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Ladeluftkühlung durch Abgas-wärmenutzung – ihr Einfluss auf
die Abgasemission
Vorgelegt von
Dipl.-Ing. Florian Maximilian Scherer
geb. in Gießen
von der Fakultät V – Verkehrs- und Maschinensysteme der Technischen Universität Berlin
zur Erlangung des akademischen Grades
Doktor der Ingenieurwissenschaften - Dr.-Ing.
genehmigte Dissertation
Promotionsausschuss:
Vorsitzender: Prof. Dr.-Ing. Roland Baar Gutachter: Prof. Dr. Bernd Wiedemann Gutachter: Dr.-Ing. Klaus von Rüden
Tag der wissenschaftlichen Aussprache: 2. Juli 2014
Berlin 2014
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Inhaltsverzeichnis
Inhaltsverzeichnis ........................................................................................ 2 1 Einleitung ................................................................................................. 5
1.1 Motivation ............................................................................................................ 5 1.2 Zielsetzung .......................................................................................................... 6
2 Grundlagen und Stand der Technik ......................................................... 8 2.1 Schadstoffemissionen von Otto-Motoren ............................................................. 9
2.1.1 Ottomotorische Verbrennung ......................................................................... 9 2.1.1.1 Gemischbildung ....................................................................................... 9 2.1.1.2 Zündung ................................................................................................. 12 2.1.1.3 Brennverlauf ........................................................................................... 14 2.1.1.4 Laststeuerung und Wirkungsgrad beim Otto-Motor ................................ 21
2.1.2 Abgasemission ............................................................................................. 24 2.1.2.1 Limitierte Schadstoffkomponenten ......................................................... 24 2.1.2.2 Entstehung von Schadstoffen im Motor .................................................. 25
2.1.3 Bekannte Einflüsse auf die Schadstoffemission ........................................... 30 2.1.3.1 Ladelufttemperatur ................................................................................. 30 2.1.3.2 Kraftstofftemperatur ............................................................................... 33 2.1.3.3 Bauteiltemperaturen ............................................................................... 33 2.1.3.4 Ladungszusammensetzung ................................................................... 35 2.1.3.5 Einspritzverfahren .................................................................................. 37
2.1.4 Entwicklung Emissions-Grenzwerte, Fahrzyklen und Messverfahren........... 38 2.1.5 Abgasnachbehandlung ................................................................................ 40
2.1.5.1 3-Wege-Katalysator ............................................................................... 41 2.1.5.2 NOx-Speicher-Katalysator ...................................................................... 42 2.1.5.3 Partikelfilter ............................................................................................ 43
2.2 Abgasenergienutzung ........................................................................................ 45 2.2.1 Direkte Wärmenutzung ................................................................................ 46 2.2.2 Wärme-Kraft-Prozesse ................................................................................. 47 2.2.3 Thermoelektrischer Generator ..................................................................... 47 2.2.4 Kältemaschine ............................................................................................. 48
3 Versuchsaufbau und Versuchsplanung ................................................. 52 3.1 Versuchsaufbau ................................................................................................. 52
3.1.1 Motor-Luftstrecke ......................................................................................... 54 3.1.2 Abgasanlage und Abgasmesstechnik .......................................................... 55 3.1.3 Indiziermesstechnik...................................................................................... 57 3.1.4 Abgasdrosseln und verwendete Wärmetauscher ......................................... 57
3.2 Versuchsprogramm ............................................................................................ 59 3.2.1 Einspritzstrategie ......................................................................................... 60 3.2.2 Temperaturbereich – technische Voraussetzungen und Grenzen ................ 60
3.2.2.1 Wasserausfall und Vereisung ................................................................. 60 3.2.2.2 Verfügbare Kälteleistung ........................................................................ 62
3.2.3 Motorbetriebspunkte Grundlagenuntersuchungen ....................................... 62 3.2.4 Motorbetriebspunkte NEFZ-Bereich ............................................................. 63
3.2.4.1 Zyklusanalyse und Auswertung NEFZ ................................................... 64
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3.2.4.2 Auswahl COHR-Spreizung ..................................................................... 65 3.2.4.3 Messgasentnahme vor und nach Katalysator......................................... 66
3.2.5 Motorbetriebspunkte Artemis 150 ................................................................ 66 3.2.5.1 Zyklusanalyse und Auswertung Artemis 150 .......................................... 67 3.2.5.2 Auswahl COHR-Spreizung ..................................................................... 68 3.2.5.3 Messgasentnahme vor und nach Katalysator......................................... 68
3.2.6 Motorbetriebspunkte Hochlast ..................................................................... 68 3.2.6.1 Motorbetriebspunkte an der Klopfgrenze ............................................... 69 3.2.6.2 Motorbetriebspunkte an der Zylinderdruckgrenze .................................. 71 3.2.6.3 Motorbetriebspunkte an der Bauteilschutzgrenze .................................. 72
4 Motorversuchsergebnisse zum Einfluss der Ladelufttemperatur auf die Abgasemissionen................................................................................... 77
4.1 Ergebnisse Grundlagenvermessungen .............................................................. 77 4.2 Ergebnisse NEFZ-Betriebspunkte ...................................................................... 84
4.2.1 2000 1/min 2,0bar NEFZ-A .......................................................................... 84 4.2.2 2200 1/min 3,7bar NEFZ-B .......................................................................... 90 4.2.3 2400 1/min 7,4bar NEFZ-C .......................................................................... 94 4.2.4 2600 1/min 1,9bar NEFZ-D .......................................................................... 97 4.2.5 2800 1/min 6,6bar NEFZ-E ........................................................................ 100 4.2.6 Zusammenfassung Ergebnisse NEFZ ....................................................... 103
4.3 Ergebnisse Artemis-Betriebspunkte ................................................................. 105 4.3.1 2000 1/min 2,8bar ART-A .......................................................................... 105 4.3.2 3800 1/min 5,0bar ART-B .......................................................................... 109 4.3.3 3800 1/min 9,5bar ART-C .......................................................................... 112 4.3.4 Zusammenfassung Ergebnisse Artemis 150-Betriebspunkte ..................... 118
4.4 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Klopfgrenze ...................................... 119 4.4.1 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Klopfgrenze bei konstantem
Verbrennungsschwerpunkt ........................................................................ 119 4.4.2 Ergebnisse Motorbetrieb bei Verbrennungsschwerpunkt an der Klopfgrenze122 4.4.3 Zusammenfassung Motorbetriebspunkte an der Klopfgrenze .................... 127
4.5 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Zylinderdruckgrenze ......................... 128 4.5.1 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Zylinderdruckgrenze bei konstantem
Verbrennungsschwerpunkt ........................................................................ 128 4.5.2 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Zylinderdruckgrenze bei
angepasstem Verbrennungsschwerpunkt .................................................. 131 4.5.3 Zusammenfassung Betriebspunkte an der Höchstdruckgrenze ................. 134
4.6 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteilschutzgrenze ......................... 135 4.6.1 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteilschutzgrenze bei konstantem
Verbrennungsschwerpunkt und konstantem Luft-Kraftstoffverhältnis ......... 135 4.6.2 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteilschutzgrenze bei
angepasstem Verbrennungsschwerpunkt und konstantem Luft-Kraftstoffverhältnis ..................................................................................... 139
4.6.3 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteilschutzgrenze bei konstantem
Verbrennungsschwerpunkt und angepasstem Luft-Kraftstoffverhältnis ...... 142 4.6.4 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteilschutzgrenze bei
angepasstem Verbrennungsschwerpunkt und Luft-Kraftstoffverhältnis ...... 147 4.6.5 Zusammenfassung Ergebnisse Betrieb an der Bauteilschutzgrenze .......... 151
5 Nutzbarkeit der Ladeluftkühlung durch Abgaswärmenutzung im Hinblick auf die Abgasemissionen ..................................................................... 152
5.1 Kälteleistung und Abgasleistung ...................................................................... 152
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5.2 Realisierbarkeit des Systems und seiner Systemkomponenten heute und in Zukunft ............................................................................................................. 156
5.3 Möglichkeiten der Anwendung und Applikation ................................................ 159
6 Zusammenfassung und Ausblick ......................................................... 163 7 Abbildungsverzeichnis ......................................................................... 165 8 Tabellenverzeichnis ............................................................................. 170 9 Formelzeichen ..................................................................................... 171 10 Abkürzungen ........................................................................................ 173 11 Quellenverzeichnis............................................................................... 174 12 Anhang A Fahrzeugdaten zur Zyklusanalyse ...................................... 183 13 Anhang B Neuer Europäischer Fahrzyklus ......................................... 184 14 Anhang C Artemis 150 ......................................................................... 185 15 Anhang D Laborprotokoll Kraftstoff...................................................... 187 16 Anhang E Enthalpieberechnung Abgas ............................................... 191 17 Anhang F Übersicht verwendeter Motorbetriebspunkte ...................... 192
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1 Einleitung
1.1 Motivation
Der Schutz der Umwelt und die Schonung der Ressourcen genießen in
den letzten Jahrzehnten vermehrte Aufmerksamkeit, zumindest in den
etablierten Industriestaaten. In Politik, Wirtschaft und Gesellschaft wird
nach Wegen gesucht, das erreichte Niveau an Lebensstandard und Kon-
sum zu erhalten oder noch weiter zu steigern und dabei die negativen Ein-
flüsse auf die Natur bzw. den menschlichen Lebensraum auf ein für erträg-
lich erachtetes Maß zu begrenzen. Als Teil dieses Bestrebens unterliegen
Fahrzeuge, die in den Straßenverkehr gebracht werden sollen, gesetzli-
chen Auflagen hinsichtlich ihrer Schadstoff-Emissionen und ihres Kraft-
stoffverbrauchs, respektive CO2-Ausstoßes.
Die Grenzwerte für die Schadstoffemissionen bzw. den Kraftstoffverbrauch
wurden und werden immer weiter verschärft. Fahrzeuge, welche die
Schadstoffgrenzwerte nicht erfüllen, dürfen im Geltungsbereich der jewei-
ligen gesetzlichen Regelungen nicht in den Verkehr gebracht werden. Ge-
lingt es einem Hersteller nicht, die Flottengrenzwerte für den Verbrauch
der von ihm verkauften Fahrzeuge einzuhalten, werden, zum Beispiel in
der EU, in naher Zukunft Strafabgaben vom Gesetzgeber erhoben. Dies
belastet das Betriebsergebnis und es sind darüber hinaus negative Ein-
flüsse auf das Markenimage zu erwarten.
Ein allgemein verfolgter Lösungsansatz zur Reduzierung des Norm-
Kraftstoff-Verbrauchs von PKW in den bisher üblichen Fahrzyklen besteht
im „Downsizing“. Dieser Begriff beschreibt die Verwendung eines im Ver-
gleich zu einem Referenzmotor hubraumkleineren Motors, welcher durch
Aufladung bzw. Erhöhung des Aufladegrads auf die Nennleistung des Re-
ferenzmotors gebracht wird. Dadurch wird der Wirkungsgrad im unteren
bis mittleren Teillastbetriebsbereich verbessert und damit der Kraftstoff-
verbrauch in den üblichen Fahrzyklen gesenkt. Zumindest bei Ottomotoren
wird dies aber mit Nachteilen im Hochlastwirkungsgrad erkauft. Das Phä-
nomen des ottomotorischen Klopfens erzwingt in manchen Betriebsberei-
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chen nicht wirkungsgradoptimale Verbrennungsschwerpunkte, und der
Bauteilschutz, z.B. der Turboladerturbine, erfordert ein fettes Luft-
Kraftstoffgemisch. Dabei wird die Verdampfungsenthalpie des nicht ver-
brannten Kraftstoffs zur Temperaturabsenkung des Arbeitsgases genutzt.
Beide Maßnahmen erhöhen Kraftstoffverbrauch und Schadstoffausstoß im
Hochlastbetrieb des Fahrzeugs. Eine möglichst tiefe Abkühlung der Ver-
brennungsluft (Ladeluftkühlung) vor dem Motoreintritt verringert nach dem
derzeitigen Forschungsstand sowohl die Klopfneigung als auch die Abgas-
temperatur. Mit sinkender Ladelufttemperatur ist es daher möglich, den
Verbrennungsschwerpunkt im höheren Lastbereich wirkungsgradoptimaler
zu gestalten und auf Anfettung aus Bauteilschutzgründen zu verzichten
bzw. diese zu reduzieren. In Serien-Fahrzeugen besteht die Untergrenze
für die Ladelufttemperatur bisher in der Temperatur der Umgebungsluft als
Rückkühlmedium. In Ausnahmefällen wird Ladeluftkühlung unter Umge-
bungstemperatur durch eine motorgetriebene Kompressionskältemaschine
zur zeitweisen Leistungssteigerung genutzt.
Eine wärmegetriebene Kältemaschine kann dazu verwendet werden, bis-
her ungenutzte Abgasenergie eines Fahrzeugs dazu zu nutzen, die Lade-
luft unter Umgebungstemperatur abzukühlen, ohne dafür zusätzliche me-
chanische Energie und damit Kraftstoff aufzuwenden. Die
Ladelufttemperatur würde damit ein Freiheitsgrad der Motorapplikation.
Das Potential der Ladeluftkühlung unter Umgebungstemperatur zur Ver-
besserung der Motordynamik und zur Reduktion des Kraftstoffverbrauchs
(unter anderem über ein erhöhtes Downsizing-Potential) wurde bereits in
anderen Arbeiten aufgezeigt. Solche Untersuchungen erfolgten sowohl un-
ter Verwendung einer abgasgetriebenen als auch einer Kompressionskäl-
temaschine.
1.2 Zielsetzung
Im Rahmen dieser Dissertation wird untersucht, inwiefern Ladeluftkühlung unter Umgebungstemperatur durch eine abgasgetriebene Kältemaschine den Schadstoffausstoß eines PKW beeinflusst. Über Wirkungsgradsteige-rung durch optimierten Verbrennungsschwerpunkt und Verzicht auf Anfet-tung sollte es bei gegebenem Motor möglich sein, die spezifischen und absoluten Emissionen zumindest der gasförmigen Schadstoffe HC und CO im „fetten“ Betriebsbereich zu senken. Weniger sicher vorhersagbar ist, inwiefern sich eine extreme Ladelufttemperaturabsenkung auf die gasför-migen Schadstoffe im Niedriglastbereich sowie insgesamt auf die Partikelbildung auswirkt. Um den Einfluss einer abgasgetriebenen Kältean-lage zur Ladeluftkühlung auf die Abgasemissionen eines Fahrzeugs zu un-
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tersuchen, wird im Rahmen dieser Arbeit daher in folgenden Schritten vor-gegangen:
Festlegung sinnvoller Ladeluft-Temperaturgrenzen
Ermittlung repräsentativer Motor-Betriebspunkte durch Simulation
Experimentelle Untersuchung der grundlegenden Auswirkungen von
Ladelufttemperaturabsenkung im gesamten Motorkennfeld
Experimentelle Untersuchung der Auswirkungen von Ladelufttempe-
raturabsenkung in fahrzyklusrelevanten Betriebspunkten
Experimentelle Untersuchung der Auswirkungen von Ladelufttempe-
raturabsenkung in prägnanten Hochlast-Betriebspunkten an ver-
schiedenen motorischen Betriebsgrenzen
Analytische Abschätzung der zur Verfügung stehenden Antriebs-
bzw. benötigten Kälteleistung
Beurteilung des Gesamtkonzepts unter Berücksichtigung des not-
wendigen thermischen Wirkungsgrades einer Kälteanlage
Betrachtung der Realisierbarkeit der Einzelkomponenten
Betrachtung der Realisierbarkeit des Gesamtsystems und seiner Po-
tentiale
Am Ende der Betrachtungen steht die Erkenntnis, ob ein System zur Lade-
luftkühlung durch eine von Abgaswärme angetriebene Kältemaschine für
PKW vor allem aus Sicht der Abgaszertifizierung realisierbar ist und even-
tuell sogar Vorteile im Abgasverhalten bringt.
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2 Grundlagen und Stand der Technik
In den folgenden Kapiteln wird ein Überblick über den aktuellen Stand
der Technik und Wissenschaft in Bezug auf Abgasemissionen aus Fahr-
zeugen mit Ottomotor und Abgasenergienutzung dargestellt.
Zur Untersuchung des Einflusses einer zur Ladeluftkühlung verwende-
ten abgasgetriebenen Kälteanlage auf die Schadstoffemissionen sind di-
verse Hintergrundkenntnisse notwendig. Die Schadstoffe im motorischen
Abgas entstehen fast ausschließlich während der Verbrennung. Ihre Ent-
stehung im Otto-Motor hängt von vielen Einflussfaktoren ab. Deren Ver-
ständnis ist zum einen wichtig, um den Versuchsaufbau und das Ver-
suchsprogramm so darstellen zu können, dass der zu untersuchende
Einzeleffekt nicht unzulässig durch Quereinflüsse verfälscht wird. Zum an-
deren können nur bei ausreichendem Hintergrundwissen die experimentel-
len Ergebnisse zielgerichtet interpretiert und zum Beispiel Quereinflüsse
und Fehlmessungen erkannt werden. Um die notwendigen Grundlagen zu
schaffen, wird im Folgenden ein Überblick über die Vorgänge in und um
den Motor von der Gemischbildung bis zur Verbrennung mit ihren jeweili-
gen Einflussgrößen erläutert, soweit sie zum Verständnis des Abgasemis-
sionsverhalten relevant sind.
Die in der EU geltenden Emissionsgesetzgebungen sind allein durch in-
nermotorische Maßnahmen nicht zu erfüllen. Daher besitzen alle in Euro-
pa neu zugelassenen PKW eine Abgasnachbehandlung. Übliche Konzepte
für Ottomotoren und ihre Funktion werden kurz dargestellt. Dies ermöglicht
die Abschätzung des Einflusses des untersuchten Konzepts zur tiefen La-
deluftkühlung auf solche Systeme.
Die Funktionsprinzipien wärmegetriebener Kältemaschinen müssen
verstanden sein, um die Realisierbarkeit einer abgasgetriebenen Kälteer-
zeugung im PKW zu beurteilen bzw. dabei auftretende Probleme und Fra-
gestellungen zu erkennen. Darüber hinaus erfährt Abgasenergienutzung in
den letzten Jahren ein verstärktes Interesse. Daher erfolgt eine Betrach-
tung relevanter Alternativkonzepte zur in dieser Arbeit hauptsächlich un-
tersuchten abgasgetriebenen Kältemaschine.
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2.1 Schadstoffemissionen von Otto-Motoren
Im folgenden Kapitel werden Grundlagen zum Otto-Motor behandelt, die von besonderer Relevanz für die Schadstoffentstehung sind.
2.1.1 Ottomotorische Verbrennung
Die Schadstoffe im motorischen Abgas werden größtenteils während der Verbrennung gebildet. Dementsprechend ist ein grundlegendes Verständ-nis rund um die Verbrennung notwendig für die Erklärung der Schadstoff-bildung.
2.1.1.1 Gemischbildung
Abbildung 2-1: Gemischbildung bei verschiedenen Otto-motorischen Brennverfahren [17]
Voraussetzung für die Umsetzung der chemischen Kraftstoffenergie in Wärmeenergie durch Verbrennung ist die Herstellung eines brennbaren Luft-Kraftstoffgemisches. Aktuelle ottomotorische Brennverfahren können grob in drei Gruppen gegliedert werden:
- Verfahren mit externer Gemischbildung - direkteinspritzende Ottomotoren mit homogener Ladung - direkteinspritzende Motoren mit geschichteter Ladung.
Die Ansauglufttemperatur wird bei modernen Konstruktionen in der Regel nicht explizit erhöht, liegt allerdings durch die Bauteiltemperaturen im Mo-tor und Motorraum immer über jener der Umgebungsluft. Bei aufgeladenen Motoren ist sie vor allem von dem Lastzustand, der Effektivität der Aufladeaggregate und der Ladeluftkühler abhängig. Der Kraftstoff wird in
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der Regel ohne besondere Temperaturbeeinflussung in flüssiger Form vom Kraftstofftank zum Gemischbildner befördert. Direkteinspritzende Mo-toren haben zum Teil Kraftstoffkühler, da Hochdrucksysteme hohen Ener-gie- und damit Wärmeeintrag in den Kraftstoff verursachen können.
Beim klassischen Otto-Motor wird das Gemisch außerhalb des Brenn-
raums gebildet. Das heißt, die Vermischung des Kraftstoffs und die Ver-
brennungsluft beginnt mehr oder weniger weit vor dem Einlassventil. Auf
die historische Entwicklung von verschiedensten Vergaserbauarten und
Steuerungen von Saugrohr-Einspritzsystemen soll an dieser Stelle nicht
weiter eingegangen werden. Als Abschluss der Entwicklung externer
Gemischbildner von benzinbetriebenen Ottomotoren für PKW gilt die elekt-
ronisch gesteuerte Saugrohreinspritzung (auch Multi Point Injection „MPI“)
vor das oder die jeweiligen Einlassventile der einzelnen Zylinder. Der flüs-
sige Kraftstoff wird von diesen Systemen bei Drücken von in der Regel un-
ter 15bar direkt auf oder vor die Einlassventile eingespritzt (siehe auch
Abbildung 2-1). Der Kraftstoff wird dabei von den Einspritzdüsen nur sehr
grob zerstäubt. Der flüssig vorliegende Kraftstoff wird bei Kontakt mit dem
Einlassventil und der Kanalwand aufgeheizt. Eine teilweise Verdampfung
wird so unterstützt. Besonders im Sitzbereich des Einlassventils ergeben
sich während des Einströmvorgangs sehr hohe Strömungsgeschwindigkei-
ten. Es liegt nahezu während der gesamten Ventilöffnungszeit ein turbu-
lenter Strömungszustand vor [16]. Hier findet eine weitgehende Vermi-
schung und Zerstäubung des Kraftstoffs statt. Die daraufhin im Brennraum
vorliegenden kleinen Tröpfchen des noch nicht verdampften Kraftstoffs
besitzen eine große Oberfläche, was die Verdampfung unterstützt. Bei ge-
eigneter Konstruktion des Brennraums und des Ansaugkanals kann ein
Ablagern der Kraftstoff-Tröpfchen im Brennraum in der Regel vermieden
werden. Neben Oberflächentemperaturen ist diesbezüglich zum Beispiel
das Maß der Ladungsbewegung kritisch. Zu viel Drall kann den Kraftstoff
aus der Ladung „Zentrifugieren“. Während der Verdichtung wird der noch
flüssig vorliegende Kraftstoff durch die sich erhöhende Ladungstemperatur
verdampft. Im Allgemeinen wird so mit relativ geringem technischem Auf-
wand erreicht, dass bei Ottomotoren mit externer Gemischbildung zum
Zeitpunkt des Verbrennungsbeginns der Großteil des Kraftstoffs verdampft
und homogen verteilt im Brennraum vorliegt [18, 19]. Ottomotoren mit
Saugrohreinspritzung können theoretisch mit einem Luftkraftstoff-
Verhältnis von = 0,6 bis etwa =1,3 betrieben werden (siehe auch Ab-
bildung 2-2). In emissionsrelevanten Bereichen erfolgt allerdings meist ein
Betrieb bei stöchiometrischem Luft-Kraftstoffverhältnis, um die Abgas-
nachbehandlung per 3-Wege-Katalysator zu ermöglichen (siehe auch
2.1.5.1). Die MPI ist zum Zeitpunkt der Verfassung dieser Arbeit (2013)
noch das Gemischbildungsverfahren mit den weltweit höchsten Verkaufs-
zahlen für PKW, bei allerdings fallendem Marktanteil.
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Bei Motoren mit homogenem Brennverfahren und Direkteinspritzung (DI
homogen) wird der Kraftstoff mit Drücken von aktuell bis etwa 200 bar di-
rekt in den Brennraum eingespritzt. In der Regel erfolgt die Einspritzung
während des Saughubs ab ca. 60°KW nach Ladungswechsel-OT. Meist
werden außenöffnende Injektoren verwendet, deren Strahlbild in etwa ei-
nem Hohlkegel entspricht. Die hohen Einspritzdrücke und geringen Grö-
ßen der Öffnungen am Einspritzventil erzeugen dort hohe Strömungsge-
schwindigkeiten, was zu vergleichsweise kleinen Kraftstoff-Tröpfchen
führt. Bei geeigneter Konstruktion und Applikation vermischen sich diese
gleichmäßig mit der angesaugten Luft und verdampfen vor der Einleitung
der Zündung. Der Kraftstoff liegt dann zum Zeitpunkt des Brennbeginns
idealerweise gasförmig (verdampft) und homogen im Brennraum verteilt
vor. Besonders kritisch ist ein Auftreffen des Kraftstoffstrahls auf brenn-
raumbegrenzende Bauteile (z.B. Kolben). In flüssiger Form an Bauteilen
abgesetzter Kraftstoff kann in der Regel nicht vor Verbrennungsbeginn
verdampfen. Zur Vermeidung ist eine sorgfältige Applikation von Einspritz-
beginn, -Druck und -Dauer unumgänglich. Wenn mit dem verwendeten
Einspritzsystem möglich, wird zum Teil auch auf Mehrfacheinspritzstrate-
gien zurückgegriffen, um die Strahleindringtiefe zu verringern [71]. Für die
Betriebsgrenzen bezüglich des Luft-Kraftstoffverhältnisses gilt Ähnliches
wie für die Saugrohreinspritzung.
Für Ottomotoren mit Schichtladekonzepten wird im entsprechenden Be-
triebsmodus ausdrücklich keine gleichmäßige Verteilung des Kraftstoffs im
Brennraum angestrebt. Der Schichtladebetrieb bietet im niedrigen Lastbe-
reich das Potential zur global mageren Verbrennung jenseits der Zünd-
grenze homogener ottomotorischer Verbrennung. Damit lässt sich eine
qualitative Laststeuerung mit weitgehender Entdrosselung realisieren (sie-
he auch 2.1.1.4). Der Kraftstoff wird auch hier mit Drücken bis 200bar di-
rekt in den Brennraum eingespritzt. Allerdings erfolgt die Einspritzung erst
im Kompressionshub relativ kurz (90°KW vor Zünd-OT oder später) vor
Zündung [11]. Ziel ist dabei die Ausbildung einer zündfähigen
Gemischwolke um die Zündkerze (siehe auch Abbildung 2-1). Im restli-
chen Brennraum sollte sich im Idealfall reine Luft befinden. Auf die ver-
schiedenen Untervarianten dieses Konzepts (strahlgeführt, luftgeführt,
wandgeführt) soll an dieser Stelle nicht weiter eingegangen werden, da in
der vorliegenden Arbeit nur ein homogenes Brennverfahren verwendet
wird. Aus Sicht des Abgasverhaltens haben geschichtete Brennverfahren
mehrere kritische Aspekte. Es steht nur eine sehr kurze Zeit zur Verdamp-
fung des Kraftstoffs zur Verfügung. Lokal können Zonen mit sehr „fettem“
Luft-Kraftstoffgemisch entstehen. Gleichzeitig entstehen an den Rändern
der Gemischwolke magere Bereiche, in denen Kraftstoff in so niedrigen
Konzentrationen vorliegt, dass dieser nicht verbrennt und zu hohen HC-
Rohemissionen führt. Zur Entdrosselung werden globale Luftkraftstoffver-
hältnisse von bis zu =3 realisiert. Bei >1 reduziert allerdings ein 3-
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Wege-Katalysator als alleinige Abgasnachbehandlung die NOx-
Emissionen nicht mehr im zur Zertifizierung notwendigen Maß. Außerdem
sorgen im Magerbetrieb niedrigere Abgastemperaturen dafür, dass die
Abgasnachbehandlung schwieriger in ihrem Arbeitstemperaturbereich zu
halten ist [22] (siehe auch 2.1.5).
2.1.1.2 Zündung
Abbildung 2-2: Zündung beim Ottomotor mit homogenem Gemisch [24]
Beim Otto-Motor liegt zum Zeitpunkt der gewünschten Zündung zumindest im Bereich des Zündorgans eine vorgemischte Ladung aus Luft und ver-dampftem Kraftstoff vor. Diese befindet sich im regulären Betrieb außer-halb ihres Selbstzündbereichs. Durch das Zündorgan wird die Ladung lo-kal über das zum Start der Verbrennung notwendige Temperaturniveau gebracht (siehe auch Abbildung 2-2). Von dort breitet sich die Flamme aus. Seit über 100 Jahren wird zur Zündung in PKW-Otto-Motoren standard-mäßig eine elektrische Zündkerze verwendet. Verfahren wie die Laser-zündung sind bisher nicht über das Forschungs- und Experimental-Stadium hinausgekommen. Das grundsätzliche Prinzip der Zündkerze be-steht darin, dass an zwei Elektroden kurzzeitig eine so hohe Gleichspan-nung angelegt wird, dass es zu einem Funkenüberschlag zwischen den Elektroden kommt. Die Durchbruchsspannung kann dabei deutlich über 10kV liegen. Die Art der Spannungserzeugung und ihre historische Ent-wicklung (Unterbrecherzündung, Transistorspulenzündung, Hochspannungskondensatorzündung etc.) spielt für diese Arbeit keine we-sentliche Rolle und soll daher vernachlässigt werden. Während der Fun-ken-Überschlagsphase können für kurze Zeit lokal Temperaturen bis 6000K und Drücke bis 300 bar auftreten [18]. Dieses Temperaturniveau reicht aus, um sofort die ersten chemischen Reaktionen der Verbrennung auszulösen (siehe auch Abbildung 2-3).
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Als Kenngröße zur Beschreibung des Zündvorgangs ist die Zeit zwischen elektrischer Zündung und einer Umsetzung von 0,2% der Kraftstoffwärme geeignet. Dies wird zum Beispiel als „Entflammungsphase“ bezeichnet [20]. Ihre Dauer hängt von diversen Parametern, wie Lage und Abstand der Zündkerzenelektroden, elektrischer Verlauf der Zündenergiefreiset-zung, Ladungsbewegung, Verbrennungsluftverhältnis, Ladungshomogeni-tät, Druck im Brennraum, Kraftstoffart etc., ab. Anschaulich betrachtet ist davon auszugehen, dass ein möglichst heißer, räumlich großer und auch lange bestehender Zündfunke für eine kurze Entflammungsphase hilfreich ist, da so ein möglichst großer Teil der Zylinderladung direkt auf das Ent-flammungsniveau gebracht wird.
Abbildung 2-3: Reaktionen während des Zündvorgangs [24]
Nach dem Überschlag des Zündfunkens müssen einige Vorreaktionen ab-laufen, bevor es zu stark exothermen –und damit messtechnisch gut er-fassbaren- Oxidationen kommt (siehe auch Abbildung 2-3). Man spricht hier auch vom sogenannten „chemischen Zündverzug“. Kann sich der ent-flammte Kern ungehindert ausbreiten und wird dabei möglichst noch durch gut abgestimmte Ladungsbewegung unterstützt, begünstigt dies ebenfalls eine kurze Rest-Entflammungsphase (Erreichen der messbaren definier-ten Wärmefreisetzung), sowie eine kurze Brenndauer (siehe auch 2.1.1.3).
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Abbildung 2-4: Brennverlauf mit scheinbarem Zündverzug [24]
Für grundsätzliche thermodynamische Untersuchungen, wie sie in der vor-liegenden Arbeit durchgeführt werden, ist die Differenz zwischen elektri-scher Zündung (ZZP) und 5% Wärmeumsetzung gut handhabbar (weil ein-fach und sicher messbar). Diese Größe wird in dieser Arbeit als „Zündverzug“ (ZZP-CA05) definiert und im Folgenden verwendet. Hierbei handelt es sich je nach Definition um einen „scheinbaren“ Zündverzug. Im Gegensatz zum Dieselmotor liegt der Kraftstoff bei Ottomotoren mit homo-genem Brennverfahren zum Zeitpunkt der Zündung aufbereitet vor. Durch die hohen Temperaturen im Bereich des Zündfunkens liegen unmittelbar die Voraussetzungen (Energieniveau) für die ersten chemischen Reaktio-nen der Verbrennung vor. Im Sinne einer akademischen Definition des Zündverzugs als Zeitspanne zwischen elektrischer Zündung und den ers-ten chemischen Reaktionen gäbe es im Otto-Motor keinen Zündverzug. Diese Definition ist für die vorliegende Arbeit aber unbrauchbar und wird daher nicht verwendet.
2.1.1.3 Brennverlauf
Durch die Kenntnis der Wärmefreisetzung im Brennraum sind Rück-
schlüsse auf den Verlauf der Verbrennung möglich. Diese Wärmefreiset-
zung zeitlich aufgelöst dargestellt wird als „Brennverlauf“ bezeichnet.
Die Wärmefreisetzung im Brennraum kann durch eine thermodynami-
sche Analyse (TDA) bestimmt werden. Dazu wird der Zylinderdruck wäh-
rend des Betriebs zeitlich hoch aufgelöst und referenziert zur Kurbelwel-
lenstellung gemessen. Bei Kenntnis der Motorgeometrie kann aus der
Druckdifferenz zum Schleppdruckverlauf die zum jeweiligen Zeitpunkt im
Brennraum freigesetzte Wärme errechnet werden. Die sich ändernden ka-
lorischen Stoffwerte der Zylinderladung durch die Reaktionen werden un-
ter Verwendung der Kraftstoffzusammensetzung (C-H-O-Verhältnis) und
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meist unter der Annahme vollständiger Verbrennung in den Rechnungen
berücksichtigt. Das Integral des Brennverlaufs über den Kurbelwinkel wird
auch als „Summenbrennverlauf“ bezeichnet. Dabei handelt es sich um die
bis zum jeweiligen Zeitpunkt insgesamt im Brennraum umgesetzte Wärme.
Es gibt Verfahren, die mittels eines Wandwärmeübergangsmodells die
aus der Zylinderladung an die Brennraumwände abgegebene Wärme ab-
bilden. Diese Verfahren erzeugen als Ergebnis den sogenannten „Brenn-
verlauf“. In dieser Arbeit wird ausschließlich mit dem sogenannten „Heiz-
verlauf“ gearbeitet [32]. In diesem werden Wandwärmeverluste nicht
gesondert berücksichtigt. Durch die an die Brennraumwände abgegebene
Energie verringert sich die absolut ins Arbeitsgas eingebrachte Wärme-
menge. Für die in dieser Arbeit durchgeführten Betrachtungen ist dies aber
irrelevant. Auf weitere Details zur TDA soll hier nicht näher eingegangen
werden. Die Verfahren sind allgemein bekannt [31, 35], die verwendete
Soft- und Hardware auf dem Markt erhältliche Standardlösungen. Auf eini-
ge Besonderheiten der Anwendung für direkteinspritzende Ottomotoren
wird z.B. in [29, 30] eingegangen.
Abbildung 2-5: Brennverlauf und Summenbrennverlauf Otto-Motor [28]
Ottomotoren im Normalbetrieb zeigen eine in etwa glockenförmige
Wärmefreisetzung wie in Abbildung 2-5 zu sehen. Im homogen verbren-
nenden Ottomotor wird von einer Flammenfront ausgegangen, die eine
homogen vorgemischte Ladung durchläuft. Der Ausgangspunkt der Flam-
me ist dabei der Funkenkanal des überschlagenden Funkens an der
- 16 -
Zündkerze. Unter der Annahme völlig fehlender Ladungsbewegung und
Abwesenheit von Brennraumwänden würde die Flammenfront sich in Form
einer wachsenden Kugel ausbreiten.
In dieser Arbeit werden drei markante Punkte des Brennverlaufs ver-
wendet:
- der 5% Umsetzungspunkt benannt als „Brennbeginn“ CA05 [°KW],
- der 50% Umsetzungspunkt als Verbrennungsschwerpunkt,
„COHR“ bzw. „CA50“ [°KW],
- das „Brennende“ als 90% Umsetzungspunkt „CA90“ [°KW].
Daraus ergeben sich drei berechnete Kenngrößen:
- der oben bereits eingeführte Zündverzug ZZP-CA05 [°KW]
- die Brenndauer als Differenz aus CA05-CA90 [°KW]
- die Gesamtbrenndauer ZZP-CA90 [°KW].
Abbildung 2-6: Indizierter Wirkungsgrad über COHR bei Pmi=6bar (aus [100] modifiziert) bei verschiedenen Drehzahlen und Ansaugluft- temperaturen
Für einen optimalen thermischen Wirkungsgrad sollte CA50 bei Ottomoto-
ren zwischen 4 und 8° nach Zünd-OT liegen (siehe Abbildung 2-6 und z.
B. [37, 38, 39]). Ein wirkungsgradoptimaler Verbrennungsschwerpunkt ist
allerdings in manchen Motorbetriebspunkten nicht möglich, da sonst moto-
rische Betriebsgrenzen erreicht würden.
- 17 -
Abbildung 2-7: Zylinderdruck abhängig vom Zündzeitpunkt mit Zylinder- Spitzendruckgrenze (aus [42] modifiziert)
Solche Grenzen sind im Wesentlichen motorisches „Klopfen“ und die
Zylinder-Spitzendruckgrenze, beide Begriffe werden in folgenden erklärt.
In beiden Fällen muss der Verbrennungsschwerpunkt weiter nach Ver-
brennungs-OT als thermodynamisch optimal gelegt werden. Dies ge-
schieht über einen entsprechend späten Zündzeitpunkt. Im Falle des Spit-
zendrucks ist die Erklärung der Betriebsgrenze trivial (siehe Abbildung
2-7), sie ergibt sich aus der mechanischen Belastbarkeit des Motors. Auf
Klopfen als Phänomen wird weiter unten separat eingegangen.
Ein besonders langer oder kurzer Zündverzug hat beim Ottomotor in der
Regel keine besonderen Nachteile und kann durch entsprechende Wahl
des Zündzeitpunkts kompensiert werden.
