors als Antriebsquelle beigetragen.

5.2

Mechanische Aufladung

Bei der mechanischen Aufladung wird die Verbrennungsluft durch einen Verdrängerlader zum Motor geleitet. Dieser wird vom Motor selbst angetrieben (Abbildung 5.7). Die erreichte Leistungssteigerung wird dabei zum Teil durch die für den Verdrängerlader erforderliche Antriebsleistung wieder aufgezehrt (je nach Motorgröße beim PKW zwischen 10 und 50 kW), womit auch der größte Nachteil dieser Auflademethode genannt sei.

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Abbildung 5.7: Prinzip der mechanischen Aufladung Besonders bei Ottomotoren ergeben sich Vorteile der mechanischen Aufladung gegenüber dem Abgasturbolader. Durch die mechanische Koppelung bietet sich die Möglichkeit zur schnellen Ladedruckerhöhung schon bei geringen Motordrehzahlen, Verbesserung der Fahrdynamik, Erhöhung des Drehmoments und Verbesserung des Ansprechverhaltens speziell beim Ottomotor. Darüber hinaus müssen die abgasführenden Teile bei einer mechanischen Aufladung nicht aus hochwarmfestem und teurem Material hergestellt werden. Die luftführenden Teile können in genügend großem Abstand zu den heißen Teilen angebracht werden. Bei der Abgasturboaufladung hingegen besteht keine mechanische Koppelung mit dem Motor. Dadurch erfolgt der Aufbau des Ladedrucks in Abhängigkeit des Abgasmassenstroms und somit des Lastzustandes ("Turboloch"). Durch eine entsprechende Abgasmenge muss zunächst die Turbine auf Drehzahl gebracht werden, bis der Verdichter Ladedruck bereitstellt. Die Abgasturbine bei der Abgasturboaufladung muss aus Wirkungsgradgründen möglichst nahe am Auspuffkrümmer angebracht werden. Das verursacht thermische Probleme für die übrigen angrenzten Motorteile und stellt große Anforderung an die Abgasabdichtungen. Die Abgasführung des Kompressormotors hingegen kann strömungs- und kostengünstig gestaltet und der Katalysator an einer optimal geeigneten Stelle angebracht werden. Der gebräuchlichste Name für mechanische Aufladeaggregate im deutschsprachigen Raum ist Kompressor oder mechanischer Lader. Im englischen Sprachraum wird primär der Begriff Supercharger oder Blower verwendet. Je nach Bauart werden unterschieden: Schraubenlader, Verdrängerlader, Strömungsverdichterlader, Drehkolbenlader und Flügellader. Für die mechanische Aufladung von Verbrennungsmotoren werden überwiegend Drehkolbenmaschinen (Verdrängerlader) in einwelliger und zweiwelliger Ausführung verwendet. Man unterscheidet zwischen außenachsigen und innenachsigen Ausführungen. In der einfachsten Form besteht der Rotor aus einem Kreiszylinder, das Gehäuse aus einem kreiszylindrischen Rohr, und das Trennelement zwischen Saugraum und Druckraum aus einem federbelasteten Flach-Schieber. Die einwellige Bauart lässt sich gut und kompakt in den Verbrennungsmotor einbauen. Der Antrieb kann auch ohne Riemen oder Zahnräder erfolgen, wenn man den Rotor direkt mit dem Kurbelwellenende antreibt. Es ist aber die zweiwellige, außenachsige, verschraubte Bauart nach Roots, die derzeit am häufigsten in Serie eingesetzt wird. Zunehmend werden auch Schraubenverdichter eingesetzt. Im Aftermarketbereich werden zusätzlich der mechanisch und elektrisch getriebene Radialverdichter und der Schraubenverdichter eingesetzt. Eine weitere Möglichkeit zur schnellen Ladedruckerhöhung schon bei geringen Motordrehzahlen, Verbesserung der

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Fahrdynamik, Erhöhung des Drehmoments und Verbesserung des Ansprechverhaltens speziell beim Ottomotor und Downsizing ist ein elektrisch angetriebener (Zusatz-) Verdichter.

5.2.1 Drehkolbenlader

Diese nach dem Erfinder des Konstruktionsprinzips als Roots-Gebläse benannten Lader haben zwei gegenläufige Rotoren, deren zwei oder drei keulenförmige "Flügel" wechselweise ineinander greifen. Dabei wird die Luft ähnlich wie bei einer Zahnradpumpe auf der einen Seite angesaugt, von den "Flügeln" an der inneren Wandung des ovalen Gehäuses entlang geschoben und auf der Gegenseite herausgedrückt (vgl. Abbildung 5.8). Die Wellen der beiden Drehkolben sind außerhalb des Gehäuses über Zahnräder verbunden. Die Kolben laufen zueinander und zum Gehäuse vollkommen berührungsfrei. Rootslader arbeiten ohne innere Verdichtung. Auf Grund ihrer Wirkungsweise arbeiten sie erst ab einer größeren Luftmenge effektiv und sind daher relativ groß und schwer. Außerdem sind sie wegen der niedrigeren Drehzahl, der geringeren thermischen und Druckbelastung und wegen des berührungsfreien Laufs wesentlich langlebiger und wirtschaftlicher in der Herstellung. Rootslader werden heute z.B. bei den Mercedes-Benz Kompressor-Modellen verwendet.

Abbildung 5.8: Prinzip des Drehkolbenladers (links) und ausgeführtes Aufladeaggregat (rechts)

5.2.2 Schraubenverdichter Der sogenannte Rotationsverdichter gehört zu den rotierenden, zweiwelligen Verdrängerverdichtern mit innerer Verdichtung. Er zeichnet sich durch einfachen Aufbau, kleine Abmessungen, geringe Masse, gleichmäßige, pulsationsfreie Förderung, ruhigen Lauf und das Fehlen von oszillierenden Massen und Steuerorganen aus. Die Schraubenverdichter sind zweiwellige Drehkolbenmaschinen, die nach dem Verdrängungsprinzip mit innerer Verdichtung arbeiten. Das Fördergas wird während des Transportes vom Saugstutzen (oben am Gehäuse angebracht) zum Druckstutzen (unten am Gehäuse angebracht) in sich stetig verkleinernden Kammern komprimiert und gefördert. Der Verdichtungsvorgang selbst wird in den Bildern 1 bis 4 in Abbildung 5.9 gezeigt.

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1. Gas strömt über eine Ansaugöffnung in den Zahnlückenraum 2. Nach Erreichen des maximalen Zahnlückenvolumens überstreichen die Zahnköpfe der Rotoren die Einlasssteuerkante. Dadurch wird der Arbeitsraum abgeschlossen, die Verdichtung beginnt. 3. Der Verdichtungsprozess dauert an, bis die Zahnköpfe die Auslassöffnungen passieren. 4. Durch das Weiterdrehen wird das Medium unter Druck ausgeschoben.

Abbildung 5.9: Verdichtungsvorgang bei einem Schraubenlader

5.2.3 Flügelzellenlader Sie arbeiten nach dem Prinzip der gleichnamigen Flüssigkeitspumpen bzw. umgekehrt wie die so genannten Luftmotoren in vielen Druckluftwerkzeugen. In einem Gehäuse mit kreisförmigem Querschnitt läuft ein exzentrisch dazu gelagerter Rotor (Abbildung 5.10). In den Rotor (2) sind ein oder mehrere, meist radial angeordnete Führungen eingearbeitet.

Abbildung 5.10: Funktionsprinzip des Flügelzellenladers In diesen Führungen sitzen die Drehschieber (3). Diese Schieber unterteilen den Raum zwischen Stator und Rotor in mehrere Kammern. Um die Abstandsänderung zwischen Rotor (2) und Stator (1) während eines Umlaufes auszugleichen, können sich die Drehschieber in den Führungen bewegen. Sie werden meist durch eine im Grund des Schlitzes angebrachte Feder (4) gegen die Innenwand des Stators gedrückt. Im Betriebszustand werden die Drehschieber (Flügel) durch die Federkraft oder Fliehkraft, mit ihren Außenkanten an die innere Gehäusewandung gedrückt und gleiten auf deren Oberfläche. Dadurch bilden sich

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zwischen benachbarten Flügeln abgeschlossene Räume, auch Zellen genannt, in denen die Luft befördert wird. Das Gehäuse besitzt je eine Eintritts- und eine Austrittsöffnung. Durch die exzentrische Lagerung werden die Zellen während der Rotation auf der Saugseite zunächst vergrößert, wodurch ein leichter Unterdruck entsteht. In Richtung der Druckseite verkleinern sie sich kontinuierlich wieder bis zur Austrittsöffnung. Dadurch wird die Luft vorkomprimiert und beschleunigt in den Ansaugtrakt des Motors geleitet. Durch einfach realisierbare Verstelleinrichtungen kann die Exzentrizität verändert und die Aufladung problemlos angepasst werden. Flügelzellenlader haben eine kleinere Leistung als Turbo- und Rootslader. Die mögliche Drehzahl ist höher als beim Rootslader, aber durch die Fliehkräfte und Reibung begrenzt. Sie sind klein, leicht und verhältnismäßig günstig zu fertigen. Da sie aber durch die Reibung der Zellenflügel einem erhöhten Verschleiß unterliegen, ist ihre Lebensdauer recht begrenzt. Aufgrund dieser Eigenschaften eignen sie sich vor allem für kleine Ottomotoren in Sportwagen.

5.3

Abgasturboaufladung

Bei der Abgasturboaufladung wird ein Teil der sonst verlorenen Abgasenergie zum Antrieb des Aufladeaggregates genutzt (Abbildung 5.11). Der Abgasturbolader (Abbildung 5.12) besteht aus zwei Strömungsmaschinen, einer Turbine und einem Verdichter, die durch eine gemeinsame Welle miteinander verbunden sind. Der Verdichter saugt die Verbrennungsluft an und führt sie dem Motor verdichtet zu. Die Turbine setzt einen Teil der Energie aus den Motorabgasen in mechanische Energie zum Antrieb des Verdichters um. Die Abgase werden durch den Strömungsquerschnitt der Turbine aufgestaut, sodass sich zwischen Eintritt und Austritt ein Druck- und Temperaturgefälle einstellt. Im Laufrad des Verdichters wird die dem Abgas entzogene Energie an die angesaugte Verbrennungsluft übertragen und teilweise in Druckenergie umgewandelt. Somit besteht eine rein thermodynamische und keine mechanische Kopplung zwischen Motor und Turbolader. Dadurch erfolgt der Aufbau des Ladedrucks in Abhängigkeit des Abgasmassenstroms und somit des Lastzustandes ("Turboloch"). Durch eine entsprechende Abgasmenge muss zunächst die Turbine auf Drehzahl gebracht werden, bis der Verdichter Ladedruck bereitstellt. Um diese Verzögerung zu Verringern und das Ansprechverhalten des Turboladers zu verbessern, werden heute Abgasturbolader mit variabler Turbinengeometrie (sog. VTG-Lader) eingesetzt und durch Wahl spezieller Werkstoffe und konstruktiver Maßnahmen die rotierenden Massen der Turbolader verringert. Bei Ottomotoren ist die Anwendung eines VTG-Laders wegen der hohen Abgastemperaturen besonders anspruchsvoll. Die Anforderungen an die Werkstoffe und entsprechend an die Fertigungsverfahren sind für die meisten Hersteller ausschlaggebende Faktoren, sich gegen die Anwendung von VTG-Ladern zur Aufladung von Ottomotoren zu entscheiden. Eine Ausnahme bildet der Sportwagenhersteller Porsche. Mit dem Porsche 911 Turbo (Modellreihe 997) wurde 2006 der erste Serien-PKW mit Benzinmotor und VTG-Lader vorgestellt. Andere Hersteller verfolgen andere Wege um die Leistungscharakteristik eines aufgeladenen Ottomotors über den gesamten Drehzahlbereich zu verbessern, z.B. die Verwendung von 2 Turboladern (Beispiel: BMW N54B30) oder die Optimierung der Baugruppe „Krümmer-Turbolader“, um gasdynamische Effekte optimal zu nutzen (Beispiel: BMW N55B30).

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Abbildung 5.11: Prinzip der Abgasturboaufladung

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Abbildung 5.12: Abgasturbolader

Aufbau des Abgasturboladers Bei den Turbinen eines Turboladers unterscheidet man Axialturbinen und Radialturbinen. Bei Axialturbinen wird das Rad ausschließlich axial durchströmt. Bei Radialturbinen erfolgt die Anströmung zentripetal, d.h. in radialer Richtung von außen nach innen, und das Ausströmen in axialer Richtung (Abbildung 5.13). Bis zu einem Raddurchmesser von ca. 160 mm werden ausschließlich Radialturbinen verwendet. Das entspricht in etwa einer Motorleistung von 1000 kW je Turbolader. Kleine Radialturbinen haben im Vergleich zu gleich großen Axialturbinen einen höheren Wirkungsgrad. In Pkw- sowie in Nutzfahrzeug- und Industriemotoren sind daher fast ausschließlich Radialturbinen zu finden. Im Folgenden wird wegen ihrer weiten Verbreitung nur noch auf die Funktionsweise der Radialturbine eingegangen. Eine solche Radial- oder auch Zentripetalturbine eines Turboladers besteht in der Regel aus dem Turbinenrad, dem Leitapparat und dem Spiralgehäuse. Die Turbine staut durch den Strömungswiderstand das Abgas des Motors auf. Im Spiralgehäuse und im Leitapparat wird ein Teil des aufgestauten Abgasdruckes in kinetische Energie umgewandelt, d.h. die Strömung wird beschleunigt und dem Turbinenrad zugeführt. Dieses konvertiert einen Teil der Energie des heißen Abgases in mechanische Energie, die über eine Welle den Verdichter antreibt. Die Turbinenleistung steigt mit zunehmendem Druckgefälle über die Turbine an. Auch bei steigender Abgastemperatur nimmt die Turbinenleistung wegen des höheren Energieinhaltes des Abgases zu.

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133

Abbildung 5.13: Schema einer Axial- und einer Radialturbine Das Betriebsverhalten von Verdichtern wird häufig durch Kennfelder beschrieben, bei denen das Druckverhältnis über dem durchgesetzten Volumen- und Massenstrom des Verdichters dargestellt ist. Der Volumen- und der Massenstrom des Verdichters werden wegen der Vergleichbarkeit auf einen bestimmten Normzustand am Verdichtereintritt bezogen. Regelung Die Nenndrehzahl eines Pkw-Dieselmotors kann bis zu 5000 min-1 betragen, die eines Ottomotors bis über 7000 min-1. Eine Turbine, die den gesamten Abgasstrom bei Nenndrehzahl schlucken würde, wäre so groß, dass der Turbolader bei niedrigen Drehzahlen nur sehr stark verzögert ansprechen würde. Bei Fahrzeugmotoren wird, wegen des besseren Fahrverhaltens, die Turbine so klein gewählt, dass genügend Ladedruck bei niedrigen Drehzahlen zur Verfügung steht und der Turbolader beim Beschleunigen schnell genug anspricht. Bei einem ungeregelten Lader wäre jetzt der Ladedruck im Nennleistungspunkt zu hoch und würde den Motor auf Dauer zerstören, oder der Lader würde mit einer unzulässig hohen Drehzahl betrieben. Deshalb wird nach dem Erreichen eines bestimmten Ladedruckes ein Teil der Abgasmenge durch einen Bypass (Wastegate) um die Turbine geleitet und der Ladedruck steigt nicht weiter an. Variable Turbinengeometrie Die variable Turbinengeometrie (VTG) ermöglicht es, den Strömungsquerschnitt der Turbine oder die Richtung der Anströmung in Abhängigkeit des Motorbetriebspunktes zu verstellen. Dadurch wird die gesamte Abgasenergie genutzt, und der Strömungsquerschnitt der Turbine kann für jeden Betriebspunkt optimal eingestellt werden. Während bei Dieselmotoren der sogenannte VTG-Turbolader als Standardaufladeaggregat etabliert ist, stellt diese Technik bei Ottomotoren wegen der deutlich höheren Abgastemperaturen eine große Herausforderung dar. Durch drehbar gelagerte Leitschaufeln zwischen dem Spiralgehäuse und dem Turbinenrad werden das Aufstauverhalten und damit die Leistung der Turbine beeinflusst. Bei niedrigen Motordrehzahlen wird durch das Schließen der Leitschaufeln der Strömungsquerschnitt verkleinert. Der Ladedruck und somit auch das Motordrehmoment steigen an. Bei hohen Motordrehzahlen wird durch das zunehmende Öffnen der Leitschaufeln der Strömungsquerschnitt vergrößert. Es stellt sich gegenüber dem ungeregelten Turbinengehäuse ein niedrigerer Ladedruck ein.

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Abbildung 5.14: Schnitt durch einen Turbolader mit variabler Turbinenschaufelgeometrie in geschlossener und geöffneter Position

Abgasturbolader mit elektrischem Antrieb Da die Förderleistung des ATL vom Abgasgegendruck abhängt, sind höhere Mitteldrücke erst bei steigender Drehzahl zu erwarten, die Motoren haben das gefürchtete ,,Turboloch". Die Entwicklung eines ATL mit verstellbarer Turbinengeometrie (VTG), führte zu einem wesentlich kleineren Turboloch. Ganz beseitigen kann man es damit jedoch nicht. Um das Turboloch völlig zu füllen, bedarf es eines motorunabhängigen Laders, der bei Leistungsanforderung durch den Fahrer innerhalb von Millisekunden zusätzlich Luft in den Motor bläst. Eine Möglichkeit stellt ein elektrischer Zusatzantrieb dar, der über das Bordnetz des Fahrzeuges versorgt wird. Dabei ist die Abtriebswelle eines Elektromotors direkt mit dem Verdichterrad verbunden. Das Verdichterrad wird somit vom Verbrennungsmotor unabhängig betrieben und ermöglicht durch das sehr schnelle Ansprechverhalten des Elektromotors einen entsprechend schnellen Ladedruckaufbau. Durch Integration eines geeigneten Elektromotors auf der Welle des Abgasturboladers, lässt sich die Aufladung elektrisch unterstützen. Die Leistung dieser Elektromotoren liegt im Bereich von 1,5 bis 2 kW. Eine technische Herausforderung dabei ist die ausreichende Abschirmung der Leistungselektronik gegen hohe Temperaturen und Schwingungen. Trotz der Erhöhung des Massenträgheitsmomentes des Laufzeugs durch die Integration des Elektromotors hat der elektrisch unterstützte Turbolader ein verbessertes transientes Verhalten in Betriebspunkten, bei denen nur ein geringer Abgasstrom zu Verfügung steht. Der vom Fahrer angeforderte Ladedruck und Mitteldruck wird mit Hilfe des Elektromotors sehr schnell aufgebaut.

