180

8. Technische Ausführungen In diesem Kapitel werden wesentliche technische Ausführungen von Brennern vorgestellt. Unterschieden wird nach den Anwendungsgebieten Heizkessel, Prozessfeuerungen, Wärmekraftanlagen und Nachbrennkammern, die in der Einleitung bereits begründet wurden. Die Aufteilung ist nicht strikt. Insbesondere bei Heizkesseln und Prozessfeuerungen kommen oftmals gleichartige Brenner zum Einsatz. 8.1 Heizkessel 8.1.1 Oberflächenbrenner Bei Brennern kleiner Leistung, insbesondere Brenner für Haushaltsheizungen, werden zunehmend Oberflächenbrenner eingesetzt. Bei diesem Prinzip besteht der Brennerkopf aus einem porösen Material. Dafür wird in der Regel hochhitzebeständige Metall- oder Keramikfaser verwendet. Brennstoff und Luft werden vorgemischt und brennen beim Durchströmen des Brennerkopfes. Auf Grund der kleinen Strömungskanäle wird die Reaktionswärme gut konvektiv an das Material des Brennerkopfes geleitet. Vom Brennerkopf strahlt die Wärme an die Wände des Heizkessels. Die Glühtemperatur des Brennerkopfes stellt sich zwischen 700 °C und 900 °C ein. In diesem Temperaturbereich ist die Bildung von thermischem NOx gehemmt. Die Brenner zeichnen sich damit durch extrem niedrige NOx-Emissionen aus. Bei solchen Brennern sind schon NOx-Emissionen kleiner als 15 ppm erreicht worden (Marx 1993). Die untere Grenze wird durch die Bildung des Prompt-NOx bestimmt, wie bereits in Kapitel 7.2 beschrieben worden ist. Ein weiterer Vorteil der Oberflächenbrenner besteht darin, dass diese auf Grund der laminaren Strömung sehr pulsationsfrei und geräuscharm sind. Die Stickoxidemissionen hängen von der thermischen Leistung ab. Bei geringer Leistung arbeitet der Brenner im Bereich maximaler Infrarotstrahlung. Hierbei werden etwa 30 % der Reaktionswärme durch Strahlung abgeführt. Ab einer bestimmten Brennerleistung tritt der „Blue Flame Limit“ Effekt auf. Die aus dem Brennerkopf austretenden Strahlen werden bläulich sichtbar. Die Temperatur in der Flamme steigt dann an und damit nimmt auch die NOx-Emmission relativ stark zu. In Bezug auf die Form des Brennerkopfes unterscheiden sich die Brenner in - ebenflächige Brenner - zylindrische Brenner - halbkugelförmige Brenner. Als ebenflächiger Brennerkopf wird der „Ceramic-Foam-Brenner“ vorgestellt, dessen prinzipieller Aufbau in Bild 8.1-1 dargestellt ist. Das Gas-Luft-Gemisch durchströmt einen aus Keramik-Schaumstoff gebauten Brennerkopf und zündet an dessen innerer Oberfläche. Die Verbrennung findet an der porösen Oberfläche statt. Die Oberflächenbelastung kann von 100 bis 2000 kW/m2 eingestellt werden. Bei kleiner Leistung arbeitet der Brenner im Bereich der „attached flame“. Die Oberflächentemperatur liegt dann zwischen 800 °C und 900 °C. Bis zu 25 % der Reaktionswärme kann abgestrahlt werden. Bei Flächenbelastungen ab 600 kW/m2 wird die Ausströmungsgeschwindigkeit des Gemisches so hoch, das die Flamme von der Oberfläche abhebt. In diesem Bereich des „flame lift off“ oder „Blauflammenbrenner“ wird die Keramikoberfläche kälter und die Flammentemperatur steigt an, was höhere NOx-

181

Emissionen zur Folge hat. Für den Bereich der attached flame werden als Emissionswerte angegeben: NOx 5 – 25 ppm, CO < 50 ppm für 0 % O2 trocken (Beesteheerde et al. 1992). Als Brenner mit zylinderförmigen Kopf wird der Magma-Brenner vorgestellt, dessen Aufbau in Bild 8.1-2 skizziert ist. Der Kopf besteht aus einem Sieb aus Edelstahl, das von einer Keramikfaserschicht umgeben ist. Die feinkörnige Keramikschicht weist Aluminium-Silicat-Einschlüsse zum Erreichen einer höheren Wärmebeständigkeit auf. Das Gas-Luft-Gemisch wird verdrallt zugeführt. Die Flächenbelastung liegt zwischen 80 und 320 kW/m2. Die NOx-Emissionen liegen nach Dreizler 1993 unter 35 mg/kWh. Als Beispiel für einen Brennerkopf mit halbkugelform ist in Bild 8.1-3 der Matrix-Brenner gezeigt. Die Oberfläche besteht aus einem hochlegiertem Edelstahldrahtgeflecht. Nach Hofbauer 1993 liegt die NOx-Emission unter 15 mg/kWh und die CO-Emission unter 5 mg/kWh. Zur weiteren Absenkung der NOxEmissionen wird auf die Oberfläche des Brennerkopfes eine katalytisch aktive Substanz aufgetragen. Dadurch soll die Oberflächen- und damit Flammentemperatur noch weiter gesenkt und vorallem die Konzentration an CH-Radikalen in der Hauptreaktionszone, die für die prompte NOx-Bildung verantwortlich sind, reduziert werden. Nach Dzubiella et al. 1995 werden durch katalytische Beschichtungen NOx- und CO-Emissionen jeweils kleiner als 5 mg/kWh erreicht. Wenn infolge des Alterungsprozesses die katalytische Wirkung nachlässt, werden maximal die Emissionen des Brenners ohne katalytische Beschichtung erreicht. Zur Beschreibung des Mechanismusses der Beschichtung wird auf Bröckerhoff und Emonts 1997 verwiesen. 8.1.2 Brenner mit kontinuierlicher Luftstufung Durch eine gestufte Vermischung von Brennstoff und Luft lassen sich die NOx-Emissionen reduzieren, wie in Kapitel 7.2 beschrieben worden ist. Der Costair-Brenner (Continuous staged air) gibt die Luft über so viele Stufen dem Brennstoff zu, dass von einer kontinuierlichen Luftstufung gesprochen werden kann. Das Prinzip wird mit Bild 8.1-4 erläutert. Die Luft wird zentral über einen zylinderförmigen Verteiler in den Brennraum geführt. In dem Verteiler befinden sich rechteckige Schlitze mit tangential angeschrägter Öffnung, so dass die Luft verdrallt wird. Ringförmig um den Luftverteiler befinden sich kleine Düsen, aus denen das Brenngas austritt. Die sich dabei ausbildende Flamme ist in Bild 8.1-5 gezeigt. Nach Al-Halbouni et al. 1998 werden durch diesen Brenner NOx-Emissionen kleiner 20 ppm und CO-Emissionen kleiner 3 ppm erreicht. 8.1.3 Brenner mit Abgasrezirkulation Bei Brenner für größere Leistung wird die Abgasrezirkulation als Maßnahme zur NOx Minderung angewendet. Einige Maßnahmen zur Erzeugung einer hohen Abgasrezirkulation werden kurz vorgestellt. Die Verwendung eines Flammrohres wird mit Bild 8.1-6 erläutert. Das Brenngas strömt über einen Ringverteiler mit vielen Strahlen aus dem Brenner. Damit wird eine sehr intensive Ansaugung von Gas erreicht. Hinter dem Brennerkopf ist ein sogenanntes Flammenrohr angeordnet. Durch die Lücke zwischen Brennerkopf und Flammrohr wird ausgebranntes Gas angesaugt und vermischt sich mit dem noch unverbrauchten Gas-Luft-Gemisch. Nach Dreizler 1993 wurden für einen solchen Brenner mit einer Leistung von 600 kW NOx-Emissionen kleiner als 40 ppm gemessen.

182

Mit Bild 8.1-7 wird ein Brenner mit Luft-Impulsdüsen zur Abgasrezirkulation vorgestellt. Die Verbrennungsluft wird jeweils in zwei Primär- und zwei Sekundärluftströme aufgeteilt. Die beiden Primärluftströme dienen zur Zerstäubung des Öls, wozu gegebenenfalls noch Dampf benötigt wird. Der erste Sekundärluftstrom wird mittels Leitschaufeln verdrallt und sorgt damit für eine Flammenstabilisierung. Der zweite Sekundärluftstrom wird über ringförmig verteilte Düsen zugeführt. Damit werden viele Impulsströme erzeugt, die ein starkes Ansaugen des umgebenden Gases und damit eine Abgasrezirkulation bewirken. An einem mit diesem Brenner ausgerüsteten Dampfkessel von 7 MW wurden NOx-Emissionen kleiner als 80 mg/m3 und CO-Emissionen kleiner als 5 ppm bezogen auf 3 % O2 gemessen (Schopf und Smit 1995). 8.1.4 Ölverdampfungsbrenner

183

8.2 Prozessfeuerungen Brenner für Prozessfeuerungen, wie z. B. Industrieöfen, müssen eine vorgegebene Prozesstemperatur erreichen, die möglichst im gesamten Querschnitt gleichförmig ist. Die Länge der Flamme ist durch die Abmessung der Feuerung und damit durch die Form oder die Art des Produktes vorgegeben. Daher sind die Bauformen der Brenner überaus vielfältig, so dass hier nur ein Überblick gegeben werden kann. 8.2.1 Impuls- und Drallbrenner Zur Erzeugung einer möglichst gleichmäßigen Prozesstemperatur muss die Ofengasatmosphäre umgewälzt werden. Hierzu werden Impuls- und Drallbrenner verwendet, die nicht nur den Brennstoff, sondern vor allem die Luft dem Ofen mit einem hohen Impuls zuführen. Bild 8.2-1 zeigt ein Gasbrenner für Leistungen bis 1 MW. Die Brennerlanze ist von einem Flammrohr umgeben. Das Gas wird axial zugeführt und tritt am Brennerkopf durch mehrere Öffnungen radial in den Luftstrom ein. Dieser wird durch schräge Schlitze geleitet und somit verdrallt. Dieser Drallgenerator kann Schlitze mit verschiedener Anzahl und tangentialer Ausrichtung haben. Dementsprechend können verschiedene Drallstärken und damit Flammenlängen eingestellt werden. Durch das Flammrohr tritt das Gas-Luft-Gemisch mit einem hohen Impuls in den Ofen ein. Das Flammrohr muss aus einem hochhitzebeständigem Material bestehen. Hierzu wird in der Regel Siliziumkarbid (SiC) verwendet.

D

UL

U0

ML

.

ML

.

d0MB

.

z1 0/d z2 0/d z/d0

M.

MB

.

ML

.

