Kraftfahrzeug-Antriebe

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Skriptum zur Vorlesung

Kraftfahrzeug-Antriebe LVA-Nr. 315.728

Univ.-Prof. Dr. B. Geringer Institut für Fahrzeugantriebe und Automobiltechnik E315

WS 2011

Seite II Kraftfahrzeug-Antriebe

VORWORT

Die bisherige Vorlesung „Verbrennungskraftmaschinen Grundzüge (315.018)“ wurde mit neuem Studienplan WS 2011/2012 aufgelassen und anstatt dessen in die neue LVA „KFZ-Antriebe (315.728)“ übergeführt. Dem-entsprechend ist das bisherige Skriptum zur erstgenannten Vorlesung obsolet und wurde deutlich soweit überarbeitet, dass der neuen LVA als Lehrbehelf Rechnung getragen wird. Damit ist dieses hier vorliegende Skriptum „KFZ-Antriebe“ zur gleichnamigen Vorlesung mit Herbst 2011 eine Neuerscheinung.

Die Studierenden werden dementsprechend um Verständnis für Unkorrektheiten ersucht und weiter gebeten Fehler und Verbesserungsvorschläge mitzuteilen, damit diese eingearbeitet werden können (Kontaktadresse siehe folgende Seite).

Dieses Skriptum soll als Leitfaden zur Vorlesung dienen. Es stellt kein Lehrbuch dar, sondern ist als Hilfsmittel beim Besuch der Vorlesung zu sehen. Zum leichteren Auffinden einzelner Begriffe ist diesem Skriptum ein Sachwortverzeichnis angefügt. Der Skriptumsumfang ist sehr ausführlich und soll auch als Vertiefungs- und Nachschlagwerk für das Fachgebiet dienen.

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Weder das Manuskript noch ein Buch können den Besuch der Vorlesung ersetzen. Es ist erwiesen, dass die autodidaktische Einarbeitung auf Grund schriftlicher Unterlagen mehr Zeit und Initiative erfordert als der Besuch einer Vorlesung, insbesondere wenn die Möglichkeit des persönlichen Kontaktes für Fragen oder Anmerkungen besteht.

Oktober 2011 Univ.-Prof. Dr. B. Geringer

Kraftfahrzeug-Antriebe Seite III

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Ankündigung der Fachvorträge des ÖVK

Darüber hinaus möchten wir Sie auf die regelmäßigen Fachvorträge des Österreichischen Vereins für Kraft-fahrzeugtechnik ÖVK hinweisen. Im Wintersemester 2011 finden statt:

18.10.2011 Highlights der Audi-Rennmotoren für Le Mans Dipl.-Ing. Ulrich Baretzky, Audi AG 15.11.2011 CO2 und die Auswirkungen auf den Karosseriebau Dr. Michael Krämer, Daimler AG 06.12.2011 Energie und Mobilität in der Zukunft Prof. Dr.-Ing. Wolfgang Steiger, VW AG 17.01.2012 Die zukünftige Entwicklung des weltweiten Güter-

transports und ihre Auswirkungen auf die Antriebe Dr. Georg Pachta-Reyhofen, MAN AG

Die Vorträge sind kostenlos zu besuchen. Alle weiteren Informationen erhalten Sie unter http://www.övk.at.

AUFLAGE WINTERSEMESTER 2011

Technische Universität Wien Institut für Fahrzeugantriebe und Automobiltechnik E315 Getreidemarkt 9 1060 Wien Tel: +43-1-58801-31501 Telefax: +43-1-58801-31599 E-Mail: [email protected]

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Seite IV Kraftfahrzeug-Antriebe

INHALTSVERZEICHNIS

1 Motivation & Ziele der LVA ................................................................................................................. 1

2 Allgemeines & Einführung .................................................................................................................. 2

2.1 Energiewandlung und Fahrzeugantrieb ....................................................................................... 2

2.1.1 Historische Meilensteine ......................................................................................................... 2

2.1.2 Begriffsbestimmungen............................................................................................................ 7

2.2 Einteilung der Verbrennungskraftmaschinen ............................................................................... 9

2.3 Spreizungsbreite von Verbrennungskraftmaschinen – Ausgeführte Motoren ................................ 12

2.3.1 Größenbereiche ................................................................................................................... 12

2.3.2 Bestandteile eines Motors ..................................................................................................... 13

2.3.3 Beispiele ausgeführter PKW-Motoren ..................................................................................... 14

2.4 Wirtschaftliche Bedeutung ........................................................................................................ 15

2.4.1 Fahrzeugindustrie Weltweit ................................................................................................... 15

2.4.2 Fahrzeugindustrie in Österreich ............................................................................................. 16

3 Längsdynamik und Motorenkenngrössen .......................................................................................... 20

3.1 Fahrwiderstände am Fahrzeug .................................................................................................. 20

3.2 Zusammenwirken Antriebsmoment und Fahrwiderstand ............................................................ 22

3.3 Erfordernis eines Getriebes ....................................................................................................... 22

3.4 Motorenkennfeld und Wirkungsgrad ......................................................................................... 23

4 Kenngrössen der Verbrennungskraftmaschinen ................................................................................. 24

4.1 Verdichtungsverhältnis ............................................................................................................. 24

4.2 Drehzahl und Kolbengeschwindigkeit ........................................................................................ 25

4.3 Mittlere Kolbengeschwindigkeit ................................................................................................ 27

4.4 Drehmoment und Leistung ....................................................................................................... 29

4.5 Mitteldruck (spezifische Arbeit) ................................................................................................. 29

4.6 Kraftstoffverbrauch................................................................................................................... 32

4.7 Wirkungsgrade ......................................................................................................................... 32

4.8 Liefergrad und Lieferaufwand ................................................................................................... 34

4.9 Luftbedarf und Luftverhältnis .................................................................................................... 35

4.10 Bezugs- und Normzustände ...................................................................................................... 36

4.11 Ähnlichkeitsgesetze und weitere Kenngrößen............................................................................ 38

4.12 Diagramme und Kennfelder ...................................................................................................... 40

5 Energieträger für Antriebe / Fossile Kraftstoffe .................................................................................. 44

5.1 Allgemein ................................................................................................................................ 44

5.2 Kraftstoffzusammensetzung - chemischer Aufbau von Kohlenwasserstoffen ................................ 44

5.3 Eigenschaften der Kraftstoffe .................................................................................................... 46

5.3.1 Dichte .................................................................................................................................. 48

5.3.2 Zähigkeit.............................................................................................................................. 48

5.3.3 Heizwert .............................................................................................................................. 48

5.3.4 Gemisch-Heizwert ................................................................................................................. 50

Kraftfahrzeug-Antriebe Seite V

5.3.5 Zündwilligkeit ....................................................................................................................... 52

5.3.6 Brenngeschwindigkeit ........................................................................................................... 53

5.3.7 Rußbildung .......................................................................................................................... 54

5.4 Bestimmung des Heizwertes...................................................................................................... 55

6 Thermodynamik der Verbrennungskraftmaschinen ............................................................................. 56

6.1 Vereinfachte Kreisprozesse ....................................................................................................... 56

6.2 Vollkommener Motor ................................................................................................................ 65

6.3 Realer Motorprozess und Verlustanalyse .................................................................................... 69

6.4 Brennverlaufsberechnung ......................................................................................................... 76

6.5 Temperaturabhängigkeit der Reaktionsgeschwindigkeit - Arrhenius-Ansatz .................................. 78

7 Ladungswechsel und Aufladung ....................................................................................................... 80

7.1 Ladungswechsel beim Zwei- und Viertaktmotor ......................................................................... 80

7.1.1 Grundlagen .......................................................................................................................... 80

7.1.2 4-Takt-Verfahren ................................................................................................................... 81

7.1.3 2-Takt-Verfahren ................................................................................................................... 83

7.2 Aufladung ................................................................................................................................ 86

7.2.1 Grundlagen und Kenngrößen ................................................................................................ 86

7.2.2 Mechanische Aufladung ........................................................................................................ 87

7.2.3 Abgasturbo-Aufladung (ATL) ................................................................................................. 88

7.2.4 Ladedruckregelung und Verdichtungsverhältnis ..................................................................... 90

7.2.5 Andere Aufladungsverfahren................................................................................................. 91

8 Verbrennungstechnik und Reaktionskinetik ........................................................................................ 92

8.1 Grundlagen .............................................................................................................................. 92

8.2 Motorische Verbrennung im Ottomotor ..................................................................................... 95

8.3 Motorische Verbrennung im Dieselmotor ................................................................................. 102

9 Triebwerksdynamik ......................................................................................................................... 106

9.1 Gaskräfte ............................................................................................................................... 106

9.2 Kinematik des Kurbeltriebes .................................................................................................... 107

9.3 Massen und Massenkräfte am Kurbeltrieb................................................................................. 108

9.4 Freie Massenkraftwirkungen und Massenausgleich ................................................................... 109

9.5 Torsionsschwingungen ........................................................................................................... 113

10 Konstruktionselemente ............................................................................................................... 118

11 Motorischer Arbeitsprozess ......................................................................................................... 119

11.1 Otto-Prozess........................................................................................................................... 119

11.2 Diesel-Prozess ........................................................................................................................ 119

12 Abgas-Emissionen ...................................................................................................................... 120

13 Lärmemissionen ......................................................................................................................... 121

14 Antriebstrang ............................................................................................................................. 122

14.1 Idealer Antrieb ....................................................................................................................... 123

14.2 Getriebe und Stufungen ......................................................................................................... 124

14.2.1 Begriffe und Auslegungen ............................................................................................... 124

14.2.2 Manuelle Schaltgetriebe .................................................................................................. 125

Seite VI Kraftfahrzeug-Antriebe

14.2.3 Teil- und vollautomatische Getriebe ................................................................................. 127

14.3 Verkleinerung und Verlangsamung ......................................................................................... 130

14.4 Gangwechsel ......................................................................................................................... 131

14.5 Zusätzliche Drehmomentquellen und –verbraucher .................................................................. 131

14.6 Betriebsstrategien für Antriebe mit Zusatz-Drehmomentquellen oder –verbraucher .................... 131

14.7 Boosten und Rekuperation (KERS) ........................................................................................... 131

14.8 Sonstiges .............................................................................................................................. 132

15 Literaturverzeichnis .................................................................................................................... 133

16 Stichwortverzeichnis .................................................................................................................. 135

17 Katalog der Prüfungsfragen ........................................................................................................ 138

Kraftfahrzeug-Antriebe Seite VII

ABBILDUNGSVERZEICHNIS

Abbildung 2.1: Leonardos Motor (1509) ..................................................................................................... 2

Abbildung 2.2: Segelwagen von Simon Stevin ............................................................................................ 2

Abbildung 2.3: Huygenssche Pulvermaschine ............................................................................................. 2

Abbildung 2.4: Dampfwagen von Nicholas Cugnot ..................................................................................... 3

Abbildung 2.5: Gasmotor von Otto und Langen; [11] .................................................................................. 4

Abbildung 2.6: Entwicklung des Ottomotors aus dem Lenoir-Motor; [11] ..................................................... 4

Abbildung 2.7: Benz Patent-Motorwagen Nummer 1 ................................................................................... 5

Abbildung 2.8: Marcuswagen .................................................................................................................... 5

Abbildung 2.9: Lohner-Porsche von 1899 ................................................................................................... 6

Abbildung 2.10: Einteilung der Verbrennungskraftmaschinen ..................................................................... 8

Abbildung 2.11: Aufbau eines Hubkolbenmotors ........................................................................................ 9

Abbildung 2.12: Aufbau eines Rotationskolbenmotors ................................................................................ 9

Abbildung 2.13: Brennverfahren; [8] ........................................................................................................ 10

Abbildung 2.14: Zylinderanordnungen; [2 – B2-4] ..................................................................................... 11

Abbildung 2.15: Palette der Dieselmotoren; [8] ........................................................................................ 13

Abbildung 2.16: Aufbau eines 6-Zylinder-V-Motors ................................................................................... 13

Abbildung 2.17: Weltweiter Fahrzeugbestand [Daten von Ward's Automotive Group] ................................. 15

Abbildung 2.18: Absatz weltweiter Automobilhersteller [Quelle: Automobil-Produktion, Herstellerangaben] 15

Abbildung 2.19: Steyr 50/55 (1936 beim Verlassen der Stadt Steyr) [40] ................................................... 16

Abbildung 2.20: Puch 500 (1969) [40] ...................................................................................................... 16

Abbildung 2.21: Handelsbilanz automobiler Sektor [42] ............................................................................ 17

Abbildung 2.22: Pkw-Produktion in Österreich [42] .................................................................................... 17

Abbildung 2.23: Neuzulassungen in Österreich [42] .................................................................................. 18

Abbildung 3.1: Schematisches Bedarfs- (links) und Lieferkennfeld (rechts) .................................................. 21

Abbildung 3.2: Fahrschaubild (IVK-Bericht/Bamer) .................................................................................... 22

Abbildung 3.3: Vergleich von maximalem Leistungs- und Drehmomentverlauf für Otto- und Dieselmotoren 23

Abbildung 4.1: p-v-Diagramm des Zweitaktmotors (links) und des Viertaktmotors (rechts); [6 – S. 86] ........... 24

Abbildung 4.2: Schema des Kurbeltriebs eines Hubkolbenmotors .............................................................. 25

Abbildung 4.3: Kolbenweg, -geschwindigkeit, -beschleunigung als Funktion des Kurbelwinkels; [O.R.Lang] . 27

Abbildung 4.4 Relative Kolbengeschwindigkeit über dem Kurbelwinkel; [18] .............................................. 27

Abbildung 4.5: Mittlere Kolbengeschwindigkeiten ausgewählter Motoren .................................................. 28

Abbildung 4.6: Maximaldrehzahlen ausgewählter Motoren ........................................................................ 28

Abbildung 4.7: Schematische Darstellung der Drehmomentmessung; [18] ................................................. 29

Abbildung 4.8: Indizierte Arbeit und indizierter Mitteldruck des Viertaktprozesses ...................................... 30

Abbildung 4.9: Indizierte Arbeit des Zweitaktprozesses ............................................................................. 30

Abbildung 4.10: Effektiver Mitteldrücke ausgewählter Motoren [2 – S.22] ................................................... 31

Abbildung 4.11: Wirkungsgrade ausgewählter Motoren ............................................................................ 33

Abbildung 4.12: Wirkungsgrade am Motor................................................................................................ 34

Abbildung 4.13: Luftzahlen bei Verbrennungsmotoren ............................................................................. 36

Seite VIII Kraftfahrzeug-Antriebe

Abbildung 4.14: Geometrisch ähnliche Maschinen; [6 – S. 18] ................................................................... 38

Abbildung 4.15: Kennfelderstellung mit Interpolation ............................................................................... 40

Abbildung 4.16: Verbrauchskennfeld eines modernen Ottomotors (MPI); [23]............................................ 41

Abbildung 4.17: Kraftstoffverbrauchskennfeld des AUDI 5-Zylinder TDI [MTZ 52 (1991) 9 S.427] ................ 41

Abbildung 4.18: Verbrauchs- und Leistungskennfeld eines NFZ Dieselmotors; [2 – S.20] ............................ 42

Abbildung 4.19: NOX-Konzentration vor Katalysator (MPI-Ottomotor); [2 – S.27 ff.]...................................... 42

Abbildung 4.20: Schadstoffkonzentrationen über dem Luftverhältnis ........................................................ 43

Abbildung 5.1: Rohöldestillation schematisch; [1 – K163] .......................................................................... 44

Abbildung 5.2: Siedetemperatur von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.] ....................................................... 47

Abbildung 5.3: Siedekurven; [3 – S. 55]. ................................................................................................... 47

Abbildung 5.4: Dichte von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.] ...................................................................... 48

Abbildung 5.5: Heizwert von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.] ................................................................... 49

Abbildung 5.6: Vergleich Speichermasse und -volumen verschiedener Energieträger [39, S. 24] ................. 49

Abbildung 5.7: Heizwerte und Gemischheizwerte verschiedener Kraftstoffe; [5 – S .73] .............................. 51

Abbildung 5.8: Gemischheizwert als Funktion des Luftverhältnisses bei Benzin; [5 – S.73] ........................... 51

Abbildung 5.9: Luftzahlen bei Verbrennungsmotoren .............................................................................. 52

Abbildung 5.10: Research-Oktanzahl-ROZ von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.] ......................................... 52

Abbildung 5.11: Verdichtungsverhältnis und ROZ über der Zeit; [1 – K208] ................................................ 53

Abbildung 5.12: Cetanzahl von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.] ............................................................... 53

Abbildung 5.13: Laminare Brenngeschwindigkeit für verschiedene Kraftstoffe; [3 – S. 34 ff.] ....................... 54

Abbildung 5.14: Rußvolumenbruchs einer vorgemischten C2H4-Flamme [Website RWTH Aachen] .............. 54

Abbildung 5.15: Schematische Darstellung einer kalorimetrischen Bombe [DIN 51900 Teil1] ...................... 55

Abbildung 5.16: Schematische Darstellung eines Kalorimeters .................................................................. 55

Abbildung 6.1: Arbeitsprozess des Verbrennungsmotors p-v- Diagramm ................................................... 56

Abbildung 6.2: p-V- und T-s-Diagramm Geschlossener Kreisprozesses einer Verbrennungskraftmaschine .... 57

Abbildung 6.3: Carnot-Prozess im p-v und T-s Diagramm .......................................................................... 58

Abbildung 6.4: p-v- und T-s-Diagramm des Gleichraumprozesses; [5 – S.126 ff.] ......................................... 58

Abbildung 6.5: Thermischer Wirkungsgrad des Gleichraumprozesses; [5 – S.126 ff.] ................................... 59

Abbildung 6.6: Spez. Wärme und Isentropenexponent über der Temperatur, Luftverhältnis und Restgas .... 59

Abbildung 6.7: p-v- und T-s-Diagramm des Gleichdruckprozesses; [5 – S.126 ff.] ........................................ 60

Abbildung 6.8: Thermodynamischer Wirkungsgrad des Gleichdruckprozesses [5 – S.126 ff.] ........................ 61

Abbildung 6.9: p-v- und T-s-Diagramm des kombinierten Prozesses (Seiliger-Prozess); [5 – S.126 ff.] ........... 61

Abbildung 6.10: Thermodynamischer Wirkungsgrad des kombinierten Prozesses [5 – S.126 ff.] .................. 64

Abbildung 6.11: Vergleich von Arbeitsprozessen mit gleicher Wärmezufuhr [5 – S.126 ff.] .......................... 64

Abbildung 6.12: Vergleich von Arbeitsprozessen mit gleicher Wärmezufuhr [5 – S.126 ff.] .......................... 65

Abbildung 6.13: Vergleich der Wirkungsgrad des vollkommenen Motors; [5 – S.138 ff.] .............................. 66

Abbildung 6.14: Wirkungsgrade des vollkommenen Ottomotors Einfluss der Dissoziation; [F.A.F. Schmid] .. 67

Abbildung 6.15: Exergiebilanz und –verluste des vollkommenen Motors Gleichraumprozess; [5 – S.152 ff.] .. 68

Abbildung 6.16: Exergieflussbild des vollkommenen Motors Gleichraumprozess [5 – S.152 ff.] .................... 68

Abbildung 6.17: Exergieflussbild des vollkommenen Motors [5 – S.152 ff.] ................................................ 69

Abbildung 6.18: System Brennraum; [5 – S.158] ....................................................................................... 70

Abbildung 6.19: p-V-Diagramm mit und ohne Verbrennungsverluste; [5], [19] ........................................... 71

Kraftfahrzeug-Antriebe Seite IX

Abbildung 6.20: p-V-Diagramm mit und ohne Wandwärmeverluste; [5], [19] .............................................. 71

Abbildung 6.21: p-V-Diagramm mit Ladungswechselverluste; [5], [19] ....................................................... 72

Abbildung 6.22: Arbeitsprozessanalyse Ottomotor mit Saugrohreinspritzung [5 – S.365] ............................. 72

Abbildung 6.23: Arbeitsprozessanalyse PKW-Dieselmotor mit DI und ATL [5 – S.370] .................................. 73

Abbildung 6.24: Wärmetransport in der Verbrennungskraftmaschine; [5 – S.195] ....................................... 73

Abbildung 6.25: Vergleich der Wandwärmestromdichten beim Ottomotor [5 – S.221] ................................. 75

Abbildung 6.26: Vergleich der Wandwärmestromdichten beim Ottomotor [5 – S.175 ff.] ............................. 77

Abbildung 6.27: a) Umsetzrate b) Umsetzgeschwindigkeit über relativer Brenndauer; [5 – S.175 ff.] ............. 78

Abbildung 6.28: Arrhenius-Diagramm; [5 – S.98] ....................................................................................... 79

Abbildung 7.1: Massenfluss beim Ladungswechsel; [6 – S.96] .................................................................... 80

Abbildung 7.2: Ventilerhebungsdiagramm eines Viertaktmotors; [6 – S.98] ................................................ 81

Abbildung 7.3: Viertaktverfahren – Gasdruckverlauf; [1 – S. 508] ................................................................ 82

Abbildung 7.4: Arbeitsverluste eines Viertaktmotors im Ladungswechsel; [5 – S. 357] ................................. 83

Abbildung 7.5: Zweitaktverfahren - Gasdruckverlauf; [1 – S. 508] ............................................................... 83

Abbildung 7.6: Arbeitsprinzip eines Zweitaktmotors mit Kurbelgehäusespülung und Schlitzsteuerung ......... 84

Abbildung 7.7: Spülarten bei Zweitaktmotoren; [Quelle: URLAUB] ............................................................. 85

Abbildung 7.8: Einteilung der Aufladeverfahren; [25 – S. 36] ..................................................................... 87

Abbildung 7.9: Mechanische Aufladung ohne Rückkühlung; [5 – S. 145] .................................................... 88

Abbildung 7.10: p-v- und T-s-Diagramm bei mechanischer Aufladung ohne Rückkühlung; [5 – S. 145] ......... 88

Abbildung 7.11: Abgasturboaufladung ohne Rückkühlung; [5 – S. 147] ...................................................... 88

Abbildung 7.12: LKW-Turbolader ............................................................................................................. 88

Abbildung 7.13: p-v- und T-s-Diagramm bei Abgasturboaufladung ohne Rückkühlung; [5 – S. 147] .............. 89

Abbildung 7.14: Abgasturboaufladung mit Rückkühlung; [5 – S. 147] ......................................................... 89

Abbildung 7.15: p-v- und T-s-Diagramm bei Abgasturboaufladung mit Rückkühlung; [5 – S. 147] ................. 89

Abbildung 7.16: Stau- und Stoßaufladung; [6 – S.103] .............................................................................. 90

Abbildung 7.17: h-s-Diagramm bei Stau- und Stoßaufladung; [25 – S. 43]................................................... 90

Abbildung 7.18: Schema einer Twin-Turboaufladung ................................................................................ 91

Abbildung 8.1: Zeitlicher Konzentrationsverlauf bei der Kohlenwasserstoffverbrennung; [25 – S. 59] ........... 93

Abbildung 8.2: Zündgrenzen in Abhängigkeit der Luftzahl ........................................................................ 94

Abbildung 8.3: Arten der Flammenausbreitung; [5 – S. 106] ...................................................................... 95

Abbildung 8.4: Druck- und Flammengeschwindigkeit bei Methan/Luft Mischung; [5 – S. 108] ...................... 95

Abbildung 8.5: Laminare Flammengeschwindigkeit über dem Kehrwert des Luftverhältnisses; [5 – S. 109] ... 96

Abbildung 8.6: Flammengeschwindigkeit für Benzol und Benzindampf-Luftgemische im Motor ................... 96

Abbildung 8.7: Laminare und turbulente Flammenausbreitung; [5 – S. 109] ............................................... 97

Abbildung 8.8: Laminare Flammen- und Brenngeschwindigkeit über dem Flammenradius [18] .................... 97

Abbildung 8.9: KW-abhängige Lage der Flammenfront bei V4-Motor mit zentraler Zündkerze; [25 – S. 66] ... 98

Abbildung 8.10: Klopfende Verbrennung schematisch; [25 – S. 71] ............................................................ 98

Abbildung 8.11: Druckverlauf bei klopfender Verbrennung; [25 – S. 71] ..................................................... 99

Abbildung 8.12: Verbrennungs-Druckverläufe im Vergleich; [5 – S. 111] .................................................... 99

Abbildung 8.13: Energieumsetzung bei der Verbrennung ....................................................................... 100

Abbildung 8.14: Druckverlauf im Brennraum; [25 – S. 70] ........................................................................ 101

Abbildung 8.15: Teilprozesse der dieselmotorischen Gemischbildung und Verbrennung; [25 – S. 74] ........ 102

Seite X Kraftfahrzeug-Antriebe

Abbildung 8.16: Prinzipdarstellung der nicht-vorgemischten Verbrennung; [5 – S. 114] ............................ 103

Abbildung 8.17: Zündzonen am Einspritzstrahl; [1 – S. 259] .................................................................... 104

Abbildung 8.18: Förder-, Einspritz- und Brennverlauf im Dieselmotor; [25 – S. 86] .................................... 104

Abbildung 8.19: Einspritz- und Brennverlauf bei früher und später Verbrennung; [25 – S. 87] ................... 105

Abbildung 8.20: Druck- und Brennverlauf in einem Dieselmotor bei Voll- und Teillast; [25 – S. 88] ............ 105

Abbildung 9.1: Wirkung der Gaskraft am Triebwerk; [3 – S. 171] .............................................................. 106

Abbildung 9.2: Gas-Drehkraftverlauf eines 4-Takt-Motors; [3 – S. 172] ...................................................... 106

Abbildung 9.3: Bewegung der Triebswerksteile [2 – S. 48] ....................................................................... 107

Abbildung 9.4: Ersatzmassen für die Massenwirkung beim Kurbeltrieb; [3 – S. 174] ................................... 108

Abbildung 9.5: Kräfte und Momente am Mehrzylindermotor; [3 – S. 178] ................................................. 109

Abbildung 9.6: 1-Zylinder-Motor mit vollständigem Massenausgleich der 1. und 2. Ordnung; [3 – S. 181] .. 110

Abbildung 9.7: Massenkräfte eines Zweizylinder- Reihenmotors mit versetzten Kröpfungen ...................... 111

Abbildung 9.8: Massenkräfte eines Zweizylinder-Reihenmotors mit nicht versetzten Kröpfungen .............. 111

Abbildung 9.9: Massenkräfte und -momente eines Dreizylinder- Reihenmotors ........................................ 112

Abbildung 9.10: Massenkräfte und -momente eines Vierzylinder-Reihenmotors ....................................... 112

Abbildung 9.11: 4-Zyl.Reihen-Motor mit Lanchester-Ausgleich [O.R. Lang] ............................................... 112

Abbildung 9.12: Bestimmung der Drehkraft FT; [3 – S. 186] ..................................................................... 113

Abbildung 9.13: Drehkraftverlauf eines 1-Zylinder 4-Takt-Motors; [3 – S. 177] .......................................... 114

Abbildung 9.14: Drehkraft in harmonische Anteile mit Fourier-Analyse zerlegt; [3 – S. 188] ....................... 114

Abbildung 9.15: Schematischer Drehkraftverlauf für verschiedene Zylinderzahlen .................................... 115

Abbildung 9.16: Zylinderanordnung R6 ................................................................................................. 115

Abbildung 9.17: Zylinderanordnung V12 ............................................................................................... 115

Abbildung 9.18: Überblick über gängige Zündfolgen [7] ........................................................................ 115

Abbildung 9.19: Ersatzsystem für Torsionsschwingung der Kurbelwelle; [3 – S. 189] ................................. 117

Abbildung 14.1: Antriebsstrang Puch 230GE der Baureihe 460 [Betriebsanleitung] ................................... 122

Abbildung 14.2: Schematisches Bedarfs- (links) und Lieferkennfeld (rechts).............................................. 123

Abbildung 14.3: Auslegung des höchsten Gangs für Pkw (schematisch) ................................................... 125

Abbildung 14.4: 6-Gang Schaltgetriebe MT-6 des Opel Astra [Opel AG, Entwicklerblog] ............................ 126

Abbildung 14.5: Wandler-Automatikgetriebe eines Puch 230 GE [Betriebsanleitung] ................................ 127

Abbildung 14.6: Strömungsverlauf beim Anfahren (Puch 230GE) [Betriebsanleitung] ................................ 128

Abbildung 14.7: Aufbau des Drehmomentwandlers (Puch 230GE) [Betriebsanleitung] .............................. 128

Abbildung 14.8: Doppelkupplungsgetriebe schematisch ......................................................................... 129

Abbildung 14.9: 6-Gang Doppelkupplungsgetriebe der Volkswagen AG [Website VW AG] ........................ 129

Abbildung 14.10: TSI-Motor der Volkswagen AG [Website VW AG] .......................................................... 130

Kraftfahrzeug-Antriebe Seite XI

VERZEICHNIS DER FORMELZEICHEN

Vergrößerungsfaktor -

Temperaturleitfähigkeit des Wandmaterials m2/s

Querschnitt der Brennstoff-Hauptdüse m2

Fläche der Flammenfront m2

Oberfläche für den gasseitigen Wandwärmestrom m2

Abgasrückführrate %

Oberfläche für den kühlmittelseitigen Wandwärmestrom m2

Kolbenfläche m2

Querschnitt des Lufttrichters m2

Arbeitsüberschuss Nm J

Beschleunigung m/sec2

Kraftstoffverbrauch g/kWh, kg/kWh

spezifischer Kraftstoffverbrauch g/kWh, kg/kWh

Schallgeschwindigkeit m/s

spezifische Wärmekapazität des Wandmaterials J/kg K

mittlere Kolbengeschwindigkeit m/sec

spezifische Wärmekapazität bei konstantem Druck J/kg K

spezifische Wärmekapazität bei konstantem Volumen J/kg K

Variationskoeffizient des indizierten Mitteldrucks (Coefficient of Variance) %

Zylinderdurchmesser, Bohrung m

Aktivierungsenergie J/kmol

Frequenz Hz

Kraft N

Gaskraft N

Massenkraft N

oszillierende Kraft N

Zentrifugalkraft N

Hub m

Kolbenhub m

Gemischheizwert für gemischansaugende Motoren kJ/m3

Gemischheizwert für luftansaugende Motoren kJ/m3

oberer Heizwert kJ/kg

Heizwert (unterer Heizwert) kJ/kg

Schallintensität W/m2

Übersetzung -

Kurbelwinkel °

Induktivität der Primärwicklung H, Wb/A oder Vs/A

Luftbedarf (Verhältnis Luft zu Brennstoff) kmol/kg, kg/kg

äquivalenter Dauerschallpegel dB (A)

Schallintensitätspegel dB

Schalldruckpegel, dB (A)

Beurteilungspegel dB (A)

stöchiometrischer Luftbedarf (Verhältnis Luft zu Brennstoff) kmol/kg, kg/kg

Schalleistungspegel dB (A)

Formfaktor oder Kennwert der Durchbrennfunktion -

gesamte während des Ladungswechsels abgeführte Abgasass kg

während des Ladungswechsels abgeführtes Verbrennungsgas kg

Seite XII Kraftfahrzeug-Antriebe

Kraftstoffmasse, Brennstoffmasse kg

Kraftstoffmassenstrom kg/s, g/h

Drehmoment Nm

gesamte zugeführte Frischladung (Luft oder Gemisch) je Arbeitsspiel kg

im Zylinder verbleibende Frischladung (Luft oder Gemisch) kg

Ladungseinsatz: zugeführte Luft-, bzw. Gemischmasse während Ladungswechsel kg

Kolbenmasse oszillierend kg

Kurbelkröpfungsmasse (auf Kurbelradius reduziert) rotierend kg

Massenstrom der Luft kg/s, g/h

Luftmasse kg

oszillierende Masse kg

Pleuelmasse oszillierend kg

Pleuelmassemasse rotierend kg

rotierende Masse kg

Restgas kg

Spülverluste kg

theoretische Ladung je Arbeitsspiel bei Füllen des Hubvolumens kg

verbrannte Masse im Brennraum kg

Frischladung kg

Drehzahl sec-1

stöchiometrischer Sauerstoffbedarf (Verhältnis O2 zu Brennstoff) kmol/kg

Oberer Totpunkt -

Ruhedruck, stationärer Pa

Druck J/m3, N/m

2, bar

effektiver Mitteldruck bar

indizierter (innerer) Mitteldruck bar

Reibmitteldruck bar

Mitteldruck bar

Mittelwert des effektiven Mitteldrucks bar

Mittelwert des indizierten (inneren) Mitteldrucks bar

Mittelwert des Reibmitteldrucks bar

Schalleistung W

Leistung Nm/sec, kW

Schalleistung W

effektive Leistung kW

indizierte Motorleistung kW

gasseitige Wandwärmestromdichte W/m2

kühlmittelseitige Wandwärmestromdichte W/m2

spezifische abgeführte Wärme J/kg

spezifische zugeführte Wärme J/kg

Wärme J

abgeführte Wärme J

Brennstoffenergie J

zugeführte Wärme J

Brennstoffenergieleistung, Wärmestrom W

gasseitiger Wandwärmestrom W

kühlmittelseitiger Wandwärmestrom W

Verdampfungswärme von Wasser (r = 2500 kJ/kg für 0°C) kJ/kg

Kurbelradius m

Kraftfahrzeug-Antriebe Seite XIII

spezifische Gaskonstante J/kg K

Kolbenhub m

spezifische Entropie J/kg K

Zeit sec

Wandtemperatur K

Temperatur bei Energieabfuhr K

örtlich gemittelte Temperatur des Arbeitsmediums K

örtlich gemittelte Temperatur des Kühlmittels K

Temperatur bei Energiezufuhr K

gasseitige Wandoberflächentemperatur K

kühlmittelseitige Wandoberflächentemperatur K

Unterer Totpunkt -

Schallschnelle m/sec

spezifisches Volumen m3/kg

Drallgeschwindigkeit des Eintrittsdralles m/sec

Volumen m3

Brennstoffvolumen m3

Kompressionsvolumen m3

Gemischvolumen m3

Hubvolumen pro Zylinder m3

Hubvolumen ab Abschluss der Auslasskanäle bis OT m3

Gesamthubvolumen dm3 ,m

3

Luftvolumen m3

Drehzahl min-1

laminare Brenngeschwindigkeit m/sec

Arbeit J

effektive Arbeit J

Luftwiderstand kW

indizierte (innere) Arbeit J

Reibungsarbeit J

Rollwiderstand kW

Steigungswiderstand kW

Hubgeschwindigkeit m / s

Nockenbeschleunigung m / s2

Nockenhub m

spezifische Schallimpedanz Pa s/m

Zylinderzahl -

Schallabsorptionsgrad -

Durchflusszahl des Brennstoffes (berücksichtigt Reibung, Kontraktion) -

gasseitiger Wärmeübergangskoeffizient W/m2

K

kühlmittelseitiger Wärmeübergangskoeffizient W/m2

K

Ungleichförmigkeitsgrad -

Verdichtungsverhältnis -

Wirkungsgrad -

Carnot Wirkungsgrad -

effektiver Wirkungsgrad -

Gütegrad -

indizierter Wirkungsgrad (innerer Wirkungsgrad) -

Seite XIV Kraftfahrzeug-Antriebe

mechanischer Wirkungsgrad -

thermischer Wirkungsgrad -

thermischer Wirkungsgrad Gleichdruckprozess -

thermischer Wirkungsgrad Seiliger-Prozess -

thermischer Wirkungsgrad Gleichraumprozess -

Wirkungsgrad des vollkommenen Motors -

Massenträgheitsmoment kg m2, N m s

2

je Raum und Zeiteinheit entwickelte Wärmemenge W/m3

Isentropenexponent -

Wellenlänge m

Luftzahl -

Schubstangenverhältnis -

Luftaufwand -

Liefergrad -

Spülgrad -

Fanggrad Verhältnis der zugeführten Frischgasmenge zum Ladungseinsatz -

Masseanteil des Wasserdampfes -

Wechseldichte kg/m3

Ruhedichte kg/m3

Gemischdichte bezogen auf Außenzustand kg/m3

Luftdichte bezogen auf Außenzustand kg/m3

Dichte des unverbrannten Kraftstoff-Luft-Gemisches kg/m3

Spannung N/m2

Standardabweichung des indizierten Mitteldrucks bar

Zugspannung N/m2

Kurbelwinkel ° KW

Volumensteigerungsverhältnis -

equivalence ratio -

Schubstangenwinkel ° KW

Drucksteigerungsverhältnis -

Kreisfrequenz (=2f) sec-1

Winkelgeschwindigkeit sec-1

Winkelgeschwindigkeit der Nockenwelle sec-1

Kraftfahrzeug-Antriebe Seite 1

1 MOTIVATION & ZIELE DER LVA OUTLINE & KEY ASPECTS

Die Vorlesung „KFZ-Antriebe“ hat zum Ziel, Kenntnisse über Funktion, Konzeption, Auslegung, Konstruktion und Betrieb von Kraftfahrzeugantrieben zu vermitteln. Im Fokus der Betrachtungen stehen die Verbrennungs-kraftmaschine selbst (als Hauptvertreter der Fahrzeugantriebe) und die Auslegungselemente des Antriebs-strangs (wie Übersetzungen, Ganganzahl etc.). Die Auswirkungen des Betriebs von Verbrennungskraftma-schinen auf den Menschen und seine Umwelt (Abgasemissionen und Immissionen) werden ebenfalls behan-delt.

Der Fokus der Vorlesung liegt in der Bereitstellung der mechanischen Energie für die Antriebskraft eines Kraftfahrzeugs. Dabei umfasst der Antrieb Alles, was notwendig ist, um aus dem zugeführten Energieträger

das Antriebsmoment an der Fahrzeugachse zu erhalten.

Rückblick auf die Vorlesung Verbrennungskraftmaschinen

Vorgängerin dieser Lehrveranstaltung ist die Vorlesung Verbrennungskraftmaschinen, die jeweils ebenfalls im Wintersemester abgehalten wurde. Obwohl sich wesentliche Teile dieser Vorlesung auch im vorliegenden Skriptum wiederfinden, hat sich doch der Fokus auf die Betrachtung des gesamten Kraftfahrzeug-Antriebsstrangs verschoben. Aus Umfangsgründen wird damit der Teil Verbrennungskraftmaschine (VKM) etwas kürzer gehalten.