Die Brenndauer sollte im Sinne eines optimalen thermischen Wirkungs-
grads möglichst kurz sein [18, 2]. Allerdings bedeutet eine kürzere Brenn-
dauer bei konstantem Verbrennungsschwerpunkt und identischen An-
fangsbedingungen auch höhere Druckanstiegsgradienten im Zylinder, was
unter anderem aus akustischer Sicht problematisch ist. Die Brenndauer
hat viele Einflussfaktoren, bildet aber im Wesentlichen die Flammen-
Ausbreitungsgeschwindigkeit und die Länge der Flammwege im Brenn-
Druck-grenze
- 18 -
raum ab. Die Flammenausbreitungs-Geschwindigkeit setzt sich in der übli-
chen Modellvorstellung aus zwei Komponenten zusammen: der laminaren
Brenngeschwindigkeit und dem turbulenten Strömungsfeld [18]. Die lami-
nare Brenngeschwindigkeit ist anschaulich abzubilden durch das Voran-
schreiten einer Flammenfront in einer Verbrennungsbombe mit homogen
vorgemischter, aber völlig ruhender Ladung. Sie wird vor allem von den
Kraftstoffeigenschaften, der Ladungszusammensetzung (Luftkraftstoffver-
hältnis) sowie dem Ladungszustand (Druck, Temperatur) beeinflusst. Die
laminare Brenngeschwindigkeit wäre in ihrem Betrag vom Ort der Zündung
in alle Richtungen gesehen aus gleich. Der turbulente Transport der
Flamme geschieht durch die Ladungsbewegung im Brennraum. Diese re-
sultiert aus der Ladung beim Einströmen aufgeprägter (Drall und „Tumble“)
oder im Brennraum erzeugter (Quetsch- / „Squish-“) Bewegung. Die La-
dungsbewegung, und damit auch die turbulente Transportgeschwindigkeit,
ist zum einen vom motorischen Betriebspunkt abhängig (Kolbengeschwin-
digkeit, Geschwindigkeit des einströmenden Gases). Zum anderen ist sie
aber auch durch die konstruktive Ausführung der Ladungswechselkanäle
und des Brennraums zu beeinflussen. Sie kann sehr stark richtungsge-
bunden sein und stellt damit einen herausragenden Aspekt der Brennver-
fahrensentwicklung dar. Da die Ladungsbewegung auch einen starken
Einfluss auf die Gemischbildung bei direkteinspritzenden Motoren hat, er-
geben sich hier diverse Quereinflüsse zur Gemischbildung.
Anormale Verbrennung beim Ottomotor stellt ein wesentliches Problem
für alle Bestrebungen bezüglich Downsizing und Laststeigerung dar [33,
34]. Grundsätzlich können die Phänomene unterschieden werden in un-
gewünschte Vorentflammung und klopfende Verbrennung. Im Falle der
Vorentflammung entzündet sich die Zylinderladung vor dem Überschlag
des Zündfunkens. Auslöser sind in der Regel heiße brennraumbegrenzen-
de Bauteile, oft Auslassventile oder heiße Stellen („Hot Spots“) an Zylin-
derkopf oder Kolben. Man spricht dann auch von Glühzündung. Auch
kommen als Auslöser in den Brennraum gelangte Schmieröltröpfchen oder
abgelöste Ablagerungen in Frage. Beispielsweise in [33] und [43] wird dies
vertieft untersucht. Das Resultat von Vorentflammungen sind stark über-
höhte Zylinderdrücke und –Temperaturen. Der Effekt stellt sich ähnlich dar
wie ein zu früher Zündzeitpunkt in
Abbildung 2-7. Durch die hohen Temperaturen wird der Brennraum auf-
geheizt, und das Risiko weiterer Vorentflammungen steigt. Die Phänome-
ne der Vorentflammung sind nicht abhängig vom Zündzeitpunkt, da sie vor
der elektrischen Zündung auftreten. Dies macht einen Schutz durch die
Motorsteuerung im Betrieb schwierig, da die hier relevanten Einflusspara-
meter Ladedruck, Ladelufttemperatur und Kühlwassertemperatur nur rela-
tiv langsam steuerbar sind. Gleichzeitig sind wenige Arbeitsspiele mit vor-
entflammter Verbrennung ausreichend, um durch die auftretenden
Belastungen einen Motor zu zerstören. Das Auftreten solcher Phänomene
- 19 -
ist dementsprechend durch sorgfältige Konstruktion und Steuergeräte-
Bedatung unbedingt zu vermeiden. Grundsätzlich kann Vorentflammung
unabhängig von der Drehzahl bei hohen Lasten auftreten.
Abbildung 2-8: normale und klopfende Verbrennung; Heiz- und Druckverlauf (a) sowie Frequenzspektrum (b) [29]
Eine andere Form irregulärer Verbrennung beim Otto-Motor stellt das
„Klopfen“ dar. Die Namensgebung liegt in dem von außen wahrnehmbaren
metallisch klopfenden Verbrennungsgeräusch begründet. Es tritt vor allem
bei hohen Lasten und niedrigen Drehzahlen auf. Verursacht wird es durch
die Selbstentzündung von noch nicht verbrannten Ladungsteilen. Nach der
regulären Zündung durch die Zündkerze breitet sich die Flammenfront im
Brennraum aus. Druck und Temperatur steigen derweil im gesamten
Brennraum an, auch in den noch nicht verbrannten Bereichen der Zylin-
derladung. Sind nun diese Ladungs-Teile hinreichend lange einer Tempe-
ratur und einem Druck ausgesetzt, welche zur Selbstzündung ausreichen,
kommt es zu ebendieser. Die auftretenden Druckgradienten und lokal ho-
hen Temperaturen können zu Schäden besonders am Kolben (Feuersteg-
bereich) führen. Dauerhaft klopfende Verbrennung führt auch zum Aufhei-
zen des Brennraums, was weiteres Klopfen begünstigt und auch zur
Vorentflammung führen kann (siehe oben).
Die Bestimmung von Klopfkriterien (Zeit, Ladungstemperatur, Druck) ist
eine wichtige Voraussetzung zur simulativen Optimierung von hochausge-
lasteten Otto-Motoren [28]. Im Zylinderdruckverlauf ist das Klopfen durch
hochfrequente Ausschläge wie in Abbildung 2-8a sichtbar. Führt man mit
dem Zylinderdruckverlauf eine Fourier-Transformation durch, erhält man
ein Frequenzspektrum wie in Abbildung 2-8b. Bei Kenntnis des jeweiligen
Motors kann aus den Amplituden eine „Klopfintensität“ ermittelt werden.
Aus Erfahrungswerten lässt sich sagen, welche Klopfintensität noch er-
träglich ist. In den Versuchen zu dieser Arbeit wurde eine marktübliche
- 20 -
Standardlösung zur Klopferkennung aus dem Zylinderdrucksignal verwen-
det. Für weitere technische Details wird daher auf die entsprechende Do-
kumentation verwiesen [44]. Neben den schon genannten Einflüssen
Druck, Temperatur und Zeit sind der Kraftstoff (Oktanzahl) und das Luft-
kraftstoffverhältnis Einflussfaktoren für das Auftreten von Klopfen. Absen-
kung der Drücke und Temperaturen bei gleichzeitig kurzer Brenndauer
(kompakter Brennraum mit viel Ladungsbewegung), und möglichst
hochoktaniger Kraftstoff sind vorteilhaft für das Vermeiden von Klopfen.
Im Fahrzeug wird Klopfen üblicherweise durch am Motorgehäuse ange-
brachte Beschleunigungssensoren detektiert. Wenn das Signal eine be-
stimmte Intensität überschreitet, wird durch das Motorsteuergerät ein spä-
terer Zündzeitpunkt und damit Verbrennungsschwerpunkt gewählt.
Dadurch werden Spitzen-Temperatur und -Druck im Brennraum zum Zeit-
punkt der Verbrennung abgesenkt, bis kein Klopfen mehr auftritt. Nach
herstellerspezifischen Algorithmen versucht das Motorsteuergerät den
Zündzeitpunkt wieder Richtung „früh“ zu verlegen, bis erneut Klopfen de-
tektiert wird. Man spricht dann von „Klopfregelung“.
- 21 -
2.1.1.4 Laststeuerung und Wirkungsgrad beim Otto-Motor
Abbildung 2-9: Laststeuerung Ottomotor gedrosselt und „entdrosselt“
durch „Frühes Schließen des Einlassventils“ im p-V-Diagramm [29]
In diesem Kapitel wird herausgearbeitet, warum moderne PKW-Otto-
Motoren mit immer höheren Druckverhältnissen aufgeladen werden und
welche Probleme sich daraus ergeben.
Beim klassischen Otto-Motor spricht man von einer „quantitativen“ Last-
steuerung. Darunter ist zu verstehen, dass das Luft-Kraftstoffverhältnis
–die „Qualität“ des Gemisches- unabhängig von der Lastanforderung rela-
tiv konstant gehalten wird. In den meisten Betriebsbereichen wird stöchio-
metrischer Betrieb =1 angestrebt, um die Abgasemissionen mittels
preiswerter Standardlösung (3-Wege-Katalysator) auf das gewünschte Ni-
veau zu verringern. Wird nicht maximales Drehmoment vom Motor abge-
fragt, muss zur Laststeuerung die Masse des zu verbrennenden Gemi-
sches reduziert werden. Konventionell geschieht dies über ein isenthalpes
Drosselorgan (meist Drosselklappe), welches die Dichte im Ansaugtrakt
absenkt, wobei der Liefergrad nahezu gleich bleibt. Dies verursacht wäh-
rend des Ansaugvorgangs eine Ladungswechselschleife, wie in Abbildung
- 22 -
2-9 links zu sehen. Die zu erbringende Ladungswechselarbeit (graue Flä-
che in Abbildung 2-9) wird am Drosselorgan in Entropie-Erhöhung umge-
setzt. Sie reduziert den motorischen Wirkungsgrad im Teillastbetrieb. Es
gibt verschiedene Lösungsansätze, um die negative Ladungswechselar-
beit bei Teillast zu reduzieren [29, 42, 47].
Bei gegebenem Hubvolumen kann unterschieden werden nach Verfah-
ren, die statt Drosselung den Liefergrad senken und Verfahren, welche die
Dichte bzw. den Sauerstoffgehalt im Ansaugtrakt ohne Drosselung redu-
zieren. Eine Liefergradabsenkung erfolgt in der Regel durch Anpassung
der Steuerzeiten. Solche Verfahren sind „Frühes Einlass Schließt“ wie in
Abbildung 2-9 rechts, „Spätes Einlass Schließt“ oder „Innere Abgasrück-
führung“ durch Änderung der Ventilüberschneidung (AGR). Dabei wird vo-
lumetrisch weniger Frischladung in den Zylinder eingebracht (bzw. einge-
brachte Frischladung wird wieder ausgeschoben) gegenüber einer
Laststeuerung nur durch Drosselung. Nachteil dieser Verfahren ist unter
anderem, dass zusätzliche und kompliziertere Bauteile im Ventiltrieb erfor-
derlich sind. Dafür kann theoretisch arbeitsspielaufgelöst die Last geregelt
werden.
Verfahren, welche die Dichte oder Zusammensetzung des angesaugten
Gases ändern, sind unter anderem die externe Abgasrückführung oder ei-
ne Ansaugluftheizung (thermische Entdrosselung). In beiden Fällen ändert
sich bei Laständerung das Volumen der angesaugten Ladung vom Brenn-
raum aus betrachtet nicht, und der Liefergrad bleibt nahezu unverändert.
Beiden Verfahren gemein ist eine grundsätzlich begrenzte Dynamik. Auch
haben beide Verfahren Grenzen bei der zu erreichenden möglichen Ent-
drosselung. Eine Ansaugluft-Temperaturerhöhung von 80K wäre eventuell
noch von den üblicherweise verwendeten Materialien zu ertragen, ermög-
licht allerdings nur eine Dichteabsenkung von etwa 20%. Im Falle der AGR
ergeben sich Probleme bei der Verbrennungsstabilität und eine längere
Brenndauer, sowie ein reduzierter Umsetzungsgrad, was einen Teil der
durch Entdrosselung erreichten Wirkungsgradverbesserung wieder kom-
pensiert. Dazu kommen im Falle der AGR Probleme mit der Homogenität
der Beimischung sowie Verschmutzung des Ansaugtrakts [50].
Ein grundsätzlich anderes Verfahren zur Optimierung des Teillastwir-
kungsgrades stellt das „Downsizing“ dar. Dabei wird im Vergleich zu einem
Referenzmotor das Hubvolumen verringert – dies kann über Reduktion der
Zylinderzahl als auch Verkleinerung der Einzelhubräume erfolgen. Zum
Ansaugen einer zum Ausgangsmotor identischen Luftmasse muss bei
sonst ähnlicher Konstruktion und Randbedingungen vor den Einlassventi-
len ein höherer Druck vorliegen. Es muss also im Teillastbereich weniger
„gedrosselt“ werden. Die negative Ladungswechselarbeit verringert sich,
der Teillastwirkungsgrad steigt. Auch ist die Brennraumoberfläche tenden-
ziell geringer, was die Wandwärmeverluste reduziert. Dies wird wiederum
durch ein höheres Verbrennungstemperaturniveau teilweise kompensiert.
- 23 -
Ein Motor mit geringerem Hubraum hat allerdings zunächst ein niedrigeres
Volllast-Drehmoment und damit bei gleicher Nenndrehzahl eine niedrigere
Spitzenleistung. Diesem wird entgegengewirkt, indem der hubraumredu-
zierte („downgesizte“) Motor gegenüber dem Ausgangsmotor höher oder
überhaupt aufgeladen wird [42, 48]. Üblicherweise geschieht dies mit Ab-
gasturboladern (ATL). Als anschauliches Beispiel lässt sich gut vorstellen,
dass von einem 4-Zylinder-Saug-Motor ausgehend ein Zylinder entfernt
wird. Zum Erreichen eines Referenzlastpunkts muss jeder Zylinder des 3-
Zylinder-Motors in erster Näherung 33% mehr Luft- und Kraftstoffmasse
umsetzen, als die jeweiligen gleich großen Zylinder des 4-Zylinder-Motors.
Entsprechend steigt der Saugrohrdruck und fallen die Ladungswechselver-
luste im Teillastbetrieb. Zusätzlich werden bei Wegfall eines Zylinders
Reibstellen eingespart, was den mechanischen Wirkungsgrad verbessert.
Der Dreizylindermotor im Beispiel muss allerdings auch bei Volllast ein
Drittel mehr Zylinderladungsmasse pro Brennraum über eine höhere La-
dungsdichte aufnehmen. Dies bedeutet höhere Ladedrücke und damit –bei
sonst identischen Rahmenbedingungen- höhere Klopfgefahr bei Volllast.
Um Klopfen zu vermeiden, muss entweder die Grundverdichtung des Mo-
tors reduziert werden, oder es sind spätere Verbrennungsschwerpunkte zu
wählen. Beides reduziert den thermischen Wirkungsgrad. Außerdem zei-
gen ATL-aufgeladene Konzepte oft ein problematisches Dynamikverhal-
ten. Auch stellen der stark pulsierende Abgasstrom für die ATL-Auslegung
sowie die Drehungleichförmigkeit für die Antriebsstrangauslegung bei zy-
linderreduzierten Downsizing-Konzepten große Herausforderungen für die
Antriebsstrangentwicklung dar. Hier ergeben sich zahlreiche Zielkonflikte
zwischen Teillastwirkungsgrad, gutem Dynamikverhalten, Fahrkomfort und
akzeptablem Hochlastwirkungsgrad. In [1, 5, 45, 46] wird ausführlich be-
schrieben, dass tiefe Ladeluftkühlung bei Downsizing-Motoren selbst bei
Kälteerzeugung über eine motorbetriebene Kompressionskältemaschine
zur teilweisen Entschärfung der Zielkonflikte zwischen Volllast-
Wirkungsgrad, Dynamikverhalten und Teillast-Wirkungsgrad beitragen
kann.
Zylinderabschaltung beschreibt ein Konzept mit dem Downsizing ähnli-
chen Wirkprinzip. Der Mechanismus der Entdrosselung über die höhere
Auslastung der nicht abgeschalteten Zylinder ist sehr ähnlich. Es ergeben
sich gegenüber dem Downsizing Vorteile in Bezug auf die geringere
Klopfgefahr durch die fehlende zusätzliche Aufladung. Dies erlaubt eine
höhere Grund-Verdichtung bzw. wirkungsgradoptimalere Verbrennungs-
schwerpunkte im Hochlastbetrieb, und damit einen höheren thermischen
Wirkungsgrad. Allerdings entfallen die Wirkmechanismen der insgesamt
kleineren Brennraumfläche und, gegenüber dem Zylinder-Downsizing, der
entfallenden Reibstellen.
- 24 -
2.1.2 Abgasemission
Übliche Kraftstoffe für Otto-Motoren sind flüssige Verbindungen aus Koh-lenstoff, Wasserstoff und teilweise Sauerstoff. Im europäischen Raum do-minierend sind Kraftstoffe aus Kohlenwasserstoff-Verbindungen aus fossi-len Rohstoffen mit einem Anteil von 5-10% an beigemischtem Ethanol. Dies wird in Europa als Tankstellenbenzin mit ROZ (Research Oktan Zahl) 95 bis 98 verkauft. Solche Kraftstoffe verbrennen im Idealfall mit Luftsau-erstoff nach folgender Formel zu Kohlendioxid und Wasser :
Der Mindestluftbedarf, um solch eine vollständige Verbrennung zu ermög-
lichen, ergibt sich zu
Dabei wird von 21% Sauerstoffgehalt in der Ansaugluft ausgegangen.
Häufig verwendet zur Beschreibung von motorischen Gemischen wird
auch das Verbrennungsluftverhältnis oder Luftkraftstoffverhältnis
2.1.2.1 Limitierte Schadstoffkomponenten
Abbildung 2-10: Zusammensetzung Otto-motorisches Abgas bei = 1 [17]
Im Rohabgas moderner Ottomotoren finden sich bei stöchiometrischem
Betrieb etwa 1%Vol. Schadstoffe (Abbildung 2-10). Nach momentanem
- 25 -
(2013) europäischem Recht sind limitierte gasförmige Schadstoffkompo-
nenten Kohlenwasserstoffe HC, Kohlenmonoxid sowie Stickoxide
und . Als nicht-gasförmige limitierte Schadstoffe werden üblicherweise
Partikel bezeichnet.
Kohlenwasserstoffe sind direkt schädlich für den Menschen, da sie die
Schleimhäute reizen, sowie Krebs- und Atemwegs-Erkrankungen begüns-
tigen. Für bestimmte Grenzwerte werden die Kohlenwasserstoffe in Me-
than ( ) und Nicht-Methan-Kohlenwasserstoffe unterschieden.
Kohlenmonoxid ist ein geruch- und farbloses Gas, welches eingeatmet
den Sauerstofftransport der roten Blutkörperchen verhindert. Es kann so
direkt zur inneren Erstickung führen.
Stickoxide, besonders Stickstoffdioxid, tragen zur Bildung von „saurem
Regen“ und Smog bei, und sorgen für direkte Gesundheitsschädigungen
bei Menschen. Stickstoffdioxid riecht stechend chlorähnlich und sorgt in
niedrigen Konzentrationen für Kopfschmerzen und Schwindel. Höhere
Konzentrationen können zu Atemnot und Lungenödemen führen [52].
Als Partikel im motorischen Abgas sind üblicherweise jene Stoffe defi-
niert, die sich bei Durchleitung von verdünntem Abgas mit einer Tempera-
tur von 51,7°C auf einem definierten Filter absetzen [2]. Der größte Mas-
senanteil ist dabei elementarer Kohlenstoff (Ruß). Allerdings finden sich
auch im Ruß gebundene schwerflüchtige Kohlenwasserstoffe, sowie Ab-
rieb von Motorkomponenten und andere Stoffe. Für Grenzwerte zur Parti-
kelanzahl wie sie z.B. in der Abgas-Norm Euro 6 vorgesehen sind [51],
wird verdünntes Abgas bei 300°C-350°C durch eine
Partikelzähleinrichtung geleitet. Die Verdünnung und Temperatur sind so
gewählt, dass semivolatile Kohlenwasserstoffe vollständig verdampft sein
sollten und nicht als Partikel detektiert werden. Die Zähleinrichtung (aus-
geführt als Condensation Particle Counter CPC) ist darüber hinaus so ka-
libriert, dass kleinste Partikel, welche unter anderem kondensierte Koh-
lenwasserstoffe darstellen können, nicht gezählt werden. Dazu ist
gesetzlich festgelegt [14], dass Partikel mit einem Durchmesser von 23nm
zu höchstens 50% und Partikel mit einem Durchmesser von 41nm zu min-
destens 90% detektiert werden müssen. Partikel mit einem mittleren
Durchmesser kleiner als dPM = 10 μm sind lungengängig und stehen daher
im Verdacht, krebserregend zu sein [62].
2.1.2.2 Entstehung von Schadstoffen im Motor
Leider erfolgt die Verbrennung im Otto-Motor nicht derart ideal, dass aus-schließlich und entstehen (siehe auch Abbildung 2-10). Auf die grundlegenden Entstehungsmechanismen der einzelnen Schadstoffe wird im Folgenden eingegangen.
- 26 -
Kohlenwasserstoffe entstehen zunächst aus unvollständiger Verbren-
nung des Kraftstoffs. Verursachend kann eine unzureichende
Gemischaufbereitung sein, so dass zum Zeitpunkt der Verbrennung noch
unverdampfte Kraftstoffteilchen vorliegen. Kraftstoff kann sich durch
Wandbenetzung auf dem Kolbenboden oder anderen brennraumbegren-
zenden Flächen niederschlagen. Wenn dieser während der Verbrennung
oder des Ausschiebens abdampft und Temperatur und Sauerstoffangebot
für eine Oxidation nicht mehr ausreichend sind, finden sich die Kohlen-
wasserstoffmoleküle im Abgas wieder. Ein anderer Entstehungsmecha-
nismus ist das lokale Verlöschen der Flamme. Dies geschieht zum einen
in engen Spalten oder brennraumwandnah (im Feuersteg, an Quetschflä-
chen). Man spricht dann auch von „wall quenching“. Zum anderen kommt
es, besonders bei niedrigen Lasten, dazu, dass zum Ende der Verbren-
nung Druck und Temperatur im Zylinder so stark absinken, dass es zum
Verlöschen der Flamme kommt. Man spricht dann von „flame quenching“
[12,13, 36].
Kohlenstoffmonoxid entsteht während der Verbrennung in großen Men-
gen als Zwischenprodukt. Die weiterführenden Reaktionen, die zur Um-
wandlung in führen, benötigen zum einen freien Sauerstoff und zum
anderen relativ hohe Aktivierungsenergien, also Mindesttemperaturen.
Sinkt die Temperatur lokal oder auch global unter dieses Niveau ab,
kommt es zum „Einfrieren“ der CO-Oxidation [53].
Beim Stickoxid im Ottomotor-Abgas handelt es sich fast ausschließlich
um thermisches NOx. Es resultiert aus dem Zeldovich-Mechanismus. Bei
hohen Temperaturen (nennenswert ab etwa 1500°C) reagiert der Luft-
stickstoff mit dem Luftsauerstoff zu Stickstoffmonoxid:
O + ←→ NO + N a)
N + ←→ NO + O b)
N + OH ←→ NO + H c)
Dabei hat Gleichung c) nur bei unterstöchiometrischer Verbrennung Rele-
vanz. Mit steigender Temperatur nimmt die thermische NO-Bildung bis et-
wa 1950°C weiter zu. Neben der Temperatur hat auch die Verweilzeit Ein-
fluss auf die NO-Bildung. Ein Reaktionsgleichgewicht würde erst nach 0,1
bis 1s erreicht, was im realen Motorprozess nicht vorkommt [54, 55, 56].
NO wird in der vorgemischten Otto-motorischen Verbrennung in und direkt
hinter der Flammenfront gebildet. Dort sind lokal die Temperaturen hoch
genug, um bei ausreichendem Sauerstoffangebot signifikante Mengen NO
zu erzeugen. NO ist instabil und reagiert bei ausreichendem Sauerstoffan-
gebot zu weiter.
In [4, 114] wurde die Bildung von Rußteilchen detailliert untersucht.
Zwar war das Ziel der Untersuchung das erweiterte Verständnis der Ent-
stehung von Dieselruß. Allerdings wurden in dieser Arbeit sehr umfang-
- 27 -
reiche Untersuchungen mit vorgemischten Ethin (Acetylen)-Flammen
durchgeführt, welche durchaus auch die Verhältnisse im Otto-Motor be-
schreiben. Es wird davon ausgegangen, dass die Kraftstoffmoleküle wäh-
rend der Verbrennung zunächst oxidativ zerfallen. Dabei entsteht als Zwi-
schenprodukt Ethin. Die Ethin-Moleküle bilden zum Teil höhere
Kohlenwasserstoffe und Aromaten. Diese wachsen zum einen durch die
Anlagerung weiterer Ethin-Moleküle („H-Abstraktions-Ethin-
Additionsmechanismus“) und zum andren durch Zusammenlagerung grö-
ßerer Kohlenwasserstoffmoleküle. Gleichzeitig läuft allerdings ein Oxidati-
onsprozess (die eigentliche Verbrennung), der die Anzahl und Größe der
so gebildeten Teilchen reduziert. Das sich einstellende Gleichgewicht von
Teilchenanzahl und -größe ist hauptsächlich abhängig von dem zur Verfü-
gung stehenden Sauerstoff und der Temperatur. Dabei ist zu beachten,
dass die lokale Verfügbarkeit von Sauerstoff entscheidend ist, welches
neben dem globalen Verbrennungsluftverhältnis auch von der Homogeni-
tät des Gemisches und der Ladungsbewegung abhängt. Da Ruß der
Hauptbestandteil der als Partikel limitierten Emissionen ist, wird dessen
Bildung hauptsächlich untersucht.
Konventionelle Ottomotoren mit externer Gemischbildung zeigen im
Lambda-1-Betrieb nach Erreichen der Betriebstemperatur nur geringe Par-
tikelemissionen im Abgas [7]. Dies liegt nach allgemeiner Sichtweise an
den hohen Strömungsgeschwindigkeiten am Einlassventil, welche die
Durchmischung (Homogenisierung) der einströmenden Ladung unterstüt-
zen und an der langen zur Verdampfung des Kraftstoffs zur Verfügung
stehenden Zeit (von Öffnen des Einlassventils bis Zündung).
Viele Veröffentlichungen der letzten Jahre befassten sich mit der Opti-
mierung von Schichtladungskonzepten. Dabei wird lokal um die Zündkerze
ein zündfähiges Gemisch erzeugt, während im restlichen Brennraum sehr
magere Luft-kraftstoffverhältnisse vorherrschen. Auf solche Brennverfah-
ren mit gewollt inhomogener Zylinderladung soll an dieser Stelle nicht ver-
tieft eingegangen werde. Sie sind zum einen nicht Bestandteil der Unter-
suchungen dieser Arbeit und haben zum anderen zum Zeitpunkt der
Verfassung einen sinkenden Anteil an neu vorgestellten Fahrzeugen.
Abbildung 2-11: Rußentstehung im homogenen Otto-Brennverfahren aus Pool-Fire [10]
- 28 -
Für zum Zeitpunkt der Verfassung (2013) aktuelle Ottomotoren dominie-
rend sind homogene Brennverfahren mit Direkteinspritzung. Aus verschie-
denen Veröffentlichungen ist zu entnehmen, dass bei diesen die dominie-
rende Quelle zur Partikelentstehung sogenannte „Poolfire“ darstellen [8, 9,
10, 36]. Darunter ist das Abbrennen von auf dem Kolben bzw. auch an
Brennraumwänden vorliegenden flüssigen Kraftstoffansammlungen zu
verstehen (siehe Abbildung 2-11). In [8] und [10] wurden diese Effekte
durch optische Methoden direkt sichtbar gemacht.
Abbildung 2-12: Einfluss von Einspritzbeginn und Kraftstoff auf Partikelanzahl [9]
In [9] werden aus der starken Abhängigkeit der Partikelemissionen vom
Einspritzbeginn bzw. -ende ähnliche Rückschlüsse gezogen. Im Bereich
dieser „Poolfire“ liegen lokal ähnliche Verhältnisse vor wie sie sich in Diffu-
sionsflammen von z.B. Diesel-Motoren finden lassen. Der Kraftstoff ver-
dampft und verbrennt unter lokal fetten Bedingungen. Dabei liegen hinrei-
chend hohe Temperaturen vor, um Ruß zu bilden (siehe auch Abbildung
2-13).
- 29 -
Abbildung 2-13: Rußbildung abhängig von Luft-Kraftstoffverhältnis und Temperatur [80]
Unter der Annahme, dass mit geeigneter Applikation Wandbenetzung
größtenteils vermeidbar ist, kann davon ausgegangen werden, dass Ruß-
bildung hauptsächlich durch unvollständig verdampften, in Tröpfchen vor-
liegenden Kraftstoff, begünstigt wird. Untersuchungen wie in [11] zeigen,
dass feinere Zerstäubung vorteilhaft ist. Dies kann durch höhere Einspritz-
drücke bei kleineren Düsenöffnungen erreicht werden. Weitere Einflüsse,
die üblicherweise das Verdampfen von Flüssigkeiten unterstützen, sind
das Absenken des Umgebungsdrucks, sowie ein Anheben der Tempera-
tur. Auch die Art des Kraftstoffs hat erheblichen Einfluss auf die Rußbil-
dung, ist allerdings nicht Thema dieser Arbeit [9]. Aus den
Partikelgrößenverteilungen und dem grundsätzlichen Verhalten, abhängig
von der Motorlast, lassen sich die Rückschlüsse ziehen, dass bei optimal
appliziertem Einspritz-Timing die Rußbildungsmechanismen von Otto-
Motoren mit Direkt- und Saugrohreinspritzung ähnlich sind [67, 68]. Da der
Großteil der Partikel aus Ruß besteht, sind diese Vorgänge für den Parti-
kelausstoß dominant.
Zusammengefasst findet vor allem in Bereichen mit lokal fettem λL bei
bestimmten Temperaturen die Bildung von Ruß statt. Zu solchen Bedin-
- 30 -
gungen kommt es hauptsächlich in Brennraumzonen, in denen zum Zeit-
punkt der Verbrennung flüssiger Kraftstoff vorliegt. Dieser kann zum einen
aus Wand- bzw. Kolbenbenetzung resultieren. Zum anderen kann unzu-
reichende Zerstäubung oder Homogenisierung die Verdampfung von
Kraftstofftröpfchen behindern.
2.1.3 Bekannte Einflüsse auf die Schadstoffemission
Im Folgenden werden einige bekannte Einflussfaktoren auf die Schadstoff-Rohemissionen beschrieben. Dabei werden soweit möglich Untersuchun-gen an direkteinspritzenden Otto-Motoren mit homogenem Brennverfahren herangezogen. Im Hinblick auf das in dieser Arbeit untersuchte Thema be-ziehen sich die Ausführungen hauptsächlich auf äußere Effekte bzw. App-likationsmaßnahmen, die auf gegebene Motoren einwirken können. Es fin-den keine weitreichenden konstruktiven Betrachtungen statt.
2.1.3.1 Ladelufttemperatur
Die Ladelufttemperatur ist eine der relevanten Größen für die Temperatur der Luft im Brennraum. Sie beeinflusst die Abgasemissionen daher durch zwei Grundzusammenhänge: zum einen hat die Temperatur der Luft im Brennraum zum Zeitpunkt der Einspritzung erhebliche Auswirkungen auf die Gemischbildung. Zum anderen hat die Ansauglufttemperatur einen di-rekten Einfluss auf das Temperaturniveau der Verbrennung.
- 31 -
Abbildung 2-14: Einspritzstrahl bei Variation von Lufttemperatur und Kammerdruck [26]
Die Abbildung 2-14 zeigt die Verdampfung des Kraftstoffs bei verschie-
denen Lufttemperaturen (und –drücken) in einer Druckkammer bei 100 bar
Einspritzdruck [26]. Die Aufnahmen wurden immer im gleichen Zeitabstand
nach Einspritzbeginn durchgeführt, als Injektor wurde ein außenöffnendes
Serienteil verwendet. Der Kraftstoff war aus einem einzigen Los Tankstel-
lenkraftstoff, die Kraftstofftemperatur wurde konstant gehalten. Es ist leicht
sichtbar, dass eine höhere Lufttemperatur die Verdampfung offensichtlich
unterstützt. Der Kraftstoffstrahl wird mit steigender Temperatur schmaler,
das heißt die Verdampfung des Kraftstoffs gelingt schneller. Erstaunlich
ist, dass die Eindringtiefe scheinbar nahezu unabhängig von der Lufttem-
peratur ist. Die Gefahr des Auftretens von Wandbenetzung scheint also
unabhängig von der Ladelufttemperatur. Untersuchungen in [27] kamen zu
ähnlichen Ergebnissen. Daraus ergäbe sich bei hinreichend langer Homo-
genisierungszeit nur ein geringer Einfluss auf HC- und Partikel-
Emissionen.
Zu beachten ist dagegen der erhebliche Einfluss des Brennraumdru-
ckes auf die Eindringtiefe des Kraftstoffstrahls. Hier kann sich die Ladeluft-
temperatur indirekt stark auswirken. In erster Näherung entspricht die
Luftmasse der Motorlast. Mit sinkender Ladelufttemperatur ist ein niedrige-
rer Ladedruck notwendig, um eine bestimmte Luftmasse in den Brennraum
zu befördern. Dadurch sinkt bei gleicher Last, aber reduzierter Ladungs-
temperatur der Druck im Brennraum, was zu höherer Eindringtiefe des
- 32 -
Einspritzstrahls führen kann. Bei Auftreten von Wandbenetzung und
Poolfire (siehe auch Abbildung 2-11) kommt es, wie oben erklärt, zu ver-
mehrter HC- und Partikel-Entstehung. Die Änderung der Druckverhältnis-
se (Saugrohrdruck zu Abgasgegendruck), abhängig von der Ladelufttem-
peratur, führt zu diversen Quereinflüssen, da sich so der Restgasgehalt im
Brennraum ändert. Hier handelt es sich um einen komplexen Sachverhalt,
da das Verhalten des Aufladeaggregates sowie die Gasdynamik wesentli-
che Einflüsse sind. Im Sinne der systematischen Betrachtung von Einzel-
effekten sollte der Restgasgehalt gegebenenfalls beachtet werden.
Das absolute Temperaturniveau der Verbrennung hat einen erheblichen
Einfluss auf den Ablauf der Reaktionen die zur Schadstoffbildung führen.
Bei sonst weitestgehend konstant gehaltenen Randbedingungen (Be-
triebspunkt, Verbrennungsschwerpunkt, Einspritzparameter, Medientem-
peraturen etc.) kann in erster Näherung angenommen werden, dass fol-
gender Temperatureinfluss gilt:
- NOx: mit steigender Ladungstemperatur steigen die NOx-
Emissionen, da der Zeldovich-Mechanismus im Brennraum immer
schneller und großflächiger abläuft.
- CO: mit steigender Ladungstemperatur wird weniger CO gebildet,
da kleinere Bereiche des Brennraums so „kalt“ werden, dass die
CO-Oxidation „einfriert“.
- HC: mit steigender Ladungstemperatur wird weniger HC gebildet,
da niedergeschlagene HC schneller ausdampfen können und die
Lebensdauer von Kraftstofftröpfchen im Brennraum kürzer wird.
Auch kann die Flamme weiter in Spalten eindringen und es kommt
zu weniger „wall“ und „flame quenching“.
Entsprechende Untersuchungen finden sich unter anderem in [64] und
[65]. Die direkten Einflüsse der Ladungstemperatur auf den motorischen
Wirkungsgrad sind komplex (Umsetzungsgrad, Wandwärmeverluste,…)
und müssen durch Betrachtung der spezifischen Emissionen berücksich-
tigt werden.
Besondere Effekte ergeben sich, wenn durch das Ladungs-
Temperaturniveau motorische Betriebsgrenzen erreicht werden. Eine sol-
che Betriebsgrenze ist motorisches Klopfen (siehe 2.1.1.3), was zu späte-
ren Verbrennungsschwerpunkten zwingt. Neben den direkten Einflüssen
auf die Verbrennung (späterer ZZP bietet mehr Zeit zur Gemischbildung)
verringert sich der Wirkungsgrad des Prozesses, was zu höheren spezifi-
schen Emissionen führen kann. Das Erreichen der Spitzendruckgrenze
durch hohe Saugrohrtemperaturen hat im Prinzip ähnliche Auswirkungen.
Besonders drastische Auswirkungen hat das Erreichen der Bauteilschutz-
grenze der Abgastemperatur. Wenn zum Beispiel die höchst zulässige
Temperatur für die ATL-Turbine erreicht wird, verringert die Motorsteue-
rung das Luft-Kraftstoffverhältnis, um mit der Verdampfungsenthalpie des
- 33 -
nicht umsetzbaren Kraftstoffs die Abgastemperatur zu verringern. Neben
erheblichen Wirkungsgradeinbußen verursacht dies einen dramatischen
Anstieg der CO- und erheblichen Anstieg der HC-Emissionen. Entschei-
dend ist dabei, dass diese erhöhten Rohemissionen vom 3-Wege-
Katalysator nicht gemindert werden können und daher direkt die Umwelt
belasten.
Eine andere Problemstellung besteht darin, dass durch niedrige An-
sauglufttemperatur die Abgastemperatur so stark abgesenkt werden könn-
te, dass die Abgasnachbehandlung in ihrer Funktion gestört wird. Für den
bei homogen verbrennenden Otto-Motoren dominierenden 3-Wege-
Katalysator ist bei Abgastemperaturen über 300°C vor Kat von einer ak-
zeptablen Konvertierungsrate auszugehen ([24, 2]).