MB

.MB

.+

01

Rückstrom-wirbel

Rückstrom-wirbel

Bild 8.2-1: In Bild 8.2-2 ist ein sogenannter FLOX-Brenner dargestellt. Das Brenngas wird axial zugeführt. Ringförmig um die Brennstofflanze sind Luftdüsen angeordnet, durch die die Luft mit hoher Geschwindigkeit ausströmt. Durch die Aufteilung eines großen Gasstromes in viele kleine Gasströme wird eine hohe Ansaugwirkung des umgebenden Gases und damit eine hohe

184

Rezirkulation erreicht. Bei dem FLOX-Brenner ist die Rezirkulation und damit die Einmischung von bereits verbranntem Gas so hoch, dass eine Flamme nicht mehr sichtbar ist. Die Verbrennung wird daher als flammlose Oxidation (FLOX) bezeichnet. Durch die hohe Rezirkulation wird die Sauerstoffkonzentration stark herabgesetzt. Der Brenner zeichnet sich daher durch sehr niedrige NOx-Emissionen aus. 8.2.2 Rekuperator-Brenner Bei Industriefeuerungen besitzen die Abgase in der Regel sehr hohe Temperaturen, da der konvektive Wärmeübergang sehr gering ist und die Wärme somit durch Strahlung übertragen werden muss. Zur Energierückgewinnung wird mit dem Abgas die Verbrennungsluft vorgewärmt. Diese Möglichkeit der Energieeinsparung wurde bereits in Abschnitt 3.3 erläutert. Bei einigen Feuerungen wird das Abgas an nur einer Stelle abgeführt und die Luft in einem Zentralrekuperator vorgewärmt. Die heiße Luft muss dann auf die Brenner verteilt werden, wozu hochhitzebeständige Rohrleitung notwendig sind. In vielen Fällen wird daher das Abgas direkt am Brenner abgeführt und die Luft in diesem vorgewärmt, wie prinzipiell in Bild 8.2-3 gezeigt ist. Die Höhe der Luftvorwärmung ist durch die Temperaturfestigkeit des Materials begrenzt. Bei Brennern aus Stahl ist die Lufttemperatur auf 600 °C bis 650 °C begrenzt. Durch Verwendung von SiC und SiSiC als Material kann die Vorwärmtemperatur auf ca. 900 °C gesteigert werden. (Literaturstelle). Um den konvektiven Wärmeübergang zwischen Abgas und Luft zu erhöhen, sind die Wände auf verschiedene Arten berippt. In Bild 8.2-4 sind Beispiele solcher Berippungen gezeigt. Durch die Luftvorwärmung stellen sich am Brennermund höhere Verbrennungstemperaturen ein. Dadurch ergeben sich prinzipiell höhere Emissionen an thermischen NOx. Folglich muss durch andere Maßnahmen der NOx-Bildung entgegengewirkt werden, wie z. B. durch verstärkte Verbrennungsgasrezirkulation. Eine besondere Form von Rekuperatorbrennern stellen Strahlrohre dar. Bei einigen thermischen Behandlungsverfahren in der Metallurgie dürfen die Werkstücke mit den Verbrennungsgasen nicht in Berührung kommen, da sonst Oxidationsreaktionen auf deren Oberfläche auftreten. Die Flamme brennt daher in einem Rohr, dass die Verbrennungswärme auf die Werkstücke abstrahlt. Aus Festigkeitsgründen des Rohrmaterials ist die Wandtemperatur des Strahlrohres auf 1200 bis 1250 °C begrenzt. Im Bild 8.2-5 sind Bauformen von Strahlrohren zusammengestellt. Die Temperatur der aus den Strahlrohren abströmenden Verbrennungsgase muss hoch sein, um hohe Wandtemperaturen zu erreichen. Die Abgase werden daher zur Luftvorwärmung genutzt. 8.2.3 Brenner großer Leistung Bei einigen Feuerungen, wie beispielsweise für Drehrohröfen und Glaswannen, kann nur ein Brenner eingesetzt werden. Dieser muss dann eine große Leistung erzeugen. Solche Brenner können Leistungen bis etwa ... MW aufweisen. Zur Regelung der Länge der Flamme, z. B. auf Grund einer Änderung der Zusammensetzung oder der Art des Brennstoffs oder des Produktes, muss entsprechen Abschnitt 4.3 der Düsendurchmesser veränderbar sein. Das Prinzip einer solchen Veränderung wird mit Bild 8.2-6 veranschaulicht. In einem mit dem Brenner fest verbundenem Rohr steckt ein axial verschiebbares Rohr, dass an dem Ende beim Brennerkopf eine konische Verdickung besitzt. Durch den Ringspalt dieser beiden Rohre

185

strömt das Brenngas aus. Durch die axiale Verschiebung des inneren Rohres wird der Austrittsquerschnitt und damit der hydraulische Durchmesser eingestellt. Durch die Veränderung des Austrittsquerschnittes wird – bei gleicher Leistung – auch die Austrittsgeschwindigkeit verändert. Dieses kann ungünstige Auswirkungen auf die Stabilität der Flamme haben. Um die Austrittsgeschwindigkeit innerhalb der Stabilitätsgrenzen zu halten, wird daher der Brennergasstrom in einen Kernstrom und einen Mantelstrom aufgeteilt. In Bild 8.2-7 ist das Prinzip eines solchen Brenners für die Befeuerung von Glaswannen dargestellt (Malobabic, Scherello 2003). Der Kernstrom und damit der Mischimpuls wird geregelt. Mit dem Mantelstrom wird die Leistung reguliert. In dem gezeigten Beispiel wird der Gasstrom unter einem bestimmten Winkel in den Luftstrom eingedüst. In folge der bei großen Glaswannen üblichen regenerativen Luftvorwärmung hat die Verbrennungsluft Temperaturen um 1000 °C und damit hohe Volumenströme. Eine ringförmige Zuführung um die Brennerlanze ist damit zu aufwendig. Das Prinzip eines Kohlenstaubrenners für große Leistungen wird mit Bild 8.2-8 erläutert. Solche Brenner werden beispielsweise in Drehrohröfen eingesetzt. Der Brenner besteht aus mehreren ringförmig ineinander angeordneter Rohre. Durch einen Ringspalt wird der Kohlenstaub mit der Förderluft eingeblasen. Die Förderluft liegt in der Größenordnung von 10 % der Gesamtluft. Der Hauptteil der Verbrennungsluft wird ringförmig um den Brenner zugeführt. Bei einigen Drehrohrprozessen, wie beispielsweise das Brennen von Zementklinker, ist diese Luft bis auf ca. 1000 °C vorgewärmt. Zur Vermischung des Kohlenstaubstromes mit der Verbrennungsluft muss ein Impulsstrom im Brenner erzeugt werden. Dazu wird durch den äußeren Ringspalt sogenannte Axialluft mit hoher Geschwindigkeit eingeblasen. Das innere Rohr für die Axialluft ist am Ende des Brennerkopfes mit einem Konus versehen und axial verschiebbar. Dadurch kann der Impuls und damit die Flammenlänge variiert werden. Zur weiteren Beeinflussung der Flamme sowie zur Vergleichsmäßigung des Temperaturfeldes über dem Querschnitt wird der Strömung noch ein Drall aufgeprägt. Dazu wird ein Luftstrom in einem inneren Ringspalt durch Drallschaufeln geführt. Bei manchen Brennern kann ein Rohr dieses Ringspaltes gedreht und damit die Stellung der Drallschaufeln verändert werden. Hierüber wird wiederum der Drallimpuls beeinflusst. Beim Start der Feuerung sind alle Wände kalt. Kohlenstaub zündet daher nicht, wie im Kapitel 6 beschrieben wurden ist. Daher muss der Brenner mit Erdgas gezündet werden. Hierzu ist auf der Brennerachse eine Gaslanze angeordnet. Nach einiger Betriebszeit, wird auf Öl umgestellt. Hierzu sind um die Brennerlanze die Ölleitungen mit Düse angeordnet. Sind die Wände ausreichend erwärmt, kann der Brenner schließlich mit Kohlenstaub betrieben werden. Alternativ kann der Brenner auch wahlweise mit Öl oder Kohlenstaub betrieben werden, je nach wirtschaftlichen oder produktspezifischen Gesichtspunkten.

186

8.3 Verbrennungskraftmaschinen Mit Verbrennungskraftmaschinen wird die chemische Energie des Brennstoffs direkt, d. h. in einem Apparat, in mechanische Energie umgewandelt. Der Verbrennungsvorgang muss hierbei auf Leistung und Wirkungsgrad optimiert werden. Die bedeutendsten Verbrennungskraftmaschinen sind der Diesel-, Otto- und Gasmotor sowie die Turbine. Diese Maschinen zeichnen sich durch eine schnelle Regelung der Leistung aus. Bei Wärmekraftanlagen wird dagegen der Brennstoff separat in einem Kessel verbrannt und Dampf erzeugt, der dann in einer Turbine mechanische Energie erzeugt. Diese Anlagen sind Träger im Leistungsverhalten. 8.3.1 Motorenkonzepte Motore arbeiten periodisch, so dass der Verbrennungsvorgang instationär ist. Auf Grund der hohen Drehzahlen steht für die Verbrennung nur eine kurze Zeitspanne zur Verfügung. Das Arbeitsverfahren von Motoren wird mit Bild 8.3-1 veranschaulicht. Beim so genannten 1. Takt wird durch die Abwärtsbewegung des Kolbens Luft oder ein Luft-Brenngas-Gemisch in den Zylinder gesaugt. Der 1. Fall ist das Prinzip des Dieselmotors, der 2. Fall das Prinzip des Otto- und Gasmotors. Beim 2. Takt wird die Luft bzw. das Gemisch verdichtet. Das Volumenverhältnis der Verdichtung ist

( ) khk V/VV +=ε , (8.3-1)

wobei Vh das Hubvolumen des Zylinders und Vk das Volumen des Kolbens im oberen Totpunkt, also das Verdichtungsvolumen, ist. Für die Druck- und Temperaturerhöhung bei der Verdichtung gelten

χε=1

2

p

p (8.3-2)

bzw.

112 T/T −χε= , (8.3-3)

wobei der Polytropenexponent χ zwischen 1,3 und 1,4 liegt. Kurz vor Erreichen des oberen

Totpunktes des Kolbens wird die Verbrennung ausgelöst. Beim Dieselmotor wird dazu der Kraftstoff eingedüst, beim Otto- und Gasmotor wird das Gemisch durch die Funken einer Kerze gezündet. Durch die Temperaturerhöhung während der Verbrennung dehnt sich das Gas aus und drückt den Kolben nach unten. Dies ist der 3. Takt, der als Arbeitstakt bezeichnet wird. Beim anschließenden 4. Takt wird das Verbrennungsgas ausgedrückt und der Prozess beginnt neu.