Ausblick alternative Antriebe und Energieträger

Immer strengere Emissionsgrenzwerte für den Straßenverkehr, aber auch die hohen Preise und die zuneh-mend beschränkte Verfügbarkeit von Motorenkraftstoffen auf dem Markt sowie die Treibhausgasproblematik (CO2) stellen ständig höhere Anforderungen an Abgasqualität und Verbrauchswerte moderner Kraftfahrzeug-

antriebe. Die intensive Entwicklungsarbeit namhafter Automobilkonzerne in diesem Bereich brachte in den letzten Jahren immer wieder innovative Konzepte hervor. Zwei wesentliche Stoßrichtungen der aktuellen Entwicklung sind der Hybrid- und der elektrische Antrieb sowie die alternativen Kraftstoffe. Beide Themen-kreise werden in der Vorlesung Kraftfahrzeug-Antriebe nur am Rande erwähnt.

Ab dem Sommersemester 2012 wird aber eine eigene Lehrveranstaltung zum Themenkomplex der alternati-ven Antriebe und Energieträger angeboten – die ein Teil des Berufsfeldorientierungs-Moduls „KFZ-Antriebe“ darstellt

1. Diese Vorlesung wird von Prof. Geringer und Prof. Hofmann gemeinsam abgehalten.

1 Siehe neuer Studienplan für das Bachelorstudium Maschinenbau 033.245, gültig ab WS 2011

Kraftstoff Antrieb Vortriebskraft

VO Kraftfahrzeug-Antriebe ab WS 2011

VO Verbrennungskraftmaschinen

Seite 2 Kraftfahrzeug-Antriebe

2 ALLGEMEINES & EINFÜHRUNG PREFACE & INTRODUCTION

2.1 Energiewandlung und Fahrzeugantrieb Energy Conversion and Vehicle Propulsion

2.1.1 Historische Meilensteine

Im vorindustriellen Zeitalter gab es bereits erste Entwürfe von Leonardo da Vinci und Albrecht Dürer für mit Muskel- oder Windkraft betriebene Fahrzeuge, die zu dieser Zeit jedoch noch nicht realisierbar waren. Erst mit der Entwicklung der Dampfwagen entstanden Fahrzeuge, die ihre Fortbewegungsenergie selbst mitführten und weder Wind- noch Muskelkraft benötigten. Der Begriff Kraftfahrzeug (zum Unterschied von Fahrzeug) war

geboren: Kraft aus externer Quelle.

1509: Leonardo da Vinci

Erste Beschreibung eines atmosphärischen Verbrennungsmotors, Abbildung 2.1. Unter einem atmosphäri-schen Verbrennungsmotor versteht man einen Motor, bei dem zunächst Unterdruck erzeugt, und die Arbeit

dann durch Wirkung des Atmosphärendrucks gewonnen wird. Dieses Prinzip wurde vor allem wegen der Un-beherrschbarkeit hoher Drücke angewendet. In Leonardos Motor wurde ein Feuer im Zylinder entfacht und anschließend durch Schließen des Deckels ausgelöscht. Mit dem Abkühlen der Verbrennungsgase und dar-aus resultierendem sinkenden Druck hob der Atmosphärendruck den Kolben in die Höhe; Abbildung 2.1.

Abbildung 2.1: Leonardos Motor (1509)

Abbildung 2.2: Segelwagen von Simon Stevin

Simon Stevin (1548–1620)

Um 1600 stellte der flämische Mathematiker und Ingenieur Simon Stevin einen Segelwagen vor, der den

Berichten zufolge Geschwindigkeiten bis 50 km/h erreichte (Abbildung 2.2). Dieser Wagen war einer der nächsten Entwicklungsschritte nach den Fahrzeugen, die mit Muskelkraft angetrieben worden waren.

Christian Huygens (1629-1695)

Atmosphärischer Verbrennungsmotor, Abbildung 2.3

Abbildung 2.3: Huygenssche Pulvermaschine


Huygens verwendete ebenfalls das Prinzip des atmosphärischen Motors, da er der direkten Beherrschung der Verbrennung in der Brennkammer nicht traute. Wird das in die Pfanne geschüttete Schießpulver entzündet, so schleudert der Gasdruck den im Zylinder unten stehenden Kolben nach oben. Die Arbeitsleistung entsteht nicht direkt durch den Verbrennungsvorgang, sondern durch Unterdruckerzeugung. Die Öffnungen werden dabei frei, so dass die Gase durch die als Ventile wirkenden Lederschläuche ins Freie strömen. Danach leistet der Kolben durch Abwärtsgehen aufgrund der Abkühlung und der Druckabsenkung im Zylinder Arbeit. Erwar-tungsgemäß ist mit solchen Apparaten kein praktisch nutzbarer Betrieb möglich. Sie blieben deshalb Ver-suchsobjekte.

1769 Nicholas Cugnot (1725-1804)

Als Zugfahrzeug für Artilleriegeschütze gedacht war der Dampfwagen, den der französische Ingenieur und

Offizier Nicholas Cugnot 1769 in Paris vorstellte (Abbildung 2.4). Das Fahrzeug verunfallte bald nach seiner Erstfahrt und konnte auch infolge seines hohen Gewichts und der ungünstigen Schwerpunktlage seinen Zweck als Zugfahrzeug nicht erfüllen, da es aber über einen Dampfantrieb verfügte, war es das erste aus eigener Kraft fahrende Fahrzeug.

Abbildung 2.4: Dampfwagen von Nicholas Cugnot

Es ist überdies bemerkenswert, dass erstmalig in Frankreich Dampfwagen gebaut wurden und nicht in Eng-land, wo die erste praktisch verwendbare Dampfmaschine 1765 von James Watt entwickelt wurde.

Alessandro Volta (1745-1827)

▪ Zünden von brennbaren Gasen durch elektrischen Funken (Voltasche Pistole) ▪ Wesentliche Hilfe für spätere Motorenerfinder

1801: Philippe Lebon

▪ Zweitakt-Gasmotor mit elektrischer Zündung ▪ Brennstoff: Leuchtgas ▪ Vorverdichtung außerhalb des Zylinders

1812/13: Isaac de Rivaz (1752-1828)

▪ Bau eines atmosphärischen Motors ▪ kein Ladungswechsel realisiert

1823-30: Samuel Brown

▪ Atmosphärische Maschine ▪ Brennstoff: Gas ▪ Wasserkühlung

Jean Lenoir (1822-1900)

▪ Dampfmaschine als Basistriebwerk für doppelwirkenden Gasmotor ▪ Motor ohne Gemischvorverdichtung ▪ Ladungswechsel über Schiebersteuerung, mit Funkenzündung ▪ effektiver Wirkungsgrad 2 -3% ▪ Zündung auf Hubmitte bei höchster Kolbengeschwindigkeit – Triebwerksstöße

Der Erfinder Lenoir erzielte als erster praktische Erfolge mit einer Verbrennungskraftmaschine. 1860 meldete

er einen Gasmotor zum Patent an. Abgeleitet von einer Dampfmaschine, jedoch mit Wasserkühlung, ist die-ser Motor doppelwirkend. Wesentliches Merkmal des Lenoir Motors ist, dass er ohne Gemischvorverdichtung arbeitet und damit nur einen schlechten Wirkungsgrad erzielt. Die Zündung lässt den Gasdruck von geringem Unterdruck plötzlich auf 5-6 bar Überdruck ansteigen. Da die Zündung in der Hubmitte eintritt, während der Kolben seine größte Geschwindigkeit hat, verursacht die plötzlich eintretende Druckzunahme einen harten


Stoß auf das Triebwerk. Lenoir hat als erster einen Verbrennungsmotor über das Versuchsstadium hinaus in der Praxis nutzbringend eingesetzt.

1867: Nikolaus August Otto (1832-1891)

▪ atmosphärischer Gasmotor gemeinsam mit Eugen Langen, Abbildung 2.5 ▪ effektiver Wirkungsgrad 10%, Motorleistung 3 PS

Ottos Ziel war es nun, die Lenoir-Maschine, die auf Gasbetrieb aufgebaut hat, auf einen Motor mit flüssigem Brennstoff umzustellen, um nicht an das nur stationär verfügbare Leuchtgas gebunden zu sein. Wesentlichs-te Erkenntnis seiner Arbeit war die Feststellung, dass bei Verdichtung der Gasladung im Zylinder und Zün-

dung zum Zeitpunkt des höchsten Druckes eine wesentliche Verbesserung von Wirkungsgrad und Leistung erreicht werden konnte. Die praktische Umsetzung führte allerdings zur kurzfristigen Zerstörung der Maschi-ne. Deshalb arbeitete er parallel an der Verbesserung der atmosphärischen Gasmaschine ähnlich Huygens weiter, siehe Abbildung 2.5, für die er auf der Pariser Weltausstellung sogar einen Grand Prix erhielt.

▪ 1876 Weiterentwicklung der Lenoir-Maschine ▪ Zündung im Augenblick des höchsten Verdichtungsdruckes, mit Gemisch-Vorverdichtung

▪ Drehzahl 120 - 180 min-1

▪ effektiver Wirkungsgrad ca. 12 %, Leistung 2,2 kW bei 180 min-1

Abbildung 2.5: Gasmotor von Otto und Langen; [11]

Abbildung 2.6: Entwicklung des Ottomotors aus dem Lenoir-Motor; [11]


1886: Carl Benz (1844-1929)

Carl Benz stellt 1886 einen Wagen vor, der von einer benzingetriebenen Verbrennungskraftmaschine ange-trieben wurde. Dieser Wagen hatte als erster den Charakter eines praktisch nutzbaren Automobils, wenn es auch nur drei Räder hatte. Die erste Überlandfahrt erfolgte durch Frau Berta Benz 1886. Das Automobil in seiner heutigen Form war geboren.

Abbildung 2.7: Benz Patent-Motorwagen Nummer 1

1888: Siegfried Marcus (1831-1898)

▪ Kraftfahrzeug mit Verbrennungsmotor – Marcuswagen (Abbildung 2.8) ▪ Viertakt-Ottomotor mit Bürstenvergaser und Funken-Abreißzündung ▪ Hubvolumen 1,5 l ▪ Drehzahlbereich zwischen 200-400 U/min ▪ Fahrzeuggewicht von ca. 280 kg ▪ Motorleistung ca. 1 PS

Abbildung 2.8: Marcuswagen

Über die Verdienste von Siegfried Marcus als österreichischen Erfinder in der Motorenentwicklung ist man sich in der Geschichtsschreibung uneinig. Der Marcuswagen kann nicht eindeutig datiert werden, sodass nicht festgestellt werden kann, ob er dem Benzinmotor von N. Otto zuvorkam. Unbestrittene Beiträge von Marcus sind der Bürstenvergaser und die Funken-Abreißzündung. Er hat aber keinen nachhaltigen Einfluss auf die Mobilität gehabt, was die wesentliche Weiterentwicklung und Verbreitung des Verbrennungsmotors betrifft, und dazu somit aus österreichischer Sicht nichts beigetragen.

G. Daimler (1834–1900) und W. Maybach (1846-1929)

▪ Viertakt-Benzinmotor mit Fremdzündung im oberen Totpunkt

▪ Schnelllaufender Benzinmotor mit einer Drehzahl von 600 min-1

▪ Schwimmervergaser, Leistung 0,25 PS


Die beiden Erfinder aus dem Schwabenland setzten es sich zum Ziel, das Viertaktverfahren mit Fremdzün-

dung weiterzuentwickeln. Vor allem war die wesentliche Erkenntnis die Verbesserung der Zündung im obe-ren Totpunkt um damit höhere Drehzahlen und somit höhere Leistungen zu erreichen.

1897: Rudolf Diesel (1858-1913)

▪ Erfindung des Motors mit Selbstzündung ▪ Dieselmotor mit Lufteinblasung, effektiver Wirkungsgrad 26%, ▪ Leistung 18 PS

Ein wesentlicher Pionier der Weiterentwicklung des modernen Verbrennungsmotors ist Rudolf Diesel. In den Vorlesungen seines Lehrers für Thermodynamik Linde hörte er vom Carnot-Prozess und merkte schon in sei-nen Vorlesungsunterlagen an: „Ziel ist es, diesen Prozess praktisch zu realisieren, um höchste Wärmeausnut-zung und damit besten Wirkungsgrad zu erreichen“. 1892 meldete er ein erstes Patent an, im Jahr danach

folgte ein weiteres in verschleierter Form, um Lizenz und Patentverträge nicht zu berühren. Die Grundidee

von Diesel war es, den Carnot-Prozess direkt umzusetzen. Deshalb war es eine erste Idee, Kohlenstaub in den hochverdichteten Brennraum einzublasen und durch Selbstzündung zur Verbrennung zu bringen. Durch eine günstige Prozessführung sollte die isotherme Wärmezufuhr und damit der Carnot-Prozess erreicht wer-den. Es gelang nicht, wie sich bis heute gezeigt hat, da die Nutzfläche im Carnot-Prozess zu schmal ist, und im Wesentlichen durch Reibung aufgezehrt wird. Die wesentliche Erfindung von Diesel aber war das Selbst-zündungsprinzip, das bis heute Motoren mit dem besten Wirkungsgrad realisieren lässt.

1900: Ferdinand Porsche (1875-1951)

Am Ende des 19. Jahrhunderts hatte die Elektrizität bereits wichtige technische Errungenschaften ermöglicht. Werner von Siemens entwickelte bis 1866 die elektrische Maschine, die auch bald als Fahrzeugantrieb Ver-

wendung fand. Ein Beispiel hierfür ist der sogenannte Lohner-Porsche (Abbildung 2.9) von 1899, den Ferdi-

nand Porsche unter Verwendung von Radnabenmotoren konstruierte. Für diesen Allradantrieb über Elektro-Innenpolmotoren, der als erster Hybridantrieb gilt, erhielt er 1896 das Patent.

Abbildung 2.9: Lohner-Porsche von 1899

Überhaupt war gegen Ende des 19. Jahrhunderts noch nicht abzusehen, dass sich der Verbrennungsmotor

als Antrieb des Kraftfahrzeugs durchsetzen würde. Zu diesem Zeitpunkt existieren in den USA bereits 13

Hersteller von Elektrofahrzeugen und auch in Europa werden batteriebetriebene Fahrzeuge angeboten.

Aus österreichischer Sicht war Ferdinand Porsche ein wesentlicher Automobilpionier der jüngeren Geschichte. Neben dem elektrischen Radnabenantrieb stellte er ganz wesentliche weitere Konstruktionen pionierhaft vor, besonders im Bereich Antriebsstrang, Motor-, Getriebe- und Gesamtfahrzeugkonzept.

Meilensteine der Entwicklung des Rotationskolbenmotors; [3]

1588: Ramelli Drehkolbenartige Arbeitsmaschine zur Wasserförderung


1772: Watt Drehkolbenartige Dampfmaschine

1799: Murdock Drehkolbenmotor, Leistung 0.5 PS

1846: Galloway Kreiskolbendampfmaschine

1938: Sensaud de Lavaud Patent für innenachsigen Drehkolbenmotor

1943: Maillard Patent für innenachsige Dreh- oder Kreiskolbenmaschinen

1954: Felix Wankel Innenachsige Dreh- und Kreiskolbenmotoren (Viertakt-Verfahren)

Schließlich nimmt Felix Wankel eine wesentliche Rolle bei den Autopionieren ein. Sein Ziel war es den alten

„Schüttelhuber“, wie er den Hubkolbenmotor gerne bezeichnete, durch einen Drehkolbenmotor zu erset-zen. Wesentliche Vorteile sollten durch den gleichmäßigeren Lauf, die höhere Drehzahl und, damit verbun-den, die höhere Leistung erzielbar werden. Seine Initiative führte zu wesentlichen Entwicklungen in den 70er-Jahren mit Serienanwendungen; es sei nur der NSU RO 80 erwähnt. Das Hauptproblem des Wankelmo-

tors war und ist allerdings die ungünstige Brennraumgeometrie und die damit einhergehenden hohe Emis-sionen und der hohe Verbrauch. Das führte zu seinem Verschwinden bis auf wenige Ausnahmen.

2.1.2 Begriffsbestimmungen

Sehr allgemein gesagt (Definition nach DUDEN) ist eine Wärmekraftmaschinen eine „Kraftmaschine, die Wär-meenergie in mechanische Energie umwandelt“. Exakter: Bei einer Wärmekraftmaschine oder Verbren-

nungskraftmaschine im weiteren Sinne handelt es sich um eine Kraftmaschine, in der ein Wärmeprozess und ein Verbrennungsprozess gekoppelt ablaufen. Im Verlauf des Prozesses wird aus chemisch gebundener Energie eines Kraftstoffes durch Verbrennung auf dem Wege über thermische Energie mechanische Arbeit gewonnen. [3].

Die bekanntesten Verbrennungskraftmaschinen sind der Verbrennungsmotor und die Gasturbine. Einen

Überblick gibt die nachfolgende Tabelle 2.1. Der extrem weit verbreitete Verbrennungsmotor wird im enge-ren Sinne heutzutage zumeist auch als Verbrennungskraftmaschine bezeichnet.

Art der Prozessführung

Offener Prozess Geschlossener Prozess

Innere Verbrennung Äußere Verbrennung

Brenngas = Arbeitsmedium Brenngas ≠ Arbeitsmedium

Phasenumwandlung des Arbeitsmediums

Nein Ja

Art der Verbrennung Zyklische Verbrennung Kontinuierliche Verbrennung

Art der Zündeinleitung Selbstzündung Fremdzündung

Art der Maschine

Motor Diesel Hybrid Otto Stirling Dampf

Turbine Gas Heißdampf Dampf

Art des Gemischs

Heterogen Homogen Heterogen

(im Brennraum) (in kontinuierlicher Flamme)

Tabelle 2.1: Systematik der Wärmekraftmaschinen; [2 – S.9]


In dieser Vorlesung werden Verbrennungskraftmaschinen (kurz VKM) mit zyklischer Verbrennung in einem offenen Prozess betrachtet, der Schwerpunkt liegt auf dem Otto- und dem Dieselmotor.

Einen detaillierten Einblick in die Einteilung in innere und äußere Verbrennung sowie zyklische und kontinu-

ierliche Verbrennung zeigt Abbildung 2.10 Der klassische Kolbenmotor fällt in die Kategorie innerer und zyklischer Verbrennung. Auf der anderen Seite ist der Stirling-Motor mit kontinuierlicher und äußerer Ver-brennung zu nennen. Bei Turbinen erfolgt die Verbrennung kontinuierlich, dies bedeutet einen stationären, zeitlich unveränderlichen Verbrennungsprozess. Der Unterschied besteht in der Art der Prozessführung zwi-schen Gasturbine mit innerer Verbrennung und Dampfturbinen mit äußerer Verbrennung. Bei den Verbren-nungsmotoren tritt die Energie primär in potentieller Form (Druck) auf, bei den Turbinen primär in Form von kinetischer Energie (Strömungsgeschwindigkeit).

Abbildung 2.10: Einteilung der Verbrennungskraftmaschinen


2.2 Einteilung der Verbrennungskraftmaschinen Classification of Combustion Engines

Verbrennungskraftmaschinen werden nach grundlegenden Konstruktionseigenschaften eingeteilt. Mögliche Unterscheidungsmerkmale sind:

a) Verbrennungsverfahren b) Kolbenkinematik c) Ladungswechsel d) Art und Ort der Gemischbildung e) Qualität der Gemischbildung

f) Art der Ladungseinbringung g) Art der Lastregelung h) Kraftstoffe i) Kühlung j) Bauformen

Verbrennungsverfahren

Ottomotor

Verbrennungseinleitung durch zeitlich gesteuerte Fremdzündung

Dieselmotor

Selbstzündung durch hohe Ver-dichtungstemperaturen

Hybridmotoren

Brennverfahren, die sowohl otto- als auch dieselmotorische Eigen-schaften aufweisen

Achtung: Hybridmotoren haben keinen Zusammenhang mit hybri-den Antriebskonzepten!

Kolbenkinematik

Hubkolbenmotor Merkmal: oszillierende Kolbenbewegung

Rotationskolbenmotor Merkmal: rotierende Kolbenbewegung

Abbildung 2.11: Aufbau eines Hubkolbenmotors Abbildung 2.12: Aufbau eines Rotationskolbenmotors

Ladungswechsel

Viertaktverfahren

Das Arbeitsspiel im Viertaktverfahren umfasst zwei Ladungs-wechseltakte und zwei Arbeitstakte. Mit dem Öffnen des Einlassventils beginnt das Ansaugen der Ladung (Einlassven-til EV geöffnet). Bei geschlossenen Ventilen folgen die Ver-dichtung und nach der Zündung der Arbeitstakt. Nach dem Öffnen des Auslassventils AV beginnt das Ausstoßen der Abgase. Mit Erreichen des oberen Totpunkts beginnt der Arbeitszyklus erneut.

Zweitaktverfahren

Das Arbeitsspiel umfasst nur zwei Takte, da für den Ladungswechsel keine eigenen Tak-te erforderlich sind. Das Gemisch wird bis zur Zündung verdichtet und es folgt der Arbeits-takt. Mit dem Erreichen des unteren Tot-punkts wird der Brennraum mit Frischladung gefüllt und die Abgase werden dadurch aus dem Brennraum gespült (siehe auch Ab-schnitt 7.1.3: 2-Takt-Verfahren).

Einlassorgan Auslassorgan

Kurbelwelle

Schwungrad

Kolben

Pleuelstange

Zylinder

Kolbenbolzen


Ansaugen Verdichten Arbeiten Ausstoßen Verdichten Arbeiten Ladungs-wechsel

Art und Ort der Gemischbildung

Äußere Gemischbildung

Gemischbildungsvorgang (Einspritzung) beginnt im Einlasssystem, z.B.: Ottomotor mit Saugrohreinsprit-zung

Innere Gemischbildung

Direkte Einspritzung in den Arbeitsraum, z.B.:

▪ Ottomotor mit Direkteinspritzung, ▪ Direkteinspritz-Diesel (DI für Direct Injection),

siehe Abbildung 2.13, oder

Indirekte Einspritzung in eine Nebenkammer, z.B.: Wirbelkammermotoren

Abbildung 2.13: Brennverfahren; [8]

Qualität der Gemischbildung

Homogene Gemischbildung

Großer zeitlicher Abstand zwischen Kraftstoffeinbrin-gung und Zündung durch Einspritzung während des Ansaugtaktes, z.B.: Ottomotor mit Saugrohreinsprit-zung

Inhomogene Gemischbildung

Kleines Zeitintervall zwischen Einspritzung und Zündvorgang z.B.: Otto-DI im geschichtetem Be-triebsmode, Dieselmotor


Art der Ladungseinbringung

Selbstansaugende Motoren

Ansaugvorgang unter atmosphärischen Bedingun-gen, keine Vorverdichtung der angesaugten Luft

Aufgeladene Motoren

Erhöhung der Frischladungsdichte durch Aufladeag-gregat z.B.: Mechanische Aufladung, Abgasturbola-dung, Komprex

Art der Lastregelung

Quantitätsregelung

Die Lastregelung erfolgt durch Drosselung der ange-saugten Frischladung – die Gemischzusammenset-zung bleibt annähernd konstant z.B.: Ottomotor mit Saugrohreinspritzung

Typisches Beispiel: konventioneller Otto- oder Ben-zinmotor

Qualitätsregelung

Die Lastregelung erfolgt nur durch die eingespritzte Kraftstoffmenge – die Gemischzusammensetzung ändert sich, z.B.: Dieselmotor, Ottomotor mit Direk-teinspritzung im Schichtbetrieb.

Typisches Beispiel: Konventioneller Dieselmotor

Kraftstoff

Gasförmige Kraftstoffe

Methan, Propan, Erdgas (CNG), Wasserstoff

Flüssige Kraftstoffe

Benzin, Kerosin, Diesel, RME (Biodiesel), Syntheti-sche Kraftstoffe (GTL, BTL etc.) oder Ethanol

Kühlung

Direkte Kühlung

Wärmeabfuhr direkt an Umgebungsluft (Luftkühlung) über die (gerippte) Außenfläche des Motors

Indirekte Kühlung

Wärmeabfuhr über Zwischenträgermedium (Flüssig-keitskühlung) und einen Wärmetauscher

Bauformen

Einteilung nach Art der Zylinderano-

rdnung

Übliche und in den gängigen Kraftfahr-zeugen in Verwendung befindliche Motorenbauformen sind der Reihen- und der Boxermotor und Motoren mit Zylinderbänken in V-Anordnung (siehe

Abbildung 2.14). Sternmotoren kom-men in heutigen Fahrzeugen so gut wie gar nicht vor. Hingegen gibt es auch moderne Motoren in Doppel-V-Anordnung, die nicht mit der hier ge-zeigten klassischen W-Anordnung zu verwechseln sind (W12-Motor im VW Phaeton als Kombination zweier VR6).

Abbildung 2.14: Zylinderanordnungen; [2 – B2-4]


2.3 Spreizungsbreite von Verbrennungskraftmaschinen – Ausgeführte Motoren Comparison of Existing Combustion Engines

Die wesentlichen Gründe für die große Verbreitung des Verbrennungsmotors sind einerseits der gute Ge-samtwirkungsgrad (bis über 50 Prozent), der extrem große Leistungsbereich (von 30 Watt bis 66 Megawatt) und die sehr flexible Bauweise; für den Stationäreinsatz auf Schiffen, genauso wie für Rennfahrzeuge oder normale Straßenfahrzeuge. Die großen Vorteile haben aber aufgrund der daraus resultierenden Verbreitung des Verbrennungsmotors zu wesentlichen Problemen geführt: Umweltbelastung durch Abgas- und Ge-räuschemissionen. Deshalb steht der Verbrennungsmotor immer wieder in der Kritik.

2.3.1 Größenbereiche

Die enorme Bandbreite des effektiven Einsatzes von VKM wird durch ihre große Vielseitigkeit (Flexibilität)

begründet, siehe auch Tabelle 2.2. Es sind Bandbreiten der Maximal- zu Minimalgrößen für z.B. das Hubvo-lumen von 1:5‘000‘000 oder für die Motor-Masse mit 1:85‘000‘000 möglich.

Eigenschaften Schiffsdiesel Mittlerer Kfz-Motor Flugmodellmotor

Bohrung 1060 mm 80 mm 7.6 mm

Hub 1900 mm 80 mm 6.1 mm

Zylindervolumen 1677 l 0.25 – 0.5 l 0.00033 l

Zulässige Drehzahl 110 U/min 7000 U/min 17500 U/min

Zylinderzahl 14 4 1

Gewicht 1800 t 100 kg 21 g

Breite 8 m ≈ 50 cm 21 mm

Höhe 12 m ≈ 70 cm 45 mm

Tabelle 2.2: Größenordnungen von Verbrennungsmotoren

Abbildung 2.15 veranschaulicht die Größen – und Leistungspalette von modernen Dieselmotoren. Sie reicht von großen Schiffsmotoren mit bis zu 66 MW Leistung, über den Nutzfahrzeugmotor mit heute bis zu 450 kW bis zum PKW-Motor mit über 90 kW/l Hubraum.


Abbildung 2.15: Palette der Dieselmotoren; [8]

2.3.2 Bestandteile eines Motors

Die Hauptbestandteile eines Sechszylinder-V-Motors in Vierventiltechnik und jeweils zwei obenliegenden

Nockenwellen zeigt Abbildung 2.16. Die Nockenwellensteuerung ist hier über eine Kette realisiert, aber auch Zahnriemen oder Stirnräder sind hierfür übliche Bauformen.

Abbildung 2.16: Aufbau eines 6-Zylinder-V-Motors

In dieser Abbildung gut zu erkennen ist die Ventilsteuerung. Die Maschine verfügt je Zylinderreihe über zwei Nockenwellen, die jeweils über eine Kette verbunden sind. Diese Steuerung wird als DOHC (Double Over-head Camshaft) bezeichnet.

Zylinderkopf

Zylinderblock

Kurbelgehäuse

Ölsumpf

Kurbelwelle

Ventilsteuerung


2.3.3 Beispiele ausgeführter PKW-Motoren

BMW

Achtzylinder-Dieselmotor

Direkteinspritzung, V-Anordnung, Turboaufladung, Vierven-tiltechnik, Common-Rail-Einspritzsystem

Bildquelle [9]

Hubraum Hub Bohrung Verdichtungsverhältnis Max. Leistung Max. Moment

3.9 l 88 mm 84 mm 18:1 180 kW bei 4000 min

-1

560 Nm bei 1750-2500 min-1

OPEL

Vierzylinder-Benzinmotor Ecotec Z14XEP

Saugrohreinspritzung, Reihenanordnung, Vierventiltechnik, Kanalabschaltung

Bildquelle [Opel AG]

Hubraum Hub Bohrung Verdichtungsverhältnis Max. Leistung Max. Moment

1.4 l 80.6 mm 73.4 mm 10.5:1 65 kW bei 5600 min

-1

125 Nm bei 4400 min-1

MERCEDES-BENZ

Dreizylinder-Dieselmotor OM660

Direkteinspritzung, Reihenanordnung, Zweiventiltechnik, Turboaufladung

Bildquelle [Smart]

Hubraum Hub Bohrung Gewicht Max. Leistung Max. Moment

0.8 l 79 mm 65.5 mm 69 kg 30 kW bei 4200 min

-1

100 Nm bei 1800-2800 min-1

SUBARU

Sechszylinder-Benzinmotor

Direkteinspritzung, Boxeranordnung, aktive Ventilsteuerung

Bildquelle [Subaru]

Hubraum Max. Leistung Max. Moment

3.6 l 260 PS bei 6000 min

-1

350 Nm bei 4400 min-1

Technische Eckdaten:

Dieselmotor mit Direkteinspritzung

R3-Motor mit 2-Ventiltechnik

Abgasturboaufladung

CR - Einspritzsystem

VH = 799 cm3

H = 79 mm

D = 65,5 mm:

Pmax = 30 kW bei 4200 min-1

Mmax = 100 Nm bei 1800–2800 min-1

Motorgewicht: 69kg

Technische Eckdaten:

Dieselmotor mit Direkteinspritzung

R3-Motor mit 2-Ventiltechnik

Abgasturboaufladung

CR - Einspritzsystem

VH = 799 cm3

H = 79 mm

D = 65,5 mm:

Pmax = 30 kW bei 4200 min-1

Mmax = 100 Nm bei 1800–2800 min-1

Motorgewicht: 69kg


2.4 Wirtschaftliche Bedeutung Commercial Relevance

2.4.1 Fahrzeugindustrie Weltweit

Für die Einschätzung des Stellenwerts des motorisierten Individualverkehrs in der Weltwirtschaft kann man

sich zunächst an der Entwicklung des weltweiten Bestands an Personenwagen orientieren. Wie man Abbil-

dung 2.17 entnehmen kann, steigt die Zahl an Personenwagen seit dem Zweiten Weltkrieg kontinuierlich. Obwohl Märkte wie jener in Europa oder den USA kaum mehr wachsen, boomen die Automobilverkäufe etwa in Teilen Asiens. In China, Indien oder Japan legt die Nachfrage, insbesondere nach europäischen Modellen, stetig zu. China wurde 2010 zur führenden Nation bei den PKW-Neuzulassungen, noch vor den USA.

Abbildung 2.17: Weltweiter Fahrzeugbestand [Daten von Ward's Automotive Group]

Mobilität von Menschen und Gütern führt insgesamt zu Produktivitäts-, Wachstums und Beschäftigungssteige-rungen der Gesamtwirtschaft. Eine Vielzahl von Industriezweigen lebt direkt oder indirekt von der Automobil-industrie. Neben Produktion und Zulieferindustrie existieren auch der Verkaufs- und Zubehörhandel, Repara-tur- und Wartungsbetriebe sowie etwa Karosseriewerkstätten wegen der individuellen Mobilität. Die Automo-bilproduktion wird oft als Gradmesser der Produktion allgemein angesehen. Rückschläge in der Automobil-produktion bedeuten oft Rückschläge in anderen Industriezweigen; siehe etwa Wirtschaftskrise 2008/2009.

Abbildung 2.18: Absatz weltweiter Automobilhersteller [Quelle: Automobil-Produktion, Herstellerangaben]

0

100

200

300

400

500

600

700

1948 1953 1958 1963 1968 1973 1978 1983 1988 1993 1998 2003

Mill

ion

en

Fah

rze

ug

e

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Mill

ion

en

Fah

rze

ug

e

Absatz 2007 Absatz 2008


Die Absätze der weltweit wichtigsten Automobilproduzenten sind in Abbildung 2.18 aufgetragen. Ersichtlich ist zunächst, dass die Absätze fast aller Produzenten im Jahre 2008 im gegenüber dem Vergleichszeitraum des Vorjahres zurückgingen. Volkswagen als bedeutendster europäischer Konzern liegt nun im weltweiten Vergleich auf dem dritten Platz der größten Automobilproduzenten. General Motors führte diese Statistik jahrzehntelang an, wurde nun aber von Toyota verdrängt. Überschlagsmäßig beträgt übrigens das Volumen der Fahrzeugproduktion etwa ein Zehntel des weltweiten Fahrzeugbestands.

Aktuelle Entwicklungen

Nach einer bedeutenden Krise erholt sich die Automobilwirtschaft seit dem Jahr 2010 zusehends und erreicht im Vergleich mit den globalen Aktienmärkten wieder gute Zahlen. Nach einer Prognose der Credit Suisse AG (Stand Sommer 2011) wird der positive Trend zufolge der weltweiten Nachfrage nach Neufahrzeugen anhal-ten. Insbesondere der chinesische und der indische Markt bergen noch erhebliches Potential, während in Mitteleuropa und den USA die Verkaufszahlen stagnieren. Als Herausforderung sehen die Analysten der CS die steigenden Rohstoffpreise, insbesondere jener des für die Fahrzeugproduktion wichtigen Stahls, aber auch die immer stärkere technische Regulierung (Abgas- und Sicherheitsvorschriften), die erhebliche Entwick-lungsaufwände generiert.

2.4.2 Fahrzeugindustrie in Österreich

Von den Anfängen zur Nachkriegszeit

Die Fahrzeugindustrie Österreichs blickt auf eine traditionsreiche Geschichte zurück: Schon vor dem ersten Weltkrieg nahmen Firmen wie Gräf und Stift in Wien oder die Puch-Werke in Graz die Automobilproduktion auf. Obwohl diese junge Industrie die Inlandnachfrage nach Automobilen nur knapp zur Hälfte befriedigen konnte, war sie von Beginn an innovativ: So erhielt die Fa. Gräf und Stift schon 1900 das Patent für den Vor-derradantrieb. Doch bereits damals stand die inländische Fahrzeugindustrie durch den Import, etwa preis-günstiger Amerikanerwagen, unter Druck.

Während des Ersten Weltkrieges produzierte die Kraftfahrzeugindustrie zur Hauptsache im Auftrag der Hee-resverwaltung und musste aus dem Stand ihre Produktionskapazität massiv ausweiten, was infolge des Man-gels an Facharbeitern und Rohstoffen immer schwieriger wurde. Nach Kriegsende hatte man weiter mit dem Mangel an Rohstoffen und Spezialwerkzeugen zu kämpfen und musste sich wieder auf die Zivilproduktion einstellen. Die Dreißigerjahre bringen mit der Motorisierung breiter Bevölkerungsschichten wieder einen

Aufwärtstrend und Kleinwagen wie etwa das Steyr Baby (Steyr 50/55, siehe Abbildung 2.19) der Steyr-Daimler-Puch AG machen fast die gesamte Inlandsproduktion aus.

Abbildung 2.19: Steyr 50/55 (1936 beim Verlassen der Stadt Steyr) [40]

Abbildung 2.20: Puch 500 (1969) [40]

Die großen Zerstörungen, Demontagen und Beschlagnahmungen des Zweiten Weltkriegs stellte auch die Automobilproduktion in Österreich vor einen Neuanfang. Die Nachkriegsjahrzehnte waren geprägt von ei-nem Preis- und Konkurrenzkampf in der Fahrzeugindustrie, mangelnder Nachfrage und Fehlentwicklungen. Viele heimischen Automobil- und Nutzfahrzeughersteller fusionierten, wurden aufgekauft oder mussten schließen. Ein letzter Erfolg war der Puch 500 (Abbildung 2.20) der Grazer Puch-Werke (eine Lizenzentwick-lung mit der FIAT AG in Turin), von dem zwischen 1957 und 1975 fast 60‘000 Stück gebaut wurden. Ende der Sechzigerjahre erreicht der Anteil der Fahrzeugindustrie an der gesamtindustriellen Wertschöpfung in Öster-reich ihren Tiefststand.

Entwicklung zur heutigen Kraftfahrzeugindustrie

Nach dem Niedergang der klassischen österreichischen Automobilfabriken, die als eigenständige Unterneh-men fertige Fahrzeuge produzierten, entwickelte sich in Österreich eine Automobilproduktion für ausländi-sche Marken und zahlreiche Werke der Rohstoff- und Zulieferindustrie. Seit Mitte der 70er-Jahre wird die Ent-wicklung der österreichischen Kfz-Zulieferindustrie forciert, die beachtliche Erfolge aufweisen kann. Anfangs


war auch wieder an eigene Fahrzeuge gedacht (Stichwort „Austro Porsche“) was sich aber nicht als zielfüh-rend erwies. Im Jahre 1979 wurde in Steyr die Dieselmotorenproduktion als Gemeinschaftsprojekt von BMW und der Steyr Daimler Puch AG aufgenommen. Heute kommen zwei Drittel aller BMW-Dieselmotoren aus diesem Werk. Im selben Jahr beginnt in Graz die Produktion der Mercedes-Benz G-Klasse, einem Fahrzeug, das heute noch an diesem Standort gebaut wird. 1982 folgte ein Motorenwerk von General Motors in Wien Aspern. Das Volumen der österreichischen Exporte an ausländische Automobilproduzenten übersteigt seit 1993 die Devisenbelastung durch PKW-Importe und das Verhältnis von Export zu Import wird dabei für Öster-

reich immer günstiger (siehe Abbildung 2.21). Gut sichtbar in der Grafik ist auch der starke Einbruch 2009.

Abbildung 2.21: Handelsbilanz automobiler Sektor [42]2

Die volkswirtschaftliche Bedeutung der Automobilindustrie, die neben der klassischen Fahrzeugproduktion auch die Komponenten- und Zulieferindustrie, die Reparatur- und Instandhaltungsbetriebe und die Entwick-lungsunternehmen umfasst, geht aus einem aktuellen Bericht des Fachverbands für Fahrzeugindustrie hervor. Danach waren im Jahre 2010 über 30 000 Arbeitnehmer in der Fahrzeugindustrie beschäftigt. Die Branche erwirtschaftete einen Produktionswert von gegen 11 Milliarden Euro, wovon rund 90% exportiert wurde, was ein wesentlicher Beitrag zur Handelsbilanz darstellt. Die Automobilproduktion stieg erstmals seit 2006 wieder an und erreichte 2010 ein Volumen von 86 300 (+51%) Fahrzeugen (siehe Abbildung 2.22). Neu in das Pro-duktionsprogramm aufgenommen wurden ein Modell von Aston Martin und der Mini R60. Die Motoren- und Getriebeindustrie fertigte 2.4 Millionen Einheiten und erreichte im selben Jahr ein Produktionsergebnis von 4 Milliarden Euro, wobei die gesamte Produktion exportiert wurde. Dies bedeutet einen Anteil von knapp 40% am Gesamtproduktionsvolumen der österreichischen Fahrzeugindustrie.