2.1.3.2 Kraftstofftemperatur
In einigen Untersuchungen wurde das Potential der Kraftstoffheizung zur Reduktion der HC-Emissionen beim Kaltstart untersucht [66]. Das Prinzip dabei ist, die Kraftstoffverdampfung noch in der Einspritzdüse zu begin-nen, um eine feinere Zerstäubung zu erreichen. Die HC-Emissionen wäh-rend des Warmlaufs konnten so auch reduziert werden. Allerdings benöti-gen die Kraftstoffdüsen erhebliche elektrische Leistung und grundsätzlich besteht einer der Hauptvorteile direkteinspritzender Otto-Motoren darin, die Verdampfungsenthalpie des Kraftstoffs im Brennraum nutzen zu kön-nen. In vielen auf dem Markt befindlichen Fahrzeugen mit Benzindirektein-spritzung sind sogar Kraftstoffkühler verbaut, um die Wärme aus der Hochdruckerzeugung aus dem Kraftstoff wieder abzuleiten. Auch die Be-triebssicherheit von konventionellen Kraftstoffinjektoren leidet unter zu ho-hen Kraftstofftemperaturen. Bei Betrieb ohne Heizung zeigten die Sonder-Einspritzdüsen ein ungünsti-geres Gemischbildungsverhalten [66] als konventionelle Einspritzdüsen. In der vorliegenden Arbeit wird der Warmlauf nicht untersucht, das Thema wird daher nicht weiter vertieft.
2.1.3.3 Bauteiltemperaturen
Zu beachten sind die erheblichen Temperaturspreizungen die sich im Brennraum einstellen können. Bei Motorstart im Winter können in Mitteleu-ropa bis -25°C Bauteiltemperatur auftreten, während Auslassventile im Volllast-Betrieb Oberflächentemperaturen bis 800°C erreichen [69]. In die-ser Arbeit werden ausschließlich Untersuchungen am betriebswarmen Mo-tor durchgeführt, das Thema Kaltlauf wird daher nicht vertieft betrachtet. Aus verschiedenen Untersuchungen ist bekannt, dass die Temperatur der brennraumbegrenzenden Bauteile einen Einfluss vor allem auf die HC,
- 34 -
CO- und Partikel-Emissionen hat [76]. Die meisten Untersuchungen zielen dabei auf das Kaltstartverhalten von Motoren ab, da hier besonders große Gradienten zwischen den Wandtemperaturen und dem Arbeitsgas beste-hen. Die drei genannten Schadstoffkomponenten werden vor allem wandnah gebildet. Kalte Wände führen zu größeren Zonen, in denen die Flammenfront verlischt bzw. die Aktivierungsenergie für Oxidationsreaktio-nen nicht mehr erreicht wird. Auch führen kalte Brennraumwände leichter zur Kondensation und Ablagerung von Kraftstoff. Dementsprechend verur-sachen kältere Brennraumwände tendenziell mehr CO, HC und Ruß-Emissionen. Auf die NOx-Emissionen ist der Einfluss dagegen gering, da die Stickoxide hautsächlich in der Flammenfront gebildet werden. Der Ein-fluss der Wandtemperaturen auf die Flammentemperaturen ist meist zu vernachlässigen. Es bleibt allerdings ein Quereinfluss aus dem Wandwär-meübergang, da dieser das gesamte Temperaturniveau im Brennraum mitbestimmt. Insgesamt wird bei modernen Motoren mit Thermomanage-ment-Maßnahmen ein möglichst schnelles Aufheizen des Brennraums auf Betriebstemperatur angestrebt. Zusammengefasst sind höhere Wandtem-peraturen aus Emissionssicht günstig, da sich neben einem besseren Wir-kungsgrad (geringere Wandwärmeverluste, geringere Reibung) geringere HC- und CO-Emissionen einstellen, bei kaum veränderten NOx-Emissionen.
Die Bauteiltemperaturen im Brennraum können großen indirekten Ein-
fluss auf die Emissionen haben, wenn sie zum Erreichen von motorischen
Betriebsgrenzen führen. Ein Beispiel wäre ein heißes Auslassventil, wel-
ches die Klopfneigung verstärkt und so zu spätem Verbrennungsschwer-
punkt zwingt. Dies kann durch resultierende höhere Abgastemperaturen
aus Bauteilschutzgründen zu einem abgesenkten Verbrennungsluftver-
hältnis führen. Die daraus resultierenden Effekte sind bei weitem stärker
als direkte Einflüsse der Wandtemperaturen auf die Emissionen. In mo-
dernen Motoren wird daher teilweise ein Zonen-Kühlkonzept verfolgt, in
welchem der Laufbuchsenbereich heißer gehalten wird als der Kopfbe-
reich [70]. So können die HC-Emissionen aus dem Feuerstegbereich re-
duziert werden, ohne sich bei Volllast erhöhter Klopfgefahr auszusetzen.
Auch beim in dieser Arbeit verwendeten motorischen Versuchsträger ist
dieses Konzept umgesetzt. Bei manchen Konstruktionen wird durch ge-
steuerte Thermostate und Wasserpumpen bei länger andauerndem Hoch-
lastbetrieb („Autobahn-Vollgas“) die Kühlmitteltemperatur abgesenkt bzw.
in manchen Betriebsbereichen bis auf 140°C erhöht [105].
- 35 -
2.1.3.4 Ladungszusammensetzung
Abbildung 2-15: Schadstoffe im Rohabgas eines Ottomotors, abhängig vom Luft-Kraftstoffverhältnis [15]
Der Einfluss des Luft-Kraftstoffverhältnisses auf die Emissionen ist für
Ottomotoren mit homogenem Brennverfahren ausgiebig untersucht und
bekannt (z.B. [15]). Bei fettem Luft-Kraftstoffgemisch ( ) findet nur
eine unvollständige Verbrennung statt. Dementsprechend ergeben sich
erhöhte HC und CO-Emissionen. Dagegen steht wenig freier Sauerstoff
zur Verfügung, und die Temperaturen in der Flammenfront können durch
die Wärmekapazität des überschüssigen Kraftstoffs sogar abnehmen. Da-
her wird vergleichsweise wenig NOx gebildet. Mit zunehmend magerer
Ladungszusammensetzung (Annäherung an ) nimmt der Umset-
zungsgrad zunächst zu (CO und HC sinken). Die Flammentemperaturen
steigen bei Verfügbarkeit von Sauerstoff an (höherer Gemischheizwert,
Zeldovich-Mechanismus), so dass die NOx-Bildung zunimmt und bei et-
was größer als ihren Höchstwert erreicht. Bei weiter erhöhtem
sinkt der NOx-Ausstoß, da durch den geringeren Gemischheizwert die
Flammfronttemperatur abnimmt. Bei sehr magerer
Gemischzusammensetzung kommt es zu vermehrtem Ausstoß von
unverbrannten Kohlenwasserstoffen, da die insgesamt niedrigeren Tempe-
raturen im Brennraum zu größeren quenching-Zonen führen; auch kann es
zu ersten Zündaussetzern kommen. Bei weiterem Abmagern wird die
- 36 -
Zündgrenze erreicht. Diese hängt stark vom Kraftstoff, dem verwendeten
Zündsystem und weiteren Brennverfahrensparametern ab. Im zertifizie-
rungsrelevanten Bereich werden homogen verbrennende Otto-Motoren bei
betrieben, um die Funktion des 3-Wege-Kats zu gewährleisten. Im
Schichtbetrieb hängen die Emissionen sowie die Betriebsgrenzen stark
vom gewählten Brennverfahren ab. Dies hat allerdings keine besondere
Relevanz für diese Arbeit und wird daher nicht weiter erläutert.
Nicht zu vernachlässigen sind Inhomogenitäten im Brennraum sowie
Schwankungen des Luft-Kraftstoffverhältnisses zwischen Zylindern oder
Zyklen. Bei global konstantem kann so ein erhöhter Schadstoffausstoß
auftreten [99].
Bei Otto-Motoren mit Direkteinspritzung ergeben sich drei Möglichkeiten
zum Einsatz von Abgasrückführung (AGR):
- NOx-Minderung im geschichteten Betrieb
- Entdrosselung im homogenen –Betrieb
- Entfettung durch gekühlte Volllast-AGR
Die NOx-Minderung im Schichtladebetrieb basiert im Wesentlichen auf
dem verringerten Gemischheizwert bei gleichzeitig höherer Wärmekapazi-
tät der Ladung. Dadurch werden die Flammentemperaturen abgesenkt. Da
in der vorliegenden Arbeit nur ein homogenes Brennverfahren untersucht
wird, werden diese Betrachtungen nicht weiter vertieft.
Im homogenen Teillastbetrieb kann sowohl innere als auch äußere AGR
zur Entdrosselung genutzt werden. Tendenziell verlängert ein steigender
AGR-Anteil die Brenndauer und verschlechtert die Verbrennungsstabilität.
Aus Sicht der Emissionen steigen mit der AGR-Rate üblicherweise die HC-
CO- und Partikelmassen-Emissionen an, während NOx fällt [77, 78].
Einen Sonderfall stellt die gekühlte Volllast-AGR dar [79]. Gekühltes bei-
gemischtes Abgas kann die Klopfneigung der Ladung reduzieren und da-
durch einen früheren Verbrennungsschwerpunkt ermöglichen. Dies senkt
die Abgastemperaturen. Zusätzlich senkt die Wärmekapazität des beige-
mischten Abgases die Abgastemperatur. Dadurch kann die Bauteilkühlung
durch Kraftstoff-Verdampfung bei Hochlastbetriebspunkten zumindest teil-
weise eingespart werden. Hier ergibt sich ein erhebliches CO- und HC-
Minderungspotential. Das Konzept wurde von verschiedenen Institutionen
untersucht und der Funktionsnachweis erbracht. Es erfordert erhöhte La-
dedrücke und ergänzt sich gut mit besonders tiefer Ladeluftkühlung [5]. Da
das Potential nachgewiesen ist, der versuchstechnische Aufwand aber
hoch (höchste Sensibilität bezüglich gleichmäßiger AGR-Beimischung),
werden die Mechanismen in dieser Arbeit nicht weiter untersucht. Die Er-
gebnisse der vorliegenden Dissertation können aber dazu dienen, das
Konzept „gekühlte Volllast-AGR“ weiter zu optimieren. Bei einer Kombina-
tion beider Ansätze ist davon auszugehen, dass späte Verbrennungs-
schwerpunkte und Hochlastanreicherung bei gegebenem Mitteldruck wei-
- 37 -
ter reduziert werden können. Dies kann zur Verbesserung des Schadstoff-
emissionsverhaltens und auch des Kraftstoffverbauchs genutzt werden. Al-
ternativ kann bei Akzeptanz des Ausgangs-Schadstoff- und Verbrauchsni-
veaus der Aufladegrad gesteigert werden.
2.1.3.5 Einspritzverfahren
Im Vergleich zur Saugrohreinspritzung kann bei der Direkteinspritzung mit Einspritzparametern großer Einfluss auf die Gemischbildung und damit die Abgasemissionen ausgeübt werden. Für Gemischaufbereitung und Homogenisierung sollte möglichst viel Zeit zur Verfügung stehen, wofür ein möglichst früher Einspritzbeginn förderlich ist. Allerdings muss die Benetzung des Kolbenbodens unbedingt vermie-den werden, was den Einspritzbeginn in Richtung früh begrenzt (siehe da-zu auch Kapitel 2.1.1.1 und Abbildung 2-12). Ein zu spätes Einspritzende sorgt für eine schlechte Verdampfung und Homogenisierung, da während der Kompressionsphase der Druck ansteigt und auch wenig Zeit bis zur Verbrennung verbleibt. Zusätzlich ergibt sich bei spätem Einspritzende die Gefahr der Kolbenbenetzung (Abbildung 2-11).
Abbildung 2-16: Einspritzwolke bei 300 und 500bar Einspritzdruck [72]
- 38 -
Die Spreizung an benötigter Kraftstoffmenge pro Zylinder und Arbeits-
spiel ist gerade bei aufgeladenen Motoren hoch. Die zur Verfügung ste-
hende Zeit zur Einspritzung und Gemischbildung ist deutlich kürzer als bei
MPI-Konzepten. Daraus ergibt sich die Notwendigkeit zur Regelung des
Einspritzdrucks, um einerseits kleine Einspritzmengen (niedrige Teillast)
genau auflösen zu können, und andererseits die bei Volllast benötigte
Kraftstoffmenge in einem akzeptablen Zeitfenster absetzen zu können.
Generell sinkt mit steigendem Einspritzdruck der mittlere Tropfendurch-
messer im Kraftstoffstrahl, was die Verdampfung unterstützt und somit die
Eindringtiefe des Strahls reduziert. Gleichzeitig bedeutet ein höherer Ein-
spritzdruck allerdings auch eine höhere Tröpfchengeschwindigkeit, was
die Eindringtiefe erhöht. Beide Effekte überlagern sich und führen dazu,
dass die Eindringtiefe insgesamt vom Einspritzdruck nur wenig abhängig
ist. (siehe Abbildung 2-16 und [71]). Wenn Wandbenetzung vermieden
werden kann, sinken mit steigendem Einspritzdruck grundsätzlich die HC
und Partikelmasse-Emissionen [73].
In einigen Fällen werden Mehrfach-Einspritzstrategien auch bei Motoren
mit homogenem Brennverfahren genutzt. Durch die Verteilung auf kürzere
Einzeleinspritzvorgänge kann die volle Strahlausbildung vermieden und
damit die Eindringtiefe vermindert werden. Insgesamt lässt sich so gerade
bei großen Einspritzmengen eine bessere Gemischbildung mit reduzierten
HC- und Partikelmasse-Emissionen erreichen [74, 75].
2.1.4 Entwicklung Emissions-Grenzwerte, Fahrzyklen und Messverfahren
Für die Typzulassung von PKW in der EU ist das Erfüllen von Emissions-Grenzwerten für das Gesamt-Fahrzeug verpflichtend. Die Prüfung erfolgt auf dem Rollenprüfstand. Das Fahrzeug muss dabei eine virtuelle Strecke abfahren. Diese ist definiert durch Fahrzeug-Geschwindigkeit über Zeit, sowie für manuell geschaltete Fahrzeuge durch die Zeitpunkte für den Gangwechsel (siehe z. B. Anhang B Neuer Europäischer Fahrzyklus). Die vom Rollenprüfstand aufzuprägenden Fahrwiderstände werden aus den Fahrzeugdaten errechnet (siehe z. b. Anhang A Fahrzeugdaten zur Zyk-lusanalyse).
Während der Fahrzyklusprüfung wird der gesamte Abgasstrom mit Ver-
dünnungsluft zu einem konstanten Gesamtvolumenstrom gemischt
(„Constant Volume Sample“ –CVS-Methode). Von dem Gemisch werden
kontinuierlich Proben gesammelt, die nach Abschluss der Prüfung analy-
siert werden. Die gasförmigen Schadstoffe werden mit den üblichen Gas-
analysemethoden untersucht:
- Flammenionisations-Detektor FID für HC,
- Chemilumineszenz-Detektor CLD für NOx,
- Nicht-dispersive Infrarot-Verfahren NDIR für CO, CO2, O2
- 39 -
Die Partikelemissionen werden zum einen gravimetrisch durch Abscheiden
auf einem Filter gemessen. Zum anderen wird ab EURO 6 verdünntes Ab-
gas bereits während des Zyklus durch eine kontinuierliche
Partikelzähleinrichtung geleitet. Zur weiteren Erläuterung des Messverfah-
rens und Kalibration dieses Messgeräts siehe auch Kapitel 2.1.2.1.
Aus dem Schadstoffgehalt der Proben können über den Zyklus gemittel-
te Gesamt-Emissionen in [g/km] für die einzelnen Schadstoffe errechnet
werden. Diese müssen unter den zulässigen Grenzwerten liegen.
Abbildung 2-17: Entwicklung der Emissionsgrenzwerte in Europa [2]
Die Abgas-Emissions-Grenzwerte werden europaweit seit 1971
festgelegt [2]. Seit 1992 werden mit Einführung von „EURO 1“ die
Standards als sogenannte „EURO-Norm“ oder „EU-Norm“ bezeichnet.
Zeitgleich wurde der noch heute gültige „Neue Europäische Fahrzyklus“
eingeführt. In diesem wurde erstmals überhaupt in der europäischen
Gesetzgebung ein Anteil mit Fahrten über Land integriert.
Die Ausgestaltung der Fahrzyklen stellt ein international diskutiertes
Thema dar. Aktuell findet in Europa für PKW ausschließlich der NEFZ An-
wendung. In diesem werden nur sehr maßvolle Beschleunigungen von
max. 1,04m/s2 und keine Geschwindigkeiten über 120km/h abgebildet.
Auch ist Fahrzeugzubehör wie die Klimaanlage abgeschaltet. Es ist strittig,
ob das reale Fahrverhalten im Straßenverkehr damit aussagekräftig abge-
bildet wird [59]. In den USA wird zum Beispiel der FTP 75 (Federal Test
Procedure 75) mitsamt einem aggressiven Sonderfahrzyklus (SFTP06)
angewandt, der deutlich stärkere Fahrzeugbeschleunigungen und –
geschwindigkeiten beinhaltet. Auch wird ein Sonderzyklus mit eingeschal-
teter Fahrzeugklimaanlage untersucht (SFTPSC03). Es gibt auch in Euro-
pa Bestrebungen, höherlastige Fahrzyklen zu etablieren, die dem Real-
- 40 -
Verkehr näher kommen [60]. Ein Vorschlag dazu ist der „Artemis 150“-
Zyklus (siehe auch Kapitel 14), der neben dem NEFZ in dieser Arbeit ver-
wendet wird [61]. In diesem Fahrzyklus werden Geschwindigkeiten bis
150km/h abgebildet. Auch gibt es Bestrebungen, einen weltweit harmoni-
sierten Fahrzyklus zu definieren, um die weltweite Zulassung und Ver-
marktung von Fahrzeugen zu erleichtern. Als Beispiel sei hier der WMTC
genannt [62]. Zum Zeitpunkt der Verfassung dieser Arbeit (2013) sind aber
noch keine Beschlüsse oder Einigungen zur Einführung solcher Gesetz-
gebung erfolgt.
Tabelle 1: Abgas-Emissions-Grenzwerte EURO 5 und EURO 6 [51]
Im Verlauf der letzten Jahrzehnte wurden die zulässigen Grenzwerte für
gasförmige Schadstoffe in der EU auf einen geringen Bruchteil ihres Aus-
gangswertes abgesenkt (siehe auch Abbildung 2-17). Mit der Einführung
von EURO 5 gelten erstmals Partikelmassen-Grenzwerte für direktein-
spritzende Otto-Motoren (Tabelle 1). Mit der Einführung von EURO 6 wird
ergänzend auch erstmalig die Partikelanzahl beschränkt.
2.1.5 Abgasnachbehandlung
Die in Europa gesetzlich festgeschriebenen Abgasgrenzwerte sind für PKW trotz aller Fortschritte in der Motorentechnik nicht ohne Abgasnach-behandlung einzuhalten. Die Rohemissionen auch von hoch entwickelten Otto-Motoren liegen um Größenordnungen über den gültigen Grenzwer-ten. Im Folgenden werden einige Abgasnachbehandlungssysteme vorge-stellt, die für Otto-Motoren relevant sind, bzw. aus Sicht des Verfassers in naher Zukunft relevant werden können.
- 41 -
2.1.5.1 3-Wege-Katalysator
Abbildung 2-18: Abgasreinigung Volkswagen TSI mit 3-Wege- und NOx- Speicher-Katalysator [23]
Der 3-Wege-Katalysator ist spätestens seit den frühen 90er Jahren die
Standardlösung zur Otto-motorischen Abgasreinigung (Abbildung 2-18).
Der Katalysator besteht in seinen aktuell üblichen Bauformen aus einer
sehr feinen Wabenstruktur, die mit Edelmetallen (hauptsächlich Platin und
Rhodium) beschichtet ist. Die Beschichtung ermöglicht die Reduktion von
NOx und die Oxidation von CO und HC im Abgas durch Herabsetzung der
für die jeweiligen Reaktionen benötigten Aktivierungsenergien.
Entscheidend für den technologischen Durchbruch des 3-Wege-Kat wa-
ren Motorsteuerungen und Sensoren (Lambda-Sonde), die das Luft-
Kraftstoff-Verhältnis im Motorbetrieb genau einstellen konnten. Sein Prin-
zip erfordert ein möglichst genau stöchiometrisches Luft-Kraftstoffgemisch.
Nur dann kann aus dem NOx im Abgas genau so viel Sauerstoff reduziert
werden, wie zur Oxidation des HC und CO notwendig ist. Der 3-Wege-
Katalysator kann also nur bei voll wirksam werden. Auch muss zum
Ablauf der Reaktionen immer noch eine gewisse Aktivierungs-Energie
(Mindesttemperatur) an der Beschichtungsoberfläche zur Verfügung ste-
hen. Die Zeit ab Motorstart bis die reaktive Katalysatoroberfläche diese
Temperatur überschritten und eine zufriedenstellende Konvertierungsfä-
higkeit erreicht hat, bezeichnet man als Zeit bis zum „light-off“, die ent-
sprechende Temperatur als „light-off“-Temperatur. Beim aktuellen Stand
der Technik liegt die „light-off“-Temperatur von 3-Wege-Katalysator-
Beschichtungen bei etwa 300°C. Die Entwicklungen der letzten Jahre gin-
gen vor allem dahin, die Zeit bis zum light-off zu reduzieren. Dazu wurden
die Katalysatoren immer motornäher angeordnet und sogar die Abgaslei-
tung vor Katalysator wärmeisoliert, um den Katalysator nach dem Motor-
- 42 -
Start schneller zu erwärmen. Dies erforderte hochtemperaturfeste Kataly-
satoren, um Schäden bei Volllast zu vermeiden, da Abgastemperaturen
bis etwa 1100°C möglich sind. Bei ATL-aufgeladenen Motoren ist dies in
der Regel weniger kritisch, da die ATL-Turbine die Abgastemperatur redu-
ziert und auch weniger temperaturfest als moderne Katalysatoren ist. Auch
wurden in den Motorsteuerungen Katalysator-Heiz-Strategien implemen-
tiert, um die Abgastemperaturen temporär zu erhöhen. In der Regel wird
zu diesem Zweck der Verbrennungsschwerpunkt besonders spät gewählt.
Allerdings reduzieren diese Betriebsarten den motorischen Wirkungsgrad.
Im Falle von Magerbetrieb ( ) wirkt der 3-Wege-Katalysator nur
noch als Oxidations-Katalysator und vermindert die CO- und HC-
Emissionen. Der Magerbetrieb im Niedriglastbereich wirft besondere Prob-
lemstellungen auf, wenn die Abgastemperatur in die Nähe der light-off-
Temperatur kommt.
2.1.5.2 NOx-Speicher-Katalysator
Wenn Otto-Motoren mager ( ) betrieben werden, kann der 3-
Wege-Katalysator die NOx-Emissionen nicht auf ein akzeptables Maß re-
duzieren. Dabei ist unerheblich, ob es sich um homogene oder geschichte-
te Brennverfahren handelt. Ein bei Otto-Motoren teilweise verwendetes
Konzept stellt der NOx-Speicherkat, nachgeschaltet zum 3-Wege-Kat, dar
(siehe auch Abbildung 2-18).
Im NOx-Speicherkat wird NOx während des Magerbetriebs an die aktive
Katalysatoroberfläche aus Barium-, Kalium- und Cäsium-Verbindungen
angelagert. Detektiert ein NOx-Sensor nach Kat einen beginnenden NOx-
Durchbruch, wird so das Überschreiten der Speicherfähigkeit festgestellt.
Die Motorsteuerung leitet dann einen lastneutralen fetten Motorbetrieb
( ) ein. Die resultierenden CO und HC-Emissionen gelangen in den
Speicherkat mit seinen angelagerten Stickoxiden. Deren Sauerstoffanteil
reagiert mit dem CO und HC. Es entsteht neben Wasser und Kohlendioxid
freier Stickstoff. Der Speicherkatalysator wird so regeneriert. Bei entspre-
chender Applikation ergibt sich kein Emissionsnachteil, aber ein Ver-
brauchsvorteil gegenüber dem homogenen -Betrieb.
- 43 -
Abbildung 2-19: Absorptionsrate NOx-Speicherkatalysator abhängig von Temperatur mit Arbeitsbereich; aus [21] mod
Einen Nachteil von Speicher-Katalysatoren stellt das schmale Tempera-
turfenster dar, in welchem sie zufriedenstellend arbeiten bzw. nicht ge-
schädigt werden. Es muss ein Bereich in der Abgasstrecke gefunden wer-
den, der im schwachlastigen Magerbetrieb mindestens 200°C, besser
280°C erreicht und 400°C nicht überschreitet (siehe Abbildung 2-19). An-
dererseits setzt ab etwa 760°C eine bleibende Schädigung des Katalysa-
tors ein [57], diese Temperatur darf also auch bei Volllast in keinem Fall
überschritten werden.
2.1.5.3 Partikelfilter
Bisher (2013) werden Partikelfilter (PF) hauptsächlich bei Dieselmotoren angewendet. Diese verursachen deutlich höhere Partikel-Rohemissionen als Otto-Motoren mit externer Gemischbildung. Dementsprechend gelten für derart ausgerüstete Fahrzeuge bereits seit längerem Grenzwerte für Partikelmasse und -anzahl. Spätestens seit Einführung der Abgasnorm EURO5 ist es für Dieselfahrzeug kaum noch machbar, die Partikelgrenzwerte ohne Partikelfilter einzuhalten. Dementsprechend sind diese trotz der damit verbundenen Kosten und Verbrauchsnachteile zur Standardausrüstung von Dieselfahrzeugen geworden.
- 44 -
Mit Einführung der Abgasnorm EURO 6 werden in Europa erstmalig Parti-kelanzahl-Grenzwerte für Fahrzeuge mit direkteinspritzenden Otto-Motoren eingeführt. Es bleibt abzuwarten, ob die Emissionsziele ohne ent-sprechende Abgasnachbehandlung einzuhalten sind. Aus der dieselmoto-rischen Anwendung ist bekannt, dass geschlossene Partikelfiltersysteme die Partikel im Abgas bis nahe an die Nachweisgrenze verringern können. Solche Systeme können in Zukunft auch für Otto-Motoren zur Anwendung kommen.
Abbildung 2-20: geschlossener Partikelfilter [58]
Der PF besteht aus einem porösen Keramik-Körper mit wechselseitig
verschlossenen Kanälen. Die Oberfläche der Keramik ist zusätzlich kataly-
tisch beschichtet. Das zu filternde Abgas strömt in die motorseitig offenen
Kanäle und dringt durch die poröse Keramik in die endrohrseitig offenen
Kanäle (siehe Abbildung 2-20). Die Partikel lagern sich motorseitig am Ke-
ramik-Körper ab. Die angelagerten Partikel verstärken die Filterwirkung
des Keramik-Körpers. Die Beladungsüberwachung erfolgt über eine
Druckverlustmessung über den PF. Steigt der Abgasdruck vor PF über ein
vom Betriebspunkt abhängiges Maß, erkennt das Motorsteuergerät den
Bedarf zur Regeneration und leitet diese ein. Meist wird der Verbren-
nungsschwerpunkt später gelegt und gegebenenfalls der Luftmassenstrom
reduziert. Ziel ist, die Abgastemperatur so weit anzuheben, dass die Parti-
kel, die hauptsächlich aus Ruß bestehen, an der katalytischen Oberfläche
des PF oxidieren. So wird der Filter „freigebrannt“. Diese Maßnahmen er-
höhen allerdings den Kraftstoffverbrauch. Bei höheren Lasten erreicht der
Filter ohne zusätzliche Maßnahmen seine Regenerationstemperatur, man
spricht dann von einer „Continous Regeneration Trap“. Dieser Betriebszu-
- 45 -
stand ist vorteilhaft, da der zusätzliche Kraftstoffmehrverbrauch für die Fil-
terregeneration entfällt. Durch motornahe Anordnung und wirksamere ka-
talytische Beschichtungen kann dies begünstigt werden.
2.2 Abgasenergienutzung
Der Gesamt-Wirkungsgrad des eigentlichen Hubkolbenmotors kann nicht unbegrenzt gesteigert werden. Als zur Zeit der Verfassung (2013) tech-nisch machbare Grenze kann der Gesamt-Wirkungsgrad von großen 2-Takt-Schiffsdieseln von knapp unter 60% im Bestpunkt angesehen wer-den. Allerdings handelt es sich hierbei nahezu um Betriebspunktmaschi-nen mit Konstantdrehzahl und geringer Lastspreizung, noch dazu aufgrund ihrer Größe, mit vorteilhaftem Oberfläche-Volumen-Verhältnis. PKW-Motoren müssen in der Regel ein relativ breites Band an Last und Dreh-zahl abdecken, was eine Optimierung sowohl in Bezug auf effektiven Wir-kungsgrad als auch auf das Abgasverhalten erschwert. In einer ersten Ab-straktionsstufe ist dies an der Spreizung des Luftmassenstroms abzulesen. Fahrzeugmotoren müssen zwischen 0% und 100% ihres Nenn-leistungs-Luftmassenstroms einwandfrei funktionieren. Die üblichen Fahr-zyklen spielen sich meist unterhalb 40% des Nennleistungsluftmassen-stroms ab. Zwar konnten durch erheblichen technischen Aufwand (wie beispielsweise variabler Ventiltrieb) mittlerweile Zielkonflikte in der La-dungswechselsteuerung vor allem in Bezug auf den Liefergrad über Dreh-zahl entschärft werden. Trotzdem stellen die Auslegung sowohl aller Mo-torgrundgrößen als auch der Ladungswechsel- und Auflade-Aggregate nur mehr oder weniger gut funktionierende Kompromisse dar. Eine gesteuerte Ladelufttemperatur als Freiheitsgrad könnte diese Zielkonflikte weiter ent-schärfen. So würde die Dichte des Betriebsmediums Ansaugluft in einem weiteren Bereich variabel, ohne zwangsweise Drosselverluste zu erzeu-gen oder die Ladungstemperatur zu erhöhen. Die zum Zeitpunkt der Ver-fassung in PKW eingesetzten Verbrennungsmotoren erreichen in ihrem Bestpunkt effektive Wirkungsgrade von in der Regel nicht über 40% (z.B. [2]). Das heißt mindestens 60% der durch Kraftstoff zugeführten Wärme-energie wird durch das Motorkühlmittel, direkte Wärmestrahlung oder das Abgas an die Umgebung abgegeben. In großen Bereichen des Motor-Kennfelds weit mehr. Dies ist sowohl aus ökologischer als auch ökonomi-scher Sicht nicht zufriedenstellend.
Zur Optimierung des Gesamtwirkungsgrads liegt es nahe, die Abwärme
des Motors zu nutzen. Besonders geeignet ist dabei die Abgaswärme, da
sie im Vergleich zum Motorkühlwasser auf einem hohen Temperaturni-
veau vorliegt. Dies erleichtert unter anderem die Ausführung von Wärme-
tauschern, da größere Temperaturgefälle akzeptabel sind. Besonders zur
Überhitzung in Dampferzeugern ist dies vorteilhaft, um die Wärmetau-
- 46 -
scheroberflächen klein halten zu können. Es gilt allerdings einige Randbe-
dingungen zu beachten. Moderne Fahrzeuge müssen wie erwähnt Abgas-
standards entsprechen, die ohne Abgasnachbehandlung nicht zu erfüllen
sind. In Bezug auf Ottomotoren ist dies in der Regel der 3-Wege-
Katalysator. Für die Realisierbarkeit eines Systems zur Abgasenergienut-
zung ist es unabdingbar, dass die Funktion der Abgasreinigung nicht be-
einträchtigt wird. Unter anderem darf keinesfalls die Aufwärmung des Kats
nach Kaltstart beeinträchtigt werden. Dementsprechend kann die Wärme-
auskoppelung erst nach Katalysator erfolgen. Des Weiteren sind moderne
„Downsizing“-PKW-Motoren mittels Abgasturbolader aufgeladen. Dies
stellt eine erste Form der Abgasenergienutzung dar. Die Aufladeaggregate
reagieren negativ auf erhöhten Abgasgegendruck. Dies muss bei allen
Ansätzen zur Auskoppelung der Wärme aus dem Abgas beachtet werden.
Wärmetauscher sind auf der Abgasseite mit möglichst niedrigen Druckver-
lusten auszulegen. Eine Integration in vorhandene Bauteile (Schalldämp-
fer) ist dementsprechend anzustreben.
Im Nachfolgenden werden einige Konzepte vorgestellt, die aufgrund ih-
rer Leistungsdichten und –Gewichte sowie ihrer Robustheit (Temperatur,
Beschleunigung) potentiell für den Fahrzeugeinsatz geeignet scheinen.
2.2.1 Direkte Wärmenutzung
Ein wesentlicher Anteil der Schadstoffe wird von PKW in der Zeit kurz nach Motorstart ausgestoßen. Es gibt Konzepte, welche die Abgaswärme nutzen, um den Warmlauf des Motors oder der Kraftübertragung (Getrie-be, Differential) zu beschleunigen. Wirkmechanismen sind dabei die schnellere Anhebung der Kühlmitteltemperatur und Wandtemperaturen im Brennraum, welche direkt die Schadstoffbildung beeinflussen, als auch die Anhebung des mechanischen Wirkungsgrads durch geringere Ölviskosität. Solche Konzepte können auch sensible oder latente Speicher enthalten, welche eine gewisse Wärmemenge nach Warmlauf des Systems spei-chern und für den nächsten Motorstart bereithalten. Einen anderen konkreten Anwendungsfall stellen moderne Fahrzeuge dar, bei denen die Motorabwärme aus dem Kühlmittel nicht zur Innenraumhei-zung ausreicht. Diese Fahrzeuge werden aus Komfortgründen mit elektri-schen oder verbrennungsbasierten Zuheizern ausgestattet. Hier würde ein entsprechender Abgaswärmetauscher zur Innenraumheizung besonders hohes Potential versprechen. In einigen Fahrzeugen befinden sich Syste-me zur schnelleren Aufheizung des Motorkühlmittels bereits im Einsatz. Untersuchungen mit einem Hauptaugenmerk auf mögliche Kraftstoffver-brauchseinsparungen findet sich in [81, 83], Abschätzungen zu möglichen Emissionsminderungen in [82]. Einen guten Überblick liefert [84]. Zusam-mengefasst wurde festgestellt, dass direkte Wärmenutzung Vorteile im Kaltstartbereich sowohl hinsichtlich Schadstoffausstoß als auch Kraftstoff-einsparung verspricht. Die Systemkomplexität ist im Vergleich mit anderen
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Abgasenergienutzungs-Konzepten gering. Systeme mit Wärmespeicher zeigten sich problematisch besonders hinsichtlich der Langlebigkeit und Verträglichkeit der Materialien. Nach Erreichen der Betriebstemperatur ha-ben die Systeme keine positiven Effekte mehr.
2.2.2 Wärme-Kraft-Prozesse
Der Ottomotor an sich stellt bereits eine Wärmekraftmaschine mit innerer Verbrennung dar. Mit der zur Verfügung stehenden Abgaswärme lassen sich Wärme-Kraftprozesse mit externer Wärmezufuhr antreiben. In Schiffsanwendungen („Abgaskessel“) und GuD-Kraftwerken wird ein sol-ches Prinzip praktiziert. Im Endeffekt handelt es sich um „Dampfmaschi-nen“-Prozesse. Sie lassen sich unterscheiden nach der Art der verwende-ten Expander (Kolben- oder Strömungsmaschinen) und der eingesetzten Medien. Die Expander treiben in der Regel Generatoren an, die ins Bordnetz des Fahrzeugs einspeisen und so über verringerte Lichtmaschi-nenleistung den Hauptantrieb (Verbrennungsmotor) entlasten. Die Auswir-kungen auf die Abgasemissionen ergeben sich also indirekt über einen verbesserten Gesamtwirkungsgrad des Fahrzeugs. Entsprechende Unter-suchungen finden sich unter anderem in [85, 86, 87]. Wenn die Entlastung des Hauptantriebs die Aufwärmung der Abgasnachbehandlung verzögert, können sich allerdings Nachteile bezüglich der Abgasemissionen ergeben. In Fahrzeugen haben sich Dampfprozesse vor allem aus Kosten- und Bauraum-Gründen bisher nicht durchgesetzt. Der Apparate-Aufwand ist hoch. Neben mindestens zwei Wärmetauschern wird eine Speisepumpe, ein Expander und ein Generator sowie diverse Steuerungs- und Rege-lungsorgane benötigt. Auch bereiten die besonders aussichtsreichen Pro-zessmedien (Ammoniakgemische und im KFZ unübliche Kältemittel) Prob-leme. Sie sind gesundheitsschädlich und weder Automobilhersteller noch Werkstätten sind für den Umgang ausgerüstet. Es besteht auch noch gro-ßer Entwicklungsbedarf für die Expander. Grundsätzlich scheinen die Sys-teme Potential zur Kraftstoffeinsparung zu besitzen, allerdings verhindert offenbar der große Kosten- und Entwicklungsaufwand bisher eine Umset-zung.
2.2.3 Thermoelektrischer Generator
Der thermoelektrische Generator (TEG) basiert auf dem Seebeck-Effekt. Dieser beschreibt die Erzeugung einer elektrischen Potentialdifferenz durch ein Halbleitermaterial bei Wärmezufuhr. Der Effekt wird auch zur Temperaturmessung (Thermoelement) und seine Umkehrung zur Kälteer-zeugung (Peltier-Element) verwendet. Die Einflüsse auf das Fahrzeug ent-stehen auch hier durch die Entlastung des Hauptantriebs durch verminder-te Lichtmaschinenleistung. Ähnlich wie bei Abgasenergienutzungs-Konzepten mit Wärme-Kraftprozessen kann es dadurch zu Problemen durch verzögerte Aufwärmung der Abgasnachbehandlung kommen.
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Bei der Realisierung von TEG-Konzepten ergeben sich verschiedene
Probleme. Die Wirkungsgrade und Leistungsdichten mit bewährten und
preislich akzeptablen Materialien sind gering. Die vom TEG aufgenomme-
ne Wärme muss wieder abgegeben werden. In der Regel geschieht dies
durch das Motorkühlmittel. Gerade bei geringen Wirkungsgraden entsteht
so ein Zielkonflikt zwischen verfügbarer Kühlleistung an der Fahrzeugfront
und möglicher elektrischer Energieerzeugung. Darüber hinaus ergeben
sich Probleme durch die Temperaturspreizung des Abgases. TEGs aus
Materialien und in Bauformen die bereits bei niedrigen Lasten und dem-
entsprechend niedrigen Abgastemperaturen elektrische Leistung produzie-
ren, werden bei höheren Temperaturen zerstört oder sind zumindest nicht
mehr funktionstüchtig [88]. Einige Parameterstudien und die grundlegende
Funktionsweise finden sich in [89] und [90]. Die vergleichsweise hohen
Kosten für die erreichten Kraftstoffeinsparungen bei gleichzeitigen hohen
Entwicklungsrisiko und Regelungsaufwand (thermische Stabilität) haben
die Umsetzung dieser Technologie bisher auf einzelne Versuchsträger be-
grenzt.