187

Bild 8.3-1: Arbeitsverfahren von Motoren Je nach Art der Verbrennung stellen sich verschiedene Kreisprozesse ein. Die idealen (isentropen) Verläufe dieser Kreisprozesse werden mit den in Bild 8.3-2 gezeigten p,v- und T-s-Diagrammen erklärt. Das linke Teilbild gibt den Grenzfall wieder, dass die Verbrennung unendlich schnell und damit bei konstantem Volumen abläuft. Die Zustandsänderung von 1 nach 2 ist die Verdichtung des Gases, von 2 nach 3 die Verbrennung mit der Wärmezufuhr qzu, von 3 nach 4 die Expansion sowie von 4 nach 1 die als isochor angenommene Wärmeabfuhr qab durch das Ausblasen des Gases. Die Verdichtung mit dem Verhältnis

21 v/v=ε und die Expansion von 4 nach 1 werden als adiabat angenommen. Für den

thermischen Wirkungsgrad dieses sogenannten Gleichraumprozess gilt

( )( )23v

14v

zu

abth TTc

TTc1

q

q1

−⋅

−⋅−=−=η . (8.3-4)

Die Temperaturänderung bei der Expansion beträgt

1

4

3

T

T −χε= . (8.3-5)

Ersetzt man T4 in Gl. (8.3-4) durch die obige Gleichung und T1 durch Gleichung (8.3-3), so folgt für den Wirkungsgrad

1th

11

−χε−=η . (8.3-6)

Hieraus ist ersichtlich, dass der Wirkungsgrad umso höher ist, je höher das Verdichtungsverhältnis ist.

188

Bild 8.3-2: Kreisprozesse von Motoren Im mittleren Teilbild ist der Grenzfall dargestellt, dass die Verbrennung langsamer und damit während eines Teils der Abwärtsbewegung abläuft. Der Druck kann dabei als konstant angesehen werden. Dieser Kreisprozess wird als Gleichdruckprozess bezeichnet. Für den Wirkungsgrad gilt

( )( )23p

14v

zu

abth TTc

TTc1

q

q1

−

−−=−=η (8.3-6b)

Der Volumenanteil der Gleichraumverbrennung wird als Einspritzverhältnis (Gleichraumanteil) bezeichnet

2

3

V

V=ϕ (8.3-7)

bezeichnet. Die Temperaturänderungen betragen bei der Gleichdruckverbrennung

ϕ==2

3

2

3

V

V

T

T (8.3-8)

und bei der isentropen Expansion

11

3

4

4

3

V

V

T

T−χ−χ

ϕ

ε=

= . (8.3-9)

189

Diese beiden Gleichungen und Gl. (8.3-3) in die Gl. (8.3-6b) eingesetzt, ergibt für den thermischen Wirkungsgrad

( )1

111

1th−ϕ⋅χ

−ϕ⋅

ε−=η

χ

−χ. (8.3-10)

Die thermischen Wirkungsgrade des Gleichdruck- und des Gleichraumprozesses sind in Bild 8.3-3 miteinander verglichen. Hieraus ist ersichtlich, dass der Gleichraumprozess bei gleichem Verdichtungsverhältnis die höheren Wirkungsgrade ergibt. Der Otto-Motor arbeitet mit Verdichtungsverhältnissen um 10 nach im steilen Bereich der Kurve, wodurch bei diesem Motor ein möglichst hohes Verdichtungsverhältnis von Bedeutung ist. Der Diesel-Motor arbeitet dagegen mit Verdichtungsverhältnis um 20 bereits im flachen Teil der Kurve, so dass ein weiterer Anstieg des Verdichtungsverhältnisses nur unwesentlich zu einer Verbesserung des Wirkungsgrades beiträgt.

Bild 8.3-3: Vergleich der thermischen Wirkungsgrade der Idealprozesse ( 4,1=χ ) nach

Pischinger et al. 2002 Der im rechten Teil von Bild 8.3-2 dargestellte sogenannte Seiligerprozess beschreibt eine Kombination der beiden vorherigen Kreisprozesse; also den idealen Kreisprozess, bei dem ein Teil des Kraftstoffs bei konstantem Volumen und der übrige Teil bei konstantem Druck verbrennt. Als thermischer Wirkungsgrad ergibt sich hierfür

( )( ) ( )34p23v

15v

zu

abth TTcTTc

TTc1

q

q1

−⋅+−⋅

−⋅−=−=η , (8.3-11)

Für die Temperaturänderungen gelten bei der istentropen Verdichtung Gl. (8.3-3), bei der isochoren Wärmezufuhr

ψ==2

3

2

3

p

p

T

T, (8.3-12)

190

wobei ψ als Drucksteigerungsverhältnis bezeichnet wird, bei der isobaren Wärmezufuhr

ϕ==3

4

3

4

V

V

T

T (8.3-13)

und

1

4

5

5

4

V

V

T

T−χ

= (8.3-14)

bei der isentropen Expansion. Mit diesen Gleichungen sowie V3 = V2, V5 = V1 und p3 = p4 folgt aus Gl. (8.3-11)

( )11

111

1th−ϕψ⋅χ+−ψ

−ϕ⋅ψ⋅

ε−=η

χ

−χ. (8.3-14)

Der Seiligerprozess geht mit den Grenzwerten 1=ψ in den Gleichdruckprozess und mit

1=ϕ in den Gleichraumprozess über. Die Wirkungsgrade des Seiligerprozesses sind in Bild

8.3-3 gestrichelt eingezeichnet. Parameter ist der maximale Druck p3, der sogenannte Grenzdruck. Zur Erzielung eines hohen Wirkungsgrades müssen also zwei Bedingungen erfüllt werden - hohes Verdichtungsverhältnis - hoher Gleichraumanteil bei der Verbrennung. Da beide Bedingungen nicht gleichzeitig erfüllt werden können, bestehen zwei verschiedene Motorenkonzepte. Der Otto-Motor verfolgt das Prinzip der Gleichraumverbrennung. Um die notwendigen kurzen Verbrennungszeiten zu erreichen, müssen Luft und Brennstoff vorgemischt werden. Durch die schnelle Verbrennung sind hohe Drehzahlen möglich. Allerdings ist wegen der Selbstentzündung des Gemisches auf Grund der Temperaturerhöhung während der Verdichtung und damit des Klopfens des Motors das Verdichtungsverhältnis beschränkt. Der Diesel-Motor verfolgt das Prinzip der hohen Verdichtung. Dadurch kann der Kraftstoff erst nach der Verdichtung der Luft zugeführt werden, wodurch sich eine diffusive Verbrennung einstellt. Auf Grund der höheren Verbrennungszeit verbrennt nur ein Teil des Kraftstoffs unter Gleichraumbedingungen, der übrige Teil unter Gleichdruckbedingungen. Durch die langsamere Verbrennung sind des Weiteren nicht so hohe Drehzahlen erreichbar. Nur bei sehr langsam drehenden, großvolumigen Diesel-Motoren, wie bei stationären Motoren und Schiffsmotoren, ist die Verbrennung vergleichsweise so schnell, dass ein hoher Gleichraumanteil auftritt. Dann sind beide zuvor genannten Bedingungen nahezu gleichzeitig erfüllt. Daher werden solche Motoren nur als Diesel gebaut. In Tabelle 8.3-1 sind Kenngrößen heutiger Motoren zusammengestellt.

191

Motorart Auf-la-

dung

Verdich-tung

εεεε

Drehzahl min-1

Verbrauch g/kWh

Hubraum-leistung kW/dm3

ηth

% Ottomotoren Rennmotoren nein 12 … 16 14000 … 20000 - 110 … 500 - Pkw-Motoren nein

ja 8 … 12 7 … 9

4500 … 7500 5000 … 7000

350 … 250 380 … 280

35 … 60 50 …100

27 – 34 23 - 31

Dieselmotoren Pkw-Motoren IDI

nein ja

20 … 24 20 … 24

3500 … 5000 3500 … 4500

320 … 230 290 … 220

20 … 30 25 … 40

27 – 37 30 – 39

Pkw-Motoren DI

ja 18 … 20 4000 … 4500

195 … 205 35 … 60 42 – 44

NKW-Motoren DI

nein ja

16 … 18 15 … 17

2000 … 4000 2000 … 3200

280 … 210 230 … 205

10 … 15 15 … 20

31 – 41 37 – 42

mittelschnelle 4-Takt-Motoren

ja 13 … 15 350 … 750 210 … 186 5 … 12 41 – 46

2-Takt-Groß-motoren

ja 12 … 14 75 … 250 160 2,3 … 8 52

Tabelle 8.3-1: Kenngrößen heutiger Motoren

Im Folgenden wird auf beide Motoren etwas ausführlicher eingegangen.

Beide Motorenkonzepte erfordern einen unterschiedlichen Kraftstoff. In Tabelle 8.3-2 sind einige Eigenschaften von Kraftstoffen angegeben. Der Otto-Motor benötigt einen Kraftstoff, der schon bei niedrigen Temperaturen siedet und somit gasförmig wird und der erst bei höheren Temperaturen zündet. Der Diesel-Motor benötigt dagegen einen Kraftstoff der schon bei niedrigen Temperaturen zündet und damit eine hohe Zündwilligkeit aufweist. Diese wird durch den Aufbau der Kohlenwasserstoffmoleküle (Bild 8.3-4), wie z. B. Benzol, bestimmt. Doppelbindungen wie bei Aromaten , wie z. B. Benzol und ringförmige Strukturen reduzieren die Zündwilligkeit. Zusätze von Sauerstoffträgern (Alkohole, Ether) reduzieren die Radikale absorbieren, kann die Zündwilligkeit, wodurch der Heizwert merklich verringert wird. Früher wurden als solche Additive Bleiverbindungen verwendet. Die Zündwilligkeit nimmt dagegen zu je länger und größer die Moleküle sind wie z. B. bei Paraffinen. Durch Zugabe von Stickstoffverbindungen kann die Zündung beschleunigt werden.