5.4

Downsizing und Downspeeding

Downsizing und Downspeeding sind wirkungsvolle Maßnahmen zur Verbrauchsreduzierung und können bei geeigneter Ausführung Verbrauchseinsparungen im zweistelligen Prozentbereich erzielen. Um das Potenzial voll auszuschöpfen werden beide Maßnahmen in

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ausgeführten Fahrzeugen meist kombiniert eingesetzt. In diesem Abschnitt werden die Begriffe Downsizing und Downspeeding getrennt betrachtet, um die prinzipiellen Aspekte von Downsizing und Downspeeding zu erläutern. Downsizing Das Prinzip des Downsizings ist ein Ansatz zur Verbrauchsminderung. Im Allgemeinen versteht man unter Downsizing eine Reduzierung des Hubraums eines Motors. Bei gleicher Leistungs- bzw. Drehmomentanforderung durch den Fahrer wird der hubraumreduzierte Motor bei einem höheren effektiven Mitteldruck pme betrieben (n = konstant). (5.1) (5.2) Somit verschiebt sich in weiten Kennfeldbereichen der Betriebspunkt in einen Bereich mit geringerem spezifischem Kraftstoffverbrauch. In Abbildung 5.15 ist der Einfluss von Downsizing und Downspeeding (letzteres wird im nächsten Unterkapitel erläutert) beispielhaft in einem normierten Motorverbrauchskennfeld dargestellt.

Abbildung 5.15: Einfluss von Downsizing und Downspeeding im Motorverbrauchskennfeld Bei gleicher Leistungs- bzw. Drehmomentanforderung wird durch den verringerten Hubraum der effektive Mitteldruck pme erhöht und der Motor im für Testzyklen relevanten unteren Lastbereich in einem wirkungsgradgünstigeren Kennfeldbereich betrieben (Abbildung 5.15, Punkt 1 nach Punkt 2). Durch eine zusätzliche Änderung der Getriebeabstufung (Drehzahlabsenkung bzw. Downspeeding) ist eine weitere Verschiebung zu einem niedrigeren spezifischen Kraftstoffverbrauch möglich (Abbildung 5.15, Punkt 2 nach Punkt 3) auf die im

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folgenden Unterkapitel näher eingegangen wird. Insgesamt lässt sich durch beide Maßnahmen in einem weiten Betriebsbereich eine Verschiebung des Betriebspunktes in einen wirkungsgradgünstigeren Kennfeldbereich realisieren. Die Anhebung des Lastpunktes bei Hubraumreduzierung führt aber auch zu einer Abnahme der zur Beschleunigung verfügbaren Leistungsreserve (Abbildung 5.15, Strecke a zu Strecke c). Durch Reduktion des Fahrzeuggewichts, Reifen mit verringertem Rollwiderstand und aerodynamischen Optimierungsmaßnahmen kann das relative aber nicht das absolute Leistungsdefizit gesenkt werden. Soll ein hubraumreduzierter Motor ein zum Motor ohne Hubraumreduzierung vergleichbares Drehmoment- und Leistungsangebot bereitstellen, ist es notwendig ihn mit einem Aufladesystem zu versehen und so die die Volllastkurve zu höheren effektiven Mitteldrücken zu verschieben (Abbildung 5.15, Strecke a zu Strecke b). Während die Leistung Pe bei Reduzierung des Hubraums VH auch durch höhere Drehzahlen n wieder angehoben werden könnte (Hochdrehzahlkonzept), kann die Abnahme des Drehmoments M nur durch eine Erhöhung des effektiven Mitteldrucks pme kompensiert werden (Hochlastkonzept). Dieser wird von mehreren Faktoren beeinflusst. Der physikalische Zusammenhang soll im Folgenden am Beispiel eines Einzylindermotors in wenigen Schritten hergeleitet werden. Für die effektive Arbeit We gilt: (5.3) Sie berechnet sich aus dem Produkt von eingespritzter Kraftstoffmasse mB, dem unteren Heizwert Hu, dem indizierten und dem mechanischen Wirkungsgrad (ηi und ηmech). Die eingespritzte Kraftstoffmasse mB lässt sich dabei auch in Abhängigkeit des LuftKraftstoffverhältnisses λ, des stöchiometrischen Luftbedarfs Lst und der Luftmasse mL ausdrücken: (5.4) Des Weiteren kann die in den Zylinder eingebrachte Luft auch als Produkt der Luftdichte im Ansaugrohr ρL, des Hubvolumens VH und des Liefergrades λl,L dargestellt werden: (5.5) Durch Einsetzen der Gleichungen für die eingebrachte Luftmenge und Kraftstoffmasse in die Gleichung für die effektive Arbeit und Auflösung nach dem effektiven Mitteldruck pme ergibt sich folgender Zusammenhang: (5.6)

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wobei Hu und Lst konstant bzw. stoffabhängig sind, λ durch die Abgasnachbehandlung mittels Drei-Wege-Katalysator vorgegeben wird und ηi ,ηmech und λl,L nur gering variieren und damit als quasikonstant betrachtet werden können. Als einzige wirkungsvoll zugängliche Größe zur Erhöhung des Mitteldrucks pme bleibt somit die Dichte der einströmenden Luft ρL. Nach der idealen Gasgleichung lässt sich die Luftdichte wie folgt darstellen: (5.7) Diese Gleichung macht deutlich, dass neben einem Aufladesystem auch eine entsprechende Ladeluftkühlung nötig ist, um eine effiziente Erhöhung des effektiven Mitteldrucks pme zu erreichen. Durch die Aufladung von Motoren können mit kleineren Aggregaten die gleichen Leistungen erzielt werden wie mit vergleichbaren größeren Aggregaten ohne Aufladung. Dies hat auf der einen Seite eine Verringerung der Reibungsverluste im Motor zur Folge, da kleinere Motoren meist mit weniger und zudem kleineren Lagerstellen auskommen, auf der anderen Seite werden die Ladungswechselverluste durch die Aufladung verringert. Hinzu kommt die Tatsache, dass ein kleiner Motor spezifisch höher belastet wird. Durch eine Laststeigerung bei konstanter Drehzahl kommt es in der Regel zu einer Steigerung des effektiven Wirkungsgrades, da sich die Verluste aus Reibung und Arbeitsverfahren verringern. Dies führt dazu, dass der Betriebspunkt des Motors in den meisten Fahrsituationen zu einem verbrauchsgünstigeren Bereich des Motorkennfeldes verschoben wird. Abbildung 5.16 zeigt diesen Effekt der Verschiebung zu einer höheren spezifischen Belastung bzw. zu einem höheren effektiven Mitteldruck pme am Vergleich zwischen einem konventionellen 3 l Saugmotor und einem 2 l Motor mit Abgasturboaufladung.

Abbildung 5.16: Erhöhung der spezifischen Leistung durch Downsizing Die Betriebspunktverlagerung führt dazu, dass die mechanischen Verluste und die Verluste durch Wandwärmeübergang und Ladungswechsel verringert werden. Die Verluste durch reale Verbrennung können hingegen aufgrund der längeren Brenndauer oder spätere Zündwinkel ansteigen. Insgesamt ergeben sich gerade im Verbrauchszyklus klare Verbrauchsvorteile durch Downsizing.

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138

Downsizing führt durch das Absenken von Vh und das Erhöhen von pme zur Steigerung der spezifischen Leistung Pe/VH bzw. des spezifischen Drehmoments M/VH. Neben dem im Vergleich zum leistungsgleichen Saugmotor über große Kennfeldbereiche geringeren spezifischen Kraftstoffverbrauch bi sind dies typische Merkmale von Downsizing Motoren. Präzisierend ist zu erwähnen, dass sich der Verbrauchsvorteil im Bezug auf das Drehmoment, nicht aber auf die effektiven Mitteldrücke bezieht. Im pme-Vergleich ist der Saugmotor dem aufgeladenen Aggregat im größten Teil des Kennfeldes überlegen. Die Ursachen dafür sind: · Ein geringeres Verdichtungsverhältnis (εgeo, Turbo ≈ 9,2 ; εgeo, Saug ≈ 10,5), · Eine teilweise erhöhte Ladungswechselarbeit (Gegendruck durch Abgasturbine) · Erhöhte spezifische Reibarbeit Da an das Antriebsaggregat im Fahrbetrieb eine Drehmoment- und keine Mitteldruckanforderung gestellt wird, wird im Folgenden der Vergleich zwischen Saugmotor und aufgeladenem Motor auf Drehmomentbasis durchgeführt. Abbildung 5.17 fasst die Hauptziele zusammen.

Abbildung 5.17: Hauptziele Downsizing Die Verbrauchsabsenkung wird hauptsächlich durch geringere Motorreibung und Abnahme der Ladungswechselverluste bei Teillast erreicht. Die Reduzierung der Motorreibung resultiert aus der geringeren Zylinderzahl bzw. dem kompakteren Gesamtaggregat. Geringere Ladungswechselverluste ergeben sich aus der durch die höheren Mitteldrücke bedingten Entdrosselung des Motors. Dies lässt sich mit Hilfe einer schematischen Darstellung der Anteile der Ladungswechselverluste im Teillastbetrieb verdeutlichen (Abbildung 5.18). Abbildung 5.19 präsentiert ein typisches Verbrauchskennfeld eines Saugmotors. Dieses zeigt, dass der spezifische Kraftstoffverbrauch bi bei geringen Drehmomenten am höchsten ist. Durch das Absenken des Hubvolumens VH und die entsprechende Anhebung des effektiven Mitteldrucks pme, lässt sich dieser wirkungsgradungünstige Betriebsbereich im Fahrbetrieb umgehen. Der Vergleich zwischen dem Verbrauchskennfeld eines 1,8 l Saugmotors (Abbildung 5.19) und eines 1,4 l Turbomotors (Abbildung 5.20) zeigt an 3 Teillastbetriebspunkten beispielhaft, dass der spezifische Kraftstoffverbrauch durch Downsizing in einem speziell für den Stadtverkehr relevanten Betriebsbereich gesenkt werden

Kapitel 5 - Aufladung

139

kann. Dabei werden, um eine Vergleichbarkeit zu gewährleisten, bewusst Betriebspunkte gleichen Drehmoments gegenübergestellt.

Abbildung 5.18 Schematische Darstellung der Anteile der Ladungswechselverluste im Teillastbetrieb eines 4-Takt Ottomotors

Kapitel 5 - Aufladung

140

Abbildung 5.19 Verbrauchskennfeld eines 1,8 l Saugmotors

Abbildung 5.20 Verbrauchskennfeld eines 1,4 l Turbomotors Das Kraftstoffeinsparpotenzial durch Downsizing hängt stark vom so genannten „Downsizingfaktor“ (DSF) ab: (5.8) Dabei wird vorausgesetzt, dass der aufgeladene Motor in Punkto Nennleistung und max. Drehmoment mit der Saugvariante vergleichbar ist. Neben dem Downsizingfaktor wird in der Literatur auch der „Downsizing-Grad“ DS verwendet. Diese Kenngröße dient ebenfalls dem Vergleich verschiedener Motoren und ist abhängig von der gewählten Bezugsgröße (z.B. Motor 1) und der Vergleichsbasis (Hubraum, Leistung, Drehmoment). Ein Beispiel soll die Anwendung dieser relativen Kenngröße verdeutlichen. Ein Motor bietet nach Hubraumreduzierung und Aufladung das gleiche maximale Drehmoment wie das ursprüngliche Modell. Dann gilt für den Downsizing-Grad DS,Mmax: (5.9) Um durch Downsizing einen Verbrauchsvorteil zu erreichen, muss ein gewisser Downsizingfaktor überschritten werden, da unter Anderem der Wirkungsgradverlust durch das bei Turbomotoren geringere Verdichtungsverhältnis ε auszugleichen ist. Durch den Austausch des dargestellten 1,8 l Saugmotors durch einen 1,4 l Turbomotor (DSF = 1,28) konnte bereits ein Verbrauchsvorteil von 7 % im NEFZ erreicht werden. Mittels Anpassung

Kapitel 5 - Aufladung

141

des Getriebes (größere Spreizung, Downspeeding) ist sogar eine Kraftstoffersparnis von 11 % möglich. Zur Verbrauchseinsparung stellt das Downsizing eine entscheidende Technologie speziell für Ottomotoren dar. Hierbei ist es allerdings wichtig, dass der gesamte Antriebstrang betrachtet wird, damit die Charakteristik des Gesamtfahrzeugs hinsichtlich Fahrbarkeit, Ansprechverhalten, Komfort und Akustik den Kundenwünschen entspricht und damit eine entsprechende Kundenakzeptanz erreicht werden kann. Beispiele für Downsizing-Motoren mit Benzin-Direkteinspritzung in der Serienproduktion sind der VW 1,4 TSI und der Mercedes C180 CGI. Beide erreichen Leistungswerte, die mit denen hubraumgrößerer Motoren vergleichbar sind. Beim VW Motor werden mechanische Aufladung und Abgasturbolader kombiniert. Trotz des kleinen Hubraums kann ein schneller Ladedruckaufbau aus niedrigen Drehzahlen über den mechanischen Lader realisiert werden. Der Vierzylinder-Motor des Mercedes entspricht in seinen Leistungsdaten etwa dem Sechszylinderaggregat. Downspeeding Als Downspeeding wird allgemein die Absenkung der Motordrehzahl durch eine geänderte Gesamtgetriebeübersetzung des Fahrzeuges bezeichnet. Durch eine verbrauchsoptimierte Antriebsübersetzung können dabei ähnliche Verbrauchsverbesserungen erreicht werden wie durch eine Hubraumreduzierung. Durch das höhere Leistungs- und Mitteldruckniveau von aufgeladenen Motoren lässt sich eine Verlagerung des Betriebspunktes hin zu niedrigeren Drehzahlen und höheren Lasten realisieren. Dies bedeutet, dass der Motor in einem verbrauchsgünstigeren Kennfeldbereich betrieben werden kann. Downspeeding-Konzepte sind in der Regel mit einem Downsizing-Konzept verbunden, wobei sich diese Kombination besonders gut für Ottomotoren mit Direkteinspritzung und Aufladung eignen. In Abbildung 5.21 ist der Zusammenhang zwischen Hubraumreduzierung, Drehzahlabsenkung und Verbrauchspotenzial dargestellt. Eine Verbrauchseinsparung von 15 % kann beispielsweise über eine Reduzierung des Hubraums von 2,0 auf 1,4 Liter und einer Drehzahlabsenkung um ca. 400 min-1 erzielt werden. Die gleiche Verbrauchsreduzierung kann auch alleine über eine Reduzierung der Drehzahl um ca. 650 min-1 erreicht werden. Wird die Reduzierung des Verbrauchs zum größten Teil nur über die Absenkung der Drehzahl realisiert, so wird oft auch von einer „Verdieselung“ des Fahrzeugs gesprochen. Ein Vergleich zwischen einem Ottomotor mit Direkteinspritzung und Downsizingkonzept (Hochlast-Turboaufladung), einem konventionellen Saugmotor mit Direkteinspritzung und einem Motor mit Hochdrehzahlkonzept und Saugrohreinspritzung ist in Abbildung 5.21 dargestellt. Es ist deutlich zu erkennen, dass das Downsizingkonzept durch die Lastpunktverschiebung hin zu höheren Drehmomenten und niedrigeren Drehzahlen eine erhebliche Verbrauchseinsparung im gesamten Kennfeld erzielt.

Kapitel 5 - Aufladung

142 Basis: 2,0lt ´Saugmotor 1470kg - 70 [km/h], 2000 "Verdieselung"

2,0

-5%

1,8

1,6 0% 1,4

Downsizingfaktor 0,7

Drehzahlabsenkung 5%

1,2 1200

20% 1400

15%

10%

1800 1600 2000 Motordrehzahl [1/min]

2200

2400

Abbildung 5.21: Downsizing/Downspeeding – Hubraumreduktion und Drehzahlabsenkung

Abbildung 5.22: Vergleich zwischen Downsizing-Motor, Saugmotor und Hochdrehzahlkonzept Ein wichtiger Punkt um die Akzeptanz solcher Konzepte beim Kunden sicher zu stellen, ist die Realisierung eines guten Ansprechverhaltens. Daher muss die Auslegung des Turboladers in Richtung Anfahr- und Dynamikverhalten erfolgen. Darüber hinaus ist bei der Auslegung solcher Konzepte auch die komfortrelevante Minimaldrehzahlen zu beachten. In der Praxis lässt sich bei optimaler Auslegung eines Motors mit Downspeeding eine Verbrauchsreduzierung von ca. 10 % erzielen.

Kapitel 6 - Abgasgesetzgebung

6

143

Abgasgesetzgebung 6.1

Bedeutung der Schadstoffe

Jeder Verbrennungsvorgang ist eine Oxidation mit Sauerstoff. In der Regel werden bei Motoren Kraftstoffe eingesetzt, die aus Kohlenwasserstoffen bestehen. Wird ein Kohlenwasserstoffmolekül vollständig verbrannt, so entstehen im Idealfall nur Kohlendioxid und Wasser. Für die Methanoxidation z. B. gilt: CH4 + 2 O2 Ÿ CO2 + 2 H2O

(6.1)

Im Motorenabgas sind neben diesen Komponenten zusätzlich die Schadstoffkomponenten • • • • • • •

Kohlenmonoxid (CO), unverbrannte Kohlenwasserstoffe (HC), Stickoxide (NOx), Partikel einschließlich Ruß, vorwiegend bei Motoren mit Direkteinspritzung, Schwefeldioxid (SO2) (durch schwefelhaltigen Kraftstoff), Bleiverbindungen bei Verwendung bleihaltiger Kraftstoffe und Aldehyde (H-C-O-Verbindungen)

enthalten. Gesetzlich limitiert sind CO, HC, NOx und die Partikelemissionen. Kraftstoffe enthalten heute praktisch kein Blei mehr und werden in Deutschland seit 2003 schwefelfrei, d.h. der Schwefelgehalt beträgt weniger als 10 ppm, hergestellt. Die wesentlichen im Motorenabgas enthaltenen Komponenten haben folgende Wirkungen: Kohlenmonoxid: Wird an das Hämoglobin im Blut gebunden: Erstickungsgefahr. Unverbrannte Kohlenwasserstoffe: Schleimhautreizung und teilweise kanzerogene Wirkung (Aromaten) Stickstoffmonoxid: Bewirkt eine Veränderung der Lungenfunktion und ist schleimhautreizend. In der Atmosphäre besteht die Gefahr der Bildung von Salpetersäure. Stickstoffdioxid: Wirkt bereits bei geringen Konzentrationen als Lungenreizgas, ist gewebeschädigend und schleimhautreizend. Ebenso wie bei Stickstoffmonoxid besteht die Gefahr von Säurebildung. Partikel: Partikel sind teilweise lungengängig und bilden eine Gefahr durch Anlagerung gesundheitsgefährdender Substanzen. Neuere Erkenntnisse zeigen, dass auch der Rußkern kanzerogene Wirkung haben kann. Kohlendioxid:

Kapitel 6 - Abgasgesetzgebung

144

Kohlendioxid hat in der bei motorischem Betrieb vorliegenden Konzentration keine direkten Auswirkungen auf den Menschen, trägt jedoch indirekt durch Veränderung der Atmosphäre (Treibhauseffekt) zur langfristigen Umweltschäden bei.