Abbildung 2.22: Pkw-Produktion in Österreich [42]

2 Ab 2003 geänderte Datenerhebung

0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

14000

1977 1982 1987 1992 1997 2002 2007

Mio

. €

Kfz-Importe Kfz- und Zuliefexporte

0

50

100

150

200

250

300

Pro

du

ktio

n (

Tau

sen

de

)


Wenn man die wirtschaftliche Bedeutung des Automobils betrachtet, darf man sich jedoch nicht auf die Fahr-zeug- und Zulieferindustrie allein beschränken. Eine Vielzahl von Industriezweigen lebt direkt oder indirekt von der Automobilproduktion selbst oder vom motorisierten Straßenverkehr (siehe auch Abbildung 2.23) überhaupt. Die Automobilproduktion wird vielfach als Gradmesser der Produktion allgemein angesehen. Rückschläge in der Automobilproduktion bedeuten automatisch Rückschläge in anderen Industriezweigen, wenn nicht sogar generell in der gesamten Industrie.

Abbildung 2.23: Neuzulassungen in Österreich [42]

Aus Abbildung 2.23 geht hervor, dass die Zahl der Neuzulassungen, im Gegensatz zur Produktion, stabiler ist. So ist während der Jahre 2006 bis 2009 bestenfalls eine Stagnation der Neuzulassungen zu erkennen, wäh-rend in dieser Zeit die Kfz-Fertigung und auch der Zulieferexport regelrecht eingebrochen sind.

Unternehmen der Österreichischen Kraftfahrzeugindustrie

In der nachfolgenden Übersicht werden beispielhaft einige Unternehmen präsentiert, die im Bereich Produk-tion und Entwicklung von Verbrennungskraftmaschinen und Antriebstechnik in Österreich tätig sind.

BMW MOTORENWERK STEYR

Gründungsjahr Mitarbeiterzahl

1979 2700

Als größtes Motorenwerk der weltweiten BMW-Zulieferindustrie produziert das BMW-Motorenwerk in Steyr mit über 2000 Mitarbeitern heute mehr als die Hälfte aller neuen BMW-Motoren, darunter Vier- und Sechszylinder-Dieselmotoren sowie auch Sechszylinder-Benzinmotoren. Die Technologie dieser Triebwerke gehört zur fort-

schrittlichsten weltweit und genießt in der Industrie und bei den Endkunden hohes Ansehen. Neben der Produktion ist auch die Entwicklung der BMW-Dieseltriebwerke in Steyr beheimatet.

MAN NUTZFAHRZEUGE ÖSTERREICH AG


1971 3200

Die MAN Nutzfahrzeug Österreich AG produziert an den Standorten Steyr und Wien seit 1971 LKW mit einem Gesamtgewicht bis 18 Tonnen. In Steyr ist darüber hinaus auch die technische Entwicklung beheimatet. Das Werk in Wien-Liesing ist auf die Produktion von Schwerlastsattelzugmaschinen (bis 250 Tonnen Gesamtzuggewicht) und Fahrgestellen für Spezialfahrzeuge spezialisiert.

0

50

100

150

200

250

300

350

400

1980 1985 1990 1995 2000 2005 2010

Zu

lass

un

ge

n (

Tau

sen

de

)

Kfz Lkw

http://www.mantruckandbus.at/de/de.jsp


OPEL WIEN GMBH


Früher GM Powertrain Europe

1963 2100

Das General Motors-Werk in Wien Aspern fertigt seit 1982 Motoren und Getriebe, vor allem für Fahrzeuge der Marken Opel und Vauxhall. Über die Hälfte der in Fahr-zeugen dieser Marken eingebaute Triebwerks- und Getriebetechnik stammt aus Wien. Im Jahr 2011 gab das Werk die Produktion des 20-millionsten Getriebes be-kannt.

AVL LIST


1948 3400

AVL ist nach eigenen Angaben das weltweit größte Unternehmen zur Entwicklung von Antriebssystemen für Verbrennungskraftmaschinen. Weitere Tätigkeitsfelder sind die Motorenmesstechnik, etwa für Prüfstände, sowie Test- und Simulations-technik für Verbrennungsmotoren. AVL betreibt Entwicklungsarbeit im Auftrag vieler großer Automobilkonzerne, investiert aber auch in eigene Konzepte, unter anderem auch im Bereich der Hybriden Antriebstechnologie (CEPT-Baukastensystem).

GENERAL ELECTRIC JENBACHER


1959 1300

Seit dem Verkauf der Jenbacher Energiesysteme AG an den internationalen General Electric-Konzern 2003 werden am Tiroler Standort Gasmotoren für unterschiedlichste Anwendungen gefertigt, insbesondere für stationäre Anwendungen in der Energie-technik oder kombiniert mit Blockheizwerken. Der Zweig Bioenergienutzung ist ein aktueller Schwerpunkt (Biogas- oder auch Deponiegasanlagen für Strom und Wär-meerzeugung).

AUSTRO ENGINE GMBH


2007 70

Die Austro Engine GmbH entstand 2007 auf Initiative der Diamond Aircraft Flug-zeugwerke und fertigt am Standort Wiener Neustadt seither innovative Flugzeugmo-toren in Hub- und Drehkolbenbauweise. Im Gegensatz zu herkömmlichen Flugmoto-ren sind die Triebwerke von Austro Engine nicht nur für teures Flugbenzin zertifiziert sondern es gibt neuerdings auch Kerosinvarianten und diese könnten zufolge ihrer deswegen niedrigeren Betriebskosten durchaus langfristig attraktiv sein. Einige Mo-toren befinden sich im Entwicklungsstadium.


3 LÄNGSDYNAMIK UND MOTORENKENNGRÖSSEN LONGITUDINAL DYNAMICS AND ENGINE PARAMETERS

Dieses Kapitel befasst sich im ersten Teil mit dem Gleichgewicht aus Antriebsmoment und Fahrwiderstand. Ausgehend von der Summe der am Fahrzeug angreifenden Widerstände (wie etwa Roll-, Luft- und Beschleu-nigungswiderstand) wird das so genannte Bedarfskennfeld des Fahrzeugs hergeleitet. Aus der Analyse von

Motorcharakteristiken bzw. der Lieferkennfelder ergeben sich Anforderungen an den Antriebsstrang und insbesondere an das Getriebe mit seiner Drehzahl- und Drehmomentmodulation. Schließlich werden optima-le Betriebszustände hinsichtlich Leistung, Verbrauch und Schadstoffemission ermittelt.

Detaillierte Angaben und Erklärungen zu den fahrzeugspezifischen Betriebsparametern wie insbesondere den Fahrwiderständen finden Sie in der Vorlesung und im Skriptum zur Vorlesung Kraftfahrzeugtechnik, LVA 315.282. Letzteres ist am Institut für Fahrzeugantriebe und Automobiltechnik E315 erhältlich.

3.1 Fahrwiderstände am Fahrzeug Road Resistance

Die Kenntnis des Gesamtfahrwiderstands in allen auftretenden Fahrsituationen ist wesentlich für die Bemes-

sung der Antriebsleistung und des Antriebsmoments an der Achse sowie für die Formulierung der Anforde-rungen an Getriebe und Antriebsstrang (Powertrain). Der Gesamtfahrwiderstand setzt sich additiv zusammen aus Roll-, Luft-, Beschleunigungs- und Steigungswiderstand.

Rollwiderstand

Der Rollwiderstand entsteht durch Formänderungsarbeit an Rad und Fahrbahn und ist abhängig von Reifen-bauart und –beschaffenheit, Reifenluftdruck, Fahrbahnbeschaffenheit und –zustand, Fahrbahnsteigung sowie insbesondere der Geschwindigkeit.

Formel 3.1

In dieser Gleichung bezeichnen m die Fahrzeugmasse, α den Steigungswinkel und f den Fahrwiderstands-

beiwert, in dem die obengenannten Einflüsse berücksichtigt sind.

Luftwiderstand

Mit dem Luftwiderstand werden alle Strömungsverluste am Fahrzeug in die Widerstandsbetrachtung einbe-zogen. In die Summe der Strömungsverluste gehen ein: Die resultierende Anströmgeschwindigkeit vr, die

Querspantfläche A, der Luftwiderstandsbeiwert cx sowie die Luftdichte ρ.

Formel 3.2

Mit dem Luftwiderstandsbeiwert cx werden sogenannte Form-, Lage- und Funktionsparameter des Fahrzeugs berücksichtigt. Diese beschreiben seine aerodynamischen Eigenschaften und die Strömungsverhältnisse. Wesentlich an Formel 3.2 ist, dass die resultierende Anströmgeschwindigkeit quadratisch eingeht, was später im Bedarfskennfeld ersichtlich wird. Wenn man alleine den Luftwiderstand in Fahrtrichtung betrachtet (Längs-komponente) so wird der Beiwert cx zu cw und vr zu v als Fahrzeuglängsgeschwindigkeit. Damit sind direkte Vergleiche von Formgüten von Fahrzeugen anhand des allseits bekannten cw-Wertes möglich.

Steigungswiderstand

Der Steigungswiderstand berücksichtigt die Änderung der potentiellen Energie des Fahrzeugs beim Befahren der schiefen Ebene.

Formel 3.3

Beschleunigungswiderstand

Im Beschleunigungswiderstand werden alle dynamischen Massenkräfte und –trägheitsmomente zusammen-gefasst, die bei einer Änderung der Fahrgeschwindigkeit auftreten. Berücksichtigt werden müssen nicht nur die Fahrzeugmasse selbst, sondern auch sämtliche Massenträgheitsmomente des Antriebsstrangs.


( ∑

) Formel 3.4

In der vorstehenden Formel 3.4 ist neben der expliziten Summe aller Massenträgheitsmomente auch eine vereinfachte Notation angegeben, die in der Praxis häufig verwendet wird. Der Drehmassenzuschlagfaktor λ drückt dabei den Anteil der rotatorischen Massenträgheit zur Gesamtmassenträgheit aus und ist abhängig von der Gesamtübersetzung bzw. der Gangwahl.

Gesamtwiderstand

Der Gesamtwiderstand Z des Fahrzeugs wird beschrieben als Summer der vorgängig angegebenen Fahrwi-derstände.

∑

( (

Formel 3.5

Diese Formel ist eine der wichtigsten Gleichungen in der Fahrzeugtechnik. Daraus ergibt sich die Größe der

bezogenen Momente an den Rädern, die erforderlich sind, um die Fahrwiderstände zu überwinden. Folgen-de Erkenntnisse sind wesentlich:

▪ In der Ebene bei unbeschleunigter Fahrt wirken nur der Roll- und der Luftwiderstand FR + FL. ▪ Bei beschleunigter Fahrt und in Steigungen treten Steigungs- und Beschleunigungswiderstände FSt +

FB hinzu und erfordern größere Zugkräfte, d.h. höhere Antriebsmomente. ▪ Bei Fahrten im Gefälle oder bei Verzögerungen wird die Zugkraft negativ, d.h., es sind Bremsmomen-

te erforderlich.

Die Fahrzeugmasse m ist eine wichtige Einflussgröße für die Fahrwiderstände (Rollwiderstand, Steigungswi-

derstand, Beschleunigungswiderstand). Die Reduzierung der Masse ist daher ein langfristiges Ziel in der Fahrzeugentwicklung. Dem entgegen stehen jedoch höhere Komfort- und Sicherheitsstandards, welche meist eine Erhöhung der Masse zur Folge haben.

Fahrzustandsschaubild

Um nun das eingangs erwähnte Bedarfskennfeld zu erhalten, wird der Gesamtwiderstand als Funktion über der Geschwindigkeit aufgetragen; üblicherweise gleich für verschiedene Steigungen – siehe linker Teil von

Abb. 3.1 vorab ohne dem Linienverlauf mit den Gangstufungen. Das Lieferkennfeld erfasst die Eigenschaf-ten des Motors, indem es Auskunft über den Drehmomentverlauf über der Drehzahl gibt – rechter Teil von Abb. 3.1. Fasst man die Diagramme Bedarfs- und Lieferkennfeld zusammen, dann spricht man vom soge-nannten Fahrzustandsschaubild, das nachfolgend schematisch dargestellt ist: linker Teil Abb. 3.1 mit den Gangstufungen und der tangierenden Hyperbel („Leistungshyperbel“ als Grenzfall einer optimalen Getriebe-stufung).

Abbildung 3.1: Schematisches Bedarfs- (links) und Lieferkennfeld (rechts)

Bedarfs- und Lieferkennfeld

Dre

hm

om

en

t

Fah

rwid

ers

tan

d u

nd

Zu

gkr

aft

Fahrgeschwindigkeit Drehzahl

Steigung 0

Steigung 0.1

Steigung 0.2

Steigung 0.3

Steigung 0.41. Gang

2. Gang

3. Gang

4. Gang

5. Gang


Wesentlich für das Verständnis der nachfolgenden Kapitel ist die Erkenntnis, dass die Fahrgeschwindigkeit

über den gewählten Gang direkt mit der Motordrehzahl gekoppelt ist (gilt genau nur für Getriebe mit starrem Durchtrieb, ausgenommen davon sind Drehmomentwandler). Insgesamt sind dem Fahrzustands-schaubild (oft auch nur als Fahrschaubild bezeichnet) einige charakteristische Fahrzeugparameter zu entneh-men, etwa die maximale Fahrgeschwindigkeit bei verschiedenen Steigungen, die optimalen Schaltpunkte oder die Gangabstufung. Ein Beispiel eines realen Fahrzeugzustandschaubilds zeigt nachfolgende Darstel-

lung: Abbildung 3.2.

Abbildung 3.2: Fahrschaubild (IVK-Bericht/Bamer)

3.2 Zusammenwirken Antriebsmoment und Fahrwiderstand Coaction of Drive Torque and Road Resistance

Gleichgewichtsbeziehung zwischen Antriebskraft und Gesamtwiderstand

Aus dem im Kapitel 3.1 hergeleiteten Gesamtwiderstand und der Antriebskraft am Rad lässt sich eine Gleich-

gewichtsbeziehung formulieren, die für jeden realisierbaren Fahrzustand erfüllt sein muss.

( (

Formel 3.6

Dabei bezeichnen Mm das Motorenmoment, iA die Gesamtübersetzung des Antriebsstrangs, ηges den Ge-

samtwirkungsgrad und r den dynamischen Radradius. Diese wichtige Gleichung kann für die Berechnung verschiedener Parameter wie Steigfähigkeit, Höchstgeschwindigkeit, Beschleunigungsvermögen oder Zug-

kraft herangezogen werden. Die Gesamtübersetzung ist üblicherweise veränderlich und mindestens von der Gangwahl, etwa bei Wandlerautomatikgetrieben aber auch von der Wandlercharakteristik, abhängig.

Zu beachten ist, dass im Allgemeinen das Motormoment eine Funktion der Motorendrehzahl und damit bei gegebener Übersetzung direkt abhängig von der Fahrgeschwindigkeit ist!

3.3 Erfordernis eines Getriebes Transmission Requirement

Dem im Abschnitt 3.1 gezeigten Bedarfs- und Lieferkennfeld ist zu entnehmen, dass die im Kraftfahrzeugbau üblichen Verbrennungsmotoren aufgrund ihrer Betriebscharakteristiken die benötigten Antriebskräfte nicht

über den ganzen Geschwindigkeitsbereich liefern können. Einerseits ist das nutzbare Drehzahlband zu ge-

ring, andererseits ist auch der Drehmomentverlauf ungünstig. Ein direkt, ohne Getriebe, angetriebenes Fahrzeug hätte nur geringe Beschleunigungs- und Bergsteigfähigkeit.


Es ist aus diesen Gründen erforderlich, die Motorcharakteristik so zu wandeln, dass die Leistung annähernd

konstant bleibt und sich die Antriebskraft der Zugkrafthyperbel annähert. Dies wird durch eine geeignete

Wahl der Gangabstufung oder seltener auch durch ein stufenloses Getriebe erreicht (siehe Abbildung 3.1). Die ideale Zugkrafthyperbel, d.h. die Linie konstanter Leistung im Fahrkennfeld, kann deswegen nur angenä-hert erreicht werden, weil bisher stufenlose Getriebe entweder nur für geringe Leistungen zur Verfügung stehen oder noch ungenügende Wirkungsgrade aufweisen, Stufengetriebe dagegen deutliche bessere Wir-kungsgrade besitzen. Im Übrigen kann mittels eines Drehmomentwandlers eine weitere Momentenverstär-kung und damit eine Erhöhung der Antriebskraft erreicht werden. Dies ist beim Anfahrvorgang für Fahrzeuge mit Motoren geringen Drehmoments im niedrigen Drehzahlbereich (Turbomotoren) besonders wichtig.

Die Auslegung der einzelnen Gänge erfolgt nach den Anforderungen an die Zugkraft bzw. entsprechend den maximal übertragbaren Antriebskräften. Der erste Gang wird entsprechend der Steigung ausgelegt, die ma-ximal bewältigt werden soll. Die Übersetzung des höchsten Gangs wird üblicherweise so gewählt, dass die Höchstgeschwindigkeit im Bereich der maximalen Motorleistung erreicht wird, kann aber auch entsprechend Abbildung 3.1 zur Kraftstoffersparnis bei Reisefahrt besonders lang übersetzt sein (siehe Kapitel 14.2.1).

3.4 Motorenkennfeld und Wirkungsgrad Engine Operating Map and Operation Ratio

Motorenkennfelder beschreiben das Betriebsverhalten von Verbrennungsmotoren und geben Auskunft über wesentliche Parameter wie beispielsweise der Leistungs- und Emissionswerte in allen Betriebszuständen. Es handelt sich i.a. um 2-dimensionale Diagramme (Motorlastwert über Drehzahl mit Diagrammdaten für die Motorergebnisse wie Verbrauch oder Emission). Kennfelder sind auch in der elektronischen Motorsteuerung moderner Motoren hinterlegt, um die Steuercharakteristiken festzulegen (Zündwinkel, Nockenwellen- und Ventilsteuerung, etc.).

Leistungs- und Drehmomentkennfelder

Die Leistungscharakteristik von Verbrennungsmotoren lässt sich in Kennfeldern darstellen, indem die ma-ximalen Leistungs- und Drehmomentverläufe über der Drehzahl aufgetragen werden. Typische Formen sol-

cher (maximaler) Drehmoment- und Leistungskurven von Otto- und Dieselmotoren sind schematisch in

nachfolgender Abbildung 3.3 dargestellt.

Abbildung 3.3: Vergleich von maximalem Leistungs- und Drehmomentverlauf für Otto- und Dieselmotoren

Diese Kennfelder für Leistung und Drehmoment gelten im Allgemeinen für den statischen Betriebszustand, also für eine konstante Drehzahl. Insbesondere für aufgeladene Motoren gelten beim raschen Beschleunigen abweichende Kennlinien. Dies ist untere anderem dadurch begründet, dass allfällige Nebenaggregate wie Abgasturbolader nicht verzögerungsfrei reagieren und die Massenträgheit zusätzlich eingeht.

Emissions- und Wirkungsgradkennfelder werden in Kapitel 0 behandelt, ebenso wie deren Erstellung.

Schematische Leistungs- und Drehmomentkennfelder

Dre

hm

om

en

t

Drehzahl

Leis

tun

g

Drehzahl

DieselOtto


4 KENNGRÖSSEN DER VERBRENNUNGSKRAFTMASCHINEN PARAMETERS OF INTERNAL COMBUSTION

In diesem Kapitel werden die wichtigsten Kenngrößen der motorischen Arbeitsprozesse von Diesel- und Ot-tomotoren definiert und die Beziehungen der wesentlichen Größen untereinander abgeleitet. Zu beachten sind in diesem Zusammenhang auch die Vorgaben der DIN 1940 (Dez. 1967), in der wesentliche Begriffe und Kenngrößen der Hubkolbenmotoren beschrieben sind.

4.1 Verdichtungsverhältnis Compression Ratio

Das geometrische Verdichtungsverhältnis ε ist definiert als Quotient aus maximalem und minimalem Zylin-dervolumen. Dabei werden die Volumina des Brennraums jeweils im oberen und unteren Totpunkt des Kol-bens betrachtet (bzw. beim Zweitaktmotor ab Abschluss der Auslasskanäle gemäß Abbildung 4.1). Das geo-metrische Verdichtungsverhältnis ist eine konstruktiv festgelegte Größe und damit invariant über den Betrieb.

Zweitaktmotor Viertaktmotor

Abbildung 4.1: p-v-Diagramm des Zweitaktmotors (links) und des Viertaktmotors (rechts); [6 – S. 86]

Formel 4.1

Formel 4.2

ε … Verdichtungsverhältnis

Vc … Kompressionsvolumen in m3

Vh … Hubvolumen pro Zylinder in m3

VH … Gesamthubvolumen in m3

z … Zylinderzahl s … Kolbenweg in m d … Zylinderdurchmesser in m

Die Definitionen aus Formel 4.1 und Formel 4.2 gelten gemäß DIN 1940 für Zwei- und Viertaktmotoren gleichermaßen. Das tatsächliche Verdichtungsverhältnis ε‘ ist jedoch bei Zweitaktmotoren geringer. Vh‘ be-deutet dabei das Volumen ab Abschluss der Auslasskanäle bis OT gemäß Abbildung 4.1.

Formel 4.3


Typische Verdichtungsverhältnisse heutiger Motoren [2 – S. 17]

Zweitakt-Ottomotoren 7.5 – 10

Ottomotoren mit Saugrohreinspritzung 8 – 11

Ottomotoren mit Direkteinspritzung 11 – 13

Kammerdieselmotoren 18 – 24

Dieselmotoren mit Direkteinspritzung 17 -- 21

4.2 Drehzahl und Kolbengeschwindigkeit Rotational Speed and Piston Speed

Beim Hubkolbenmotor wird die Bewegung des Kolbens (die Gaskraft) über einen Kurbeltrieb in eine Dreh-

bewegung (ein Drehmoment) umgesetzt. Die oszillierende Bewegung des Kolbens wandelt sich somit in eine Drehbewegung (siehe Abbildung 4.2). Die wesentlichen Elemente des Kurbeltriebs sind der Kolben, der die

oszillierende Bewegung ausführt, das Pleuel (die Pleuelstange), das sowohl oszillierende als auch rotierende

Bewegungen ausführt, und die Kurbel (Kurbelwellenkröpfung), die sich rein rotierend bewegt.

Abbildung 4.2: Schema des Kurbeltriebs eines Hubkolbenmotors

Bei stationärem Motorbetrieb, von dem man bei normalen theoretischen Betrachtungen ausgeht, dreht sich

die Kurbelwelle mit konstanter Drehzahl, d.h. konstanter Winkelgeschwindigkeit ω. Der Zusammenhang zwi-

schen Drehzahl u und Winkelgeschwindigkeit ω ist

Formel 4.4

Formel 4.5

ω … Winkelgeschwindigkeit in sec

-1

u … Drehzahl in min-1

n … Drehzahl in sec-1

Die momentane Kolbengeschwindigkeit v ergibt sich durch die zeitliche Ableitung der Bewegungsglei-chung des Kurbeltriebs.

Formel 4.6

Der Kolbenweg s ergibt sich aus folgender Gleichung (vgl. Abbildung 4.2):

smK

mP

mKur

OT

ϕ

ω

ψ

ll2

l1

r


Formel 4.7

Der Pleuelschwenkwinkel ψ kann ersetzt werden durch den Ausdruck

Formel 4.8

Weiter ergibt sich mit dem Schubstangenverhältnis λ:

Formel 4.9

Formel 4.10

Damit ergibt sich, unter Berücksichtigung von

Formel 4.11

der Kolbenweg s zu

(

√ )

Formel 4.12

Der Ausdruck unter der Wurzel kann als Reihenentwicklung geschrieben werden. Näherungsweise und unter Verzicht auf höhere Potenzen von λ folgt für den Kolbenweg s:

(

)

Formel 4.13

Differenziert man nach der Zeit, so erhält man mit die momentane Kolbengeschwindigkeit v.

(

)

Formel 4.14

Eine nochmalige Differentiation ergibt die Kolbenbeschleunigung b.

( Formel 4.15

Die momentane Kolbengeschwindigkeit verschwindet in den Totpunkten und erreicht ungefähr in der Hub-

mitte ihr Maximum, siehe Abbildung 4.3.

Die Geschwindigkeitsverläufe von auf- und ablaufendem Kolben sind nicht gleich. Dies ist die Ursache für das Auftreten von Massenkräften und -momenten zweiter Ordnung. (Siehe Abbildung 4.3)

Zudem erreicht der Kolben seine höchste Geschwindigkeit nicht genau in Hubmitte, sondern zufolge der Geometrie des Kurbeltriebs etwas zum oberen Totpunkt hin verschoben.

Me

rksa

tz


Abbildung 4.3: Kolbenweg, -geschwindigkeit, -beschleunigung als Funktion des Kurbelwinkels; [O.R.Lang]

4.3 Mittlere Kolbengeschwindigkeit Mean Piston Speed

Eine wichtige Vergleichsgröße ist die mittlere Kolbengeschwindigkeit cm, siehe Abbildung 4.4.

Formel 4.16

H … Kolbenhub in m

n … Drehzahl in sec-1

Die mittlere Kolbengeschwindigkeit cm ist eine aus der praktischen Erfahrung gute Beurteilungsmöglichkeit, um das Niveau des Motors in Bezug auf Drehvermögen, Verschleiß, Reibleistung und Strömungsverhältnisse zu bewerten. Je höher die mittlere Kolbengeschwindigkeit, desto mehr tendiert der Motor in Richtung Sport- oder Rennmotor mit einer hohen Leistung und geringerer Lebensdauer.

Abbildung 4.4 Relative Kolbengeschwindigkeit über dem Kurbelwinkel; [18]

OT OTKurbelwinkel [°KW]

v/c

m[-

]

= 3,5

OT OTKurbelwinkel [°KW]

v/c

m[-

]

= 3,5


Mit ansteigender mittlerer Kolbengeschwindigkeit (siehe auch Abschnitt 4.11) steigen Massenkräfte, Ver-schleiß, Reibleistung, Geräuschentwicklung, Strömungsverluste beim Ansaugvorgang und die Strömungsge-schwindigkeit. Die folgende Abbildung 4.5 gibt eine Übersicht über exemplarische Werte mittlerer Kolben-geschwindigkeiten [2 – S.18].

Abbildung 4.5: Mittlere Kolbengeschwindigkeiten ausgewählter Motoren

Da die mittlere Kolbengeschwindigkeit nicht alleine eine Funktion der Drehzahl, sondern insbesondere auch des Kolbenhubs ist, variiert sie je nach Bauart des Motors (lang- und kurzhubig ausgelegte Motoren).

In nachfolgender Abbildung 4.6 sind die Maximaldrehzahlen für einige unterschiedliche Motorarten ange-geben. Die zulässige Maximaldrehzahl richtet sich insbesondere nach den auftretenden bzw. zulässigen Mas-senkräften an Kolben, Pleuel und Kurbelwelle und ist mit Rücksicht auf die Lebensdauer beschränkt.

Abbildung 4.6: Maximaldrehzahlen ausgewählter Motoren

0

5

10

15

20

25

30

0

5000

10000

15000

20000

25000


4.4 Drehmoment und Leistung Engine Torque and Engine Power

Das effektive Drehmoment des Motors wird am Motorprüfstand als Kraft an einem Hebelarm der Belas-tungsmaschine gemessen. Diese Belastungseinheit besteht aus einem Stator, der sich über einen Hebelarm

an einer Kraftmessdose abstützt und einem mit dem Motor drehenden Rotor, siehe Abbildung 4.7.

Abbildung 4.7: Schematische Darstellung der Drehmomentmessung; [18]

Das effektive Motormoment Md ergibt sich durch

. Formel 4.17

Die effektive Motorleistung P ist dann gerade das Produkt aus Drehmoment und Winkelgeschwindigkeit.

Formel 4.18

4.5 Mitteldruck (spezifische Arbeit) Mean Effective Pressure (Specific Work)

Die pro Arbeitsspiel abgegebene Arbeit W wird auf das Hubvolumen Vh bezogen. Die spezifische Arbeit hat die Einheit eines Drucks und wird daher als Mitteldruck pm bezeichnet. Gelegentlich wird dafür auch die Be-zeichnung der spezifischen Arbeit anstelle des Begriffs Mitteldruck verwendet.

Formel 4.19

Indizierter Mitteldruck pmi

Für die Arbeit wird die indizierte Arbeit Wi eingesetzt. Die indizierte Arbeit ergibt sich durch die Integration

∮

Formel 4.20

und entspricht der eingeschlossenen Fläche im p-V-Diagramm gemäss Abbildung 4.1 auf Seite 24. Beim Vier-taktmotor wird das Integral in die Anteile der Hochdruckschleife HD und die Ladungswechselschleife LW

unterteilt (Abbildung 4.8). Dabei gilt, dass die Hochdruckarbeit WI,HD beim arbeitenden Motor (befindet sich nicht im Schleppbetrieb) immer positiv ist. Die Ladungswechselarbeit Wi,LW ist bei Saugmotoren negativ, da der Motor sowohl beim Ansaugen unterhalb des Umgebungsdrucks als auch beim Ausstossen oberhalb des Umgebungsdrucks Arbeit verrichtet. Bei aufgeladenen Motoren kann auch die Ladungswechselarbeit positiv sein, weil zufolge des Ladedrucks am Kolben Arbeit verrichtet wird.

Somit erhält man die der indizierten Arbeit entsprechende Nutzfläche durch Abzug der Fläche der La-

dungswechselschleife von derjenigen der Hochdruckschleife.

Die induzierte Arbeit eines Zweitaktmotors setzt sich zusammen aus der Arbeit, die der Kolben aufgrund des Drucks im Arbeitszylinder verrichtet (WA) und jener, die durch den Gegendruck im Kurbelgehäuse auf den Kolben wird (WK). Beide Arbeite zusammen ergeben sich aus dem Integral des jeweiligen Drucks über dem

Volumen für einen kompletten Arbeitszyklus AZ (Abbildung 4.9).

Stator

Rotor

Kraftmessdose

Nb

F


Viertaktprozess Zweitaktprozess

∫

∫

∫

∫

∫ ∫

Abbildung 4.8: Indizierte Arbeit und indizierter Mitteldruck des

Viertaktprozesses Abbildung 4.9: Indizierte Arbeit des Zweitaktprozesses

Bildet man im p-V-Diagramm ein Rechteck, dessen Länge dem Hubvolumen und dessen Fläche der indizier-ten Arbeit entspricht, so ist die Höhe dieses Rechtecks gerade der indizierte Mitteldruck.

Formel 4.21

Man kann sich die Bedeutung des indizierten Mitteldrucks vorstellen, wenn man dieser Anleitung folgt:

1. Der Mitteldruck wirkt während des gesamten Arbeitstaktes auf den Kolben. Während der übrigen Tak-te wirkt keinerlei resultierender Druck auf den Kolben und dieser leistet daher keine Arbeit. Somit ist die in diesem Arbeitstakt geleistete Arbeit gleich der gesamten Nutzarbeit.

2. Beim Viertaktmotor steht der indizierte Mitteldruck während eines Arbeitstakts pro zwei Motorumdre-hungen zur Verfügung, beim Zweitaktmotor sogar während eines Arbeitstaktes je Umdrehung.

Variationskoeffizient COV

Der Variationskoeffizient COV ist eine statistische Beurteilung des indizierten Mitteldrucks3 und ein Maß

für die Beurteilung der Motorlaufruhe. In der folgenden Definition bezeichnen

Formel 4.22

√

∑(

Formel 4.23

… Mittelwert des indizierten Mitteldrucks über n Zyklen … Standardabweichung des indizierten Mitteldrucks

3 Entspricht der statistischen Standardabweichung. Siehe auch Skriptum Mess- und Schwingungstechnik (VO 303.009)

pi

p0

VK VH+VK

Wi

VH

VK VH+VK

pm

i

Hochdruckschleife

Ladungswechselschleife

p

V

V

Wi,HD

Wi,LW

pA

p0

VK VH+VK

VSVS+VH

pK

VA

VK

Arbeitszylinder

p0

Kurbelgehäuse

WA

WK


Effektiver Mitteldruck pme

Für die Berechnung des effektiven Mitteldrucks wird die an der Welle abgegebene Arbeit We herangezogen und nicht das thermodynamische Integral des Zylinderdrucks.

Formel 4.24

Der effektive Mitteldruck ist zwar eine fiktive Größe, aber im Motorenbau sehr gebräuchlich, weil er unabhän-

gig vom Hubraum und damit eine Ähnlichkeitsbeziehung ist. Abbildung 4.10 bietet einen Überblick über typische Werte ausgewählter Motoren.

Abbildung 4.10: Effektiver Mitteldrücke ausgewählter Motoren [2 – S.22]

Zusammenhang zwischen Drehmoment, Leistung und Mitteldruck

(

(

Formel 4.25

(

(

Formel 4.26

n … Motordrehzahl f … Bauartfaktor (1 für 2-Takt, 2 für 4-Takt)

Für diese dargestellten Gleichungen sind kohärente (SI-) Einheiten einzusetzen, d.h. die Leistung in W, die Drehzahl in sec

-1, das Hubvolumen in m

3 und der Mitteldruck in Pa.

Reibungsarbeit Wr und Reibmitteldruck pmr

Die Differenz aus effektiver und indizierter Arbeit ist die durch mechanische Verluste verursachte Reibungsar-beit Wr.

Formel 4.27

Der Reibmitteldruck pmr ergibt sich analog der Definitionen von effektivem und indiziertem Mitteldruck.

Formel 4.28

0

5

10

15

20

25

30

35

Max.

Dru

ck in

bar


Formel 4.29

4.6 Kraftstoffverbrauch Fuel Consumption

Zeitlicher Kraftstoffmassenstrom

Formel 4.30

Spezifischer Kraftstoffverbrauch bs(e,i)

(

(

Formel 4.31

4.7 Wirkungsgrade Efficiencies

Ganz allgemein gesprochen ist der Wirkungsgrad der Nutzen in das Verhältnis zum Aufwand gesetzt: Nutzen beim Fahrzeugantrieb ist die nutzbare Arbeit oder Leistung, der Aufwand ist der Energieeinsatz (also Kraft-stoff oder elektrische oder sonstige Energie).

Für die Verbrennungskraftmaschine gilt: Der effektive Wirkungsgrad ηe gibt somit das Verhältnis von effektiv

gewonnener Arbeit We bzw. Leistung Pe zur zugeführten Brennstoffenergie QB mit Hu als Heizwert bzw. zur

zugeführten Brennstoffenergieleistung an.

Formel 4.32

mit Formel 4.33

Formel 4.34

mit Formel 4.35

Effektiver Wirkungsgrad ηe

Formel 4.36

Indizierter Wirkungsgrad ηi

Formel 4.37

Mechanischer Wirkungsgrad ηm

Formel 4.38

Zusammenhang zwischen effektivem, induziertem und mechanischem Wirkungsgrad

Formel 4.39

Zusammenhang zwischen Wirkungsgrad und Kraftstoffverbrauch

Formel 4.40


Abbildung 4.11 zeigt eine exemplarische Auswahl von Wirkungsgraden für unterschiedliche Motoren.

Abbildung 4.11: Wirkungsgrade ausgewählter Motoren

Im Motorenbau werden aber noch weitere Wirkungsgrade - oft auch als Wirkungsgradkette bezeichnet - zur Idealisierung bzw. zum besseren Verständnis der einzelnen mehr oder weniger vereinfachten Prozesse ver-

wendet. Der Thermische Wirkungsgrad ηth basiert auf Vergleichsprozessen, wie wir sie später behandeln,

etwa dem Gleichraum-, dem Gleichdruck- oder dem Seiliger-Prozess. Beim Wirkungsgrad des vollkommenen

Motors ηv wird definiert, dass bei einem vorgegebenen Brennverlauf Wärmeübergang- und Ladungswechsel-

verluste vernachlässigt werden. Der Gütegrad ηg beinhaltet schließlich alle übrigen Verluste (realer Brennver-

lauf, Wärmeübergang, Ladungswechsel) mit Ausnahme der mechanischen Verluste.

Für den thermischen Wirkungsgrad ηth des Motors gilt

Formel 4.41

Die nachfolgende Zeichnung soll die Zusammenhänge der Wirkungsgrade zusammenfassen, indem sie die Abhängigkeiten als Schachtelung darstellt.

0

10

20

30

40

50

60

%

Effektiver Wirkungsgrad ηe

Mechanischer Wirkungsgrad ηm

Induzierter Wirkungsgrad ηi

Gütegrad ηg

Thermischer Wirkungsgrad ηth


Als Gleichung ausgedrückt ist der induzierte Wirkungsgrad

Formel 4.42

und der effektive Wirkungsgrad

Formel 4.43

Die folgende Abbildung 4.12 liefert einen Überblick über mögliche Größenordnungen der genannten Wir-kungsgrade.

Abbildung 4.12: Wirkungsgrade am Motor

4.8 Liefergrad und Lieferaufwand Volumetric Efficiency and Air Efficiency

Der Liefergrad und der Lieferaufwand sind zwei für den Ladungswechsel des Verbrennungsmotors zentrale Begriffe, Beide sind nach DIN 1940 definiert und werden nachfolgend vorgestellt.

Liefergrad

Formel 4.44

Dabei bezeichnen mfr die im Zylinder verbleibende Frischladung (Luft oder Gemisch) je Arbeitsspiel und mth die theoretische Ladung je Arbeitsspiel bei Füllen des Hubvolumens mit Luft oder Gemisch im Außenzustand, also Umgebungsbedingungen.

Lieferaufwand

Formel 4.45

Dabei bezeichnet mE die gesamte zugeführte Frischladung (Luft oder Gemisch) je Arbeitsspiel.

Der Luftaufwand wird auch als Gemischaufwand bezeichnet. Er ist einfacher zu ermitteln als der Liefergrad und wird in der Praxis oft auch im Widerspruch zur Norm bzw. irrtümlich als Liefergrad bezeichnet. Der Luft-aufwand ist, vereinfacht, das Integral an Frischgemisch, das über einem Arbeitsspiel das Einlassventil passiert. Er beinhaltet auch Spülverluste, der Liefergrad dagegen nur die im Zylinder verbleibende Gemischmasse. Wenn keine Spülverluste auftreten, dann ist der Luftaufwand gleich dem Liefergrad, d. h.:


Formel 4.46

Die Spülverluste hängen von Motor, Bauart und Betriebspunkt ab. Mit zunehmender Ventilüberschneidung und steigendem Saugrohrdruck steigen die Spülverluste. Bei aufgeladenen Motoren sind diese, da sie ent-sprechend höher ausfallen (positives Spülgefälle) besonders zu berücksichtigen.