Kraftstoff Dichte kg/l

Siede-temperatur °C

Spez. Ver-dampfungs-enthalpie kJ/kg

Zünd-tempe-ratur °C

Untere Zündgrenze Vol.-% Gas in Luft

obere Zündgrenze Vol.-% Gas in Luft

Ottokraftstoff Normal Super Flugbenzin Kerosin Dieselkraftstoff

0,715 … 0,765 0,730 … 0,780

0,720 0,770 … 0,830 0,815 … 0,855

25 … 215 25 … 215 40 … 180 170 … 260 180 … 360

380 … 500

- - -

≈ 250

≈ 300 ≈ 400 ≈ 500 ≈ 250 ≈ 250

≈ 0,6

- ≈ 0,7 ≈ 0,6 ≈ 0,6

≈ 8 - ≈ 8 ≈ 7,5 ≈ 7,5

Tabelle 8.3-2: Charakterisierung typischer Kraftstoffe

192

Otto-Bezugskraftstoff n-Heptan C7H16: Oktanzahl 0 Parafine: kettenförmig, gesättigt, einfache Bindung, hohe Zündwilligkeit

Otto-Bezugskraftstoff iso-Oktan C8H18: Oktanzahl 100 Iso-Paraffine: kettenförmig, verzweigt

Diesel-Bezugskraftstoff α -Methyl Naphtalin C11H10: Cetanzahl 0 z. B. Zyklo-Hexan C6H12 Napthene (Zyklo Paraffine): ringförmig, Einfachbindung, geringe Zündwilligkeit

Diesel-Bezugskraftstoff n-Hexadecan (Cetan) C16H18: Cetanzahl 100

Bild 8.3-4: Wirkungen von Kohlenwasserstoffe auf Kraftstoffe Die Zündwilligkeit wird bei Dieselkraftstoffen mit der Cetanzahl (CZ) beschrieben. Per Definition wird n-Hexadecan (= Cetan) C16H34 die Cetanzahl CZ = 100 zugewiesen, was sehr zündwillig bedeutet. Dagegen bekommt α -Methyl-Naphtalin C11H10 die Cetanzahl CZ = 0, was zündunwillig bedeutet. Die Cetanzahl eines Dieselkraftstoffs ist gleich dem Anteil an n-Hexadecan im Gemisch aus diesen beiden Stoffen, das unter gleichen Bedingungen dieselbe Zündverzugszeit hat wie der Prüfkraftstoff. Die Messung wird nach DIN 51773 an einem bestimmten Motor durchgeführt. Da bei niedrigen Temperaturen Paraffine auskristallisieren und die Fließfähigkeit auf Grund der erhöhten Viskosität herabgesetzt wird, müssen Additive (im ppm-Bereich) zugesetzt werden, die diesen Eigenschaften entgegenwirken. Die Zündwilligkeit des Otto-Kraftstoffs wird mit der Oktanzahl beschrieben. Dazu wird n-Heptan C7H16 die Oktanzahl null zugewiesen, was eine hohe Zündwilligkeit und damit große Klopftendenz bedeutet. Iso-Oktan erhält die Oktanzahl 100. Die Oktanzahl des Prüfkraftstoffes ist gleich dem Anteil des Oktans in einem Gemisch mit n-Heptan, das dieselbe Klopftendenz in einem standardisierten Motor aufweist.

H – C – C – C – C – C – C – C – H

H H H H H H H

H H H H H H H

H – C – C – C – C – C – H

H CH3 H CH3 H

H CH3 H H H

C

C C

C C

C

H H

H

H H

H

H H

H

H H

H

H – C – C – C – C – C – C – C – C – C – C – C – C – C – C – C – C – H

H H H H H H H H H H H H H H H H

H H H H H H H H H H H H H H H H

193

8.3.2 Diesel-Motore Zündung

Beim Dieselmotor wird Luft angesaugt und im folgenden Takt verdichtet. Bild 8.3-5 zeigt die Temperaturerhöhung bei einem kalten und einem warmen Motor. Bei einem kalten Motor wird demnach die Luft nicht so weit erhöht, dass eine sichere Zündung des eingedüsten Kraftstoffs gewährleistet ist. Daher befinden sich im Zylinder zur Zündung elektrisch beheizte Glühstifte, die eine Temperatur von 1100 °C bis 1300 °C besitzen. Ältere Dieselmotore müssen vor dem Kaltstart eine kurze Zeit vorgeglüht werden.

Bild 8.3-5: Temperaturerhöhung im Motor bei der Verdichtung Verbrennungsverlauf/Kraftstoffeinspritzung

Der Verbrennungsverlauf wird in erheblichem Maße durch die Einspritzcharakteristik des Kraftstoffs bestimmt. Beim Dieselmotor wird stets die gleiche Menge an Luft angesaugt. Die eingespritzte Menge an Kraftstoff wird entsprechend der Leistung dosiert. Der Einspritzdruck und der Einspritzverlauf haben insbesondere auf die Abgasemission einen wesentlichen Einfluss, weil beide Größen über die Tröpfchendurchmesser und die Eindringtiefe des Kraftstoffes in die hochverdichtete Luft zur Gemischbildung je nach Verbrennungsverfahren dominierend oder unterstützend beitragen. Für den Einspritzvorgang selbst steht nur eine relativ kurze Zeitspanne, die Spritzdauer zur Verfügung. Sie wird durch den thermodynamischen Prozess, den Gemischbildungsvorgang und den Verbrennungsablauf bestimmt. Da die Einflüsse gegenläufig sind, muss ein Kompromiss aus Kraftstoffverbrauch und Abgasqualität gesucht werden. Bei abgasentgifteten Nutzkraftwagen (NKW)-Motoren beträgt die Spritzdauer bei Höchstdrehzahl und Volllast bis zu 36 ° Kurbelwelle (KW), bei Pkw-Direkteinspritzmotoren bis zu 38 ° KW und bei Pkw-Kammermotoren bis zu 40 ° KW, was einer Zeitspanne von nur 2 bis 1,5 ms entspricht. Wird die Spritzdauer zu lang, sind eine hohe Rauchemission und ein schlechter Kraftstoffverbrauch die Folge.

Te

mp

era

tur

Verdichtungsverhältnis

194

Die Einspritzmasse pro Arbeitsspiel muss vordringlich bei Volllast möglichst genau sein, da sie auf der einen Seite die Leistung des Motors direkt bestimmt und auf der anderen Seite insbesondere im unteren Drehzahlbereich bei vorgegebener Luftmenge überproportional die gesetzlich begrenzte Rauchentwicklung beeinflusst. Einspritzmengenunterschiede müssen durch entsprechenden Vorhalt bei der Volllasteinstellung ausgeglichen werden. Um Leistungsdifferenzen zu vermeiden, sollten die Mengentoleranzen kleiner ± 2,5 % sein.

Auch im Leerlauf und Teillastgebiet werden hohe Anforderungen an die Genauigkeit der Einspritzmasse gestellt. Vornehmlich müssen die Zylinder-zu-Zylinder-Streuungen klein sein, da sonst ein Schütteln des Motors und eine erhöhte HC-Emission auftritt. Bei Pkw-Motoren werden Mengenstreuungen kleiner 1 mg/Einspritzung angestrebt.

Die Einspritzung selbst geschieht unter hohem Druck. Der Kraftstoff erreicht dabei in der Düsenbohrung hohe Geschwindigkeiten mit entsprechend großer Turbulenz beim Austritt. Die große Relativgeschwindigkeit des Kraftstoffstrahls zur hochverdichteten Luft im Brennraum und die erwähnte Turbulenz im Strahl sorgen für kleine Kraftstofftröpfchen (Durchmesser: 2 bis 5 µm) und deren Verteilung. Da die verschiedenen Verbrennungsverfahren mit unterschiedlicher Gemischbildung arbeiten, ergeben sich auch Unterschiede beim benötigten Einspritzdruck. Verbrennungsverfahren mit unterteiltem Brennraum erfordern nur mäßige Einspritzdrücke (bis 400 bar). Hier sorgt die sehr hohe Ladungsbewegung, die darüber hinaus durch die beginnende Verbrennung stark forciert wird, für eine gute Gemischbildung. Die Energie der Einspritzung ist dabei sekundär. Der Kraftstoff wird in diesem Fall fast ausschließlich in einem einzigen Strahl in den Brennraum gespritzt.

Bei drallbehafteten Verbrennungsverfahren mit nicht unterteilten Brennräumen ist die Luftbewegung ebenfalls an der Gemischbildung beteiligt, jedoch steigen die Anforderungen an die Einspritzung bezüglich Zerstäubungsgüte und gleichmäßiger Verteilung des Kraftstoffes im Brennraum. Maximale Einspritzdrücke bis 1400 bar sind erforderlich, wobei der Kraftstoff in mehreren Strahlen gleichzeitig eingespritzt werden muss. Bei nahezu dralllosen Verbrennungsverfahren übernimmt die Einspritzung die gesamte Gemischbildungsaufgabe. Hierzu sind die höchsten Drücke erforderlich, ca. 1800 bar und höher. Um eine gleichmäßige Verteilung des Kraftstoffes auf die Luft sicherzustellen, werden Düsen mit sieben und mehr Einspritzstrahlen verwendet.

Die Einspritzverlaufsformung ist eine weitere Möglichkeit, die Abgasemission zu vermindern. In Bild 8.3-6 sind beispielhaft einige Verlaufsformen dargestellt. Der Verbrennungsvorgang soll nicht schlagartig, sondern sanft beginnen und dann mit stetig zunehmender Umsetzungsrate ablaufen. Weil der Verbrennungsablauf über die Gemischbildung erheblich vom Einspritzvorgang geprägt wird, muss die Einspritzrate einen entsprechenden Verlauf haben.

Bild 8.3-6: Einspritzverläufe bei Dieselmotoren

195

Unter Einspritzverlauf versteht man den Einspritzmassenstrom über der Zeit dm/dt = f(t) während der Spritzdauer. Ein unterschiedlicher Einspritzverlauf führt zu unterschiedlicher Einspritzstrahl-Charakteristik und somit zu unterschiedlichem Motorergebnis. Wenig Einspritzmenge am Beginn de Spritzdauer führt zu einer niedrigen NOx-Emission. Der günstigste NOx-Ruß-Verbrauchs(CO2)-Trade-Off wird mit dem „boot“-förmigen Einspritzverlauf festgestellt. Dem gegenüber wird mit dem rechteckigen Einspritzverlauf der ungünstigste NOx-Ruß-Verbrauchs(CO2)-Trade-Off erzielt. Der dreieckige Einspritzverlauf liegt zwischen diesen beiden. Die Voreinspritzung ist eine besondere Form der Einspritzverlaufsformung. Sie dient hauptsächlich der Verringerung des Verbrennungsgeräusches. Diese beruht hauptsächlich auf der plötzlichen Entflammung der Zündherde um den Tropfen. Beim Otto-Motor ist wegen der Vormischung die Verbrennung gleichmäßiger, weshalb die Geräusche niedriger als beim Dieselmotor sind. Die Wirkung der Voreinspritzung beruht auf der Verkürzung des Zündverzuges der Hauptverbrennung und der Erhöhung der örtlichen Turbulenz im Bereich des Kraftstoffstrahls. Die dabei eingespritzte Kraftstoffmenge ist mit 1 bis 2 % der Volllastmenge gering. Sie sollte einen Abstand zur Haupteinspritzung im Bereich von 6 bis 18 °KW haben. Die Nacheinspritzung ist eine weitere Besonderheit der Einspritzverlaufsformung. Sie dient hauptsächlich der Verminderung der Rußemission. Die Nacheinspritzung wirkt als „Verbrennungsbeschleuniger“ im letzten Teil der Diffusionsverbrennung. Dadurch wird die Rußbildung vermindert und gleichzeitig die Rußoxidation begünstigt. Die dabei eingespritzte Kraftstoffmenge ist mit ca. 2 bis 10 % der Volllastmenge betriebspunktabhängig unterschiedlich und relativ gering. Sie sollte einen Abstand zur Haupteinspritzung von 1 bis 5 ° KW haben. In Bild 8.3-7 sind beispielhaft für einen schnelllaufenden Dieselmotor der Verlauf der Verbrennung und des Drucks dargestellt. Der maximale Druck kann bis zu 150 bar betragen. Bis zum maximalen Kraftstoffumsatz bei etwa 20 °KW ändert sich der Druck nur relativ wenig. Am Ende des Arbeitstaktes bei 90 °KW ist der Druck mit bis zu 30 bar noch relativ hoch. Dieser Druck wird zur Verdichtung der Verbrennungsluft, d. h. Aufladung, genutzt. Im Bild 8.3-8 ist beispielhaft der Verlauf der mittleren Temperatur im Zylinder gezeigt. Demnach liegt die maximale Temperatur etwas oberhalb 2000 K. Zum Vergleich ist auch der Temperaturverlauf bei einem Otto-Motor mit eingezeichnet. Die maximale Temperatur ist erheblich höher. Dies ist in dem höheren Gleichraumanteil bei der Verbrennung begründet. Hierbei ist die Verbrennungstemperatur reziprok proportional der spezifischen Wärmekapazität bei konstantem Volumen, die etwa 30 % kleiner ist als die spezifische Wärmekapazität bei konstantem Druck. Bei der Verbrennung unter Gleichdruck ergeben sich somit niedrigere Temperaturen als unter Gleichraumbedingungen.