6.2

Vorschriften zur Emissionsbegrenzung

Die in den einzelnen Ländern geltenden Abgasgrenzwerte sind durch spezifische Messverfahren und verschiedene Testzyklen nicht vergleichbar. Zur Abgasmessung und zum Teil zur Verbrauchsbestimmung von fabrikneuen Fahrzeugen im Rahmen der Typprüfung werden eine Vielzahl von Testprozeduren angewendet. Für Pkw sind die wichtigsten Verfahren: • • •

US-Prozedur FTP-75 und US-Highway mit den Zusätzen SC03 (Klimaanlage) und US06 (aggressive Fahrweise) Neuer Europäischer Fahrzyklus (NEFZ) Japanischer 10/15-Mode Heißtest und 11-Mode Kalttest, sowie der JC08-Zyklus

6.2.1

Testzyklen

Der zurzeit im EG-Raum vorgeschriebene Testzyklus ist der „Neue Europäische Fahrzyklus“ (NEFZ) engl. auch: NEDC (New European Driving Cycle), auch MVEG (Motor Vehicle Emissions Group) genannt (Abbildung 6-1). In diesem Zyklus müssen die Fahrzeughersteller nachweisen, dass ihre Fahrzeuge die vorgeschriebenen Abgasnormen (derzeit Euro 5) erfüllen.

Geschwindigkeit [km/h]

Teil 1 (ECE)

Teil 2 (EUDC)

Testlänge: 11,007 km Testdauer: 1180 s mittl. Geschw.: 33,6 km/h max. Geschw.: 120 km/h

120 100 80 60

Beginn der Probenahme mit Motorstart

40 20 0 195

195

195

195

1180

Zeit [s]

Abbildung 6-1: Europa-Testzyklus NEFZ

Dieser Zyklus gliedert sich in einen Stadtzyklus (Teil 1) und in einen außerstädtischen Fahrzyklus (Teil 2). Teil 1 wird, ausgehend von einem Kaltstart, viermal durchfahren. Der Stadtzyklus enthält extrem hohe Leerlauf-Zeitanteile (31 %) und Schiebebetrieb. Die mittlere Fahrgeschwindigkeit beträgt nur 19 km/h. Seit der Einführung der Stufe EU 3 im Jahr 2000 entfallen die ersten 40 Sekunden Leerlauf im Testzyklus, d. h. die Messungen der Emissionen beginnen direkt nach dem Start. Seit 1992 gilt zusätzlich der Teil 2 (EUDC = Extra Urban Driving Cycle), bei dem Geschwindigkeiten bis zu 120 km/h vorkommen. Dieser 2. Teil berücksichtigt den Betrieb auf Landstraßen und Autobahnen und wird nur einmal durchfahren.

Kapitel 6 - Abgasgesetzgebung

145

In Abbildung 6-2 ist beispielhaft für ein modernes Fahrzeug der Mittelklasse mit Dieselmotor und Automatikgetriebe dargestellt, in welchen Bereichen des Kennfelds der Motor im NEFZTestzyklus betrieben wird. Man erkennt, dass sich der Fahrzyklus größtenteils im unteren Drehzahl- und Lastbereich bewegt, mit hohen Anteilen im Leerlauf und Schiebebetrieb (wegen Teil 1). 500

Drehmoment [Nm]

400

300

200 Betriebspunkte im NEFZ

100

0 0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

Drehzahl [1/min]

Abbildung 6-2: NEFZ-Testzyklus im Kennfeld

Das bedeutet, dass lediglich das Emissionsverhalten in diesem Betriebsbereich des Motors gesetzlich limitiert ist. Alle anderen Kennfeldbereiche könnten nach anderen Kriterien ausgelegt werden, was jedoch nicht dem Sinn der gesetzlichen Regelungen entspricht. Das aktuelle Testverfahren in den USA ist der FTP-75 (Federal-Test-Procedure). Es wird für die Zertifizierung der Emissionen bei PKWs angewandt (Abbildung 6-3). Testlänge: Zykluslänge: Testdauer: mittl. Zyklusgeschwindigkeit: max. Geschw.:

11,04 Meilen, 17,77 km 7,5 Meilen (UDDS), 12,07 km 1874 s 19,68 mph (31,67 km/h) 56,7 mph (91,2 km/h) in der 240. Sekunde

Geschwindigkeit [mph]

60 50 40 30 20 10 0 0

200

400

0 – 505 s = kalte Übergangsphase

600

800

1000

1200

506 - 1372 s = stabilisierende Phase

1373 – 1877 s = warme Übergangsphase

Abbildung 6-3: FTP-75-Zyklus

1400

Zeit [s]

Kapitel 6 - Abgasgesetzgebung

146

Die Anteile an Gleichlauf (Stationärfahrt) und Leerlauf (17,9 %) sind deutlich geringer, die Anteile für Beschleunigung und Verzögerung dementsprechend größer als beim NEFZ. Seit dem Modelljahr 2000 müssen Fahrzeuge im Rahmen der Typprüfung zwei zusätzliche Zyklen durchfahren, die so genannten Supplemental Federal Test Procedures (SFTP). Der US 06-Zyklus stellt dabei eine aggressive Fahrweise dar. 90

US 06

Geschwindigkeit [mph]

80 70 60 50

SC 03

40 30 20 10 0 0

100

200

300

400

500

600

Zeit [s]

Abbildung 6-4: US 06 und SC 03 Fahrzyklus

Des Weiteren existiert in den USA der Highway Fuel Economy Driving Schedule (HWFET), auch US-Highway genannt (Abbildung 6-5). Er berücksichtigt die Überlandfahrt und geht in die Berechnung des Fahrzeugverbrauchs (fuel economy) ein 70

Testlänge: (16,45 km)

Geschwindigkeit [mph]

60 50

10,22

Meilen

Testdauer: 765 s

40

mittl. Zyklusgeschwindigkeit: 48,1 mph (77,4 km/h)

30 20

max. Geschw.: 59,91 mph (96,4 km/h) in der 423. Sekunde

10 0 0

200

400

600

800 Zeit [s]

Abbildung 6-5: Highway Fuel Economy Driving Schedule (US-Highway)

Die Auswertung der Schadstoffanteile im Abgas erfolgt heute sowohl beim Europa-Test als auch beim FTP-75-Test nach dem CVS-Meßverfahren (Constant-Volume-Sampling) auf einem Rollenprüfstand. Während der Prüfung werden die Auspuffgase des Fahrzeugs verdünnt und eine entsprechende Probe in Beuteln gesammelt, Abbildung 6-6.

Kapitel 6 - Abgasgesetzgebung

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 ct s ht

147

Bremse Schwungmasse Abgas Luftfilter Verdünnungsluft Kühler Proben-VenturiDüse Gastemperatur Druck Venturi-Düse Gebläse Sammelbeutel Drehkolbengebläse zum Auslass Rollen Analysegerät Umschaltventile Abgase der Übergangsphase Abgase der stabilisierten Phase Abgase des Heißtests

Abbildung 6-6: Rollenprüfstand mit CVS-Anlage: a) US-Federal-Test (hier mit Venturi-Anlage) und b) Europa-Test (hier mit Drehkolbengebläse)

6.2.2

Abgasgesetzgebung - Europa

Die weitere Verschärfung der Grenzwerte zunächst mit den Euro 1- (ab 1. Juli 1992) und Euro 2- (ab 1. Januar 1996) Standards und die steuerlichen Anreize führten dazu, dass ab ca. 1990 fast alle Fahrzeuge mit Ottomotor mit geregeltem Drei-Wege-Katalysator ausgerüstet wurden. Am 1. Januar 2005 trat der Euro 4-Standard in Kraft. Die Grenzwerte für den Euro 5-Standard gelten seit dem 1.9.2009 für die Typzulassung. Die Stufe Euro 6 soll ab dem 1.9.2014 in Kraft treten. Eine Übersicht der Abgasgrenzwerte für PKW ist Tabelle 6.1 dargestellt.

Kapitel 6 - Abgasgesetzgebung

148

Tabelle 6.1: EU-Emissionsgrenzwerte für PKW in g/km

PKW mit Benzinmotor

Euro 1 Euro 2 Euro 3 Euro 4 Euro 5 Euro 6

Typprüfung ab 1992 ab 1996 ab 2000 ab 2005 ab 2009 ab 2014

CO 3.16 2.20 2.30 1.00 1.00 1.00

HC 0.2 0.1 0.1 0.1

HC+NOx 1.13 0.50 -

NOx 0.15 0.08 0.06 0.06

PM 0.0051 0.0052

CO 3.16 1.00 0.64 0.50 0.50 0.50

HC -

HC+NOx 1.13 0.90 0.56 0.30 0.23 0.17

NOx 0.50 0.25 0.18 0.08

PM 0.180 0.100 0.050 0.025 0.005 0.005

PKW mit Dieselmotor

Euro 1 Euro 2 Euro 3 Euro 4 Euro 5 Euro 6

Typprüfung ab 1992 ab 1996 ab 2000 ab 2005 ab 2009 ab 2014

Die beiden folgenden Abbildungen zeigen die relative Abnahme der Schadstoffgrenzwerte von Euro 1 bis Euro 6. HC+NOx

100%

1.13 Neuer Test: Probeentnahme mit Motorstart

75% 0.50

50%

0.35 25% 0%

CO

100%

Euro 1 3.16

75%

Euro 2

Euro 3

2.20

2.30

0.18

0.16

0.16

Euro 4

Euro 5

Euro 6

1.00

1.00

1.00

Euro 4

Euro 5

Euro 6

50% 25% 0%

Euro 1

Euro 2

Euro 3

Abbildung 6-7: Reduzierung der Schadstoffgrenzwerte für Benzinmotoren (Werte in g/km)

1

Grenzwert gilt nur bei benzinbetriebenen Fahrzeugen mit Direkteinspritzung und Schichtladung 2 zusätzlich wird die Partikelanzahl begrenzt

Kapitel 6 - Abgasgesetzgebung

HC+NOx

149

100%

1.13 0.90

75% 0.56

50%

0.30

25% 0%

Partikel

100%

Euro 1 0.180

Euro 2

Euro 3

Euro 4

0.23

Euro 5

0.17 Euro 6

75% 0.100 50% 0.050

25% 0%

0.025 Euro 1

Euro 2

Euro 3

Euro 4

0.005

0.005

Euro 5

Euro 6

Abbildung 6-8: Reduzierung der Schadstoffgrenzwerte für Dieselmotoren (Werte in g/km)

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

7

150

Abgasnachbehandlung 7.1

Ottomotormotor

Abgasnachbehandlung bei stöchiometrischem Betrieb Bei der Nachbehandlung der Abgase von Ottomotoren mit stöchiometrischem Betrieb stellt der Dreiwege-Katalysator die derzeit wirkungsvollste Maßnahme dar, die limitierten Abgaskomponenten entscheidend zu reduzieren. Bei dieser Katalysatortechnik hängt die Konvertierung, d.h. die Umsetzung der Abgaskomponenten außer von der Temperatur überwiegend von der katalytischen Wirkung der eingesetzten Materialien sowie vom Luft-KraftstoffVerhältnis ab. Zur Einleitung einer chemischen Reaktion, die die Umsetzung einer bestimmten Abgaskomponente bewirkt, ist es notwendig, eine gewisse Energieschwelle (Aktivierungsenergie) zu überschreiten. Die Wirkungsweise eines Katalysators beruht darauf, diese Energieschwelle für die Einleitung von Oxidationsvorgängen (HC, CO) und Reduktionsvorgängen (NOx) herabzusetzen. Der Dreiwege-Katalysator hat die Eigenschaft, alle drei Komponenten HC, CO und NOx gleichzeitig in hohem Maße zu verringern. Es bedarf jedoch eines aufwendigen Regelsystems (λ-Regelung), um optimale Ergebnisse der Abgasreinigung zu erzielen (Fehler! Verweisquelle konnte nicht gefunden werden.). Motorsteuergerät Lambda-Sonde

Gemischbildner

Motor

Katalysator

Abbildung 7-1: Schema für die Regelung des Dreiwege-Katalysators

Die λ-Regelung erfolgt mit einer im Abgasstrang angeordneten λ-Sonde. In Abhängigkeit des Luft-Kraftstoff-Verhältnisses der vorangegangenen Arbeitszyklen stellt sich an der λ-Sonde eine bestimmte Sondenspannung ein, die vom elektronischen Steuergerät abgegriffen wird. Dort wird die Sondenspannung mit dem Sollwert verglichen und gegebenenfalls die Kraftstoffmenge über die Einspritzdauer korrigiert. Abbildung 7-2 zeigt eine λ-Sonde, die heute bei Ottomotoren mit Dreiwege-Katalysator in Serie eingesetzt wird. Außerdem ist die Spannungskennlinie einer λ-Sonde dargestellt. Es handelt sich um eine Sauerstoffsonde aus Zirkoniumdioxid (ZrO2). Die Sonde ist so in das Abgasrohr eingebaut, dass die äußere Platinschicht auf dem ZrO2 vom Abgas umspült wird, während die innere Platinschicht mit Umgebungsluft in Verbindung steht. Die ZrO2-Keramik wird ab ca. 300 °C für Sauerstoff-Ionen leitend. Dadurch entsteht bei unterschiedlichen Sauerstoffanteilen zwischen den beiden Grenzflächen eine elektrische Spannung. Die im Abgas vorhandenen Sauerstoffkonzentrationen hängen in starkem Maße vom Luft-Kraftstoff-Verhältnis ab, so dass sich im Bereich λ = 1 ein sprunghafter Verlauf der Sondenspannung ergibt.

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

151

Anschlusskabel

Schutzhülle planares Sensorelement keramisches Stützrohr Sondengehäuse keramisches Dichtpaket Schutzrohr

a: fettes Gemisch (Luftmangel) b: mageres Gemisch (Luftüberschuss)

Abbildung 7-2: λ-Sonde

Durch die Regelung im Bereich λ = 1 ist es möglich, im Katalysator sowohl Oxidationsreaktionen (CO, HC, H2 zu CO2, H2O) als auch Reduktionsreaktionen (NOx zu N2, H2O, CO2) ablaufen zu lassen. Bei Luftüberschuss laufen die Oxidationsreaktionen deutlich besser ab als die Reduktionsreaktionen, bei Luftmangel ist dies umgekehrt. Das Konvertierungsverhalten eines Katalysators ist folglich nur in einem engen Bereich um λ = 1 auf einem für alle Abgaskomponenten zufrieden stellenden Niveau, siehe Abbildung 7-3. Die λ-Regelung sorgt dafür, dass stets eine hohe Konvertierungsrate aller drei Komponenten gewährleistet ist. 100

Konvertierungsgrad [%]

90 NOx CO HC

80 70 60 50 40 30 20 10 0 0.96

0.98

1.00 λ [-]

1.02

1.04

Abbildung 7-3: Konvertierungsverhalten eines Dreiwege-Katalysators als Funktion des LuftKraftstoff-Verhältnisses

Ein Katalysator besteht im Wesentlichen aus vier Hauptteilen:

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung 1. 2. 3. 4.

152

Trägermaterial (Keramik oder Metall) Zwischenschicht (auch Wash-Coat genannt) katalytisch aktive Schicht Lagerung und Verpackung

Abbildung 7-4 zeigt den Aufbau eines Katalysators. Ein wabenförmiger, mit feinen Kanälen versehener Trägerkörper (Monolith) wird über Quellmatten oder Stahlgestrick fest in einem Stahlgehäuse gehalten.

Abbildung 7-4: Unterbodenkatalysator

Um die Oberfläche zu vergrößern wird auf den dünnen Wänden des Trägers eine poröse Zwischenschicht, der Wash-Coat, aufgebracht. Diese ist mit katalytischem Material (Platin Pt, Rhodium Rh und Palladium Pd) beschichtet (Abbildung 7-5). Zwischenschicht (Wash Coat) Träger Katalyse:

Träger

Beschichtung

katalytisches Material (z.B. Pt / Rh)

Abbildung 7-5: Katalysator-Aufbau

Probleme bei der Anwendung von Katalysatoren sind: • • • • •

Nachlassen der Wirksamkeit durch Vergiften (Blei) Thermische Alterung durch Überhitzen Alterung des λ-Sensors Aufwärmzeit nach dem Kaltstart bis zum Beginn der Wirksamkeit (ab ca. 175 °C) Erhöhter Abgasgegendruck

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

153

• Entstehung unerwünschter Nebenprodukte (z. B. Ammoniak NH3, Vermeidung durch Materialwahl) • Einsatz seltener Metalle (Kosten, Verfügbarkeit) • Aufwendiges Gemischregelsystem • Notwendigkeit unverbleiten Benzins Der Katalysator sollte möglichst schnell seine Betriebstemperatur erreichen, um einen hohen Konvertierungsgrad der Schadstoffe zu gewährleisten. So entstehen beispielsweise mehr als 90 % der gesamten HC-Emissionen im NEFZ-Test während des Starts und der Katalysatorheizphase, Abbildung 7-6.