2.2.4 Kältemaschine
Augenscheinlich ergeben sich zwei Möglichkeiten, eine abgasgetriebe-
ne Kälteanlage im PKW zu nutzen. Zum einen besteht die Möglichkeit, das
System mit der Fahrzeugklimatisierung zu koppeln und so –bei Kältebe-
darf- den Klimakompressor und damit den Hauptantrieb zu entlasten. So
sinken der Kraftstoffverbrauch und damit tendenziell auch der Schadstoff-
ausstoß. Zum anderen ergibt sich auch die Möglichkeit, die Ladeluft unter
Umgebungstemperatur zu kühlen. Die Ladelufttemperatur wird damit ein
Freiheitsgrad der Motorsteuerung. So kann direkt Einfluss auf die Ge-
mischbildung, Verbrennung und damit Schadstoffbildung genommen wer-
den. Positive Effekte tiefer Ladeluftkühlung im Hinblick auf Wirkungsgrad
und Dynamikverhalten von Ottomotoren wurde bereits in anderen Arbeiten
untersucht. Ihr Einfluss auf die Abgasemissionen wird in dieser Arbeit ver-
tieft untersucht.
Wärmegetriebene Kältemaschinen sind in verschiedenen Bereichen der
Prozessindustrie, der Gebäudeklimatisierung und auch im Endverbrau-
chermarkt (Kühlschränke für Campingfahrzeuge und Hotelzimmer) im Ein-
satz. Bewährte Verfahren sind Absorptions- als auch Adsorptionsmaschi-
nen. Eine umfangreiche Betrachtung zur potentiellen Anwendung in
Verbindung mit großen Stationärmotoren erfolgte durch den Verfasser in
[91]. Für den Fahrzeugeinsatz kommen sie allerdings vor allem wegen der
Notwendigkeit von Flüssigkeitsbädern und relativ geringer Leistungsdichte
nicht in Betracht und werden daher nicht weiter beschrieben.
- 49 -
Abbildung 2-21: COP-Kennfeld Dampfstrahler R134a für KFZ-Einsatz [45]
In [45] und [46] wurden bereits umfangreiche Voruntersuchungen über die Verwendung einer Dampfstrahlkälteanlage im PKW durchgeführt. Dieses Wirkprinzip wurde unter anderem aufgrund seines simplen Aufbaus und hoher Leistungsdichte als für PKW vielversprechend identifiziert. Auch wurde in [45] gezeigt, dass diese Anlage in den benötigten Dimensionen grundsätzlich zu realisieren ist. Dabei wurde das Medium R134a verwen-det, welches zum Zeitpunkt der Untersuchungen in KFZ-Klimaanlagen verbreitet ist. Dies erleichtert eine mögliche Koppelung mit der Fahrzeug-klimaanlage. Darüber hinaus sind sowohl Fahrzeughersteller als auch die KFZ-Werkstätten mit dem Medium vertraut und mit entsprechender Tech-nik ausgerüstet. Eine Umstellung auf das zum Zeitpunkt der Verfassung für PKW propagierte Kältemittel R1243yf sollte aufgrund sehr ähnlicher ka-lorischer Eigenschaften problemlos sein.
Tabelle 2: Kältemitteleigenschaften R134a und R744 (CO2) Informationen aus [102, 103]
R134a R744 (CO2)
Spezifische Verdampfungsenthalpie
bei -10°C [kJ/kg]
244 260
Volumetrische Kälteleistung bei -10 °C
[kJ/m³]
2100 18400
Siededruck (-10 °C) [bar] 2,01 26,49
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Auch der Entwurf einer Anlage unter Verwendung von R744 (CO2) sollte prinzipiell unproblematisch sein, zumal CO2 in einigen Groß-Kälte-Anlagen und in der Getränkeindustrie bereits eingesetzt wird. Das Medium ist ungiftig, relativ unproblematisch in der Handhabung und gut verträglich mit gängigen Materialien. Nachteilig ist das bei üblichen Verdampfungs-temperaturen ca. 10fach höhere Druckniveau gegenüber R134a (siehe Siededrücke in Tabelle 2). Dies erfordert höhere Wandstärken an allen druckbeaufschlagten Bauteilen, was tendenziell Wärmetauscherverluste sowie Masse und Kosten der Anlage erhöht. Andererseits besitzt R744 ei-ne höhere spezifische Verdampfungsenthalpie und höhere volumetrische Kälteleistung (siehe Tabelle 2). Dadurch können R744-Anlagen bei glei-cher Auslegungsleistung tendenziell etwas kleiner ausfallen.
Abbildung 2-22: Dampfstrahlkälteanlage [84]
In Abbildung 2-22 ist eine einfache Dampfstrahlkälteanlage dargestellt.
Sie besteht aus zwei Teilkreisen, dem Treibmittel- und dem Kältemittel-
kreislauf. Im Treibkreis (in Abbildung 2-22 oben angeordnet) fördert eine
Speisepumpe zunächst flüssiges Kältemittel in einen Dampferzeuger (im
Fahrzeug sinnvollerweise ein Abgaswärmetauscher), in welchem es unter
Wärmezufuhr in die Gasphase wechselt. Der erzeugte Treibdampf wird
durch den „Dampfstrahlverdichter“ geleitet. Dabei handelt es sich um eine
Venturi-Düsengeometrie, ähnlich einem Vergaser. In einem Bereich der
Düse liegt dementsprechend ein deutlich abgesenkter statischer Druck
vor. An dieser Stelle befinden sich Öffnungen, die mit dem Verdampfer
des Kältekreises verbunden sind (im Vergaser wäre hier eine Verbindung
zur Schwimmerkammer bzw. zum Emulsionsrohr). So kann der Druck im
Verdampfer abgesenkt bzw. bei konstantem Druck die Kältemittelver-
dampfung aufrechterhalten werden. Im weiteren Verlauf der Düse vermi-
schen sich Treibstrom und Kältestrom. Der Mischstrom wird in einem wei-
teren Wärmetauscher (im Fahrzeug wäre dies zum Beispiel der
Klimakondensator) abgekühlt und kondensiert. Das verflüssigte Kältemittel
- 51 -
wird erneut in Treibstrom und Kältestrom aufgeteilt. Die Menge im Kälte-
strom wird so zugemessen, dass sich im Verdampfer der gewünschte
Druck und damit die gewünschte Temperatur einstellen. Das Kältemittel im
Verdampfer nimmt beim Phasenübergang Wärme auf. Im beschriebenen
Anwendungsfall würde diese der Ladeluft entzogen. Eine wichtige Kenn-
zahl zur Beurteilung von Kältemaschinen ist der „Coefficient of Perfor-
mance“ („COP“). Dieser stellt das Verhältnis aus Kühlleistung zu Antriebs-
leistung dar.
Diese Kennzahl kann grundsätzlich sowohl auf die thermische als auch
mechanische Antriebsleistung bezogen werden. Für die zu untersuchende
Verwendung als Abgasenergienutzung im PKW hat der thermische
einer thermisch angetriebenen Kältemaschine in doppelter Hinsicht Rele-
vanz. Zum einen muss mit größerem bei konstanter Kälteleistung we-
niger Abgasenergie zur Verfügung stehen und ausgekoppelt werden. So-
mit sinken die Anforderungen an den Abgaswärmetauscher. Zum anderen
muss auch die Antriebsenergie der Kältemaschine als Wärme zurückge-
kühlt werden. Ein größerer entschärft damit den Zielkonflikt der Ver-
teilung von Wärmetauscherflächen in der Fahrzeugfront. Dampfstrahlkäl-
temaschinen in Form von Großanlagen in der Prozessindustrie erreichen
in ihrem Auslegungspunkt in der Praxis thermische bis zu 0,6. In Ab-
bildung 2-21 ist ein Wirkungsgradkennfeld einer Prototypenanlage aus [45]
für den PKW-Einsatz und Verdampfungstemperaturen um 0°C dargestellt.
Je nach Betriebspunkt liegt der zwischen 0,06 und 0,35. Diese Anla-
ge stellt einen allerersten Prototyp einer solch kleinen Anlage unter Ver-
wendung von KFZ-üblichen Kältemitteln dar. Durch Fortschritte in der An-
lagenentwicklung kann der noch gesteigert werden.
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3 Versuchsaufbau und Versuchs-planung
Ziel der experimentellen Untersuchungen war, den Einfluss einer abgasge-triebenen Kälteanlage, eingesetzt zur Ladelufttemperaturregelung, auf das Abgasverhalten eines PKW abzubilden. Dazu stand ein Motorenprüfstand mit entsprechender Infrastruktur zur Verfügung. Der Versuchsaufbau und das Messprogramm waren im Rahmen der vorhandenen Möglichkeiten darauf ausgerichtet, die Auswirkungen der Ladelufttemperatur möglichst unabhängig von anderen Größen untersuchen zu können. Quereinflüsse sollten so weit wie möglich ausgeschlossen werden. Der Versuchsaufbau und das Versuchsprogramm mit seiner Entstehung werden im Folgenden erläutert. Die experimentelle Untersuchung der ei-gentlichen Kältemaschine ist nicht Teil dieser Arbeit.
3.1 Versuchsaufbau
Tabelle 3: Daten Versuchsmotor
Bauart 4-Zylinder-Reihenmotor
Hubraum 1390cm³
Bohrung 76,5mm
Hub 75,6mm
Ventile pro Zylinder 4
Verdichtungsverhältnis 10:1
Max. Zylinderdruck 75bar
max. Leistung 118kW bei 5900 1/min
max. Drehmoment 240Nm bei 1750 1/min bis 4500
1/min
Abgasnachbehandlung Drei-Wege-Katalysator
Betriebsart Homogenbetrieb
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Als Versuchsträger wurde ein zum Zeitpunkt der Untersuchungen dem
Stand der Technik entsprechender PKW-Otto-Motor ausgewählt. In seiner
Auslegung als Downsizing-Konzept mit Aufladung und homogener Direkt-
einspritzung entspricht er einer allgemein als „modern“ angesehenen
Grundauslegung. Die Daten finden sich in Tabelle 3. Es handelt sich um
einen Motor mit Direkteinspritzung (strahlgeführtes Brennverfahren), Ab-
gasturboaufladung und Einlassnockenwellen-Winkel-Verstellung („Cam-
Phaser“). Der Prüfling war nicht mit steuerbaren Ladungsbewegungsele-
menten (Tumble-Klappe etc.) ausgerüstet. Als Motorsteuerung wurde ein
Forschungssteuergerät „PROtroniC ClassicLINE“ des Herstellers Schaeff-
ler Engineering, ehemals „Atlas Fahrzeugtechnik GmbH“ („AFT“) verwen-
det.
Abbildung 3-1: Prüfstandsschema (aus [45] modifiziert)
Da lediglich stationäre Betriebspunkte angefahren wurden, sind Details zur
Steuerung und Dynamik des verwendeten Motorprüfstands weniger rele-
vant. Es handelte sich um eine Asynchronbelastungsmaschine mit Dreh-
momentmessnabe und entsprechender Steuerung. Für diese Arbeit rele-
vante Informationen zur Infrastruktur werden im folgenden dargestellt.
Die Prüfstandskabine, aus der die Motoransaugluft entnommen wurde,
konnte in Grenzen bezüglich Temperatur und Luftfeuchtigkeit konditioniert
werden. Während aller Versuchsreihen wurde eine Kabinentemperatur von
25°C und 40% relative Luftfeuchtigkeit eingestellt. Quereinflüsse aus ver-
schiedenen Wasseranteilen in der Zylinderladung konnten somit gering
gehalten werden.
Der Kraftstoff wurde dem Hochdrucksystem mittels Vorförderpumpe und
Ruckregler konstant mit 5bar und ca. 25°C zur Verfügung gestellt. Der
Kraftstoff wurde im Vorfördersystem ständig durch eine Konditionierung
umgewälzt und die Temperatur vor Eintritt in das Hochdrucksystem über-
wacht. Das Hochdrucksystem hat keinen Rücklauf oder Kühlkreislauf und
- 54 -
konnte daher nicht konditioniert werden. Allerdings wird aufgrund konstant
gehaltener Zuflusstemperatur im Niederdruckkreis, Kabinentemperatur
und Motorkühlwassertemperatur davon ausgegangen, dass hier konstante
und reproduzierbare Bedingungen vorlagen. Quereinflüsse aus der Kraft-
stofftemperatur, wie in 2.1.3.2 beschrieben, sind daher vernachlässigbar.
Die Kühlwassertemperatur wurde am Motor-Ein- und Austritt gemessen
und konnte sowohl durch Heizung als auch Kühlung konditioniert werden.
Durch sorgfältige Reglerparametrierung und Bedatung eines Vorsteuer-
kennfeldes konnte die Führungsgröße Kühlwasseraustrittstemperatur auf
Schwankungen von weniger als 0,5K geregelt werden. Quereinflüsse aus
Bauteiltemperaturen, wie in 2.1.3.3 beschrieben, konnten damit weitestge-
hend ausgeschlossen werden.
Das Luft-Kraftstoffverhältnis wurde zur Verifizierung mit vier unabhängi-
gen Systemen gemessen und aufgezeichnet:
- Berechnet aus Luft- und Kraftstoffmassenstrom
- Berechnet aus den Messwerten der Abgasmesstechnik „Lambda
Brettschneider“, dargestellt als oder „Lambda BS“
- Gemessen im Abgas nach Kat mittels zusätzlicher Breitbandlamb-
dasonde
- Gemessen im Abgas vor Kat durch Breitbandlambdasonde über
Steuergerät
Damit war bereits während der Versuche eine intuitive Grob-Überwachung
der wichtigsten Messgrößen und -Instrumente möglich. Im Rahmen der
Auswertung konnten Die Ergebnisse aus den verschiedenen Messeinrich-
tungen gegeneinander plausibilisiert werden.
3.1.1 Motor-Luftstrecke
Die generelle Temperaturmesstechnik, basierend auf NiCrNi-
Thermoelementen und PT100-Wiederstandsthermometern, besaß eine
Auflösung von 0,5K. Für die besonders relevante Temperaturmessstelle
im Ansaugkrümmer nach Drosselklappe konnte 0,1K Auflösung dargestellt
werden. Auf diese Messstelle beziehen sich alle Angaben dieser Arbeit
bezüglich „Ladelufttemperatur“ bzw. „Saugrohrtemperatur“, „T_n_DK“ etc.
Die Ansaugluft aus der Prüfstandskabine gelangt zunächst in den Verdich-
ter des Abgasturboladers. Die dort verdichtete und dadurch auch erwärmte
Luft wird zuerst in einem wassergekühlten Ladeluftkühler („LLK“ in Abbil-
dung 3-1) abgekühlt. Die Prüfstandsumgebung stellte ein Medium mit 6-
10°C zur Verfügung, welches hier genutzt wurde. Die so vorgekühlte Lade-
luft gelangte in einem weiteren Wärmetauscher (Tieftemperatur-
Ladeluftkühler), der durch eine Kompressionskälteanlage mit Flüssigkeit
einer Temperatur bis zu -20°C beschickt wurde. Im Fahrzeug befände sich
hier zum Beispiel der Verdampfer einer abgasgetriebenen Kältemaschine.
Die Temperatur wurde jeweils so gewählt, dass die Ladeluft einige Kelvin
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unterhalb der gewünschten Temperatur im Ansaugkrümmer abgekühlt
wurde. Mittels einer leistungsgeregelten elektrischen Heizung wurde die
Verbrennungsluft dann wieder so weit aufgeheizt, dass sich im Einlass-
krümmer die Zieltemperatur einstellte. Zwischen Heizung und Tempera-
turmessstelle befand sich auch die Drosselklappe (in Abbildung 3-1 nicht
eingezeichnet).
Offensichtlich ist das Prinzip der Ladeluftkühlung mit anschließender Hei-
zung für den Einsatz im Fahrzeug zunächst ungeeignet, da energetisch
unsinnig. Im Fahrzeug würde die Heizung wegfallen, und man könnte die
entsprechende Temperatur –wenn nicht ohnehin die niedrigst mögliche
gewünscht ist- zum Beispiel durch Umgehen des Tieftemperaturladeluft-
kühlers einstellen. Für die durchgeführten Untersuchungen war der ge-
wählte Aufbau jedoch sehr gut geeignet. Durch die schnell reagierende
und gut regelbare elektrische Heizung konnte die Ladelufttemperatur wäh-
rend eines Betriebspunkts bis auf minimale Schwankungen von nicht mehr
als +-0,2K eingestellt werden. So war sichergestellt, dass die von der La-
delufttemperatur abhängigen Effekte präzise abgebildet werden konnten.
Die gesamte Ladeluftstrecke war so konstruiert, dass sich auskondensie-
rendes Wasser nirgends sammeln konnte, sondern durch Schwerkraft und
Luftströmung direkt in den Brennraum gelangte. So konnten Quereinflüsse
aus variierendem Wasseranteil in der Ladung vermieden werden.
3.1.2 Abgasanlage und Abgasmesstechnik
Die Abgasanlage entsprach inklusive 3-Wege-Katalysator und Schall-
dämpfern weitgehend einem Serienfahrzeug Volkswagen Golf Modelljahr
2010, Motorisierung 1.4 TSI. Auf Änderungen an der Abgasanlage im Ver-
gleich zu den Serienbauteilen zur Simulation eines Abgaswärmetauschers
wird in 3.1.4 vertieft eingegangen. Zu Beginn der Testreihen handelte es
sich um Neuteile. Durch tägliches Anfahren von Referenzpunkten konnte
sichergestellt werden, dass Einflüsse auf das Abgasverhalten durch Alte-
rung des Katalysators in vertretbaren Größenordnungen blieben. Es stan-
den für einen Teil der Versuchsreihen Abgasentnahmestellen zur Messung
der gasförmigen Komponenten vor und nach Katalysator zur Verfügung.
Ab einem späteren Zeitpunkt war aufgrund technischen Versagens nur
noch die Entnahmestelle vor Katalysator nutzbar. Die Abgase wurden un-
verdünnt dem Analysesystem zugeführt. Die Leitungen waren, wie nach
ECE-Standard üblich, auf 190°C geheizt, um Kondensation zu vermeiden.
Den HC- und NOx-Analysatoren wurde heißes feuchtes Abgas zugeführt.
Den Analysatoren für CO, und wurde gekühltes getrocknetes Ab-
gas zugeführt. Die entsprechenden Korrekturen erfolgten nach den in der
Industrie üblichen Verfahren. Dabei wurde auch die im Ansaugtrakt ge-
messene Luftfeuchtigkeit berücksichtigt. Nach Einstellen des Betriebs-
punkts wurde jeweils abgewartet, bis die Abgastemperatur nach Turbine
auf +-0,5K stabil und augenscheinlich keine Veränderung der Abgaswerte
- 56 -
mehr festzustellen war. Daraufhin wurden die Messwerte der gasförmigen
Schadstoffkomponenten über 20s aufgezeichnet. Für jede Komponente
wurde das zeitliche Mittel gebildet und für die weitere Auswertung verwen-
det. Durch Einschränkungen der verwendeten Messmittel ergaben sich
leider relativ große Streuungen für die CO-Messwerte.
Die Abgasentnahme zur Partikelanalyse befand sich im Endrohr der Ab-
gasanlage, also nach 3-Wege-Kat, Vor- und Nachschalldämpfer. Vorab-
Untersuchungen hatten gezeigt, dass Messungen mit einem Smokemeter
keine verwertbaren Messergebnisse lieferten. Auf einen weiteren Einsatz
dieser Messtechnik wurde daher verzichtet. Für einen Teil der Messreihen
stand Partikelmesstechnik der Firma TSI zur Verfügung. Dieser wurde
verdünntes Abgas zugeführt. Mittels eines Scheibenverdünners mit Ver-
dünnungsluftgenerator (Typ „Thermodiluter 379020A“) wurde ein Verdün-
nungsverhältnis von 500 eingestellt. In einigen Vorabuntersuchungen war
festgestellt worden, dass sich die Partikelmessgeräte damit im optimalen
Messbereich befanden. Die Temperatur des verdünnten Abgases wurde
auf 150°C eingestellt. So wurde die Entfernung von semivolatilen Bestand-
teilen bewusst vermieden, um Nukleationsmode im Abgas untersuchen zu
können.
Bei der eigentlichen Messtechnik handelte es sich um ein Messgerät zur
Ermittlung der Partikelgrößenverteilung Typ „Nanoscan 3910“, im Folgen-
den kurz „Nanoscan“ und einen Kondensationspartikelzähler Typ „CPC
3772“, in Folgenden kurz „CPC“. Details zu diesen Geräten finden sich in
[92] und [93]. Besonders herauszuheben ist, dass der Partikelzähler nicht,
wie für Messungen nach EURO 6 vorgesehen, eine Kappgrenze bei 23nm
Partikeldurchmesser hat, sondern auch kleinste Partikel bis etwa 10nm re-
gistriert. Somit können auch Nukleationskeime aus Kohlenwasserstoffen
erfasst werden, was für die vorliegende Untersuchung von Interesse ist.
Sowohl der CPC als auch der Nanoscan wurden stets parallel betrieben,
um gegenseitige Plausibilitätsüberwachung zu ermöglichen. Aufgrund der
Kalibrierung und Funktionsweise des Nanoscan ist zu erwarten, dass die-
ser die Partikelzahl gegenüber dem CPC in allen Messpunkten bis zu 15%
höher schätzt. Nach Einstellen des jeweils gewünschten Betriebspunkts
wurde mit dem CPC die Partikelanzahl dreimal für 60 Sekunden kontinu-
ierlich aufgezeichnet. Die Messwerte wurden dann zunächst über die Zeit
der Einzelmessung und dann aus allen drei Messungen gemittelt. Das Er-
gebnis wurde als diskreter Messwert verwendet. Mit dem Nanoscan wur-
den zeitgleich zur CPC-Messung drei Mobilitäts-Spektren-Messdurchläufe
durchgeführt, welche jeweils ca. 1 Minute dauern. Für jede Partikel-
Größenklasse einzeln wurde aus allen drei Messungen gemittelt und das
Ergebnis weiterverarbeitet.
- 57 -
3.1.3 Indiziermesstechnik
Druckindizierung erfolgte auf allen Zylindern durch Quarze des Typs
6061B des Herstellers Kistler. Die Quarze wurden zur Optimierung der
Messgenauigkeit mit konditionierter Kühlflüssigkeit nach Herstellervorga-
ben durchströmt. In je zwei Ein- und Auslasskanälen des Zylinderkopfs
war zusätzlich eine Messstelle zur Niederdruckindizierung angebracht. Es
wurden die Ladungswechselkanäle der Zylinder 2 und 4 mit dieser Mess-
technik versehen. Somit konnte je ein „innerer“ und ein „äußerer“ Zylinder
des Reihenmotors untersucht werden, was aufgrund der Symmetrie des
Ansaug- und Abgastraktes als ausreichend erachtet wurde. Die Messwerte
dienten zur Validierung von Ladungswechselsimulationen. Dies ist nicht
Schwerpunkt dieser Arbeit, an einigen Stellen wird aber auf den darauf
basierend berechneten Restgasgehalt im Zylinder eingegangen. Die
Messdatenerfassung erfolgte durch ein „Knock Indication Systems“ („KIS
4“) des Herstellers IAV. Neben der Aufzeichnung und kontinuierlichen
thermodynamischen Analyse der Messdaten während des Betriebs ermög-
lichte dieses System eine auf dem Zylinderdruck basierende ständige
Klopfüberwachung während des Motorbetriebs. Außer den Geometrieda-
ten des Versuchsträgers wurde für die Heizverlaufsanalyse ein
Isotropenexponent K=1,3 gesetzt.
3.1.4 Abgasdrosseln und verwendete Wärmetauscher
Abbildung 3-2: Prototyp Abgaswärmetauscher Längsschnitt im CAD [45]
Ein zentrales Element jeder Form von Abgasenergienutzung ist die
Auskoppelung der Wärme aus dem Abgas. Es ergeben sich erhebliche
Zielkonflikte in Bezug auf Kompaktheit und Masse, zulässigem Druckver-
lust und Wirkungsgrad. Für die angestrebte Nutzung einer Dampfstrahlkäl-
teanlage wurde ein Abgaswärmetauscher für das Medium R134 von der
Firma Benteler entwickelt und als Prototyp hergestellt (Abbildung 3-2).
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Dieser erste Prototyp bietet noch erhebliches Optimierungspotential, ins-
besondere in Bezug auf seine Masse, konnte allerdings bereits sehr wert-
volle Erkenntnisse liefern.
Tabelle 4: Geometriedaten Abgaswärmetauscher-Prototyp [45]
Abgaswärmetauscherprototyp
Rohranzahl n [-] 45
Rohrinnendurchmesser di [m] 0,004
Rohraußendurchmesser da [m] 0,006
Rohrabstand in Strömungsrichtung ll [m] 0,009
Rohrabstand quer zur
Strömungsrichtung lq [m] 0,0115
Höhe Abgaskanal HAb [m] 0,067
Breite Abgaskanal BAb [m] 0,1144
gesamte Wärmetauscherfläche Ages [m2] 0,3096
Abbildung 3-3: Druckverlust Abgaswärmetauscher über Abgasmassen- strom [45]
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Der Prototyp wurde auf dem Wärmeübertragerprüfstand des VKM mit freundlicher Unterstützung durch die Kollegen vom Institut für Maschinen und Energieanlagentechnik (ETA) der TU Berlin vermessen. Dabei zeigte sich, dass der Druckverlust über dem Wärmetauscher bei einem Massen-strom, der über der Auslegungshöchstlast des Motor-Versuchsträgers liegt, nicht über 70mbar ansteigt (Abbildung 3-3). Diese Größenordnung entspricht in etwa der des Druckverlusts über den Mittelschalldämpfer der verwendeten Serien-Abgasanlage. Unter der Annahme der möglichen Bauteilintegration und unter der Berücksichtigung, dass es sich um einen allerersten Wärmetauscher-Prototypen mit noch gegebenem Optimie-rungspotential handelt, wurde daher auf eine zusätzliche Abgasdrossel verzichtet. In der Abgasanlage wurde gegenüber der Serienvariante ledig-lich aus Gründen der Wartungsfreundlichkeit ein zusätzlicher 90°-Bogen und ein gerades Rohrstück von 1m Länge ergänzt. Bezüglich Quereinflüs-sen durch Restgas, wie in 2.1.3.4 beschrieben, sollten konsistente und be-züglich einer Realisierung im Fahrzeug repräsentative Bedingungen vor-liegen.
3.2 Versuchsprogramm
Ziel der Untersuchungen war, aufzuzeigen, inwiefern das betrachtete Kon-zept der tiefen Ladeluftkühlung den Schadstoffausstoß eines PKW beein-flusst. Um dies unter Verwendung des beschriebenen Aufbaus zu untersu-chen, waren relevante Motorbetriebspunkte zu identifizieren und sinnvolle Temperaturgrenzen, sowie sonstige Betriebsparameter festzulegen. Allen Versuchen wurde der indizierte Mitteldruck inklusive Ladungswechsel-schleife als Lastgröße zugrunde gelegt, um Quereinflüsse aus der Motor-konstruktion möglichst zu eliminieren und allgemein aussagekräftige Er-gebnisse zu erhalten. In allen Versuchsreihen wurde ein betriebswarmer Motor verwendet, das heißt Kühlwasserrücklauftemperatur „T_KW_rl“ mindestens 90°C und Öltemperatur „T_Öl“ gemessen in der Ölwanne min-destens 80°C.
Aus der Literatur ist bekannt, dass insbesondere der Sauerstoffgehalt des
Kraftstoffs erheblichen Einfluss auf die Partikelbildung bei direkteinsprit-
zenden Ottomotoren hat [9]. Um diesen Quereinfluss auszuschließen,
wurde in allen Teilversuchsreihen identischer Kraftstoff nach Norm „Super
Plus ROZ 98“ verwendet. Die Untersuchungen zum Partikelausstoß wur-
den mit einem Los dieses Kraftstoffs durchgeführt. Das Laborprotokoll ist
in Kapitel 15 dieser Arbeit zu finden. Auch wurden alle
Partikeluntersuchungen während eines Ölwechselintervalls nach einer
gewissen „Einfahrzeit“ des Öls durchgeführt (Relevanz siehe [67]).
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3.2.1 Einspritzstrategie
In allen Versuchsreihen wurde ausschließlich Einzel-Einspritzung in den Saughub verwendet. Quereinflüsse aus verschiedenen Einspritzstrategien werden so vermieden. Diese Einspritzstrategie stellt die Basislösung dar, welche mit allen Direkt-Einspritzsystemen realisierbar ist. Gute Homogeni-sierung, und damit in der Regel geringer Partikelausstoß, sind bei sinnvol-ler Auslegung und Applikation möglich. Das Einspritzsystem des Ver-suchsträgers wurde nicht an seinen Auslegungsgrenzen betrieben. Einspritzbeginn und Einspritzdruck wurden während der Versuchsreihen jeweils angelehnt an eine Serienapplikation gewählt. Auf dieser Grundlage war davon auszugehen, dass Kolbenbenetzung kein besonderes Problem darstellte. Während der Versuche wurde dies durch Betrachtung der HC-Emissionen unter Bezug auf [10] stichprobenartig verifiziert. Innerhalb ei-nes motorischen Betriebspunktes wurden Einspritzbeginn und Einspritz-druck, unabhängig von der Saugrohrtemperatur, konstant gehalten. Durch die Wahl der Einspritzstrategie konnten Quereinflüsse, wie in 2.1.3.5 be-schrieben, vermieden werden.
3.2.2 Temperaturbereich – technische Voraussetzungen und Grenzen
Alle Temperaturangaben beziehen sich auf die Ladelufttemperatur im An-saugkrümmer nach Drosselklappe T_n_DK, wie in 3.1.1 beschrieben. Als Obergrenze für die zu untersuchenden Ladelufttemperaturen wurde 80°C festgelegt. Dies wird aus allgemeinen Erfahrungswerten als nicht unübli-che Temperatur nach Ladeluftkühler unter ungünstigen Randbedingungen (hohe Außentemperatur, hohe Last, geringe Fahrzeug-Geschwindigkeit) angesehen. Es ist auch davon auszugehen, dass alle im Fahrzeug-Motorraum verwendeten Bauteile für den Betrieb in diesem Temperaturbe-reich ausgelegt sind. In einigen Bereichen der Niedriglastuntersuchungen wurde die obere Temperaturgrenze bei 60°C festgelegt, um Messzeit zu sparen. Generell ist bei niedrigen Lasten wegen des geringen Ladedrucks im realen Fahrzeugbetrieb eher mit geringeren Temperaturen zu rechnen, was diese Vereinfachung legitimiert.
3.2.2.1 Wasserausfall und Vereisung
Grundsätzlich ist mit einfachen Rechnungen darstellbar, dass bei genü-gend hoher Aufladung und Ladeluftkühlung Wasserausfall im Ladeluftküh-ler stattfindet. Im vorliegenden Fall wurde auf eine Entwässerung nach La-deluftkühler ausdrücklich verzichtet, und bei der Konstruktion der Ladeluftstrecke darauf geachtet, dass das ausfallende Wasser dem Motor direkt und kontinuierlich wieder zugeführt wird. Andere Lösungen sind
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denkbar, zum Beispiel könnte das auskondensierte Wasser gesammelt und bei Bedarf gezielt wieder eingespritzt werden. Die hier umgesetzte Variante wurde unter anderem gewählt, da sie keine zusätzlichen Komponenten erfordert. Auch stellt sie eine Lösung dar, die in der Serie bei Diesel-PKW (Kombination aus AGR und LLK führt zu er-heblichem Wasserausfall in der Ladeluftstrecke) grundsätzlich erprobt ist. Aus diversen Untersuchungen [z.B. 94, 95, 96] ist bekannt, dass bei hohen Lasten möglichst fein zerstäubtes im Ansaugtrakt zugeführtes Wasser in sinnvollen Mengen für die Otto-motorische Verbrennung förderlich ist. Ins-besondere wird die Klopfneigung verringert. Die Ausgangsbedingungen der angesaugten Umgebungsluft in der Prüfzelle wurden für alle Versuche konstant gehalten (25°C, 40% rel. Luftfeuchte), soweit die Prüfstandstechnik dies zuließ. So konnten verfälschende Auswirkungen einer variierenden Umgebungsluftfeuchte auf die Versuchsergebnisse mi-nimiert werden.
Bei Unterschreiten des Gefrierpunktes (bei reinem Wasser und Umge-
bungsdruck ca. 0°C) gefriert das auskondensierte Wasser im Ladeluftküh-
ler oder in der weiteren Ansaugluftstrecke. Dies gilt es –zumindest in grö-
ßerem Maße- zu vermeiden. Eis verschlechtert durch seine geringe
Wärmeleitung den Wärmeübergang zwischen Wärmetauscheroberfläche
und Ladeluft. Kanäle und Drosselklappe können zufrieren, außerdem er-
geben sich durch größere Eismengen bei deren Abtauen Gefahren für den
Motor durch losbrechende Eisstücke oder größere Wassermengen. In der
Praxis wird es daher schwierig sein, bei üblichen Umgebungsbedingungen
Ladelufttemperaturen unter 0°C im Einlasskanal zu realisieren, zumal da-
von auszugehen ist, dass die Ladeluft sich nach LLK noch an den Wan-
dungen der Ladeluftleitung und der Drosselklappe aufwärmt. Um realisti-
sche Annahmen zu treffen, wurde daher die untere Ladelufttemperatur bei
2°C für höhere Massenströme (Hochlastbetriebspunkte), bzw. 5°C bei
niedrigen Massenströmen (Teillastbetriebspunkte), festgelegt. In einem se-
rientauglich entwickelten System mit Direktverdampfer und gut isoliertem
Ladelufttrakt scheint dies bei Verdampfungstemperaturen des Kältemittels
knapp unter 0°C realisierbar. Es zeigte sich, dass auch beim in dieser Hin-
sicht nicht optimierten Versuchsaufbau Temperaturdifferenzen von 3K bis
4K zwischen der Vorlauftemperatur des Niedertemperaturkreises und der
Ladelufttemperatur nach Drosselklappe bei hohen Luftmassenströmen
realisierbar waren. Bei niedrigen Luftmassenströmen hatte der Aufheizef-
fekt nach Ladeluftkühler im verwendeten Versuchsaufbau einen deutlich
stärkeren Einfluss. Im Ansaugtrakt nach Drosselklappe stellte sich eine
Lufttemperatur von bis zu 20K über der Vorlauftemperatur des Tieftempe-
ratur-Ladeluftkühlers ein. Diesem wurde durch lange Abkühlzeiten für den
Ansaugtrakt und zeitweise starke Unterkühlung entgegengewirkt. Für den
grundsätzlichen Konzeptnachweis der tiefen Ladeluftkühlung ist dies we-
nig bedeutsam, da im Wesentlichen zu untersuchen war, ob bei niedrigen
Lasten niedrige Ladelufttemperaturen einen nachteiligen Effekt auf die
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Emissionen haben. Niedrige Temperaturen im untersuchten Bereich sind
im unteren Teillastbereich erwartungsgemäß nicht besonders vorteilhaft.
Im relevanten Hochlastbereich sind sie jedenfalls realisierbar.
3.2.2.2 Verfügbare Kälteleistung
Die Kälteleistung der zur Ladeluftkühlung Kompressionskältemaschine (siehe Abbildung 3-1) lag bei Kaltkreis-Vorlauftemperatur 0°C über 20kW. Auch bei -20°C Kaltkreistemperatur standen noch 6kW Kälteleistung zur Verfügung. Die tiefste erreichbare Ladelufttemperatur war dementspre-chend in keinem untersuchten Betriebspunkt von der Kältemaschine be-grenzt.
3.2.3 Motorbetriebspunkte Grundlagenuntersuchungen
Aus vorhergehenden Untersuchungen [1] war bekannt, dass der Ver-
suchsaufbau im Drehzahlbereich 2000 1/min bis 4000 1/min, sowie bei
Lasten zwischen 2 und 18 bar stabil funktioniert. Um grundsätzliche
Tendenzen des Temperatureinflusses auf die Emissionen in großen Kenn-
feldbereichen während der begrenzten, zur Verfügung stehenden Messzeit
zu ermitteln, wurde folgende Raster-Vermessung durchgeführt:
Drehzahlen: 2000, 3000, 4000 und 5000 1/min: durch die breite
Spreizung werden alle relevanten Phänomene, die auf Kolbenge-
schwindigkeit und daraus folgend Gasgeschwindigkeit und Ladungs-
bewegung zurückzuführen sind, abgebildet.
Last: 2, 6, 10, 14 und 18 bar: durch die Lastspreizung werden
lastabhängige Einzeleffekte aufgezeigt.
Verbrennungsschwerpunkt: COHR bei 8°nOT bzw. an vom Steuerge-
rät ermittelter Klopfgrenze: es wird Betrieb nahe am theoretischen
Wirkungsgradoptimum untersucht, soweit dies möglich ist. Ansonsten
wird an der Klopfgrenze möglichst nahe am thermodynamischen Op-
timum gefahren. Dies entspricht einer klassischen Grundapplikation
von Otto-Motoren.
Temperatur im Einlasskrümmer: 2°C (bzw. 5°C bei unter 10 bar ),
40°C, 80°C: die drei Situationen „extreme Ladeluftkühlung durch Käl-
temaschine“, „gute Ladeluftkühlung bei Labor-
Umgebungsbedingungen“, „nicht optimale Ladeluftkühlung oder hohe
Umgebungstemperaturen und hohe Last“ sind abgebildet.
Turbineneintrittstemperatur: maximal 950°C; diese Temperatur ent-
spricht einer üblichen Belastungs-Grenze für Serien-Turbolader an
Ottomotoren.