Zusammenhang Gemischheizwert und Mitteldruck

Formel 4.47

mit (

(

Formel 4.48

und (

(

Formel 4.49

Damit ergeben sich zwei wichtige Zusammenhänge für den Mitteldruck.

Formel 4.50

Formel 4.51

Wesentliche Schlussfolgerungen

▪ Bei Saugmotoren ist der Volllastmitteldruck durch den Luftaufwand und den Wirkungsgrad nach

oben begrenzt. Eine Steigerung des Mitteldrucks ist nur noch durch Aufladung möglich!

▪ Beim konventionellen Ottomotor erfolgt die Teillastregelung durch bewusste Veränderung des

Luftaufwands, also durch sogenannte Drosselung. Dies ist eine Füllungs- oder Quantitätsregelung.

▪ Beim Dieselmotor erfolgt die Teillastregelung durch Veränderung des Gemischheizwertes, also

durch die Einspritzmenge. Dies bedeutet eine Gemisch- oder Qualitätsregelung.

4.9 Luftbedarf und Luftverhältnis Air Requirement and Air Ratio

Der Luftbedarf zur Verbrennung eines Kraftstoffluftgemisches ergibt sich aus der Kraftstoffzusammensetzung.

Stöchiometrischer Luftbedarf Lst

Der stöchiometrische Luftbedarf Lst kann aus dem Sauerstoffbedarf der Reaktion und der Zusammensetzung der Luft (N2/O2 = 0.79/0.21) errechnet werden.

Formel 4.52

Der stöchiometrische Sauerstoffbedarf je kg Brennstoff O2st ergibt sich aus der Elementaranalyse des Kraft-stoffes für Kohlenstoff, Wasserstoff, Schwefel und Sauerstoff. Darauf soll hier nicht näher eingegangen wer-den. Bei Vorliegen dieses Wertes kann der stöchiometrische Luftbedarf Lst in (kg Luft / kg Kraftstoff) errechnet werden. Der Wert beträgt für üblichen Kraftstoff ca. 14.6 kg Luft pro kg Kraftstoff.

Luftverhältnis λ

Die bei der Verbrennung zugeführte Luftmenge weicht in der Regel vom stöchiometrischen Luftbedarf ab. Diese Abweichung wird durch das Luftverhältnis λ (auch oft Luftzahl oder Air Access Ratio bezeichnet) ge-kennzeichnet. Es gelten die folgenden Beziehungen.

Formel 4.53

Formel 4.54

Das Luftverhältnis ist eine wichtige Kennzahl jeder Verbrennung, für Verbrennungsmotoren und Feuerungen gleichermaßen. Bei konventionellen Ottomotoren liegt dieser Wert zwischen etwa 0.8 und 1.2 bis maximal


1.4. Dies sind gleichzeitig jeweils die Zündgrenzen. Bei Dieselmotoren liegt das Luftverhältnis zwischen etwa 1.3 bei Volllast, und um 5 und sogar mehr bei Leerlauf. zeigt die auftretenden Bereiche der Luftzahlen bei Verbrennungsmotoren Otto- und Dieselmotoren.

Abbildung 4.13: Luftzahlen bei Verbrennungsmotoren

Die jeweiligen Grenzen im fetten und mageren Bereich, in dem der Motor an die Laufgrenze kommt, werden als die fette oder magere Laufgrenze oder auch als Zündgrenze bezeichnet. Im Bereich der Zündgrenzen steigt die Anzahl der Zündaussetzer und somit die Laufunruhe (COV-Wert) des Motors. Erreicht diese Laufun-

ruhe einen zulässigen Grenzwert, so wird das als Laufgrenze bezeichnet. Eine häufige Größe für die Lauf-grenze ist ein COV von 3 Prozent.

Bei einem Luftverhältnis λ < 1 kann infolge Sauerstoffmangels nicht der ganze Brennstoff umgesetzt werden. Man spricht in diesem Fall von unvollständiger Verbrennung. Im englischen Sprachraum wird häufig der Kehrwert des Luftverhältnisses verwendet, der als equivalence ratio Φ bezeichnet wird.

Formel 4.55

Das Luftverhältnis λ kann praktisch bestimmt werden; am Prüfstand aus der Kraftstoff- und der getrennten Luftmessung sowie der Kenntnis des stöchiometrischen Luftbedarfes aus der Elementaranalyse des Brenn-stoffes. Eine andere Möglichkeit ist, das Luftverhältnis aus der Abgasanalyse zu bestimmen und rückzurech-nen. Heute wird auch mittels des Lambda-Sensors im Fahrzeug das Luftverhältnis direkt aus dem Restsauer-stoffgehalt der Abgase mit hinreichender Genauigkeit bestimmt.

4.10 Bezugs- und Normzustände Reference and Standard Conditions

Während der Ermittlung der Leistung eines Verbrennungsmotors sind die zulässigen Umgebungsvariablen bestimmten und genormten Vorgaben unterworfen, damit eine Vergleichbarkeit der Resultate der Leis-tungsmessung innerhalb einer Norm gewährleistet ist. Die Vorgaben umfassen etwa Vorschriften über die

Beschaffenheit der Umgebung, Ansaugluft und Kraftstoffqualität sowie Bestimmungen über die Hilfsaggrega-te, die während der Leistungsmessung mit betrieben werden müssen (Kühlung, Zündung, Schmierung).

Im Rahmen von Leistungsmessungen gemäß den genormten Vorgaben werden stets Nettoleistungen bzw.

Nutzleistungen gemessen. Das ist jene Leistung, die der geprüfte Motor unter Prüfbedingungen bei einer

bestimmten Drehzahl an der Welle oder, sofern erforderlich, am Getriebe abgibt. Als Nennleistung bezeich-net man die maximale Nettoleistung unter Volllastbedingungen.

Gesetzliche Bestimmungen der Republik Österreich

In Österreich sind die Verfahren zu Bestimmung der Motorleistung von Selbst- und Fremdzündungsmotoren

in der Kraftfahrgesetz-Durchführungsverordnung 1967 (KDV 1967) gesetzlich geregelt. Diese Verordnung

verweist auf die Richtlinie 80/1269/EWG der Europäischen Union, sowie auf deren Erweiterung 1999/99/EG. Leistungsmessungen und Zulassungen von Motoren im Sinne der KDV 1967 müssen also ge-mäß den Regularien der Europäischen Union durchgeführt werden.

0 1 2 3 4 5 6

Ottomotor

Dieselmotor

Lambda-Betriebsbereich

Russbildung

λ - Bereich

LuftüberschussKraftstoffmangel

Mageres Gemisch

LuftmangelKraftstoffüberschuss

Fettes Gemisch

Obere Laufgrenze

Untere Laufgrenze

Schubabschaltung

Luftzahl λ


Neben den Bestimmungen der EU existiert eine internationale Norm über Verfahren zur Ermittlung der Netto-

leistung von Motoren für den Straßenverkehr, die als DIN ISO 1585 im Jahr 1997 veröffentlich wurde. Zwi-schen dieser internationalen Norm und den EU-Regularien bestehen Differenzen, die allerdings in der DIN ISO 1585 beschrieben und begründet sind.

Bestimmungen der DIN ISO 1585

Die internationale Norm DIN ISO 1585 enthält alle Vorschriften über die genormte Durchführung von Leis-tungsmessungen. Dazu gehören Bestimmungen zur Genauigkeit der Messausrüstung, den Hilfsaggregaten und zu den Prüfbedingungen sowie praktische Hinweise zur Durchführung der Prüfung. Schließlich sind der Norm auch Formulare für die Erstellung normgerechter Prüfberichte angefügt.

Auszug aus den Prüfbedingungen gemäß DIN ISO 1585

Bezugstemperatur Tref 298 K (25° C)

Bezugstrockenluftdruck pd,ref 99 kPa

Zulässige Umgebungstemperatur Fremdzündungsmotoren T 288 K – 308 K

Zulässige Umgebungstemperatur Selbstzündungsmotoren T 283 K – 313 K

Zulässiger Überdruck der trockenen Luft pd 80 – 110 kPa

Weichen die tatsächlichen Werte der Umgebungsbedingungen während der Leistungsmessung von den Be-zugswerten ab, gilt die Prüfung als normgemäß, solange die zulässigen Intervalle eingehalten werden, je-doch muss die gemessene Leistung nach Vorgabe der Norm korrigiert werden.

Rückblick auf frühere Normen und Verfahren

Bis 1973 wurden Leistungsmessungen an Verbrennungsmotoren von Straßenfahrzeugen gemäß der damals gültigen DIN 70020-3 durchgeführt. Diese Norm legte den Bezugszustand mit einer Umgebungstemperatur von 20° C und einem atmosphärischen Druck von 1013 mbar fest. Im folgenden Jahr wurde dieser Bezugszu-stand mit der in Kraft tretenden DIN 70020-4 ersetzt und mit 25° C und 1000 mbar festgelegt. Diese Ände-rung bedeutete eine Verminderung der gemessenen Nennleistungen um 2 - 4% und hatte zur Folge, dass einige Fahrzeuge die gesetzlich verlangten Mindestmotorleistungen nicht mehr erreichten. Aus diesem Grund kehrte man im November 1976 mit der Ausgabe der DIN 70020-6 wieder zu den vorherigen Bezugs-werten zurück.

Amerikanische SAE4-Norm

Die in den Vereinigten Staaten seit 1972 gültigen Leistungsmessungen nach SAE J1349 und SAE J2723 sind vergleichbar mit den in Europa in Verwendung befindlichen Normen. Die Bezugszustände nach den Vorga-ben der SAE und den Richtlinien der Europäischen Union stimmen überein. Allerdings verwendet die SAE einen Wirkungsgradkorrekturfaktor, der die Leistungswerte etwas abweichen lässt (siehe Vergleich). Diese Wirkungsgradkorrektur wird in Europa seit der Umstellung auf die ISO-Norm bzw. die EU-Richtlinie nicht mehr verwendet.

Vergleich der DIN-, ISO- und SAE-Normen

Ein Fahrzeugmotor, der nach der DIN 70020-3 bzw. DIN 70020-6 mit 100 kW gemessen wurde, hätte nach der DIN 70020-4 zufolge der geänderten Bezugszustände nur noch ca. 97 kW geleistet und würde auch nach den heute in Europa gültigen Normen etwa mit dieser Leistung gemessen.

DIN 70020-3 DIN 70020-4 DIN 70020-6 80/1269/EWG ISO 1585 SAE J1349

100 kW

136 DIN-PS

97 kW

132 DIN-PS

100 kW

136 DIN-PS

97 kW

-

97 kW

-

-

133 SAE-PS

Tabelle 4.1: Vergleichsbeispiel zu den Normen für die Leistungsmessung (Näherungswerte bei Norm-Bezugszustand)

Nach der SAE-Norm wird zwar unter gleichen Bezugszuständen gemessen, der Wirkungsgradkorrekturfaktor

bewirkt dennoch eine geringere Leistungsangabe. Es gilt 1 SAE-PS 1.014 DIN-PS 0.7457 kW.

4 Society of Automotive Engineers


4.11 Ähnlichkeitsgesetze und weitere Kenngrößen Laws of Similarity and further Parameters

Ähnlichkeitsgesetze

Eine weitere wesentliche Größe zum Vergleich von Motoren ist die Betrachtung nach den Ähnlichkeitsgeset-zen. Diese fassen die Voraussetzungen zusammen, mit denen geometrisch ähnliche Maschinen den gleichen mechanischen Beanspruchungen unterliegen; siehe Abbildung 4.14.

p … Gasdruck

d … Kolbendurchmesser

AK … Kolbenfläche

FS … Schubstangenkraft

R … Kurbelradius

Abbildung 4.14: Geometrisch ähnliche Maschinen; [6 – S. 18]

Die Ähnlichkeitsbetrachtung hat auf Basis der Gaskräfte, der Massenkräfte und der mittleren Kolbenge-schwindigkeit zu erfolgen. Man geht, um Ähnlichkeit zu definieren, von einer charakteristischen Länge l und einem Vergrößerungsfaktor a aus mit dem Zusammenhang

Formel 4.56

Für Flächen und Volumina oder Massen ergibt sich die geometrische Ähnlichkeit mit

Formel 4.57

und

Formel 4.58

Gaskräfte

Die Gaskraft FG ergibt sich unter Berücksichtigung der Forderung nach gleichen Spannungszustände σ1= σ 2

für Zug/Druck sowie Biegung, mit dem proportionalen Zusammenhang FG = KG · F und mit

Formel 4.59

sowie für den Gasdruck

Formel 4.60

Dabei bezeichnet KG den Proportionalitätsfaktor. Setzt man die Spannungsgleichungen für Maschine 1 und 2 an, so folgt:


Formel 4.61

Formel 4.62

Formel 4.63

Formel 4.64

Aus der Betrachtung der Gaskräfte ergibt sich für die Mitteldrücke als Bedingung für gleiche Beanspruchung die Notwendigkeit p1 = p2. Die Mitteldrücke der beiden betrachteten Maschinen müssen also gleich sein, da-mit sie als ähnlich gelten.

Massenkräfte

In ähnlicher Weise kann eine Betrachtung der Massenkräfte erfolgen. Aus der Ableitung der Ähnlichkeitsge-

setze für die Massenkräfte ergibt sich ausgehend vom allgemeinen Zusammenhang für Massenkräfte 1. Ord-nung:

Formel 4.65

mit Formel 4.62:

Formel 4.66

Dabei bezeichnet Km den Proportionalitätsfaktor. Unter Berücksichtigung der Formel 4.56 und Formel 4.57 folgt für die Motordrehzahl:

Formel 4.67

Mittlere Kolbengeschwindigkeit

Für die mittlere Kolbengeschwindigkeit cm gilt zunächst

Formel 4.68

und mit der Beziehung für die Motordrehzahl (Formel 4.67) folgt aus

Formel 4.69

Aus diesen Ähnlichkeitsbedingungen folgt, dass bei Gleichheit der mittleren Kolbengeschwindigkeit die bei-den Maschinen als ähnlich gelten. Somit kann zusammengefasst werden: zwei geometrisch ähnliche Maschi-nen haben die gleiche mechanische Beanspruchung, wenn

1. die Gasdrücke gleich sind (bei gleichem Arbeitsprozess, p1=p2) und

2. die mittleren Kolbengeschwindigkeiten gleich sind (Formel 4.69).

Mit diesen Ähnlichkeitsgesetzen kann man Konstruktionen von Kolbenmaschinen innerhalb gewisser Grenzen ähnlich vergrößern oder verkleinern. Eine Einschränkung ergibt sich allerdings dadurch, dass die thermische Beanspruchung, die Leistungsmasse (Leistungsgewicht), die Lebensdauer usw. nicht die gleichen bleiben.

Weitere Kenngrößen

Weitere im Motorenbau wesentliche Kenngrössen sind

a) die Hubraumleistung (auch Literleistung genannt) als Verhältnis von Leistung zu Hubraum,

b) das Leistungsgewicht als Verhältnis von Motormasse zu Leistung,

c) das Hub-/Bohrungsverhältnis sowie

d) das Verdichtungsverhältnis (siehe Abschnitt 4.1).


4.12 Diagramme und Kennfelder Charts and Maps

Diagramme und Kennfelder sind Darstellungen, bei denen in einem üblicherweise zweidimensionalen Dia-gramm, etwa über Mitteldruck und Drehzahl, Linien gleicher charakteristischer Motorkennwerte (z. B. Ver-brauch, Emissionen) aufgetragen werden. Sie sind ein wichtiges Hilfsmittel für den Motorenentwickler zur Beurteilung der Eigenschaften eines Motors im Vergleich zu anderen Motoren.

Vorgehen zur Erstellung eines Kennfelds

Entsprechend Abbildung 4.15 wird folgendermaßen bei der Erstellung eines Kennfeldes vorgegangen:

a) Festlegen der Messpunkte, um daraus ein Raster von Drehzahl und Mitteldruck über dem Betriebs-bereich des Motors zu erstellen;

b) Aufnahme der Messwerte (Leistung, Verbrauch, Emissionen etc.);

c) Eintragen der Messwerte in das Diagramm und Interpolation auf gerade Werte zwischen den Mess-punkten (meist mittels EDV-Unterstützung);

d) Verbinden der Interpolationspunkte; dies ergibt die Linie konstanter Motorkennwerte und damit das Kennfeld

Diese klassische Erstellung der Motorkennfelder wurde früher so durchgeführt. Heute gibt es eigene Soft-ware, die mittels entsprechender Interpolation und Extrapolation, dann entsprechend glatte Kennfelder, oft auch als so genannte Muscheldiagramme (z.B. für Verbrauch), berechnet. Nachfolgend werden einige Bei-spiele an Kennfeldern zum besseren Verständnis und zur Orientierung gebracht.

Abbildung 4.15: Kennfelderstellung mit Interpolation

Wirkungsgrad-, Verbrauchs- und Emissionskennfelder

Zur Beurteilung von Wirkungsgrad-, Verbrauchs- und Emissionsverhalten sind entsprechende Kennfelder ein anschauliches Hilfsmittel. Sie werden für die unterschiedlichsten Parameter erstellt und sind häufig als soge-nanntes Muscheldiagramm ausgeführt (siehe nachfolgende Abbildungen).

Abbildung 4.16 zeigt das Kraftstoffverbrauchskennfeld für einen konventionellen Saug-Ottomotor. Man sieht beim konventionellen Saugmotor im oberen Lastbereich, das Gebiet des günstigsten spezifischen Ver-brauches (z.B. hier mit 230 g pro Kilowattstunde). Nach unten im Kennfeld steigt der spezifische Verbrauch an, aufgrund erhöhter Ladungswechselverluste und anteiliger Reibung.


Abbildung 4.16: Verbrauchskennfeld eines modernen Ottomotors (MPI); [23]

In Abbildung 4.17 ist das Beispiel eines Kraftstoffverbrauchskennfeld eines Turbodieselmotors der Firma Audi als Muscheldiagramm dargestellt. Daraus lassen sich Aussagen über den Wirkungsgradverlauf bei unter-schiedlichen Betriebszuständen machen. Im konkreten Beispiel ist ersichtlich, dass der spezifische Kraftstoff-verbrauch bei einer Drehzahl von knapp über 2000 min

-1 und einem effektiven Mitteldruck von 11 bar am

günstigsten ist. Das Diagramm ist nach oben durch die Volllastlinie begrenzt.

Abbildung 4.17: Kraftstoffverbrauchskennfeld des AUDI 5-Zylinder TDI [MTZ 52 (1991) 9 S.427]

Abbildung 4.18 zeigt in ähnlicher Weise das Verbrauchskennfeld eines Nutzfahrzeug-Dieselmotors. Auch hier sieht man diese Muschelform der Iso-Verbrauchslinien, allerdings hier mit geringeren spezifischen Ver-brauchswerten zum PKW-Motor.

Eff

ekt

ive

r M

itte

ldru

ck in

bar

Drehzahl in U/min


Abbildung 4.18: Verbrauchs- und Leistungskennfeld eines NFZ Dieselmotors; [2 – S.20]

Eine weitere Anwendung von Kennfeldern ist die Darstellung des Emissionsverhaltens eines Motors. Dazu

werden die Schadstoffkonzentrationen der Abgase bei verschiedenen Drehzahl- und Lastzuständen be-stimmt und in einem Diagramm aufgetragen. Häufig findet man solche Darstellungen für die Konzentratio-nen von Kohlenmonoxid CO, Stickstoffoxiden NOX und unverbrannten Kohlenwasserstoffen HC im Abgas.

Abbildung 4.19: NOX-Konzentration vor Katalysator (MPI-Ottomotor); [2 – S.27 ff.]

Das Kennfeld der spezifischen NOX-Emissionen vor Katalysator eines Ottomotors mit externer Abgasrückfüh-

rung zeigt die vorhergehende Abbildung 4.19. Das Minimum der NOX-Emissionen wird im Betriebspunkt mit


der maximalen AGR-Rate erzielt. Die an der Volllast bei hohen Drehzahlen zu erkennende starke Abnahme

der NOX-Emission ist eine Folge der Gemischanreicherung. Das ist aufgrund der geänderten Temperaturen im

Brennraum typisch.

Abbildung 4.20 zeigt verschiedene Schadstoffkonzentrationen über dem Luft-Kraftstoff-Verhältnis - also Lambda-Bereich. Im Bereich des Nennleistungspunkts werden die minimalen Luftverhältnisse mit Werten um

=0,9 bei ausgeführten Motoren festgelegt.

Abbildung 4.20: Schadstoffkonzentrationen über dem Luftverhältnis


5 ENERGIETRÄGER FÜR ANTRIEBE / FOSSILE KRAFTSTOFFE FOSSIL FUELS

5.1 Allgemein General Principles

Kraftstoffe für Verbrennungsmotoren werden auch Brennstoffe genannt. Es kommen flüssige und gasförmige Kraftstoffe für den Betrieb eines Motors in Frage. Der Versuch, auch feste Brennstoffe ohne vorherige Um-wandlung im Motor zu verarbeiten, war bisher nicht von Erfolg gekrönt. Man erinnere sich nur etwa an Die-sels erste Idee der Einblasung von Kohlenstoff. Nach der Herkunft können die Kraftstoffe wie folgt eingeteilt werden:

Brennstoffe auf fossiler Basis

▪ Mineralölbasis Werden durch Destillation und teilweise Umwandlung in der Raffinerie aus Rohöl gewonnen

▪ Kohlebasis Die Kohle muss durch Hydrierung oder Vergasung mit anschließender Synthese verflüssigt werden

▪ Erdgas Dieses besteht vorwiegend aus Methan und ist ein sehr reiner Brennstoff mit einem geringeren Koh-

lenstoffanteil und damit weniger CO2-Ausstoß.

▪ Synthetische Kraftstoffe GTL (Gas to Liquid) werden durch Synthetisierung aus gasförmigen Ausgangsstoffen etwa Erdgas o-der vergaster Kohle und anschließenden Hydrierungsprozess gewonnen.

Brennstoffe auf nichtfossiler Basis

▪ Biomasse Ethanol durch Gärung, Pflanzen-Öle, durch Umesterung auch Biodiesel (RME – Raps-Methyl-Ester, FA-ME – Fett-Methyl-Ester)

▪ Elektrische Energie Wasserstoff durch Elektrolyse

▪ Sonnenenergie Wasserstoff durch Synthese

▪ Kernenergie Wasserstoff, thermochemisch oder elektrolytisch gewonnen

Bei der Herstellung von Kraftstoffen treten zum Teil erhebliche Umwandlungsverluste auf. Diese sind für die

Gesamtenergiebilanz von wesentlicher Bedeutung. Je nach Herkunft variiert die durch Rohöldestillation erzielbare Menge an spezifischen Kraftstoffen, wie Benzin oder Dieseltreibstoff.

Abbildung 5.1: Rohöldestillation schematisch; [1 – K163]

5.2 Kraftstoffzusammensetzung - chemischer Aufbau von Kohlenwasserstoffen Fuel Consistence – Chemical Constitution of Hydrocarbons

Kraftstoffe auf fossiler Basis sind aus vielen Kohlenwasserstoff-Verbindungen zusammengesetzt. Otto- und

Dieselkraftstoffe z.B. bestehen aus über 200 verschiedenen Kohlenwasserstoffverbindungen. Der Anteil der einzelnen Komponenten bestimmt ganz wesentlich die motorischen Eigenschaften der Kraftstoffe. Kohlen-wasserstoffe im Kraftstoff können nach folgenden Gruppen klassifiziert werden:

a) Paraffine (kettenförmig - Einfachbindung) b) Olefine (kettenförmig - Doppelbindung)


c) Naphthene (ringförmig - Einfachbindung) d) Aromaten (ringförmig - Doppelbindung)

a) Paraffine (Alkane) sind kettenförmig aufgebaute Kohlenwasserstoffe mit einfacher Bindung (gesättig-te Kohlenwasserstoffverbindung). Weiter unterscheidbar sind Paraffine nach Art ihrer Verzweigung:

a. Normal-Paraffine sind geradkettenförmige Kohlenwasserstoffe

Summenformel CnH2n+2

Ethan C2H6 n-Heptan C7H16

b. Iso-Paraffine sind verzweigte Kohlenwasserstoffe - wichtig für die Stoffeigenschaft ist die Stelle, an der sich die Verzweigung befindet.

Summenformel CnH2n+2

2,2-Dimethylpropan C5H12 (Neo-Pentan) 2,2,4-Trimethylpentan C8H18 (Iso-Oktan)

b) Olefine sind kettenförmig aufgebaute Kohlenwasserstoffe mit Doppelbindung (ungesättigte Koh-lenwasserstoffverbindungen). Der Aufbau kann unverzweigt (n-) und verzweigt (iso-) sein. Die Lager-stabilität ist eingeschränkt, da sie zum Verharzen durch Anoxidieren neigen.

a. Monoolefine (Alkene) sind kettenförmige Kohlenwasserstoffe mit einer C=C-Bindung (Dop-pelbindung).

Summenformel CnH2n

Ethen (C2H4) 1-Hexen (C6H12)

b. Diolefine (Alkadiene) sind ungesättigte Kohlenwasserstoffe mit zwei Doppelbindungen.

Summenformel CnH2n-2 (Bild 2.1-4)

C C

H

H

H

H

H

H

C C

H

H

H

H

H

H

C

H

H

C

H

H

C

H

H

C

H

H

C

H

H

C

H

C H

H

C

C

H

H

H

H

H

H

C H

H

H

C

H

C

H

C

C

H

H

H

H

H

H

C H

H

H

H

C H

H

C

C H

H

H

C H

H

H

C

H

C H

HH

H

H H

C C C C CC

H H

H

H

H

H

H

H

H

H

H


Propadien C3H4 (Allen) 2-Methylbuta-1,3-dien C5H8 (Isopren)

c) Naphthene (Zyklo-Alkane) sind ringförmige Kohlenwasserstoffe mit Einfachbindungen.

Summenformel CnH2n

Zyklopropan C3H6 (Trimethylen) Zyklohexan (C6H12) (Hexamethylen)

d) Aromaten sind ringförmige Kohlenwasserstoffe mit Doppelbindungen. Grundbaustein ist der Benzol-ring mit 6 Kohlestoffatomen und 3 Doppelbindungen, an den noch verschiedene Gruppen ange-hängt sein können.

Benzol C6H6 1,2-Dimethylbenzol C8H10

5.3 Eigenschaften der Kraftstoffe Fuel Characteristics

Kraftstoffeigenschaften Gemischeigenschaften

Siedetemperatur Dichte Zähigkeit Heizwert

Gemischheizwert Zündwilligkeit Brenngeschwindigkeit Rußbildung

Siedetemperatur von HC-Verbindungen

Die Siedetemperatur nimmt bei gleichartigem Molekülaufbau mit steigender Kohlenstoffzahl (C-Zahl) zu, der

Struktureinfluss ist von untergeordneter Bedeutung. Abbildung 5.2 zeigt die Siedetemperatur verschiedener HC-Verbindungen in Abhängigkeit von der Kohlenstoffzahl.

H

C CC

H

H

H

HC CC

H

H

H

C

H

C HH

H

H

C

H

H

H C C H

H

C H

C

C

C

C

C

H

H

H

H

H

H

H

H H

H H

C

C

C

C

C

C

H

H

H

H

H

H

C

C

C

C

C

C

H

H

H

H

H

C

H

H

C

H

H

H


Aus mehreren Komponenten bestehende Kraftstoffe haben im Gegensatz zu reinen Stoffen keinen Siede-

punkt. Ihr Siedeverhalten wird durch eine Siedekurve charakterisiert. Die Bedingungen zur Ermittlung der

Siedekurven von Kraftstoffen sind in DIN 51751 festgelegt: Von einem vorgeschriebenen Probenvolumen werden die verdampfbaren Anteile abdestilliert und das dabei anfallende Kondensat in Abhängigkeit von der im Dampf gemessenen Temperatur angegeben. Der Zeitablauf des Destilliervorganges ist dabei genau vor-geschrieben.

Abbildung 5.2: Siedetemperatur von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.]

Abbildung 5.3 zeigt charakteristische Siedeverläufe von Otto- und Dieselkraftstoffen. Die Differenz zwischen eingesetzter Menge und Destillatmenge ist mit Rückstand und Verlust bezeichnet. Dieser Teil wird nicht nä-her spezifiziert.

Abbildung 5.3: Siedekurven; [3 – S. 55].


Ottokraftstoff

Ottokraftstoff muss schnell und ohne feste Rückstände verdampfen. Zur Beurteilung werden die Temperatu-ren herangezogen, bei denen 10%, 50% und 90% des Kraftstoffes verdampft sind.

10%-Punkt zu hoch: schlechter Kaltstart

10%-Punkt zu niedrig: Dampfblasenbildung im Kraftstoffsystem

Verdampfungsverluste aus dem Tank sind bei modernen Tanksystemen nicht mehr von Bedeutung.

50%-Punkt zu hoch: schlechtes Übergangsverhalten bei kaltem Motor

90%-Punkt zu hoch: Motorölverdünnung, Rückstandsbildung im Brennraum (z.B. Ruß)

Dieselkraftstoff

Da der Dieselkraftstoff in hochverdichtete heiße Luft eingespritzt wird, ist nicht so sehr die Lage der Siedeli-

nie, sondern die Höhe des Siedeendes wichtig. Ist das Siedeende zu hoch, werden die hochsiedenden Kom-ponenten nicht richtig verbrannt, Schmierölverdünnung und Rußbildung sind die Folgen.

5.3.1 Dichte

Die Dichte von flüssigen Kohlenwasserstoffen steigt mit der C-Zahl (Abbildung 5.4). Bei gleicher C-Zahl wei-sen HC-Verbindungen mit Ringstruktur höhere Dichten auf als andere Verbindungen.

Abbildung 5.4: Dichte von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.]

5.3.2 Zähigkeit

Mit steigender Anzahl der C-Atome nimmt die Zähigkeit von Kohlenwasserstoffverbindungen zu. Naphthene sind bei gleicher C-Zahl zäher als Olefine oder Paraffine.

5.3.3 Heizwert

Heizwert (unterer Heizwert) in kJ/kg

Enthalpiedifferenz zwischen Brennstoff-Luftgemisch und dem Verbrennungsgas mit gasförmigem H2O. Der

untere Heizwert ist also die Verbrennungswärme, wenn das Wasser dampfförmig bleibt.

Brennwert (oberer Heizwert) in kJ/kg

Enthalpiedifferenz zwischen Brennstoff-Luftgemisch und dem Verbrennungsgas mit flüssigem H2O (d.h.

Wasserdampf auskondensiert).

Zusammenhang zwischen und :

Formel 5.1


(

)

Für den Arbeitsprozess von Verbrennungsmotoren hat nur der Heizwert Bedeutung, da im Allgemeinen keine Kondensation auftritt. Die Heizwerte von Kohlenwasserstoffverbindungen in Abhängigkeit vom Molekülauf-

bau und der Anzahl der C-Atome sind in Abbildung 5.5 dargestellt. Für flüssige Kohlenwasserstoffe liegen die unteren Heizwerte im Bereich von 40,2 (Benzol) bis 45,4 MJ/kg (n-Pentan) und damit sehr hoch im Ver-gleich zu alternativen Energieträgern.

Abbildung 5.5: Heizwert von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.]

Der Heizwert Hu wird durch kalorische Messungen bei der Verbrennung unter genau festgelegten Bedin-

gungen gewonnen, wobei die Verbrennungsprodukte auf die Anfangstemperatur abgekühlt werden und vorausgesetzt wird, dass das Verbrennungswasser dampfförmig vorliegt (DIN 5499).

Durch thermodynamische Rechnungen lässt sich zeigen, dass der Heizwert technischer Kraftstoffe (mit Aus-

nahme von H2) in guter Näherung der maximalen Arbeit (bei verlustloser Prozessführung) entspricht.

Abbildung 5.6: Vergleich Speichermasse und -volumen verschiedener Energieträger [39, S. 24]

1

10

100

1000

10000

Speichergewicht und -volumen für 1000 MJ

Speichermasse in kg Speichervolumen in l


Flüssige und gasförmige Kraftstoffe werden nach Volumen gehandelt, deshalb wird ihr Heizwert häufig vo-

lumenbezogen (kJ/dm3 für flüssige, kJ/m

3 für gasförmige) angegeben. Für mobilen Einsatz spielt der Heiz-

wert eine wichtige Rolle, da die Reichweite des Kfz entscheidend von der mitgeführten Kraftstoffenergie ab-

hängt. Hinsichtlich Masse und Volumen sind Speichersysteme für verschiedene Energieträger in Abbildung

5.6 gegenübergestellt. Dem Vergleich ist ein Energiebetrag von 1000 MJ zugrunde gelegt (es wurde eine logarithmische Skala verwendet).

5.3.4 Gemisch-Heizwert

Hinsichtlich der Motorleistung ist der Gemischheizwert bzw. maßgebend. Zur Berechnung des Ge-mischheizwertes bezieht man den Heizwert des Brennstoffes bei äußerer Gemischbildung (konventioneller Ottomotor) auf das Volumen des angesaugten Brennstoff-Luft-Gemisches bzw. bei innerer Gemischbildung (Dieselmotor, DI-Ottomotor) auf die angesaugte Luft. Bei vorgegebenem Gemischheizwert ist die Energie der Zylinderladung dem Hubvolumen proportional.

Definition Gemischheizwert

Diejenige Energie, die mit 1 m3 Frischladung – bezogen auf den Außenzustand – in den Zylinder eingebracht

werden kann. Unterscheidung zwischen:

▪ Gemischansaugende Motoren (Ottomotor): Bezug 1 m3 Gemisch

▪ Luftansaugende Motoren (Dieselmotor): Bezug 1 m3 Luft

Der Gemischheizwert ergibt sich bei äußerer Gemischbildung (konventioneller Ottomotor) zu:

Formel 5.2

mit dem Gemischvolumen und der Luftmasse :

Formel 5.3

Formel 5.4

folgt der Gemischheizwert HG für gemischansaugende Motoren (äußerer Gemischbildung):

Formel 5.5

Dabei bedeuten:

… Gemischheizwert für gemischansaugende Motoren in kJ/m3

… untere Heizwert in kJ/kg

… Kraftstoffmasse in kg

… Luftmasse in kg

… Gemischvolumen in m3

… Gemischdichte bezogen auf Außenzustand in kg/m3

… Luftzahl

… stöchiometrischer Luftbedarf in kmol Luft pro kg Brennstoff

Bei Motoren mit innerer Gemischbildung (Dieselmotoren, DI-Ottomotoren) wird der Heizwert auf das Luftvo-lumen bezogen, die Bezeichnung Gemischheizwert jedoch beibehalten. Für den Gemischheizwert bei Die-selmotoren und direkteinspritzenden Ottomotoren gilt daher:


Formel 5.6

mit dem Luftvolumen und Formel 5.4:

Formel 5.7

Daraus folgt der Gemischheizwert für luftansaugende Motoren:

Formel 5.8

Weiter bedeuten:

… Gemischheizwert für luftansaugende Motoren in kJ/m3

… Luftvolumen in m3

… Luftdichte bezogen auf Außenzustand kg/m3

In Abbildung 5.7 sind die Heizwerte in Teil a) und Gemischheizwerte in Teil b) für verschiedene Kraftstoffe über dem stöchiometrischen Luftbedarf aufgetragen. Je nach Kraftstoff treten sehr unterschiedliche Heizwer-te auf. Den Verlauf des Gemischheizwertes als Funktion des Luftverhältnisses bei Benzin zeigt Abbildung

5.8.

Abbildung 5.7: Heizwerte und Gemischheizwerte verschiedener Kraftstoffe; [5 – S .73]

Abbildung 5.8: Gemischheizwert als Funktion des Luftverhältnisses bei Benzin; [5 – S.73]


5.3.5 Zündwilligkeit

Eine wesentliche Eigenschaft zur Beurteilung der Eignung als Motorenkraftstoff ist die Zündwilligkeit. Hierun-ter versteht man die Neigung des Kraftstoff-Luft-Gemisches zur Selbstzündung.

Zündgrenzen

Kraftstoffdampf-Luft-Mischungen, können nur innerhalb bestimmter Mischungsverhältnisse durch eine Zünd-quelle (z.B. Zündfunken) entzündet werden. Man unterscheidet eine untere Zündgrenze (gekennzeichnet

durch das Luftverhältnis u und eine obere Zündgrenze o). Die folgende Abbildung 5.9 zeigt diese Bereiche

für Otto- und Dieselmotoren.

Abbildung 5.9: Luftzahlen bei Verbrennungsmotoren

Oktanzahl

Ottokraftstoffe müssen eine geringe Zündwilligkeit besitzen, was einer hohen Klopffestigkeit entspricht. Man charakterisiert die Klopffestigkeit eines Kraftstoffes durch die Oktanzahl (OZ). Diese hängt außer von der Zündwilligkeit auch von anderen Kriterien ab. Sie gibt die Volumenprozente Oktan in einem Gemisch aus Iso-

Oktan (C8H18 zündunwillig-klopffest) und n-Heptan (C7H16 zündwillig-klopffreudig) mit denselben Klopfei-

genschaften an.

Die Research-Oktanzahl (ROZ) soll das Kraftstoffverhalten bei Beschleunigung des Motors aus niedrigen

Drehzahlen charakterisieren, die Motor-Oktanzahl (MOZ) das Verhalten bei höheren Drehzahlen und Volllast. Die Verfahren zur Bestimmung von Research-Oktanzahl und Motor-Oktanzahl sind in internationalen Normen festgelegt. Diese enthalten Angaben zu den Prüfverfahren, den Standardbedingungen, Kalibrierungen, Aus-wertungsrichtlinien und der verlangten Präzision.

Motor-Oktanzahl DIN EN ISO 5163 Research-Oktanzahl DIN EN ISO 5164

Bei n-Paraffinen und Monoolefinen nimmt die ROZ mit steigender C-Zahl ab. Wie die ROZ durch die C-Zahl

bei den einzelnen HC-Verbindungen beeinflusst wird, zeigt die nachfolgende Abbildung 5.10.

Abbildung 5.10: Research-Oktanzahl-ROZ von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.]

0 1 2 3 4 5 6

Ottomotor

Dieselmotor

Lambda-Betriebsbereich

Russbildung

λ - Bereich

LuftüberschussKraftstoffmangel

Mageres Gemisch

LuftmangelKraftstoffüberschuss

Fettes Gemisch

Obere Laufgrenze

Untere Laufgrenze

Schubabschaltung

Luftzahl λ


Doppelbindungen und Verzweigungen bei Iso-Paraffinen oder Ringen steigern die ROZ. Die Entwicklung des

Verdichtungsverhältnisses im Vergleich zur Research-Oktanzahl (ROZ) über der Zeit zeigt Abbildung 5.11. Höhere Oktanzahlen erlauben höhere Verdichtungsverhältnisse bei Ottomotoren.