HC-Konzentration HC kumuliert Vist

0

300

600

900

1200

Zeit [s] Abbildung 7-6: HC-Emissionen eines Fahrzeugs mit Ottomotor im NEFZ

Aufgrund von Kondensationseffekten des eingebrachten Kraftstoffs und mangelnder Gemischaufbereitung muss beim Kaltstart mehr Kraftstoff eingespritzt werden, als für eine stöchiometrische Verbrennung notwendig wäre. Diese Kraftstoffanreicherung bedingt einen Anstieg der unverbrannten Kohlenwasserstoffe, da der Katalysator seine Betriebstemperatur noch nicht erreicht hat. Eine Möglichkeit, die Kraftstoffanreicherung relativ gering zu halten, besteht in der Durchführung eines Schichtstarts. Hierbei wird, wie bei Ladungsschichtung, erst gegen Ende des Kompressionstakts Kraftstoff direkt in den Brennraum eingespritzt. Durch den vergleichsweise hohen Gegendruck im Zylinder während der Einspritzung ist die Strahleindringtiefe relativ gering. Dadurch kann die Wandanlagerung verringert werden. Darüber hinaus ist gegen Ende des Kompressionstakts die Brennraumoberfläche deutlich geringer als während des Saughubs, wodurch die Wandanlagerung ebenfalls reduziert wird. Gegenüber der Saughubeinspritzung liegen während der Kompressionshubeinspritzung höhere Temperaturen im Brennraum vor. Dies wirkt sich positiv auf die Gemischbildung aus, wodurch die Kaltstartanreicherung ebenfalls verringert werden kann. In Abbildung 7-7 ist die reale Umsetzung eines Schichtstarts dargestellt. Zunächst wird der Motor vom Starter auf eine Drehzahl von ca. 230 min-1 geschleppt. Während der ersten Umdrehung komprimiert der Motor nur Luft. Anschließend wird im Kompressionshub eingespritzt und gezündet. Dies wird aus dem Verlauf der Zylinderdruckkurven ersichtlich. Der Motor ist während des Schichtstarts weitgehend entdrosselt.

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

154

ignition # 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Verbrennung Nr.

0,92 0,88 0,84

ca. 0,3s Einspritzung Zylinder 4

360

720

1080

1440

1800

2000 1750 1500 1250 1000 750 500 250 0 2160

-1

0,96

80 70 60 50 40 30 20 10 0 0

Drehzahl [min ]

1

Zylinderdruck [bar]

Saugrohrdruck [bar]

cylinder Zylinder Nr.# 4 8 6 3 7 2 1 5 4 8 6 3 7 2 1 5 4 8 6 3

Kurbelwinkel [°KW] Abbildung 7-7: Umsetzung des Schichtstartkonzepts an einem realen Motor

Abgasnachbehandlung bei magerem Gemisch (Direkteinspritzung) Der Variationsbereich des Verbrennungsluftverhältnisses beim Ottomotor mit Direkteinspritzung - zwischen überstöchiometrischem Betrieb (
> 4) im ungedrosselten oder teilgedrosselten Teillastbetrieb und stöchiometrischem bzw. sogar unterstöchiometrischem Betrieb in der Volllast - stellt hohe Anforderungen an die Abgasnachbehandlung. Die niedrigen Abgastemperaturen, insbesondere im niedrigen Teillastbetrieb, erschweren die Abgasnachbehandlung. Durch den hohen Anteil von Sauerstoff während der mageren Betriebsphasen lassen sich unverbrannte Kohlenwasserstoffe und Kohlenmonoxid leicht oxidieren, die Reduktion von Stickoxiden lässt sich hingegen kaum durchführen. Bei mager betriebenen Ottomotoren wird deswegen ein NOx-Speicherkatalysator eingesetzt, dessen prinzipielle Funktionsweise in Abbildung 7-8 dargestellt ist. BaCO BaCO33++NO NO22↔ ↔ Ba(NO Ba(NO33)2)2++CO CO22

NOx-Speichermedium BaCO3 SOx zeigt chem. ähnliches Verhalten wie NOX zusätzlich im Washcoat enthalten BaSO4 jedoch thermisch stabiler

Temperaturfenster: 250 - 450°C

dauerhafte Belegung der NOx-Speicherplätze Vergiftung

Abbildung 7-8: Prinzipieller Reduktionsmechanismus des NOx-Speicherkatalysators

Im mageren Betriebszustand wird an den Platinpartikeln des Katalysators NOx zu NO2 oxidiert und in Form von Nitrat (NO3) durch die in den Washcoat des Katalysatorsystems eingebrachten basischen Speicherkomponenten (hier Barium) absorbiert. Spätestens wenn die

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

155

NOx-Speicherkapazität erschöpft ist, muss eine Regenerationsphase erfolgen, die durch einen kurzzeitigen Betrieb bei
< 1 eingeleitet wird. Das gespeicherte NOx wird freigesetzt. In einer Redoxreaktion wird es mit den durch vorübergehend fetten Betrieb vorhandenen Abgaskomponenten HC und CO zu Stickstoff (N2) reduziert. Das Anfetten des Gemisches wird in bestimmten Intervallen durch das Motormanagement herbeigeführt. In Abbildung 7-9 ist das Abgasnachbehandlungssystem eines Magermotors dargestellt. Der Motor kann mit Ladungsschichtung betrieben werden. Eine hohe HC-Konvertierung und die Abgasreinigung im stöchiometrischen Betrieb werden durch einen motornahen 3-Wege-Katalysator erreicht. Stromabwärts ist ein NOx-Speicher-Katalysator mit zugehörigem NOx-Sensor integriert. Abbildung 7-10 zeigt die Betriebsweise eines NOx-Speicherkatalysators.

Abbildung 7-9: Abgaskonzept für einen Magermotor

Magerphase Stickoxid-Speicherung Fettphase Stickoxid-Regeneration

Luftverhältnis

Speicherung

1

Regeneration Zeit

Stickoxide (NOx) Weitere Abgaskomponenten Gereinigte Abgaskomponenten

Abbildung 7-10: Betriebsweise eines NOx-Speicherkatalysators

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

156

Abbildung 7-11 zeigt die Beladung des NOx-Speicherkatalysators sowie dessen Regeneration während des NEFZ für einen Serienmotor (Daimler M272 DE35).

Abbildung 7-11: Beladung des NOx-Speicherkatalysators während des NEFZ (Daimler M272 DE 35)

7.2

Dieselmotoren

Im Gegensatz zu Ottomotoren werden Dieselmotoren mit einem deutlichen Luftüberschuss, im Mittel mit
v 1,7 betrieben. Deshalb kann ein Drei-Wege-Katalysator oder ein Reduktionskatalysator zur Verringerung von NOx bei Dieselmotoren nicht eingesetzt werden. Edelmetallkatalysatoren in der Abgasanlage vermindern lediglich die HC- Emission und die an den Rußpartikeln angelagerten polyzyklischen Kohlenwasserstoffe. Die wesentlichen Schadstoffe im Abgas von Dieselmotoren sind jedoch NOx und Ruß bzw. Partikel. Zur Reduktion der NOx-Emission wurden spezielle katalytische Reduktionsverfahren und zur Verringerung der Rußemission Dieselpartikelfilter entwickelt. Die entsprechenden Verfahren und Systeme werden im Folgenden kurz beschrieben. Selektive katalytische Reduktion Bei den selektiven katalytischen Reduktionen, auch SCR-Verfahren genannt, wird ein Reduktionsmittel in das sauerstoffhaltige Abgas des Dieselmotors eingedüst, wobei entweder Ammoniak (NH3) oder Harnstoff ((CO(NH2)2)) verwendet wird. Reduktion mit Ammoniak Dieses sog. DENOX-Verfahren wird heute bei stationären Dieselmotoranlagen bereits serienmäßig eingesetzt. Die Anlage besteht aus einem Dieselpartikelfilter, einem AbgasWärmetauscher, dem NH3-Eindüsungssystem, dem eigentlichen SCR-Katalysator und einem nachgeschalteten Oxidationskatalysator. Abbildung 7-1 zeigt eine Prinzipskizze der Anlage.

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

157

Abbildung 7-12: Prinzipskizze einer SCR-Anlage für stationäre Dieselmotoren

Die NO-Reduktion erfolgt im Reduktions-Katalysator nach folgendem Bruttoreaktionsmechanismus: (1)

4 NO + 4 NH3 + O2 → 4 N2 + 6 H2 O,

(2)

6 NO2 + 8 NH3

→ 7 N2 + 12 H2 O.

Zur Oxidation des unvermeidlichen NH3 -Schlupfes muss ein Oxidations-Katalysator, in dem die Bruttoreduktionsreaktion (3)

4 NH3 + 3 O2

→ 2 N2 + 6 H2 O

abläuft, dem Reduktions-Katalysator nachgeschaltet werden. Die Temperatur des OxidationsKatalysators darf dabei nicht zu hoch sein, weil sonst das NH3 selbst oxidiert und wieder NO und NO2 entsprechend der Reaktion (4)

4 NH3 + 5 O2

entstehen können.

→ 4 NO + 6 H2 O

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

158

Wegen der extrem hohen Giftigkeit von Ammoniak (Atemnot, Panikgefahr) ist das DENOXVerfahren für Fahrzeuge nicht geeignet. Dafür wurde speziell das nachfolgend beschriebene Reduktionsverfahren entwickelt. Reduktion mit Harnstoff Bei diesem sog. SINOX-Verfahren wird zunächst Harnstoff durch Thermolyse in Ammoniak (NH3 ) und Isocyansäure (HNCO) zerlegt, und anschließend wird NO durch einen nachgeschalteten SCR-Katalysator reduziert. Bei diesem Verfahren ist ein OxidationsKatalysator nicht zwingend erforderlich, wird aber in der Regel verwendet. Partikelfilter Partikelfilter sind meist regenerierbare Rußfilter, bei denen der Ruß durch Diffusions- und Adsorptions-Vorgänge im Filterpaket zunächst gespeichert und anschließend in bestimmten Zeitintervallen abgebrannt wird. Als Partikelfilter kommen grundsätzlich in Betracht: keramische Monolithe (Abbildung 7.13), keramisches Garn (Wickelkerze), keramische Fasergestricke, elektrostatische Rußfilter, Sintermetallfilter und Stahlwolle. Zum Regenerieren wird in der Regel die Temperatur des Partikelfilters drastisch angehoben. Dies kann prinzipiell durch einen vorgeschalteten zusätzlichen Kraftstoff-Brenner, durch elektrische Heizspiralen im Filter oder durch Anhebung der Abgastemperatur durch motorische Maßnahmen geschehen. Partikelfilter müssen einen hohen Abscheidegrad (bis zu 95%) für organische Bestandteile (Ruß), aber einen niedrigen (unter 30%) für nichtorganische Bestandteile haben. Die Lebensdauerproblematik infolge thermischer Ermüdung und Verstopfung durch Asche sowie die Kostenfrage sind noch nicht zufriedenstellend gelöst.

Abbildung 7.13: Aufbau und Funktionsweise eines keramischen Filtermonolithen

Das CRT-System Das CRT-System (Continuously Regenerating Trap) ist eine Kombination eines sehr aktiven Oxidationskatalysators mit einem nachgeschalteten Partikelfilter (Abbildung 7-14).

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

159

Abbildung 7-14:Funktionsprinzip eines CRT-Systems

Der Oxidationskatalysator oxidiert neben HC und CO auch ein Teil des NO zu NO2 , welches im nachgeschalteten Partikelfilter als Oxidationsmittel für die angelagerten Partikel fungiert. Dieses Abgasnachbehandlungssystem kann die Abgaskomponenten HC, CO und Partikel um über 90% senken. Voraussetzung für die Funktion des CRT-Systems ist die Verwendung vom schwefelarmen (S < 50 ppm) oder schwefelfreien Dieselkraftstoff (S < 10 ppm). Das SCRT-System Eine vielversprechende Lösung ist eine Kombination der CRT- und SCR-Technologien. Dieses ist als SCRT-System bekannt. Das SCRT-System (SCR + CRT) beinhaltet ein CRTSystem und einen nachgeschalteten SCR-Katalysator (Abbildung 7-15).

Kapitel 7 - Abgasnachbehandlung

160

Abbildung 7-15: Funktionsprinzip eines SCRT-Systems

Abbildung 7-16: Auswirkung verschiedener Maßnahmen zur NOx- und Partikelreduktion (qualitativ)

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

161

8. Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren 8.1 Variabler Ventiltrieb (VVT) Die Verringerung der Ladungswechselverluste stellt eines der größten Verbesserungspotentiale zur Verbrauchsreduzierung drosselgesteuerter Motoren dar. Aus diesem Grund werden seit ca. 20 Jahren variable Ventilsteuerungen mit unterschiedlichen Konzepten entwickelt. Es lassen sich folgende Variationen der Ventilerhebungskurve unterscheiden: • Variation der Phasenlage, • Variation der Ventilhubhöhe, • Variation der Ventilöffnungsdauer. Systeme, die eine Variation der Phasenlage zulassen (Abbildung 8-1), haben sich schon länger auf dem Markt etabliert und lassen sich im Vergleich zu den anderen Variationsmöglichkeiten einfach realisieren. Verändert wird bei diesen Systemen die Position der Nockenwelle relativ zur Position der Kurbelwelle; der Ventilhubverlauf und der Maximalhub bleiben erhalten. 10 9

UT

UT 180°

OT

180°

8

Ventilhub [mm]

7 6

Auslassventil

5

Einlassventil

4 3 2 1 0 280

180

90

0

90

180

280

Kurbelwinkel [°KW]

Abbildung 8-1: Variation der Phasenlage des Einlassventilhubes; BMW-VANOS rechts

Ein bekanntes System zur Ventilhubumschaltung ist VarioCam Plus von Porsche (Abbildung 8-2). Hierbei kann über schaltbare Tassenstößel der Einlassventilhub zwischen 11 mm und 3,6 mm umgeschaltet werden. Zusätzlich besitzt das System eine kontinuierliche Einlassnockenwellen-Verstellung.

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

162

Ventilhub [mm] 42°KW 11

42°KW 3,6

OT

UT

Abbildung 8-2: VarioCam Plus von Porsche

Die größte Flexibilität erreicht man mit einem vollvariablen Ventilsteuerungssystem, bei dem Öffnungsdauer, Phasenlage und Ventilhub variiert werden können. Die Mengenregelung erfolgt durch entsprechend angepasste Dauer der Ventilöffnung. 10 9

UT 180°

UT 180°

OT

8

Ventilhub [mm]

7 6 5 4

Auslassventil

3

Einlassventil

2 1 0 280

180

90

0

90

φ1

180

280

φ2

Kurbelwinkel [°KW]

Abbildung 8-3: Variation der Ventilöffnungsdauer bei elektro-mechanisch variablem Ventiltrieb

Sensor

Aktuatorregelung

Aktuator

ECU Energieversorgung

Abbildung 8-4: links: EMVT-Gesamtsystem; rechts: Anordnung der Ventilpakete im 4V-Motor

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

163

Der Nutzen der drosselfreien Laststeuerung lässt sich besonders gut mit einem p-V-Diagramm für die Ladungswechselarbeit erklären. Grundsätzlich gibt es verschiedene Möglichkeiten der Prozessführung, um den gewünschten Effekt der Leistungsregelung verlustfrei durchzuführen (Abbildung 8-5) Drosselsteuerung

Früher Einlass Schluss

Später Einlass Schluss

Abbildung 8-5: Darstellung der Drosselverluste im p-V-Diagramm beim konventionellen Ventiltrieb sowie beim mechanisch und elektromechanisch vollvariablen Ventiltrieb

Der konventionelle Ottomotor arbeitet im Teillastbereich und im Leerlauf mit hohen Ladungswechselverlusten. Dies lässt sich mit dem durch die Kolbenbewegung im Saughub verursachten Unterdruck im Saugrohr begründen.. Der Unterdruck im Saugrohr wird üblicherweise mit der Drosselklappe reguliert und hängt von der Last ab. Die im p-VDiagramm von der Ladungswechselschleife eingeschlossene Fläche stellt die Ladungswechselarbeit dar. Ziel einer vollvariablen Ventilsteuerung ist es, unter Verzicht auf die Drosselklappe die Frischluft- bzw. Gemischmasse durch den Ventilhub einzustellen. Ein Beispiel für die mechanisch variable Ventilsteuerung ist die "Valvetronic" von BMW. (Abbildung 8-6).

Exzenterwelle Rückstellfeder Nockenwelle Zwischenhebel

Abbildung 8-6: Aufbau der Valvetronic von BMW

Abbildung 8-7 zeigt den Verlauf des Ventilhubes bei verschieden Teillastpunkten und Volllast. Die Lastregelung des Motors erfolgt durch verschieben von ES. Abbildung 8-8 zeigt Ladungswechselverluste bei Teillast im p,V-Diagramm für einen konventionellen Ventiltrieb und die Valvetronic.