196

Bild 8.3-7: Druck- und Brennverlauf in einem schnelllaufenden Dieselmotor bei Volllast

und Teillast

Bild 8.3-8: Volllast-Gastemperatur im Zylinder (örtlich gemittelt)

dE

B/dφ

[kJ/°

KW

] dE

B/dφ

[kJ/°

KW

]

197

Teillast

Die Leistung beim Diesel-Motor wird nur die eingedüste Brennstoffmenge geregelt. Die Menge der angesaugten Luft bleibt stets gleich. Bei Teillast liegt somit ein höherer Luftüberschuss vor als bei Volllast, was einer höheren Luftzahl entspricht. Dadurch ergeben sich bei Teillast folglich niedrigere Verbrennungstemperaturen und damit auch niedrigere Drücke, wie schon in Bild 8.3-7 zu erkennen war. Das p,v-Diagramm bei Volllast und bei Teillast ist qualitativ in Bild 8.3-9 gezeigt.

Bild 8.3-9: Reales p,V-Diagramm eines Dieselmotors bei Voll- und Teillast Der Einfluss der Luftzahl auf den Wirkungsgrad wird mit Bild 8.3-10 verdeutlicht. Hieraus ist ersichtlich, dass der Unterschied zwischen der Gleichraum- und der Gleichdruckverbrennung mit steigender Luftzahl geringer wird. Bei Teillast und damit auch niedriger Drehzahl hat die Verbrennung mehr Zeit. Zudem verbrennen die Kraftstofftropfen in einer Sauerstoff reicheren Umgebung, was die Verbrennungszeit verkürzt. Dadurch wird der Anteil der Gleichraumverbrennung jeweils erhöht. Bei Teillast ergeben sich somit keine wesentlichen Einbußen im Wirkungsgrad. Dies ist ein wesentlicher Vorteil des Dieselmotors gegenüber dem Otto-Motor.

198

Bild 8.3-10: Einfluss der Luftzahl auf den Wirkungsgrad bei Gleichraum- und Gleichdruckverbrennung nach … Wirkungsgrad

Der Wirkungsgrad ist umso höher, je mehr Kraftstoff unter Gleichraumbedingungen verbrannt werden kann. Je niedriger die Drehzahlen sind, desto länger besteht die Phase des Gleichraums. Bei Dieselmotoren, die nicht so hohe Beschleunigungen erreichen müssen, sind deshalb die Drehzahlen erheblich niedriger. Bei Nutzkraftwagen liegen die Drehzahlen im Bereich 2000 bis 4000 U/min und bei Großmotoren, z. B. Schiffsdiesel und Generatoren, im Bereich 75 bis 750 U/min (siehe Tabelle 8.3-1). Das Verdichtungsverhältnis liegt bei Pkw-Motoren im Bereich von 18 bis 24. Bei größeren Motoren ist das Verdichtungsverhältnis geringer. Da diese Motoren jedoch einen höheren Gleichraumanteil bei der Verbrennung haben, ist deren thermischer Wirkungsgrad demnach höher. Die maximalen Wirkungsgrade von Großmotoren betragen bis 53 %. Bei Pkw-Motoren mit 4000 U/min liegt der maximale Wirkungsgrad bei 43 % und bei Nutzfahrzeugen mit 2000 U/min bei 46 %. Aufladung

Wie aus Bild 8.3-2 zu erkennen war, ergeben sich nach der Abwärtsbewegung mit Verbrennung beim Gleichdruckprozess höhere Drücke (p4) als bei der Gleichraum-verbrennung. Daher wird das Abgas des Diesel-Motors durch einen Turbolader geführt, der die Verbrennungsluft auf etwa 2 bar verdichtet.

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Emissionen

Die wesentlichen Emissionen beim Dieselmotor sind Ruß und NOx. Ruß wird gebildet bei zu geringen Umsatzgeschwindigkeiten, wie in der Nähe der kalten Wände und durch örtlichen Sauerstoffmangel, wie durch ungleichmäßige Kraftstoffverteilung. Nur die kleinen unsichtbaren Partikel sind lungengängig und damit krebserregend. Um die Löschungen in Wandnähe zu reduzieren wird versucht, die Verbrennung mehr im mittleren Bereich zu konzentrieren. Als optimale Brennraumgeometrie hat sich bei Pkw-Motoren ein Verhältnis von Hublänge s zu Zylinderdurchmesser d von etwa s/d = 1,0 bis 1,2 ergeben. Das Volumen pro Zylinder liegt bei 0,4 bis 0,6 cm3. Je homogener das Kraftstoff-Luft-Gemisch ist, desto niedriger sind die Rußemissionen. Zur Reduzierung der NOx-Emissionen wird bei einigen Motoren das Prinzip der externen heißen Abgasrückführung angewendet, dass in Bild 8.3-11 skizziert ist. Der Mechanismus der Abgasrückführung wurde bereits in Abschnitt 7.2.4 erläutert. In Bild 8.3-12 ist für ein Beispiel der Einfluss der Abgasrückführung auf die Emissionen gezeigt. Hieraus ist ersichtlich, dass die NOx-Emissionen mit zunehmender Abgasrückführung erheblich gesenkt werden können. Allerdings nehmen die Rußemissionen überproportional zu. In Bild 8.3-14 ist der Einfluss der Luftzahl auf die Emissionen für ein Beispiel dargestellt. Die meisten Parameter beeinflussen die Emissionen in verschiedene Richtungen, was als Ruß/NOx-Schere bezeichnet wird. So bewirkt z. B. eine Vergrößerung des Zylindervolumens am Brennbeginn zwar eine Erhöhung der NOx-Emission, jedoch eine Abnahme des Rußausstroßes. Die Emissionen können auch über den Kraftstoff beeinflusst werden. Die Neigung zur Russbildung steigt mit zunehmender Kompaktheit der Kohlenwasserstoffmoleküle, also in der Reihenfolge Paraffine → Naphthene → Aromate. In Bild 8.3-13 sind für ein Beispiel die NOx- und Rußemissionen in Abhängigkeit der Cetanzahl des Kraftstoffes gezeigt. Je zündwilliger der Kraftstoff demnach ist, desto geringere Emissionen ergeben sich also.

Bild 8.3-11: Prinzip der externen Abgasrückführung

200

Bild 8.3-12: Beispielhafter Einfluss der Rate der Abgasrückführung (AGR) auf Emissionen

201

Bild 8.3-13: Einfluss der Luftzahl auf Emissionen von Motoren Bild 8.3-14: Beispielhafte Beeinflussung der Emissionen durch die Art des Kraftstoffs 8.3.3 Otto-Motoren Beim Otto-Motor wird, wie bereits erwähnt, zur Gleichraumverbrennung eine hohe Verbrennungsgeschwindigkeit benötigt, wozu Kraftstoff und Luft vorgemischt sein müssen. Daher wird der Kraftstoff im sogenannten Vergaser in den Luftstrom eingesprüht. Die Tropfen vergasen vor Eintritt in den Zylinder. Der Kolben saugt dadurch ein Dampf-Luft-Gemisch an. Der Otto-Kraftstoff muss daher eine niedrige Siedetemperatur aufweisen. Für die Temperaturerhöhung durch die Verdichtung gilt wiederum Gl. (8.3-3). Bei dieser Verdichtung darf die Temperatur jedoch nicht so hoch werden, dass das Gemisch schon vor Erreichen des oberen Totpunktes zündet. Der Druckanstieg durch die Verbrennung würde somit der Kolbenbewegung entgegenwirken. Die ungewollte Selbstzündung ist als Klopfen des Motors zu hören. Die Verdichtung des Otto-Motors und damit der Wirkungsgrad ist dadurch begrenzt, dass keine Selbstzündung auftreten darf. Das Dampf-Luft-Gemisch muss folglich am oberen Totpunkt fremd gezündet werden, wozu Kerzen verwendet werden, die Funken erzeugen. Zur sicheren Zündung darf das Gemisch keine überstöchiometrischen Werte annehmen. Um eine hohe Flammengeschwindigkeit und damit Verbrennungsgeschwindigkeit zu erreichen, muss das Gemisch ebenfalls stöchiometrische Zusammensetzung aufweisen. Das Kraftstoff-Luft-Gemisch wird daher stets so eingestellt, dass die Luftzahl eins beträgt. Um eine möglichst hohe Verdichtung zu erreichen werden dem Benzin sogenannte

202

Antiklopfmittel beigemengt, die Radikale abfangen und somit die Zündung des Gemisches erschweren. Superbenzin hat einen höheren Zündpunkt als Normalbenzin, wodurch eine höhere Verdichtung und damit Motorleistung erreicht wird. Antiklopfmittel sind in der Regel Zusätze von Sauerstoffträgern wie Alkohole und Ether. Dadurch kann der Heizwert etwas verringert werden. Moderne Otto-Motore sind mit einer Antiklopfregelung ausgestattet. Dabei wird in der Regel durch einen piezokeramischen Sensor am Motorblock der Körperschall gemessen. Eine klopfende Verbrennung ruft charakteristische hochfrequente Wellen hervor. So wie der Sensor ein Klopfen misst, wird die Zündung solange auf einen späteren Zeitpunkt verstellt, bis kein Klopfen mehr auftritt. Dadurch wird ein Betreib nahe der Klopfgrenze ermöglicht. Folglich kann so früh wie möglich gezündet werden, was einen optimalen wirkungsgrad bewirkt. Eine Antiklopfregelung ermöglicht daher auch einen optimalen Betrieb mit Kraftstoffen unterschiedlicher Oktanzahlen, bei serienbedingten Abweichungen und bei betriebsbedingten Veränderungen. Die Klopfneigung wird durch weitere Parameter beeinflusst. Bei niedrigen Ansaugtemperaturen, bei Abgasrückführung und bei einer guten Kühlung ist das Temperaturniveau nach der Verdichtung und damit die Klopfneigung geringer. Kleinere Motore haben gegenüber größeren eine geringe Klopfneigung, weil das Verhältnis Oberfläche zu Volumen und damit die Wärmeabfuhr an die Wand größer ist. Für die adiabate Verbrennungstemperatur bei isochorer Verbrennung folgt analog zu Gl. (3-15)