Abbildung 5.11: Verdichtungsverhältnis und ROZ über der Zeit; [1 – K208]

Cetanzahl

Die Verhältnisse im Motor sind so kompliziert, dass die Zündtemperatur zur Charakterisierung der Zündwillig-keit nicht ausreicht. Man hat daher die Cetanzahl (CZ) als Maß für die Zündwilligkeit eingeführt. Dieselkraft-stoffe müssen eine hohe Zündwilligkeit besitzen, was einem kurzen Zündverzug entspricht. In Dieselmotoren wird die Verbrennung durch Selbstzündung eingeleitet. Die Cetanzahl gibt an, wie viele Volumenprozente

Cetan eine Mischung aus Cetan (C16H43 zündwillig) und -Methylnaphtalin (C11H10 zündunwillig) enthält, die

in einem genormten Prüfdieselmotor denselben Zündverzug (Zeitverzug zwischen Einspritzbeginn und

Brennbeginn) wie der betrachtete Kraftstoff aufweist. Abbildung 5.12 zeigt den Verlauf der Cetanzahl in Abhängigkeit von der Anzahl der C-Atome: Die Cetanzahl steigt mit der Kettenlänge; kompakte Moleküle sowie Doppelbindungen vermindern die Zündwilligkeit.

Abbildung 5.12: Cetanzahl von HC-Verbindungen; [3 – S. 34 ff.]

5.3.6 Brenngeschwindigkeit

Die laminare Brenngeschwindigkeit WBL ist die Geschwindigkeit, mit der sich eine ebene Flammenfront relativ

und normal zum unverbrannten, laminar strömenden Gemisch ausbreitet. Sie ist eine Funktion von Druck, Temperatur und Luftverhältnis und hängt relativ wenig vom Molekülaufbau oder der Anzahl der C-Atome ab. Die laminare Brenngeschwindigkeit steigt mit zunehmender Temperatur und sinkt schwach mit steigendem


Druck. Abbildung 5.13 zeigt die laminare Brenngeschwindigkeit verschiedener Kraftstoffe bei Umgebungs-bedingungen und erhöhtem Druck- und Temperaturniveau. Für die Umsatzrate des Kraftstoff/Luftgemisches gilt Formel 5.9:

Formel 5.9

mit … verbrannte Masse im Brennraum in kg

… Dichte des unverbrannten Kraftstoff-Luft-Gemisches in kg/m3

… Fläche der Flammenfront in m2

Abbildung 5.13: Laminare Brenngeschwindigkeit für verschiedene Kraftstoffe; [3 – S. 34 ff.]

5.3.7 Rußbildung

Die Rußemission ist beim Dieselmotor gesetzlich beschränkt. Die Neigung zur Rußemission steigt mit C-Anteil und zunehmender Kompaktheit der Moleküle (Paraffine - Naphthene - Aromaten).

Abbildung 5.14: Rußvolumenbruchs einer vorgemischten C2H4-Flamme [Website RWTH Aachen]


Die vorhergehende Abbildung 5.14 zeigt Abhängigkeit des Rußvolumenanteils am Abgas einer vorgemisch-ten C2H4-Verbrennung über dem relativen Luftverhältnis und der Flammentemperatur. Ersichtlich ist, dass es unter 1350 K kaum mehr zu Rußbildung kommt. Für diesen Brennstoff ist für Luftverhältnisse unter 0.67 mit Rußbildung zu rechnen. Für Dieselkraftstoffe kommt es aufgrund der längeren Kohlenwasserstoffketten be-reits bei wesentlich höheren Luftverhältnissen zu einer rußenden Verbrennung (siehe Abbildung 5.9).

5.4 Bestimmung des Heizwertes Determination of Heat Value

Der Heizwert wird in einer kalorimetrischen Bombe in einem Kalorimeter bestimmt, siehe Abbildung 5.15

und Abbildung 5.16, indem eine bestimmte Kraftstoffmenge vollständig verbrannt wird und die dabei ent-

stehende Wärme durch die Temperaturänderung eines die Bombe umgebenden Wärmemantels festgestellt wird.

Abbildung 5.15: Schematische Darstellung einer kalorimetrischen Bombe [DIN 51900 Teil1]

Abbildung 5.16: Schematische Darstellung eines Kalorimeters


6 THERMODYNAMIK DER VERBRENNUNGSKRAFTMASCHINEN THERMODYNAMICS OF COMBUSTION ENGINES

Die Umwandlung der im Kraftstoff enthaltenen chemischen Energie in mechanische Arbeit innerhalb einer Verbrennungskraftmaschine erfolgt in zwei Schritten:

1. Zunächst erfolgt die Umwandlung der chemischen Energie in Wärme. 2. Schließlich wird im Rahmen des motorischen Arbeitsprozesses diese Wärme in mechanische Arbeit

umgesetzt. Dabei soll die enthaltene Wärmeenergie möglichst optimal genutzt werden soll (Exergie soll möglichst zu 100 Prozent umgesetzt werden).

Der chemische Energieinhalt des Kraftstoffes ist der so genannte Heizwert oder Unterer Heizwert. Er wird in Kalorimetern bestimmt, siehe Kapitel 5.4. Für die Berechnung der Umwandlung der Wärmeenergie in mecha-nische Arbeit wird bei theoretischen Vergleichsbetrachtungen in zwei Schritten vorgegangen:

1. Ermittlung des theoretisch besten Arbeitsverfahrens 2. Ermittlung des am besten praktisch umsetzbaren Arbeitsverfahrens

Für die Ermittlung des theoretisch besten Arbeitsverfahrens ist es zunächst unerheblich, ob ein entsprechen-der Motor praktisch herstellbar ist. Er dient nur Vergleichszwecken. In der praktischen Thermodynamik hat

sich hier der Carnot-Prozess als der optimale Prozess herauskristallisiert. Er setzt am besten die chemische Energie in mechanische Arbeit um.

Bei der praktischen Umsetzung zeigt sich aber, dass der Carnot-Prozess nicht realisierbar ist. Außerdem zeigt sich, dass auch andere Eigenschaften wie Werkstoffe, Kraftstoff, Schmierstoff, Reibungsverhältnisse etc. be-rücksichtigt werden müssen. Schließlich haben auch Begleitumstände der Verbrennung, etwa Emissionen und damit die Temperaturspitzen, einen wesentlichen Einfluss (beispielsweise auf Stickoxidemissionen und Druckanstieg).

6.1 Vereinfachte Kreisprozesse Simplified Cycles

Ein realer Arbeitsprozess des Verbrennungsmotors ist ein komplexer Vorgang. Abbildung 6.1 zeigt einen solchen Arbeitsprozess als p-V-Diagramm.

Abbildung 6.1: Arbeitsprozess des Verbrennungsmotors p-v- Diagramm


Das Hubvolumen kann während dem Hochdruckprozess (Hochdruckschleife) als geschlossenes und während

dem Ladungswechsel als offenes thermodynamisches System betrachtet werden.

Um die theoretischen Betrachtungen und Berechnungen zu vereinfachen, werden statt der realen Abläufe

sogenannte Vergleichsprozesse betrachtet. Diese Betrachtungen sind umso realistischer, je besser der Ver-gleichsprozess dem wirklichen Prozess entspricht. Die Vereinfachungen betreffen den Verbrennungsablauf, die Wärmeübertragung, den Ladungswechsel sowie die Stoffgrößen.

Für den auf diese Weise idealisierten Prozess können das p-v-Diagramm und das T-s-Diagramm auf relativ einfache Weise berechnet sowie wichtige Kenndaten (Wirkungsgrad, Mitteldruck, etc.) ermittelt werden; sie-

he Abbildung 6.2. Folgende Vereinfachungen werden üblicherweise verwendet:

▪ Die Ladung ist ein ideales Gas mit konstanten Stoffwerten (R, cp, cv, ).

▪ Die Verbrennung erfolgt nach einer vorgegebenen Gesetzmäßigkeit (isochor oder isobar). ▪ Über die Brennraumwände findet kein Wärmeübergang statt (adiabater Prozess). ▪ Strömungsverluste und Undichtheiten werden vernachlässigt. ▪ Kompression und Expansion erfolgen reibungsfrei (isentrop).

Unter diesen Voraussetzungen ist es möglich, die Verbrennung durch eine Wärmezufuhr und den Ladungs-wechsel durch eine Wärmeabfuhr zu ersetzen. Damit ergibt sich ein p-v- bzw. T-s-Diagramm entsprechend

Abbildung 6.2.

Abbildung 6.2: p-V- und T-s-Diagramm Geschlossener Kreisprozesses einer Verbrennungskraftmaschine

Der thermische Wirkungsgrad th ergibt sich aus dem Ersten Hauptsatz aus der Beziehung

Formel 6.1

Je nach Art des Verbrennungsvorganges werden drei Prozesse unterschieden:

▪ Gleichraumprozess Die Verbrennung erfolgt bei konstantem Volumen

▪ Gleichdruckprozess Die Verbrennung erfolgt bei konstantem Druck

▪ Seiliger-Prozess (Gemischter Prozess) Die Verbrennung wird in eine Gleichraumverbrennung und eine anschließende Gleichdruckverbren-nung aufgeteilt.

Carnot-Prozess

Bevor auf diese drei üblichen Vergleichsprozesse eingegangen wird, soll der Carnot-Prozess als Basis zur Wiederholung kurz dargestellt werden. Um einen möglichst hohen Wirkungsgrad zu erreichen, sollte entspre-chend den Grundbetrachtungen der Thermodynamik die Wärme bei möglichst hoher Temperatur zugeführt, bei möglichst tiefer Temperatur abgeführt werden (größter Anteil an Exergie). Bei gegebenen Temperatur-

grenzen ist der Carnot-Prozess der Optimalprozess, bei dem die Wärme bei konstanten Temperaturen zu-

bzw. abgeführt wird, sodass sich im T-s-Diagramm eine Rechteckfläche ergibt; siehe auch Abbildung 6.3.

Sein thermischer Wirkungsgrad ηth = ηc ist


mit ∫ Formel 6.2

(

Formel 6.3

Abbildung 6.3: Carnot-Prozess im p-v und T-s Diagramm

Gleichraumprozess

Der Carnot-Prozess ist praktisch nicht realisierbar wegen des zu geringen Druckverhältnisses p3/p1 und des zu

hohen Verdichtungsverhältnisses. Daraus resultiert eine zu kleine Arbeitsfläche, außerdem ist die isotherme Kompression und Verbrennung schwer umsetzbar. Es müsste während der Kompression und Expansion je-weils gekühlt oder Wärme zugeführt werden, was kaum realisierbar ist.

Aus diesen Gründen wird der Gleichraumprozess in seiner allgemeinen Form als bessere Idealisierung des

Otto-Prozesses angesehen. Abbildung 6.4 zeigt p-v- und T-s-Diagramm sowie die Darstellung des thermi-schen Wirkungsgrades.

Abbildung 6.4: p-v- und T-s-Diagramm des Gleichraumprozesses; [5 – S.126 ff.]

Ausgehend von

Formel 6.4

mit ( Formel 6.5

und ( Formel 6.6

folgt mit isentroper Kompression

T

sv

p

p1

p3

3Tzu

3

Isentrope

12

Tab

qA

1

2

qA

Isotherme

4

qB

4

qB

T

sv

p

p1

p3

3Tzu

3

Isentrope

12

Tab

qA

1

2

qA

Isotherme

4

qB

4

qB

T

sv

p

p1

p3

3Tzu

3

Isentrope

12

Tab

qA

1

2

qA

Isotherme

4

qB

4

qB


(

)

Formel 6.7

und mit isentroper Expansion

(

)

Formel 6.8

der thermische Wirkungsgrad des Gleichraumprozesses:

Formel 6.9

Dabei bezeichnet κ den Isentropenexponenten. Entsprechend der Formel für den thermischen Wirkungs-

grad ergibt sich eine reine Funktion aus Verdichtungsverhältnis und Isentropen-Exponent. Abbildung 6.5 zeigt die Verläufe der zwei typischen Isentropen-Exponenten. Zum Isentropenexponenten des Arbeitsgases

ist anzumerken, dass er bei niedrigen Temperaturen κ = 1.4 beträgt, und bei hohen Temperaturen unter 1.3

abfällt. Diese Abnahme führt zu einer Verschlechterung des Wirkungsgrades.

Abbildung 6.5: Thermischer Wirkungsgrad des Gleichraumprozesses; [5 – S.126 ff.]

Abbildung 6.6 zeigt die Verläufe der spezifischen Wärme cp und des Isentropen-Exponenten κ als

Funktion von Temperatur, Luftverhältnis, Lambda und Restgas. Anmerkung: Dieses Diagramm soll nur zum Nachschlagen dienen.

Abbildung 6.6: Spez. Wärme und Isentropenexponent über der Temperatur, Luftverhältnis und Restgas

DIE

NT

NU

R Z

UM

NA

CH

SC

HLA

GEN


Gleichdruckprozess

In der nachfolgenden Abbildung 6.7 ist der Gleichdruckprozess im p-v- und T-s-Diagramm dargestellt.

Abbildung 6.7: p-v- und T-s-Diagramm des Gleichdruckprozesses; [5 – S.126 ff.]

Ausgehend von

Formel 6.10

mit ( Formel 6.11

( Formel 6.12

Formel 6.13

folgt mit isentroper Kompression

(

)

Formel 6.14

und mit isentroper Expansion

(

)

Formel 6.15

Sowie mit folgenden Definitionen

Formel 6.16

Formel 6.17

der thermische Wirkungsgrad des Gleichraumprozesses:

[(

)

] Formel 6.18

Der Wirkungsgrad ηth des Prozesses ist eine Funktion des Isentropenexponenten, des Verdichtungsverhält-

nisses und der dimensionslosen Kennziffer q* die den Anteil der zugeführten Wärme darstellt. Wegen q* ist der Wirkungsgrad somit nicht nur von konstruktiven und thermodynamischen Größen sondern auch von der

Motorlast abhängig. Je größer q*, desto höher die Motorlast. Anders gesagt, ist die zugeführte Wärme qzu für

einen gegebenen Brennstoff eine Funktion des Luftverhältnisses entsprechend den Gleichungen zum stöchi-ometrischen Luftverhältnis bzw. dem Gemisch-Heizwert. Damit folgt umgekehrt, dass der Wirkungsgrad des Gleichdruckprozesses auch eine Funktion des Lastpunktes über dem Luftverhältnis ist.


Interessant ist natürlich auch hier der thermodynamische Wirkungsgrad des Gleichdruckprozesses. Abbildung

6.8 zeigt die Verhältnisse für den Isentropen-Exponenten = 1.4. Man sieht, dass mit steigendem Wert von q* der Wirkungsgrad abfällt. Im Grenzfall bei q = 0 erreicht man den Gleichraumprozess. Man sieht sofort, dass der Gleichdruckprozess einen ungünstigeren thermischen Wirkungsgrad gegenüber dem Gleichraum-prozess aufweist. Dies ist deshalb verständlich, da die Wärmezufuhr im Allgemeinen bei geringeren Tempera-turen erfolgt, wodurch die Nutzfläche im T-s-Diagramm kleiner wird.

Abbildung 6.8: Thermodynamischer Wirkungsgrad des Gleichdruckprozesses [5 – S.126 ff.]

Seiliger-Prozess

Der Seiliger-Prozess, auch kombinierter Gleichraum - Gleichdruckprozess genannt, ist eine Kombination eines

Kreisprozesses mit begrenztem Höchstdruck und begrenztem Gleichraumanteil; siehe dazu Abbildung 6.9.

Abbildung 6.9: p-v- und T-s-Diagramm des kombinierten Prozesses (Seiliger-Prozess); [5 – S.126 ff.]

Die Wärmezufuhr wird so gesteuert, dass bis zu einem festgelegten Höchstdruck (beispielsweise aus Festig-keitsgründen) die Verbrennung isochor (also bei konstantem Volumen) und von dort aus isobar (also bei konstantem Druck) verläuft. In diesem Prozess kann man einen motorischen Verbrennungsprozess in guter Näherung darstellen. Der reale Motorprozess ist jeweils ein kombinierter Gleichraum-/Gleichdruckprozess, allerdings mit unterschiedlichen Anteilen an Gleichraum- und Gleichdruck. Beispielsweise hat der Ottomotor mehr Gleichraumanteil, der Dieselmotor mit geringem Einspritzdruck mehr Gleichdruckanteil.

Analog zu den Darstellungen für den Gleichraum- und den Gleichdruckprozess lässt sich mit den entspre-chenden Gleichungen für qZU und qAB sowie den Isentropen, Isochoren und Isobaren die Beziehung für den thermischen Wirkungsgrad des Seiliger-Prozesses finden.

Formel 6.19


[

(

)

]

(

)

Formel 6.20

In der Gleichung für den thermischen Wirkungsgrad für den Seiliger-Prozess nach Abbildung 6.9 scheinen das

Verdichtungsverhältnis die dimensionslose Wärmezufuhr q* und das Druckverhältnis p3 zu p1 auf. Letzteres

ist unter Umständen durch die Motorkonstruktion begrenzt. Ein hohes Verdichtungsverhältnis , ein hoher

Spitzendruck p3 und eine niedrige Wärmezufuhr q* (hohes Luftverhältnis λ) ergeben einen guten Wir-

kungsgrad.

Ableitung des thermischen Wirkungsgrades für den Seiliger-Prozess

Eine analytisch übersichtliche Ableitung des thermischen Wirkungsgrades für den Seiliger-Prozess wird mit der Einführung des Drucksteigerungsverhältnisses und des Volumensteigerungsverhältnisses ermöglicht.

Formel 6.21

Formel 6.22

... Drucksteigerungsverhältnis

... Volumensteigerungsverhältnis

Der Wirkungsgrad für den Seiliger-Prozess wird mit dem Ansatz

Formel 6.23

und den folgenden Gleichungen ermittelt.

Formel 6.24

( Formel 6.25

( Formel 6.26

( Formel 6.27

Ermittlung von T2 mit isentroper Kompression

Entlang der Linie 1-2 gilt die Isentropengleichung pvκ = konstant. Mit der allgemeinen Gasgleichung pv = RT

folgt:

(

)

Formel 6.28

mit

Formel 6.29

folgt

Formel 6.30

und

(

)

Formel 6.31

ergibt Formel 6.32

Ermittlung von T3

Mit der Isochore 2-3 und p3 = p2 ψ folgt:

Formel 6.33


ergibt Formel 6.34

Ermittlung von T4

Mit der Isobare 3-4 und v4 = v3 folgt:

Formel 6.35

Ergibt Formel 6.36

Ermittlung von T5 mit isentroper Expansion

Entlang der Linie 4-5 gilt die Isentropengleichung p.vκ = konstant. Mit der allgemeinen Gasgleichung pv = RT

folgt:

(

)

Formel 6.37

(

)

Formel 6.38

und mit v4 = v3 = v2 und v5 = v1 wird

(

)

(

)

(

)

Formel 6.39

(

)

Formel 6.40

Eingesetzt für den Wirkungsgrad beim Seiliger-Prozess mit

Formel 6.41

folgt mit Formel 6.23 und Formel 6.27

(

( (

Formel 6.42

Werden die zugehörigen Temperaturen T1 bis T5 entsprechend eingesetzt, folgt

(

( (

[( ( ]

Formel 6.43

Sonderfälle des Seiliger-Prozesses

Gleichraumprozess mit = 1

(

Formel 6.44

Der Wirkungsgrad ist nur von und , nicht von der Last abhängig.

Gleichdruckprozess mit = 1

(

Formel 6.45


Wirkungsgradvergleich zwischen den Kreisprozessen

Die Gleichungen für den thermischen Wirkungsgrad des Gleichraumprozesses sowie für den Gleichdruckpro-zess sind Sonderfälle der Gleichung für den thermischen Wirkungsgrad des Seiliger-Prozesses, siehe Formel

6.43. Die Abbildung 6.10 zeigt den Vergleich der drei Prozesse.

Den besten Wirkungsgrad hat der Gleichraumprozess, der Gleichdruckprozess liegt an der unteren Grenzli-nie, dazwischen liegt der kombinierte Prozess, je nachdem welches Drucksteigerungsverhältnis angenommen wird. Allgemein ist anzumerken, dass die Annahmen des vereinfachten Vergleichsprozesses mit den Gaskon-stanten und den isentropen konstanten Exponenten in Wirklichkeit nicht zutreffen, weil sich der Arbeitspro-zess der Verbrennungskraftmaschine in einem sehr weiten Temperatur- und Druckbereich abspielt und sich damit diese Größen ändern und außerdem durch die Verbrennung Stoffumwandlungen stattfinden. Trotz-dem werden die Tendenzen mit der vereinfachten Rechnung richtig wiedergegeben. Die Absolutwerte für den Wirkungsgrad werden nur bei hohem Luftüberschuss einigermaßen richtig errechnet, bei den Tempera-turen und Drücken treten jedenfalls mögliche Abweichungen von der genaueren Berechnung auf.

Abbildung 6.10: Thermodynamischer Wirkungsgrad des kombinierten Prozesses [5 – S.126 ff.]

Zur besseren Verdeutlichung des Vergleichs der drei Vergleichsprozesse Gleichraum-, Gleichdruck- und kom-

binierter Prozess zeigt Abbildung 6.11 anhand des p-v- und T-s-Diagramms nochmals sehr anschaulich die Verhältnisse.

Abbildung 6.11: Vergleich von Arbeitsprozessen mit gleicher Wärmezufuhr [5 – S.126 ff.]


Bei gegebenem Verdichtungsverhältnis und gleicher Wärmezufuhr wird aus den beiden Diagrammen und dem Vergleich der Grafiken Folgendes deutlich:

▪ Der Gleichraumprozess weist das höchste Druck- und Temperaturniveau (Zustand 3’) auf. ▪ Die vom Gleichraumprozess abgeführte Verlustwärme entlang der Isochore 5’ auf 1 entsprechend

der Fläche a-1-5’-b ist kleiner als diejenige des kombinierten Prozesses a-1-5-c und des Gleichdruck-

prozesses a-1-5’’-d (Abbildung 6.11). Der Gleichraumprozess hat daher den besten thermodyna-

mischen Wirkungsgrad, der Gleichdruckprozess den schlechtesten. ▪ Die Flächenverhältnisse für den Gleichraumprozess sind in Bezug auf die abgegebene Arbeit deutlich

günstiger gegenüber der abgeführten Arbeit. ▪ Wegen des höchsten Drucks und der höchsten Temperatur hat dieser Prozess die höchste thermische

Belastung des Brennraums und die niedrigste thermische Belastung des Abgasstranges zur Folge.

Ist nun aus Festigkeitsgründen der Zylinderdruck pmax begrenzt, so kann aus Abbildung 6.12 der Optimal-

prozess abgeleitet werden. Wenn man beim Verdichtungsverhältnis nicht begrenzt ist, dann ist das höchst-

mögliche Verdichtungsverhältnis anzustreben, sodass bereits durch die Verdichtung pmax erreicht wird. An-

schließend erfolgt eine Gleichdruckverbrennung bei pmax. Ist man aber beim Verdichtungsverhältnis etwa

durch die Klopffestigkeit limitiert, dann ist eine Gleichraumverbrennung vom Verdichtungsenddruck bis zum zulässigen Maximaldruck und anschließend eine Gleichdruckverbrennung anzustreben, siehe im Abbildung 6.12 die Verläufe von 2 auf 2’’ bzw. von 2 auf 3.

Abbildung 6.12: Vergleich von Arbeitsprozessen mit gleicher Wärmezufuhr [5 – S.126 ff.]

Es kann somit gut gesehen werden, dass je nach Aufgabenstellung und Randbedingung (mechanische Gren-zen des Motors), unterschiedliche Verbrennungsabläufe optimal sind. Außerdem ist der Gleichraumprozess, der ohne Randbedingungen optimal wäre, nicht ohne weiteres zu verwirklichen denn er führt zu einem ho-

hen Druckgradienten und damit zu hohen Geräuschemissionen (hoher Druckanstieg dp/d) sowie zu hohen

Stickoxidemissionen (Tmax hoch).

6.2 Vollkommener Motor Perfect Engine

Nach DIN 1940 ist der vollkommene Motor wie folgt definiert:

„Ein dem wirklichen Motor geometrisch gleicher Motor, der folgende Eigenschaften besitzt:

a) reine Ladung (ohne Restgase)

b) gleiches Luftverhältnis wie der wirkliche Motor

c) vollständige Verbrennung

d) Verbrennungsablauf nach vorgegebener Gesetzmäßigkeit


e) wärmedichte Wandungen

f) keine Strömungs- und Lässigkeitsverluste

g) ohne Ladungswechsel arbeitend

Der Kreisprozess des vollkommenen Motors wird mit idealen Gasen, jedoch mit temperaturabhängigen spezifischen Wärmekapazitäten berechnet.“

Der Idealprozess des vollkommenen Motors ist ein Maß dafür, welche Arbeit in einem bestimmten Motor bei einem gegebenen Luftverhältnis verrichtet werden könnte. Während die Bedingungen d) bis g) bereits für den vereinfachten Vergleichsprozess bestanden, lassen sich die Voraussetzungen a) bis c), also reine Ladung, gleiches Luftverhältnis wie der wirkliche Motor und vollständige Verbrennung im folgenden Satz zusammenfassen.

Ladung wird als Gemisch idealer Gase unter Berücksichtigung der Temperaturabhängigkeit der kalori-schen Stoffgrößen angenommen.

Die genaue Berechnung des vollkommenen Motors erfordert also die Berücksichtigung der tatsächlichen Stoffeigenschaften des Arbeitsgases. Dabei muss in gewissen Bereichen die Dissoziation (siehe Kapitel 8.1) aufgrund des chemischen Gleichgewichtes berücksichtigt werden. Damit wird eine analytische Lösung un-

möglich und die Berechnung hat numerisch zu erfolgen.

Berechnungsergebnisse für den vollkommenen Motor

Nachfolgend sollen als Beispiele die Ergebnisse der genauen Berechnung für den vollkommenen Motor dar-

gestellt werden. Abbildung 6.13 zeigt die Wirkungsgrade im Vergleich für den gemisch- und luftansaugen-den Motor:

▪ Bei der Betrachtung des Ladungswechsels sieht man, dass der Unterschied zwischen den beiden Ge-mischarten nicht sehr groß ist. Das lässt sich mit dem geringen Kraftstoffanteil im Gemisch erklären, der auch die Stoffgrößen nicht wesentlich verändert.

▪ Im rechten Diagramm wird der Wirkungsgradunterschied bei Gleichraum- und Gleichdruckverbren-nung bei Gemischansaugung dargestellt. Bei hohem Lambda und entsprechend niedriger Wärmezu-fuhr ist der Unterschied nur klein. Er steigt bei kleiner werdendem Lambda, wobei der Unterschied bei niedrigem Verdichtungsverhältnis größer wird.

Abbildung 6.13: Vergleich der Wirkungsgrad des vollkommenen Motors; [5 – S.138 ff.]

Aus diesem Grund schlug Rudolf Diesel einen Motor mit hohem Verdichtungsverhältnis , hohem Luftverhält-

nis und Gleichdruckverbrennung vor. In der Literatur wird deshalb fallweise der Gleichdruckprozess Diesel-prozess und der Gleichraumprozess Ottoprozess genannt. Das heißt, nochmals zusammengefasst, bei hohem Verdichtungsverhältnis (Epsilon) und hohem Luftverhältnis (Lambda) werden die Nachteile des Gleichdruck-prozesses nahezu egalisiert.


Dissoziationseinfluss

Abschließend soll der Einfluss der Dissoziation kurz dargestellt werden: Mit zunehmender Temperatur zerfal-len die meisten mehratomigen Gase in einfachere Bestandteile und bei sehr hohen Temperaturen in Atome. Beispielsweise gelten folgende Verhältnisse bei Atmosphärendruck:

Gas Temperatur in °K Zerfallsprodukte Zu %

CO2 2 000 CO, O2 1.5

3500 CO, O2 86

O2 2 000 O (atomar) 0.04

4 000 O (atomar) 61

Bei einer Temperaturerhöhung mit gleichzeitiger Dissoziation ist nicht nur die zur Erwärmung des Gases, son-dern gleichzeitig auch die zur Dissoziation erforderliche Wärmemenge aufzuwenden. Der Einfluss der Disso-

ziation ist in der Nähe des stöchiometrischen Luftverhältnisses am größten, siehe Abbildung 6.14.

Abbildung 6.14: Wirkungsgrade des vollkommenen Ottomotors Einfluss der Dissoziation; [F.A.F. Schmid]

Exergiebilanz des vollkommenen Motors

Ähnlich der Betrachtung der Exergien in der allgemeinen Thermodynamik etwa bei Strömungsvorgängen kann diese Betrachtung auch für den vollkommenen Motor angewendet werden. Sie ist allerdings zur Erfas-sung der thermodynamischen Arbeitsprozesse nicht unbedingt erforderlich, wie sich gezeigt hat. Sie ist ziem-

lich aufwändig, da die Systemgrenzen zwischen dem geschlossenen System des Arbeitszylinders und den offenen Systemen der Ansaug- und Abgasleitung berücksichtigt werden müssen. Noch komplizierter werden die Verhältnisse bei aufgeladenen Motoren.

Trotzdem sind die Exergiebetrachtungen nützlich weil sie einen grundsätzlichen Einblick in die thermodyna-mischen Verluste geben. Es sollen daher im Nachfolgenden einige Exergiebetrachtungen als Beispiel ange-stellt werden. Abbildung 6.15 zeigt die Exergiebilanz und die Exergieverluste des vollkommenen Motors für den Gleichraumprozess. Die Exergie des Brennstoffes entspricht annähernd der zugeführten Wärme die als Fläche a-2-3-b im T-s-Diagramm ersichtlich ist. Die abgegebene Exergie entspricht der Arbeit, die als einge-schlossene Fläche 1-2-3-5 im p-v- und T-s-Diagramm abgelesen werden kann. Der Exergieverlust entspricht annähernd der abgegebenen Wärme (Fläche a-1-5-b), falls diese nicht weiter genutzt wird. Anmerkung: Das ist die so genannte unvollständige Dehnung des Hubkolbenmotors.

Diese Gesamtbilanz der Exergie entspricht weitgehend der energetischen Betrachtung, und der exergetische Gesamtwirkungsgrad entspricht ungefähr dem thermischen Wirkungsgrad des Prozesses.


Abbildung 6.15: Exergiebilanz und –verluste des vollkommenen Motors Gleichraumprozess; [5 – S.152 ff.]

Im p-v-Diagramm sieht man jeweils die Flächen mit I und II, die rechts als Verlustwärme verloren gehen. Die Exergiebilanz bietet allerdings die Möglichkeit einer weiteren Aufgliederung der Verluste für beliebig kleine Elemente des Prozesses.

Abbildung 6.16 und Abbildung 6.17 zeigen ein Exergieflussbild des vollkommenen Motors,

▪ im ersten Fall für den Gleichraumprozess mit Gemischansaugung und

▪ im zweiten Fall für den kombinierten Prozess und Luftansaugung, also einen Dieselmotor.

Aus Abbildung 6.16 für den Ottomotor zeigt sich, dass durch die Verbrennung 19.5% an Exergie des Brenn-stoffes verloren gehen, mit dem Abgas gehen weitere 36.3% verloren, 7.4% werden über Verdichtung von Expansionsarbeit im Kreis geführt und 44% verbleiben als Nutzarbeit.

Abbildung 6.16: Exergieflussbild des vollkommenen Motors Gleichraumprozess [5 – S.152 ff.]

In Abbildung 6.17 für den Dieselmotor zeigt sich, dass die Verbrennungsverluste höher als beim Ottomotor, aber die Abgasverluste wesentlich niedriger sind, sodass die Nutzarbeit auf 52.8% steigt. Die im Kreis geführ-te Verdichtungs- und Expansionsarbeit ist ebenfalls wesentlich höher.


Abbildung 6.17: Exergieflussbild des vollkommenen Motors [5 – S.152 ff.]

Zusammenfassen ergeben die Exergiebilanzen des vollkommenen Motors folgende wesentliche Punkte:

▪ Die Exergieverluste bei der Verbrennung sind zwar merklich (ca. 20 %). Verglichen mit anderen Wärmekraftmaschinen sind sie aber als Folge der hohen Verbrennungstemperaturen deutlich niedri-ger (Vergleiche etwa Gasturbinen).

▪ Der Exergiegehalt der Abgase ist hoch. Es bestehen also gute Voraussetzungen für eine Nutzung der Abwärme.

▪ Bei der Abgasturboaufladung wird nur ein geringer Teil der Abgasexergie genützt, der größere Teil der durch die Turboladung genützten Energie wird beim Ladungswechsel oder Hochdruckteil in Nutzarbeit verwandelt.

6.3 Realer Motorprozess und Verlustanalyse Real Engine Process and Loss Analysis

Auch mit Methodik des vollkommenen Motors sind noch keine hinreichend genaue Analysen des realen Ar-beitsprozesses möglich. Daher werden für die reale Motorprozessanalyse zwei weitere Ansätze betrachtet:

a) Energiebilanz globale Betrachtungsweise Aufteilung der zugeführten Brennstoffenergie

b) Verlustteilung Berechnung der Einzelverlustanteile Ausgangspunkt ist der Wirkungsgrad des vollkommenen Motors

Bei der Betrachtungsweise nach der Energiebilanz wird nach dem ersten Hauptsatz der Thermodynamik vor-gegangen, wobei je nach Aufgabenstellungen und Festlegung der Systemgrenzen der gesamte Motor oder nur Teilbereiche des Motors, wie etwa der Brennraum, untersucht werden.

Eine detaillierte Auflistung und Quantifizierung der theoretisch vermeidbaren Einzelverluste des Arbeitspro-zesses erlaubt dagegen die Verlustteilung oder Verlustanalyse, die das Verbesserungspotenzial für Teilberei-che der Prozessführung aufzeigt.

Energiebilanz

Entsprechend Abbildung 6.18 wird das System Brennraum betrachtet. Es wird als instationäres, offenes Sys-

tem angesehen. Mit Ansätzen des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik kann so ein Zusammenhang zwi-schen dem Zustand der Zylinderladung und den Enthalpieströmen ermittelt werden. Zur Berechnung des Hochdruckteiles des Arbeitsprozesses wird der Ansatz des so genannten Heizverlaufes, das ist die Änderung der Wärmezufuhr über dem Kurbelwinkel, eingesetzt. Über diese Energiebilanzbetrachtung kann eine Auftei-lung der zugeführten Brennstoffenergie in die einzelnen Nutz- und Verlustenergieströme erfolgen.


Verlustanalyse

Im Gegensatz zu der zuvor beschriebenen Energiebilanz, die nur eine globale Aufteilung der zugeführten Brennstoffenergie in Arbeit, Wandwärme und Abgasenthalpie erlaubt, stellt die Verlustanalyse eine detaillier-te Auflistung und Quantifizierung der theoretisch vermeidbaren Einzelverluste dar. So bewirkt etwa ein ver-schleppter Brennverlauf in der Energiebilanz eine niedrigerer Nutzleistung und eine Erhöhung der Abgasent-halpie, in der Verlustanalyse kann er jedoch als Verbrennungsverlust quantifiziert werden; [5 – S.350 ff.].

Abbildung 6.18: System Brennraum; [5 – S.158]

Als Maß für die Annäherung an das Ideal stellt der Gütegrad ηg, nach DIN 1940 das Verhältnis von innerem

Wirkungsgrad e zum Wirkungsgrad des vollkommenen Motors v, dar.

Formel 6.46

Der Gütegrad umfasst alle Verluste, die der wirkliche Arbeitsprozess gegenüber dem vollkommenen Motor aufweist und stellt das relevante Maß dar, um die Güte eines Motorprozesses relativ zum Idealprozess zu quantifizieren. In der Verlustanalyse wird der Gütegrad in eine Reihe von Einzelverlusten unterteilt, die eine Beurteilung von Teilbereichen der Prozessführung erlauben. Für eine Darstellung ist eine Aufteilung der Ver-luste in eine additive Kette von Einzelverlusten, wie folgt, vorteilhaft:

Formel 6.47

Es bedeuten: i … innerer (indizierter) Wirkungsgrad

v … Wirkungsgrad des vollkommenen Motors

rL … reale Ladung (Einfluss des Ladungszustandes)

uV … Verluste durch unvollkommene Verbrennung (Umsetzungsverlust)

rV … Verluste durch nicht idealen Brennverlauf (Verbrennungsverlust)

Ww … Wandwärmeverluste

Leck … Leckageverluste

Ü … Überströmverluste

LW … Ladungswechselverluste


Im Regelfall wird eine so ausführliche Aufteilung in Einzelverluste nicht durchgeführt, sondern diese in Grup-pen zusammengefasst. Die Hauptproblematik der Berechnung liegt in der Verfügbarkeit von Kennzahlen und Faktoren (empirische Werte). Als Beispiel für gerechnete Motoren und um einen Eindruck von der Größe der einzelnen Verluste zu geben, sind nachfolgenden in Abbildung 6.19, Abbildung 6.20 und Abbildung 6.21 diese Verluste im p-v-Diagramm dargestellt.

In der ersten Abbildung 6.19 ist der Verbrennungsverlust der realen Verbrennung im Vergleich zur Gleich-raumverbrennung im Diagramm gut als Flächendifferenz der beiden p-v-Schleifen im Hochdruckprozess er-kennbar. Gegenüber der Gleichraumverbrennung, die bei gegebener Energiezufuhr den besten Wirkungs-grad ergibt, ist der wirkliche Verbrennungsablauf erheblich verzögert, thermodynamisch gesehen ungünsti-ger, weil der in Arbeit umwandelbare Anteil der umgesetzten Energie umso kleiner ist, je weiter sich der Kol-ben vom oberen Totpunkt entfernt. Siehe auch später bei verschleppter Verbrennung mit zu später Lage des Verbrennungsschwerpunktes.

Abbildung 6.19: p-V-Diagramm mit und ohne Verbrennungsverluste; [5], [19]

Im nächsten Abbildung 6.20 die Wandwärmeverluste. Die durch den wirklichen Verbrennungsablauf verur-sachten Verluste können beträchtlich sein. Es ist zu beachten, dass die Verbrennungsverluste mit den Wand-wärmeverlusten zusammenhängen. Abbildung 6.20 zeigt die beiden Arbeitsschleifen ohne und mit Wand-wärmeübergang im p-v-Diagramm. Man sieht deutlich die Differenz an Druck bei Wandwärmeverlust.