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

Teillast

Volllast

Hub

360 °

164

AÖ

EÖ AS

ES

ij

Abbildung 8-7: BMW Valvetronic: Ventilhubkurven bei Volllast und verschiedenen Teillastpunkten

V

V

p

Valvetronic

konventionell

p

Abbildung 8-8: BMW Valvetronic: Reduzierung der Ladungswechselverluste

8.2 Downsizing und Downspeeding Downsizing Das Prinzip des Downsizings ist ein Ansatz zur Verbrauchsminderung. Im Allgemeinen versteht man unter Downsizing eine Reduzierung des Hubraums eines Motors. Dabei wird der Betriebspunkt des Motors im Kennfeld in Richtung höherer Mitteldrücke verschoben, um die gewünschte Leistung zu erzielen. Durch die Aufladung von Motoren können mit kleineren Aggregaten die gleichen Leistungen erzielt werden wie mit vergleichbaren größeren Aggregaten ohne Aufladung. Dies hat auf der einen Seite eine Verringerung der Reibungsverluste im Motor zur Folge, da kleinere Motoren meist mit weniger und zudem kleineren Lagerstellen auskommen, auf der anderen Seite werden die Ladungswechselverluste durch die Aufladung verringert. Hinzu kommt die Tatsache, dass ein kleiner Motor spezifisch höher belastet wird. Durch eine Laststeigerung bei konstanter Drehzahl kommt es in der Regel zu einer Steigerung des effektiven Wirkungsgrades, da sich die Verluste aus Reibung und Arbeitsverfahren verringern. Dies führt dazu, dass der Betriebspunkt des Motors in den meisten Fahrsituationen zu einem verbrauchsgünstigeren Bereich des Motorkennfeldes

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

165

verschoben wird. Abbildung 8-9 zeigt diesen Effekt der Verschiebung zu einer höheren spezifischen Belastung bzw. zu einem höheren effektiven Mitteldruck pme.

boosting

Abbildung 8-9: Erhöhung der spezifischen Leistung durch Downsizing

Downspeeding Als Downspeeding wird allgemein die Absenkung der Motordrehzahl durch eine geänderte Gesamtübersetzung des Fahrzeuges bezeichnet. Durch eine verbrauchsoptimierte Antriebsübersetzung können dabei ähnliche Verbrauchsverbesserungen erreicht werden wie durch eine Hubraumreduzierung. Durch das höhere Leistungs- und Mitteldruckniveau von aufgeladenen Motoren lässt sich eine Verlagerung des Betriebspunktes hin zu niedrigeren Drehzahlen und höheren Lasten realisieren. In Abbildung 8-10 ist der Zusammenhang zwischen Hubraumreduzierung, Drehzahlabsenkung und Verbrauchspotenzial dargestellt. Basis: 2,0lt ´Saugmotor 1470kg - 70 [km/h], 2000 "Verdieselung"

2,0

-5%

1,8

1,6 0% 1,4

Downsizingfaktor 0,7

Drehzahlabsenkung 5%

1,2 1200

20% 1400

15%

10%

1800 1600 2000 Motordrehzahl [1/min]

2200

2400

Abbildung 8-10: Downsizing/Downspeeding – Hubraumreduktion und Drehzahlabsenkung

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

166

8.3 Aufladung Ein Saugmotor saugt die Verbrennungsluft während des Ansaugtaktes über ein Luftfilter aus der Umgebung an. Im Gegensatz dazu, wird bei einem aufgeladenen Motor die Verbrennungsluft vor dem Eintritt in den Motor durch ein Aufladeaggregat verdichtet. Luftund Kraftstoffmasse steigen, so dass die Leistung des Motors bei gleicher Drehzahl und gleichem Hubvolumen ansteigt.

7.3.1 Mechanische Aufladung Bei der mechanischen Aufladung wird die Verbrennungsluft durch einen Verdrängerlader zum Motor geleitet. Dieser wird vom Motor selbst angetrieben (Abbildung 8-11). Die erreichte Leistungssteigerung wird dabei zum Teil durch die für den Verdrängerlader erforderliche Antriebsleistung wieder aufgezehrt (je nach Motorgröße beim PKW zwischen 10 und 15 kW), womit auch der größte Nachteil dieser Auflademethode genannt sei.

Abbildung 8-11: Prinzip der mechanischen Aufladung

Besonders bei Ottomotoren ergeben sich Vorteile der mechanischen Aufladung gegenüber dem Abgasturbolader. Durch die mechanische Koppelung bietet sich die Möglichkeit zur schnellen Ladedruckerhöhung schon bei geringen Motordrehzahlen, Verbesserung der Fahrdynamik, Erhöhung des Drehmoments und Verbesserung des Ansprechverhaltens speziell beim Ottomotor. Der gebräuchlichste Name für mechanische Aufladeaggregate im deutschsprachigen Raum ist Kompressor oder mechanischer Lader 7.3.2 Abgasturboaufladung Bei der Abgasturboaufladung wird ein Teil der sonst verlorenen Abgasenergie zum Antrieb des Aufladeaggregates genutzt (Abbildung 8-12). Der Abgasturbolader (Abbildung 8-13) besteht aus zwei Strömungsmaschinen, einer Turbine und einem Verdichter, die durch eine gemeinsame Welle miteinander verbunden sind. Der Verdichter saugt die Verbrennungsluft an und führt sie dem Motor verdichtet zu. Die Turbine setzt einen Teil der Energie aus den Motorabgasen in mechanische Energie zum Antrieb des Verdichters um. Somit besteht eine rein thermodynamische und keine mechanische Kopplung zwischen Motor und Turbolader. Dadurch erfolgt der Aufbau des Ladedrucks in Abhängigkeit des Abgasmassenstroms und somit des Lastzustandes ("Turboloch").

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

Abbildung 8-12: Prinzip der Abgasturboaufladung

167

Abbildung 8-13: Abgasturbolader

Regelung Die Nenndrehzahl eines Pkw-Dieselmotors kann bis zu 5000 Umdrehungen pro Minute betragen, die eines Ottomotors bis über 7000 min-1. Eine Turbine, die den gesamten Abgasstrom bei Nenndrehzahl schlucken würde, wäre so groß, dass der Turbolader bei niedrigen Drehzahlen nur sehr stark verzögert ansprechen würde. Variable Turbinengeometrie Die variable Turbinengeometrie (VTG) ermöglicht es, den Strömungsquerschnitt der Turbine oder die Richtung der Anströmung in Abhängigkeit des Motorbetriebspunktes zu verstellen. Dadurch wird die gesamte Abgasenergie genutzt, und der Strömungsquerschnitt der Turbine kann für jeden Betriebspunkt optimal eingestellt werden. Während bei Dieselmotoren der sogenannte VTG-Turbolader als Standartaufladeaggregat etabliert ist, stellt diese Technik bei Ottomotoren wegen der hohen Abgastemperaturen eine große Herausforderung dar.

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

168

Abbildung 8-14: Schnitt durch einen Turbolader mit variabler Turbinenschaufelgeometrie in geschlossener und geöffneter Position

8.4 Benzin-Direkteinspritzung Für Ottomotoren mit Direkteinspritzung existieren zwei verschieden Betriebsarten. Bei Leerlauf und unterer Teillast wird die Ladung geschichtet (Schichtbetrieb). Der Kraftstoff wird während des Kompressionshubes in den Brennraum gespritzt. Dabei wird versucht, im Bereich der Zündkerze zum Zündzeitpunkt einen möglichst kleinen Bereich zündfähigen Gemisches zu erhalten. Im restlichen Kennfeldbereich wird der Motor mit homogener Zylinderladung durch Einspritzung in den Saughub betrieben. 7.4.1 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch Da die Darstellung eines stabilen Schichtladungsbetriebs im Teillastbereich äußerst schwierig ist, wird aktuell intensiv an der Benzindirekteinspritzung mit homogener Gemischbildung entwickelt. Dabei wird der Kraftstoff bereits sehr früh, Abbildung 8-15, während des Ansaugvorgangs direkt in den Brennraum eingespritzt. Dadurch ist es möglich, auch bei hohen Drehzahlen ausreichend Zeit für die Gemischbildung und Gemischhomogenisierung zu nutzen.

Abbildung 8-15: Kraftstoffeinspritzung in den Saughub

Das Konzept der homogenen Direkteinspritzung wird zunehmend auch mit Aufladung kombiniert, um einerseits die Vorteile der Benzin-Direkteinspritzung im hohen Lastbereich (Brennraumkühlung durch Krafstoffverdampfung und damit verringerte Klopfneigung und

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

169

höhere Ladungsdichte) gegenüber der Saugrohreinspritzung zu nutzen und andererseits die spezifische Leistung durch die Aufladung bei gleichzeitiger Verkleinerung der Motoren (Downsizing) zu erhöhen. Dies hat den Vorteil, dass dadurch Reibleistung reduziert wird, wodurch sich der Kraftstoffverbrauch um bis zu 10 % gegenüber einem Vergleichsmotor mit Saugrohreinspritzung ohne Aufladung und gleicher Leistung reduzieren lässt.

Abbildung 8-16: Differenzdruck am Einlassventil bei Saugrohr- und bei Direkteinspritzung; pu Umgebungsdruck; pZ Zylinderdruck; pV Druckreduzierung durch Verdampfung

7.4.2 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch Um die Betriebsart Ladungsschichtung in einem Ottomotor mit Direkteinspritzung zu realisieren, gibt es verschiedene Möglichkeiten der Kraftstoffeinbringung und der damit verbundenen Gemischbildung. Aus der Betrachtung der verschiedenen Konzepte ergeben sich somit in ihren Eigenschaften der Kraftstoffführung von der Einspritzdüse zur Zündkerze grundsätzlich drei Gemischbildungsverfahren, Abbildung 8-17.

Abbildung 8-17: Einteilung der Brennverfahren für Ottomotoren mit Direkteinspritzung

Wandgeführte Brennverfahren •

Die Schichtlademotoren der ersten Generation arbeiten nach dem wandgeführten Brennverfahren. Gekennzeichnet sind diese Verfahren durch einen relativ großen räumlichen Abstand zwischen Zündkerze und Einspritzventil. Der

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

170

Gemischbildungsprozess und der Gemischtransport zur Zündkerze erfolgen über eine Wechselwirkung von Einspritzstrahl und Brennraumwand. Meist wird das Kraftstoffspray durch gezielte Ausformung der Kolbenoberfläche, unterstützt von einer Drall- oder Tumbleströmung, an die Zündkerze geführt. Luftgeführte Brennverfahren Rein luftgeführte Brennverfahren existieren in der Serie nicht, da sie äußerst schwer realisierbar sind. Strahlgeführte Brennverfahren Strahlgeführte Brennverfahren (auch Verfahren der 2. Generation genannt) sind durch die räumliche Nähe von Zündkerze und Einspritzventil gekennzeichnet. Bei diesem Brennverfahren vermischt sich der eingespritzte Kraftstoffstrahl durch aerodynamische Effekte mit der umgebenden Luft. Die Schichtungsgradienten sind dadurch sehr groß, d.h. im Strahlkern existiert ein sehr fettes Gemisch und zum Strahlrand hin nimmt der Luftüberschuss stark zu. Zwischen diesen Zonen liegt eine Zone mit zündfähigem Gemisch. Die Zündkerze muss, dem Grundsatz der Direkteinspritzung bei Ottomotoren folgend, daher so angeordnet sein, dass in allen Betriebspunkten zum Zündzeitpunkt zündfähiges Gemisch im Bereich der Zündelektroden vorliegt.

Abbildung 8-18: Schichtbereich und Verbrauchspotenzial im Kennfeld, Direkteinspritzung im Schichtbetrieb gegenüber Saugrohreinspritzung und Ȝ=1-Betrieb

8.5 Homogene Kompressionszündung Eine weitere Möglichkeit zur Verringerung des Schadstoffausstoßes und des Kraftstoffverbrauches im unteren Teillastbereich erhofft man sich aus der Nutzung der Selbstzündung von homogen vorgemischten Zylinderladungen (HCCI-Verfahren Homogeneous Charge Compression Ignition = Homogene Kompressionszündung oder auch CAI - Controlled Auto Ignition). Die Hauptvorteile der homogenen Verbrennung liegen in der Möglichkeit der Ausdehnung des Luftverhältnisses zündfähiger, homogener Gemische bis weit über die bisherigen Magergrenzen hinaus, sowie in der niedrigen Verbrennungstemperatur, die aus der mageren

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

171

Verbrennung resultiert und zu sehr geringen NOx-Rohemissionen führt. Durch die Homogenisierung wird vor allem bei Dieselmotoren auch der Rußausstoß drastisch gesenkt. Durch den hohen Inertgasanteil, werden Ottomotoren annähernd drosselfrei betrieben, was zu einer Steigerung des Wirkungsgrades führt. Durch den Wegfall der Fremdzündung, entfällt auch eine direkte Einflussnahme auf den Zündzeitpunkt, der indirekt durch die mit heißem Restgas zugeführte Energiemenge festgelegt wird. Die Regelung des Zündzeitpunktes im HCCI-Betrieb stellt eine große Herausforderung dar (Abbildung 8-19).

Kontrolle Verbrennungslage

Beeinflussung des zeitlichen Temperaturverlaufes im Gemisch

• • • • • •

Variation Ansauglufttemperatur Variation Einspritzzeitpunkt (DE) Variation des Einspritzdruckes Variable Ventilsteuerzeiten Variable Verdichtung Abgasrückführung/-haltung

Beeinflussung der Selbstzündungsneigung des Gemisches

• Verwendung von Kraftstoffblends mit variabler Zündwilligkeit • Verwendung von Additiven • Beeinflussung der Homogenisierung (DE-Mehrfacheinspritzung) • Abgasrückführung/-haltung (aktive Radikale)

Abbildung 8-20: Möglichkeiten zur Kontrolle der Verbrennungslage beim HCCI-Verfahren

8.6 Moderne Konzepte bei Dieselmotoren Dieselmotoren mit Direkteinspritzung haben den höchsten thermischen Wirkungsgrad aller Verbrennungskraftmaschinen überhaupt. Allerdings besitzen sie einen relativ hohen Schadstoffausstoß, besonders von Partikeln und Stickoxiden. Ziel der Optimierung des dieselmotorischen Prozesses muss neben dem Schutz der Umwelt auch ein sparsamer Umgang mit den immer knapper werdenden Ressourcen sein. So sind die aktuellen Entwicklungsschwerpunkte bei Dieselmotoren hauptsächlich durch zwei wichtige Ziele geprägt: • Einhaltung zukünftiger Emissionsvorschriften • Weitere Verbrauchsreduzierung Einer der wichtigsten Einflussfaktoren ist die Kraftstoffeinspritzung. So muss das Einspritzdüsendesign (Lockzahl- und Durchmesser, Spraywinkel und Richtung), Einspritzdruck, Einspritzbeginn und –dauer aufeinander abgestimmt werden. Weitere Möglichkeiten zur Reduzierung der Rohemissionen sind kennfeldgesteuerte Abgasrückführung (gekühlt), Wassereinspirtzung (bei Schiffsdieseln) oder frühes schließen des Einlassventils (Miller-Cycle). Beim Miller-Cycle wird die Zylinderladung durch die Expansion nach dem frühen ES abgekühlt und die Verdichtung beginnt auf einem niedrigeren Temperaturniveau. Um eine identische Zylinderfüllung wie mit konventionellen Ventilsteuerzeiten zu erhalten, ist eine Erhöhung des Ladedrucks notwendig. Um beides, Ruß- und NOx-Emissionen, gleichzeitig zu reduzieren, ist eine geschickte Kombination verschiedener Maßnahmen notwendig. Der bedeutendste Einflussfaktor ist

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

172

gleichwohl die Kraftstoffeinspritzung. Moderne und flexible Einspritzsysteme bieten das Potential einer gleichzeitigen Reduktion der Ruß- und Stickoxidrohemissionen. Mehrfacheinspritzung und Einspritzverlaufsformung Moderne Einspritzsysteme bieten eine große Zahl an Freiheitsgraden bei der Kraftstoffeinspritzung. So wird heutzutage häufig eine Mehrfacheinspritzstrategie angewandt, die aus Vor-, Haupt-, und Nacheinspritzung bestehen kann (Abbildung 8-21).

Zylinderdruck

ohne VE mit VE

Kurbelwinkel

Abbildung 8-21: Mehrfacheinspritzung

Voreinspritzung Die Menge an eingespritztem Kraftstoff während der Zündverzugszeit bestimmt die Intensität des Dieselschlages. Je mehr Diesel während der vorgemischten Verbrennung umgesetzt wird, desto höher ist der anfängliche Temperaturanstieg im Brennraum sowie die Stickoxidbildung in der frühen Phase der Verbrennung. Durch eine Vorkonditionierung des Brennraums mittels einer kleinen Kraftstoffmenge, die vor der eigentlichen Haupteinspritzung eingespritzt wird, lässt sich der Zündverzug reduzieren. Dadurch kommt es zu einem verminderten Druckgradienten und die NOx-Bildung bleibt während der vorgemischten Verbrennung gering. Auf diese Weise kann sogar ein wirkungsgradoptimaler früherer Beginn der Haupteinspritzung und Verbrennung realisiert werden. Durch die Voreinspritzung steigt in der Regel die Rußenstehung besonders bei Teillast leicht an, was aber durch eine Nacheinspritzung kompensierbar ist. Durch eine doppelte Voreinspritzung lässt sich der ungewünschte Dieselschlag besonders stark reduzieren.

Haupteinspitzung Die in den Brennraum während der Haupteinspritzung eingebrachte Kraftstoffmasse bestimmt das vom Dieselmotor abgegebene Drehmoment. Die benötigte Kraftstoffmenge hängt als vom Betriebspunkt des Motors ab. Die Variation der Einspritzrate über der Zeit wird Einspritzverlaufsformung genannt. In Abbildung 8-21 sind drei Beispiele für den Verlauf der

Kapitel 8 – Aktuelle Entwicklungen im Bereich Verbrennungsmotoren

173

Haupteinspritzung gezeigt. Durch die Rampe oder das Boot-Profil wird die während der frühen Phase der Verbrennung eingespritzte Kraftstoffmenge gering gehalten. Die so verringerte Wärmefreisetzung reduziert die NOx-Bildung am Anfang der Verbrennung. Durch die hohen Einspritzdrücke und die daraus resultierende verbesserte Gemischbildung am Ende der Verbrennung wird die Oxidation des gebildeten Rußes unterstützt. Somit ist eine gleichzeitige Verringerung der NOx- und Partikelemissionen möglich. Durch eine Verlagerung der Verbrennung nach spät sinkt jedoch der thermische Wirkungsgrad des Prozesses.

Nacheinspritzung Es wird zwischen einer frühen und einer späten Nacheinspritzung unterschieden. Bei der späten Nacheinspritzung wird Gegensatz zur Vor- und Haupteinspritzung der Kraftstoff nicht verbrannt, sondern durch Restwärme im Zylinder verdampft. Der Kraftstoff im Abgas dient als Reduktionsmittel für die Stickoxide in geeigneten NOx-Katalysatoren. Die frühe Nacheinspritzung folgt direkt auf die Haupteinspritzung und ist eine Methode zur Reduzierung der Rußemissionen. Durch die kurze Unterbrechung der Einspritzung können sich die teilweise verbrannten Zonen in Düsennähe mit Luft mischen. Durch eine kurze Nacheinspritzung einer kleinen Kraftstoffmenge mit hohem Druck wird eine gute Gemischbildung und eine Erhöhung der Temperatur in der späten Verbrennungsphase erreicht. Auf diese Weise wird eine effektive Oxidation des entstandenen Rußes realisiert, ohne dass es durch einen zu hohen Temperaturanstieg zu vermehrter Stickoxidbildung kommt. Räumlich getrennte Vor- und Haupteinspritzung Eine neue Einspritzstrategie trennt die Vor- und Haupteinspritzung nicht nur zeitlich trennt, wie dies bei konventioneller Einspritzung der Fall ist, sondern auch räumlich. Das heißt, der Kraftstoff aus der Voreinspritzung wird in einen anderen Brennraumbereich eingespritzt als der Kraftstoff aus der Haupteinspritzung. Dadurch wird eine Interaktion zwischen der Flamme, die bereits durch die Voreinspritzung im Brennraum vorhanden ist, und den noch flüssigen Kraftstofftropfen aus der Haupteinspritzung weitestgehend vermieden. Außerdem wird dadurch das lokale Luft-Kraftstoffverhältnis für die Haupteinspritzung erhöht und der Sauerstoffüberschuss, der bei einer dieselmotorischen Verbrennung im Brennraumzentrum vorhanden ist, kann besser für die Rußoxidation ausgenutzt werden (Abbildung 8-22).