( ) L

vG

diss

G,v

uad c

h

cL1

hϑ+

∆−

⋅⋅λ+=ϑ . (8.3-16)

Wegen pv c7,0c ⋅≈ ergeben sich bei isochorer Verbrennung höhere Temperaturen als bei

isobarer Verbrennung. Bei stöchiometrischer, isochorer Verbrennung beträgt die adiabate Verbrennungstemperatur von Benzin 2380 °C ohne Luftvorwärmung. Die entsprechende Temperatur bei isobarer Verbrennung betrug 1950 °C (siehe Bild 3-6). Bei dieser hohen Temperatur von 2380 °C besitzt das Verbrennungsgas relativ hohe Anteile an dissoziierten Komponenten (5 % CO; 1 % H2). Auf Grund der Luftvorwärmung bei der Verdichtung auf etwa 500 °C stellen sich im Motor maximale Temperaturen von etwa 2800 °C ein, so dass noch höhere Konzentrationen von CO und H2 vorliegen. Unter Gleichraumbedingungen ist somit eine vollständige Verbrennung nicht möglich. Die dissoziierten Komponenten sind erst unterhalb von etwa 1600 °C rekombiniert, so dass bis zu dieser Temperatur während der Abwärtsbewegung des Kolbens noch eine Reaktion stattfindet. Auch unter idealen Bedingungen besitzt der Otto-Motor somit auch einen Gleichdruckanteil wie beim Seiligerprozess. Durch die – unvermeidbar – hohen Temperaturen bildet sich trotz der kurzen Reaktionszeiten erheblich Mengen an NOx. Da sich diese durch verbrennungstechnische Maßnahmen nur bedingt reduzieren lassen, werden Katalysatoren im Abgas zur NOx-Umwandlung benötigt. Beim Diesel-Motor stellen sich bei Volllast ähnliche hohe Temperaturen ein. Auf Grund des höheren Gleichruckanteil ergibt sich wegen cp > cv zwar eine Reduzierung der Temperatur, die jedoch wegen der höheren Luftvorwärmung durch die stärkere Verdichtung wieder

203

ausgeglichen wird. Lediglich bei Teillast stellen sich wegen λ > 1 geringere Verbrennungs-temperaturen ein. Der Otto-Motor hat gegenüber dem Diesel-Motor den Vorteil, dass durch die Vormischung das Benzin sehr schnell verbrennt. Dadurch können sehr hohe Drehzahlen erreicht werden und die Verbrennung läuft weitestgehend im optimalen Bereich bei gleichem Volumen ab. Nachteilig beim Otto-Motor im Vergleich zum Diesel-Motor ist zum einen das geringere Verdichtungsverhältnis und zum anderen die Drosselverluste. Zur Leistungsregelung muss beim Otto-Motor nicht nur der Kraftstoff, sondern auch die Luft geregelt werden, da die Luftzahl stets eins betragen muss. Die Luft wird beim Einströmen in den Zylinder gedrosselt. Je stärker die Drosselung ist, desto geringer ist der Druck der Luft im Zylinder, der im Extremfall nur etwa 0,8 bar betragen kann. Bei der Verdichtung und dann nach der Verbrennung wird folglich ein geringerer Druck erreicht als unter Volllast ohne Drosselung. Der Otto-Motor hat dadurch insbesondere im Teillastbereich einen kleineren Wirkungsgrad als der Diesel-Motor. Der geringere Kraftstoffverbrauch des Diesel- gegenüber dem Otto-Motor ist jedoch nicht nur in dem höheren Wirkungsgrad begründet, sondern auch im höheren Energieinhalt pro Volumeneinheit (Liter), des Kraftstoffs. Dieser Unterschied beträgt auf Grund der verschiedenen Dichte etwa 14 %, worauf bei den Heizwerten bereits hingewiesen worden ist. Durch die homogenere Kraftstoffverteilung ist beim Otto-Motor bei der Auslegung eine größere Variationsmöglichkeit als beim Dieselmotor gegeben. So liegt das Verhältnis Hublänge zu Zylinderdurchmesser im Bereich 0,8 < s/d < 1,2 und das Volumen pro Zylinder im Bereich 300 bis 600 cm3. Zur Verringerung dieser Drosselverluste wird bei einer neueren Art der Otto-Motoren das Benzin nicht mehr in die Ansaugluft vergast. Weitgehend unabhängig von der Leistung kann dann stets der Luftstrom ungedrosselt angesaugt und verdichtet werden. Nach der Verdichtung wird das Benzin eingespritzt, was meist mit der Zusatzbezeichnung i für injection bei der Typbezeichnung angegeben wird. Das Benzin muss nun derart eingespritzt werden, dass an der Kerze zum Zeitpunkt der Zündung stets ein zündfähiges Gemisch vorliegt. In Bild 8.3-14 sind die gegenwärtigen Prinzipien der Benzineinspritzung dargestellt. Beim strahlgeführten Verfahren wird der Kraftstoffstrahl direkt an die Kerze geführt. Beim wandgeführten Verfahren wird der Kraftstoff in eine Mulde des Kolbenkopfes gespritzt. Der Strahl wird so umgelenkt, dass er senkrecht auf die Kerze trifft. Beim luftgeführten Verfahren wird die Luft verdrallt, so dass diese den Kraftstoff in tangentialer Strömung an die Kerze führt. In allen Verfahren muss sichergestellt werden, dass an der Kerze an nahezu stöchiometrisches Gemisch vorliegt, um eine sichere Zündung zu gewährleisten. Der Magerbetrieb lässt sich nur in wenigen Fahrzuständen aufrecht erhalten, da das Drehmoment dann sehr gering und das Abgas schwer zu reinigen ist.

Bild 8.3-14: Prinzipien der Benzineinspritzung

204

8.3.4 Gasmotore In Gasmotoren wird entsprechend dem Namen Gas als Energieträger zur Erzeugung von mechanischer Energie genutzt. Die Art der Gase kann dabei sehr vielfältig sein. Zum Einsatz kommen hauptsächlich Erdgas, Schwachgase, Biomassengase, Klärgase und Pyrolysegas. Der Gasmotor funktioniert analog zum Otto-Motor. Das Gas und die Luft werden vorgemischt und dann in den Zylinder eingesaugt. Die Verdichtung ist wiederum durch die Selbstentzündung begrenzt. Die verschiedenen zur Nutzung kommenden Gase haben sehr unterschiedliche Zündtemperaturen. Methan mit seiner geringen Flammengeschwindigkeit ist sehr klopffest. Wasserstoff mit der sehr hohen Flammengeschwindigkeit ist am wenigsten klopffest. Zur Charakterisierung der verschiedenen Gase wird eine Methanzahl MZ definiert. Methan hat den Referenzwert 100, Wasserstoff 0. In Tabelle 8.3-3 sind beispielhaft für einige Gase die Methanzahlen aufgeführt [8.8]. Je höher die Methanzahl ist, je höher kann die Verdichtung sein, was zu einem besseren Wirkungsgrad führt. Schwachgase mit hohen Anteilen von CO2 und N2 haben zwar hohe Methanzahlen, die Flammen- und damit die Verbrennungsgeschwindigkeiten sind jedoch gering. Dies führt zu einer längeren Wärmefreisetzung, so dass der Anteil der Gleichdruckverbrennung gegenüber der Gleichraumverbrennung zunimmt, wodurch der Wirkungsgrad wieder verringert wird. Viele Klär, Deponie- und Biogase enthalten Anteile von Chlor, Schwefel und Fluor. Diese bilden Säuren, die korrosiv wirken und die Standzeit des Schmieröls herabsetzen. Staub, der in vielen Gasen enthalten ist, wirkt abrasiv. Dämpfe von höheren Kohlenwasserstoffen können an der kalten Zylinderwand kondensieren und verkleben. Daher sind für diese Stoffe Höchstwerte angegeben, um den Dauerbetrieb von Gasmotoren gewährleisten zu können.

Gas

Zusammensetzung in %

MZ

Wasserstoff H2 0

Propan C3H8 34

Ethan C2H6 44

Kohlenmonoxid CO 62

Methan CH4 100 Kokereigas 31 CH4; 55 H2; 8 CO; 1 CO2; 1 O2, 4 N2 41 Erdgas 88 CH4; 5 C2H6; 2 C3H8; 5 N2 50

Klärgas 60 CH4; 3 H2; 32 CO2; 5 N2 130

Holzgas 3 CH4; 2 C2H6; 7 H2; 17 CO, 15 CO2; 56 N2 132

Deponiegas 50 CH4; 40 CO2; 1 O2; 9 N2 149

Tabelle 8.3-3: Methanzahlen einiger Gase

205

8.3.5 Gasturbinen Wirkungsweise

Gasturbinen sind Verbrennungskraftmaschinen, in denen der Brennstoff in einer speziellen Kammer verbrennt und durch die Ausdehnung der Verbrennungsgase in Schaufeln eine Welle in Drehung versetzt wird. Das Prinzip der Turbine und der zugehörige Prozess im T,s-Diagramm sind in Bild 8.3-15 dargestellt. Luft aus der Umgebung wird bei der Turbine durch einen Kompressor vom Umgebungsdruck p1 auf den Druck p2 verdichtet. In die verdichtete Luft wird in einer ringförmig angeordneten Kammer der Brennstoff eingedüst, wozu ein Sekundärluftstrom verwendet wird. Zur Begrenzung der Verbrennungsgastemperatur auf T3 wird die Luft in großem Überschuss zugeführt. Die Verbrennung verläuft in der Kammer annähernd isobar. Die Verbrennungsgase dehnen sich in der Turbine auf den Umgebungsdruck p1 aus. Dabei wird das Turbinenschaufelrad in Drehung versetzt. Der Kompressor wird von der Turbine angetrieben. Die Gase verlassen die Turbine mit der Temperatur T4, wobei die Abkühlung auf Umgebungstemperatur als isobar betrachtet wird. Bild 8.3-12: Bild 8.3-13: Bild 8.3-14: Bild 8.3-15: Prinzip der Turbine

206

Bild 8.3-16: Wirkungsgrad des einfachen Gasturbinenprozesses (Luftprozess) für einen

Kompressor- und Turbinenwirkungsgrad von jeweils 0,9 Bild 8.3-17: Prinzipieller Aufbau einer Turbine Bild 8.3-18: Prinzipieller Aufbau einer Turbinenbrennkammer Bild 8.3-19: Minderung der NOx-Emissionen durch Eindüsung von Dampf und flüssigem

Wasser Bild 8.3-20: Minderung der NOx-Emissionen bei vorgemischter und diffusiver Verbrennung

nach …

207

Die Berechnung des gesamten Prozesses der Gasturbine unter Berücksichtigung der Verbrennung und der Änderung der Stoffwerte des Gases ist relativ aufwändig. Hierzu sei auf die einschlägigen Bücher der Thermodynamik und Energietechnik wie beispielsweise Lechner, Seume (2007), Lefebre (1989), … In einer Näherung lässt sich der Wirkungsgrad jedoch recht einfach beschreiben, wenn man den Gasturbinenprozess als offenen Luftprozess betrachtet. Hierbei wird ein Luftstrom verdichtet, anstatt der Verbrennung wird ein Wärmestrom zugeführt und die so erwärmte Luft entspannt anschließend in der Turbine. Definiert man den Wirkungsgrad dieses einfachen Turbinenprozesses zu

zu

vertur

Q

pp&

−=η ,

wobei ptur die Turbinenleistung der Entspannung, pver die benötigte Leistung des Verdichters

ist und zuQ& der zugeführte Wärmestrom, so folgt unter der Vereinfachung isentroper

Zustandsänderungen

( ) ( )

( ) χ

χ−−

χ

χ−

χ

χ−−

−

+−

−⋅

=η1

1213

1

12

1

1213

p/pT/T

1p/pp/p1T/T

.