Abbildung 6.20: p-V-Diagramm mit und ohne Wandwärmeverluste; [5], [19]


Schließlich zeigt Abbildung 6.21 den Verlust durch den realen Ladungswechsel im p-v-Diagramm. Erkenn-bar als Flächendifferenz zwischen Hochdruckarbeit von UT zu UT. Bei idealem Ladungswechsel würde sich keine Verlustfläche ergeben, mit realem Ladungswechsel die grau hinterlegte Fläche.

Abbildung 6.21: p-V-Diagramm mit Ladungswechselverluste; [5], [19]

Ergebnisse der Arbeitsprozessanalyse

Abschließend zeigt Abbildung 6.22 beispielhaft eine gesamte Arbeitsprozessanalyse eines Ottomotors mit Saugrohreinspritzung in mittlerer Drehzahl und als Funktion des effektiven Mitteldruckes, also der Last. Man sieht, bei Volllast sind die geringsten Verluste und der höchste Wirkungsgrad. Je weiter die Last abnimmt,

desto höher sind die Verluste, vor allem die Ladungswechselverluste LW und m, die mechanischen Ver-

luste nehmen dramatisch zu. Beim Dieselmotor ist dies nicht so extrem ausgeprägt, da die Laststeuerung nicht über die Drosselklappe, sondern über die Qualitätsregelung des Lambda erfolgt (Einspritzmenge).

Abbildung 6.22: Arbeitsprozessanalyse Ottomotor mit Saugrohreinspritzung [5 – S.365]

Das analoge Bild für einen Pkw-Dieselmotor mit Direkteinspritzung und Turboaufladung zeigt Abbildung

6.23.

n = 3000 min-1


Abbildung 6.23: Arbeitsprozessanalyse PKW-Dieselmotor mit DI und ATL [5 – S.370]

Bestimmung der Wandwärmeverluste

Der Verlust bzw. der Term in der Energiegleichung dQw/d stellt den Verlauf des Wandwärmeüberganges

dar. Der Wärmestrom vom Arbeitsgas an das Kühlmedium beeinflusst den Druck- und Temperaturverlauf im Zylinder, den Kraftstoffverbrauch, die Schadstoffemissionen, das Energieangebot im Abgas und bestimm-te thermische Belastungen der Bauteile. Für den Arbeitsprozess des Verbrennungsmotors stellt der Wand-wärmeübergang einen erheblichen Verlust dar, dessen Bestimmung seit vielen Jahren zahlreiche Untersu-chungen in der Motorenforschung gelten.

Je nach Betriebszustand des Motors beträgt die Wärme, die dem Arbeitsgas durch die im Allgemeinen not-wendige Kühlung der Bauteile entzogen wird, zwischen etwa 10 und 30% der eingebrachten Kraftstoffener-gie. Die Komplexität der Vorgänge im Brennraum und deren ständige zeitliche und örtliche Veränderlichkeit verhindert eine exakte analytische Beschreibung des Wandwärmeüberganges. Je nach Anwendungszweck ist eine Vielzahl von Wärmeübergangsmodellen in Verwendung. Das prinzipielle Modell des Wärmedurchgan-

ges bzw. -transportes in Verbrennungskraftmaschinen zeigt folgende Abbildung 6.24.

Abbildung 6.24: Wärmetransport in der Verbrennungskraftmaschine; [5 – S.195]

n = 2500 min-1


Gasseitiger Wärmeübergang

Der instationäre gasseitige Wärmeübergang von der Brennraumseite an die Wand erfolgt überwiegend durch erzwungene Konvektion. Zu seiner Beschreibung wird in der Regel der Newtonsche Ansatz herangezogen:

( ( ( [ ( ( ] Formel 6.48

( … gasseitiger Wandwärmestrom

… Oberfläche für den gasseitigen Wandwärmestrom

( … gasseitige Wandwärmestromdichte

( … gasseitiger Wärmeübergangskoeffizient ( … örtlich gemittelte Temperatur des Arbeitsmediums ( … gasseitige Wandoberflächentemperatur

Ansatz nach Woschni

Für die Berechnung des gasseitigen Wandwärmestroms benötigt man ein Modell zu Abschätzung des Wär-meübergangskoeffizienten. Ein Ansatz von 1965, der weite Verbreitung fand und oft modifiziert wurde, stammt von Prof. Gerhard Woschni der TU München. Sein Modell basiert auf dem Vergleich des Wärmeüber-

gangs im Zylinder mit dem eines durchströmten Rohrs.

( Formel 6.49

(

( Formel 6.50

… gasseitiger Wärmeübergangskoeffizient in W/m

2K

… Bohrungsdurchmesser in m

… Druck des Arbeitsgases im Zylinder in bar

… momentan örtlich gemittelte Temperatur des Arbeitsmediums in K … Konstanten

… charakteristische Geschwindigkeit in m/s … mittlere Kolbengeschwindigkeit in m/s … bekannte Temperatur während der Kompression in K … bekanntes Volumen während der Kompression in m

3

… Hubvolumen in m3

… Druck geschleppt in bar

Für die Konstanten gilt:

C1 = 2,28 + (0,308·vu/vKM) für den Hochdruckteil

C1 = 6,18 + (0,417·vu/vKM) für den Ladungswechsel

C2 = 6,22.10-3

gilt für Kammer-Dieselmotoren in m/sK

C2 = 3,24.10-3

gilt für Dieselmotoren mit DI und für Ottomotoren in m/sK

Dabei bezeichnet vu die Drallgeschwindigkeit des Eintrittsdralles in m/s. Für Wandtemperaturen TW über 600

K gilt C2 = 2,3.10-5

(TW - 600) + 0,005.

Der Ansatz von Prof. Woschni erfuhr immer wieder Modifikationen, da sich bei experimentellen Untersuchun-gen Abweichungen zum ursprünglichen Modell zeigten (Varianten des Woschni-Ansatzes stammen von Hu-ber, Hohenberg und Bargende). Heute geht man von Abweichungen bis 50 % zum tatsächlichen Wärme-

übergang aus. Die nächste Abbildung 6.25 zeigt die Ergebnisse verschiedener Ansätze untereinander und mit Messergebnissen, die mit einer Oberflächentemperaturmethode durchgeführt wurden.


Abbildung 6.25: Vergleich der Wandwärmestromdichten beim Ottomotor [5 – S.221]

Wärmeleitung

In den Brennraumwänden erfolgt der Wärmetransport durch Wärmeleitung, die allgemein durch die Fourier-

sche Wärmeleitungsgleichung beschrieben wird.

(

)

Formel 6.51

… Wandtemperatur … je Raum und Zeiteinheit entwickelte Wärmemenge

… spezifische Wärmekapazität des Wandmaterials

… Dichte des Wandmaterials … Temperaturleitfähigkeit des Wandmaterials

Kühlmittelseitiger Wärmeübergang

Der kühlmittelseitige Wärmeübergang ist ein stationärer Vorgang und erfolgt primär durch erzwungene Kon-vektion. Bei Wasserkühlung steigt die Temperatur des Kühlmittels in einer dünnen Grenzschicht auf die kühl-

mittelseitige Wandoberflächentemperatur an. Der kühlmittelseitige Wandwärmestrom kann nach dem

Newtonschen Ansatz mit dem örtlich und zeitlich mittleren Wärmeübergangskoeffizienten αK proportional

der Oberfläche AK und der Temperaturdifferenz aus Wandtemperatur und Temperatur des Kühlmediums an-gesetzt werden.

Sch

lep

pb

etr

ieb

be

i 1

50

0 m

in-1

V

ollla

st b

ei 3

00

0 m

in-1


( Formel 6.52

… kühlmittelseitiger Wandwärmestrom

… Oberfläche für den kühlmittelseitigen Wandwärmestrom

… kühlmittelseitige Wandwärmestromdichte

… kühlmittelseitiger Wärmeübergangskoeffizient … örtlich gemittelte Temperatur des Kühlmittels … kühlmittelseitige Wandoberflächentemperatur

Der zeitlich veränderliche Wärmeübergangskoeffizient αG als Funktion des Kurbelwinkels hängt von einer

Reihe von Parametern wie Druck, Temperatur und Strömungsgeschwindigkeit ab. Die Ermittlung dieser Ab-hängigkeit ist schon lange das Ziel verschiedener Forschungsarbeiten, deren Ergebnisse zum Teil erheblich voneinander abweichen. Die vorgeschlagenen phänomenologischen Ansätze können grundsätzlich in di-mensionsbehaftete experimentelle Ansätze und in dimensionslose Ansätze nach der Ähnlichkeitstheorie ein-geteilt werden. Es wird nur der bekannteste Ansatz, der allgemein heute akzeptiert ist, kurz dargestellt.

6.4 Brennverlaufsberechnung Calculation of the Course of Combustion

Idealer Brennverlauf

Die komplexen Vorgänge während der Verbrennung werden in der Motorprozessrechnung voraussetzungs-

gemäß durch die Zufuhr der Brennstoffwärme QB dargestellt. Der zweite Term in der Energiegleichung

dQB/dϕ stellt die als Brennverlauf bezeichnete Ableitung dieser Wärmeeinbringung nach dem Kurbelwinkel

dar. Diese wird direkt zur Kraftstoffmasse angesetzt.

Formel 6.53

Bei der Analyse bestehender Motoren wird der Brennverlauf auf Basis des gemessenen Zylinderdruckverlau-fes berechnet. Der berechnete Verlauf der eingebrachten Brennstoffwärme über dem Kurbelwinkel hängt von den Annahmen bezüglich des Wandwärmeüberganges ab. Diese sind daher mit entsprechenden Unsicher-heiten behaftet.

Für die Prozessoptimierung oder bei Simulationen müssen für die Prozessrechnung Brennverläufe vorgege-ben werden. Diese sind entweder aus der Analyse eines entsprechenden Motors punktweise bekannt, wer-den durch mathematische Funktionen in Form von so genannten Ersatzbrennverläufen angenähert oder mit Hilfe von Modellen zur Verbrennungssimulation direkt berechnet.

Der Brennverlauf ist beeinflusst von der Geometrie des Brennraumes, vom Verbrennungsverfahren, von Mo-torlast, Motordrehzahl, Aufladegrad und Verdichtungsverhältnis. Beginn, Dauer und Gestalt des Brennverlau-fes mit Winkellage und Betrag der maximalen Energieumsetzung haben Auswirkungen auf wichtige Parame-ter wie inneren Wirkungsgrad und Mitteldruck sowie Maximalwerte und Anstieg von Druck und Temperatur. Während der Spitzendruck für die Ermittlung der Bauteilbeanspruchung benötigt wird, ist die Ableitung des Druckverlaufs unter anderem für die Geräuschentwicklung durch die Verbrennung ausschlaggebend. Die Spitzentemperatur bestimmt wesentlich die Entstehung von Stickoxiden.

Bildet man das Verhältnis der bis zu einem Zeitpunkt umgesetzten Brennstoffwärme QB als Funktion des Kur-

belwinkels zur insgesamt eingebrachten Brennstoffwärme QB,ges, erhält man die so genannte Umsetzrate x,

die den Anteil der umgesetzten Energie darstellt. Bei der Berechnung des vollkommenen Motors werden Gleichraumverbrennung (GR-V), Gleichdruckverbrennung (GD-V) oder die kombinierte Verbrennung (GRGD-V) als Idealfälle der Verbrennung angenommen, siehe Abbildung 6.26. Das Bild zeigt die prinzipiellen Ver-läufe von Druck, Brennverlauf und Umsetzrate für diese drei Fälle.

▪ In der Gleichraumverbrennung wird die gesamte Brennstoffenergie im OT umgesetzt, der Brennver-lauf ist ein unendlich dünnes und hohes Rechteck.

▪ Bei der Gleichdruckverbrennung findet ein Teil der Verbrennung im Expansionshub statt, der Brenn-verlauf steigt mit einer leichten Krümmung an, wobei die maximale Wärmefreisetzung erst zum Schluss erreicht wird.

▪ Die kombinierte Verbrennung setzt sich aus je einem Gleichraum-/Gleichdruckanteil zusammen.

Wie bereits in früheren Kapiteln ausgeführt, liefert die Gleichraumverbrennung den besten Wirkungsgrad, der heftige Verbrennungsstoß der Gleichraumverbrennung führt aber auch zu den höchsten Absolutwerten so-


wie Gradienten bei Drücken und Temperaturen und verursacht damit hohe thermische wie mechanische Be-lastungen.

Abbildung 6.26: Vergleich der Wandwärmestromdichten beim Ottomotor [5 – S.175 ff.]

Um möglichst geringe Wandwärmeverluste und Emissionen von Lärm und Stickoxiden zu erhalten, ist eine langsame Verbrennung erstrebenswert. Die thermodynamischen Verluste, die gegenüber der Gleichraum-verbrennung dadurch entstehen, dass die Verbrennung verzögert und nicht im OT stattfindet, werden im Gleichraumgrad der Verbrennung quantifiziert.

Bei der Simulation des Motorprozesses ist die Wärmefreisetzung durch die Verbrennung vorzugeben. Dies kann neben einer punktweisen Vorgabe oder einer direkten Verbrennungssimulation durch so genannte Ersatzbrennverläufe erfolgen, die den Brennverlauf durch mathematische Funktionen annähern. Der am häu-figsten eingesetzte Ersatzbrennverlauf ist der VIBE - Ersatzbrennverlauf.

Vibe-Brennverlauf

Vibe wählte für die Umsetzrate, die er als Durchbrennfunktion x bezeichnet, den Ansatz

[ (

)

]

Formel 6.54

… Formfaktor oder Kennwert der Durchbrennfunktion … Brenndauer ab Brennbeginn

… gesamte Brenndauer

Unter der Festlegung, dass bei Umsetzung von 99,9% der Brennstoffenergie x = 0.999 das Brennende er-

reicht ist (t = tges), erhält man für die Konstante C = -6.908.

Für verschiedene Formfaktoren m zeigt Abbildung 6.27 die Umsetzrate und die Umsetzgeschwindigkeit (entspricht dem Brennverlauf über der relativen Brenndauer). Man erkennt, dass die Energieumsetzung umso später erfolgt, je größer der Formfaktor ist.

Gleichraumverbrennung

Gleichdruckverbrennung

kombinierte Verbrennung

Gleichraumverbrennung

Gleichdruckverbrennung

kombinierte Verbrennung


Abbildung 6.27: a) Umsetzrate b) Umsetzgeschwindigkeit über relativer Brenndauer; [5 – S.175 ff.]

Für die praktische Anwendung wird die Brenndauer meist in Grad Kurbelwinkel ausgedrückt. Für die Annähe-

rung eines realen Brennverlaufes durch Vibe-Funktionen stehen die drei Parameter Verbrennungsbeginn ϕVB,

Verbrennungsdauer ϕVD und Formfaktor m zur Verfügung.

6.5 Temperaturabhängigkeit der Reaktionsgeschwindigkeit - Arrhenius-Ansatz Temperature Dependence of the Reaction Rate - Arrhenius Approach

Ein wichtiges und typisches Charakteristikum chemischer Reaktionen ist, dass ihre Geschwindigkeitskoeffizien-ten extrem stark und nichtlinear von der Temperatur abhängen. Nach Arrhenius [5 – S.97 f.] kann man diese Temperaturabhängigkeit für viele Reaktionen mit guter Näherung in relativ einfacher Weise durch den so genannten Arrhenius-Ansatz beschreiben.

Formel 6.55

… Aktivierungsenergie in J/kmol … allgemeine Gaskonstante = 8314,3 J/k mol K

… Temperatur in K

… präexponentieller Faktor

Genaue Messungen zeigen eine (im Vergleich zur exponentiellen Abhängigkeit geringe) Temperaturabhän-gigkeit des präexponentiellen Faktors A. Aus der Arrhenius-Gleichung folgt, dass die Temperatur einen au-ßerordentlich starken Einfluss auf den Geschwindigkeitskoeffizienten hat, dieser aber unabhängig von der Konzentration der beteiligten Spezies ist.

Die als Aktivierungsenergie Ea bezeichnete Größe kann als Energieschwelle interpretiert werden, die über-schritten werden muss, damit eine Reaktion stattfinden kann. Reaktionen laufen nur dann ab, wenn die rea-gierenden Moleküle energetisch angeregt sind, z. B. thermisch oder durch vorherigen Zusammenstoß mit

Neutralmolekülen im Gas oder an der Gefäßwand. Trägt man ln k über 1/T auf, siehe Abbildung 6.28, so

erhält man das so genannte Arrhenius-Diagramm, dem die Aktivierungsenergie als Steigung der Geraden zu entnehmen ist.


Abbildung 6.28: Arrhenius-Diagramm; [5 – S.98]

Die Druckabhängigkeit der Geschwindigkeitskoeffizienten ist gegenüber der Temperaturabhängigkeit gering und tritt dann auf, wenn die chemischen Reaktionen zusammengesetzt sind und nicht elementar ablaufen. Bei der Verbrennung von Kohlenwasserstoffen kann die Reaktionsordnung und damit die Geschwindigkeit vom Druck abhängen, was insbesondere beim Zerfall langer Radikale in stabile Spezies und kürzere Radikale der Fall ist; [24].

Katalyse

Die Erfahrung zeigt, dass es möglich ist, durch Zusatz geringer Mengen geeigneter Stoffe die Reaktionsge-schwindigkeit stark zu erhöhen (homogene Katalyse), wenn der die Reaktionsgeschwindigkeit beeinflussende Stoff nach der Reaktion im Wesentlichen unverändert vorliegt, wird er als Katalysator bezeichnet. Die Wir-kungsweise des Katalysators beruht meist darauf, dass er die Aktivierungsenergie herabsetzt indem der Reak-tionsablauf bei gleichen Ausgangs- und Endprodukten über andere Zwischenprodukte erfolgt.

Es gibt aber auch Stoffe, die verzögernd auf den Reaktionsablauf wirken. Man spricht dann von einer negati-ven Katalyse (Inhibition). Diese kann etwa durch Förderung des Kettenabbruches hervorgerufen werden. Das früher dem Treibstoff zugesetzte Blei hat zum Beispiel eine reaktionshemmende Wirkung bei der Verbren-nung von Kohlenwasserstoff (erhöht bekanntlich die Oktanzahl, da die Klopfneigung abnimmt).


7 LADUNGSWECHSEL UND AUFLADUNG CHARGE CYCLE AND CHARGE PROCESS

7.1 Ladungswechsel beim Zwei- und Viertaktmotor Charge Cycle of Two- and Four-Stroke-Engines

Unter Ladungswechsel beim Verbrennungsmotor versteht man ganz allgemein das Füllen des Brennraumes mit Frischgemisch, sowie das Ausstoßen des Verbrennungsgases aus dem Brennraum. Dies ist ein zyklischer oder periodischer Vorgang. Pro Arbeitsspiel muss das nahe liegender Weise einmal passieren.

Die Güte des Ladungswechsels ist entscheidend für den erreichbaren Mitteldruck und damit für die Leistung des Motors und beeinflusst ganz wesentlich den Wirkungsgrad. Bei hohen Lasten ist das Ziel eines optimalen Ladungswechsels, die Verbrennungsgase möglichst vollständig aus dem Zylinder zu entfernen und durch Frischladung zu füllen, um hier jeweils für den nächsten Arbeitszyklus beste Bedingungen zu erreichen. Im Teillastgebiet und für verschiedene Zielsetzungen in Richtung Verbrauchs- und Abgassenkung wird gezielt

Abgas im Zylinder belassen, sprich eine gewisse Abgasrückführrate (AGR) angestrebt, um die hier ge-wünschten Effekte zu erzielen (z.B. Stickoxidabsenkung). Außerdem wird beim Einströmen des Frischgases oder Gemisches teilweise bewusst eine Bewegung im Brennraum erzeugt, etwa ein Wirbel oder ein Drall, um die Zündbedingungen zu verbessern (z.B. Dieselmotor mit direkter Einspritzung).

Bei Ottomotoren, vor allem bei Aufladung sowie beim Zweitakt-Ottomotor, muss speziell darauf geachtet werden, dass möglichst wenig Gemisch direkt mit dem Abgas in den Auspufftrakt gelangt, da dadurch der Wirkungsgrad vermindert wird, und vor allem hohe Kohlenwasserstoffemissionen bedingt werden.

7.1.1 Grundlagen

Abbildung 7.1 zeigt die sich einstellenden Massenflüsse beim Ladungswechsel für die Bestimmung der Ladung im Zylinder. Auf der Frischgemischseite strömt die Zylindermasse plus die Spülverluste ein,

auf der Abgasseite der Abgasanteil verbrannt plus die Spülverluste aus. Im Zylinder verbleibt die Masse und ein Restgasanteil .

… Ladungseinsatz: zugeführte Luft-, bzw. Gemischmasse während des Ladungswechsel

… Frischladung: Luft- bzw. Gemischmasse (ohne Restgas) im Zylinder nach Einlassschluss

… Spülverluste: in den Auslass strömender Anteil des Ladungseinsatzes bis Auslassschluss

… Restgas: nach Auslassschluss im Arbeitszylinder verbliebene Verbrennungsgase

… gesamte während des Ladungswechsels abgeführte Abgasmasse ( )

… während des Ladungswechsels abgeführtes Verbrennungsgas

… theoretische Ladung: max. erreichbare Frischladung bei Füllen des geometrischen Hubraumes bezo-gen auf den Umgebungszustand

… theoretische Ladung: max. erreichbare Frischladung bei Füllen des geometrischen Hubraumes bezo-gen auf den Zustand vor dem Einlass

Abbildung 7.1: Massenfluss beim Ladungswechsel; [6 – S.96]


Beim Saugmotor gilt:

Kenngrößen des Ladungswechsels

Der Liefergrad beschreibt den Erfolg eines Ladungswechsels. Je höher, desto besser. Kann über 100 % erreichen, nämlich bei Nachladeeffekten durch Druckschwingungen oder Aufladung.

Der Luftaufwand wird auch Frischgasaufwand genannt. Er unterscheidet sich vom Liefergrad dadurch, dass er den im Zylinder verbleibenden Massenanteil plus die Spülverluste beinhaltet. Da der Mitteldruck di-rekt proportional mit dem Liefergrad zusammenhängt, entscheidet der erreichbare Liefergrad ganz wesent-lich den erreichbaren effektiven Mitteldruck.

Der Spülgrad für den Zweitakter: Beim Zweitaktmotor wird der Ladungswechsel mit dem Luftaufwand und dem Spülgrad beurteilt. Der Spülgrad gibt das Verhältnis von Frischladung zur Gesamtladung (Frischladung und Restgas im Zylinder) an.

Formel 7.1

Der Fanggrad ist das Verhältnis der dem Zylinder zugeführten Frischgasmenge zum Ladungseinsatz.

Formel 7.2

Ladungswechselarbeit

Der Ladungswechsel des Verbrennungsmotors ist durch das Auffüllen (Ansaugen oder Aufladen) und Entlee-

ren (Ausschieben) des Zylinders mit Arbeit verbunden. Daher ist ein strömungsgünstiger Verlauf der An-saug- und Auslasswege notwendig. Querschnitte müssen optimiert (maximiert) und Krümmungen (Umlen-kungen) im Ansaug- und Auslasstrakt auf ein Mindestmaß beschränkt werden. Engstellen sind oft Ein- und

Auslassventile. Aus diesem Grund werden immer mehr Motoren mit mehreren Ein- und Auslassventilen (3-, 4- und sogar 5-Ventiler) pro Zylinder ausgerüstet.

7.1.2 4-Takt-Verfahren

Bei Viertakt-Motoren wird der Ladungswechsel durch Ventile gesteuert. Frühere Ausführungsformen mit Schlitzen haben sich nicht bewährt. Die Ventile öffnen und schließen nicht exakt in den oberen und unteren Totpunkten sondern im Normalfall vor bzw. nach den Totpunkten, um dynamische Effekte im Ansaug- und

Auspuffsystem auszunützen, siehe Abbildung 7.2.

Abbildung 7.2: Ventilerhebungsdiagramm eines Viertaktmotors; [6 – S.98]

Um einen optimalen Ladungswechsel in Bezug auf höchste Füllungswerte (Liefergrade) zu erreichen, sind die

Steuerzeiten umso mehr gegenüber den Totpunkten verschoben je höher die Motordrehzahl ist. Übliche

Steuerzeiten zeigt Tabelle 7.1 auf Seite 82. Durch Phasensteller an den Nockenwellen können bei modernen


Motoren die Steuerzeiten an die jeweilige Motordrehzahl bzw. an die Last angepasst werden (VANOS). Durch die Anzahl und vor allem die Größe der Ventile kann die Füllung und damit Mitteldruck und Leistung speziell im oberen Drehzahlbereich erhöht werden.

Übliche Steuerzeit Ottomotor Dieselmotor Referenz

Einlass öffnet (Eö) 30 (40) – 10 (5) 25 – 0 In °KW vor OT

Einlass schließt (Es) 40 – 60 (80) 30 – 40 (70) In °KW nach UT

Auslass öffnet (Aö) (70) 50 – 40 50 – 40 In °KW vor UT

Auslass schließt (As) 4 – 30 (40) 5 – 30 In °KW nach OT

Tabelle 7.1: Steuerzeiten; [6 – S.98]

Im unteren Drehzahlbereich ist diese Maßnahme weniger wirkungsvoll. Hier sind die Steuerzeiten primär entscheidend. Bei Anordnung von 4 Ventilen pro Zylinder ergibt sich dadurch eine günstigere Brennraum-

form (zentrale Zündkerzenlage bei Otto-Motoren bzw. zentrale Lage der Einspritzdüse bei direkt einspritzen-den Dieselmotoren).

Abbildung 7.3 zeigt ein Zylinder-Volumen-p-V-Diagramm und das zugehörige Druck-Kurbelwinkel-p--

Diagramm für den Viertaktmotor. Die vier Takte sind Ansaugen - Verdichten - Expandieren - Ausschieben. Ansaugen und Ausschieben sind dabei die Ladungswechseltakte, Verdichten und Expandieren sind die Ar-beitstakte.

Abbildung 7.3: Viertaktverfahren – Gasdruckverlauf; [1 – S. 508]

Die Qualität des Ladungswechsels wirkt sich bekanntlich auf folgende Parameter ganz wesentlich aus:

Leistung,

Mitteldruck (Drehmoment),

Kraftstoffverbrauch,

Abgas,

Laufverhalten.

Prinzipiell ist der Ladungswechsel so zu gestalten, dass eine möglichst geringe Arbeit dafür aufgewendet werden muss und so der Kraftstoffverbrauch reduziert werden kann (Ladungswechselverluste). Abbildung

7.4 zeigt den Zylinderdruck beim Ladungswechsel für einen Viertaktmotor. Man sieht die Verluste an Expan-sionsarbeit, an Ladungswechselarbeit und an Kompressionsarbeit.


Abbildung 7.4: Arbeitsverluste eines Viertaktmotors im Ladungswechsel; [5 – S. 357]

7.1.3 2-Takt-Verfahren

Ladungswechsel

Der Ladungswechsel des Zweitaktmotors ist gegenüber dem Viertaktmotor wesentlich komplexer. Prinzip-bedingt erfolgt der Ladungswechsel zwischen den Arbeitstakten Verdichten und Expandieren durch Ausspü-len der Abgase mit dem Frischgas oder über eine externe Spülpumpe (Kompressor). Dadurch steht einerseits ein wesentlich kleinerer Zeitanteil für den Ladungswechsel zur Verfügung und zum anderen muss das in den Zylinder einströmende Frischgas bzw. Frischgemisch das im Zylinder befindliche Abgas verdrängen, oh-

ne sich im Idealfall zu vermischen bzw. direkt in den Auspufftrakt zu gelangen. Dieser Vorgang wird als Spü-

lung bezeichnet und es gibt dafür eine Reihe von Verfahren: Umkehrspülung, Gleichstromspülung, Längs-spülung oder Schleifenspülung.

Abbildung 7.5 zeigt den Gasdruckverlauf im p-v-Diagramm und im p--Diagramm für den Zweitakt-Hubkolbenmotor. Die Bezeichnungen entsprechen denen des Viertaktmotors. Man sieht, dass während zweier Umdrehungen der Kurbelwelle, also 720 °KW, hier zwei Arbeitstakte auftreten im Vergleich zum Vier-taktverfahren. Im p-v-Diagramm des Zweitaktmotors zeigen sich während des Ladungswechsels die komple-xen Verhältnisse des Druckverlaufes. Ab Öffnung des Auslassen (Aö) sinkt der Druck im Zylinder sehr stark ab, bleibt dann auf einem sehr tiefen Niveau und steigt erst wieder ab dem Schließen des Auslasses (As) an.

Während dieser relativ kurzen Zeit erfolgt der Ladungswechsel.

Abbildung 7.5: Zweitaktverfahren - Gasdruckverlauf; [1 – S. 508]

Um Kraftstoffverluste zu vermeiden, wird bei modernen Verfahren zur Zweitaktspülung das Abgas durch rei-

ne Frischluft ausgespült und erst später Kraftstoff eingespritzt (Direkteinspritzung). Die Steuerung erfolgt durch Ein- und Auslassschlitze oder durch Ventile. Ein Arbeitsspiel besteht aus zwei Takten: Verdichten der


Ladung - Expandieren nach der Zündung und Ausblasen. Abbildung 7.6 zeigt im Detail das Arbeitsprinzip eines Zweitaktmotors mit Kurbelgehäuse, Spülung und Schlitzsteuerung, also den gängigsten Zweitaktmotor.

Abbildung 7.6: Arbeitsprinzip eines Zweitaktmotors mit Kurbelgehäusespülung und Schlitzsteuerung

Die kurze Beschreibung der Abfolge:

1 -

- 2

Erster Teil der Abwärtsbewegung

Oberhalb des Kolbens läuft die Verbrennung des Gemisches, der eigentlichen vier Arbeitstakte ab. Unterhalb des Kolbens, also im Kurbelgehäuse beginnt ab dem Verschließen des Einlassschlit-zes E durch den Kolbenschacht die Vorverdichtung des Frischgemisches.

2 -

- 3

Zweiter Teil der Abwärtsbewegung

Oberhalb des Kolbens strömen nach der Freigabe des Auslassschlitzes A die noch unter Über-druck stehenden Verbrennungsgase in den Auspuff. Unterhalb des Kolbens wird bis zum Öffnen der Überströmschlitze Ü die Vorverdichtung fortgesetzt.

3

Im Bereich des unteren Totpunktes

Nach der Freigabe der Überströmschlitze Ü beginnt der Spülvorgang. Dabei strömt das vorver-dichtete Frischgemisch aus dem Kurbelgehäuse durch die Überströmkanäle in den Arbeitszylinder.

3 -

- 4

Aufwärtsbewegung des Kolbens

Oberhalb des Kolbens wird das Frischgemisch nach dem Verschließen der Überström- und Aus-lassschlitze verdichtet, kurz vor OT erfolgt die Zündung. Unterhalb des Kolbens entsteht nach dem Verschließen der Überströmschlitze ein Unterdruck. Nach dem Öffnen des Einlassschlitzes beginnt der nächste Ansaugvorgang, indem frisches Gemisch durch den erzeugten Unterdruck in das Kurbelgehäuse gesaugt wird.

Schmierung

Die Schmierung von Zweitaktmotoren wird an dieser Stelle behandelt, da sie mit dem Ladungswechsel in Zusammenhang steht. Zweitaktmotoren mit der einfachen Kurbelgehäusespülung können nicht wie der

Viertaktmotor mit einer Druckumlaufschmierung ausgerüstet werden. Da bei einer derartigen Anordnung das Schmieröl von der Ladung mit in den Brennraum genommen würde. Stattdessen benötigen sie eine Fri-schölschmierung, die im einfachsten Fall in Form einer Gemischschmierung durch Beimischung von Öl zum Kraftstoff in einem gewissen Mischungsverhältnis erfolgt (beispielsweise 1:25 oder 1:50).

Neue, aufwändigere Motoren mischen entweder das Öl dem Kraftstoff selber zu, oder verfügen über eine

Direktschmierung der einzelnen Lagerstellen. Bei diesen Konzepten kann die Ölmenge selbständig an den Betriebszustand angepasst werden, was im unteren Lastbereich oder Leerlauf wesentlich günstiger ist, was Ölverbrauch und vor allem Umweltbelastung betrifft.


Bauarten

Da die Spülung beim Zweitaktmotor eine bestimmende Größe ist, die die Eigenschaften und die Güte des gesamten Motors im Sinne von Leistungsverhalten, Verbrauch und Abgasemissionen definiert, gab und gibt es im Laufe der Entwicklung des Zweitaktmotors eine Reihe von Konzepten, um diese Spülung zu ver-

bessern und im Idealfall die Qualität des Viertaktmotors zu erreichen oder sogar zu übertreffen. Die man-

gelnde Spülqualität ist es aber auch, die bis heute den Zweitaktmotor daran hindert, die Verbreitung als Fahrzeugantriebsmotor zu finden. Der Zweitaktmotor findet heute vornehmlich Anwendung im Großmo-torenbau (Schiffsdiesel) und bei Kleingeräte (kraftstoffbetriebene Arbeits- und Gartengeräte).

Im Nachfolgenden die wesentlichen Spülkonzepte:

▪ Kurbelgehäusespülung: ist die übliche, in der vorigen Funktion beschriebene Standardbauart, bei der das Gemisch zunächst im Kurbelgehäuse vorverdichtet wird.

▪ Gebläsespülung: hier wird ein externes Gebläse (Kompressor zur Erzeugung des für den Spülvorgang erforderlichen Druckgefälles) eingesetzt. Dadurch wird der Spülwirkungsgrad deutlich verbessert.

Voraussetzung ist allerdings eine Direkteinspritzung, da sonst zu viel Kraftstoff in den Auspuff gelangen

würde. Ein weiterer Vorteil liegt hier in der Möglichkeit, den Motor mit einer Druckumlaufschmierung auszu-

statten, da das Kurbelgehäuse nicht mehr von der Ladung durchströmt wird. Dieses Konzept war vor eini-

gen Jahren als mögliche alternative Antriebslösung für Fahrzeuge im Gespräch.

Als letzte und bekannteste Unterscheidung der Zweitaktkonzepte, die Unterscheidung nach der Spülart:

a) Die Querspülung: Der Spülstrom geht zunächst hinauf zum Zylinderkopf und von dort zu dem den

Spülschlitzen gegenüberliegenden Auslassschlitz. Um zu verhindern, dass durch eine Kurzschluss-

strömung ein Teil des Frischgemisches direkt in den Auspuffkanal gelangt, muss der Spülstrom ent-weder durch einen schräg mündenden Überströmkanal oder durch eine mit einer Nase versehenen Kolben aufgerichtet werden, siehe Abbildung 7.7.

b) Die Umkehrspülung: etwa das Schnürle-Umkehrspülkonzept mit schräg angeordneten Überströmka-nälen ist weit verbreitet. Der Spülstrom fließt von den Spülschlitzen ausgehend links und rechts tan-gential zum Zylinderkopf. Der Vorteil der Umkehrspülung ist die gute Führung entlang der Zylinder-wände.

c) Die Gleichstromspülung nach Abbildung 7.7 rechts unten: Hier handelt es sich um Zweitaktmotoren mit Auslassventilen. Daher braucht der Spülstrom nicht in der Richtung umgekehrt werden, sondern fließt von den Spülschlitzen geradewegs auf das im Zylinderkopf sitzende Auslassventil zu. Dieses Spülkonzept ist qualitativ das Beste und ein sehr gleichmäßiges, gutes Ausspülen kann stattfinden. Allerdings ist der Aufwand aufgrund des eigenen Auslassventils und der Ventilsteuerung größer. Es sind für Gleichstrom oder längs gespülte Motoren im Allgemeinen langhubige Motoren besser ge-eignet. Dieses Konzept wird auch für Großmotoren angewendet.

Abbildung 7.7: Spülarten bei Zweitaktmotoren; [Quelle: URLAUB]


Vergleich von Zwei- und Viertaktmotoren

Die grundsätzliche Entscheidung für einen Zwei- oder Viertaktmotor wurde in der Automobilgeschichte im-mer wieder gestellt. Nachfolgend die wesentlichen Pro und Kontras für Zweitaktmotoren gegenüber Vier-taktmotoren – zunächst die Vorteile des Zweitakters:

▪ Der Zweitaktmotor mit Umkehrspülung und Kurbelkastenspülladung ist ein kompakter, leichter und

einfacher Motor, der aufgrund der entfallenen Ventilsteuerung sehr kostengünstig herzustellen ist. ▪ Aus der doppelten Anzahl von Arbeitstakten folgt eine relative hohe spezifische Leistung.

▪ Er besitzt eine niedrigere Verlustleistung wegen der geringen Anzahl von bewegten Teilen und der höheren Arbeitstaktanzahl.

▪ Weiter stößt er relative niedrige NOX-Emissionen wegen der hohen Restgasgehalte und relativ nied-rigen Mitteldrücke aus.

Diese Vorteile werden aber durch eine Reihe von Nachteilen kompensiert. Das sind:

▪ Hohe Spülverluste, dadurch hoher Kraftstoffverbrauch und sehr hohe (zum Teil extrem hohe) HC-

Emissionen bis zum Faktor 10 und darüber im Vergleich zum 4-Taktmotor.

▪ Ein hoher Restgasanteil führt vor allem im Leerlauf und im unteren Lastbereich zu einem sehr unrun-

den Motorlauf, da es immer wieder zu Fehlzündungen und Aussetzern kommt aufgrund von Rest-

gasnestern um die Zündkerze. ▪ Aufgrund der Spülverluste des Restgasgehaltes und der eingeschränkten Variationsmöglichkeit der

Steuerzeiten sind die erreichbaren Mitteldrücke wesentlich niedriger als bei Viertaktmotoren, wodurch ein Teil des prinzipbedingten Leistungsvorteils zum Viertaktmotor wieder ausgeglichen wird. Im Rennsportbereich können hier Verbesserungen durch Drehschiebermembraneinlasssteue-rungen und durch eine Optimierung auf einen sehr engen Drehzahlbereich erreicht werden. Das ist allerdings für Alltagsmotoren nicht gut möglich.

▪ Die Art der Schmierung führt zu einem wesentlich höheren Ölverbrauch und damit zu einer ver-

stärkten Umweltbelastung (Emissionen und Geruch).

Heutige Einsatzgebiete der Zweitaktmotoren sind vor allem dort, wo niedrige Leistungsgewichte gefordert sind, etwa Moped, Kleinmotoren, Rasenmäher, Motorsägen, Außenbordmotoren, oder dort wo hohe spezifi-sche Leistungen im Rennsport verlangt werden, wobei aber auf niedrigen Verbrauch und geringe Schadstof-femissionen verzichtet wird. Aus heutiger Sicht hat der Zweitaktmotor bei Kraftfahrzeugen kaum eine Chance, da die Emissionslimits nicht sinnvoll erreicht werden können.