Haupteinspritzung

Voreinspritzung

Abbildung 8-22: Prinzip der getrennten Vor- und Haupteinspritzung

Kapitel 9 - Alternative Kraftstoffe

174

9. Alternative Kraftstoffe Getrieben durch einen weltweit stetig steigenden Energiebedarf werden neue Reserven an fossilen Energieträgern gesucht. Für Verbrennungsmotoren sind Erdöl und Erdgas die wichtigsten fossilen Energieträger. Deren Reserven und jährliche Förderung sind in Abbildung 9-1 dargestellt. Allerdings sind fossile Energieträger endlich und sorgen bei ihrer Verbrennung für CO2-Emissionen, wodurch auf das Klima negativ Einfluss genommen wird. Anstelle von Kraftstoffen aus Erdöl oder Erdgas können auch so genannte Alternativkraftstoffe in Motoren verwendet werden. Zu den bekanntesten Alternativkraftstoffen zählen Kraftstoffe aus Kohle (ebenfalls fossil, aber längere Verfügbarkeit) und die nichtfossilen Kraftstoffe, wie Methanol (CH3OH), Ethanol (C2H5OH), Methan (CH4), Pflanzenöl und Wasserstoff.

Abbildung 9-1: Reserven und Förderung an Erdöl (oben) und Erdgas (unten)

Die Gewinnung der verschiedenen Alternativkraftstoffe erfolgt häufig durch Vergasung oder durch Auspressen und Weiterverarbeiten einer Biomasse. Die Hauptvorteile nichtfossiler Alternativkraftstoffe sind neben der nahezu unbegrenzten Verfügbarkeit der geschlossene CO2-Kreislauf und die verbrauchsnahe Erzeugung des Energieträgers auf lokalen, teilweise ungenutzten Flächen (vgl. Tabelle 9.1). Pflanzen benötigen für ihr Wachstum CO2. Bei der Verbrennung dieser Pflanzen wird dieselbe Menge CO2 freigesetzt, wie sie während des

Kapitel 9 - Alternative Kraftstoffe

175

Wachstums der Atmosphäre entzogen wird. Allerdings sind diese Kraftstoffe, ebenso wie Wasserstoff, nur dann CO2-neutral, wenn die zur Herstellung benötigte Energie aus regenerativen Energiequellen gewonnen wird. Für eine ganzheitliche Bewertung eines Kraftstoffs ist auch der Prozesswirkungsgrad der Herstellung wesentlich (vgl. Tabelle 9.2). Tabelle 9.1: Kraftstoffe auf nichtfossiler Basis

Kraftstoff Ethanol Methanol Pflanzenöl Wasserstoff

Ertrag tÖl-equiv/ha a 1,7 1,2…1,4 0,4…3,0

Basis Biomasse Biomasse (Holz) Biomasse (Raps) Kernenergie, Sonnenenergie

Tabelle 9.2: Wirkungsgrade der Kraftstoffherstellung

Primärenergieträger Erdöl Erdgas Kohle

Holz Zuckerrohr Mais

Kraftstoff Benzin / Diesel Methanol Methanol Benzin Benzin / Diesel Methanol Ethanol Ethanol Ethanol

Herstellungswirkungsgrad [%] 85-92 62-65 48-58 42-45 35-42 42-52 15-20 28-32 8-10

Pflanzenöl und Bio-Diesel Eine Reihe von Pflanzen (Soja, Raps, Sonnenblumen, Palmen...) eignen sich zur Herstellung von Ölen, die als Kraftstoff in Betracht kommen. Pflanzenöl kann in reiner Form, verestert, z. B. als Rapsölmethylester (RME, Markenname Bio-Diesel), oder im Mischbetrieb mit herkömmlichem Dieselkraftstoff verwendet werden (vgl. auch Tabelle 9.3). Bei der Verwendung von reinem Rapsöl in einem Dieselmotor steigen die Emissionen bei konstant gehaltener Einspritzmenge leicht an (< 3%). Bei konstant gehaltener Leistung und angepasster Einspritzmenge kann sogar eine Wirkungsgradsteigerung erzielt werden. Aufgrund der hohen Viskosität führt die Anwendung reinen Pflanzenöls in bestehenden Systemen zu einer Veränderung des Einspritzstrahls. In Motoren mit Direkteinspritzung kann dies eine Verkokung der Einspritzdüse und der Kolbenringnuten hervorrufen. Motoren mit Kammer-Brennverfahren sind dagegen wesentlich unempfindlicher. Eine weitere Schwierigkeit ergibt sich aus der gegenüber Diesel sehr großen Abhängigkeit der Viskosität des Pflanzenöls von der Kraftstofftemperatur. Dies kann beim Kaltstart problematisch sein. Da eine Kraftstoffvorwärmung dem entgegen wirkt, eignet sich Pflanzenöl besonders für Motoren, die ohnehin vorgewärmt werden, wie z.B. in großen Schiffen oder Schienenfahrzeugen.

Kapitel 9 - Alternative Kraftstoffe

176

Tabelle 9.3: Eigenschaften von Rapsöl, RME und Diesel

Eigenschaft

Einheit

Diesel

Rapsöl

RME (Bio-Diesel)

Dichte

kg/l

0,82 0,845

0,92

0,87

Flammpunkt

° C

> 55

200

55 - 170

Filtrierbarkeitsgrenze (CFPP)

° C

-24

+18

< -12

kinemat. Viskosität (40° C)

mm2/s

2 - 4,5

69

6- 8

> 51

44

52 - 56

Cetanzahl Heizwert

MJ/kg

42,8

37,2

37,1

minimaler Luftbedarf

kg/kg

14,6

12,4

12,53

Gemischheizwert

MJ/m³

3,79

Elementaranalyse:

%C

86,3

77,6

77,0

%H

13,7

11,7

12,1

%O

0

10,5

10,9

%S

< 0,001

< 0,01

< 0,01

mg/g P

3,53

50

Für die Anwendung von Pflanzenöl in einem Dieselmotor muss die Motorsteuerung je nach Kraftstoff angepasst werden, um eine möglichst optimale Verbrennung zu erzielen. Wird Pflanzenöl in unveränderten Motoren verwendet, die für die Verbrennung von Dieselkraftstoff ausgelegt sind, hat das aufgrund unvollständiger Verbrennung einen höheren Kraftstoffeintrag in das Motoröl zur Folge. Da die Siedetemperatur von rohem Pflanzenöl höher ist als die maximale Temperatur des Motoröls, kann der Kraftstoff nicht abdampfen. Pflanzenöle sind im Gegensatz zu anderen Kraftstoffen hinsichtlich des Boden- und Gewässerschutzes in keine Gefahrenklasse eingestuft. Bei der Lagerung und beim Transport müssen keine besonderen Vorkehrungen getroffen werden. Außerdem kann der Kraftstoff bedenkenlos in umweltsensiblen Bereichen eingesetzt werden. Für viele Anwendungen im mobilen Bereich wird Rapsöl verestert. Hierbei wird Pflanzenöl unter Zugabe von Alkohol zu Monoalkoholester und Glycerin umgewandelt. Dadurch verringert sich die Viskosität und die thermischen Eigenschaften werden so verbessert, dass eine direkte Nutzung in Dieselmotoren möglich ist. Da für die Umesterung zu Bio-Diesel zusätzliche Energie bereitgestellt werden muss, steigen die Herstellungskosten im Vergleich zum Dieselkraftstoff weiter an. Hinsichtlich der Partikel, CO- und HC-Emissionen verhält sich BioDiesel günstiger als herkömmlicher Dieselkraftstoff. Nachteilig wirken sich die höheren NOXEmissionen aus. Im Gegensatz zu rohem Pflanzenöl ist Bio-Diesel nicht gewässerneutral und

Kapitel 9 - Alternative Kraftstoffe

177

sauer, d.h. beim Tanken sind die gleichen Sicherheitsvorkehrungen erforderlich wie bei Dieselkraftstoff und Gummiteile werden angegriffen. Obwohl Rapsöl ökologisch gesehen eine Ausweichmöglichkeit darstellt, können maximal 7 % des gesamten Dieselverbrauchs in Deutschland durch die inländische Produktion ersetzt werden. Es bleibt also Nischenanwendungen vorbehalten. Biomass to Liquid (BTL) Um künftig den Kraftstoffbedarf durch erneuerbare Energiequellen decken zu können, müssen weitere Energieträger wie beispielsweise „SunFuel“ (Vertriebsname von VW), ein BTLKraftstoff (Biomass to Liquid) untersucht werden. Für die Herstellung von SunFuel wird als Primärenergie Biomasse verwendet, wofür sich eine Vielzahl von schnell wachsenden Pflanzen eignet. Bei der Herstellung werden die Ausgangsstoffe in einem ersten Schritt zu Biokoks verschwelt und anschließend vergast. Das Synthesegas wird nachfolgend in der FischerTropsch-Synthese zu flüssigem Kraftstoff umgewandelt. Der dabei entstandene Kraftstoff besitzt ähnliche Eigenschaften wie konventioneller Kraftstoff. Bei der Verbrennung von SunFuel in einem Dieselmotor reduzieren sich die Schadstoffe im Abgas bei gleich bleibender Leistung deutlich. Die Partikelemissionen sind um bis zu 40% niedriger. Da SunFuel keinen Schwefel enthält, entstehen bei der Verbrennung keine Schwefeloxide. Kraftstoffe wie SunFuel oder Pflanzenöl sind CO2-neutral und man spricht von einem geschlossenem CO2Kreislauf (vgl. Abbildung 9-2). Als Nachteil stehen dem die aufwendigen Herstellungsprozesse gegenüber. Diese Verfahren laufen bei sehr hohen Temperaturen ab, womit hohe Abwärmeverluste und zusätzlich benötigte Hilfsenergien verbunden sind. Der Herstellungswirkungsgrad fällt deshalb relativ niedrig aus. offener CO2-Kreislauf

geschlossener CO2-Kreislauf

Biomasseumwandlung

Raffinerie

Biomass to Liquid Verschwelung zu Biokoks

Vergasung

Fischer-Tropsch Synthese

Abbildung 9-2: SunFuel, CO2-Kreislauf

flüssiger Kraftstoff

Kapitel 9 - Alternative Kraftstoffe

178

SynFuel Synthetischer Kraftstoff („SynFuel“), oder GTL-Kraftstoff (Gas to Liquid) wird ähnlich hergestellt wie SunFuel. Als Primärenergie wird Erdgas verwendet und mittels einer Dampfreformierung in ein Synthesegas, bestehend aus Wasserstoff und Kohlenmonoxid, umgewandelt. Anschließend wird aus diesem Gas in einer Synthese ein konventioneller, hoch qualitativer Kraftstoff hergestellt (vgl. Abbildung 9-3). Durch die künstliche Herstellung können die Kraftstoffeigenschaften besser bestimmt werden als in einer Raffinerie. Dadurch lassen sich die Emissionen deutlich senken. Im synthetischen Kraftstoff sind keine Aromaten oder Schwefel enthalten. Mit Sauerstoff angereicherter SynFuel besitzt ein hohes Potenzial zur Verringerung der Rußemissionen. Da Synfuel ähnliche physikalische Eigenschaften wie Benzin oder Diesel besitzt (vgl. Tabelle 9.4), müssen an den Fahrzeugen keine technischen Änderungen vorgenommen werden. Die bestehende Infrastruktur, wie das Tankstellennetz, kann weiterhin genutzt werden. offener CO2-Kreislauf

SynFuel

Erdgasumwandlung

Gas to Liquid Dampfreformierung

Synthesegas (CO / H2)

Fischer-Tropsch Synthese

flüssiger Kraftstoff

Abbildung 9-3: SynFuel Herstellung und CO2-Kreislauf

Kapitel 9 - Alternative Kraftstoffe

179

Tabelle 9.4: Eigenschaften von Diesel und SynFuel Eigenschaft

Diesel

SynFuel

Dichte [kg/m ]

820 - 845

780

Heizwert Hu [MJ/kg]

42,8

43,99

Aromatengehalt [%-w]

20,6

0

Kohlenstoffgehalt [%-w]

86,3

84,9

Schwefelgehalt [ppm]

51

80

3

Gasförmige Kraftstoffe Eine weitere Alternative stellen Gasmotoren dar, die in der Regel mit dem Otto-Brennverfahren arbeiten. Es wird unterschieden in LPG (Liquid Petroleum Gas) und CNG (Compressed Natural Gas). Beide Gase müssen in feuerfesten Drucktanks transportiert werden, womit eine Gewichtserhöhung und ein hoher Platzbedarf verbunden ist. Die Gemischbildung erfolgt in einem Mischer, ähnlich einem Vergaser und die Leistungsregelung erfolgt durch eine Drosselklappe. Dadurch ergeben sich gegenüber einem Dieselmotor zusätzliche Verluste von bis zu 10 %. Bei niedriger Last und Drehzahl ist der Verbrauch um bis zu 35 % höher. LPG ist ein Gasgemisch auf der Basis von Butan oder Propan, das unter hohem Druck verflüssigt wird und sich dadurch auch für mobile Zwecke eignet. Flüssiggas besitzt im Vergleich zum Ottokraftstoff einen höheren Energiegehalt und zeichnet sich außerdem durch eine höhere Klopffestigkeit und niedrigere Emissionen aus. CNG besteht aus komprimiertem Erdgas. Durch eine geeignete Abgasnachbehandlung lassen sich auch hier die Emissionen im Vergleich zum Ottomotor erheblich senken. Tabelle 9.5: Stoffwerte von CNG im Vergleich zu Ottokraftstoff Stoffwert Aggregatzustand im Tank Druck im Tank Dichte Heizwert Hu Volumen Heizwert Hu Masse

OK

CNG

flüssig

gasförmig

Atmosphäre

200 bar

720 - 775 kg/m³

170 kg/m³

31,7 MJ/l

7,2 MJ/l

42,0 MJ/kg

47,7 MJ/kg

Wasserstoff Um Wasserstoff als Energieträger zu verwenden, wird er entweder mittels Elektrolyse aus wasserstoffhaltigen Stoffen wie Wasser, oder mittels Dampfreformierung aus Kohlenwasserstoffen wie Erdgas gewonnen. Da der Wasserstoff bei der Verbrennung wieder in Form von Wasserdampf an die Umwelt abgegeben wird, ergibt sich im Idealfall (regenerative Erzeugung der für die Elektrolyse notwendigen Energie) ein geschlossener Stoffkreislauf (vgl. Abbildung 9-4). Neben Wasserdampf entstehen bei der Verbrennung außer NOx und HC-Emissionen durch das Schmieröl keine Schadstoffe, weshalb die Wasserstoffverbrennung auch als um-

Kapitel 9 - Alternative Kraftstoffe

180

weltfreundliches Kreislaufsystem bezeichnet wird. Im Vergleich zu Otto- oder Dieselkraftstoffen hat Wasserstoff einen deutlich höheren Heizwert und die Zündgrenzen sind sehr weit, so dass auch sehr magere Gemische noch zündfähig sind (vgl. Tabelle 9.6). Dadurch kann die NOx-Emission niedrig gehalten werden. Wasserstoff ist sehr zündwillig, weshalb wiederum keine hohen Verdichtungsverhältnisse möglich sind und der Wirkungsgrad relativ gering ausfällt. Außerdem sind mit dem Transport und der Lagerung von Wasserstoff aus sicherheitstechnischen Gründen ein hohes Gewicht und hohe Kosten verbunden.

Infrastruktur

H2

Wasserstoff Elektrolyse

H2O

Solarenergie

Abbildung 9-4: Idealer Stoffkreislauf der Wasserstofftechnologie

Tabelle 9.6: Stoffwerte von Wasserstoff Bezeichnung

Einheit

Stoffwert

Dichte der Flüssigkeit bei 20,3 °K

kg/m³

70,79

Dichte des Gases bei 20,3 °K

kg/m³

1,34

Dichte des Gases bei 273,15 °K

kg/m³

0,09

Verdampfungswärme

kJ/kg

445,4

Unterer Heizwert Hu

MJ/kg

119,97

Untere Zündgrenze in Luft

% (V/V)

4,0-4,1

Obere Zündgrenze in Luft

% (V/V)

75,0-79,2

Für stationäre Motoren bieten sich noch weitere Alternativen an. Heute schon werden Gase, wie Klärgas, Deponiegas, Grubengas oder Erdgas, in nicht komprimierter Form erfolgreich als Kraftstoff eingesetzt. In Abbildung 9-5 ist die volumetrische und gravimetrische Energiedichte verschiedener Energieträger dargestellt. Gasförmige Kraftstoffe haben eine geringere volumetrische Energie-

Kapitel 9 - Alternative Kraftstoffe

181

dichte als flüssige Kraftstoffe. Daraus resultieren negative Auswirkungen auf die Reichweite bei mobilen Anwendungen gasförmiger Kraftstoffe. Deutlich geringere Energiedichten werden mit Akkumulatoren und Doppelschichtkondensatoren (DSK) erreicht. Dies ist eines der Haupthindernisse der Elektromobilität.