Einlassnockenwellenstellung maximal spät (Einlassventilhub 1mm
20° nOT) außer wo angegeben; Untersuchungen mit Ladungswech-
- 63 -
sel-Rechnungsprogrammen zeigten, dass dies in den meisten Fällen
einen minimalen Restgasgehalt bedeutet, was Quereinflüsse redu-
ziert. Die Nockenwellenstellung wird durch die Steuerzeit „Einlass
öffnet“ definiert. Die Angabe erfolgt in „°KW nach Verdichtungs-OT
bei 1mm Ventilhub“;
Verbrennungsluftverhältnis : Soweit möglich wird der Motor mit
=1 betrieben. Dies ist sowohl aus Gründen der Abgasqualität nach
3-Wege-Kat als auch des Kraftstoffverbrauchs eine sinnvolle Grund-
applikation für Otto-Motoren. In besonders hohen Lastbereichen wird
aus Bauteilschutzgründen ein fetteres Luft-Kraftstoffverhältnis einge-
stellt, um die Turbineneintrittstemperatur unterhalb der gesetzten
Grenze zu halten.
Ausschließlich Rohabgasmessungen: Für die Vorab-Untersuchungen
wurde die Messung des Rohabgases für ausreichend und aussage-
kräftiger erachtet. Das Rohabgasverhalten resultiert klar aus motori-
schen Phänomenen, wohingegen die „Tailpipe“-Emissionen zum
großen Teil abhängig sind von der Katalysatorapplikation. Für die
Grundlagenbetrachtung sind motorische Effekte interessanter.
3.2.4 Motorbetriebspunkte NEFZ-Bereich
Die Abgasmessung im NEFZ ist für die Bauart-Zulassung von Fahrzeugen in Europa seit über zwei Jahrzehnten zwingend vorgeschrieben. Der Ein-fluss jeder motorischen Maßnahme auf das Abgasverhalten in diesem Fahrzyklus ist daher eine der ersten zu untersuchenden Fragestellungen. Für die in Mitteleuropa häufigsten Fahrzeuge („Golf-Klasse“) bedeutet das Durchfahren des NEFZ einen Motorbetrieb im unteren Teillastbereich. Aus der Literatur und der gängigen Konstruktionspraxis ist für einen homogen betriebenen Otto-Motor mit 3-Wege-Kat zunächst zu erwarten, dass eine tiefe Ladelufttemperatur im niedrigen Lastbereich weder aus Sicht des Wirkungsgrads noch des Abgasverhaltens besonders vorteilhaft ist. Ein Tieftemperaturladeluftkühler sollte daher augenscheinlich in niedrigen Lastbereichen durch z.B. einen Bypass umgangen werden. Trotzdem wird auch für diesen Teil des Motorkennfelds der Einfluss der Ladelufttempera-tur vom Bereich nahe dem Gefrierpunkt bis zu 80°C in der vorliegenden Arbeit intensiv untersucht. Zum einen wird so festgestellt, ob und wenn ja wie nachteilig für das Abgasverhalten ein Betrieb bei tiefer Ladelufttempe-ratur ist. Daraus ergibt sich, inwiefern bei schnellen Lastwechseln aus dem Hochlastbereich mit Tieftemperaturkühlung in den Niederlastbereich Prob-leme auftreten können. Dies ist ein wichtiger Indikator für die Realisierbar-keit des Gesamtkonzepts. Auch kann so abgeschätzt werden, ob eine Umgehung der Tieftemperaturladeluftkühlung überhaupt notwendig ist.
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Zum anderen stehen mit einer abgasgetriebenen Kälteanlage nahezu alle
Komponenten zur Verfügung, um auch eine Ansaugluft-Vorwärmung zu
realisieren. Die Sinnhaftigkeit eines solchen Konzepts wird somit ebenfalls
abgeschätzt.
3.2.4.1 Zyklusanalyse und Auswertung NEFZ
Um für den NEFZ relevante Motorbetriebspunkte zu definieren, wurde ein Fahrzeug-Modell in der Simulationssoftware „GT-Suite“ des Hersteller „Gamma Technologies“ erstellt. Zur Modellierung wurden Daten aus ECE-Zertifizierungsunterlagen [6] verwendet, wie in Anhang B dargestellt, wel-che einem in Europa häufig verkauften und zum Zeitpunkt der Untersu-chungen aktuellen PKW entsprechen.
Abbildung 3-4: NEFZ im Motorkennfeld-Ausschnitt; gewichtet nach Verweil- dauer und umgesetzter Kraftstoffmasse
Abbildung 3-4 stellt die sich aus der Simulation des NEFZ für das An-
triebsaggregat ergebenden Lasten dar. Das maximale Drehmoment des
für die Untersuchungen verwendeten Motors liegt bei ca. 240NM, die ma-
ximale Motordrehzahl bei 6500 1/min, der Versuchsträger wird also wie zu
erwarten in der unteren Teillast betrieben. Unter der Annahme, dass die
ausgestoßene Schadstoffmasse mit der umgesetzten Kraftstoffmasse kor-
reliert, sind besonders die durch blaue Kreise visualisierten Motorbetriebs-
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punkte zu beachten. Die Kreise stellen die im jeweiligen Betriebspunkt
insgesamt während des NEFZ umgesetzte Kraftstoffmasse dar. Größere
Kreise entsprechen mehr umgesetztem Kraftstoff.
Als Grundlage für den Kraftstoffverbrauch wurde ein am Motorprüfstand
unter Laborbedingungen stationär ermitteltes Kennfeld für spezifischen
Kraftstoffverbrauch genutzt. Hier liegen Abweichungen gegenüber einem
realen Fahrzeug auf dem Rollenprüfstand vor, auch da sich der spezifi-
sche Kraftstoffverbrauch mit der Ansauglufttemperatur leicht ändert. Für
die grundsätzlichen Aussagen, die in dieser Arbeit getroffen werden, sind
diese Annäherungen jedoch ausreichend.
Aus Abbildung 3-4 wurden aufgrund ihrer Gewichtung nach umgesetztem
Kraftstoff zunächst folgende Betriebspunkte ermittelt:
a) 900 1/min 10Nm
b) 2000 1/min 20Nm
c) 2200 1/min 30Nm
d) 2400 1/min 70Nm
e) 2600 1/min 10Nm
f) 2800 1/min 60Nm
Punkt a) wurde eliminiert, da er mit dem Versuchsaufbau aus schwin-
gungstechnischen Gründen nicht darstellbar war. Auch wird davon ausge-
gangen, dass durch die vermehrt verwendeten Start-Stopp-Funktionen
dieser Betriebspunkt weniger relevant wird.
Im Motorversuch wurden den jeweiligen effektiven Drehmomenten ent-
sprechende indizierte Mitteldrücke ermittelt, woraus sich im verwendeten
Versuchsaufbau folgendes Versuchsprogramm ergab:
a) 2000 1/min 2,0bar NEFZ-A
b) 2200 1/min 3,7bar NEFZ-B
c) 2400 1/min 7,4bar NEFZ-C
d) 2600 1/min 1,9bar NEFZ-D
e) 2800 1/min 6,6bar NEFZ-E
Aus Gründen der Wiederhol- und Vergleichbarkeit wurden die Versuche
dann, basierend auf diesen indizierten Kenngrößen, durchgeführt.
3.2.4.2 Auswahl COHR-Spreizung
Die NEFZ-relevanten Betriebspunkte wurden mit Verbrennungsschwer-punkten von 4° und 8° nach OT untersucht. Vermessungen eines Serien-Motors führten zur Schlussfolgerung, dass solche Werte in diesem Kenn-feldbereich bei betriebswarmem Motor gängiger Praxis entsprechen. Das ist wenig überraschend, da sich nach einschlägiger Literatur [z.B. 2, 20, 21, 24] so eine thermodynamisch wirkungsgradoptimale Wärmefreisetzung ergibt. Durch die Spreizung wurde untersucht, ob sich durch extreme La-
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delufttemperaturen Sondereffekte ergeben. Aus Sicht der Abgasnachbe-handlung kann es sinnvoll sein, zumindest bei niedrigen Lasten, den ver-brennungsschwerpunkt später zu legen, um durch die resultierenden hö-heren Abgastemperaturen den Katalysator auf Betriebstemperatur zu bringen oder zu halten. Dieser Sonderfall wird hier aber nicht betrachtet.
3.2.4.3 Messgasentnahme vor und nach Katalysator
Im Bereich der juristischen Relevanz des NEFZ werden keine Otto-PKW-Neufahrzeuge ohne Abgasnachbehandlung verkauft. Alle homogen ver-brennenden Otto-Motoren im PKW-Einsatz sind zumindest mit einem 3-Wege-Kat zur Abgasnachbehandlung ausgerüstet. Die Rohemissionen sind um Größenordnungen zu hoch, um eine Erfüllung der Abgasgesetz-gebung zu ermöglichen. Für eine Potentialabschätzung des Konzepts der tiefen Ladeluftkühlung ist es daher entscheidend, dass die Konvertierungs-rate des Katalysators nicht wesentlich beeinträchtigt wird. Dies wäre be-sonders zu befürchten, falls die Abgastemperaturen durch intensive Lade-luftkühlung stark abgesenkt würden und die Mindest-Betriebstemperatur des Katalysators unterschritten. Gerade in den niedriglastigen NEFZ-Betriebspunkten liegen die Abgastemperaturen so niedrig, dass dies als kritisch eingeschätzt wurde. Alle Versuche für den NEFZ-Bereich wurden daher mit Messungen vor und nach dem Katalysator durchgeführt. Dazu wurden die Betriebspunkte zunächst mit Abgasentnahme vor Katalysator angefahren und nach Aufzeichnung des Messpunkts mit Rohabgasen auf Abgasentnahme nach Kat umgeschaltet. Nach augenscheinlicher Stabili-sierung der Abgasmesswerte wurde der Betriebspunkt erneut aufgezeich-net.
3.2.5 Motorbetriebspunkte Artemis 150
Seit geraumer Zeit wird eine weltweite Vereinheitlichung der Abgaszyklen diskutiert. Auch ist der NEFZ umstritten, da durch die in ihm abgebildeten geringen Lasten das reale Verbraucherverhalten möglicherweise nur un-genügend abgebildet wird. Andere Fahrzyklen, zum Beispiel der in USA verwendete FTP75 mit SFTP US06, sind deutlich höherlastiger. Der Arte-mis 150 (siehe auch Anhang C und [61, 62]) stellt einen Vorschlag für ei-nen zukünftig weltweit anwendbaren Fahrzyklus dar, der Fahrzeug-Geschwindigkeiten bis 150km/h und realitätsnähere Beschleunigung ab-bildet. Für eine Beurteilung des Konzepts „tiefe Ladeluftkühlung“ in Bezug auf zukünftige Abgasnormen wurde daher der Artemis 150 ausgewählt. Aus den Voruntersuchungen war bekannt, dass das größte Potential zur Verbesserung des Abgasverhaltens durch tiefe Ladelufttemperaturen im hochlastigen Motorbetrieb zu finden ist. Insbesondere in Kennfeldberei-chen, in denen eine Anfettung aus Bauteilschutzgründen erfolgt, hat das Konzept erhebliches Potential. Es stellte sich die Frage, ob solche Lastbe-
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reiche in der Kombination von Downsizing-Antrieben und Hochlastzyklen vorkommen und ob tiefe Ladelufttemperaturen hier einen Ausweg darstel-len können. Da mit größter Wahrscheinlichkeit auch in zukünftigen Fahrzyklen niederlastige Betriebspunkte einen hohen Anteil haben, waren auch diese weiter zu beleuchten. Wie in Kapitel 3.2.4 beschrieben, soll damit vor al-lem die Lastwechselempfindlichkeit des Konzepts untersucht werden.
3.2.5.1 Zyklusanalyse und Auswertung Artemis 150
Abbildung 3-5: Artemis150 im Motorkennfeld-Ausschnitt; gewichtet nach Verweildauer und umgesetzter Kraftstoffmasse
Aus der Zyklusanalyse und den Voruntersuchungen wurde klar, dass im
Artemis 150 in der vorliegenden Fahrzeug-Motorkombination der
Anfettungsbereich nicht erreicht wird. Es wurden daher Motorbetriebs-
punkte ausgewählt, welche im Artemis 150 stark repräsentiert sind und
sich von den NEFZ-Punkten (Kapitel 3.2.4) unterscheiden. Es sei noch da-
rauf hingewiesen, dass der Betriebspunkt NEFZ-E ebenfalls sehr aussa-
gekräftig für das Verhalten des Fahrzeugs im Artemis150-Zyklus ist.
Aus Abbildung 3-5 wurden zunächst folgende Betriebspunkte ermittelt:
a) 2000 1/min 20Nm
b) 3800 1/min 40Nm
c) 3800 1/min 90Nm
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Versuche am Motorprüfstand zeigten, dass die oben genannten Daten bei den innerhalb dieser Arbeit verwendeten Randbedingungen des Ver-suchsaufbaus und Motorbetriebs (Kühlwasser- und Öltemperatur) folgen-den Betriebspunkten, definiert über Drehzahl und indiziertem Mitteldruck, entspricht.
a) 2000 1/min 2,8bar ART-A
b) 3800 1/min 5,0bar ART-B
c) 3800 1/min 9,5bar ART-C
3.2.5.2 Auswahl COHR-Spreizung
Alle Betriebspunkte mit Ausnahme von c) wurden zunächst mit Verbren-nungsschwerpunkten von 4° und 8°nOT untersucht. Im späteren Ver-suchsverlauf wurden die Betriebspunkte a) und b) nur noch bei COHR=4°nOT, Betriebspunkt c) bei COHR=8°nOT betrachtet. Dies lehnt sich an übliche Serienapplikationen an und erwies sich beim betrachteten Motor als wirkungsgradoptimal. Ansonsten sind die Überlegungen aus 3.2.4.2 zutreffend.
3.2.5.3 Messgasentnahme vor und nach Katalysator
Motivation und Vorgehen waren identisch zu den Versuchen zum NEFZ. Alle Betriebspunkte wurden stationär eingestellt. Es erfolgte die Messung des Rohabgases. Nach Umschaltung auf Abgasentnahme nach Katalysa-tor erfolgte zunächst eine Wartezeit bis zur Stabilisierung der Abgasmess-technik, dann die Aufzeichnung der Messwerte des konvertierten Abgases.
3.2.6 Motorbetriebspunkte Hochlast
Aus bekannten Veröffentlichungen wie [1] und [5] ist zu entnehmen, dass das Konzept „Ladeluftkühlung unter Umgebungstemperatur“ Potentiale zur Kraftstoffeinsparung bei hohen Motorlasten durch Wirkungsgradverbesse-rung bzw. die Möglichkeit zur Lasterhöhung, und damit zum weiteren Downsizing, bietet. In [5] wird darüber hinaus die positive Wirkung des Konzepts auf das Ansprechverhalten von extremen Downsizing-Konzepten hervorgehoben. Grundsätzlich ist die Sinnhaftigkeit des Kon-zepts aus motorischer Sicht also jedenfalls gegeben. Welche Auswirkun-gen die Tieftemperaturladeluftkühlung auf die Emissionen in diesen Be-triebspunkten hat, wird in dieser Arbeit untersucht. Zwar haben die untersuchten Hochlast-Betriebspunkte bezüglich der momentan für die PKW-Zertifizierung gültigen Fahrzyklen keine Relevanz. Allerdings wird weltweit über die Einführung von Fahrzyklen mit „Vollgas“-Anteilen disku-tiert, um das reale Verbraucherverhalten besser abzubilden. Insbesonde-re, da in Deutschland noch Autobahnabschnitte ohne Geschwindigkeits-
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beschränkung vorhanden sind, hat das Abgasverhalten von Fahrzeugen im Hochlastbereich einen Einfluss auf den realen Schadstoffausstoß im Straßenverkehr.
In allen Hochlastbetriebspunkten wurde die Einlassnockenwelle maximal
spät verstellt. Rechnungen mit einem Ladungswechselprogramm und frü-
here Versuchsergebnisse zeigen, dass dies minimalen Restgasgehalt im
Zylinder bedeutet. Dies verhindert Quereinflüsse und ist für Hochlastbe-
triebspunkte zunächst grundsätzlich sinnvoll.
Generell ergeben sich bei ATL-aufgeladenen Ottomotoren im Hochlastbe-reich drei Betriebsgrenzen; Klopfen, Überschreiten des höchst zulässigen Zylinderdrucks und Überschreiten der zulässigen Temperatur vor ATL-Turbine. Für jeden dieser Fälle wurde ein repräsentativer Betriebspunkt, an dem möglichst nur eine dieser Betriebsgrenzen dominiert, gewählt und untersucht.
Ausgangswert für alle Untersuchungen dieser Versuchsreihe waren 60°C
Ladelufttemperatur gemessen wie in 3.1.1, beschrieben. Die Ladelufttem-
peratur wurde in den Stufen 60°C, 40°C, 30°C, 20°C, 10°C und 2°C vari-
iert. 60°C stellt einen –aus motorischer Sicht leider- in der Realität plausib-
len Ausgangszustand für hohe Last bei hohen Umgebungstemperaturen
dar. Eine höhere Ansauglufttemperatur war hier leider nicht darstellbar, da
der verwendete Abgasturbolader nicht dann den benötigten Ladedruck
darstellen konnte. Alternativ wäre es möglich gewesen, die Last für den
Betriebspunkt insgesamt niedriger zu definieren, was aber die Aussage
des Einflusses tiefer LLK an der Klopfgrenze abgeschwächt hätte. 2°C
sind, bei den zur Darstellung des Betriebspunkts erforderlichen hohen
Luftmassenströmen ohne zu große Vereisungsgefahr im Tieftemperaturla-
deluftkühler, darstellbar. Die gröbere Stufung im oberen Temperaturbe-
reich ist zur Reduzierung der Messzeit gerechtfertigt, da hier eher eine Op-
timierung der herkömmlichen Ladeluftkühlung abgebildet wird und keine
besonderen neuen Erkenntnisse erwartet werden. Der niedrigere Tempe-
raturbereich, welcher LLK unter Umgebungstemperatur abbildet, ist dage-
gen feiner aufgelöst. Für diesen Bereich sind weniger gesicherte Erkennt-
nisse in der Literatur zu finden. Diese Arbeit soll dazu beitragen, diese
Lücke zu schließen.
3.2.6.1 Motorbetriebspunkte an der Klopfgrenze
Bei niedrigen Drehzahlen und hohen Lasten ist die für Ottomotoren kriti-sche Betriebsgrenze in der Regel ausschließlich Klopfen. Nach bekannter Literatur [z.B. 2, 21] war zu erwarten, dass dies im Bereich um 2000 1/min für den vorliegenden Motor der Fall ist. Vorhergehende Untersuchungen z.B. in [1] bestätigten dies. Bei gegebenem Kraftstoff kann der Verbren-
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nungsschwerpunkt unter Vermeidung von Klopfen in diesem Betriebsbe-reich nicht thermodynamisch wirkungsgradoptimal, sondern muss später gewählt werden. An anderer Stelle wurde das Wirkungsgradpotential be-reits untersucht [1, 45]. In diesem Drehzahlbereich erreicht der Motor in der Serienapplikation sei-nen maximalen Mitteldruck durch Einsatz eines mechanischen Verdich-ters. Um thermodynamische Vergleichbarkeit der Ergebnisse herzustellen, wurde der mechanische Lader des Versuchsmotors in dieser Arbeit gene-rell nicht verwendet, sondern lediglich mit Abgasturboaufladung gearbeitet. Daraus ergibt sich eine Einschränkung des maximal darstellbaren Mittel-drucks auf ca. 13,5 bar bei 80°C Ladelufttemperatur. Ein zu niedriger Mit-teldruck erlaubt allerdings nur eine begrenzte Darstellung der durch die tie-fe Ladeluftkühlung möglichen Effekte durch Frühverschiebung des Verbrennungsschwerpunkts, da bereits vor Erreichen der minimalen Lade-lufttemperatur das thermodynamische Optimum nahezu erreicht wird. Als Kompromiss wurde 2000 1/min und =14,2bar, bzw. maximal erreichba-rer Mitteldruck als repräsentativer Betriebspunkt an der Klopfgrenze ge-wählt. Bei diesem Mitteldruck konnte bei einer Ansauglufttemperatur
gerade noch der Verbrennungsschwerpunkt COHR=8°nZOT
dargestellt werden. Dabei wurden folgende Betriebsparameter verwendet:
Definition Klopfgrenze: die Klopfgrenze wurde nach KIS bei 1 bar
Klopfamplitude aus dem Zylinderdrucksignal und einer relativen Häu-
figkeit der Klopfereignisse von dauerhaft mindestens 2% festgelegt
Kraftstoff-Luftverhältnis: Im gewählten Betriebspunkt ist ein Betrieb
abweichend von =1 motorisch nicht notwendig und aus Sicht der
Abgasqualität bei einem Motor mit 3-Wege-Kat nicht sinnvoll.
3.2.6.1.1 Ladeluft-Temperatur-Variation bei konstantem COHR
Um den alleinigen Einfluss der Ladelufttemperatur auf das Abgasverhalten
darzustellen, wurde zunächst der Betriebspunkt bei der höchsten unter-
suchten Ladelufttemperatur von 80°C eingestellt, und der früheste mögli-
che Verbrennungsschwerpunkt an der Klopfgrenze ermittelt. Dieser Ver-
brennungsschwerpunkt wurde dann für alle Punkte dieser
Teilversuchsreihe beibehalten und die Ladelufttemperatur variiert.
Aus Anwendersicht wäre dies interessant, um zum Beispiel die Verwen-
dung von weniger klopffestem Kraftstoff bei konstantem thermodynami-
schem Wirkungsgrad durch tiefe Ladeluftkühlung zu untersuchen. Für die
Verwendung von Fahrzeugen in Ländern mit wenig konsistenter Kraftstoff-
qualität ist eine höhere Schlecht-Kraftstoff-Toleranz ein Wettbewerbsvor-
teil.
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Die sich eventuell ergebenden Auswirkungen auf die Abgasqualität wer-
den hier untersucht.
3.2.6.1.2 Ladeluft-Temperatur-Variation bei variablem COHR
Der Verbrennungsschwerpunkt wird in jedem eingestellten Betriebspunkt
so früh wie möglich an der Klopfgrenze gewählt, was ein Annähern an das
thermodynamische Optimum ermöglicht.
Aus Anwendersicht wäre dies interessant, um den motorischen Wirkungs-
grad durch tiefe Ladeluftkühlung bei gleich bleibendem Kraftstoff und
Brennverfahren zu erhöhen. Die sich ergebenden Auswirkungen auf die
Abgasqualität werden hier untersucht.
3.2.6.2 Motorbetriebspunkte an der Zylinderdruckgrenze
Bei mittleren Drehzahlen und hohen Lasten ist eine für den Motorbetrieb von Otto-Motoren entscheidende Größe der maximale Zylinderdruck wäh-rend der Verbrennung. Durch die bereits relativ hohe Kolbengeschwindig-keit tritt in diesem Betriebsbereich Klopfen kaum noch auf. Die Massen-ströme durch die Abgasturboladerturbine, und damit die Abgastemperaturen, sind dabei noch so niedrig, dass die Temperaturfes-tigkeit des Abgasturboladers keine Rolle spielt. Trotzdem kann der Ver-brennungsschwerpunkt oft nicht wirkungsgradoptimal gelegt werden, da sonst der maximal zulässige Spitzendruck im Zylinder während der Ver-brennung überschritten würde. Beim vorliegenden Motor darf der über mehrere Arbeitsspiele gemittelte maximale Druck im Zylinder nicht dauer-haft über 75 bar liegen. An anderer Stelle wurde das Wirkungsgradpoten-tial von tiefer LLK in diesem Betriebsbereich bereits dargestellt [1, 5, 45]. Als repräsentativer Betriebspunkt für diese Betriebsgrenze wurde 3000 1/min bei =18bar festgelegt. In diesem Betriebspunkt spielt Klopfen bei der Wahl des Verbrennungsschwerpunkts keine Rolle und die Lage des Verbrennungsschwerpunkts wird durch den Zylinderspitzendruck be-stimmt. Beiden durchgeführten Teilversuchsreihen war gemein:
Definition Zylinderdruckgrenze: der Zylinderspitzendruck darf über
100 Arbeitsspiele gemittelt 75bar nicht überschreiten.
Kraftstoff-Luftverhältnis: Im gewählten Betriebspunkt ist ein Betrieb
abweichend von =1 motorisch nicht notwendig und aus Sicht der
Abgasqualität bei einem Otto-Motor mit 3-Wege-Kat nicht relevant.
3.2.6.2.1 Ladeluft-Temperatur-Variation bei konstantem COHR
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Um den alleinigen Einfluss der Ladelufttemperatur auf das Abgasverhalten
darzustellen, wurde zunächst der Betriebspunkt bei der höchsten unter-
suchten Ladelufttemperatur von 80°C eingestellt, und der früheste mögli-
che Verbrennungsschwerpunkt an der Zylinderspitzendruckgrenze ermit-
telt. Dieser Verbrennungsschwerpunkt wurde dann für alle Punkte dieser
Teilversuchsreihe beibehalten und die Ladelufttemperatur variiert.
Aus Anwendersicht wäre dies interessant, um zum Beispiel einen Motor
bei konstantem thermodynamischem Wirkungsgrad durch tiefe Ladeluft-
kühlung mechanisch zu entlasten. Dies würde die Verwendung eines
preiswerteren Grundmotors ermöglichen. Die sich daraus ergebenden
Auswirkungen auf die Abgasqualität werden hier untersucht.
3.2.6.2.2 Ladeluft-Temperatur-Variation bei variablem COHR
Der Verbrennungsschwerpunkt wird in jedem eingestellten Betriebspunkt
so früh wie möglich an der Zylinderspitzendruckgrenze gewählt, was ein
Annähern an das thermodynamische Optimum ermöglicht.
Aus Anwendersicht wäre dies interessant, um die mögliche Wirkungsgrad-
steigerung durch tiefe Ladeluftkühlung bei gleich bleibendem Grundmotor
und Brennverfahren zu untersuchen. Die Auswirkungen auf die Abgasqua-
lität werden hier untersucht.
3.2.6.3 Motorbetriebspunkte an der Bauteilschutzgrenze
Bei hohen Drehzahlen und Lasten ist eine für den Motorbetrieb von aufge-ladenen Otto-Motoren entscheidende Größe die Abgastemperatur vor Turbolader-Turbine. Diese darf bestimmte Grenzen nicht überschreiten, da es sonst zum Versagen des Turbinenrades oder des Gehäuses kommt. Eine übliche Grenze für gängige Materialauswahl liegt bei 950°C, gemes-sen im Abgasstrom vor Turbine. Der Verbrennungsschwerpunkt kann in diesem Betriebsbereich meist nicht thermodynamisch optimal früh gewählt werden, da sonst der Zylinderspitzendruck überschritten würde oder Klop-fen eintritt. Dominierend ist hier meist die Beschränkung durch Spitzen-druck. Die erzwungen späte Lage des Verbrennungsschwerpunkts führt in Verbindung mit hohen Abgasmassenströmen zu sehr hohen Abgastempe-raturen. Um die hohen Lasten trotzdem ohne Bauteilversagen darstellen zu können, wird die Abgastemperatur durch die Verdampfungsenthalpie von zusätzlich eingespritztem, mit der vorhandenen Verbrennungsluft nicht umzusetzenden Kraftstoff ( <1) reduziert. Für das weitere Downsizing, bei gleichzeitig aus Komfort- und Sicherheits-gründen stetig steigenden Fahrzeuggewichten, ist die Ausweitung des Mo-
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torbetriebs bei in den hohen Lastbereich eine wichtige Fragestel-lung. Als repräsentativer Betriebspunkt für die Betriebsgrenze „Bauteilschutz“ wurde 4000 1/min bei =18bar festgelegt. In diesem Betriebspunkt spielt Klopfen eine untergeordnete Rolle, und eine späte Lage des Verbren-nungsschwerpunkts wird hauptsächlich durch den Zylinderspitzendruck bestimmt. Die daraus resultierenden hohen Abgastemperaturen erfordern eine Anfettung, um die Temperatur vor ATL-Turbine auf ein verträgliches Maß abzusenken. Allen Teilversuchsreihen war gemeinsam:
Definition Klopfgrenze: die Klopfgrenze wurde soweit relevant nach
KIS bei 2 bar Klopfamplitude und einer relativen Häufigkeit der Klopf-
ereignisse von dauerhaft mindestens 2% der Arbeitsspiele festgelegt.
Definition Zylinderdruckgrenze: der Zylinderspitzendruck darf über
100 Arbeitsspiele gemittelt 75bar nicht überschreiten.
3.2.6.3.1 Ladeluft-Temperatur-Variation bei konstantem COHR und kon-
stantem Verbrennungsluftverhältnis
In der ersten Teilversuchsreihe wurde zunächst der direkte und möglichst
isolierte Einfluss der Ladelufttemperatur auf das Abgasverhalten unter-
sucht.
Aus Anwendersicht wäre dies interessant, um zum Beispiel das Potential
der tiefen Ladeluftkühlung zur Abgastemperaturabsenkung bei gleichzeiti-
ger Spitzendruckabsenkung zu nutzen. So ließe sich ein weniger druckfes-
ter Grundmotor mit einem weniger temperaturfesten Abgasturbolader bei
in etwa gleichbleibendem Mitteldruck und Wirkungsgrad realisieren. Wel-
che Auswirkungen auf das Abgasverhalten sich ergeben, soll hier unter-
sucht werden. Für die durchgeführte Versuchsreihe bedeutet dies:
Maximaler Zylinderdruck: Bei der höchsten zu untersuchenden Lade-
lufttemperatur von 80°C wird der Betriebspunkt angefahren und der
Verbrennungsschwerpunkt durch Einstellen des Zündzeitpunkts so
variiert, dass ein Zylinderspitzendruck von 75bar nicht überschritten
wird. Bei niedrigeren Ladelufttemperaturen ergibt sich dementspre-
chend ein niedrigerer maximaler Zylinderdruck.
Luft-Kraftstoffverhältnis : Bei der höchsten zu untersuchenden La-
delufttemperatur von 80°C wird der Betriebspunkt angefahren und
das zum Einhalten der Betriebsgrenze „Temperatur vor Turbolader-
Turbine“ notwendige Luft-Kraftstoffverhältnis eingestellt. Dessen
Wert wird dann für die niedrigeren Ladelufttemperaturen beibehalten.
Lage des Verbrennungsschwerpunkts: der Verbrennungsschwer-
punkt wird bei der höchsten zu untersuchenden Ladelufttemperatur
- 74 -
von 80°C so eingestellt, dass der maximal zulässige Zylinderdruck
von 75bar nicht überschritten wird. Der sich ergebende Wert wird für
die niedrigeren Ladelufttemperaturen ebenfalls eingestellt.
Temperatur vor Turboladerturbine: Durch die Wahl des Luft-
Kraftstoffverhältnis wurde bei höchster untersuchter Ladelufttempera-
tur von 80°C die Temperatur vor Turbine auf 950°C eingestellt. Bei
reduzierter Ladelufttemperatur stellt sich erwartungsgemäß eine an-
dere (niedrigere) Abgas-Temperatur ein.
3.2.6.3.2 Ladeluft-Temperatur-Variation bei angepasstem COHR und
konstantem Verbrennungsluftverhältnis
In der zweiten Teilversuchsreihe wurde jeweils bei Variation der Ladeluft-
temperatur der Verbrennungsschwerpunkt so angepasst, dass sich ein
Motorbetrieb an der Druck- oder Klopf-Grenze ergab. wurde konstant
bei dem sich mit höchster Ladelufttemperatur ergebenden Wert belassen.
Es wird also der Einfluss der Ladelufttemperatur bei gleichzeitiger Anpas-
sung des Verbrennungsschwerpunkts auf das Abgasverhalten abgebildet.
Aus Anwendersicht könnte eine Motorsteuerung so appliziert werden, um
gegenüber der Ausgangskonfiguration mit reduzierter Ladelufttemperatur
bei gleich bleibender Zylinderdruck-Beanspruchung des Grundmotors den
Abgasturbolader weniger mit Wärme zu belasten. Auch wird wahrschein-
lich der spezifische Kraftstoffverbrauch durch die Verbrennungsschwer-
punktlage beeinflusst.
Maximaler Zylinderdruck und Klopfen: Bei der höchsten zu untersu-
chenden Ladelufttemperatur von 80°C wird der Betriebspunkt ange-
fahren und der Verbrennungsschwerpunkt durch Einstellen des
Zündzeitpunkts so variiert, dass ein Zylinderspitzendruck von 75bar
nicht überschritten wird. Bei niedrigeren Ladelufttemperaturen wird
der Verbrennungsschwerpunkt soweit Richtung OT verlagert, dass
sich weiterhin 75bar einstellen oder die Klopfgrenze erreicht wird.
Luft-Kraftstoffverhältnis : Bei der höchsten zu untersuchenden La-
delufttemperatur von 80°C wird der Betriebspunkt angefahren und
das zum Einhalten der Betriebsgrenze „Temperatur vor Turbolader-
Turbine“ notwendige Luft-Kraftstoffverhältnis eingestellt. Dessen
Wert wird dann für die niedrigeren Ladelufttemperaturen beibehalten.
Lage des Verbrennungsschwerpunkts: der Verbrennungsschwer-
punkt wird bei der höchsten zu untersuchenden Ladelufttemperatur
von 80°C so eingestellt, dass der maximal zulässige Zylinderdruck
von 75bar nicht überschritten wird. Bei den niedrigeren Ladelufttem-
peraturen wird der Verbrennungsschwerpunkt jeweils soweit Rich-
- 75 -
tung OT verlagert, wie unter Einhaltung des maximalen Zylinder-
drucks und unter Vermeidung von Klopfen möglich.
Temperatur vor Turboladerturbine: Durch die Wahl des Luft-
Kraftstoffverhältnis wurde bei höchster untersuchter Ladelufttempera-
tur von 80°C die Temperatur vor Turbine auf 950°C eingestellt. Bei
den anderen Ladelufttemperaturen stellt sich eine andere (vermutlich
niedrigere) Temperatur ein.
3.2.6.3.3 Ladeluft-Temperatur-Variation bei angepasstem Verbrennungs
luftverhältnis und konstantem COHR
In der dritten Teilversuchsreihe wurde jeweils bei Variation der Ladeluft-
temperatur das Verbrennungsluftverhältnis so angepasst, dass die Turbi-
neneintrittstemperatur konstant blieb. COHR wurde konstant bei dem sich
bei höchster Ladelufttemperatur ergebenden Wert belassen. Es wird also
der Einfluss der Ladelufttemperatur bei gleichzeitiger Anpassung des Ver-
brennungsluftverhältnisses auf das Abgasverhalten abgebildet.
Aus Anwendersicht könnte so appliziert werden, um gegenüber der Aus-
gangskonfiguration mit reduzierter Ladelufttemperatur bei gleicher thermi-
scher Beanspruchung des Abgasturboladers den Motor mechanisch zu
entlasten. Auch wird wahrscheinlich der spezifische Kraftstoffverbrauch
durch die Entfettung verringert.
Maximaler Zylinderdruck: Bei der höchsten zu untersuchenden Lade-
lufttemperatur von 80°C wird der Betriebspunkt angefahren und der
Verbrennungsschwerpunkt durch Einstellen des Zündzeitpunkts so
variiert, dass ein Zylinderspitzendruck von 75bar nicht überschritten
wird. Bei niedrigeren Ladelufttemperaturen ergibt sich durch geringe-
re notwendige Ladedrücke zum Halten der gleichen Zylinderla-
dungsmasse vermutlich ein niedrigerer maximaler Zylinderdruck.
Luft-Kraftstoffverhältnis : Das Luft-Kraftstoffverhältnis wird zu je-
dem Betriebspunkt so variiert, dass sich vor Turbolader-Turbine ge-
rade die höchst zulässige Temperatur von 950°C einstellt.
Lage des Verbrennungsschwerpunkts: der Verbrennungsschwer-
punkt wird bei der höchsten zu untersuchenden Ladelufttemperatur
von 80°C so eingestellt, dass der maximal zulässige Zylinderdruck
von 75bar nicht überschritten wird. Bei den niedrigeren Ladelufttem-
peraturen wird dieser Verbrennungsschwerpunkt beibehalten.
Temperatur vor Turboladerturbine: Durch die Wahl des Luft-Kraftstoffverhältnis wird die Temperatur vor Turbine auf 950°C einge-stellt.
- 76 -
3.2.6.3.4 Ladeluft-Temperatur-Variation bei angepasstem COHR und
angepasstem Verbrennungsluftverhältnis
In der vierten Teilversuchsreihe wurde jeweils bei Variation der Ladeluft-
temperatur der Verbrennungsschwerpunkt so früh gelegt, dass die Klopf-
grenze bzw. die Spitzendruckgrenze des Motors erreicht wurde. Das Ver-
brennungsluftverhältnis wurde dann so angepasst, dass die
Turbineneintrittstemperatur konstant bei ihrem höchst zulässigen Wert von
950°C blieb. Es wird also der Einfluss der Ladelufttemperatur bei gleichzei-
tiger Anpassung des Verbrennungsluftverhältnisses und des Verbren-
nungsschwerpunkts auf das Abgasverhalten abgebildet.
Aus Anwendersicht könnte so appliziert werden, um bei gleichbleibender
thermischer Belastung des Abgasturboladers, unverändertem Kraftstoff
und identischer mechanischer Belastung des Motors, durch tiefe Ladeluft-
kühlung einen besseren inneren Wirkungsgrad zu erreichen.
Maximaler Zylinderdruck: Bei allen Betriebspunkten dieser Teilver-
suchsreihe wird der Betriebspunkt angefahren und der Verbren-
nungsschwerpunkt durch Einstellen des Zündzeitpunkts so variiert,
dass ein Zylinderspitzendruck von 75bar nicht überschritten wird.
Falls vor Erreichen der Spitzendruckgrenze Klopfen auftritt, ergibt
sich ein niedrigerer maximaler Zylinderdruck.
Luft-Kraftstoffverhältnis : Das Luft-Kraftstoffverhältnis wird zu je-
dem Betriebspunkt so variiert, dass sich vor Turbolader-Turbine die
höchst zulässige Temperatur von 950°C einstellt.