Zweitakt-Dieselmotoren

Ein gewisser Reiz und eine immer wiederkehrender Ansatz ist es, Zweitakt-Dieselmotoren zu verwenden, da hier die Problematik der Spülverluste mit hohen HC-Emissionen auf Grund der Kraftstoffeinspritzung nicht gegeben ist. Es gab und gibt im Nutzfahrzeugbereich zahlreiche Anwendungen, etwa große Lkws oder Lo-komotiven und Schiffsantriebe. Ein Problem, das sich bei Langzeitbetrieb ergibt, ist das Verkoken der Über-strömkanäle und damit eine geringere Lebensdauer, sowie die ungleiche Temperaturverteilung über die Zylinderwand aufgrund der Kühlung in den Spülschlitzen.

Demgegenüber sind Großdiesel Schiffsmotoren mit 2-Taktbetrieb, Längsspülung und Kreuzkopfmotoren der tan der Technik. Allerdings gelten hier andere Randbedingungen (Drehzahl, Aufwand für Spülung, Schmie-rung etc.).

7.2 Aufladung Charge Process

7.2.1 Grundlagen und Kenngrößen

Bei der Aufladung wird die Ladung (Luft- oder Gemisch) vor dem Einbringen in den Zylinder verdichtet. Auf

diese Weise kann bei gleichen Luftverhältnissen mehr Kraftstoff zugeführt und ein höherer Mitteldruck er-reicht werden. Dementsprechend dient die Aufladung primär der Erhöhung von Drehmoment und Leistung. Ausgehend von den Formeln für die indizierte Motorleistung und des effektiven/indizierten Mitteldrucks gilt:

Pi = pi · Vh · z · n · i mit pi = λa HG ηi Formel 7.3

pi … indizierter Mitteldruck Vh … Hubraum je Zylinder z … Zylinderzahl n … Drehzahl

i … Arbeitszyklen pro Umdrehung HG … Heizwert λa … Lieferaufwand ηi … indizierter Wirkungsgrad

Die Aufladung war ursprünglich ausschließlich als Verfahren zur Leistungssteigerung gedacht. Sie nimmt

aber zunehmend einen immer größeren Stellenwert ein, wobei Verbrauchs- und Emissionsfragen stärker in den Vordergrund treten. Bei Dieselmotoren können z.B. der Kraftstoffverbrauch sowie die Abgas- und Ge-räuschemissionen merkbar durch Abgasturboaufladung verbessert werden. Die Aufladung kann auf verschie-dene Weise durchgeführt werden:

▪ Bei der mechanischen Aufladung wird der Verdichter mechanisch von der Kurbelwelle angetrieben. Energetisch vorteilhaft ist die heute überwiegend eingesetzte

▪ Abgasturboaufladung, bei welcher der Verdichter von einer Turbine angetrieben wird, welche die Abgasenergie des Motors ausnützt.

Beide Varianten können ohne und mit Rückkühlung der Zylinderladung ausgeführt werden. Für den Grad der Aufladung gibt es verschiedene Definitionen (Erhöhung der Ladungsdichte, des Mitteldruckes oder der

Leistung). Hier wird der Aufladegrad als Erhöhung der Ladungsdichte definiert, welcher bei gleich bleiben-dem Luftverhältnis und Wirkungsgrad der Steigerung des Mitteldruckes und des Drehmoments entspricht. Der Aufladegrad ist praktisch der Druck im Saugrohr vor den Einlassventilen bzw. –schlitzen. Man unterschei-det zwischen den

a) Fremdaufladeverfahren und den b) Selbstaufladeverfahren entsprechend Abbildung 7.8.

Unter den Begriff Fremdaufladung fallen der extern angetriebene Ladeluftverdichter bei Einzylinderver-

suchsmotoren und das Spülgebläse bei großen Zweitaktmotoren. Die Selbstaufladung lässt sich unterteilen in die so genannte

a) Resonanz- oder Schwingaufladung: Dabei werden Rohrschwingungen ausgenützt.

b) Mechanische Aufladung: Ein am Motor angebrachter Kompressor wird mechanisch angetrieben.

c) Abgasturboaufladung (ATL): Dabei wird ein Ladeluftverdichter unter Ausnützung der Abgasenergie mittels einer Abgasturbine angetrieben, d.h. der Hubkolbenmotor ist mit der Strömungsmaschine le-diglich thermodynamisch gekoppelt.

Abbildung 7.8: Einteilung der Aufladeverfahren; [25 – S. 36]

7.2.2 Mechanische Aufladung

Abbildung 7.9 zeigt das Schema der mechanischen Aufladung ohne Rückkühlung. Dabei wird die Ladung im Verdichter vom Außenzustand 0 auf den Ansaugzustand 1 verdichtet. Als Idealprozess wird eine isentrope Verdichtung von 0 nach 1 angenommen. Die thermodynamisch noch günstigere isotherme Verdichtung wird


wegen der schlechten Kühlmöglichkeit während der Verdichtung nicht in Betracht gezogen. Die nachträgliche Kühlung wird später behandelt.

Abbildung 7.9: Mechanische Aufladung ohne Rückkühlung; [5 – S. 145]

Abbildung 7.10 zeigt das p-v- und T-s-Diagramm dieses idealisierten Prozesses. Daraus ist eine positive La-

dungswechselarbeit ersichtlich, welche allerdings durch die Antriebsarbeit des Verdichters aufgebracht

werden muss. Dabei tritt, wie eine entsprechende Rechnung zeigt, in der Gesamtbilanz ein Verlust auf. Für die isentrope Kompression im Verdichter kann mit guter Näherung konstante spezifische Wärmekapazitäten, also konstantes , angenommen werden. Für die Verdichtung werden durchwegs Drehkolbenkompressoren angewendet, da diese einen passenden Drehzahlbereich und Volumenstrom haben.

Abbildung 7.10: p-v- und T-s-Diagramm bei mechanischer Aufladung ohne Rückkühlung; [5 – S. 145]

7.2.3 Abgasturbo-Aufladung (ATL)

Bei der am häufigsten angewendeten Form der Aufladung, der Abgasturbo-Aufladung (ATL), wird der Ver-

dichter von einer Turbine angetrieben, welche die Abgasenergie ausnützt. Ohne Ladeluftkühlung ergibt sich

damit ein Schema nach Abbildung 7.11.

Abbildung 7.11: Abgasturboaufladung ohne Rückkühlung; [5 – S. 147]

Abbildung 7.12: LKW-Turbolader

Dabei wird isentrope Kompression von 0 nach 1 und isentrope Expansion von 6 nach 7 angenommen. Das

entsprechende p-v- und T-s-Diagramm ist in Abbildung 7.13 dargestellt. Im p-v-Diagramm ist eine positive

Ladungswechselschleife ersichtlich, welche bei der ATL einen echten Gewinn darstellt (teilweise Ausnützung

http://upload.wikimedia.org/wikipedia/commons/f/f6/Turbolader_LKW.jpg


der Abgas-Exergie bzw. der unvollständigen Dehnung im Motor). Für die Verdichterarbeit gelten die Betrach-tungen analog der mechanischen Aufladung.

Abbildung 7.13: p-v- und T-s-Diagramm bei Abgasturboaufladung ohne Rückkühlung; [5 – S. 147]

Es werden durchwegs sehr kompakt bauende Turbomaschinen mit hohen Drehzahlen angewendet, wodurch das Bauvolumen und das Gewicht sich günstig auswirken. Die hohen Drehzahlen und Temperaturen der Turbolader bringen aber auch zusätzliche Herausforderungen im Bereich der Lagerung und Schmierung mit sich.

Abbildung 7.14: Abgasturboaufladung mit Rückkühlung; [5 – S. 147]

Mit Ladeluftkühlung (Intercooler) ergibt sich ein Schema nach Abbildung 7.14. Es wird Rückkühlung bis auf

die Anfangstemperatur T1 = T0 angenommen. Das entsprechende p-v- und T-s-Diagramm ist in Abbildung

7.15 dargestellt. Für den Verdichter gelten wieder die Gleichungen wie bei der mechanischen Aufladung.

Abbildung 7.15: p-v- und T-s-Diagramm bei Abgasturboaufladung mit Rückkühlung; [5 – S. 147]

Stau- und Stoßaufladung

Hinsichtlich der Nutzung der Abgasenergie wird zwischen zwei Varianten unterschieden, zwischen denen es auch Kombinationen gibt:


▪ Bei der Stauaufladung werden in einem relativ großvolumigen Abgassystem die Druck- und Ge-schwindigkeitsstöße der einzelnen Zylinder ausgeglichen, sodass die Turbine mit einem Gasstrom vom konstanten Zustand beaufschlagt wird. Das bietet vor allem Vorteile bei hohen Aufladegraden.

▪ Bei der Stoßaufladung werden dagegen die Druck- und Geschwindigkeitsimpulse der einzelnen Zy-linder möglichst ausgenützt, sodass die Turbine ungleichmäßig beaufschlagt wird. Zu diesem Zweck ist ein speziell angepasstes kleinvolumiges Auspuffsystem erforderlich. Es sind relativ enge Abgaslei-tungen und möglichst kurze Wege direkt zur Turbine erforderlich, damit diese Abgasenergie genutzt werden kann. Die Turbine wird somit stoßartig beaufschlagt. Um den Ausschiebevorgang der Nach-barzylinder nicht zu beeinträchtigen, dürfen maximal drei Zylinder in einem Strang zusammengefasst werden. Die Stoßaufladung bietet Vorteile bei niedrigen Aufladegraden und im unteren Lastbereich (besseres Instationär-Verhalten).

Abbildung 7.16 zeigt die Stau- und Stoßaufladung im Schema und auf Abbildung 7.17 sind die beiden Auf-ladungsarten im h-s-Diagramm dargestellt. Man sieht sehr gut die wesentlich günstigere Energieausnützung (geringere Entropie-Erhöhung) bei der Stoßaufladung.

Abbildung 7.16: Stau- und Stoßaufladung; [6 – S.103]

Abbildung 7.17: h-s-Diagramm bei Stau- und Stoßaufladung; [25 – S. 43]

7.2.4 Ladedruckregelung und Verdichtungsverhältnis

Bei der Auslegung der passenden Turbinen- und Verdichtergröße und hier insbesondere für den großen Drehzahlbereich eines Verbrennungsmotors (etwa für einen Ottomotor) ergibt sich der Zielkonflikt:

▪ Kleine Lader ergeben gutes Ansprechverhalten und gute Aufladung im unteren Drehzahlbereich.


▪ Große Lader ermöglichen hohe Volumenströme für hohe Drehzahlen, haben dafür aber schlechtes Ansprechverhalten im unteren Drehzahlbereich.

Deshalb ergibt sich meist, dass man einen kleinen Lader auswählt und das zu große Angebot an Abgasener-gie begrenzt, etwa durch folgende Maßnahmen:

▪ Ladeluftabblasung (Ladeluftbegrenzung, Blow-Off-Valve, siehe Abbildung 7.18),

▪ Abgasausblasung (Wastegate, siehe Abbildung 7.18),

▪ Turbine mit verstellbarer Geometrie (VTG-Lader bzw. VNT - Variable Nozzle Turbine) oder

▪ Registeraufladung.

Das verbesserte Ansprechverhalten kleinerer Turbolader ist auch Grund dafür, dass relativ häufig mehrere Lader eingesetzt werden, etwa für jede Zylinderbank einen. Dieses als Twin- oder Biturbo bezeichnete Kon-

zept findet man sowohl bei Motoren in Kraft- wie auch in solchen in Nutzfahrzeugen (Abbildung 7.18).

Abbildung 7.18: Schema einer Twin-Turboaufladung

Beim Ottomotor muss außerdem noch die vergrößerte Klopfneigung berücksichtigt werden, auf die die

Ladedruckregelung abgestimmt werden muss. Aus demselben Grund muss bei Ottomotoren häufig das Ver-dichtungsverhältnis abgesenkt werden. Dadurch ergeben sich aber Wirkungsgradeinbußen im Teillastgebiet.

Bei Dieselmotoren dagegen muss bei Hochaufladung das Verdichtungsverhältnis häufig reduziert werden

um den Spitzendruck in vertretbaren Grenzen zu halten. Ein wesentliches Instrument, um die Problematik Klopfen und Spitzendruck zu entschärfen, ist eine zusätzliche Ladeluftkühlung, deren Auswirkung bereits dargestellt wurde. Sie senkt einerseits deutlich die Klopfneigung und andererseits die Emissionen, da die Spitzendrücke und Temperaturen im Brennraum niedriger werden, deshalb ist eine Entschärfung der Stick-oxidemissionen und der Bauteilbelastung gegeben. Alle modernen Konzepte verwenden heute Ladeluftküh-lung. Übliche Ladedrücke bei aufgeladenen Motoren liegen zwischen 2 bar bei Personenkraftwagen und gegen 4 bar bei Grossdieselmotoren.

Hinweis: Der Effekt der Absenkung der Verdichtungsendtemperatur T2 ist im T-s-Diagramm dargestellt, siehe

etwa Abbildung 7.13 und Abbildung 7.15, einmal ohne und einmal mit Rückkühlung.

7.2.5 Andere Aufladungsverfahren

Neben den beschriebenen bekannten Aufladeverfahren ist noch der so genannte Druckwellenlader (Kom-prex) eine interessante Möglichkeit, bei der Druckwellenenergie des Abgases in einem speziellen rotierenden Zellläufer über gasdynamische Effekte die angesaugte Ladung verdichtet. Er hat Vorteile in Bezug im Instati-onär-Betrieb, ist aber schwieriger anzupassen, teurer und funktioniert genau genommen nur bei einer Dreh-zahl. Deshalb hat er sich bis heute nicht wirklich durchgesetzt. Auf genauere Erläuterungen soll hier nicht eingegangen werden. Ebenso wie auch nicht auf gasdynamische Effekte zur Aufladung. Diese werden in der Vertiefungsvorlesung im Detail behandelt.


8 VERBRENNUNGSTECHNIK UND REAKTIONSKINETIK COMBUSTION PERFORMANCE AND REACTION KINETICS

Dieses Kapitel befasst sich mit den Vorgängen des Verbrennungsprozesses und betrachtet dazu die chemi-schen Vorgänge, die während des Arbeitstakts im Brennraum ablaufen. Zunächst werden einige Begriffe und grundlegende Konzepte definiert; anschließend folgt die Betrachtung der motorischen Verbrennung für Ot-to- und Dieselmotoren.

8.1 Grundlagen Basic Principles

Im Rahmen der Betrachtungen dieses Kapitels versteht man unter der Verbrennung die Reaktion von Kraft-stoff und Zuluft zum Verbrennungsgas. Zufolge der sehr hohen Temperaturen und Arbeitsdrücke im Zylinder während der Verbrennung weichen sowohl Zusammensetzung als auch Stoffgrößen der Verbrennungsgase

von jenen Werten ab, die man aus der Betrachtung der Bruttoreaktionsgleichung erwarten würde. Eine Be-

trachtung des chemischen Gleichgewichts und der Reaktionskinetik ist daher erforderlich.

Dissoziation

Unter der Dissoziation während des Verbrennungsprozesses versteht man den Zerfall von Molekülen in Ato-me und Atomgruppen (Radikale) oberhalb einer Temperatur von ca. 1800° Kelvin. Dabei stellt sich zwischen

den wechselseitigen Zerfalls- und Verbindungsreaktionen ein chemisches Gleichgewicht ein. Die Dissozia-tion ist ein endothermer Prozess, der die Temperatur des Verbrennungsgases absenkt.

CO2 + H2 CO + H2O 2 H2O H2 + 2 OH 2 H2O 2 H2 + O2 2 CO2 2 CO + O2

H2 2 H O2 2 O

Tabelle 8.1: Gleichgewichtsreaktionen des C-H-O-Systems [5 - S. 79]

Unter etwa 1500° Kelvin ist die Reaktionsgeschwindigkeit soweit abgesunken, dass ein Einfrieren der Gleich-gewichtszusammensetzung angenommen wird, das heißt die Zusammensetzung ändert sich bei einer weite-ren Temperaturabsenkung nicht mehr.

Oxidation von Kohlenwasserstoffen

Die Verbrennung einer Kohlenwasserstoffkomponente CxHy könnte formal durch eine Bruttoreaktionsglei-

chung beschrieben werden; [25 – S. 58 f.].

CxHy + (x + y/4) O2 x CO2 + y/2 H2O

Chemische Reaktionen laufen aber im Allgemeinen nicht nach dem Reaktionsschema dieser Bruttoreaktion ab. Tatsächlich läuft die Oxidation von Kohlenwasserstoff über eine Vielzahl von elementaren Aktionen ab. Dies lässt sich am Beispiel der Wasserstoffverbrennung darstellen:

2 H2 + O2 2 H2O

Eine vereinfachte Beschreibung ist über die nachfolgend dargestellten Elementarreaktionen möglich:

Wass

ers

toff

-

Ve

rbre

nn

un

g Dissoziationsprozess H2 2 H

Kettenverzweigungsreaktion H + O2 OH + O

Kettenverzweigungsreaktion O + H2 OH + H

Kettenfortpflanzungsreaktion OH + H2 H + H2O

Die Kohlenwasserstoffverbrennung ist außerordentlich komplex und heute erst in groben Zügen verstan-

den. Sie läuft grob in den folgenden Schritten ab: In einer ersten Reaktionsphase entstehen Kohlenwasser-

stoffperoxyde (ROOH), die durch Dehydrierung in kurzkettige Alkane zerfallen. Durch nachfolgende Reaktio-nen mit den Radikalen H, O und OH (Kettenträger) entstehen zunächst leichte Alkene und Alkadiene und schließlich Aldehyde, wie Formaldehyd HCHO und Acetaldehyd CH3CHO.


Die Bildung der Aldehyde, bei der nur etwa zehn Prozent der insgesamt freigesetzten Wärme entsteht, wird durch das Auftreten einer kalten Flamme begleitet. In der daran anschließenden blauen Flamme werden CO, H2 und H2O und in der letzten Stufe schließlich CO2 und H2O gebildet. Bei der Oxidation der Kohlenwasser-stoffe zu CO werden etwa weitere 30 % und bei Oxidation von CO zu CO2 schließlich die restlichen 60 % der

im Brennstoff gespeicherten thermischen Energie freigesetzt, siehe Abbildung 8.1.

Abbildung 8.1: Zeitlicher Konzentrationsverlauf bei der Kohlenwasserstoffverbrennung; [25 – S. 59]

Die wesentliche Wärmefreisetzung erfolgt also erst am Ende des Reaktionsschemas bei der Oxidation von

CO zu CO2. Abbildung 8.1 beschreibt qualitativ den Verlauf der oben beschriebenen Gruppen und der Tem-

peratur als Funktion über der Zeit. Man erkennt, dass erst mit der Bildung des CO2 die Temperatur deutlich

ansteigt. Es ist zu beachten, dass die Konzentrationen der Spezies nicht maßstäblich dargestellt sind.

Die Reaktionsgeschwindigkeit der Verbrennung hängt wesentlich von lokalen Randbedingungen wie

▪ Temperatur, ▪ Druck und ▪ Zusammensetzung ab.

Insgesamt besteht die Verbrennungsreaktion aus bis zu 1000 Elementarreaktionen. Die analytische Betrach-tung ist daher einerseits aufwändig, andererseits aber auch durch Unsicherheiten behaftet. Man begnügt sich daher mit vereinfachten Ansätzen für die Beschreibung der globalen Reaktionsrate und verwendet dafür Arr-henius-Ansätze wie etwa schon in Kapitel 6.5.

Kettenreaktionen

Wesentliches Merkmal einer Kettenreaktion ist die Bildung eines reaktionsfähigen Zwischenprodukts, das in einem Schritt gebildet wird und in vielen Folgeschritten weiterreagiert. Häufig ist das reaktive Zwischenpro-

dukt ein freies Radikal, also ein Atom- oder Molekülfragment mit einem ungepaarten Elektron. Der Verlauf einer Kettenreaktion lässt sich in fünf Reaktionsarten aufteilen.

1. Beim Kettenstart (Initiierung) werden aus stabilen Molekülen aktive Radikale gebildet, etwa durch Ionisation oder durch thermische Anregung. Diese aktiven Radikale reagieren in Folgereaktion mit anderen Molekülen wobei weitere Radikale gebildet werden.

2. Bleibt dabei die Zahl der Radikale gleich, bezeichnet man die Reaktion als Kettenfortpflanzung.

3. Bilden sich bei einer Folgereaktion neue Radikale, spricht man von einer Kettenverzweigung.

4. Greift ein Radikal ein bereits gebildetes Produkt an, verzögert sich die Produktbildung und der Verlauf der Kettenreaktion wird verlangsamt. Es tritt Inhibierung auf.

5. Kettenabbruch bedeutet, dass reaktive Teilchen zu stabilen Molekülen reagieren, was an den Be-grenzungswänden oder in der Gasphase auftreten kann.

Steigt bei einer Kettenreaktion die Reaktionsgeschwindigkeit immer mehr an, spricht man von einer Explosi-

on. Bei der thermischen Explosion wird die Temperatur des Systems durch exotherme Reaktionen erhöht,

dadurch die Reaktionsgeschwindigkeit gesteigert und so wiederum mehr Wärme freigesetzt. Von der chemi-

schen Explosion spricht man, wenn in einer Kettenverzweigungsreaktion die Anzahl der Radikale zunimmt und die Reaktion dadurch weiter beschleunigt wird. Während bei einer thermischen Zündung eine Tempera-turerhöhung sofort eintritt, beobachtet man bei der chemischen Reaktion, dass die Explosion erst nach einer

so genannten Zündverzugszeit eintritt. Dieses Phänomen ist typisch für Kettenreaktionen. Während der Zündverzugszeit laufen Kettenverzweigungsreaktionen mit der Bildung von Radikalen ab. Die Temperatur des Systems ändert sich jedoch nicht merklich. Die Zündverzugszeit ist wegen der starken Temperaturabhängig-


keit der Reaktionsgeschwindigkeiten stark temperaturabhängig. Kettenreaktionen und Explosionen sind von wesentlicher Bedeutung für Zündprozesse und die Flammenausbreitung bei der motorischen Verbrennung.

Für detailliertere Beschreibungen sei auf die Fachliteratur zur Verbrennungstechnik verwiesen.

Zündgrenzen und Zündbedingungen

Für die Betrachtung von Zündgrenzen und –bedingungen ist es wesentlich, zwischen Selbst- und Fremdzün-dung zu unterscheiden, je nachdem, woher die Aktivierungsenergie für die Verbrennung kommt.

Fremdzündung (induzierte Zündung) Selbstzündung

Bei der Fremdzündung wird ein von sich aus nicht selbst zündendes Gemisch durch eine Zündquelle lokal zum Zünden gebracht. Durch die Einbringung einer Energiemenge die größer oder gleich der Min-destzündenenergie sein muss, wird innerhalb des Zündvolumens lokal die Temperatur so weit erhöht, dass thermische Zündung eintritt.

Bei Ottomotoren wird die Verbrennung durch Fremdzündung eingeleitet. Diese Verfügen zu die-sem Zweck über eine eigene Zündanlage. Die Zünd-energie wird über die Zündkerze (den Zündfunken) in den Brennraum eingebracht.

Bei der Selbstzündung wird die Verbrennung durch die Verdichtung der Frischladung eingeleitet. Dabei steigen die Temperaturen im Brennraum, bis infolge des Erreichens oder Überschreitens der Zündtempe-ratur das Gemisch während seiner Verdichtung ent-flammt wird.

Die Selbstzündung ist charakteristisch für Dieselmo-

toren, die deshalb auch gelegentlich als Selbstzün-dungsmotoren bezeichnet werden. Diese verfügen weder über eine Zündanlage, noch über Zündker-zen.

Die Mindestzündenergie nimmt mit der zu erwärmenden Stoffmenge und deren Wärmekapazität zu und ist somit proportional zum Zündvolumen und dem herrschenden Druck.

Abbildung 8.2: Zündgrenzen in Abhängigkeit der Luftzahl

Als Zündgrenzen bezeichnet man die Grenzwerte des Mischungsverhältnisses, innerhalb der ein Kraftstoff-

Luft-Gemisch zündfähig ist, d. h. entweder Selbst- oder Fremdzündung möglich ist, siehe Abbildung 8.2. Die Zündgrenzen liegen je nach Kraftstoffart mehr oder weniger weit um das stöchiometrische Luftverhältnis (Details siehe Kapitel 5.3.5). Durch besondere Maßnahmen können die Zündgrenzen erweitert werden, wie etwa die magere Zündgrenze bei Ottomotoren durch erhöhte Verdichtung und Turbulenzerzeuger (Kanalab-schaltung etc.) sowie durch Hochenergiezündung.

Flammenausbreitung

Wenn in einem zündfähigen Gemisch an einer Stelle Zündung eingetreten ist, breitet sich die Flammenfront vom Zündvolumen aus, vorausgesetzt die entsprechenden Mischungsvorgänge und Kettenreaktionen laufen genügend rasch ab. Dabei unterscheidet man die Verbrennung nach Form des Gemischs.

Vorgemische Verbrennung Nicht vorgemischte Verbrennung

Das Gemisch aus Brennstoff und Oxidationsmittel (im Allgemeinen die Umgebungsluft) ist weitgehend homogen. Die Flammfront durchläuft den Brennraum weitgehend gleichförmig und die Verbrennung er-folgt oberhalb der Rußgrenze.

Das Gemisch vermischt sich erst während der Ver-brennung, und es treten Gebiete mit reiner Luft und reinem Kraftstoff auf. Dies führt zu einem komplexen Verbrennungsvorgang. Die Verbrennung in kraft-stoffreichen Zonen verursacht Rußbildung.

Im Ottomotor findet grundsätzlich eine vorgemischte Verbrennung statt. Die nicht vorgemischte Verbren-nung ist typisch für den Dieselmotor, kommen aber auch bei dem schichtgeladenen direkt einspritzenden Ottomotor vor. Diese beiden Arten der Flammenausbreitung werden in den Betrachtungen von Otto- und Dieselmotor genauer beschrieben.

Mageres Gemisch Fettes Gemisch

Untere Zündgrenze Obere Zündgrenze

Luftzahl = 1Stöchiometrisches Verhältnis

Luftzahl = 0Luftzahl >>


8.2 Motorische Verbrennung im Ottomotor Motor Combustion for S.I.-Engines

Bei einem konventionellen Ottomotor wird der Brennstoff in der Regel außerhalb des Brennraumes der Luft zugeführt, bei älteren Motoren mittels Vergaser und bei neueren durch Einspritzung des Brennstoffs in den Einlasskanal vor dem Einlassventil.

Vorgemischte Verbrennung

Als Modellvorstellung kann man sich ein an beiden Enden offenes Rohr mit einem in Ruhe befindlichen ho-mogenen Luftkraftstoffgemisch innerhalb der Zündgrenzen vorstellen. Entzündet man dieses an einem Ende, beobachtet man eine geschlossene Flammenfront, die mit einer bestimmten Geschwindigkeit durch das Rohr läuft. Dieser Vorgang wird als

▪ laminare Flammenausbreitung bezeichnet. Die laminare Flammenausbreitungsgeschwindigkeit hängt von Transportprozessen ab, nämlich von der Wärmeleitung und der Diffusion von Radikalen.

▪ Besteht in dem Rohr ein turbulentes Strömungsfeld, wird die Flammenfront räumlich verzerrt und bei

zunehmender Turbulenz schließlich aufgerissen. Man spricht in diesem Fall von turbulenter Flam-

menausbreitung. Für die turbulente Flammenausbreitungsgeschwindigkeit ist neben den laminaren Transportprozessen auch die Turbulenz der Strömung von Bedeutung. Diese beiden Arten der Flam-menausbreitung, die auf Transportprozessen basieren, werden als Deflagration bezeichnet.

Ist das Rohr am gezündeten Ende geschlossen, kann eine Stoßwelle entstehen, deren steile Gradienten von

Druck und Temperatur die Verbrennung als Detonation unterhalten. Tritt eine derartige Verbrennung im

Motor auf, wird dies als Klopfen bezeichnet. Aufgrund ihrer Bedeutung für den Verbrennungsmotor wird die

Detonation (Klopfen) nachfolgend eigens behandelt. Abbildung 8.3 zeigt die drei Arten der Flammenaus-breitung: laminar, turbulent und homogen.

Abbildung 8.3: Arten der Flammenausbreitung; [5 – S. 106]

Laminare Flammenausbreitung

Die laminare Flammengeschwindigkeit vfl der meisten Kohlenwasserstoff-Luftgemische liegt um 40 cm/s. Sie

steigt mit der Temperatur und sinkt mit zunehmendem Druck wie dies in Abbildung 8.4 exemplarisch für eine stöchiometrische Methan-Luft-Mischung dargestellt ist. Die Verläufe der laminaren Flammengeschwin-

digkeiten verschiedener Brennstoffe über dem Luftverhältnis bzw. seinem Kehrwert zeigt Abbildung 8.5.

Abbildung 8.4: Druck- und Flammengeschwindigkeit bei Methan/Luft Mischung; [5 – S. 108]

) laminar ) turbulent ) homogen) laminar ) turbulent ) homogenlaminar turbulent homogen

TU = 298 K

pU = 1 bar


Abbildung 8.5: Laminare Flammengeschwindigkeit über dem Kehrwert des Luftverhältnisses; [5 – S. 109]

In Abbildung 8.6 erkennt man die wesentlich höheren Flammengeschwindigkeiten infolge der Ladungsbe-wegung in Motoren im Vergleich zum ruhenden Medium. Sie nehmen mit Veränderung des Luftverhältnisses zu den Zündgrenzen ab.

Abbildung 8.6: Flammengeschwindigkeit für Benzol und Benzindampf-Luftgemische im Motor

Turbulente Flammenausbreitung

Turbulente Flammen, wie sie in Verbrennungsmotoren auftreten, haben dreidimensionalen und stark instati-onären Charakter, sodass sie einer direkten Berechnung im Allgemeinen kaum zugänglich sind. Deshalb be-dient man sich in Anlehnung an die laminare Flammenausbreitung an Modellen zur Beschreibung der we-

sentlichen wichtigen Eigenschaften. Abbildung 8.7 zeigt ein solches Modell, in dem im so genannten Flame-

let-Modelle angenommen wird, dass sich die turbulente Flammenfront wie ein Ensemble laminarer Flam-menfronten ausbreitet.


Abbildung 8.7: Laminare und turbulente Flammenausbreitung; [5 – S. 109]

Durch die Auffaltung der laminaren Flammenfront mit zunehmender Turbulenz verbreitet sich die Reakti-

onszone. Zusammenfassend kann gesagt werden, dass die Verbrennung bei Auftreten von Turbulenzen in Flammenvorgängen sehr komplex und unübersichtlich wird. Beim Ottomotor mit homogenem Kraftstoff-Luftgemisch entsteht eine turbulente Flammenfront, die sich von der Zündkerzenposition ausbreitet, bis sie die Brennraumwände erreicht. Es ist darauf zu achten, dass das explosionsfähige Gemisch kontrolliert in

einer Deflagration verbrennt und keine Detonation auftritt. Die vorgemischte Verbrennung läuft bei hohen Temperaturen und mit hoher Geschwindigkeit ab und hat den Vorteil, dass sie oberhalb der Rußgrenze weit-

gehend rußfrei ist. Aufgrund dieser Qualitäten gibt es jüngst Bestrebungen, die vorgemischte Verbrennung auch in Dieselmotoren anzuwenden (HCCI: Homogeneous Charge Compression Ignition - siehe später).

Die nachfolgende Abbildung 8.8 zeigt den einen Vergleich der Geschwindigkeit der laminaren Flammen-front SL und der Brenngeschwindigkeit Sb, die als Maß für die turbulente Flammengeschwindigkeit dient, über dem Radius der Flamme. Es zeigt sich, dass Verbrennung für turbulente Flammenfronten sehr viel schneller stattfindet. Die laminare Flammengeschwindigkeit SL ist weitgehend unabhängig vom Flammenradius, wäh-rend die Brenngeschwindigkeit Sb für größere Flammen zunimmt, bis die Flamme die Zylinderwände erreicht.

Abbildung 8.8: Laminare Flammen- und Brenngeschwindigkeit über dem Flammenradius [18]

In Abbildung 8.9 sind die Lagen dieser Flammenfront zu verschiedenen Zeitpunkten beispielhaft für einen modernen Vierventil-Motor mit zentraler Zündkerzenlage dargestellt. Die Abbildung entspricht einer Drauf-sicht auf den Brennraum, wobei die kleine Fläche in der Mitte des Zylinders die Position der Zündkerze kenn-zeichnet. Die beiden großen Kreise die Projektionen der Einlassventile darstellen und die beiden kleineren Kreise die Projektionen der Auslassventile zeigen.

0 10 20 30 40 50 60

0

2

3

6

8

10

Ge

sch

win

dig

keit

in

m/s

Flammenradius in mm

Sb

SL (xr = 0)SL (xr = 0.2)

Sb/SL


Abbildung 8.9: KW-abhängige Lage der Flammenfront bei V4-Motor mit zentraler Zündkerze; [25 – S. 66]

Zündverzug

Löst die Zündanlage den Zündfunken der Kerze aus, erfolgt die Entflammung erst nach einer zeitlichen Ver-

zögerung, dem sogenannten Zündverzug. Dabei ist die Dauer des Verzugs definiert als Zeitspanne zwischen Zündzeitpunkt (Spannungsimpuls) und merkbarem Druckanstieg im Zylinder.

Der Zündverzug hat seine Ursache darin, dass die Reaktionen, die die Verbrennung einleiten, erst ausgelöst werden müssen. Sie beschleunigen sich erst nach einer bestimmten Zeit selbst so stark, dass eine merkbare Verbrennung eintritt. Während des Zündverzuges wird infolge der chemischen Umsetzung innerhalb und an der Oberfläche der Initialflamme Wärme erzeugt. Gleichzeitig wird durch Wärmeleitung, Strahlung und Kon-vektion dem Flammenkern die Energie entzogen. Die überschüssige Energie dient der Entwicklung und Fort-pflanzung des Flammenkerns. Je mehr Energie freigesetzt wurde, desto schneller läuft die Flammenfront bzw. desto größer wird die Flammengeschwindigkeit. Überwiegen die Energieverluste, kommt die Entflam-mung nicht zustande. Die Initialflamme erlischt.

Irreguläre Verbrennung: Klopfen und Glühzündungen

Im vorangegangenen Kapitel wurde eine normale Verbrennung betrachtet, bei der sich die Flamme mit einer Geschwindigkeit von etwa 25 m/s im realen Brennraum bei turbulenten Strömungsvorgängen einigermaßen gleichmäßig über den Brennraum ausbreitet. Dies führt zu einem so genannten weichen Druckverlauf mit

einer Druckanstiegsgeschwindigkeit von maximal 2 bar/°KW. Im Gegensatz dazu treten bei der klopfenden

Verbrennung starke Druckschwankungen im Brennraum auf. Hierbei werden die schon während des Verdich-tungshubes im unverbrannten Gemisch anlaufenden chemischen Vorreaktionen sehr stark beschleunigt. Nach Einleitung der Verbrennung durch den Zündfunken wird das unverbrannte Restgemisch (Endgas) durch die sich ausbreitende Flamme weiter komprimiert und dadurch zusätzlich so weit aufgeheizt, dass die Zünd-grenze überschritten wird und im Endgas schließlich eine spontane Selbstzündung einsetzt, siehe Abbildung

8.10. Diese dann fast isochor ablaufende Verbrennung führt zu steilen Druckgradienten, die sich in Form von Druckwellen im Brennraum ausbreiten und das bekannte klopfende oder klingelnde Geräusch hervorrufen. Im Wesentlichen ist das Klopfen eine Selbstentzündung im noch unverbrannten Ladungsrest, wie Abbildung 8.10 eindeutig zeigt.

Abbildung 8.10: Klopfende Verbrennung schematisch; [25 – S. 71]


Eine weitere Art des unerwünschten oder abnormalen Verbrennungsvorganges im Ottomotor ist die Glüh-zündung. Sie wird ausgelöst durch extrem heiße Zonen der brennraumbegrenzenden Wände, so genannte Hot Spots mit Temperaturen von etwa 1200 K, die deutlich über der selbstzündenden Temperatur liegen (etwa 850 K).

Die häufigsten Hot Spots sind Verbrennungsrückstände, die sich als heiße Schuppen oder Ablagerungen an

den Wänden darstellen. In Abbildung 8.11 ist qualitativ der Druckverlauf bei klopfender Verbrennung skiz-

ziert, wobei der Beginn der klopfenden Verbrennung und der Glühzündung eingezeichnet sind. Die klop-fende Verbrennung kann erst nach Einleitung der Verbrennung durch den Zündfunken auftreten. Die

Glühzündung dagegen bereits vorher.

Abbildung 8.11: Druckverlauf bei klopfender Verbrennung; [25 – S. 71]

Durch die sowohl bei klopfender Verbrennung als auch bei Glühzündung auftretenden Druckwellen kann es

zu mechanischen Materialschäden kommen und durch die erhöhte thermische Belastung auch zu Aus-

schmelzungen am Kolben und am Zylinderkopf, die im Extremfall in kürzester Zeit zum Totalschaden des Motors führen können!

Abbildung 8.12 zeigt ergänzend Druckverläufe bei normaler und klopfender Verbrennung, die durch Vorver-legen des Zündzeitpunktes hervorgerufen wurden. Man sieht deutlich, beginnend bei normaler Verbrennung links im Bild über leicht klopfende Verbrennung durch frühen Zündzeitpunkt bis zu intensive klopfender Ver-brennung reicht das Bild. Bei Erscheinen von Klopfen, wie im rechten Bild dargestellt, muss nach relativ kurzer Zeit mit einem Schaden am Motor gerechnet werden, etwa durch lokale Überhitzungen.

Abbildung 8.12: Verbrennungs-Druckverläufe im Vergleich; [5 – S. 111]


Abbildung 8.13 zeigt die Energieumsetzung bei unterschiedlichen Verbrennungsabläufen. Wesentlichen

Einfluss auf die Klopfneigung hat die Geometrie des Brennraumes. Brennräume mit geringer Klopfneigung haben:

▪ Kurze Flammenwege durch kompakte Gestaltung und durch die zentral angeordnete Zündkerze (beispielsweise Vierventilzylinderköpfe und -brennräume).

▪ Keine heißen Stellen am Ende des Flammenweges durch die Anordnung der Zündkerze in der Nähe des Auslassventils (zentrale Zündkerzenlage wie bei Vierventilmotoren sehr günstig).