Abbildung 9-5: Energiedichte verschiedener Energieträger



Kapitel 10 - Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung

182

10 Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung 10.1 Alternative Antriebskonzepte Fahrzeuge werden heute in den meisten Fällen von Verbrennungsmotoren allein angetrieben. Ausgenommen hiervon sind nur Teile der Luftfahrt (Turbinenantrieb), der Verkehr auf wichtigen Eisenbahnstrecken (elektrisch) und Bau- bzw. Bergbaumaschinen mit besonders hohem Energiebedarf oder sehr geringem Verfahrweg (ebenfalls elektrisch). Um die uns zur Verfügung stehenden Ressourcen wirkungsgradoptimal zu nutzen und die Umweltbelastung durch Schadstoffe und Klimaveränderung gering zu halten bzw. zu vermeiden, werden alternative Antriebsarten für Fahrzeuge entwickelt und erprobt. Die drei wichtigsten sind der Hybridantrieb, der batterieelektrische Antrieb und die Brennstoffzelle. 10.1.1

Hybridantrieb

Unter einem Hybridantrieb versteht man die Kombination zweier verschiedener Antriebe und Energiespeicher in einem Fahrzeug. Heute gängig ist die Kombination aus Verbrennungsmotor und Elektromotor. Hierbei lassen sich zwei Grundstrukturen für Hybridantriebe mit unterschiedlichen Potentialen und Problemen unterscheiden: parallele und serielle Konzepte. Beim parallelen Hybrid sind beide Antriebe mechanisch mit den Antriebsrädern gekoppelt (Abbildung 10-1). Dieses Konzept beinhaltet neben den beiden Antriebsmotoren und Speichern ein oder auch mehrere Getriebe, Kupplungen oder Freiläufe. Die beiden Antriebssysteme können sowohl jeweils einzeln als auch gleichzeitig zum Vortrieb des Fahrzeugs genutzt werden. Aufgrund der Leistungsaddition können beide Motoren relativ klein ausgelegt werden, ohne dass Einbußen beim Beschleunigen oder an Steigungen vorhanden sind. Üblicherweise wird so der elektrische Antriebszweig für den Stadtverkehr ausgelegt (begrenzter, emissionsfreier Fahrbetrieb), während der leistungsstärkere Verbrennungsmotor für Überlandverkehr und auf Autobahnen genutzt wird. Räder Tank Batterie

Verbrennungsmotor

Getriebe

Elektromotor Räder

Abbildung 10-1: Paralleler Hybridantrieb Die abgegebenen Leistungen von Elektro- und Verbrennungsmotor können mechanisch mittels Drehzahladdition (mit einem Planetengetriebe), Momentenaddition (mit Stirnradgetriebe oder Kette) oder Zugkraftaddition (Elektromotor und Verbrennungsmotor wirken auf unterschiedliche Antriebsachsen) überlagert werden. Bei der Momentenaddition lässt sich das Verhältnis der Drehmomente der beiden Energiewandler frei variieren, während die Drehzahlen in starrem Verhältnis zueinander stehen. Eine Entkopplung der beiden Antriebssysteme kann über einen Freilauf oder eine Kupplung realisiert werden. Bei der Drehzahladdition werden die Leistungen der Energiewandler mittels eines Planetengetriebes zusammengeführt, wobei das Momentenverhältnis starr durch die Übersetzungen des Getriebes vorgegeben ist. Die Drehzahlen der Antriebssysteme können frei gewählt werden. Bei einem Hybrid mit Zugkraft-

Kapitel 10 - Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung

183

addition handelt es sich im physikalischen Sinne ebenfalls um eine Momentenaddition, wobei die beiden Energiewandler auf unterschiedliche Achsen des Fahrzeugs wirken (z.B. elektrischer Antrieb auf Vorderachse, Verbrennungsmotor auf Hinterachse). Kennzeichen serieller Hybridantriebe ist die Reihenschaltung der Energiewandler ohne mechanische Anbindung des Verbrennungsmotors an die Antriebsräder (Abbildung 10-2). Der Verbrennungsmotor treibt hierbei einen Generator an, der seinerseits den elektrischen Fahrantrieb sowie einen im elektrischen Zwischenkreis angeordneten Speicher (in der Regel Batterie) mit Energie versorgt.

Getriebe

Elektromotor

Generator

Verbrennungsmotor

Tank

Räder

Batterie

Räder

Abbildung 10-2: : Serieller Hybridantrieb Die Dimensionierung der Generatoreinheit und des Speichers richtet sich nach der Betriebsund Ladestrategie, einer eventuell gewünschten Netzunabhängigkeit (hohe Ladeleistung erforderlich), der Reichweite und den Fahrleistungen. Der höhere Bauaufwand durch den zusätzlichen Generator wird weitgehend durch den Wegfall des Schaltgetriebes kompensiert. Die nicht vorhandene mechanische Anbindung des Verbrennungsmotors an die Antriebsräder ermöglicht eine hohe Flexibilität bei der Anordnung der Komponenten. Im Vergleich zum reinen Elektrofahrzeug kann die Batterie kleiner dimensioniert werden und die Verfügbarkeit des Fahrzeugs durch die Nachladung onboard oder reinen Generatorbetrieb erhöht werden. Für die Dimensionierung des elektrischen Fahrantriebs ist zu beachten, dass dieser die gesamte Leistung bereitstellen muss, die für die gewünschte Beschleunigung oder Steigfähigkeit benötigt wird. Durch die mechanische Entkopplung kann der Verbrennungsmotor unabhängig von der Fahrgeschwindigkeit in einem, nach Emissions- oder Verbrauchsgesichtspunkten optimalen Betriebspunkt arbeiten. Insbesondere durch den Wegfall dynamischer Betriebsvorgänge können die Emissionen so stark reduziert werden. Leistungsüberschuss oder –mangel wird durch die Batterie kompensiert. Nachteilig bei seriellen Hybridantrieben ist die doppelte Energiewandlung mechanisch, elektrisch, mechanisch, eventuell noch verbunden mit einer Speicherung, und die damit entsprechend ungünstige lange Wirkungsgradkette. Häufig ergibt sich aus der begrenzten Leistungsfähigkeit der Batterie der Zwang, den Verbrennungsmotor zumindest teilweise transient zu betreiben, um Leistungsspitzen bei Steigungsfahrt oder Beschleunigungen abzudecken. Dies kann den Emissions- und Verbrauchsvorteil einschränken. Eine Mischform zwischen parallelen und seriellen Strukturen ist der so genannte kombinierte oder leistungsverzweigende Hybrid. Beim kombinierten Hybrid besteht die Möglichkeit, durch Schließen einer Kupplung direkt die Leistung des Verbrennungsmotors mechanisch an die Räder zu übertragen, was in bestimmten Betriebszuständen (z.B. hoher Leistungsbedarf bei Autobahnfahrt) eine Verbesserung des Gesamtwirkungsgrades ermöglicht. Gleichzeitig können beide Elektromotoren wie bei einem parallelen Hybrid noch zusätzlich ihre Leistung abgeben und so kurzzeitig die Spitzenleistung erhöhen. Dem verbesserten Wirkungsgrad steht

Kapitel 10 - Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung

184

der höhere Aufwand durch die Kupplung und die komplexere Betriebsstrategie gegenüber. Weiterhin kann die Anordnung von Verbrennungsmotor und Generator nicht mehr frei gewählt werden, da eine direkte mechanische Ankopplung an den Antriebsstrang erfolgen muss. Eine weitere, allerdings sehr komplexe Möglichkeit stellen leistungsverzweigende Hybridantriebe dar. Bei diesen Strukturen wird ein Teil der Leistung des Verbrennungsmotors direkt mechanisch an die Antriebsräder übertragen; die restliche Leistung gelangt z.B. über ein Planetengetriebe und zwei Elektromotoren an die Antriebsräder. Zur Energiespeicherung wird zudem in der Regel eine Batterie eingesetzt. Mit dieser Anordnung der Elektromotoren agiert das System als stufenlos verstellbares Getriebe, so dass wie beim seriellen Hybrid kein zusätzliches Getriebe für den Verbrennungsmotor notwendig ist. Der Verbrennungsmotor kann prinzipiell drehzahl- und leistungsunabhängig vom übrigen Antrieb betrieben werden. Der Wirkungsgrad kann aufgrund der teilweise direkten mechanischen Leistungsübertragung besser sein als bei seriellen Strukturen. In Abbildung 10-3 werden die verschiedenen Konzepten noch mal in einer Übersicht dargestellt. V paralleler Hybridantrieb

E

V

B

B

Batterie

B EE

E V serieller Hybridantrieb

V

E

E-Motor

E B

B

E EE

kombinierter Hybridantrieb

V

V

E

PL

E B

B E

E

V Verbrennungsmotor

PL Planetenradgetriebe

Abbildung 10-3: : Strukturen von Hybridantrieben Das wohl bekannteste und weltweit erste Hybrid-Großserienfahrzeug ist der seit 1997 produzierte Toyota Prius (Abbildung 10-4). Die Betriebsstrategien des Hybridantriebs werden in Abbildung 10-5 gezeigt.

Abbildung 10-4: Fahrzeugbeispiel Toyota Prius

Kapitel 10 - Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung

185

Beim Anfahren und in Teillast, also bei geringer Leistungsforderung, wird der Verbrennungsmotor abgestellt. Das Fahrzeug wird dann ausschließlich durch den Elektromotor angetrieben. Beim Fahren unter Normalbedingungen wird die von dem Verbrennungsmotor erzeugte Leistung in einem als Kraftweiche eingesetzten Planetenradgetriebe auf den Generator zur Stromerzeugung übertragen. Der Strom wird zum Antrieb des Elektromotors und/oder zum Laden der Batterie verwendet. Das beim Antrieb des Generators entstehende Gegenmoment wird als zusätzliche Antriebskraft auf die Räder übertragen. Bei starker Beschleunigung und Volllast wird zusätzlich Strom von der Batterie zum Antrieb des Elektromotors und damit zur Verbesserung der Beschleunigung genutzt. Beim Bremsen arbeitet der Elektromotor als Generator. Die kinetische Energie des Fahrzeugs wird als elektrische Energie wieder gewonnen und in der Batterie gespeichert. Bei Fahrzeugstillstand wird der Verbrennungsmotor abgeschaltet. Starten, Losfahren und Teillast: Verbrennungsmotor aus Elektromotor in Betrieb Batterie treibt E-Motor an Normaler Fahrzustand: Verbrennungsmotor in Betrieb Elektromotor in Betrieb Batterie wird teilw. geladen Volllast / starkes Beschleunigen: Verbrennungsmotor in Betrieb Elektromotor in Betrieb Batterie treibt zusätzlich E-Motor an

Bremsen / Anhalten sowie Schiebebetrieb Verbrennungsmotor aus Elektromotor arbeitet als Generator

Abbildung 10-5: Toyota Prius Betriebsstrategien 10.1.2

Elektroantrieb

Das Antriebssystem eines E-Fahrzeuges umfasst: •

Traktionsbatterie mit Batteriemanagement

•

Elektromotor mit Steuerung und Kühlung

•

Gegebenenfalls Getriebe

•

Kraftübertragung auf die Antriebsräder

Für die Kraftübertragung auf die Antriebsräder kann der Antriebsstrang unterschiedlich konfiguriert werden. Am häufigsten werden Vorder- bzw. Hinterräder über eine zentrale Maschine und ein Getriebe mit Differenzial angetrieben. Alternativen sind Tandem-Antriebssysteme mit zwei Elektromotoren und Radnabenantriebe mit Elektromotoren in den Rädern.

Kapitel 10 - Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung

186

Motoren für den Einsatz in Kraftfahrzeugen müssen in einem weiten Drehzahl- und Drehmomentbereich arbeiten. Elektromotoren sind nahezu ideale Fahrzeugmotoren. Sie sind leise, arbeiten durchweg mit hohem Wirkungsgrad und weisen eine günstige Drehzahl-DrehmomentCharakteristik auf. Ihr maximales Drehmoment ist schon bei niedrigen Drehzahlen verfügbar. Da Elektromotoren kurzzeitig überbelastbar sind, steht für Beschleunigungsvorgänge und auf kürzeren Steigungen zusätzliches Drehmoment zur Verfügung. Im Unterschied zu Verbrennungsmotoren kann auf ein mehrstufiges Getriebe verzichtet werden, und es genügt meist ein einfaches Getriebe mit fester Übersetzung. Als Elektromotoren für Elektrofahrzeuge kommen vor allem Gleichstrom- und Drehstrommotoren zum Einsatz: •

Gleichstrommotoren sind technisch ausgereift. Aufgrund einer relativ einfachen Leistungssteuerung sind Antriebe mit Gleichstrommotoren preiswert. Technische Schwachstelle ist der Kommutator mit den wartungsintensiven Bürsten. Die max. Motordrehzahl wird durch die Umfangsgeschwindigkeit am Kommutator auf ca. 7000 1/min begrenzt. Auch Wirkungsgrad und Leistungsdichte der Gleichstrommotoren sind begrenzt.

•

Drehstrommotoren setzen sich immer mehr bei Elektrofahrzeugen durch. Hier wird die Gleichspannung der Batterie mittels Umrichter in Drehspannung variabler Amplitude und Frequenz umgewandelt. Man unterscheidet bei den Drehstrommotoren zwischen Synchron- und Asynchronmotoren. Die Unterscheidung ergibt sich aufgrund der unterschiedlichen Läuferbauart, die dazu führt, dass der Läufer synchron bzw. asynchron mit dem Drehfeld des Stators umläuft.

Die Vorteile von Drehstrommaschinen liegen in ihrer kompakten (ca. 1/3 des vergleichbaren Gleichstrommotors) und robusten (wartungsfreien) Bauweise. Maximale Drehzahlen bis 15.000 1/min sind möglich. Vorteilhaft ist auch der höhere Wirkungsgrad von Drehstrommotoren im Vergleich zu Gleichstrommotoren. Nachteilig ist der erhöhte Steuerungsaufwand der sich jedoch durch die Weiterentwicklung der Leistungshalbleiter ständig verringert. Zur Speicherung der elektrischen Energie im Fahrzeug kommt eine Batterie zum Einsatz. Bei den Batterien unterscheidet man zwischen Primär- und Sekundärsystemen. Primärsysteme wie z.B. Zink/Luft-Batterien, sind nur einmal entladbar. Diese Batterien müssen nach vollständiger Entladung ausgetauscht und aufbereitet werden. Bei Sekundärsystemen hingegen ist eine wiederholte Ladung und Entladung möglich. Eine charakteristische Größe stellt die Leistungsdichte da. Sie beschreibt die aus der Batterie entnehmbare Leistung bezogen auf das gesamte Batteriegewicht bzw. Batterievolumen und wird in Wh/kg bzw. Wh/Liter angegeben. Durch die Leistungsdichte der Batterie werden die Fahrleistungen eines Elektroautos maßgeblich mitbestimmt. Im Folgenden wird ein Überblick über mögliche Batterien gegeben: •

Bleibatterien sind seit langem in E-Fahrzeugen im Einsatz. Aufgrund ihrer niedrigen Energiedichte sind diese Fahrzeuge sehr schwer und die erzielbaren Reichweiten gering. Auch die Lebensdauer der Bleibatterien ist schlecht. Günstig sind die relativ geringen Anschaffungskosten. Dieser Batterietyp hat bisher die größte Verbreitung in Fahrzeugen gefunden.

•

Nickel/Cadmium-Batterien weisen im Vergleich zu Bleibatterien eine höhere Energiedichte und längere Lebensdauer auf. Aufgrund des giftigen Schwermetalls Cadmium bestehen Vorbehalte beim Einsatz dieses Batterietyps.

Kapitel 10 - Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung

187

•

Nickel/Metallhydrid-Batterien sind hingegen umweltverträglich. Im Vergleich zu Nickel/Cadmium-Batterien weisen sie eine höhere Energie- und Leistungsdichte auf. Die Lebensdauer ist gut, allerdings ist der Batteriepreis relativ hoch.

•

Natrium/Nickelchlorid-Batterien zählen zu den Hochtemperaturbatterien. Die Betriebstemperatur im Inneren der Batterie liegt bei etwa 270-350°C. Ein doppelwandiger, evakuierter Behälter begrenzt die Wärmeverluste. Dieser Batterietyp zeichnet sich durch eine hohe Energie- und Leistungsdichte aus. Nachteilig sind thermische Verluste und der relativ hohe Preis.

•

Lithium/Ion-Batterien bieten ebenfalls hohe Energiedichten und Leistungswerte bei ausreichender Lebensdauer. Nachteilig sind auch hier die hohen Kosten.

•

Lithium/Polymer-Batterien weisen im Betrieb leicht erhöhte Temperaturen von etwa 60-100°C auf. Die Entwicklung dieses Batterietyps ist noch voll im Gange, die erzielbaren Leistungswerte erscheinen vielversprechend.

•

Zink/Luft-Batterien zählen zu den Primärbatterien. Sie weisen die höchsten Energiedichten bei relativ niedrigen Leistungsdichten auf. Zum Ausbau und zur Wiederaufbereitung der Batterien ist eine spezielle Infrastruktur erforderlich, weshalb sich dieses System vor allem für größere Flottenbetreiber anbietet

Um unter allen Randbedingungen die Funktionalität und eine dem Fahrzeug entsprechende Lebensdauer sicherzustellen, muss auf einen schonenden Umgang mit den Batterien geachtet werden. Leistungsverluste wie sie oft bei Elektronikartikeln auftreten, würden von einem Autobesitzer nicht akzeptiert. Besonders niedrige Temperaturen machen den Batterien zu schaffen. Auch sollten sie weder komplett entladen noch aufgeladen werden. Daraus folgt, dass die nominale Kapazität nicht der effektiven entspricht und stark von der Applikation abhängt. Abbildung 10-6 stellt diesen Zusammenhang am Beispiel von Nickel-Metall-Hydrid und Lithium/Ion-Batterien dar. NiMH Batterie

Li-Ion Batterie

100%

100% Laden verboten (Alterung!)

) 80% C O S ( e g r 60% a h c f o e t 40% a t s

80%

60% Gesamte Leistung steht zur Verfügung

40%

20%

20% Entladen verboten (Alterung!)