Lage des Verbrennungsschwerpunkts: der Verbrennungsschwer-
punkt wird bei allen Betriebspunkten bis zum Erreichen der Klopf-
oder Spitzendruck-Grenze so früh und damit so nahe am thermody-
namischen Optimum wie möglich eingestellt.
Temperatur vor Turboladerturbine: Durch die Wahl des Luft-
Kraftstoffverhältnis wird die Temperatur in allen Betriebspunkten vor
Turbine auf 950°C eingestellt.
- 77 -
4 Motorversuchsergebnisse zum Ein-fluss der Ladelufttemperatur auf die Abgasemissionen
Im Folgenden werden die Ergebnisse der jeweiligen Teilversuchsreihen am Motorprüfstand zur tiefen Ladeluftkühlung vorgestellt und ausgewertet. Eine Übersicht über die in 3.2 festgelegten und hier ausgewerteten Be-triebspunkte findet sich in Anhang F Übersicht verwendeter .
4.1 Ergebnisse Grundlagenvermessungen
Für die drei untersuchten gasförmigen Schadstoffkomponenten HC, NOx und CO werden jeweils Diagramme zur absoluten Änderung des Aussto-ßes in g/kWh als auch der relativen Änderung in % bezogen auf den Aus-stoß bei Ansauglufttemperatur von 60°C abgebildet. Dargestellt ist jeweils die Änderung der Emissionen bei einer Absenkung der Ladelufttemperatur von 60°C auf 2°C (bei Hochlastpunkten), bzw. 5°C (bei Niedriglastpunk-ten).
- 78 -
Abbildung 4-1: relative Änderung spez. HC-Ausstoß
Abbildung 4-2: abs. Änderung spez. HC-Ausstoß
2000
2500
3000
3500
40004500
5000
n [1/m
in]
2
4
68
1012
1416
1820
p_mi [bar]
0
20
40
60
80
100
120delta H
C r
el. [%
]
2000
2500
3000
35004000
45005000
n [1/min]
2
4
6
8
1012
1416
1820
p_m
i [bar]
0.00.2
0.4
0.6
0.8
1.0
1.2
1.4
1.6
delta H
C [g/k
Wh]
- 79 -
Aus Abbildung 4-1 und Abbildung 4-2 ist zu erkennen, dass im nahezu
gesamten Motorkennfeldbereich bei intensivierter Ladeluftkühlung und
homogen-stöchiometrischem Betrieb mit einer Erhöhung der HC-
Rohemissionen zu rechnen ist.
Besonders kritisch erscheint der Hochlastbetrieb bei niedrigen Drehzah-
len. Dieser Kennfeldbereich stellt auch den besonders klopfgefährdeten
Motorbetriebsbereich dar, welcher in 4.4 vertieft untersucht wird. Vermut-
lich findet hier aufgrund der niedrigeren Brennraumtemperaturen und des
niedrigeren Brennraumdrucks zum Einspritzzeitpunkt eine verzögerte Ver-
dampfung des Kraftstoffs statt. Dies kann über eine größere Eindringtiefe
des Einspritzstrahls zu Kolbenbenetzung führen, was die stark erhöhten
HC-Emissionen durch „Pool Fire“ konform mit Kenntnissen aus der Litera-
tur erklärt.
Im unteren und mittleren Drehzahl- und Lastbereich, der für die üblichen
Fahrzyklen relevant ist, zeichnet sich eine Erhöhung der HC-Emissionen
von bis zu 20% des Ausgangsniveaus ab. Dieser, für die Fahrzeugzertifi-
zierung besonders relevante Betriebsbereich, wird in den Kapiteln 4.2 und
0 ausgiebig beleuchtet.
Im Falle sehr hoher Drehzahlen und Lasten (fetter Motorbetrieb zum
Bauteilschutz) führt die reduzierte Ladelufttemperatur zu einer Verminde-
rung des HC-Ausstoßes, sobald durch die Temperaturabsenkung das
Verbrennungsluftverhältnis signifikant magerer gewählt werden kann. Die-
ser Betriebsbereich wird in Kapitel 4.6 vertieft untersucht.
Im Großen und Ganzen stellt sich das Verhalten der HC-Emissionen so
dar, wie aus der Literatur zu erwarten. Eine niedrigere Temperatur der Zy-
linderladung führt zu langsamerer Verdampfung des Kraftstoffs und damit
schlechterer Gemischbildung. Dieser Effekt wird besonders deutlich bei
steigender Ladungsdichte (höherer Last). Zum einen heizt sich die dichte-
re Zylinderladung durch ihre höhere Wärmekapazität weniger aus den Zy-
linderwänden auf, was den Einfluss der Ladelufttemperatur auf das Tem-
peraturniveau im Brennraum verstärkt. Zum anderen wirkt das bei hohen
Lasten höhere Absolut-Druckniveau im Zylinder der Verdampfung des
Kraftstoffs entgegen (höhere Siedetemperatur). In weiten Betriebsberei-
chen (stöchiometrischer Motorbetrieb) sind diese Effekte bestimmend für
das Verhalten der HC-Emissionen. Im Falle des fetten Motorbetriebs ergibt
sich bei Absenkung der Ladelufttemperatur ein gegenläufiger Effekt aus
der Annäherung des Luft-Kraftstoffverhältnisses „aus dem Fetten“ an =1.
Die nun zahlreicher als Reaktionspartner zur Verfügung stehenden Sauer-
stoffmoleküle erlauben eine vollständigere Oxidierung der Kohlenwasser-
stoffe (siehe auch Abbildung 2-15). Dieser Effekt hat größere Auswirkun-
gen als die verschlechterte Verdampfung bei niedrigen
Ladelufttemperaturen und führt im unterstöchiometrischen Betrieb insge-
samt zu einer HC-Absenkung durch Ladeluftkühlung.
- 80 -
Abbildung 4-3: rel. Änderung spez. NOx-Ausstoß
2000
2500
30003500
40004500
5000
n [1/m
in]
2
4
6
810
1214
1618
20
p_m
i [bar]
-200
204060
80
100
120
140
160
delta N
ox
rel. [
%]
- 81 -
Abbildung 4-4: abs. Änderung spez. NOx-Ausstoß
Aus Abbildung 4-3 und Abbildung 4-4 wird deutlich, dass der Ausstoß
an Stickoxyden bei stöchiometrischem Motorbetrieb mit fallender Ladeluft-
temperatur nahezu im gesamten Motorkennfeld abnimmt. Dies war grund-
sätzlich zu erwarten, da bei reduzierter Ladelufttemperatur bei sonst iden-
tischen Parametern die Verbrennung grundsätzlich auf einem niedrigeren
Temperaturniveau stattfindet. Damit ist nach Zeldovich weniger thermi-
sches NOx zu erwarten. Da die anderen NOx-Quellen vernachlässigbar
sind (siehe 2.1.2.2), ist dies der die Emissionen dominierende Mechanis-
mus. Bei höheren Lasten besteht der gegenläufige Einfluss des bei kälte-
rer Ladeluft möglichen früheren Verbrennungsschwerpunkts. Dieser kann
den Effekt der kälteren Zylinderladung auf die Spitzentemperatur im Zylin-
der teilweise kompensieren.
Im Bereich des fetten Motorbetriebs (hohe Last und Drehzahl) wird die
Ladelufttemperaturabsenkung zur „Entfettung“ des Gemisches genutzt.
Dies führt bei Annäherung an =1 „aus dem Fetten“ zu höheren NOx-
Emissionen (siehe auch Abbildung 2-15).
2000
2500
3000
35004000
45005000
n [1/min]
2
4
6
8
1012
1416
1820
p_mi [bar]
-3.5-3.0-2.5
-2.0
-1.5
-1.0
-0.5
0.0
0.5
1.0delta
NO
x [g
/kW
h]
- 82 -
Abbildung 4-5: rel. Änderung spez. CO-Ausstoß; beachte abweichende Ausrichtung der Achsen
2000
2500
3000
3500
4000
4500
5000
n [1/min]
24
68
1012
14
16
18
20
p_mi [b
ar]
-40
-30
-20
-10
0
10
20delta C
O r
el. [%
]
0.0541
-0.0113
-0.0321
-0.0367
-0.0792
-0.122
- 83 -
Abbildung 4-6: abs. Änderung spez. CO-Ausstoß; beachte abweichende Ausrichtung der Achsen
Aus Abbildung 4-5 und Abbildung 4-6 ist klar zu erkennen, dass Lade-
lufttemperaturabsenkung einen leicht negativen Einfluss auf die CO-
Emissionen in weiten Bereichen des Kennfelds bei erheblichem Potential
im Anfettungsbereich (hohe Lasten und Drehzahlen) hat. Dies ist für die
realen Emissionen im Straßenverkehr besonders interessant, da bei fet-
tem Gemisch die Abgasnachbehandlung den CO-Ausstoß nicht wesentlich
mindern kann.
Zusammenfassend konnte nach den Grundlagenvermessungen festge-
stellt werden, dass sich der Versuchsaufbau im Wesentlichen verhält wie
nach Literatur zu erwarten war. Ladelufttemperaturabsenkung führt ten-
denziell zu unvollständiger Verbrennung (Erhöhung CO und HC-Ausstoß)
bei verringerter NOx-Bildung durch abgesenktes Temperaturniveau. Dies
wird in bestimmten Betriebsbereichen überkompensiert durch die Mög-
lichkeit der „Entfettung“ des Motorbetriebs, welche eine erhebliche Absen-
kung des HC- und CO-Ausstoßes ermöglicht. Wichtig für die Anwendbar-
keit des Konzepts „Tiefe Ladeluftkühlung durch Abgasenergienutzung“ ist
insbesondere, ob die Abgasnachbehandlung in der Lage ist, die in weiten
Betriebsbereichen erhöhten HC- und CO-Rohemissionswerte bei Ladeluft-
temperaturabsenkung zu egalisieren. Dafür ist vor allem entscheidend, ob
die Abgastemperatur vor Katalysator durch die Ladelufttemperaturabsen-
2000
2500
3000
3500
4000
45005000
n [1/min]
24
68
1012
1416
18
20
p_mi [bar]
-80-70
-60-50
-40
-30
-20
-10
0
10delta C
O [g/k
Wh]
- 84 -
kung im niedrigen Lastbereich reduziert wird. Auch muss zumindest im
abgaszyklusrelevanten Bereich untersucht werden, ob negative Auswir-
kungen auf die Partikelemissionen zu erwarten sind.
4.2 Ergebnisse NEFZ-Betriebspunkte
Für die Realisierbarkeit des Konzepts im aktuellen Rechtsrahmen sind die Auswirkungen der Einlasstemperatur auf Emissionen im NEFZ entschei-dend. Anhand der ausgewählten repräsentativen Betriebspunkte wird dies untersucht.
4.2.1 2000 1/min 2,0bar NEFZ-A
Abbildung 4-7: Spez. Abgasemissionen 2000 1/min 2,0bar; vor Kat
Es ist kein eindeutiger Einfluss der Ansauglufttemperatur auf die Rohab-
gase festzustellen (Abbildung 4-7). Aus Sicht der Literatur wäre zumindest
eine Tendenz zu erhöhten HC-Emissionen mit sinkender Ladelufttempera-
tur nicht überraschend gewesen. Aus den Messwerten sind aber keine kla-
ren Tendenzen zu erkennen.
0
5
10
15
20
25
30
35
0
2
4
6
8
10
12
14
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
- 85 -
Abbildung 4-8: Abgastemperatur vor und nach ATL-Turbine
Die Abgastemperatur reagiert nur minimal (vor ATL-Turbine +-1K) und oh-
ne klare Tendenz auf eine Ansauglufttemperaturänderung von 75K
(Abbildung 4-8). Für den Katalysator ist die Temperatur nach Turbine rele-
vant, diese sollte aus Sicht der Abgasnachbehandlung immer möglichst
weit oberhalb des „light-off“ (ca. 300°C) liegen.
Die Unempfindlichkeit der Abgastemperatur gegenüber der Ladeluft-
temperatur ist für den Betrieb des 3-Wege-Kats grundsätzlich positiv, zu-
nächst allerdings unerwartet. Mögliche Erklärung wäre zum einen, dass
die Ladung durch Wärmeaustausch mit den Zylinder- und Kanalwänden
zum Zeitpunkt der Verbrennung, unabhängig von der Ladelufttemperatur,
recht ähnliche Temperaturen erreicht. Zum anderen könnte durch tempe-
raturabhängige Änderung der Brenndauer die Abgastemperatur beein-
flusst werden. Um dies einzugrenzen, werden im Folgenden die Verbren-
nungskenngrößen betrachtet.
300
350
400
450
500
550
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK[°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
- 86 -
Abbildung 4-9: Zündverzug und Brenndauer aus Heizverlauf
Wie in Abbildung 4-9 zu erkennen, steigt der Zündverzug zwischen elektri-
schem Zündzeitpunkt und 5%-Wärmefreisetzung mit sinkender Ansaug-
temperatur an. Es ist eine klare und ausgeprägte Tendenz zu erkennen,
bei 75K Temperaturabsenkung verlängert sich der Zündverzug um 4°KW.
Die eigentliche Brenndauer (5% bis 90% Wärmefreisetzung) zeigt eine
ähnliche Tendenz, wenn auch weniger ausgeprägt (1,5°KW bei 75K Tem-
peraturänderung). Nur die Änderung der Brenndauer hat allerdings größe-
ren Einfluss auf die Abgastemperatur. Es ist daher davon auszugehen,
dass neben der Brenndauerverlängerung auch die Wärme aus den Brenn-
raum- und Kanalwänden einen erheblichen Anteil zur gleichbleibenden
Abgastemperatur bei Ansaugtemperaturvariation beiträgt.
10
15
20
25
30
35
40
45
50
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK [°C]
ZZP-CA90
ZZP-CA05
CA05-CA90
- 87 -
Abbildung 4-10: Verbrennungsstabilität über Ladelufttemperatur
Wie in Abbildung 4-10 zu erkennen, wird die Verbrennung mit sinkender
Ladelufttemperatur instabiler, allerdings in vertretbarem Maße. Dies ist,
ähnlich wie der mit fallender Ladelufttemperatur steigende Zündverzug,
plausibel und spricht grundsätzlich für gut funktionierende Indizier-
Messtechnik.
Abbildung 4-11: Spez. Abgasemissionen 2000 1/min 2,0bar; nach Kat; EÖ 20°nOT
Die Abgaswerte nach Katalysator bieten auf niedrigem Niveau zunächst
ein uneinheitliches Bild. Aus Abbildung 4-11 scheint zunächst ein Trend für
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1,0
0 20 40 60 80
CO
V [
%]
T_n_DK [°C]
COV
0,00
0,05
0,10
0,15
0,20
0,25
0,30
0,35
0,40
0,45
0,50
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
- 88 -
steigende CO-Emissionen bei fallender Ladelufttemperatur ableitbar. Dies
resultiert nicht aus Rohemissionen, da diese relativ temperaturunempfind-
lich sind (Abbildung 4-7). Dementsprechend müsste der Trend aus einer
sich verändernden Umsatzrate des Katalysators resultieren. Dies scheint
bei nahezu gleichbleibender Abgastemperatur und unter der Annahme ei-
nes Verbrennungsluftverhältnisses =1 nach Katalysator unplausibel.
Auch müssten sich die anderen gasförmigen Emissionen dann ähnlich
verhalten. Daraus wird geschlossen, dass es sich bei den scheinbaren
Trends um Messfehler bzw. Ungenauigkeiten des Messaufbaus handelt.
Weitere Betrachtung der Messwerte ergab, dass die Verläufe in den spezi-
fischen Abgaswerten aus Änderungen der Abgas-Konzentrationen und
nicht etwa der Massenstrom- oder Indizier-Messgrößen resultieren. Da die
Lambda-Messwerte aus allen drei unabhängigen Messinstrumenten un-
tereinander konsistent waren, ergab sich der Verdacht, dass es sich um
Streuungen aus nicht ausreichender Messauflösung und unzureichender
Spül- und Einschwingzeit nach der vor-Kat-nach-Kat-Umschaltung han-
delt. Auch denkbar ist ein Drift der Lambda-Regelung zum Fetten, der un-
terhalb der Auflösung der Messinstrumente lag.
Abbildung 4-12: Spez. Abgasemissionen 2000 1/min 2,0bar; nach Kat; EÖ [1mm]=0°nOT
Um diese Vermutung zu prüfen, wurde die Messreihe in Abbildung 4-12
betrachtet. Es handelt sich um ein ähnliches Messprogramm wie in Abbil-
dung 4-11, allerdings bei anderer Einlass-Nockenwellenstellung. Dies
kann über einen, nach Ladungswechselrechnung, höheren Restgasgehalt
abweichende Rohemissionen verursachen. Die Abgastemperaturen lagen
konstant ca. 10K oberhalb derer der Messreihe in Abbildung 4-11. Es zeigt
sich ein völlig anderes Verhalten der Abgaswerte nach Katalysator. Auch
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1,0
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
- 89 -
hier liegen alle Emissionswerte auf niedrigem Niveau, allerdings scheint
NOx mit fallender Ladungstemperatur zuzunehmen, während CO relativ
konstant bleibt. Dieser Trend resultiert ebenfalls aus den gemessenen Ab-
gaskonzentrationen nach Kat und zeichnet sich in den Rohemissionen
nicht ab. Eine Erklärung wäre ein zu niedrigeren Temperaturen abma-
gerndes Luft-Kraftstoffgemisch. Auch in dieser Messreihe ist =1 nach al-
len drei unabhängigen Messungen (Lambda aus Luft- und Kraftstoff-
Massenstrom, Lambdasonde, Lambda-Brettscheider).
Aufgrund der obengenannten Betrachtungen wird davon ausgegangen,
dass es sich bei den scheinbaren Tendenzen des Abgasverhaltens nach
Katalysator um „Artefakte“ aus der Umschaltung zwischen Abgas-
Entnahme vor und nach Katalysator bzw. schlicht Messrauschen handelt.
Dafür spricht, dass die gemessenen Konzentrationen bis zu drei Größen-
ordnungen unterhalb derer des Rohabgases lagen. Eine andere Erklärung
ist ein geringfügiger Drift der Lambda-Regelung. Dies würde die gezeigten
Phänomene allerdings nur erklären, wenn während einer Messreihe mit
fallender Temperatur zum Fetten und einmal zum Mageren eine Abwei-
chung des Luft-Kraftstoffverhältnisses auftreten würde.
Der sehr niedriglastige Betriebspunkt NEFZ-A ist für den NEFZ-Betrieb mit
tiefer Ladeluftkühlung besonders kritisch, da hier die Abgastemperaturen
minimal und damit die Gefahr einer unzureichenden Katalysator-
Konvertierungsrate am höchsten sind. Es wurde festgestellt, dass die Ab-
gastemperatur und damit die Katalysatorfunktion in diesem Betriebspunkt
insgesamt unempfindlich auf die Ladelufttemperatur reagieren.
- 90 -
4.2.2 2200 1/min 3,7bar NEFZ-B
Abbildung 4-13: Spezifische Abgasemissionen 2200 1/min 3,7bar; vor Kat
Der NEFZ-Betriebspunkt B zeigt bezüglich des Rohabgases das nach Lite-
ratur zu erwartende Verhalten. Mit sinkender Ansauglufttemperatur wird
die Verbrennung unvollständiger, wie in Abbildung 4-13 zu sehen, steigen
HC und CO an. Nach üblicher Lesart liegt dies in schlechterer Gemischbil-
dung (Verdampfen des eingespritzten Kraftstoffs) und größeren Ausbrand-
verlusten (Flammverlöschung, Unterschreiten von Reaktionstemperaturen)
mit sinkender Ladungstemperatur begründet. Aufgrund geringeren Tempe-
raturniveaus während der Verbrennung sinkt die NOx-Bildung mit reduzier-
ter Ladelufttemperatur.
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
- 91 -
Abbildung 4-14: Abgastemperatur vor und nach ATL-Turbine
Gegenüber NEFZ-Punkt a) liegt dieser Betriebspunkt bei deutlich höhe-
rer Last und etwas höherer Drehzahl. Die Zylinderladung hat daher eine
höhere Dichte und damit Wärmekapazität, sowie etwa 10% weniger Zeit,
von den Zylinder- und Kanal-Wandungen Wärme aufzunehmen. Die Ver-
änderungen der Ladelufttemperatur sind gedämpft auch in der Abgastem-
peratur zu finden. Bei 55K Temperaturabsenkung im Einlasskrümmer sind
vor ATL-Turbine immerhin noch 10K Temperaturreduzierung festzustellen
(Abbildung 4-14). Das Abgas-Temperatur-Niveau liegt deutlich über Light-
Off-Temperatur des Katalysators.
400
420
440
460
480
500
520
540
560
580
600
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK[°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
- 92 -
Abbildung 4-15: Spezifische Abgasemissionen 2200 1/min 3,7bar; nach Kat; COHR = 4nOT
Ältere Messungen der Abgase nach Kat zeigen allerdings, dass alle gas-
förmigen Emissionen mit fallender Ansauglufttemperatur ansteigen
(Abbildung 4-15).
Dieser Trend findet sich nicht in den Rohabgasen und muss daher andere
Ursachen haben. Eine Erklärung wäre eine Reduzierung der Konvertie-
rungsfähigkeit des 3-Wege-Katalysators mit fallender Temperatur. Um die-
sen Umstand genauer zu beurteilen, wurde auch eine Versuchsreihe mit
sonst identischen Randbedingungen, aber späterem Verbrennungs-
schwerpunkt (8°nOT statt 4° nOT), betrachtet.
0,0
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
2,0
0,00
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,12
0,14
0,16
0,18
0,20
0 20 40 60
NO
x [
g/kW
h]
HC
& C
O [
g/kW
h]
T_n_DK [°C]
HC
CO
NOx
- 93 -
Abbildung 4-16: Spezifische Abgasemissionen 2200 1/min 3,7bar; nach Kat; COHR = 8nOT
In Abbildung 4-16 lässt sich zumindest für NOx und HC grundsätzlich ein
ähnlicher Trend wie in Abbildung 4-15 (mit reduzierter Ansauglufttempera-
tur steigende Emissionen nach Katalysator) ableiten. Die Emissionen stei-
gen proportional zu fallender Ladelufttemperatur, was die These der sich
ändernden Konvertierungsrate unterstützt. Allerdings ist hier festzustellen,
dass das Emissionsniveau so niedrig ist, dass die verwendete Messtech-
nik die Änderungen kaum noch auflösen kann. Es ist zu beachten, dass
die Konzentrationen nach Katalysator um mehr als das 100fache unter
denen der Rohemissionen liegen. Grundsätzlich scheint also der verwen-
dete 3-Wege-Katalysator auch in diesem Betriebspunkt bei tiefer Ladeluft-
kühlung in seinem Arbeitsbereich zu sein, was aufgrund der Abgastempe-
raturen auch zu erwarten ist (siehe Abbildung 4-14).
0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0
0,00 0,02 0,04 0,06 0,08 0,10 0,12 0,14 0,16 0,18 0,20
0 20 40 60
NO
x [g
/kW
h]
HC
& C
O [
g/kW
h]
T_n_DK [°C]
HC
CO
NOx
- 94 -
4.2.3 2400 1/min 7,4bar NEFZ-C
Abbildung 4-17: Spezifische Abgasemissionen 2400 1/min 7,4bar; vor Kat
Die Rohabgase in diesem NEFZ-Punkt zeigen ein grundsätzlich unauffälli-
ges Verhalten. Der leichte Trend in den CO-Emissionen liegt in der Streu-
ung des verwendeten Messsystems. Mit sinkender Ladelufttemperatur
steigen die HC-Emissionen an, was konform ist mit allgemein anerkann-
tem Stand der Wissenschaft aufgrund schlechterer Gemischbildung. Die
NOx-Emissionen verhalten sich analog zum Temperaturniveau während
der Verbrennung, welches mit sinkender Ladelufttemperatur grundsätzlich
abnimmt.
0
5
10
15
20
25
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 95 -
Abbildung 4-18: Abgastemperaturen vor und nach ATL-Turbine
Ähnlich wie in NEFZ-Punkt B ist der Verlauf der Ansauglufttemperatur
grundsätzlich auch hier abgeschwächt in der Abgastemperatur zu finden.
Bei 75K Temperaturhub im Einlasstrakt finden sich 10K Temperaturhub im
Auslasstrakt.
Abbildung 4-19: Spez. Abgasemissionen nach Kat; COHR = 4°nOT
500
520
540
560
580
600
620
640
660
680
700
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_t
T_Abg_n_T
0,0
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
0,00
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,12
0,14
0 20 40 60
NO
x [
g/kW
h]
HC
& C
O [
g/kW
h]
T_n_DK [°C]
HC
CO
NOx
- 96 -
Abbildung 4-20: Spez. Abgasemissionen nach Kat; COHR=8° nOT
Aus den Abbildung 4-19 und Abbildung 4-20 ist zu erkennen, dass sich die
Emissionen nach Abgasnachbehandlung wie zu erwarten auf niedrigstem
Niveau befinden. Die Konzentrationen lagen am Rande des Messbereichs
der verwendeten Messtechnik. Es ist daher davon auszugehen, dass tiefe
Ladeluftkühlung in diesem Betriebspunkt keinen relevanten Einfluss auf
das Abgasverhalten nach Katalysator hat.
0,0
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
0,00
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,12
0,14
0 20 40 60
NO
x [
g/kW
h]
HC
& C
O [
g/kW
h]
T_n_DK [°C]
HC
CO
NOx
- 97 -
4.2.4 2600 1/min 1,9bar NEFZ-D
Abbildung 4-21: Spezifische Abgasemissionen 2600 1/min 1,9bar; vor Kat
Das in Abbildung 4-21 dargestellte Verhalten der HC-Emissionen im
NEFZ-Punkt D ist zunächst schwer zu erklären. Die Änderungen, abhän-
gig von der Ladelufttemperatur, resultieren aus den Konzentrationen der
jeweiligen Abgaskomponenten und nicht aus Wirkungsgradänderungen.
Die Feuchtigkeit in der Ansaugluft war während des Versuchs auch im üb-
lichen Rahmen konstant. Der Druck nach Drosselklappe sinkt mit der La-
delufttemperatur bei diesem extrem schwachlastigen Betriebspunkt von
310 auf 290mbar. Eventuell findet hier trotz der tiefen Saugrohr-
Temperatur eine besonders gute Verdampfung von Wandfilmen vor und
während der Verbrennung statt. Zur detaillierten Klärung der Mechanis-
men wären weitere Untersuchungen notwendig. Es ist aber festzustellen,
dass eine abgesenkte Ladelufttemperatur in diesem Betriebspunkt keinen
ausgeprägten negativen Effekt auf die Rohemissionen hat.
0
5
10
15
20
25
30
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 98 -
Abbildung 4-22: Abgastemperaturen vor und nach ATL-Turbine
Die Abgastemperatur sowohl vor als auch nach ATL-Turbine variiert bei
75K Ladelufttemperaturänderung um weniger als 5K (Abbildung 4-22). Ein
Einfluss der Ladeluftkühlung auf die Abgasnachbehandlung ist daher nicht
zu erwarten.
Abbildung 4-23: Verbrennungskenngröße NEFZ-D
Die Brenndauer und auch der Zündverzug sind über die gesamte Tempe-
raturvariation nahezu konstant (Variation Brenndauer um weniger als
1°KW), und es lässt sich kein klarer Trend erkennen. Daher ist davon aus-
zugehen, dass die Ladung relativ unabhängig von der Ansaugtemperatur
400
420
440
460
480
500
520
540
560
580
600
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
ZZP-CA05_AVG
CA05-90_AVG
- 99 -
zum Zeitpunkt der Verbrennung gleichbleibende Temperaturen erreicht.
Abbildung 4-24: Spez. Abgasemissionen nach Kat; NOx-Fehlmessungen markiert
Wie in Abbildung 4-24 zu erkennen, bestätigt sich die Vermutung der lade-
lufttemperaturunabhängigen Schadstoff-Konvertierung für diesen Be-
triebspunkt im Wesentlichen. Unabhängig von der Ansauglufttemperatur
verharren die Emissionen nach Abgasnachbehandlung auf niedrigem Ni-
veau. Die Ausreißer in den NOx-Werten bei Ansauglufttemperaturen von
20°C und 30°C sind mit unzureichenden Verharrungszeiten in der Ver-
suchsdurchführung zu erklären.
- 100 -
4.2.5 2800 1/min 6,6bar NEFZ-E
Abbildung 4-25: Spezifische Abgasemissionen 2800 1/min 6,6bar; vor Kat
Das Rohabgasverhalten verhält sich im Großen und Ganzen erwartungs-
gemäß. Sinkendes Ansauglufttemperaturniveau führt zu schlechterer Ge-
mischbildung und damit höheren HC-Emissionen, sowie zu niedrigerem
Temperaturniveau während der Verbrennung, und damit reduziertem NOx-
Ausstoß.
Abbildung 4-26: Abgastemperatur vor und nach ATL-Turbine
0
5
10
15
20
25
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
500
520
540
560
580
600
620
640
660
680
700
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
- 101 -
Die Veränderungen aus der Ansaugtemperatur finden sich in abge-
schwächter Form auch in der Abgastemperatur wieder. Bei 75K Ansaug-
temperaturminderung ergibt sich eine Absenkung der Abgastemperatur
um 10K.
Abbildung 4-27: Verbrennungskenngrößen über Ansaugtemperatur
Die Verbrennung reagiert gut erkennbar auf die Ladelufttemperatur. Mit
von 80°C auf 2°C sinkender Ansauglufttemperatur steigen sowohl Zünd-
verzug als auch Brenndauer um etwa 2°KW an. Ein wesentlicher Teil der
„Dämpfung“ des Ansaugtemperatureinflusses auf die Abgastemperatur ist
somit der „verschleppten“ Verbrennung zuzuordnen. Die über einen länge-
ren Zeitraum gestreckte Wärmefreisetzung ist eine weitere Komponente,
die zur reduzierten NOx-Bildung beiträgt.
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK[°C]
ZZP-CA05
CA05-CA90
- 102 -
Abbildung 4-28: Spezifische Abgaswerte nach Katalysator
Die klaren Trends der Rohabgas-Emissionen sind im nachbehandelten
Abgas nicht mehr zu finden. Die Emissionen nach Katalysator liegen in ei-
nem Bereich, der mit der verwendeten Messtechnik nicht mehr klar zu be-
urteilen ist. Offensichtlich befindet sich der 3-Wege-Katalysator in seinem
Arbeitsbereich.
Abbildung 4-29: Partikelanzahl über Ladelufttemperatur gemessen mit CPC und Nanoscan; mit Standardabweichung
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1,0
0 20 40 60
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
0
200.000
400.000
600.000
800.000
1.000.000
1.200.000
1.400.000
1.600.000
0 20 40 60 80
[1/c
m³]
T_n_DK[°C]
CPC
Nanoscan
- 103 -
Abbildung 4-30: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur
Die Partikelanzahlmessungen zeigten in diesem Betriebspunkt eine er-
freulich geringe Standardabweichung und die Messwerte beider Messsys-
teme waren durchgängig plausibel zueinander. Die Partikelemissionen
zeigen ein Optimum bei 20°C bis 40°C Ansaugtemperatur. Dies kann darin
begründet liegen, dass die Applikation des verwendeten Steuergeräts an
einen Serienstand angelehnt ist. In den üblicherweise verwendeten Fahr-
zyklen liegt bei Laborbedingungen eine Ansauglufttemperatur von 30°C bis
40°C vor. Der Anstieg der Partikelemissionen zu niedrigeren Ansaugluft-
temperaturen hin entspricht den aus der Literatur bekannten Mechanis-
men. Zunächst überraschend ist der Anstieg bei besonders hohen Tempe-
raturen nach Drosselklappe. Betrachtet man die Partikelgrößenverteilung
unter Berücksichtigung von [80], so ist ableitbar, dass sich bei niedrigen
Ladelufttemperaturen tendenziell die Kraftstoffaufbereitung verschlechtert
und so mehr semivolatile Bestandteile auftreten. Bei höheren Temperatu-
ren erreichen dagegen größere Teile der Ladung Temperaturen, in denen
Rußbildung durch Koalugation möglich wird. Insgesamt ist die Änderung in
der Partikelanzahl aber zu klein, um mit der verwendeten Messtechnik von
einem ausgeprägten Trend sprechen zu können.
4.2.6 Zusammenfassung Ergebnisse NEFZ
In dem als besonders kritisch erwarteten Niedriglast- und Niedrigdreh-
zahl-betriebspunkt NEFZ-A zeigt sich, dass sowohl die Roh-Emissionen
als auch die Abgasnachbehandlung relativ unempfindlich auf die Ladeluft-
temperatur reagieren. Nach Auswertung der Verbrennungskenngrößen
und der langsamen Prüfstands-Messwerte ist davon auszugehen, dass bei
sehr niedriglastigen Betriebspunkten zum Zeitpunkt der Verbrennung die
0
50.000
100.000
150.000
200.000
250.000
300.000
350.000
12 15 21 27 37 49 65 87 116 154 205 274 365
[1/c
m³]
Durchmesser [nm]
5°C
10°C
20°C
40°C
60°C
80°C
- 104 -
Zylinderladung durch Wandwärmeübergang unabhängig von der Ladeluft-
temperatur relativ konstante Zustände erreicht. Die Abgastemperaturen
sind dementsprechend auch weitestgehend unabhängig von der Saugrohr-
temperatur, und die Funktion der Abgasnachbehandlung wird durch tiefe
Ladeluftkühlung nicht beeinträchtigt.
Mit steigender Last und Drehzahl sind Auswirkungen der Ladelufttem-
peratur auf das Rohabgasverhalten sichtbar. Allerdings „verschleppt“ sich
mit fallender Ladungstemperatur auch die Verbrennung, was dazu führt,
dass die Abgastemperaturen von der Ladelufttemperatur weiterhin wenig
beeinflusst werden (75K Spreizung in der Ladelufttemperatur führen in den
untersuchten Betriebspunkten zu maximal 10K Spreizung in der Abgas-
temperatur). Die Konvertierungsfähigkeit des 3-Wege-Katalysators und
damit die „Tailpipe“-Emissionen werden so durch tiefe Ladeluftkühlung
kaum beeinträchtigt. Tendenzen aus den Rohemissionen sind in den
nachbehandelten Abgasen nicht wiederzufinden.
Mit der zur Verfügung stehenden Messtechnik war kein Trend in den
Emissionen nach Kat abhängig von der Ladelufttemperatur abzuleiten.
Insgesamt ist daher davon auszugehen, dass selbst dauerhaft tiefe Lade-
luftkühlung im NEFZ – bei betriebswarmem Motor und Katalysator (!)- aus
Sicht der Emissionen zunächst keine Vorteile verspricht, allerdings auch
unter den hier angenommenen Rahmenbedingungen keine Probleme ver-
ursachen würde. Denkbar wäre daher sogar, auf einen Bypass der Tief-
temperaturladeluftkühlung für niedrige Lastbereiche zu verzichten, wenn
durchgängig ausreichend Kälteleistung zur Verfügung stünde. Wenn eine
solche Umgehungs-Einrichtung in einem Fahrzeug vorgesehen wird, ist
aber zumindest ihre Applikation nach der Warmlaufphase einigermaßen
unkritisch, da nach den hier durchgeführten Untersuchungen kalte An-
saugluft keine drastischen Auswirkungen auf das Abgasverhalten im
NEFZ-Bereich hat. Die im Hochlastbereich bekannten Verbesserungen im
Wirkungsgrad (z.B. [1, 5, 45]), sowie andere Vorteile, wie bessere Tole-
ranz gegen Schlechtkraftstoff, wären somit beim momentanen Stand der
Zertifizierungsgesetzgebung voll nutzbar.
- 105 -
4.3 Ergebnisse Artemis-Betriebspunkte
Im folgenden Kapitel wird mit Blick auf zukünftige Abgaszyklen das Ab-gasverhalten in Motorbetriebsbereichen untersucht, die für den Artemis 150-Zyklus besonders relevant sind, im NEFZ aber wenig Bedeutung ha-ben.
4.3.1 2000 1/min 2,8bar ART-A
Abbildung 4-31: spezifische Abgase 2000 1/min; 2,8bar vor Kat
Das Rohabgas zeigt sich relativ unempfindlich gegenüber der Ladeluft-
temperatur (Abbildung 4-31). Überraschend ist der scheinbar leichte Abfall
der HC-Emissionen mit fallender Ansauglufttemperatur. Insgesamt liegen
die Differenzen aber im Bereich der Streuung der Messtechnik, und klare
Trends sind nicht erkennbar.
0
5
10
15
20
25
30
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
20
0 20 40 60 80 C
O [
g/kW
h]
HC
, NO
x [g
/kW
h]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
- 106 -
Abbildung 4-32: Abgastemperatur im Krümmer vor und nach ATL-Turbine
In der gemittelten Abgastemperatur vor und nach Turbine ist ein schwa-
cher Trend zu erkennen (Abbildung 4-32). Die Änderungen im Rahmen
der Einlasstemperaturvariation von 80°C bis 5°C liegen bei lediglich +-4K.
Allerdings steigt mit sinkender Ansauglufttemperatur die Abgastemperatur
vor und nach Turbine leicht. Dies wäre durch eine mit reduzierter Ladungs-
temperatur steigende Brenndauer zu erklären.
Abbildung 4-33: Verbrennungskenngrößen abhängig von Ansaugtemperatur
400
420
440
460
480
500
520
540
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T [°C]
T_Abg_n_T [°C]
10
15
20
25
30
35
40
45
50
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK[°C]
ZZP-CA05
CA05-90
ZZP-CA90
- 107 -
Tatsächlich steigt die Gesamtbrenndauer mit Zündverzug (ZZP-CA90) bei
Reduktion der Einlasstemperatur von 80°C auf 5°C um etwa 1,5°KW an,
wie in Abbildung 4-33 zu erkennen. Die mittlere Brenndauer (CA5-90) ver-
längert sich dabei lediglich um etwa 0,5°KW, was am Rande der Messge-
nauigkeit des Versuchsaufbaus liegt. Ähnlich wie beim Betriebspunkt
NEFZ-A ist davon auszugehen, dass zum Zeitpunkt der Verbrennung
durch Wandwärmeübergänge in die Zylinderladung nahezu konstante Be-
dingungen, unabhängig von der Ansaugtemperatur, vorliegen. Bei nahezu
konstant bleibender Abgastemperatur ist auch keine Auswirkung auf die
Konvertierungsfähigkeit des 3-Wege-Kats zu erwarten.