▪ Große Strömungsgeschwindigkeiten und damit eine gute Gemischbildung infolge von Drall-, Tumble und Quetschströmungen (Anm.: das sind Umfangs- oder Walzenturbulenzen im Brennraum). Damit wird zum einen die Gemischbildung verbessert und zum anderen die Flammengeschwindigkeit erhöht, wodurch für Vorreaktionen weniger Zeit zur Verfügung steht.

Abbildung 8.13: Energieumsetzung bei der Verbrennung

Das Vermeiden von Klopfen ist einer der Kernaufgaben bei der Auslegung von Hochleistungsmotoren mit günstigem Verbrauch und hohen spezifischen Leistungen. Deshalb ist gerade dem Klopfen ein weites Thema der Forschungstätigkeit gewidmet. Neben den aufgezeigten Maßnahmen ist natürlich der Kraftstoff ein ganz wesentliches Element (siehe Oktanzahl) zur Beeinflussung des Klopfverhaltens.

Technische Maßnahmen wie Antiklopf-Regelung (heute Standard) gehören genauso dazu, aber auch die gute Kühlung des Brennraumes und vieles andere mehr. Auf diese soll hier nicht eingegangen werden, son-dern dies ist vor allem Thema der Vertiefungsvorlesung.

Zyklische Schwankungen

Typisch für die ottomotorische Verbrennung sind die relativ großen Schwankungen des Druckverlaufes von

Arbeitsspiel zu Arbeitsspiel, die so genannten zyklischen Schwankungen. Ein Maß hierfür ist der bereits

früher eingeführte Variationskoeffizient COV als statistische Beurteilung des indizierten Mitteldrucks und

damit der Motorlaufruhe. Die Ursachen der zyklischen Schwankungen sind zeitliche und örtliche Schwan-

kungen im Geschwindigkeitsfeld und in der Gemischzusammensetzung im Brennraum und damit auch im Brennbereich des Zündfunkens der Zündkerze. Diese Faktoren führen zu Schwankungen der Flammenaus-breitung und damit auch zu mehr oder weniger vollständiger Verbrennung. In Abbildung 8.14 sind oben die Auswirkungen der zyklischen Schwankungen bei der Verbrennung von Methanol und unten der Einfluss des Zündwinkels auf den Druckverlauf dargestellt. Der Vergleich der beiden Diagramme zeigt, dass sich die zykli-schen Schwankungen ähnlich wie eine Verstellung des Zündwinkels auswirken.

Die Reduzierung zyklischer Schwankungen bzw. des COV bei der ottomotorischen Verbrennung durch Op-timierung von

▪ Gemischbildung, ▪ Zündung und ▪ Flammenausbreitung

ist ein notwendiges Ziel auch in Hinblick auf die Reduzierung des spezifischen Verbrauchs und der HC-Emissionen. Um im praktischen Motorenversuch eine ausreichende Mittelung zu erreichen, werden üblicher-


weise 50 bis 100 aufeinander folgende Zyklen betrachtet, arithmetisch gemittelt und daraus eine statistische Auswertung für Standardabweichung und Varianz durchgeführt, siehe auch COV-Wert.

Abbildung 8.14: Druckverlauf im Brennraum; [25 – S. 70]

Kontrollierte Selbstzündung (HCCI, CAI)

Es werden gegenwärtig in der Industrie und an Universitäten Forschungsaktivitäten unternommen, die zum

Ziel haben, eine weitgehend homogene Verbrennung von Ottokraftstoff mit Selbstzündung zu erreichen. Aus der klassischen Vorstellung, der Ottomotor sei fremd- und der Dieselmotor sei selbstgezündet, werden damit Brennverfahren entwickelt, die als Kombination beider Verfahren zu verstehen sind.

Bei den Dieselmotoren spricht man von der so genannten homogenen Kompressionszündung (HCCI = Ho-mogeneous Charge Compression Ignition), während man die vom Ottomotor ausgehende Variante oft als

kontrollierte Selbstzündung (CAI = Controlled Auto Ignition) bezeichnet. Beide Verfahren haben das ge-meinsame Ziel, die Verbrennung im Teillastbereich gleichzeitig homogen und mager zu betreiben und dadurch sowohl die Verbrauchswerte als auch die Schadstoffemissionen zu senken. Damit soll es auch ohne Abgasnachbehandlung und Partikelfilter möglich werden, geringste NOX- und Partikelemissionen zu erzielen.


8.3 Motorische Verbrennung im Dieselmotor Motor Combustion for Diesel Engines

Bei der dieselmotorischen Verbrennung wird der Kraftstoff gegen Ende des Kompressionstakts unter hohem Druck eingespritzt. Im Falle einer Dieseldirekteinspritzung gelangt der Kraftstoff in den Hauptbrennraum, bei älteren Motoren wird in die Vor- bzw. Wirbelkammer eingespritzt. Das sich dabei bildende Brennstoffspray verdampft, vermischt sich mit der verdichteten heißen Luft und entzündet sich von selbst. Im Gegensatz zum Ottomotor steht beim Dieselmotor nur eine sehr kurze Zeitspanne für die Gemischbildung zur Verfügung. Eine schnelle Einspritzung und eine möglichst gute Zerstäubung des Brennstoffes sind deshalb Vorausset-zung für eine schnelle und intensive Durchmischung von Brennstoff und Luft.

Gemischbildung

Abbildung 8.15 zeigt die bei der dieselmotorischen Gemischbildung und Verbrennung ablaufenden Teilpro-zesse. Die gezeigten Teilprozesse laufen weitgehend simultan ab und stehen deshalb in Wechselwirkung miteinander. Die Modellierung der dieselmotorischen Verbrennung ist deshalb äußerst komplex.

Abbildung 8.15: Teilprozesse der dieselmotorischen Gemischbildung und Verbrennung; [25 – S. 74]

Charakteristisch für die dieselmotorische Verbrennung ist die heterogene Gemischzusammensetzung. Ob-wohl das mittlere Luftverhältnis weit außerhalb der Zündgrenzen liegt, liegen immer auch Zonen vor, in de-nen das lokale Luftverhältnis zündfähig ist und die Entflammung erfolgt. Wie bereits eingangs erwähnt,

spricht man im Falle einer inhomogenen Gemischzusammensetzung von einer nicht vorgemischten Ver-

brennung. Diese Form der Verbrennung ist in technischen Anwendungen weit verbreitet, weil sie gegenüber der vorgemischen Verbrennung technisch einfacher zu handhaben ist.

Gleichwohl ist die nicht vorgemischte Verbrennung im Motor ein komplexer Vorgang, denn die Gemischauf-bereitung erfolgt im Brennraum selbst, wo sie stark von der Brennraumgeometrie und seinem turbulenten Strömungsfeld beeinflusst wird. Die Vorgänge im Brennraum sind dreidimensional, hochdynamisch und ana-lytisch schwer zu erfassen.

Abbildung 8.16 zeigt die Prinzipdarstellung einer nicht vorgemischten Verbrennung. Bei Einspritzung des

flüssigen Kraftstoffes in das heiße, komprimierte Gas im Brennraum erfolgt zunächst die Zerstäubung in un-

terschiedlich kleine Tropfen. Durch Wärmezufuhr erreicht der Kraftstoff lokal seinen Dampfsättigungsdruck


entsprechend der umgebenden Temperatur. Der Kraftstoffstrahl und die Luft im Brennraum stellen eine

Zweiphasenströmung dar, in der neben der Tröpfchenverdampfung auch Filmverdampfung auftritt, falls der Kraftstoffstrahl auf eine Wand auftrifft.

Abbildung 8.16: Prinzipdarstellung der nicht-vorgemischten Verbrennung; [5 – S. 114]

Der sich bildende Kraftstoffdampf mischt sich mit der umgebenden Luft zu einem brennbaren Kraftstoff-

Luftgemisch. Unabhängig vom Brennstoff liegt die Flammenzone in der Nähe des stöchiometrischen Luft-

verhältnisses. Aus Versuchen geht hervor, dass die Entflammung dabei zwischen den unteren und den obe-ren Werten des Luftverhältnisses, welche die Zündgrenzen darstellen, in kraftstoffreichen Gebieten erfolgt, siehe Abbildung 8.16. Diese verursacht die Rußbildung bei der nicht vorgemischten Verbrennung, obwohl im örtlichen Mittel Luftüberschuss herrscht. Der vorgemischte Teil des eingespritzten Kraftstoffes verbrennt nach dem entsprechenden Zündverzug spontan mit hohem Druckanstieg. Nach dieser, von der Reaktionskinetik bestimmten vorgemischten Verbrennung, folgt die diffusionskontrollierte nicht-vorgemischte Hauptverbren-nung, deren Geschwindigkeit durch die Mischung von Luft und Kraftstoff bestimmt wird.

Als Verbrennungsverfahren bietet die nicht-vorgemischte Verbrennung den Vorteil der Laststeuerung durch

Variation der eingespritzten Kraftstoffmenge (Qualitätssteuerung). Als Nachteil ist die in den fetten Mi-

schungszonen auftretende Rußbildung zu nennen. Direkte Kraftstoffeinspritzung kommt im konventionellen Dieselmotor zur Anwendung, in letzter Zeit auch bei Ottomotoren. Beim Ottomotor kommt es aber auf Grund der rascheren Verdampfung und des längeren Zündverzuges zu geringerer Rußbildung.

Zur Verminderung des Verbrennungsgeräusches und von NOX kann es sinnvoll sein, eine oder mehrere

kleine Voreinspritzmengen vor der eigentlichen Haupteinspritzung vorzusehen, die den Zündverzug der Haupteinspritzmenge verringert und somit die Druckanstiegsgeschwindigkeit der Verbrennung mildert (ge-ringeres Verbrennungsgeräusch).

Der zunächst kompakte Einspritzstrahl weitet sich auf, wobei am Rand Tropfen herausgerissen werden. Beim weiteren Einspritzverlauf zerfällt der Strahl in einzelne Tropfen, die aufgrund der hohen Temperatur ver-dampfen. Abbildung 8.17 zeigt, wie sich Zündzonen und örtliche Luftverhältnisse am Einspritzstrahl bilden. Man erkennt, dass auch beim Dieselmotor die Zündung in einem Luftverhältnisbereich um 1, d.h. bei stöchi-ometrischem Gemisch erfolgt. Allerdings gibt es beim Dieselmotor, im Gegensatz zum Ottomotor, viele

Zündstellen, an denen die Zündung einsetzt.


Abbildung 8.17: Zündzonen am Einspritzstrahl; [1 – S. 259]

Verbrennungsablauf

Der Ablauf der dieselmotorischen Verbrennung lässt sich grob in drei Phasen unterteilen (Abbildung 8.18).

Abbildung 8.18: Förder-, Einspritz- und Brennverlauf im Dieselmotor; [25 – S. 86]

Vo

rge

mis

chte

Ve

rbre

nn

un

g Der während der Zündverzugszeit eingespritzte Kraftstoff bildet mit der verdichteten Luft ein

nahezu homogenes Gemisch. Zum Zündzeitpunkt verbrennt dieses Gemisch sehr rasch (Diesel-

schlag) und verursacht durch den hohen Druckgradienten dp/d zu Beginn der Verbrennung das typische Laufgeräusch der Dieselmotoren. Der Verlauf des anfänglichen Druckanstiegs kann durch den Zeitpunkt der Einspritzung beeinflusst werden (Abbildung 8.19). Der Dieselschlag kann auch dadurch reduziert werden, dass zunächst nur eine geringe Menge Kraftstoff einge-spritzt wird (Voreinspritzung) und erst nach erfolgter Selbstzündung die Haupteinspritzung folgt.


Hau

ptv

er-

bre

nn

un

g Die Gemischbildungsvorgänge dauern während der Hauptverbrennung an und beeinflussen

sowohl den Verbrennungsablauf selbst als auch die Schadstoffbildung entscheidend. In dieser Phase der Verbrennung ist die Reaktionsgeschwindigkeit abhängig vom Verlauf der Gemischbil-dung. Das Ende der Hauptverbrennung ist durch das Erreichen der maximalen Temperatur im Brennraum gekennzeichnet, siehe Abbildung 8.18, Phase 2.

Nach

-

ve

rbre

nn

un

g Gegen Ende der Verbrennung sind Druck und Temperatur in der Flammenfront so weit abge-

sunken, sodass sich die Reaktionsgeschwindigkeit verlangsamt. Neben der zum Ende hin stark abnehmenden Umsetzung von bis dahin unverbranntem Kraftstoff werden während der Nach-verbrennung oft Zwischenprodukte weiteroxidiert, die während der Hauptverbrennung auf-grund von lokalem Sauerstoffmangel entstanden sind. So ist diese letzte Verbrennungsphase insbesondere für die Oxidation des zuvor gebildeten Rußes entscheidend.

Die nachfolgende Abbildung 8.19 zeigt, wie der Druckanstieg durch die Veränderung des Einspritzzeitpunkts beeinflusst wird. Früher Einspritzbeginn verursacht eine harte, später Beginn eine weiche Verbrennung.

Abbildung 8.19: Einspritz- und Brennverlauf bei früher und später Verbrennung; [25 – S. 87]

DIE

NT

NU

R Z

UM

NA

CH

SC

HLA

GEN

Abbildung 8.20 zeigt beispielhaft den Druck und den Brennverlauf bei Voll- und Teillast in einem schnell laufenden Hochleistungsdieselmotor mit relativ später Einspritzung.

Abbildung 8.20: Druck- und Brennverlauf in einem Dieselmotor bei Voll- und Teillast; [25 – S. 88]


9 TRIEBWERKSDYNAMIK ENGINE DYNAMICS

9.1 Gaskräfte Gas Forces

Die momentane Gaskraft FG auf den Kolben ergibt sich zu

Formel 9.1

p ...Gasdruck (Funktion abhängig vom Arbeitsverfahren)

AK ...Kolbenfläche

Die Gaskraft FG kann in die Gleitbahnkraft NG und die Pleuelkraft FSG aufgeteilt werden; siehe Abbildung

9.1. Die Pleuelkraft FSG wirkt am Kurbelzapfen mit der Tangentialkraft FTG und Radialkraft FRG. Daraus folgt für das Antriebsmoment aus der Gaskraft:

Formel 9.2

Abbildung 9.1: Wirkung der Gaskraft am Triebwerk; [3 – S. 171]

Den typischen Gasdrehkraftverlauf für einen 1-Zylinder 4-Takt-Motor zeigt Abbildung 9.2.

Abbildung 9.2: Gas-Drehkraftverlauf eines 4-Takt-Motors; [3 – S. 172]


9.2 Kinematik des Kurbeltriebes Kinematics of the Crank Mechanism

Ausgehend vom Kapitel 4.2 zur Drehzahl und Kolbengeschwindigkeit werden aus den Beziehungen für die Kolbengeschwindigkeit und –beschleunigung die daraus resultierenden Kräfte und Momente abgeleitet.

Der Kurbeltrieb eines Hubkolbenmotors besteht aus dem oszillierenden Kolben, der Pleuelstange, die so-

wohl eine Schwenk- als auch eine translatorische Bewegung ausführt, sowie der rotierenden Kurbelwelle

(siehe Abbildung 9.3).

Abbildung 9.3: Bewegung der Triebswerksteile [2 – S. 48]

Diese Bewegungen rufen Massenträgheitskräfte im Motor hervor, die in den jeweiligen Massenschwerpunk-ten angreifen. Sie werden auf drehende oder oszillierende Bewegung zurückgeführt. Auf eine rotierende

Masse mr wirkt die Zentrifugalkraft Fr.

Formel 9.3

Auf die beschleunigte oszillierende mo Masse wirkt die Kraft Fo.

Formel 9.4

Auf die Masse mit beschleunigter Drehbewegung wirkt das Drehmoment Md,

Formel 9.5

... Massenträgheitsmoment in kg m2

s ... Kolbenweg in m

r ... Kurbelradius in m

wobei die rotierende Bewegung und die oszillierende Bewegung über das Pleuel gekoppelt sind. Die Geo-metrie des Kurbeltriebes ist in Abbildung 4.2 Seite 25 oben dargestellt.


9.3 Massen und Massenkräfte am Kurbeltrieb Masses and Forces in the Crank Mechanism

Masse

In einem ersten Schritt wird die Massenwirkung des Pleuels mit Hilfe eines Ersatzsystems in einen oszillieren-

den und einen rotierenden Anteil aufgeteilt, siehe dazu Abbildung 9.4, und jeweils mit den entsprechenden Massenwirkungen von Kolben und Kurbelzapfen zusammengefasst. Es ergibt sich zwar eine Abweichung des rechnerischen Massenträgheitsmomentes des Pleuels, diese kann wegen ihres nur geringen Betrags praktisch

vernachlässigt werden. Die Ersatzmassen für Oszillation mo und Rotation mr ergeben sich wie folgt:

Formel 9.6

Formel 9.7

mo ... Ersatzmasse oszillierend

mPo ... Pleuelmasse oszillierend

mK ... Kolbenmasse oszillierend

mr ... Ersatzmasse rotierend

mPr ... Pleuelmassemasse rotierend

mKur ... Kurbelkröpfungsmasse (auf Kurbelradius reduziert) rotierend

Abbildung 9.4: Ersatzmassen für die Massenwirkung beim Kurbeltrieb; [3 – S. 174]

Die durch die Drehbewegung der rotierenden Ersatzmasse mr hervorgerufene Fliehkraft ist durch ein umlaufendes Gegengewicht vollständig ausgleichbar. Für oszillierende Massen gilt das nicht!

Me

rksa

tz

Oszillierende Massenkraft

Es folgt für die Massenträgheitskraft der oszillierenden Massen mit

( Formel 9.8

Fo1 ... Amplitude der oszillierende Massenkraft 1. Ordnung

Fo2 ... Amplitude der oszillierende Massenkraft 2. Ordnung


Aus der Reihenentwicklung für die Beschleunigung bei stationärem Motorbetrieb erkennt man, dass die

Grundfrequenz der einzelnen Anteile der Kurbelwellenumdrehung entspricht. Man bezeichnet die einzelnen Anteile als 1., 2., 3., etc. Ordnung. Bei der Berechnung des Kurbeltriebes begnügt man sich vielfach damit, die beiden ersten Ordnungen zu berücksichtigen, da die höheren Ordnungen wegen ihrer Kleinheit zu ver-nachlässigen sind.

Bei Mehrzylindermotoren sind die Kraftwirkungen im Wesentlichen beeinflusst durch

a) Zylinderzahl, b) Zylinderanordnung, c) Kröpfungsfolge der Kurbelwelle, d) Zündfolge und e) Einzelzylinderparameter.

Massenmomente

Da die oszillierenden Massenkräfte der einzelnen Zylinder in den einzelnen Zylindermittellinien wirken, kön-nen sich abhängig von der Zylinderanordnung Massenmomente ergeben. In Abbildung 9.5 sind die Kräfte

und Momente an einem Mehrzylindermotor dargestellt. Die freien Massenkräfte und Massenmomente resul-tieren aus den oszillierenden Massenkräften 1. und 2. Ordnung und werden auf die Motorlagerung übertra-

gen. Abhängig von der Zylinderzahl und –anordnung können diese auch verschwinden. Die inneren Biege-momente entstehen aus den rotierenden und oszillierenden Massenkräften und beanspruchen das Gehäuse. Das aus dem pulsierenden Drehkraftverlauf resultierende Wechseldrehmoment nimmt in der Regel mit hö-

herer Zylinderzahl ab. Hierzu sind die gewählte Kurbelkröpfung und Zündfolge entscheidend.

Abbildung 9.5: Kräfte und Momente am Mehrzylindermotor; [3 – S. 178]

9.4 Freie Massenkraftwirkungen und Massenausgleich Free Inertia Forces Effects and Mass Balancing

Massnahmen zum Massenausgleich haben zum Ziel, die im Motor auftretenden Massenkräfte und -momente derart zu kombinieren, dass sie sich gegenseitig aufheben und die Reaktionen für die Motorlagerung ver-schwinden. Die Trägheitswirkungen der rotierenden Massen sind Fliehkräfte von konstanter Größe; die durch Gegengewichte vollständig ausgeglichen werden können. Im Allgemeinen hängt die Kompensation der Mas-senkräfte und –momente insbesondere von Zahl und Anordnung der Zylinder ab.

Bei mehrfach gekröpften Kurbelwellen werden in der einfachsten Form die resultierenden oszillierenden Mas-senwirkungen nach den Gesetzen der Statik bestimmt; dabei wird die Kurbelwelle als starr betrachtet. Die oszillierenden Massenkräfte, die in Zylinderrichtung wirken, bestehen aus mehreren harmonischen Anteilen. Die Frequenzen dieser Cosinus-förmigen Schwingungen stehen zur Drehfrequenz der Kurbelwelle in einem ganzzahligen Verhältnis.

Durch das Zusammenwirken der Kräfte in den einzelnen Zylinderebenen ergeben sich Massenmomente. Zur Ermittlung der Massenmomente denkt man sich die Massenkräfte in eine Ebene verlegt, die zu den einzelnen Zylindern parallel ist und die durch den Schwerpunkt des Motors geht.


Einzylinder-Motor

Beim Einzylinder-Triebwerk ist ein vollständiger Ausgleich der Massenkräfte möglich, siehe Abbildung 9.6.

Zwei Paare rotierender Ausgleichsmassen sind so anzuordnen, dass die resultierenden harmonischen Wechselkräfte in der Zylindermittellinie wirken und entgegengesetzt gleich den Massenkräften 1. und 2. Ordnung sind. Dieser Massenausgleich ist allerdings aufwändig und wird in der Praxis kaum verwendet.

Abbildung 9.6: 1-Zylinder-Motor mit vollständigem Massenausgleich der 1. und 2. Ordnung; [3 – S. 181]

Mehrzylinder-Motoren

In Ergänzung der analytischen Behandlung in Maschinendynamik sollen hier einige Beispiele für Kräfte und Momente an Mehrzylinder-Motoren dargestellt werden.

2-Zylinder-Reihenmotor

Man unterscheidet Bauarten mit 180° versetzten Kurbelkröpfungen gemäß Abbildung 9.7 und solche mit

nicht versetzten Kurbelkröpfungen wie in Abbildung 9.8.

Der Vergleich der beiden Beispiele zeigt, dass der Hauptnachteil der Maschine mit nicht versetzten Kurbel-kröpfungen die freien Kräfte 1. und 2. Ordnung sind, die die Aufhängung der Maschine stark beanspruchen. Daher verwendet man häufig die um 180° versetzte Kurbelwellenanordnung trotz der dort vorhandenen freien Momente 1. Ordnung, die sich zur Hälfte durch Gegengewichte ausgleichen lassen und trotz der un-gleichmäßigen Zündabstände von 180° KW und 540° KW, gegenüber 360° KW bei der nicht verschränkten Kurbelwelle.


Versetzte Kurbelwellenkröpfung

Abbildung 9.7

Nicht versetze Kurbelwellenkröpfung

Abbildung 9.8

a) Die Massenkräfte der rotierenden Teile gleichen sich ohne besondere Massnahmen aus.

b) Die Massenkräfte erster Ordnung der oszillierenden Teile gleichen sich ebenfalls ohne besondere Massnahmen aus.

c) Die Massenkräfte zweiter Ordnung der oszillierenden Teile addieren sich.

Fo2 = 2 Fo21 = Fo21 + Fo22 d) Für die Massenmomente der rotierenden

Teile gilt:

Mr = Mr1 + Mr2 = 2 Fr1 h mit Mr1 = Mr2 e) Für die Massenmomente erster Ordnung der

oszillierenden Teile gilt:

Mo1 = Mo11 + Mo12 = Fo11 h + Fo12 h =

= 2 Fo11 h f) Die Massenmomente zweiter Ordnung der

oszillierenden Teile heben sich auf.

a) Die Massenkräfte der rotierenden Teile ad-dieren sich und müssen durch Gegenge-wichte an der Kurbelwelle ausgeglichen werden.

b) Die Massenkräfte erster Ordnung der oszillie-renden Teile addieren sich gemäß

Fo1 = 2 Fo11 Sie können durch Gegengewichte vermin-dert werden, allerdings ergibt sich durch das Umlaufen dieser Ausgleichmassen selbst bei vollständigem Ausgleich der Massenkräfte 1.

Ordnung Fo1 eine entsprechende umlaufen-

de Massenkraft, die auch in einer auf die Zy-linderachsen normalen Ebene entsprechen-de Kraftwirkung auslöst.

c) Die Massenkräfte zweiter Ordnung der oszil-lierenden Teile addieren sich gemäß

Fo2 = 2 Fo12 d) Die Massenmomente der rotierenden Teile

heben sich auf. e) Die Massenmomente erster Ordnung der

oszillierenden Teile heben sich auf. f) Die Massenmomente zweiter Ordnung der

oszillierenden Teile heben sich auf.

Abbildung 9.7: Massenkräfte eines Zweizylinder- Reihenmotors mit versetzten Kröpfungen

Abbildung 9.8: Massenkräfte eines Zweizylinder-Reihenmotors mit nicht versetzten Kröpfungen



Abbildung 9.9


Abbildung 9.10

Beim Dreizylinder-Reihenmotor entstehen nur um-laufende Momente 1. und 2. Ordnung.

Der Massenausgleich ist nur für die Massenkräfte 2. Ordnung erforderlich. Meist wird in der Praxis darauf verzichtet, da man dazu zwei Hilfsmassen benötigt, die gegenläufig mit doppelter Drehzahl umlaufen und außerdem symmetrisch angeordnet werden müssen. Hubraumgrößere PKW-Motoren verwenden allerdings in jüngster Zeit zunehmend einen solchen Massenausgleich (oft auch als Lanchester-Ausgleich bezeichnet, siehe Abbildung 9.11.

Abbildung 9.9: Massenkräfte und -momente eines Dreizylinder-

Reihenmotors

Abbildung 9.10: Massenkräfte und -momente eines Vierzylinder-

Reihenmotors

Massenausgleich des Vierzylinder-Reihenmotors – Lanchester-Ausgleich

Abbildung 9.11: 4-Zyl.Reihen-Motor mit Lanchester-Ausgleich [O.R. Lang]


Beim 6-Zylinder-Reihenmotor mit 120° Kurbelversetzung sind die Kräfte und Momente der 1. und 2. Ordnung ausgeglichen.


Zusammenfassung - Ausgleich der freien Massenwirkungen

Durch Gegengewichte an der Kurbelwelle sind nur die freien Massenwirkungen, die mit der 1. Ordnung im

Drehsinn umlaufen, auszugleichen. Ein Ausgleich, bei dem 50 % der oszillierenden Massen je Zylinder aus-geglichen sind, wird als Normalausgleich bezeichnet. Bei einem geringeren Ausgleich überwiegt die freie Massenkraft in Richtung Zylinderachse, während bei einem stärkeren Ausgleich die Erregung in Richtung Mo-torquerachse dominiert.

Bei Ausgleich einer freien Kraft sollen die Gegengewichte die freie Kraft aufheben, ohne ein zusätzliches Moment zu erzeugen, entsprechend soll beim Ausgleich eines Momentes keine zusätzliche freie Kraft entste-hen.

Me

rksa

tz

Bei Bauformen mit vollständigem Ausgleich 1. Ordnung wird die Kurbelwelle dennoch mit Gegenge-wichten versehen, um einen inneren Ausgleich der Kräfte herbeizuführen, um innere Massenwirkungen, die Verformungen der Kurbelwelle hervorrufen, gering zu halten.

9.5 Torsionsschwingungen Torsional Vibrations

Drehkraftverlauf

Die freien Gaskräfte gemäß Kapitel 9.1 und die freien Massenkräfte bestimmen den Drehkraftverlauf. Die

resultierende Kraft FR am Kolben setzt sich aus Gas- FG und Massenkraft FM zusammen; siehe Abbildung 9.12.

Sie wird durch die Pleuelstange auf den Kurbelzapfen übertragen. Hier kann man sie in eine tangential FT und

in eine radial FRa wirkende Komponente zerlegen. Die Radialkraft ist auf den Wellenmittelpunkt gerichtet und

belastet die Lager, während für die Nutzleistung des Motors die Tangentialkraft FT, auch Drehkraft genannt, maßgebend ist.

Abbildung 9.12: Bestimmung der Drehkraft FT; [3 – S. 186]

Der Tangentialkraftverlauf eines 1-Zylinder 4-Takt-Motors ist sehr ungleichmäßig, wie Abbildung 9.13 zeigt.


Abbildung 9.13: Drehkraftverlauf eines 1-Zylinder 4-Takt-Motors; [3 – S. 177]

Die Kurbelwelle besitzt eine bestimmte Drehelastizität. Durch die Masse der Kurbelwelle und der angekop-

pelten Triebwerksteile (Pleuelstange, Kolben) entsteht somit ein schwingungsfähiges System. Bei Anregung

von Eigenfrequenzen treten hohe Drehschwingungsamplituden auf, die zum Dauerbruch führen können. Außerdem entstehen zusätzliche Massenkräfte, die den Massenausgleich des Triebwerks stören können. Die Kurbelwellendrehschwingungen werden durch die Drehkraft erregt, die am Kurbelzapfen jedes Zylinders wirksam ist.

Der obere Teil in Abbildung 9.14 zeigt einen exemplarisch einen typischen Drehkraftverlauf, der mittels Fou-

rier-Analyse in seine harmonischen Anteile zerlegt wird. Es ergeben sich ein Gleichanteil (mittlere Drehkraft)

und eine Reihe von Harmonischen mit unterschiedlichen Amplituden und Phasenlagen. Das Verhältnis der

Schwingungszahl ni jeder Harmonischen zur Drehzahl n des Motors ist ihre Ordnung i. Die niedrigste Ord-

nung beim Viertaktmotor ist 0,5 (beim Zweitaktmotor 1). Die harmonischen Schwingungen halbzahliger Ord-nung (Cosinusglieder) hängen nur von der Gasdrehkraft ab, während für die Harmonischen ganzzahliger Ordnungen (Sinusglieder) auch die Massenkraft Beiträge liefert. Die Amplituden der Gasdrehkräfte sind prak-

tisch von der Drehzahl unabhängig, die der Massendrehkräfte ändern sich dagegen mit 2. Allerdings ist der

Einfluss der Massenkraft oberhalb der 4. Ordnung vernachlässigbar gering.

Abbildung 9.14: Drehkraft in harmonische Anteile mit Fourier-Analyse zerlegt; [3 – S. 188]

Schließlich setzt man mehrere Zylinder zu einem Vollmotor zusammen. Abbildung 9.15 zeigt in schemati-scher Darstellung den Drehkraftverlauf für verschiedene Zylinderzahlen im Vergleich. Man sieht, dass bis einschließlich 4-Zylinder-Motor auch negative Drehkraftbereiche auftreten.

FT

G =

tan

ge

nti

ale

Gask

raft

FT

M =

tan

ge

nti

ale

Gask

raft


Abbildung 9.15: Schematischer Drehkraftverlauf für verschiedene Zylinderzahlen

Massenausgleich bei Mehrzylindermotoren

Es wurde bereits erwähnt, dass die Zylinderzahl und –anordnung entscheidend ist für den Ausgleich der Mas-senkräfte und –momente eines Verbrennungsmotors. Es zeigt sich, dass bestimmte Anordnungen sogar den

Ausgleich sämtlicher Massenkräfte und –momente erster und zweiter Ordnung ermöglichen. Dieser voll-ständige Ausgleich ist ein wesentlicher Vorteil der Reihensechs- und V-12-Anordnung (siehe Abbildung 9.16 und Abbildung 9.17). Die Anordnung der Kurbelwellenkröpfungen ist in beiden Fällen gleich.

Reihensechszylinder Zwölfzylinder (V-Anordnung)

Abbildung 9.16: Zylinderanordnung R6

Abbildung 9.17: Zylinderanordnung V12

Einfluss der Zündfolge

Die resultierenden Drehkräfte eines Zylinders ergeben sich durch die vektorielle Addition der Gas- und Mas-sendrehkräfte gleicher Ordnungszahl i. Wesentlichen Einfluss auf das gesamte Schwingungsverhalten übt daher die Zündreihenfolge aus. Mögliche Zündfolgen sind in Abbildung 9.18 gegeben.

Abbildung 9.18: Überblick über gängige Zündfolgen [7]


Die Zündzeitpunkte werden möglichst gleichmäßig über die Periode eines Arbeitsspieles verteilt. Dies be-dingt zusammen mit den Anforderungen an den Massenausgleich besondere Anordnungen der Kurbelkröp-fungen der Kurbelwelle; dabei ist zu beachten, dass bei Viertaktmotoren die Kurbelwelle innerhalb eines Arbeitsspieles zwei Umdrehungen ausführen muss, beim Zweitaktmotor eine Umdrehung. Beim Viertakt-Motor müssen also bei jeder Kurbelwellenumdrehung in der oberen Totlage einzelne Zylinder hinsichtlich der Zündung übersprungen werden. Dies kann in unterschiedlicher Reihenfolge erfolgen und ergibt daher zu jeder Kröpfungsanordnung beim Viertakter mehrere mögliche Zündfolgen.

Ungleichförmigkeitsgrad des starren Systems

Di Drehmomentschwankung des Verbrennungsmotors ergibt bei einem Drehmomentüberschuss eine Be-schleunigung des Systems und umgekehrt bei Drehmomentdefizit eine Verzögerung. Dies bewirkt, dass die

Winkelgeschwindigkeit der Kurbelwelle um den Mittelwert m mit den Extremwerten max und min

schwankt. Das Maß für diese Drehzahlschwankung ist der sogenannte Ungleichförmigkeitsgrad :

Formel 9.9

Die Schwankung der zugeführten Arbeit wird als Arbeitsüberschuss As bezeichnet. Dieser ist gleich der Ände-

rung der kinetischen Energie zwischen max und min:

(

( (

Formel 9.10

Mit Formel 9.9 und der Näherung

( Formel 9.11

ergibt sich:

Formel 9.12

Formel 9.13

Die Ermittlung des Arbeitsüberschusses As erfolgt mit Hilfe des Drehkraftdiagramms.

Das Berechnungsverfahren gilt nur so lange, als sämtliche Massen die gleichen Bewegungsänderungen

ausführen, also bei einem starren System. Man spricht daher auch vom Ungleichförmigkeitsgrad des starren Systems. Bei schnelllaufenden Motoren ist dies nur im Leerlaufbereich der Fall. Man ist einerseits darauf be-dacht, den Ungleichförmigkeitsgrad möglichst gering zu halten, andererseits möchte man die Schwungräder aus Gewichts- und Raumgründen, besonders bei Fahrzeugmotoren, nicht zu schwer und zu groß ausführen.

Erfahrungswerte für den Ungleichförmigkeitsgrad

Antrieb von Schiffspropellern 1/20

Antrieb von Pumpen 1/25

Antrieb von Stromgeneratoren 1/75 - 1/300

Antrieb von Fahrzeugen 1/200 - 1/300

Motor im Leerlauf 1/6

Bei schnelllaufenden mehrzylindrigen Fahrzeugmotoren, ganz besonders bei der heute vielfach verwendeten elastischen Kopplung (2-Massen-Schwungrad) zwischen Motor und Antriebsstrang, treten heute auch im

normalen Betriebsdrehzahlbereich Drehschwingungen auf. Man muss dann Drehschwingungsberechnun-

gen durchführen. Durch die elastische Kopplung ändert sich das Eigenschwingungsverhalten.


Drehschwingungen und deren Modellierung

Beim Betrieb von Verbrennungsmotoren treten verschiedenste Schwingungsformen auf. Neben den Schwin-gungsanregungen des Motorblocks, die durch freie Massenkräfte und Momente entstehen, treten an der

Kurbelwelle Torsionsschwingungen auf. Sie werden verursacht sowohl durch die Massenkräfte der oszillie-renden Teile, aber auch durch die Ungleichförmigkeit der Gaskräfte.

Zur Beschreibung dieser Drehschwingungserscheinungen an der Kurbelwelle dient ein Ersatzmodell mit diskreter Verteilung der Massenträgheitsmomente (Abbildung 9.19). Jede Kröpfung der Kurbelwelle wird

durch ein Massenträgheitsmoment ersetzt, dessen Wirkung der rotierenden und oszillierenden Massen der Triebwerkseinheit entspricht. Die Drehmassen sind durch masselose Wellenstücke verbunden, denen jeweils eine Steifigkeits- und Dämpfungskonstante zugeordnet wird.

Abbildung 9.19: Ersatzsystem für Torsionsschwingung der Kurbelwelle; [3 – S. 189]

Die Grundgleichung des Momentengleichgewichts für das gezeigte Ersatzmodell lautet

( Formel 9.14

wobei M eine Diagonalmatrix der Massenträgheitsmomente, C die Dämpfungs- und K die Steifigkeitsmatrix bezeichnen. Letztere Matrizen haben symmetrische Gestalt. Das resultierende Moment T ist als Wirkmoment am Getriebe zu verstehen. Detaillierte Informationen zur Modellierung von Drehschwingungssystem und numerischen Lösungsverfahren werden in der Vorlesung Mess- und Schwingungstechnik vorgestellt.

Ein x-Massensystem hat (x - 1) Schwingungsformen (charakterisiert durch die Anzahl der Schwingungsknoten)

und (x - 1) Eigenschwingungszahlen nG. Der sogenannte Grad der Schwingungsform entspricht der Knoten-

zahl. Die Schwingungsform des 1. Grades (G = 1, Grundschwingung) hat nur einen Knoten und weist die

niedrigste Frequenz (ni) auf. Sie ist meist ausschlaggebend für die Kurbelwellendrehschwingung von Ver-

brennungsmotoren. Die Anregung der höheren Schwingungsgrade ist selten.

Entsprechend ihrer Entfernung vom Schwingungsknoten tragen die einzelnen Zylinder (k) unterschiedlich zur Schwingungsanregung der Kurbelwelle bei. Außerdem weisen die Drehkraftverläufe der einzelnen Zylinder wegen der unterschiedlichen Lage der Kurbelkröpfungen und der unterschiedlichen Zündzeitpunkte unter-schiedliche Phasenlagen auf.

Kritische Drehzahlen

Wird eine Struktur im Bereich ihrer Eigenfrequenz angeregt, kommt es im Rahmen der Resonanzerscheinun-

gen allgemein zu einer Verstärkung der Schwingungsamplitude und einer verstärkten mechanischen Belas-tung der Struktur. Bei Verbrennungskraftmaschinen sollen diese kritischen Drehzahlen der Struktur immer

hinreichend weit außerhalb des Betriebsbereichs liegen, sodass es während des Betriebs niemals zu Reso-nanzerscheinungen kommt. Es kommt dagegen vor, dass solche kritischen Drehzahlbereiche beim Anlassen oder Hochfahren bzw. beim Abstellen durchfahren werden; dies ist jedoch in der Regel unproblematisch und wird von der Motorlagerung ertragen.

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