Der Wirkungsgrad ist in Bild 8.3-16 in Abhängigkeit vom Druckverhältnis mit der Verbrennungstemperatur als Parameter gezeigt (…). Der Wirkungsgrad des Kompressors χ und der Turbine wurde jeweils zu 0,9 angenommen,

ebenso der mechanische Wirkungsgrad der Welle. Aus dem Bild ist ersichtlich, dass der Wirkungsgrad mit dem Druckverhältnis steigt sowohl die Leistung der Turbine und die davon abzuziehende Leistung des Verdichters. Der Anstieg ist jedoch unterschiedlich, so dass ein Maximum auftritt. Je höher die Verbrennungstemperatur ist, desto höhere Wirkungsgrade ergeben sich. Um also hohe Wirkungsgrade bei Turbinen zu erreichen, müssen die Turbineneintrittstemperaturen möglichst hoch sein. Diese sind jedoch durch die Materialfestigkeiten begrenzt. Durch Verwendung hochwarmfester Werkstoffe und durch Kühlung der Turbinenschaufeln sind heutzutage Temperaturen bis zu 13ßß °C möglich. Zur Schaufelkühlung wird ein kleiner Teilstrom der verdichteten Luft durch Teile des Läufers und der Schaufeln zu deren Kühlung geleitet um den in der Turbine expandierendem Verbrennungsgas wieder beigemischt. Für den Grenzfall unendlich hoher Verbrennungstemperatur ( ∞→13 T/T ) ergibt sich aus der

Gleichung (8.3-…) für den Wirkungsgrad

( ) ( )213 p/p1T −=∞=η . (8.3-…)

Dieses ist der Wirkungsgrad für den Gleichraum-Motorprozess, wie aus den Gleichungen (8.3-6 und 8.3-2) ersichtlich ist. Diesem Prozess nähern sich langsam drehende Dieselgroßmotore an, wie bereits im vorherigen Abschnitt erläutert wurde. Daher besitzen Gasturbinen prinzipielle niedrigere Wirkungsgrade als solche Dieselmotore. In das Bild 8.3-16 ist noch die Linie eingetragen, bei der die Gasturbine die maximale Leistung aufweist. Der Wirkungsgrad der bei dieser Leistung ist um 10 bis 15 % niedriger als der maximale

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Wirkungsgrad. Das Druckverhältnis bei maximaler Leistung ist erheblich niedriger als bei maximalem Wirkungsgrad. Daher muss man im Betreib stets einen Kompromiss zwischen maximaler Leistung und maximalem Wirkungsgrad finden. Gasturbinen im Industrie- und Kraftwerkseinsatz erreichen nach dem gegenwärtigen Stand Wirkungsgrade zwischen 32 bis 36 % bei einem Verdichtungsdruck von 15 bis 25 bar, in Sonderfällen bis 40 %. Werden die Turbinenabgase, die um 600 °C heiß sind, in einem nachgeschalteten Dampfkraftprozess genutzt, liegt der Gesamtwirkungsgrad entsprechend höher. Die Leistung von Turbinen können bis zu 300 MW betragen. Gasturbinen besitzen den Vorteil einer schnellen Regelbarkeit der Leistung in einem großen Bereich. Daher eigenen sie sich sowohl für den Dauerbetrieb als auch für den Spitzenlastbetrieb. Brennkammern Der prinzipielle Aufbau einer Gasturbine wird mit Bild 8.3-17 veranschaulicht. Luft aus der Umgebung wird in dem Kompressorbereich verdichtet und durch die Brennkammer geleitet. In dieser wird ein gasförmiger oder flüssiger Brennstoff verbrannt. Die heißen Verbrennungsgase strömen anschließend durch die Schaufeln des eigentlichen Turbinenbereiches. Die Welle treibt den Kompressor an und gibt mechanische Arbeit ab. Bei der Flugzeugturbine besteht das Ziel darin, eine hohe Austrittsgeschwindigkeit des Verbrennungsgases zu erreichen und folglich die Verbrennungsenergie in kinetische Energie umzuwandeln. Die Turbine ist lediglich so groß ausgelegt, um den Kompressor anzutreiben. Zur Erzeugung hoher Austrittsgeschwindigkeiten ist die gesamte Turbine als Diffusor und Düse ausgelegt. Gasturbinenbrennkammern müssen folgenden Anforderungen genügen: hoher Stabilitätsbereich unter mageren und fetten Bedingungen, hoher Regelbereich von Luftzahlen zwischen 2 und 5, hohe Temperaturgleichmäßigkeit am Austritt der Brennkammer, da Temperaturspitzen Schädigungen der Schaufeln und hohe NOx-Emissionen hervorrufen, zuverlässige Zündung (insbesondere gute Wiederzündeigenschaften bei Flugtriebwerken), betreibbar mit verschiedenen Brennstoffen bei Industrieturbinen, kleine Baugrößen, d. h. Brennstoff und Luft müssen auf kurzem Wege intensiv vermischt werden, keine Verbrennungsinstabilitäten mit Pulsationen und natürlich geringe Emissionen. Die Bauformen der Turbinenbrennkammern kann man prinzipiell in Rohrbrennkammern und Ringbrennkammern einteilen, die anhand von Bild 8.3-18 beschrieben werden. Rohrbrennkammern oder auch Silobrennkammern genant sind eigenständige Brennkammern, in denen der Brennstoff axial eingedüst wird. Flüssige Brennstoffe werden entsprechen zerstäubt und verdampft. Ein Teilstrom der komprimierten Luft wird durch Drallschaufeln direkt an den Düsen vorbeigeleitet. Durch den Drall soll eine hohe Zündstabilität gewährleistet werden. Die übrige Luft wird durch Löcher oder Schlitzte in der inneren Brennkammerwand gestuft zugeführt und vermischt sich mit dem Verbrennungsgas. Von diesen Rohrbrennkammern sind mehrere über dem Umfang verteilt angeordnet. Dadurch besteht der Nachteil, dass die heißen Verbrennungsgase über einen Ringquerschnitt zum Turbineneintritt verteilt werden muss. Dieses Übergangsteil ist thermisch hoch belastet und muss daher gekühlt werden. Der Vorteil besteht in der einfachen Bauart und im leichten Austausch einzelner Kammern. Stationäre Turbinen haben üblicherweise Rohrbrennkammern. Bei Ringbrennkammern ist die gesamte Brennkammer entsprechend dem Namen ringförmig um die Welle angeordnet. An der Stirnseite sind ringförmig viele Brennerdüsen verteilt. Ein

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Luftstrom wird wieder direkt zu den Brennerdüsen geleitet, der andere Luftstrom wird bis zum Turbineneintritt zugemischt. Mit diesen Brennkammern sind höhere Turbineneintritts-temperaturen möglich und die Emissionen sind etwas geringer. Ringbrennkammern werden typischerweise in Flugturbinen eingesetzt. Als Brennstoffe können gasförmige und flüssige Brennstoffe eingesetzt werden. Bei Gasturbinenkraftwerken überwiegen die gasförmigen Brennstoffe, bei Flugturbinen die flüssigen. Bei gasförmigen Brennstoffen muss die Brennkammer stets auf die Art des Gases, wie Erdgas, Schwachgas, ausgelegt sein. Änderungen des Heizwertes können nur im begrenzten Maße durch die Regelung ausgeglichen werden. Bei den flüssigen Brennstoffen überwiegen Destillate. Schwere Heizöle werden nur bei langen Betriebszeiten eingesetzt. Hierbei muss jedoch in der Regel die Turbineneintrittstemperatur abgesenkt werden, was sich nachteilig auf den Wirkungsgrad auswirkt, und die Schaufeln müssen regelmäßig gereinigt werden. Emissionen Da mit hohem Luftüberschuss verbrennt wird und die inneren Brennkammerwände relativ heiß sind, werden Kohlenmonoxid und Kohlenwasserstoff nahezu nicht emittiert. Rußemissionen sind selbst bei flüssigen Brennstoffen nur minimal. Allerdings wird thermisches NOx gebildet. Zur Reduzierung der NOx-Emissionen wird Wasser oder Wasserdampf zugegeben. Hierdurch werden die Spitzentemperaturen abgesenkt. In Bild 8.3-19 ist die relative Absenkung der NOx-Emission in Abhängigkeit vom Verhältnis Wasser- zu Brennstoffstrom gezeigt. Hieraus ist ersichtlich, dass durch die Maßnahme der NOx-Emissionen erheblich gesenkt werden können. Allerdings ergeben sich einige Nachteile. Das Wasser muss voll entsalzt werden, um Korrosion und Verzunderung der Schaufeln zu vermeiden. Der Wirkungsgrad sinkt bei der Zugabe von flüssigem Wasser bis zu 5 % bei einem Wasser/Brennstoffverhältnis bis zu eins. Wird dagegen Dampf eingeblasen der durch Abwärme erzeugt wird, so steigt neben der Leistung auch der Wirkungsgrad. Durch die Zugabe können jedoch Druckschwingungen entstehen, die die Lebensdauer beeinträchtigen können. Wegen dieser Nachteile sind so genannte trockene Verfahren zur NOx-Minderung in der Entwicklung. Hierbei werden Luft und Brennstoff vor der Zündung weitgehend vorgemischt, als so genannte Vormischbrenner. Als Beispiel sind in Bild 8.3-20 die NOx-Emissionen von Diffusions- und Vormischbrennern bei Gasturbinenbrennkammern miteinander verglichen. Hieraus ist ersichtlich, dass diese Brenner ein erhebliches Potential zur NOx-Absenkung besitzen. Für eine detaillierte Beschreibung der Verbrennungstechnologie bei Gasturbinen sei auf die einschläfigen Lehrbücher, wie z. B. Joos (2006) verwiesen.