Abbildung 4-34: spezifische Abgase 2000 1/min; 2,8bar nach Kat; Fehlmessungen markiert
Dies bestätigt sich aus den Abgaswerten nach Katalysator in Abbildung
4-34. Die beiden ausreißenden NOx-Messwerte können als Messfehler in-
terpretiert werden, da der Aufbau leider empfindlich bezüglich nicht ausrei-
chender Durchspülzeit nach Umschalten von Abgasmessung „vor Kat“ zur
„nach Kat“ reagierte.
Mit der verwendeten Abgasmesstechnik und dem Versuchsaufbau liegen
die Abgas-Konzentrationen nach Kat im Bereich des Messrauschens. Es
wird davon ausgegangen, dass das Abgasverhalten nach Abgasnachbe-
handlung in diesem Betriebspunkt unempfindlich bezüglich der Ladungs-
temperatur ist.
- 108 -
Abbildung 4-35: Partikelgrößenverteilung bei Ansaugtemperaturvariation
Abbildung 4-36: Gesamt-Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur; mit Stan- dardabweichung
Auch in diesem Betriebspunkt liegt ein Optimum für die Partikelemissio-
nen bei mittleren Ansauglufttemperaturen. Dies kann aus für diesen Tem-
peraturbereich optimierten Einspritzparametern resultieren. Allerdings sind
die Änderungen ähnlich wie für den Betriebspunkt NEFZ, abgesehen von
dem Messwert bei Ladelufttemperatur von 10°C, in einem Bereich, der für
Partikelmessungen keine klaren Trendaussagen ermöglicht. Die Messwer-
te des Nanoscan streuten für die Einlasstemperatur von 40°C so stark,
dass dieser Messpunkt als Fehlmessung gelten kann. Der Abfall der HC-
0
50.000
100.000
150.000
200.000
250.000
12 15 21 27 37 49 65 87 116 154 205 274 365
[1/c
m³]
Durchmesser [nm]
5°C
10°C
20°C
30°C
40°C
60°C
80°C
900.000
1.000.000
1.100.000
1.200.000
1.300.000
1.400.000
1.500.000
0 20 40 60 80
[1/c
m³]
T_n_DK[°C]
CPC
Nanoscan
- 109 -
Emissionen mit sinkender Ladelufttemperatur aus Abbildung 4-31 findet
sich, außer bei 10°C, im Verlauf der Partikelemissionen mit Durchmesser
unter 30nm wieder.
Der drastische Partikelanzahlanstieg bei 10°C lässt zunächst einen
Messtechnikfehler vermuten. Dem steht allerdings entgegen, dass beide
unabhängige Messsysteme hier stark erhöhte Partikelanzahl registrieren
und die Standardabweichung akzeptabel ist (unter 5%). Denkbar wäre,
dass es sich um eine Schwankung in dem Verdünnungssystem gehandelt
hat. Allerdings zeigten sich solche Auffälligkeiten bei sonstigen
Partikelmessungen nicht. Es ist auch denkbar, dass sich bei 10°C Lade-
lufttemperatur ein Fehler im motorischen Versuchsaufbau ergab, der zu
erhöhten Partikelemissionen geführt hat. Erstaunlich ist, dass die Emissio-
nen sowohl im Bereich unter 30nm (hauptsächlich semivolatil, also HCs),
als auch für große Rußteilchen stark erhöht sind. In den Prüfstands-
Messdaten waren allerdings keine Indizien zu finden. Denkbar wäre das
kurzzeitige Verbrennen von Motoröl aus der Kurbelgehäuse-Entlüftung
oder dem Turbolader. Eine Wiederholung der Messreihe wäre sinnvoll,
konnte aber im Rahmen dieser Arbeit aufgrund mangelnder Verfügbarkeit
des Versuchsträgers nicht erfolgen.
4.3.2 3800 1/min 5,0bar ART-B
Abbildung 4-37: Spezifische Abgase 3800 1/min; 5,0bar vor Kat
Die Rohabgasemissionen zeigen den nach Literatur zu erwartenden Ver-
lauf (Abbildung 4-37). NOx fällt mit reduzierter Ladelufttemperatur aufgrund
sinkenden Temperaturniveaus in der Flammenfront. HC und CO steigen
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
- 110 -
bei reduzierter Einlasstemperatur leicht aufgrund schlechter werdender
Gemischbildung und Flammverlöschungen.
Abbildung 4-38: Abgastemperaturen über Ladelufttemperatur
Die Ladelufttemperaturänderung findet sich gedämpft (10K zu 78K) auch
in der Abgastemperatur wieder (Abbildung 4-38). Auch nach ATL-Turbine
werden immer über 600°C gemessen, der 3-Wege-Kat sollte also unab-
hängig von der Ladelufttemperatur in seinem Betriebsbereich sein.
Abbildung 4-39: Verbrennungskenngrößen abhängig von Ansaugtemperatur
550
600
650
700
750
800
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK[°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
15
17
19
21
23
25
27
29
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK[°C]
ZZP-CA05
CA05-CA90
- 111 -
Die Absenkung der Saugrohrtemperatur um 78K verlängert die Brenndau-
er um weniger als 0,5°KW (Abbildung 4-39). Der Zündverzug verlängert
sich bei Ladelufttemperaturvariation um mehr als 2°KW. Da während der
Versuche der Verbrennungsschwerpunkt konstant gehalten wurde, sollte
der Einfluss des Zündverzugs auf die Abgastemperatur minimal sein.
Abbildung 4-40: spezifische Abgasemissionen 3800 1/min; 5,0bar nach Kat
Wie zu erwarten liegen die Emissionen nach Abgasnachbehandlung bei
1% des Rohemissionsniveaus oder darunter. Die Konzentrationen der Ab-
gaskomponenten nach Kat lagen im Messrauschen der verwendeten
Messtechnik. Es wird davon ausgegangen, dass die Abgasqualität nach
Kat in diesem Betriebspunkt von der Ansauglufttemperatur quasi unab-
hängig ist.
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1,0
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
- 112 -
4.3.3 3800 1/min 9,5bar ART-C
Abbildung 4-41: Spezifische Abgasemissionen 3800 1/min; 9,5bar vor Kat
Abbildung 4-42: Spezifische Abgasemissionen 3800 1/min; 9,5bar vor Kat; alternative Messung mit größerer Temperaturspreizung
Das Rohabgas reagiert erwartungsgemäß auf die Ansauglufttemperatur-
änderung (Abbildung 4-41). Gut sichtbar im Vergleich zum Betriebspunkt
ART-B (Abbildung 4-37) ist, dass bei gleicher Drehzahl aber steigender
Last der Ladeluft-Temperatureinfluss auf NOx steigt, auf HC und CO aber
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
0
5
10
15
20
25
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 113 -
abnimmt. Dies ist grundsätzlich plausibel, da bei mit der Last insgesamt
steigendem Temperaturniveau im Brennraum die Voraussetzungen für gu-
te Gemischbildung und möglichst vollständigen Ausbrand tendenziell im-
mer mehr vorliegen. Allerdings erreichen auch immer größere Bereiche
der Ladung die Temperaturschwelle des Zeldowich-Mechanismus.
Abbildung 4-43: Abgastemperatur über Ansauglufttemperatur
Die Änderungen der Ansaugluft-Temperatur finden sich abgeschwächt
auch in der Abgastemperatur wieder. Das Gesamttemperaturniveau vor
Katalysator liegt jederzeit über 700°C, eine gute Konvertierung ist daher zu
erwarten.
700
720
740
760
780
800
820
840
860
880
900
0 20 40 60
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
- 114 -
Abbildung 4-44: Verbrennungskenngrößen über Ladelufttemperatur
Die Brenndauer zeigt sich nahezu unabhängig von der Ansauglufttempera-
tur (Abbildung 4-44). Die Streuung liegt bei +-0,2°KW bei 58K Tempera-
turänderung ohne klaren Trend. Im Zündverzug ist dagegen auch in die-
sem Betriebspunkt eine deutliche Abhängigkeit sichtbar.
Abbildung 4-45: Spezifische Abgasemissionen 3800 1/min; 9,5bar nach Kat
10
12
14
16
18
20
22
24
26
28
30
0 20 40 60
[°K
W]
T_n_DK [°C]
ZZP-CA05
CA05-CA90
0,0
0,5
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
0,00
0,05
0,10
0,15
0,20
0,25
0,30
0,35
0,40
0,45
0,50
0 20 40 60
NO
x [g
/kW
h]
HC
& C
O [
g/kW
h]
T_n_DK [°C]
HC
CO
NOx
- 115 -
Die Emissionen von CO und HC liegen nach Katalysator erwartungsge-
mäß auf niedrigstem Niveau (Abbildung 4-45). Die NOx-Emissionen sind
dagegen ungewöhnlich hoch. Der Trend, soweit zu erkennen, relativ zur
Ladelufttemperatur verläuft genau gegensätzlich zu dem der Rohemissio-
nen (Abbildung 4-41).
Abbildung 4-46: Spezifische Emissionen 3800 1/min; 9,5bar nach Kat; ältere Messung
Vergleiche mit früheren und späteren Messreihen bei ähnlichem Betriebs-
punkt zeigen, dass die Trends der Rohemissionen (Abbildung 4-41 und
Abbildung 4-42) wiederholbar und plausibel sind. In Abbildung 4-46 ist ei-
ne ältere Messung der Schadstoffe nach Abgasnachbehandlung des glei-
chen Betriebspunkts dargestellt. Auch hier zeigt sich ein deutlich erhöhter
NOx-Ausstoß ohne klar erkennbaren Trend bei niedrigen CO und HC-
Emissionen. Es scheint unwahrscheinlich, dass es sich hier um einen Ein-
fluss der Abgastemperatur auf das Verhalten des 3-Wege-Katalysators
handelt. In diesem Fall sollten alle gasförmigen Schadstoffe ein proportio-
nales Verhalten zueinander zeigen. Als plausible Erklärung wird davon
ausgegangen, dass es sich hier um eine leichte Fehlfunktion der Lambda-
Regelung handelte und leicht mageres Gemisch vorlag. Da ein For-
schungssteuergerät ohne Nach-Kat-Lambda-Sonde verwendet wurde,
können hier leichte Applikationsfehler nicht ausgeschlossen werden.
0,0
0,5
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
0,00 0,01 0,02 0,03 0,04 0,05 0,06 0,07 0,08 0,09 0,10
0 20 40 60
NO
x [g
/kW
h]
HC
& C
O [
g/kW
h]
T_n_DK[°C]
HC
CO
NOx
- 116 -
Abbildung 4-47: Gesamt-Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur; mit Standardabweichung
Abbildung 4-48: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur
Die Partikelemissionen verhalten sich entgegen dem zunächst zu er-
wartenden Trend. Offensichtlich scheint eine Verringerung der Ansaug-
temperatur vorteilhaft für die Partikelanzahl zu sein. Die Standardabwei-
chung der Messungen ist so gering, und die Messdaten beider Geräte
liegen so nahe zueinander, dass von einer Fehlmessung nicht auszuge-
hen ist. Zur weiteren Untersuchung wurden die Indizierdaten einer vertief-
0
200.000
400.000
600.000
800.000
1.000.000
1.200.000
1.400.000
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90
[1/c
m³]
T_n_DK[°C]
CPC
Nanoscan
0
50.000
100.000
150.000
200.000
250.000
300.000
12 15 21 27 37 49 65 87 116 154 205 274 365
[1/c
m³]
Durchmesser [nm]
2°C
10°C
20°C
30°C
40°C
60°C
80°C
- 117 -
ten thermodynamischen Analyse unterzogen und Ladungswechselrech-
nungen mit GT-Suite durchgeführt.
Abbildung 4-49: Restgasgehalt und maximale Gastemperatur (verbranntes Gas) im Brennraum
In Abbildung 4-49 ist zu erkennen, dass der Restgasgehalt mit sinken-
der Ladelufttemperatur leicht zunimmt. Das ist grundsätzlich plausibel, da
mit fallender Temperatur weiter angedrosselt werden muss, um die Last
konstant zu halten. So liegen ungünstigere Druckverhältnisse für eine gute
Spülung vor. Die Erhöhung im Restgasgehalt ist allerdings nur minimal,
etwa 0,1 Prozentpunkte, oder 1,5% relativ. Daraus lässt sich die
Partikelreduktion von etwa 20% nicht erklären. Generell ist mit höherem
Restgasgehalt eine größere Partikelanzahl zu erwarten. Der Effekt ist also
genau gegenläufig und so nicht zur Erklärung des Phänomens geeignet.
Die Spitzentemperatur (des verbrannten Teils der Ladung) sinkt wie
grundsätzlich zu erwarten mit der Saugrohrtemperatur. Interessant ist,
dass sich hier die Temperaturspreizung aus der Ansaugluft nahezu linear
wiederfindet. Eine Reduktion um 80K in der Ansaugluft erzeugt eine Ände-
rung von 60K in der Verbrennungs-Spitzentemperatur bei gleichem Ver-
brennungsschwerpunkt. Möglicherweise liegt hier ein Teil des Effekts der
Ansauglufttemperatur auf die Partikelbildung begründet. Unter Bezug auf
[80] wäre vorstellbar, dass bei kalter Ladeluft kritische Bereiche der La-
dung mit unzureichend verdampftem Kraftsoff unter der Rußbildungstem-
peratur bleiben. Jedenfalls ist dies eine anschauliche Erklärung, ähnlich
dem Effekt der Saugrohrtemperatur auf die NOx-Bildung durch den
Zeldovich-Mechanismus.
Abschließend ist festzuhalten, dass weiterführende Untersuchungen,
zum Beispiel mit optischer Messtechnik, erforderlich sind, um den uner-
2100
2120
2140
2160
2180
2200
2220
2240
2260
2280
2300
6,0
6,1
6,2
6,3
6,4
6,5
6,6
6,7
6,8
6,9
7,0
0 20 40 60 80
Tmax
[°C
]
Re
stga
s [%
Mas
se]
T_n_DK [°C]
Restgas [%]
Tmax [°C]
- 118 -
warteten Einfluss der Ladelufttemperatur auf die Rußbildung in diesem Be-
triebspunkt aufzuklären. Von einer Verschlechterung des
Partikelemissionsverhaltens bei tiefer Ladeluftkühlung ist offensichtlich
nicht auszugehen.
4.3.4 Zusammenfassung Ergebnisse Artemis 150-Betriebspunkte
Ähnlich wie bei den Versuchsreihen zum NEFZ reagiert das Rohabgas des schwachlastigen ART-A-Betriebspunkts kaum auf Änderungen der Ansauglufttemperatur. Aus den Verbrennungskennwerten ist abzuleiten, dass sich zum für die Schadstoffbildung relevanten Zeitpunkt im Brenn-raum unabhängig von der Saugrohrtemperatur nahezu konstante Bedin-gungen ergeben. Da sich die Abgastemperatur ebenfalls nahezu unab-hängig von der Ansauglufttemperatur zeigt, bleibt auch die Abgasnachbehandlung und damit die „Tailpipe“-Emissionen von tiefer La-deluftkühlung unbeeinträchtigt. In den höherlastigen Betriebspunkten ART-B und ART-C zeigen sich die nach Literatur zu erwartenden Auswirkungen von Ladeluftkühlung auf die Schadstoffbildung im Rohabgas. Die Erhö-hung der HC und CO-Rohemissionen bei Ladelufttemperaturabsenkung bleibt aber aufgrund des hohen Abgastemperatur-Niveaus unschädlich, da der 3-Wege-Kat ein gutes Konvertierungsverhalten zeigt. Die Reduktion der NOx-Bildung ist dementsprechend ebenfalls bedeutungslos. Tiefe La-deluftkühlung scheint also aus Sicht der gasförmigen Schadstoffemissio-nen für den Artemis-Zyklus, analog zu den Untersuchungen im NEFZ-Bereich, unproblematisch zu sein.
Für die Partikelemissionen kann in Verbindung mit dem Betriebspunkt
NEFZ-E eine erste Aussage getroffen werden. Grundsätzlich scheinen die
Auswirkungen der Ladelufttemperatur auf die Partikelemissionen bei nied-
rigen Lasten (ART A+B, NEFZ-E) gering und damit für das Konzept tiefe
Ladeluftkühlung unproblematisch. Bei mittleren Lasten (ART-C) wurde so-
gar ein positiver Effekt festgestellt, der allerdings weiter untersucht werden
muss. Mit den momentan üblichen Modellvorstellungen und ohne genaue-
re Kenntnisse der Vorgänge im Brennraum ist hier keine eindeutige Erklä-
rung möglich.
Insgesamt wird festgestellt, dass sich das Abgasverhalten im Bereich ei-
nes aktuellen (NEFZ) und möglichen zukünftigen (Artemis 150) Zertifizie-
rungszyklus robust gegenüber der Ladelufttemperatur zeigt. Zwar wurden
gerade bei höherlastigen Zyklusanteilen Veränderungen im Rohabgasver-
halten festgestellt, allerdings zeigt sich die Konvertierungsrate des 3-
Wege-Katalysators als unverändert stabil. Die aus anderen Arbeiten (z.B.
[1, 5, 45]) bekannten Potentiale zur Wirkungsgradverbesserung im Hoch-
- 119 -
lastbereich oder auch zum weiteren Downsizing, sowie zur Kraftstoff-
Toleranz, können daher ausgenutzt werden.
4.4 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Klopfgrenze
Die Effekte der Ladelufttemperatur auf die Emissionen sind in diesen Be-
triebspunkten vielschichtiger, da in einer Teilversuchsreihe neben der La-
delufttemperatur auch der Verbrennungsschwerpunkt variiert wird.
4.4.1 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Klopfgren-ze bei konstantem Verbrennungsschwerpunkt
Abbildung 4-50: Spez. Abgasemissionen 2000 1/min; 14,2bar; COHR=22°nZOT; vor Kat
Der Zündzeitpunkt wurde so gewählt, dass bei einer Ladelufttemperatur
von 60°C und der gewählten Last gerade die Klopfgrenze erreicht wurde.
Dies ergab eine Lage von COHR=22°nOT, dies wurde für die anderen
Messungen dieser Teilversuchsreihe beibehalten. Die HC-Emissionen zei-
gen grundsätzlich den nach Literatur zu erwartenden Verlauf (Abbildung
4-50). Mit steigender Ladungs-Temperatur wird die Gemischbildung bes-
ser und die Verbrennung vollständiger, gleichzeitig steigen das Tempera-
turniveau und die NOx-Emissionen. Es ist zu vermuten, dass der Verlauf
der CO-Emissionen durch den mit steigendem Abgasgegendruck erhöhten
Restgasanteil begründet liegt. Bei höherer Ladelufttemperatur sind zum
0
5
10
15
20
25
0
2
4
6
8
10
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14
16
18
20
0 20 40 60
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 120 -
Erreichen der geforderten Last immer höhere Ladedrücke erforderlich, was
höheren Abgasgegendruck und damit zunächst größeren Restgasanteil
verursacht. Bei 60°C Ladelufttemperatur ergibt sich aus dem
Turboladerverhalten ein positives Spülgefälle (siehe Abbildung 4-52), was
vermutlich den Restgasgehalt absenkt. Leider standen für diesen Be-
triebspunkt keine Niederdruck-Indizier-Daten zur Verfügung, weshalb kei-
ne weiterführende Ladungswechselrechnung durchgeführt werden konnte.
Abbildung 4-51: Abgastemperatur vor und nach ATL-Turbine über Ansauglufttemperatur
Der Verlauf der Abgastemperatur vor Turbine verhält sich ungefähr propor-
tional zur Ladelufttemperatur (Abbildung 4-51). Unter der Annahme kon-
stanten ATL-Verhaltens wäre zunächst zu vermuten, dass der Verlauf der
Temperatur nach Turbine in etwa dem vor Turbine entspricht. Dies ist of-
fensichtlich nicht der Fall.
600
650
700
750
800
850
0 20 40 60
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
- 121 -
Abbildung 4-52: Druck vor ATL-Turbine und nach Drosselklappe
Aus Abbildung 4-52 lässt sich die Ursache für die nahezu konstante Ab-
gastemperatur nach ATL-Turbine erkennen. Bei niedrigerer Ladelufttem-
peratur muss der ATL weniger Ladedruck aufbauen, um den Betriebspunkt
zu halten. Daher wird das Wastegate weiter geöffnet, und heißes Abgas
strömt direkt an der Turbine vorbei. Da das Wastegate in erster Näherung
als isenthalpe Drossel angesehen werden kann, ist je nach ATL-Kennfeld
sogar eine Erhöhung der Abgastemperatur nach Turbine bei fallender
Temperatur vor Turbine denkbar. In anderen Betriebspunkten wurde dies
auch festgestellt.
Der Abgasgegendruck hat außerdem, wie oben beschrieben, Einfluss auf
die Ladungszusammensetzung. Der bei hohen Ladelufttemperaturen er-
zeugte hohe Abgasgegendruck erhöht den Restgasanteil im Brennraum.
Darauf können die mit der Temperatur nach Drosselklappe steigenden
CO-Emissionen zurückgeführt werden.
Da der Motor-Betrieb bei =1 stattfindet, die Rohemissionen sich nur we-
nig ändern, und die Temperatur vor Katalysator durch tiefe Ladeluftküh-
lung hier nicht abgesenkt wird, ist davon auszugehen, dass die Emissio-
nen nach Kat auf die Ladelufttemperatur unempfindlich reagieren.
1000
1100
1200
1300
1400
1500
1600
0 20 40 60
[mb
ar a
bs]
T_n_DK [°C]
p_Abg_v_T
p_n_DK
- 122 -
4.4.2 Ergebnisse Motorbetrieb bei Verbrennungsschwer-punkt an der Klopfgrenze
Abbildung 4-53: Spezifische Abgasemissionen; 2000 1/min; 14,2bar; vor Kat
Die NOx-Rohemissionen zeigen in diesem Betriebspunkt zunächst einen
unerwarteten Verlauf, da sie scheinbar mit sinkender Ladelufttemperatur
steigen. Nach den üblichen Modellvorstellungen des dominierenden ther-
mischen NOx, welches mit steigender Temperatur in der Flammenfront zu-
nimmt, erscheint dies unplausibel. Zum besseren Verständnis war zu-
nächst zu klären, ob die Verläufe sich auch in den Abgaskonzentrationen
wieder finden, oder aus Wirkungsgradänderungen resultieren.
0
5
10
15
20
25
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
- 123 -
Abbildung 4-54: Konzentrationen Abgaskomponenten über Ladelufttemperatur
Wie in Abbildung 4-54 zu erkennen, resultieren die Verläufe aus Abbildung
4-53 hauptsächlich aus der Änderung der Schadstoffkonzentrationen im
Abgasstrom. Die spezifischen Emissionen verhalten sich analog zu den
Schadstoffkonzentrationen. Zur Erklärung des NOx-Ausstoß-Verhaltens
sind die Verbrennungskenngrößen zu betrachten.
Abbildung 4-55: Verbrennungsschwerpunkt COHR über Ladelufttemperatur
0,60
0,65
0,70
0,75
0,80
0,85
0,90
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
0 20 40 60 80
CO
[%
Vo
l]
HC
& N
Ox
[pp
m]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO [%Vol]
0
5
10
15
20
25
0 20 40 60 80
[°K
W n
ZO
T]
T_n_DK[°C]
COHR
COHR
- 124 -
Abbildung 4-56: Brenndauer und Zündverzug über Ladelufttemperatur
Abbildung 4-57: Spitzendruck über Ladelufttemperatur
Nach Betrachtung von Verbrennungsschwerpunkt COHR und Brenndauer
(Abbildung 4-55 und Abbildung 4-56) wird dieses Phänomen allerdings er-
klärbar. Unter Ausnutzung der, mit sinkender Ladungstemperatur abneh-
menden, Klopfneigung wurde der Verbrennungsschwerpunkt in dieser
Versuchsreihe früher und damit näher an das Wirkungsgradoptimum ge-
legt. Dies an sich führt schon zu einer Anhebung des Druck- und damit
Temperaturniveaus während der Verbrennung (Abbildung 4-57). Zusätz-
lich sinkt bei früheren Verbrennungsschwerpunkten die Brenndauer
10
12
14
16
18
20
22
24
26
28
30
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK[°C]
ZZP-CA05
CA05-CA90
30
40
50
60
70
80
0 20 40 60 80
[bar
]
T_n_DK[°C]
p_max
p_max
- 125 -
(Abbildung 4-56). Dies bedeutet, dass die gleiche integrale Menge Wärme
in kürzerer Zeit freigesetzt wird. Daraus resultieren höhere Spitzentempe-
raturen während der Verbrennung, obwohl die Ladung vor der Verbren-
nung ein niedrigeres Temperaturniveau hatte.
Abbildung 4-58: Abgastemperatur über Ladelufttemperatur
Wie in Abbildung 4-58 zu sehen, findet sich der Trend der Ladelufttempe-
ratur in der Abgastemperatur wieder. Bei 78K Temperaturspreizung im
Einlasstrakt ergeben sich 60K Temperaturänderung vor Turbine. Die bei
niedrigeren Ladelufttemperaturen früheren Verbrennungsschwerpunkte
und kürzeren Brenndauern haben daran maßgeblichen Anteil. Da die Ab-
gastemperatur nach Turbine aber durchgehend über 600°C, und damit
weit über „Light-off“ liegt, ist von einem unproblematischen Abgasverhalten
nach Katalysator auszugehen.
550
600
650
700
750
800
850
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK[°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
- 126 -
Abbildung 4-59: Spezifische Abgasemissionen; 2000 1/min; 14,2bar; nach Kat
Wie in Abbildung 4-59 zu erkennen, bestätigt sich dies im Wesentlichen.
Die Emissionen bewegen sich durchgehend auf niedrigem Niveau, die
Messwerte liegen im Bereich des Messrauschens des verwendeten Auf-
baus, bzw. der verwendeten Messtechnik.
Abbildung 4-60: Gesamt-Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,00
0,01
0,02
0,03
0,04
0,05
0,06
0,07
0,08
0,09
0,10
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
600.000
700.000
800.000
900.000
1.000.000
1.100.000
1.200.000
1.300.000
1.400.000
0 20 40 60 80
[1/c
m³]
T_n_DK[°C]
CPC
Nanoscan
- 127 -
Abbildung 4-61: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur
Im Bereich zwischen 2°C und 60°C reagiert die Partikelanzahl wie zu-
nächst zu erwarten. Mit fallender Temperatur ist eine leichte Zunahme
festzustellen. Bei extrem hoher Saugrohrtemperatur (80°C) steigen vor al-
lem die Rußemissionen (große Partikel) stark an. Hier ist vermutlich der
Verbrennungsschwerpunkt so spät, dass die Ruß-Oxidation gegen Ende
der Verbrennung zum Erliegen kommt.
4.4.3 Zusammenfassung Motorbetriebspunkte an der Klopfgrenze
Tiefe Ladeluftkühlung scheint im klopfsensitiven Bereich hoher Lasten und niedriger Drehzahlen bezüglich der Abgasemissionen unproblematisch zu sein. Während die Rohemissionen Einflüsse, entsprechend den üblichen Modellvorstellungen aus der Literatur, zeigen, ist das Abgasverhalten nach Katalysator scheinbar temperaturunabhängig, soweit mit der verfügbaren Messtechnik zu beurteilen. Auch die Partikelemissionen zeigen zu niedri-gen Ladelufttemperaturen keinen nennenswerten Anstieg. Die aus ande-ren Untersuchungen bekannten Vorteile der tiefen Ladeluftkühlung hin-sichtlich Motorwirkungsgrad, Downsizing-Potential und Ansprechverhalten [1, 5, 45] können also voll ausgenutzt werden. Auch die erhöhte Toleranz gegen Schlechtkraftstoff bei tiefer Ladelufttemperatur ist ohne Nachteile im Emissionsverhalten zugänglich. Da die Ladelufttemperaturabsenkung zu niedrigen Temperaturen hin einen immer wirkungsgradoptimaleren Ver-brennungsschwerpunkt ermöglicht, ist hier eine Annäherung an den Ge-frierpunkt anstrebenswert.
0
50000
100000
150000
200000
250000
300000
12 15 21 27 37 49 65 87 116 154 205 274 365
[1/c
m³]
Durchmesser [nm]
5°C
10°C
20°C
30°C
40°C
60°C
80°C
- 128 -
4.5 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Zylinder-druckgrenze
Auch bei der Interpretation der Ergebnisse aus diesen Betriebspunkten muss beachtet werden, dass in einer Teilmessreihe nicht nur die Ladeluft-temperatur, sondern auch COHR variiert wurde. Dementsprechend ist eine größere Anzahl von Einflussparametern variabel.
4.5.1 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Zylinder-druckgrenze bei konstantem Verbrennungsschwerpunkt
Abbildung 4-62: Spezifische Abgasemissionen 3000 1/min; 18bar; COHR = 22°nZOT; vor Kat
In dieser Teilversuchsreihe wurde der Betriebspunkt bei 60°C Ladeluft-
temperatur angefahren, was begrenzt durch den zulässigen Zylinderspit-
zendruck einen Verbrennungsschwerpunkt von 22°nOT ermöglichte. Die-
ser wurde für die restlichen Messungen dieser Teilversuchsreihe
beibehalten. Die spezifischen Emissionen von HC und NOx zeigen bei
konstantem Verbrennungsschwerpunkt den zu erwartenden Verlauf. Mit
steigender Ansauglufttemperatur ergeben sich höhere Brennraumtempera-
turen. Dies führt zu vollständigerer Verdampfung und Homogenisierung
des Kraftstoffs und damit geringeren HC-Emissionen. Gleichzeitig steigen
durch die im Zeldovich-Mechanismus abgebildeten Effekte die NOx-
Emissionen. Beim Aufzeichnen des Betriebspunkts bei 80°C lag leider ei-
ne Fehlfunktion des HC-Analysators vor, daher existieren für diesen keine
Messwerte.
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
20
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
TnDK [°C)
HC
NOx
CO
- 129 -
Der Verlauf der CO-Emissionen ist analog zu 4.4.1 durch erhöhten Rest-
gasgehalt bei hoher Ladelufttemperatur zu erklären. Siehe dazu auch Ab-
bildung 4-65.
Abbildung 4-63: Abgastemperaturen über Ladelufttemperatur
Der gegensätzliche Verlauf der Abgastemperaturen vor und nach ATL-
Turbine (Abbildung 4-63) ergibt sich wie in 4.4.1 aus der zunehmenden
Öffnung des Wastegate bei reduzierter Ladedruckanforderung.
Abbildung 4-64: Verbrennungskenngrößen über Ladelufttemperatur
750
770
790
810
830
850
870
890
910
930
950
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK[°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK[°C]
ZZP-CA05
CA05-CA90
- 130 -
Aus den Verbrennungskenngrößen wird deutlich, dass die Verläufe der
Abgastemperatur im Wesentlichen nicht aus Veränderungen der Verbren-
nung resultieren können. Die Brenndauer, die bei konstantem Verbren-
nungsschwerpunkt hauptsächlichen Einfluss auf die Abgastemperatur hat,
bleibt nahezu konstant.
Abbildung 4-65: Druck nach Drosselklappe und vor ATL-Turbine mit Rest- gasgehalt aus Simulation
Wie zu erwarten ist mit höheren Ladelufttemperaturen ein höherer La-
dedruck zum Erreichen der geforderten Ladungsmasse notwendig. Aus
dem Turboladerverhalten ergeben sich die in Abbildung 4-65 gezeigten
Druckverhältnisse. Ladungswechselrechnungen mit GT-Suite lieferten den
gezeigten Restgasgehalt.
2
2,5
3
3,5
4
4,5
5
5,5
6
1000
1100
1200
1300
1400
1500
1600
1700
0 20 40 60 80
Re
stga
s [%
m]
[mb
ar a
bs]
TnDK [°C)
p_n_DK
p_ABGVT
Restgas [%m]
- 131 -
4.5.2 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Zylinder-druckgrenze bei angepasstem Verbrennungsschwerpunkt
Abbildung 4-66: Spezifische Abgasemissionen 3000 1/min; 18bar; COHR variabel; vor Kat
Während dieser Teilversuchsreihe wurde der Verbrennungsschwer-
punkt so früh wie möglich bis zum Erreichen der Zylinderdruckgrenze ge-
legt. Die Emissionen vor Kat zeigen in etwa einen Verlauf, wie er nach Li-
teratur zu erwarten war. HC steigen aufgrund erschwerter Gemischbildung
mit sinkender Ladelufttemperatur leicht an. Verstärkt wird dieser Effekt
durch den analog möglichen früheren Verbrennungsschwerpunkt. So steht
dem Kraftstoff bei niedrigerer Ladungstemperatur zusätzlich weniger Zeit
zur Verdampfung und Homogenisierung zur Verfügung. NOx sinkt durch
das insgesamt reduzierte Temperaturniveau. Im Vergleich zum Verlauf in
Abbildung 4-62 wird dieser Effekt teilweise kompensiert durch den ange-
passten Verbrennungsschwerpunkt.
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
20
0 20 40 60 80
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 132 -
Abbildung 4-67: Verbrennungskenngrößen über Ladelufttemperatur
Wie aus den vorherigen Messungen bekannt, verlängert sich der Zünd-
verzug deutlich mit sinkender Ladelufttemperatur. Die Brenndauer steigt
ebenfalls bei Temperaturabsenkung moderat an. Hier gibt es allerdings ei-
nen gegenläufigen Effekt aus dem vorverlegten Verbrennungsschwer-
punkt, der den reinen Temperatureinfluss abschwächt.
Abbildung 4-68: Abgastemperatur über Ladelufttemperatur
Die Abgastemperaturen verhalten sich wie erwartet. Zum einen findet
sich der Einfluss der Ansauglufttemperatur (kältere Ansaugluft führt zu ge-
ringerem Ladungstemperaturniveau). Zum anderen -hier der dominierende
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK [°C]
COHR
ZZP-CA05
CA05-CA90
700
720
740
760
780
800
820
840
860
880
900
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
- 133 -
Einfluss- wirkt sich die Lage des Verbrennungsschwerpunkts aus. Beson-
ders augenfällig ist dies im Bereich besonders später Verbrennungs-
schwerpunkte bei Ladelufttemperaturen von über 60°C.
Abbildung 4-69: Partikelanzahl über Ladelufttemperatur
Der Verlauf der Messungen aus beiden Messgeräten ist zueinander
plausibel. Die Partikel-Messung bei 40° Ladelufttemperatur ist als Fehl-
messung zu ignorieren, was die Aussage nicht beeinflusst. Es ist im Rah-
men der verwendeten Messtechnik in diesem Betriebspunkt kein klarer
Trend einer Auswirkung der Ladelufttemperatur auf die Partikelanzahl ab-
zuleiten.
Abbildung 4-70: Partikelgrößenverteilung über Ladelufttemperatur
400.000
500.000
600.000
700.000
800.000
900.000
1.000.000
1.100.000
1.200.000
0 50
[1/c
m³]
T_n_DK[°C]
CPC
Nanoscan
0
50.000
100.000
150.000
200.000
12 15 21 27 37 49 65 87 116 154 205 274 365
[1/c
m³]
Durchmesser [nm]
5°C
10°C
20°C
30°C
40°C
60°C
80°C
- 134 -
Auch die Partikelgrößenverteilung ändert sich nicht grundsätzlich im Rah-
men dieser Teilversuchsreihe. Bemerkenswert ist lediglich, dass große
Partikel (Ruß) bei hohen Saugrohrtemperaturen, und damit späten Ver-
brennungsschwerpunkten, relativ wenig auftreten.
4.5.3 Zusammenfassung Betriebspunkte an der Höchst-druckgrenze
Tiefe Ladeluftkühlung hat in diesem Betriebsbereich der hohen Last bei mittleren Drehzahlen keine relevanten Auswirkungen auf die gasförmigen Emissionen. Eventuelle Auswirkungen auf die Rohemissionen werden durch das hohe Abgastemperaturniveau und die daraus resultierenden Konvertierungsraten egailisiert Auch die Partikelemissionen zeigen sich völlig unkritisch. Die Nutzung der Vorteile tiefer Ladeluftkühlung scheint aus Sicht der Emissionen empfehlenswert. Sowohl eine mechanische Ent-lastung des Motors, und damit Einsparungen bei der Herstellung des Grundmotors, als auch eine Optimierung des Wirkungsgrads durch frühere Schwerpunktlage wären aus Sicht des Abgasverhaltens problemlos mög-lich. Da die Ladelufttemperaturabsenkung zu niedrigen Temperaturen hin kaum noch eine weitere Verschiebung des Verbrennungsschwerpunkts ermöglicht, ist eine Annäherung an den Gefrierpunkt nicht unbedingt erfor-derlich, aber aus Sicht der Abgase auch unschädlich.
- 135 -
4.6 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteil-schutzgrenze
Bei der Auswertung der Teilversuchsreihen war besonderes Augenmerk auf die unterschiedlich variierten Parameter (COHR, λV) zu legen.
4.6.1 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteil-schutzgrenze bei konstantem Verbrennungsschwerpunkt und konstantem Luft-Kraftstoffverhältnis
Abbildung 4-71: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; COHR=16°nZOT; Lambda=0,86; vor Kat
Dieser Betriebspunkt wurde zunächst bei 80°C Ladelufttemperatur an-
gefahren. Unter den gegebenen Betriebsgrenzen von Zylinderdruck und
Turboladereintrittstemperatur ergab sich ein Verbrennungsschwerpunkt
COHR von 16°nOT und λV=0,86. Beide Werte wurden für den Rest der
Teilversuchsreihe beibehalten. Die Rohemissionen verhalten sich grund-
sätzlich wie erwartet. Die HC-Emissionen steigen mit fallender Ladeluft-
temperatur, da die Verdampfung des Kraftstoffs erschwert wird. Die NOx-
Emissionen bewegen sich aufgrund des unveränderten und extrem fetten
Verbrennungsluftverhältnisses auf sehr niedrigem Niveau. Die CO-
Emissionen sind durchgehend extrem hoch (>140g/kWh). Bei der vorlie-
genden hohen Last liegen global hohe Verbrennungstemperaturen vor,
was den Einfluss der Ladungstemperatur auf das Temperaturniveau wäh-
rend der Verbrennung relativ gering ausfallen lässt.