0%

0%

Abbildung 10-6: nominale und effektive Kapazität

Kapitel 10 - Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung

188

Fahrzeuge mit batterieelektrischem Antrieb haben sich heute überall dort durchgesetzt, wo Emissionsfreiheit am Einsatzort und möglichst geringe Geräuschbelastung unbedingt erforderlich sind. Sie überzeugen durch sofortige Startbereitschaft und sind für Kurzstreckenbetrieb optimal geeignet. Treten jedoch Aspekte des Gesamtwirkungsgrades und der Gesamtwirtschaftlichkeit in den Vordergrund, ist der batterieelektrische Betrieb im Augenblick nicht konkurrenzfähig. In einigen Anwendungen, bei denen das Gewicht des Antriebs eine untergeordnete Rolle spielt, z.B. Boote oder Eisenbahntriebwagen, hat diese Antriebsart einige Verbreitung erfahren, die wegen kostengünstiger und emissionsarmer Verbrennungsmotoren aber inzwischen praktisch vollständig entfallen ist. Aus Sicht des Gesamtwirkungsgrades schneiden batterieelektrische Antriebe meist deutlich schlechter als andere Alternativen ab, weil die gesamte Leistung den Speicherprozess in der Batterie mit mäßigem Wirkungsgrad durchlaufen muss. Nur wenn elektrische Energie im Überfluss und emissionsfrei zur Verfügung stände (z.B. durch Kernfusion), hätten diese Antriebe eine große Chance. Elektrofahrzeuge werden bzw. wurden bisher ausschließlich in Kleinserie, wie zum Beispiel der Tesla Roadster (Abbildung 10-7), produziert. Einige Hersteller haben aber für die nahe Zukunft Modelle angekündigt, die mit entsprechenden Stückzahlen abgesetzt werden sollen, so zum Beispiel der Volkswagen e-Up (Abbildung 10-7). VW e-Up Leergewicht inkl. Batterien: 1085 kg Antrieb: 60 kW Drehstrom-Asynchronmotor Batterien: Lithium-Ionen-Batterien Reichweite: bis zu 130 km

Tesla Roadster Leergewicht inkl. Akkus: 1140 kg Antrieb: 183 kW Drehstrom-Asynchronmotor Batterien: 6831 Lithium-Ionen-Batterien Höchstgeschwindigkeit: 210 km/h Reichweite: ca. 400 km

Abbildung 10-7: Beispiele für Elektrofahrzeuge

Kapitel 10 - Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung

10.1.3

189

Brennstoffzelle

Bereits 1839 entdeckte der Physiker Sir William Grove das Prinzip, nach dem sich aus Wasserstoff elektrische Energie gewinnen lässt. Doch das ganze Potential dieser Reaktion wird erst seit Ende des 20. Jahrhunderts erkannt und genutzt. Der Wirkungsgrad der Brennstoffzelle kann theoretisch bei über 60 Prozent liegen. Eine Brennstoffzelle besteht aus zwei Elektroden, die durch eine Membran oder einen Elektrolyt voneinander getrennt sind (Abbildung 10-8). Die Anode wird mit dem Brennstoff umspült (zum Beispiel Wasserstoff, Methan, Methanol, Glukoselösung), der dort oxidiert wird. Die Kathode wird mit dem Oxidationsmittel umspült (zum Beispiel Sauerstoff, Wasserstoffperoxid), das dort reduziert wird. Die Elektrodenplatten / Bipolarplatten bestehen meist aus Metall und sind mit einem Katalysator (zum Beispiel Platin oder Palladium) beschichtet, dadurch wird eine höhere Effizienz erreicht. Als Elektrolyten können beispielsweise gelöste Laugen oder Säuren, Keramiken oder eine Membran dienen. Die gelieferte Spannung liegt theoretisch bei 1,23 Volt. Sie ist vom Brennstoff und Qualität der Zelle abhängig. Um eine höhere Spannung zu erhalten, werden mehrere Zellen zu einem so genannten Stack in Reihe geschaltet. Gleichstrom

O2

Anode:

2H2 ĺ 4H+ + 4e-

Kathode:

O2 + 4H+ + 4e- ĺ 2H2O

H2

Gesamtreaktion: 2H2 + O2 ĺ 2H2O

Anode

Wasser H2O ElektrolytMembran

Kathode

Abbildung 10-8: Funktionsprinzip der Brennstoffzelle Der Brennstoff - Wasserstoff - wird an der Anode katalytisch in Kationen (H+-Ionen) umgewandelt. Dies geschieht unter Abgabe von Elektronen an die Anode. Diese Elektronen fließen über einen elektrischen Verbraucher - zum Beispiel eine Glühlampe, oder ein Elektromotor – zur Kathode. An der Kathode wird das Oxidationsmittel - i.d.R. Sauerstoff - durch Aufnahme der Elektronen zu Anionen. Die negativ geladenen Sauerstoff-Ionen reagieren mit den im Elektrolyt zur Kathode gewanderten H+-Ionen zu Wasser. Im Folgenden eine Aufzählung verschiedener Brennstoffzellentypen: • Polymer-Elektrolyt-Membran - Brennstoffzelle (PEM) • Alkalische Brennstoffzelle (AFC alkaline fuel cell) • Phosphorsäure-Brennstoffzelle (PAFC phosphoric acid fuel cell) • Karbonatschmelze-Brennstoffzelle (MOFC molten carbonate fuel cell)

Kapitel 10 - Alternative Antriebe, Gesamtsystembetrachtung

190

• Oxidkeramische Brennstoffzelle (SOFC solid oxide fuel cell)

Ein großes Problem bei der Verwendung von Brennstoffzellen besteht in der Speicherung des für die Reaktion nötigen Wasserstoffs. Um genügend Wasserstoff in einem Fahrzeug mitzuführen eignen sich verschiedene Techniken: • Die Druckgasspeicherung benötigt ein hohes Speichervolumen von mindestens 50 Liter Tankvolumen pro Kilogramm Wasserstoff bei einem Druck von 220 bar. • Die Speicherung von flüssigem stark gekühltem Wasserstoff ermöglicht zwar hohe Speicherdichten, allerdings verbraucht die Verflüssigung bereits 30% des Energieinhalts. Außerdem verdampfen pro Tag in etwa zwei Prozent Wasserstoff. • Die chemische Speicherung in Metallhybriden ermöglicht eine hohe Speicherdichte in Bezug auf das Volumen, die in Bezug auf das Gewicht jedoch eher gering ist; zudem dauert das Auftanken des Tanks lang und die Tanks können nicht beliebig oft be- und entladen werden. Will man die Zellen mit einem leichter verfügbaren und zu speichernden Brennstoff wie z.B. Methanol betreiben, muss man die Kohlenwasserstoffe zunächst durch Reformierung in ein wasserstoffreiches Gas umwandeln. Dabei werden Brennstoff und Wasser dosiert in einen Verdampfer gefördert. Das überhitze Dampfgemisch leitet man über einen Katalysator, den sogenannten Reformer, wo es sich bei weiterer Wärmezufuhr zu Wasserstoff und Kohlendioxid zersetzt (vgl. Abbildung 10-9). mech. Antriebsenergie Luftzufuhr (Sauerstoff) el. Energie Elektromotor Brennstoffzelle H2O; CO2; Luft (Sauerstoff) H2; CO2

Wärme

Wärme

Reformer

Katalytischer Brenner

CH3OH Tank H2O

Abgas H2O; CO2

CH3OH Energiezufuhr (Methanol)

Abbildung 10-9: Brennstoffzelle mit Methanolreformierung In Abbildung 10-10 ist der Wirkungsgrad von Brennstoffzellen mit dem von Verbrennungsmotoren verglichen. Es ist zu erkennen, dass der Wirkungsgradvorteil der Brennstoffzelle gegenüber Verbrennungsmotoren, vor allem bei Berücksichtigung der Verluste an Nebenaggregaten, mit zunehmender Antriebsleistung abnimmt bzw. sogar negativ wird. Abbildung 10-11 zeigt die Wirkungsgradketten von verschiedenen Antriebssystemen. Dabei wird deutlich, dass

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bei einem Brennstoffzellenantrieb besonders hohe Energieverluste bei Herstellung und Bereitstellung des Kraftstoffs entstehen.

0,8 BZ-th.

Diesel-th.

Wirkungsgrad

0,6

th. = theoretisch

Otto-th.

BZ-Aggregat

BZ-Aggregat = Brennstoffzelle mit Nebenaggregaten

BZ-Antriebssystem

0,4

Antriebssystem = Gesamtwirkungsgrad 0,2

Dieselmotor

Ottomotor

Diesel-Antriebssystem Otto-Antriebssystem 0

0

10

20

30

40

50

60

Leistung [kW]

Abbildung 10-10: Wirkungsgrad einer Brennstoffzelle

Abbildung 10-11: Wirkungsgradketten von Antriebssystemen Die erste Fahrzeugstudie mit Brennstoffzelle wurde 1994 von Mercedes-Benz mit dem NECAR 1 (New Electric Car) vorgestellt. Der Antrieb war noch so groß und schwer, dass er in einen Kleintransporter untergebracht werden musste. Das Fahrzeug hatte ein Gesamtgewicht von 3000 kg und gerade einmal 25 kW Leistung. Schon zwei Jahre wurde das NECAR 2 präsentiert, das die gleiche Anzahl Sitzplätze wie eine serienmäßige V-Klasse bot. Die Brennstoffzellenstacks waren hinter und unterhalb der hinteren Sitzbank angeordnet. Die Wasserstofftanks waren auf dem Dach des Fahrzeugs angebracht.

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NECAR 2 (1996)

NECAR 1 (1994)

Abbildung 10-12: Fahrzeuganwendungen NECAR 1 und NECAR 2 Bei dem im Jahre 2000 vorgestellten NECAR 5 (Abbildung 10-13) wurde auf die Speicherung des Wasserstoffs in Tiefkühltanks verzichtet. Das Fahrzeug wird mit Methanol betankt, das mittels eines sogenannten "Reformers" zu Wasserstoff umgewandelt wird. Methanol, volkstümlich "Methylalkohol" genannt, hat den Vorteil ganz normal gezapft werden zu können. Jede Tankstelle könnte ihn praktisch ab sofort verkaufen. Für die Umwelt ist dies allerdings ein Kompromiss, denn der NECAR 5 emittiert neben Wasserdampf auch Kohlendioxid. Im Jahr 2002 wurde der F-Cell, ein Kleinserien-Brennstoffzellenfahrzeug von MercedesBenz, vorgestellt (Abbildung 10-13). Der Brennstoffzellenstack ist bei diesem Fahrzeug zusammen mit dem Antriebstrang im Sandwichboden der A-Klasse integriert. Der Elektromotor hat eine Leistung von 65 kW, womit sich eine Beschleunigung von 0 auf 100 km/h in ca. 16 Sekunden und eine elektronisch begrenzte Höchstgeschwindigkeit von 140 km/h realisieren lässt. Als Kraftstoff dient gasförmiger Wasserstoff. Im Gegensatz zu den reinen Prototypen NECAR 1 bis 5 wurden 60 F-Cell Fahrzeuge in Kleinserie produziert, die sich weltweit in der Praxiserprobung bei Kunden befinden. 2005 wurde eine überarbeitete F-Cell Version auf Basis der Mercedes B-Klasse mit einer Leistung von 100 kW präsentiert.

NECAR 5 (2000)

Mercedes-Benz F-Cell (A-Klasse, 2002)

Abbildung 10-13: NECAR 5 und F-Cell

10.2 Systembewertung Antrieb und Automobil Auf der Suche nach Möglichkeiten den Kraftstoffverbrauch von Automobilen und damit den CO2-Ausstoß weiter zu senken gilt es das Gesamtsystem Fahrzeug zu optimieren. Abbildung 10-14 zeigt anschaulich, dass ein erheblicher Teil der CO2-Emissionen auf den Motor als Teilsystem zurückzuführen sind. Aber auch andere Faktoren wie der Luftwiderstand, das Fahrzeuggewicht, das Getriebe, der Rollwiderstand der Reifen und alle elektrischen Verbraucher haben bedeutenden Einfluss und sind in Summe für über 50% des Kraftstoffverbrauchs verantwortlich.

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Abbildung 10-14: Faktoren für die Entstehung von CO2 in einem PKW

Es gibt verschiedene Ansätze den Wirkungsgrad des Systems Fahrzeug zu bewerten, eine davon ist der Ansatz „Tank-To-Wheel“. Vergleicht man verschiedene Antriebskonzepte wie zum Beispiel einen Verbrennungsmotor und einen Elektromotor, so setzt man die Energieträger Kraftstoff im Tank und elektrischer Strom gleich 100 %. Setzt man diese Energie ins Verhältnis zur mechanischen Energie, wie sie für den Antrieb nutzbar ist, so erhält man den Wirkungsgrad. Bezogen auf den NEFZ erreicht man mit einem Verbrennungsmotor dann nur einen effektiven Wirkungsgrad von ca. 25%. Mit einem Elektromotor ist dagegen ein Wirkungsgrad von bis zu 90% möglich. Bei diesem Ansatz wird aber vernachlässigt, dass die elektrische Energie nicht einfach nur aus der Steckdose kommt. Deshalb setzt man beim „WellTo-Wheel“ Ansatz die Primärenergie gleich 100%. Elektrische Energie wird in Deutschland aus einem Mix aus unter anderem Kohle, Kernkraft und regenerativer Energie gewonnen. Dieser Prozess der Umwandlung, der Transport und die Speicherung elektrischer Energie sind stark verlustbehaftet. Somit wandelt sich die Bilanz bei dieser Betrachtungsweise und beide Antriebe landen bei um die 35 %. Exemplarisch stellt Abbildung 10-15 den Einfluss des Kraftwerkwirkungsgrades auf die CO2-Emissionen dar.

Abbildung 10-15: Stromerzeugung durch Kohlekraftwerke

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Diese Erweiterung der Systemgrenzen ist damit Voraussetzung für eine neutrale Bewertung der Antriebsarten. Betrachtet man neben dem Wirkungsgrad auch den Umweltaspekt, so ist schnell erkennbar, dass dieser stark davon abhängt wie der Strom generiert wird. So wächst der Vorteil für die Umwelt mit dem Anteil der erneuerbaren Energien am Energiemix. Abbildung 10-16 zeigt eine Prognose der Entwicklung der Stromerzeugung aus erneuerbaren Energien bis zum Jahr 2030 und schätzt den Anteil am Energiemix auf 35 %.

Abbildung 10-16: Prognostizierte Entwicklung der Stromerzeugung aus erneuerbaren Energien (Quelle: BWK)

Weitere Aspekte bei der Systembewertung sind die bei der Herstellung anfallenden Kosten für die Speicherkapazität sowie das Systemenergiegewicht. In Abbildung 10-17 sind zum Vergleich die Speichermedien für verschiedene Kraftstoffe und elektrische Energie gegenübergestellt. Vergleicht man einen Benzintank mit einer Batterie des gleichen Energieinhaltes, zeigt sich sehr deutlich der Vorteil der Speicherung eines flüssigen Kraftstoffes sowohl in Bezug auf Umweltaspekte (Gewicht) als auch in Bezug auf Wirtschaftlichkeit (Kosten). Hinzu kommt ein Aspekt der besonders entscheidend ist, die Kundenakzeptanz. Ein Benzintank kann in unter 5 Minuten an jeder Tankstelle gefüllt werden. Um Batterien für die halbe Reichweite zu laden, benötigt man heute noch über 5 Stunden.

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Abbildung 10-17: Kosten und Speicherkapazität für verschiedene Energieträger

Aber auch bei den Batterien gibt es große Unterschiede und es ist heute nicht absehbar welcher Batterietyp sich bei Hybriden und Elektrofahrzeugen durchsetzen wird. Das RagoneDiagramm in Abbildung 10-18 dient zum Vergleich unterschiedlicher Batterietypen. In einem kartesischen Koordinatensystem wird die spezifische Leistung in Abhängigkeit von der spezifischen Energie dargestellt. Durch Division der spezifischen Energie durch die spezifische Leistung ergeben sich die Zeiten für eine vollständige Entladung. Diese Zeiten lassen sich in diagonal verlaufenden Isochronen darstellen. Hier schneiden die Lithium-Ionen Batterien besser ab als Nickelmetall-Hydrid Batterien. Daneben entscheiden aber auch der Preis und die Verfügbarkeit des Rohstoffes. Es wird damit gerechnet, dass die Kosten für Batterien sinken. Dabei ist jedoch zu beachten, dass die hohen Kosten primär den Rohstoffen und nicht dem Produktionsprozess geschuldet sind. Heute kosten 200 kg Batterie noch ca. 15.000 Euro bei einer theoretischen Reichweite von 170 km.

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Abbildung 10-18: Spezifische Leistung und spezifische Energie von Batterien

Wie im Vorhergehenden beschrieben bezieht man sich bei der Systemanalyse und dem Vergleich verschiedener Systeme oft auf zum Beispiel den NEFZ. Dieser wird bei 25°C Umgebungstemperatur gefahren und bei der Zertifizierung wird auf alle elektrischen Verbraucher verzichtet. In der Realität gibt es jedoch kaum einen Tag im Jahr, an dem sowohl auf die Klimatisierung als auch die Heizung verzichtet wird. Auch das Licht und die EntertainmentKomponenten sind nicht zu vernachlässigende Verbraucher. Dies gilt für alle Antriebsarten, dennoch ist der Einfluss auf ein elektrisch betriebenes Fahrzeug wegen seiner grundsätzlich eingeschränkten Reichweite umso größer. Abbildung 10-19 zeigt eine Studie der Daimler AG. Diese stellt dar wie die ursprüngliche Reichweite von 200 km aufgrund widriger Bedingungen, niedrigen Temperaturen und damit hoher Heizleistung auf weniger als die Hälfte absinkt. An dieser Stelle kommen die erweiterten Systemgrenzen wieder ins Spiel. Die in diesem Beispiel aufgeführten 6 kW stehen bei einem Verbrennungsmotor aufgrund der Abwärme ohne zusätzlichen Einsatz von Energie zur Verfügung. Dieser Zusammenhang wird auch noch mal in Abbildung 10-20 verdeutlicht. Wird nur der Antrieb betrachtet liegen Fahrzeuge mit Verbrennungsmotor und Elektrofahrzeuge im NEFZ nicht weit auseinander. Bezieht man sich jedoch auf die Jahresmitteltemperatur in Stuttgart oder sogar die Wintermonate (0°C) so hat das gegenläufige Effekte auf die Wirkungsgrade. Das zeigt, dass die Bezeichnung Verlustwärme nur eingeschränkt richtig ist. Besonders im Bereich der Abwärme wird aber ein großes Potential zur weiteren Verbesserung des Wirkungsgrads des Verbrennungsmotors gesehen. Unter dem Überbegriff Wärmemanagement werden viele verschiedene Maßnahmen zu denen Untersuchungen laufen zusammengefasst. Beispiele sind die geschickte Leitung von Wärme nach dem Kaltstart um eine schnelle Aufheizung des Getriebeöls zu realisieren, schnelle und effektive Wege den Innenraum aufzuheizen und durch Rekuperation die Abgaswärme zu nutzen.

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Abbildung 10-19: Abhängigkeit der Reichweite von elektrischen Verbrauchern (Quelle. Daimler AG)

Abbildung 10-20: Bewertung des Wirkungsgrades