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8.5 Ausrüstung von Brennern Brenner haben eine Reihe von Ausrüstungen, die benötigt werden einerseits für den Betrieb, wie - Zündung - Leistungsregelung (Regelung Brennstoff- und Luftstrom) und andererseits für die Sicherheit, wie - Unterbrechung der Brennstoffzufuhr - Flammenüberwachung - Regelung und Überwachung des Gasdruckes bei gasförmigen Brennstoffen - Kontrolle der Funktion des Luftgebläses - Leckgassicherung - Koordination der Vorgänge beim An- und Abfahren sowie im Störfall. In Bild 8.5-1 ist beispielhaft ein Schaltplan gezeigt.

Bild 8.5-1: Beispiel für den Schaltplan einer Verbrennungseinrichtung Die Ausrüstungen werden hier nur prinzipiell beschrieben. Für eine ausführliche Beschreibung sei z. B. auf Cerbe 1992 verwiesen.

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Zündung Zur Zündung werden eingesetzt bei großen Brennern - Zündbrenner (stets vorgemischte Flammen) und bei kleineren Brennern - elektrische Zündeinrichtungen, wie z. B. Zündtransformator mit Elektroden oder

Lichtbogen. Regelung Brennerleistung Bei Brennern mit kleiner Leistung, wie z. B. bei Haushaltsheizungen und kleinen Dampferzeugern wird die Leistung in der Regel nur durch An- und Ausschaltung (unstetige Regelung) oder Wahl zwischen zwei Leistungsstufen geregelt. Bei Brennern großer Leistung und bei schwankendem Leistungsbedarf wird der Brennstoff zwischen einer oberen und unteren Leistungsgrenze stetig geregelt. Diese beiden Grenzen sind durch die Flammenstabilität vorgegeben. Zusätzlich zur Brennstoffzufuhr muss auch der Luftstrom geregelt werden, um stets die Luftzahl einstellen zu können. Bei Gasbrennern sind dazu in vielen Fällen das Luftstellglied mit dem Brennstoffstellglied mechanisch durch eine Gestänge verbunden. Eine durch einen Stellmotor angetriebene Kurvenscheibe gleicht dabei die verschiedenen Stellcharakteristiken aus. Bei technischen Feuerungen, bei schwankenden Heizwerten und bei Brennern großer Leistung wird die Luftzufuhr unabhängig von der Brennstoffzufuhr geregelt. Hierzu wird die Sauerstoffkonzentration im Abgas oder bei unterstöchiometrischer Verbrennung die CO- bzw. CO2-Konzentration gemessen. Die Abhängigkeit dieser Konzentrationen von der Luftzahl ist in Kapitel 2 beschrieben worden. Entsprechend dieser Abhängigkeit wird das Gebläse geregelt. Sicherheitsabsperrarmaturen Brenner müssen mit Sicherheitsabsperrarmaturen ausgerüstet sein, die bei Verlöschen der Flamme, bei zu niedrigem Gas-, Öl- oder Luftdruck, bei einer Störmeldung oder bei Brennerabschaltung die Brennstoffzufuhr unterbrechen. Als Absperrventile werden in der Regel Magnetventile und Motorventile eingesetzt, wobei je nach Programmablauf des Brenners schnell- oder langsam schließende sowie einstufige, zweistufige und stufenlose Ventile Verwendung finden. Die stufenweise Schließung soll Druckstöße verhindern. Die Anforderungen an die Ventile z. B. hinsichtlich Schließkraft und Dichtheit sind in der DIN 3394 geregelt. Flammenüberwachung Das Brennen der Flamme muss stets überwacht werden, um im Falle des Verlöschens die Zufuhr des Brennstoffs abschalten zu können. Anderenfalls würde Brennstoff unverbrannt in den Feuerraum gelangen und somit die Gefahr der Verpuffung und Explosion bestehen. Automatische Zündsicherungen bestehen aus einem Flammenfühler und einem Steuergerät, das ein Signal zur Brennstoffabschaltung nach einer gewissen Sicherheitszeit gibt. Diese

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Sicherheitszeit sowie auch die Zeitspanne bis zur Wiederzündung hängt von der Leistung der Feuerung und von der Art des Brenners ab. Solche Zeiten sind z. B. in der DIN 4788 aufgeführt. Anhaltswerte sind bei Brennern mit Luftgebläse im Betriebszustand 1 s und bei Anlauf 3 bis 5 s. Zur Überwachung können verschiedene Eigenschaften der Flammen genutzt werden, die in Tabelle 8-2 zusammengestellt sind (Cerbe 1992).

Eigenschaften der Flammen thermisch elektrisch optisch

- Stomerzeugung im

Thermoelement - Ausschlag eines

Bimetalls

Ionisation - elektrische Leitfähigkeit

der Flamme - Stromgleichrichtung der

Flamme

Strahlung - Stromleitung in UV-

Sonde

träge wenig träge Tabelle 8-2: Eigenschaften von Flammen zu deren Überwachung Bei der thermischen Flammenüberwachung wird ein Thermoelement in die Flamme gehalten und die Thermospannung gemessen. Diese Methode ist sehr träge. Daher wird sie meist nur in Brennern ohne Gebläse bis zu einer Leistung von 350 kW eingesetzt. Das Prinzip der Ionisationsflammenüberwachung besteht darin, dass Gasmoleküle durch die hohe Temperatur in der Flamme zu elektrischen Ladungsträgern werden. Zur Ausnutzung dieses Effektes für eine Sicherung unterbricht man den Stromkreis an der Stelle, wo sich die Flamme bildet, so dass im Betriebszustand der Stromkreis durch die Leitfähigkeit des verbrennenden Gasgemisches geschlossen wird. Eine Fehlerquelle besteht darin, dass durch einen Kurzschluss oder einen parallel zur Ionisationsstrecke entstandenen Kriechweg durch Feuchtigkeit, Zunder u. ä. eine Flamme vorgetäuscht wird. Um diesen Fehler auszuschließen kann der Gleichrichtereffekt der Flamme genutzt werden, indem zwischen die Elektroden mit verschieden großer Fläche eine Wechselspannung angelegt wird. Es fließt ein kleiner Strom mit Gleichstromkomponente. Die Höhe dieses Ionisationsstromes ist in verschiedenen Brennzonen der Flamme unterschiedlich, er nimmt in der Regel mit steigender Flammentemperatur und mit steigendem Heizwert zu. Der Ionisationssttrom ist nämlich vond er Luftzahl und der Art des Gases abhängig, wie beispielhaft in Bild 8.5-2 dargestellt. Bild 8.5-2: Ionisationsstromkurve verschiedener Brenngase (GWI)

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Bei einem leicht unterstöchiometrischen Gemisch weist der Strom ein Maximum auf. In Richtung niedrigerer und höherer Luftzahlen nimmt die Stärke des Stromes relativ schnell ab. Insbesondere die Zwischenprodukte von Kohlenwasserstoffen bilden ionisierte Moleküle. Daher ist das Ionisationspotential bei einer reinen Wasserstoff Verbrennung äußerst gering. Folglich müssen zur Flammenüberwachung von Wasserstoffflammen entweder Kohlenwasserstoffe in ausreichender Menge zugemischt werden oder es müssen anderer Verfahren, wie z. B die Temperaturfeldüberwachung mit Thermoelementen, angewandt werden. Der Nachteil einer Ionisationsflammenüberwachung besteht in dem möglichen Verschleiß insbesondere der Elektroden, da diese Bauteile thermisch hoch belastet sind. Der Vorteil liegt in der relativ kurzen Ansprechzeit. Bei der UV-Flammenüberwachung wird die ultraviolette Strahlung der Flamme mit einer UV-Diode absorbiert. Die UV-Diode besteht aus einem gasgefüllten Quarzglaskolben, in dem sich zwei gleiche Elektroden gegenüberstehen. An diese wird eine Wechselspannung gelegt. Sobald in den Raum zwischen den Elektroden UV-Strahlen dringen, wird das im Glaskolben befindliche Gas ionisiert und verursacht einen Stromimpuls. Die Röhre zündet durch. Dies geschieht bei fast jeder Halbwelle, so dass sich ein Wechselstrom einstellt, der über einen Verstärker zur Steuerung des Flammenwächterrelais verwendet wird. Die Anspruchzeit ist sehr gering. (siehe Cerbe 1992). Gasdruckregelung Bei Gasbrennern muss der Gasdruck vor dem Brenner auf das notwendige Niveau heruntergeregelt und konstant gehalten werden, um z. B. bei Netzdruckschwankungen einen gleichbleibenden Durchsatz zu gewährleisten. Die Bauarten sind z. B. in der DIN 3392 festgelegt. Gasdruckwächter Gasbrenner können einen Gasdruckwächter besitzen, der den Brenner bei Unterschreitung eines vorgegebenen Mindestdruckes abschaltet. (DIN 3398) Funktionskontrolleinrichtung für das Gebläse Die Funktion des Gebläses kann mit Hilfe von - Luftdruckwächtern (z. B. DIN 3398) - Volumenstrommesseinrichtungen mit Signalabgabe - Strömungswächtern oder - Drehzahlwächtern überwacht werden. Leckgassicherung Bei Leistungen > 350 kW wird der Einbau einer Leckgassicherung empfohlen (z. B. DIN 4788). Diese hat die Aufgabe, das unerwünschte Einströmen unverbrannter Gase infolge Undichtigkeit der Armaturen während der Stillstandzeit sowie bei der Wiederinbetriebnahme des Brenners zu verhindern. Bei einigen Feuerungen wird der Brennraum vor jedem Start des

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Brenners mit Luft gespült, um eventuell vorhandene Gas- oder Öldampfreste auszuschleusen und somit die Gefahr einer Verpuffung bei der Zündung der Flamme zu vermeiden. Luftzahlregelung Zur Einstellung der Luftzahl kann der Luftvolumenstrom gemessen und geregelt werden oder das Gebläse wird geregelt entsprechend der gemessenen Konzentration an O2, CO2 oder CO im Abgas. Bei Feuerungen mit vielen (kleineren) Brennern, wie z. B. Industrieöfen, wird der Volumenstrom der Luft an jedem Brenner gemessen und geregelt, da jeder Brenner mit optimaler Luftzahl betrieben werden muss. Die gesamte Luftversorgung wird mit einem Zentralgebläse eingestellt. Bei Feuerungen mit nur einem Brenner, wie z. B. bei Dampfkesseln, und bei Feuerungen mit Falschlufteintritt wegen Produktöffnungen, wie z. B. bei einigen Industrieöfen, wird zur Lufzahleinstellung das Gebläse entsprechend der Konzentrationsmessung geregelt. Eine Messung des in der Regel sehr hohen Luftstroms ist zu aufwendig und mit einem zu großen Druckverlust verbunden. Zudem ist bei Falschlufteintritt eine Messung des Luftstroms am Gebläse nicht von Nutzen. Bei überstöchiometrischer Verbrennung wird zur Luftzahlregelung die O2- oder CO2-Konzentration und bei unterstöchiometrischer Verbrennung die CO-Konzentration gemessen. Die prinzipiellen Messverfahren sind bereits in Abschnitt 7.6 beschrieben worden.