100 105 110 115 120 125 130 135 140 145 150
0
1
2
3
4
5
6
7
8
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 136 -
Abbildung 4-72: Abgastemperatur über Ladelufttemperatur
Abbildung 4-73: Brennverlaufskenngrößen über Saugrohrtemperatur
Der Verlauf der Abgastemperatur folgt im Wesentlichen der Ansaugluft-
temperatur (Abbildung 4-72). Dabei handelt es sich um ein „Durchtragen“
des Temperaturniveaus nach Drosselklappe, da sich die Brenndauer kaum
verändert (Abbildung 4-73). Auf die Temperatur nach ATL-Turbine existiert
noch ein Quereinfluss aus dem mit sinkender Temperatur niedrigeren be-
nötigten Ladedruck. Dieser ermöglicht ein Öffnen des ATL-Wastegates,
was den Temperaturverlauf im Vergleich zu dem vor ATL-Turbine abflacht
(Abbildung 4-72).
600
650
700
750
800
850
900
950
1000
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
10
12
14
16
18
20
22
24
26
28
30
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK [°C]
ZZP-CA05
CA05-CA90
- 137 -
Abbildung 4-74: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; COHR =18°nZOT; Lambda=0,86; nach Kat
Da während dieser Versuchsreihe das Luft-Kraftstoffverhältnis konstant
fett war, kann der 3-Wege-Kat die Abgasqualität nur eingeschränkt ver-
bessern (Abbildung 4-74). NOx ist reduziert bis zur Nachweisgrenze. Der
daraus freiwerdende Sauerstoff wurde zusammen mit dem im Abgas noch
vorhandenen Restsauerstoff mehrheitlich zur CO-Oxidation genutzt, was
zu einer leichten CO-Absenkung gegenüber den Rohemissionen
(Abbildung 4-71) unabhängig von der Ansauglufttemperatur führt. Das CO-
Niveau ist allerdings weiter extrem hoch. Der Verlauf der HC-Emissionen
aus dem Rohabgas ist qualitativ unverändert auch nach Katalysator fest-
zustellen. Das ist plausibel, da aufgrund des Sauerstoff-Mangels unab-
hängig von der Ansauglufttemperatur eine „Konkurrenzsituation“ mit CO
um den vorhandenen Sauerstoff vorliegt. Beide Schadstoffe werden pro-
portional reduziert, verbleiben aber auf hohem Niveau.
100
105
110
115
120
125
130
135
140
0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 138 -
Abbildung 4-75: Partikelanzahl über Ladelufttemperatur; mit Standardabweichung
Abbildung 4-76: Partikelgrößenverteilung über Ladelufttemperatur
Die Partikelanzahl reagiert drastisch auf die Ansauglufttemperatur. Mit
fallender Ladelufttemperatur steigt die Partikelbildung für nahezu alle
Partikelgrößen auf das bis zu fünffache an. Ein Erklärungsansatz ist, dass
bei dem vorliegenden fetten Gemisch besonders bei kalten Ladungstem-
peraturen der Kraftstoff sehr schlecht verdampft. Dadurch kann es neben
Benetzungen der Brennraumwand verstärkt zu Phänomenen ähnlich der
Rußbildung bei Dieselmotoren kommen, da zum Zeitpunkt der Verbren-
1.200.000
2.200.000
3.200.000
4.200.000
5.200.000
6.200.000
0 50
[1/c
m³]
T_n_DK[°C]
CPC
Nanoscan
0
200.000
400.000
600.000
800.000
1.000.000
1.200.000
1.400.000
1.600.000
12 15 21 27 37 49 65 87 116 154 205 274 365
[1/c
m³]
Durchmesser [nm]
5°C
10°C
20°C
30°C
40°C
60°C
80°C
- 139 -
nung noch unverdampfte Kraftstofftröpfchen vorliegen (siehe auch [4]).
Besonders die aus kondensierten Kohlenwasserstoffen bestehenden Par-
tikel unter 30nm Durchmesser reagieren auf die Ladungstemperatur, was
für eine Zertifizierungsmessung den Effekt der Partikelanzahlerhöhung aus
Ladelufttemperaturabsenkung abschwächt.
4.6.2 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteil-schutzgrenze bei angepasstem Verbrennungsschwer-punkt und konstantem Luft-Kraftstoffverhältnis
Abbildung 4-77: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; λV =0,86; COHR gegeben durch Zylinderdruckgrenze
Im Unterschied zu der in 4.4.1 beschriebenen Teilversuchsreihe wurde
hier der Verbrennungsschwerpunkt in jedem Versuch so gewählt, dass die
Zylinderdruckgrenze gerade erreicht wurde. λV war konstant bei 0,86. Die
Rohemissionen verhalten sich in etwa wie erwartet. Die NOx-Emissionen
sind aufgrund des geringen Sauerstoffangebots niedrig (Abbildung 4-77).
Das Temperaturniveau ist insgesamt so hoch, dass die Änderungen aus
der Ladelufttemperatur wenig Einfluss haben. Die Gemischbildung wurde
durch fallende Ladungstemperaturen negativ beeinflusst, was sich in den
ansteigenden HC-Emissionen ausdrückt. Der CO-Ausstoß liegt durchgän-
gig auf hohem Niveau. Mit steigenden Ansaugluft-Temperaturen hin nimmt
er im Bereich nahezu konstanten Verbrennungsschwerpunkts (bis etwa
TvE=60°C, siehe Abbildung 4-79) ab. Wird die Ladelufttemperatur aller-
dings so hoch, dass sich COHR signifikant nach spät verlagert (TvE=80°C,
siehe Abbildung 4-79) überwiegt das „Einfrieren“ der CO-Oxidation, und
der CO-Ausstoß steigt wieder an.
130
135
140
145
150
155
0 1 1 2 2 3 3 4 4 5 5
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 140 -
Abbildung 4-78: Verbrennungskenngrößen über Saugrohrtemperatur
Abbildung 4-79: Verbrennungsschwerpunkt über Saugrohrtemperatur
Die Verbrennungskenngrößen verhalten sich wie erwartet. Der Zünd-
verzug steigt mit sinkender Ladelufttemperatur an. Der Verbrennungs-
schwerpunkt kann mit sinkender Verbrennungslufttemperatur an der
Druckgrenze entlang maßvoll nach früh verlagert werden. Die Brenndauer
wird von den sich überlagernden Effekten aus Temperaturänderung und
Lage des Verbrennungsschwerpunkts gegenläufig beeinflusst. Dement-
sprechend ist sie relativ konstant über der Ladelufttemperatur.
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
ZZP-CA05
CA05-CA90
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
COHR
COHR
- 141 -
Abbildung 4-80: Abgastemperaturen über Saugrohrtemperatur
Der tendenzielle Verlauf der Ansauglufttemperatur findet sich auch in
der Abgastemperatur vor Turbine wieder. Dabei wird zum einen das Ge-
samttemperaturniveau „durchgetragen“, zum anderen findet sich auch der
Einfluss aus der Lage des Verbrennungsschwerpunkts. Einen weiteren
Einflussfaktor stellt das Turboladerverhalten dar. Bei niedrigerer Saugrohr-
temperatur wird zum Erreichen des Betriebspunkts weniger Ladedruck be-
nötigt. Um dies zu erreichen, wird das Wastegate des Turboladers weiter
geöffnet.
Abbildung 4-81: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; nach Kat; Lambda=0,86; COHR an Spitzendruckgrenze
Aufgrund des hohen Abgastemperaturniveaus befindet sich der 3-
Wege-Kat unabhängig von der Ansauglufttemperatur auf Betriebstempera-
tur. Aufgrund des mangelnden Sauerstoffangebots bleiben CO- und HC-
600
650
700
750
800
850
900
950
1000
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
120
125
130
135
140
0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 142 -
Emissionen aber auf hohem Niveau, und es bildet sich der Verlauf der
Rohemissionen ab. NOx wird bis zur Nachweisgrenze reduziert.
4.6.3 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteil-schutzgrenze bei konstantem Verbrennungsschwerpunkt und angepasstem Luft-Kraftstoffverhältnis
Abbildung 4-82: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; COHR=18°nZOT; Lambda begrenzt durch Abgastemperatur
Für diese Teilversuchsreihe wurde der Verbrennungsschwerpunkt bei
18°nOT belassen und λV so hoch wie, ohne Überschreiten der Turbinen-
eintrittstemperatur, möglich gewählt. Die Absenkung der Ansauglufttempe-
ratur ermöglichte selbst bei konstantem Verbrennungsschwerpunkt eine
deutliche „Entfettung“ der Verbrennung (siehe auch Abbildung 4-84). Dies
führt zu vollständigerer Verbrennung und damit deutlich abgesenkten CO-
Emissionen. Die Gemischbildung wird durch sinkende Ansauglufttempera-
tur verschlechtert (erschwerte Verdampfung, Auskondensation etc.), was
die steigenden HC-Emissionen erklärt. Es wäre denkbar gewesen, dass
die Gemischabmagerung diesen Effekt überkompensiert, dies ist aber of-
fensichtlich nicht der Fall. Es steht durch die λV -Erhöhung mehr Sauerstoff
zur NOx-Bildung zur Verfügung. Die steigenden NOx-Emissionen, trotz fal-
lender Ladelufttemperatur und konstantem Verbrennungsschwerpunkt,
waren daher durchaus zu erwarten.
50
60
70
80
90
100
110
120
130
140
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 143 -
Abbildung 4-83: Verbrennungskenngrößen über Saugrohrtemperatur
Eine Reduktion der Ladungstemperatur erzeugt, wie erwartet, längeren
Zündverzug und Brenndauer (Abbildung 4-83).
Abbildung 4-84: Verbrennungsluftverhältnis über Saugrohrtemperatur
λV konnte unter Beibehaltung konstanter Abgastemperatur vor ATL-
Turbine bei Absenkung der Ladelufttemperatur erhöht werden (Abbildung
4-84). Allerdings ist auch bei der niedrigsten untersuchten Saugrohrtempe-
ratur von 2°C noch kein stöchiometrisches Verbrennungsluftverhältnis
möglich.
0
5
10
15
20
25
30
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK [°C]
ZZP-CA05
CA05-CA90
0,70
0,75
0,80
0,85
0,90
0,95
1,00
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
Lambda BS
- 144 -
Abbildung 4-85: Abgastemperatur über Saugrohrtemperatur
Die Abgastemperatur vor Turbine war Vorgabewert in diesem Betriebs-
punkt und wurde konstant gehalten. Gut sichtbar ist, dass mit reduzierter
Saugrohrtemperatur der benötigte Ladedruck fällt. Um dies zu erreichen,
wird das Wastegate des Turboladers weiter geöffnet und die Temperatur
nach ATL steigt (Abbildung 4-85).
Abbildung 4-86: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; nach Kat; COHR=18°nZOT; Lambda begrenzt durch Abgastemperatur
700
750
800
850
900
950
1000
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
0
20
40
60
80
100
120
140
-0,1
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK[°C]
HC
NOx
CO
- 145 -
Das Temperaturniveau nach ATL-Turbine liegt durchgehend so hoch,
dass die Konvertierungsfähigkeit des Katalysators hauptsächlich vom Ver-
brennungsluftverhältnis abhängt. Dementsprechend ist das Abgasverhal-
ten nach Kat von diesem dominiert (Abbildung 4-86). Die CO-Emissionen
fallen mit der Ladelufttemperatur um nahezu 40%. Auch die HC-
Emissionen können durch das „Entfetten“ bei Ladelufttemperaturabsen-
kung verringert werden, obwohl die Rohemissionen leicht anstiegen. NOx
ist durchgehend bis zur Nachweisgrenze reduziert.
Abbildung 4-87: Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur; mit Standardab- weichung
800.000
1.000.000
1.200.000
1.400.000
1.600.000
1.800.000
2.000.000
2.200.000
2.400.000
2.600.000
0 50
[1/c
m³]
T_n_DK[°C]
CPC
Nanoscan
- 146 -
Abbildung 4-88: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur
Der Partikelausstoß steigt mit sinkender Ladelufttemperatur drastisch an (Abbildung 4-87 und Abbildung 4-88). Beide Messgeräte zeigen zueinan-der plausible Messwerte. Besonders stark reagieren die kleinen Partikel unter 30nm auf die Ladelufttemperatur. Diese würden bei Verwendung der zur Zertifizierung geplanten Mess- und Verdünnungsverfahren nicht zum Tragen kommen. Trotzdem ist dies hoch bedenklich und auch überra-schend, da die HC-Emissionen nach Katalysator auf vertretbarem Niveau lagen. Im Vergleich zu Abbildung 4-75 ist allerdings bereits der positive Ef-fekt der „Entfettung“ sichtbar. Zwar verdoppelt sich die Gesamt-Partikelanzahl bei Absenkung der Ladelufttemperatur und gleichzeitiger Entfettung. Wird das Luft-Kraftstoffverhältnis allerdings konstant gehalten und die Temperatur abgesenkt, ergibt sich ein Anstieg um das bis zu fünf-fache.
0
100.000
200.000
300.000
400.000
500.000
600.000
12 15 21 27 37 49 65 87 116 154 205 274 365
[1/c
m³]
Durchmesser [nm]
5°C
10°C
20°C
30°C
40°C
60°C
80°C
- 147 -
4.6.4 Ergebnisse Motorbetriebspunkte an der Bauteil-schutzgrenze bei angepasstem Verbrennungsschwer-punkt und Luft-Kraftstoffverhältnis
Abbildung 4-89: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; Lambda & COHR angepasst
Während dieser Teilversuchsreihe wurde der Verbrennungsschwer-
punkt so früh wie ohne Überschreiten der Zylinderdruckgrenze möglich
gewählt. Gleichzeitig wurde das Luft-Kraftstoffverhältnis λV so angepasst,
dass die zulässige Turbinentemperatur gerade erreicht wurde. Die Nut-
zung des Potenzials von gleichzeitiger Anpassung von COHR und bei
tiefer Ladeluftkühlung ermöglicht in diesem Betriebspunkt die Reduktion
der CO-Rohemissionen um über 70% (Abbildung 4-89). Auch die HC-
Emissionen sinken leicht. Offensichtlich wird die verschlechterte Gemisch-
bildung bei niedrigen Ansauglufttemperaturen hier durch die „Entfettung“
überkompensiert. Der Anstieg der NOx-Emissionen ist durch das aus der
Entfettung resultierende Sauerstoffangebot trotz sinkender Brennraum-
temperaturen zu erklären. Dies ist aber unkritisch, da der 3-Wege-
Katalysator die NOx-Emissionen bei fettem und auch stöchiometrischem
Gemisch zum größten Teil reduzieren kann.
0
20
40
60
80
100
120
0
2
4
6
8
10
12
14
0 20 40 60 80
CO
[g/
kWh
]
HC
& N
Ox
[g/k
Wh
]
T_n_DK [°C]
HC
NOx
CO
- 148 -
Abbildung 4-90: Verbrennungsluftverhältnis über Saugrohrtemperatur
Es ist gut zu erkennen, dass bei Absenkung der Ladelufttemperatur auf
2°C der Motorbetrieb mit stöchiometrischem Luft-Kraftstoffverhältnis mög-
lich ist.
Abbildung 4-91: Verbrennungskenngrößen über Saugrohrtemperatur
0,80
0,82
0,84
0,86
0,88
0,90
0,92
0,94
0,96
0,98
1,00
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
Lambda BS
Lambda BS
10
12
14
16
18
20
22
24
26
28
30
0 20 40 60 80
[°K
W]
T_n_DK [°C]
ZZP-CA05
CA05-CA90
- 149 -
Abbildung 4-92: Verbrennungsschwerpunkt über Ladelufttemperatur
Sowohl Zündverzug als auch Brenndauer steigen mit sinkender Saugrohr-
temperatur an. Dies deckt sich mit der Literatur, da die laminare Flam-
mengeschwindigkeit mit der Temperatur abnimmt und auch eine Abmage-
rung des Luft-Kraftstoffverhältnisses die Flammengeschwindigkeit
reduziert. Der Verbrennungsschwerpunkt kann bei intensivierter Ladeluft-
kühlung früher gewählt werden, liegt aber weiterhin später als wirkungs-
gradoptimal.
Abbildung 4-93: Abgastemperaturen über Saugrohrtemperatur
15
16
17
18
19
20
0 20 40 60 80
[°K
W n
ZO
T]
T_n_DK [°C]
COHR
COHR
700
750
800
850
900
950
1000
0 20 40 60 80
[°C
]
T_n_DK [°C]
T_Abg_v_T
T_Abg_n_T
- 150 -
Die Abgastemperatur vor Turbine war die in diesem Betriebspunkt die
relevante Betriebsgrenze und wurde konstant gehalten. Die Temperatur
nach ATL-Turbine steigt bei sinkender Saugrohrtemperatur durch sinken-
den Ladedruckbedarf und damit weiter geöffnetem Wastegate.
Abbildung 4-94: Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur; mit Standardabweichung
Abbildung 4-95: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur
1.000.000
1.100.000
1.200.000
1.300.000
1.400.000
1.500.000
1.600.000
0 20 40 60 80
[1/c
m³]
T_n_DK[°C]
CPC
Nanoscan
0
50.000
100.000
150.000
200.000
250.000
300.000
12 15 21 27 37 49 65 87 116 154 205 274 365
[1/c
m³]
Durchmesser [nm]
5°C
10°C
20°C
30°C
40°C
60°C
80°C
- 151 -
Der Partikelausstoß wird in diesem Betriebspunkt von zwei gegenläufi-
gen Effekten bestimmt. Einerseits ist die Gemischbildung bei niedrigen
Ladelufttemperaturen erschwert. Auch die Rußoxidation wird durch ein
niedriges Temperaturniveau nicht unterstützt. Andererseits ermöglicht eine
geringere Ladelufttemperatur hier ein verbessertes Sauerstoffangebot und
einen früheren Verbrennungsschwerpunkt. Dies hebt das Temperaturni-
veau während der Verbrennung und unterstützt die Rußoxidation durch
das Vorhandensein von Sauerstoff. Die Summe beider Effekte führt zu ei-
nem relativ geringen Einfluss der Ladelufttemperatur auf die Partikelemis-
sionen. Bei niedrigen Saugrohrtemperaturen findet tendenziell eine Verla-
gerung der Partikelgröße zu kleineren effektiven Durchmessern unter
30nm statt. In den geplanten EURO 6-Richtlinien werden diese Partikel
nicht limitiert (siehe auch 2.1.4). Hier ergibt sich ein Vorteil für das Konzept
der tiefen Ladeluftkühlung.
4.6.5 Zusammenfassung Ergebnisse Betrieb an der Bau-teilschutzgrenze
Im Bereich des fetten Motorbetriebs aus Bauteilschutzgründen ist die tiefe Ladeluftkühlung ein sehr wirksames Mittel zur Minderung der gasförmigen Emissionen und des Kraftstoffverbrauchs ([1, 5]). Entscheidend ist für bei-des die „Entfettung“ des Gemisches. Im gewählten Betriebspunkt ist eine Reduktion der CO-Emissionen um 75%, bei Herabsetzung der Ladeluft-temperatur von 60°C auf 2°C, möglich. Die Partikelemissionen lassen sich dabei weitestgehend konstant halten oder sogar leicht absenken. Ent-scheidend dafür ist die konsequente Entfettung. Wird die Ladelufttempera-tur bei konstant fettem Luft-Kraftstoffverhältnis abgesenkt, kommt es zu einem drastischen Anstieg der Partikelemissionen. Ein Betrieb mit sehr kalter Ladeluft und fettem Luft-Kraftstoffverhältnis ist daher zu vermeiden.
Die tiefe Ladeluftkühlung ist aus Sicht der Abgasemissionen probates
Mittel, um durch Entfettung den Kraftstoffverbrauch sowie die gasförmigen
Emissionen zu senken. Dabei müssen Abgasturbolader und Grundmotor
identische Belastungen ertragen, wie im Referenzfall mit „normaler“ Lade-
lufttemperatur. Die Partikelemissionen bleiben dabei weitestgehend un-
verändert. Die Nutzung der Ladelufttemperatur zur mechanischen Entlas-
tung des Grundmotors oder thermischen Entlastung des ATL wird nicht
empfohlen, da sie mit einem erheblichen Anstieg der Partikelemissionen
verbunden ist. Der Zusammenhang zwischen Ladelufttemperaturabsen-
kung und Entfettungspotential zeigte sich als relativ linear. Ein Feilschen
„um das letzte Kelvin“ Temperaturabsenkung mit entsprechend großem
technischem Aufwand ist demnach nicht unbedingt notwendig. Weitere
Temperaturabsenkung bietet allerdings bis an den Gefrierpunkt heran Po-
tential sowohl zur CO-Minderung als auch Verbrauchsabsenkung.
- 152 -
5 Nutzbarkeit der Ladeluftkühlung durch Abgaswärmenutzung im Hin-blick auf die Abgasemissionen
In Kapitel 4 wurde untersucht, welche Einflussmöglichkeiten sich aus einer Ladelufttemperaturregelung auf die Abgasemissionen ergeben. Im Fol-genden werden Überlegungen bezüglich der Umsetzbarkeit des Konzepts „tiefe Ladeluftkühlung durch Abgasenergienutzung“ erarbeitet. Perspekti-ven und Probleme eines solchen Systems werden erörtert.
5.1 Kälteleistung und Abgasleistung
Aus den motorischen Versuchen war abzuleiten, dass eine Ladeluft-Temperaturabsenkung von 60K eine wünschenswerte Größenordnung wä-re, um die Saugrohrtemperatur als Freiheitsgrad in der Motorapplikation nutzen zu können. Als Ausgangswert ist eine Ladelufttemperatur von 60°C bis 70°C, auch bei gut umgesetzter konventioneller Ladeluftkühlung, bei warmer Umgebung und hohen Lasten nicht unrealistisch. Ein Abkühlen unter den Gefrierpunkt bringt zahlreiche Umsetzungsprobleme und ist da-her zunächst zu vermeiden. Die durchgeführten Untersuchungen am Mo-torprüfstand zeigen, dass eine Reduktion der Ladelufttemperatur von 60°C auf 2°C gerade bei hohen Motorlasten bereits sehr wünschenswerte Aus-wirkungen hat, gleichzeitig aber technisch beherrschbar ist. Daher wird die Herabsetzung der Ladelufttemperatur um 60K im Folgenden als Zielgröße angenommen. Bei allen Überlegungen wird der für die experimentellen Untersuchungen verwendete Motor (siehe Tabelle 3) zugrunde gelegt.
- 153 -
Abbildung 5-1: Benötigte Kälteleistung zur Absenkung der
Einlasstemperatur um 60K in [kW]
In einem ersten Schritt wird ermittelt, welche Kälteleistung notwendig
ist, um den Ansaugluftmassenstrom um 60K zu kühlen. Die Käl-
teleistung ergibt sich zu:
Dazu wurden die in 4.1 für eine Ladelufttemperatur von 2°C experimen-
tell ermittelten Luftmassenströme bei 40% rel. Luftfeuchtigkeit und
25°C in der Umgebung zugrunde gelegt. Die spezifische Enthalpie der An-
saugluft bezieht sich ebenfalls auf diese Randbedingungen. Das Er-
gebnis ist in Abbildung 5-1 dargestellt. Die aus Messwerten ermittelten
Kälteleistungen decken sich mit den in [1] simulativ erzeugten Ergebnis-
sen.
Im nächsten Schritt ist der zum Antrieb einer Kältemaschine zur Verfügung
stehende Abgasenthalpiestrom zu ermitteln. Dieser entspricht der in
2.2.4 eingeführten Antriebsenergie einer Kältemaschine.
Dazu wurden die aus den experimentellen Untersuchungen in 4.1 für die
niedrigste Ladelufttemperatur ermittelten Temperaturen im Abgas nach Katalysator verwendet. Der Einfluss der tiefen Ladeluftkühlung auf
Engine
LogoPage: 1 of 3
File: C:\Users\Scherer\Dropbox\Promotion\Messdaten\sortiert\KENNFELD\Kennfeld Plot.xlsx [Tabelle1]p_m
i [bar]
2
4
6
8
10
12
14
16
18
n [1/min]
2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
4.13.3
3.3
2.5
2.5
2.5
1.8
1.8
1.8
1.3
1.3
1.30.8
0.8
0.8
6.34.72.3
- 154 -
die Abgasenthalpie ist hier also bereits experimentell abgesichert abgebil-
det. In Vorarbeiten wie [1] wurden bisher nur Simulationen zugrunde ge-
legt. Als Referenzniveau zur Enthalpieberechnung wurde 100°C an-
genommen. Diese konservative Annahme berücksichtigt zum einen
Reserven für Wärmetauscherwirkungsgrade und eröffnet zum anderen die
Möglichkeit, das Motorkühlmittel als Rückkühlmedium für den Kreispro-zess zu verwenden. Die spezifische Enthalpie des Abgases wurde un-
ter der Annahme vollständiger Verbrennung und ohne den Edelgasanteil
der Luft berechnet. Im Wärmetauscher wurde Atmosphärendruck ange-nommen und die Temperaturabhängigkeit von mit einem Polynom
dritten Grades angenähert (siehe auch Anhang E Enthalpieberechnung).
Abbildung 5-2: Abgasenthalpie mit Bezugstemperatur 100°C in [kW]
Die in Abbildung 5-2 dargestellten Wärmemengen sind plausibel mit
den in [45] vorgestellten Ergebnissen der Vermessung eines Abgaswär-
metauschers. Da es sich um einen ersten Prototypen handelte, wird kon-
servativ angenommen, dass zumindest die angenommene Wärmeleistung
aus dem Abgas ausgekoppelt werden können. Zur schlussendlichen Beur-
teilung werden verfügbare Antriebsleistung und benötigte Kälteleistung in
Relation gesetzt. So wird ermittelt, welchen Wirkungsgrad bzw. COP eine
wärmegetriebene Kältemaschine haben muss, um die gewünschte Lade-
luftkühlung zu ermöglichen.
p_
mi [b
ar]
2
4
6
8
10
12
14
16
18
n [1/min]
2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
43
43
28
28
28
18
18
18
11
11
11
1267729
- 155 -
Abbildung 5-3: Mindest-COP zum stationären Absenken der Einlasstemperatur um 60K
In Abbildung 5-3 ist der sich für den Versuchsträger ergebende Mindest-
COP zur konstanten Gewährleistung einer Ladelufttemperaturabsenkung
um 60K über dem Motorkennfeld dargestellt. Die Anforderungen liegen
zwischen 0,06 und 0,12, also 6 bis 12%, wobei sich die höchsten Anforde-
rungen im Bereich niedriger Last und Drehzahl finden. Aus den Motor-
Versuchen hat sich ergeben, dass tiefe Ladeluftkühlung unterhalb eines
indizierten Mitteldrucks von 10bar bezüglich des Wirkungsgrades wenig
Vorteile verspricht [1, 5, 45]. Zwar ergaben sich auch bei niedrigeren Las-
ten teilweise Verbrauchsvorteile, bedingt durch niedrigere Wandwärmever-
luste, diese waren jedoch zu vernachlässigen [45]. Auch andere Effekte
aus tiefer Ladeluftkühlung, wie Toleranz gegen Schlechtkraftstoff, spielen
hier aufgrund mangelnder Klopfgefahr keine Rolle. Betrachtet man den
Bereich des Motorkennfelds oberhalb von 10bar, liegt die Anforderung an
den COP der Kältemaschine nur im niedrigen Drehzahlbereich etwas über
10%.
In Abbildung 2-21 ist das COP-Kennfeld eines für den geforderten
Zweck hergestellten Kältemaschinenprototypen dargestellt. Der realisierte
COP liegt zwischen 6% und 30%, wobei das Optimum im höheren Kälte-
maschinen-Lastbereich liegt. Im relevanten Motor-Lastbereich ist davon
auszugehen, dass mindestens die geforderte Kälteleistung stationär ver-
p_m
i [b
ar]
2
4
6
8
10
12
14
16
18
n [1/min]
2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000
0.116
0.116
0.116
0.097
0.097
0.097
0.082
0.082
0.082
0.079
0.079
0.079
0.071
0.071
0.064
0.0500.0610.080
- 156 -
fügbar ist. Bei geringen Drehzahlen und hohen Lasten kommt es in einem
kleinen Betriebsbereich zu Engpässen, während bei hohen Drehzahlen
und Lasten ein deutlicher Kälteüberschuss zur Verfügung steht. Da es sich
bei Dampfstrahlkältemaschinen um Strömungsmaschinen handelt, kann
durch eine angepasste Auslegung das Wirkungsgradoptimum der Kälteer-
zeugung zu niedrigeren Motorleistungen verschoben werden. Auch han-
delte es sich bei der in [45] und [46] vorgestellten Kältemaschine um einen
allerersten Prototypen. Es wird daher davon ausgegangen, dass hier noch
Optimierungspotential besteht. Selbst mit den Leistungsdaten des Proto-
typs ist allerdings die gewünschte Ladelufttemperaturabsenkung von 60K
in den relevanten Motorbetriebspunkten größtenteils realisierbar.
5.2 Realisierbarkeit des Systems und seiner Systemkom-ponenten heute und in Zukunft
Bei allen Leistungsabschätzungen in 5.1 wurden konservative Annah-
men zugrunde gelegt, um die technische Realisierbarkeit sicherzustellen.
Die angenommene Rückkühltemperatur von 100°C erlaubt die Verwen-
dung von Motorkühlmittel als Wärmeträger bei vertretbaren Wärmetau-
scherflächen. Auch ist davon auszugehen, dass durch herkömmliche La-
deluftkühlung in den meisten Fällen bereits Ladelufttemperaturen unter
60°C erreichbar sind. Die notwendige Kälteleistung wurde also tendenziell
überschätzt. Zwischen der üblichen Verdampfungstemperatur von -10°C
und der Ziel-Ladelufttemperatur von 2-5°C liegt mit 12-15K ein ausrei-
chend großer Temperaturhub, um den Verdampfer der Anlage klein zu ge-
stalten.
Der Funktionsteil der Kälteanlage aus [45] zeigte bereits als Prototyp
eine Leistungsdichte, die den Einbau im Fahrzeug möglich erscheinen
lässt. Ein einfaches Strahlverdichtersystem benötigt keine bewegten Teile
außer einer Speisepumpe für den Dampferzeuger. Der eigentliche Strö-
mungsverdichter kann als Aluminium-Druckgussteil hergestellt werden. In
der Serienherstellung wäre somit bei entsprechender Stückzahl von ak-
zeptablen Kosten auszugehen. Auch der Abgaswärmetauscher zeigte in
[45] und [46] bereits als Prototyp zufriedenstellende Eigenschaften. Für
beide Komponenten werden keine im Fahrzeugbau unüblichen Materialien
oder Fertigungsmethoden benötigt. Verdampfer, Expansionsventil und
Kondensator sind Gleichteile zur Fahrzeugklimaanlage, die in der Fahr-
zeugindustrie bereits seit Jahrzehnten in großen Stückzahlen eingesetzt
werden. Es bleiben Unsicherheiten bezüglich der Realisierbarkeit einer
preiswerten Speisepumpe für das Kältemittel, sowie von Steuerung und
Regelung des Systems. Besonders kritisch sind dabei die Wandtempera-
- 157 -
turen im Abgaswärmetauscher, die zur Zersetzung des Kältemittels R134
führen können.
Das in [45] und [46] untersuchte Kältesystem verwendet das in Fahrzeug-klimaanlagen bisher verbreitete Medium R134. Auch der Einsatz des Nachfolgestoffes R1234yf dürfte aufgrund der sehr ähnlichen thermody-namischen Eigenschaften unkritisch sein. Aufgrund unvorteilhafter Sicher-heitseigenschaften und entsprechender Berichterstattung [104] ist zum Zeitpunkt der Verfassung davon auszugehen, dass zumindest mittelfristig R1234yf als KFZ-Kältemittel abgelöst wird. Ein bewährte Alternative zu den bisherigen FCKW- und CKW-basierten Kältemitteln stellt CO2 (R744) dar. Bereits in den 1920er Jahren -vor der massenhaften Verbreitung von FCKWs- war R744 das marktführende Käl-temittel für mobile Anwendungen wie zum Beispiel Schiffsklimatisierungen [106]. Es ergeben sich im Vergleich zu Anlagen, welche mit R134 oder R1234yf betrieben werden einige spezifische technische Herausforderun-gen. Eine Umstellung der Fahrzeugklimasysteme und eines Strahlverdich-ter-Systems auf CO2 (R744) erfordert eine Auslegung aller Bauteile auf ein höheres Druckniveau wie in 2.2.4 dargelegt. Da sich gleichartige Probleme für Fahrzeugklimaanlagen ergeben, ist davon auszugehen, dass die der dort stattfindenden Entwicklungen und Erkenntnisse auch für eine Dampf-strahlkältemaschine nutzbar sind. Kondensatoren und Verdampfer sind zur Verwendung in Fahrzeugklimaanlagen ohnehin optimiert für die preiswerte Massenproduktion zu entwickeln. Bereits Anfangs und Mitte der 2000er Jahre gab es umfangreiche Untersuchungen zu Kompressionskältema-schinen für PKW-Einsatz mit R 744 [z.B. 106, 107, 108, 109]. Dabei wur-den Systeme und Systemkomponenten bis nahe an die Serienreife entwi-ckelt. Insgesamt wurden mit R744-Klimaanlagen im Vergleich zu R134-Anlagen tendenziell höhere Wirkungsgrade und zumindest gleichbleibende Anlagenmassen erreicht. Es ist beim derzeitigen Stand der Technik davon auszugehen, dass R744-PKW-Klimaanlagen und die entsprechenden Komponenten in absehbarer Zeit preiswert als Großserienteile zur Verfü-gung stehen. Als einzige spezifische Bauteile für ein Tieftemperaturlade-luftkühlsystem wie in dieser Arbeit zugrunde gelegt, bleiben der eigentliche Dampfstrahler, Abgaswärmetauscher und die Speisepumpe für den Dampferzeuger. Der Dampfstrahler an sich besteht im Wesentlichen aus einer Venturi-Düse ohne bewegte Teile oder besonders feingliedrige Strukturen. Eine Auslegung auf ein höheres Druckniveau sollte daher fertigungstechnisch unkritisch sein. Natürlich müssen bei Verwendung eines anderen Mediums und Druckniveaus die Düsenkonturen neu ausgelegt und erprobt werden. Sehr vorteilhaft für die hier diskutierte Anwendung ist, dass sich R744 nicht wie R134 bei etwa 250°C zersetzt, sondern bis zu den Temperaturen
- 158 -
des motorischen Abgases nach Katalysator stabil bleibt. Diverse rege-lungstechnische und Auslegungs-Probleme sowie Anforderungen bezüg-lich der maximalen Wandtemperatur im Abgaswärmetauscher wären damit hinfällig. Auch ist R744 im Gegensatz zu R134 und R1243yf nicht brenn-bar bzw. erzeugt beim Verbrennen keine giftigen Stoffe. Die Toleranz ho-her Wandtemperaturen birgt große Vorteile für die Möglichkeit zur Überhit-zung des Dampfes im Abgaswärmetauscher. Dies kann bei entsprechender Auslegung die Nachteile im Wärmeübergang aus den notwendigen höheren Wandstärken kompensieren. Für die Anwendung in einem Abgaswärmetauscher wäre R744 damit besonders gut geeignet. Auch für die preiswerte und zuverlässige Realisierung der Speisepumpe wäre ein System auf Basis von R744 vorteilhaft. In der Getränkeindustrie wird R744 („Kohlensäure“) in großen Mengen und auf verschiedenen Ska-lierungsniveaus eingesetzt. Die Handhabung ist offensichtlich auch für Laien und wenig geschulte Kräfte zu verantworten. Der Schadensfall von R744-Anlagen wurde in [109] untersucht und trotz des höheren Druckni-veaus ist nicht von einem größeren Gefährdungspotential als bei R134-Anlagen auszugehen. Im Gegensatz zu R134 besteht für R744 ein breiter aufgestellter Erfahrungsschatz bezüglich preiswerter Dichtelemente und Komponenten. Auch ist durch die geringe Schädlichkeit und Kosten von R744 eine Toleranz gegenüber dem Leckage-Niveau der Anlage weit hö-her, was den Konstruktions- und Herstellungsaufwand reduziert. Solange ein Nachfüllen im Rahmen der üblichen jährlichen Fahrzeugwartung die Funktionsfähigkeit garantiert, dürfte der Kundenzufriedenheit und dem Umweltschutz ausreichend Rechnung getragen sein. Durch die reduzier-ten regelungstechnischen Bedürfnisse einer CO2-basierten Dampfstrahl-kälteanlage wäre auch der direkte Antrieb der Speisepumpe durch die Kurbelwelle, ergänzt eventuell um eine Schaltkupplung zum zyklischen Betrieb denkbar. Im Vergleich zu einem elektrischen oder mechanisch va-riablen Antrieb der Speisepumpe verringert dieser Ansatz Kosten sowie Masse und verbessert den mechanischen Wirkungsgrad der Anlage.
Zusammengefasst wird festgestellt, dass eine allgemeine Umstellung der
PKW-Industrie auf das Kältemittel CO2 (R744) die Einführung eines ab-
gasgetriebenen Kältesystems im Fahrzeug stark vereinfachen würde.
Probleme aus dem höheren Druckniveau müssen im Rahmen von Gleich-
teilen mit Fahrzeugklimaanlagen (Kondensator, Verdampfer) ohnehin ge-
löst werden. Für den Abgaswärmetauscher ergeben sich leichte Nachteile,
da das höhere Druckniveau höhere Wandstärken erfordert. Gleichzeitig
sind aber höhere (bis 300%) Wandtemperaturen möglich, was die Dampf-
überhitzung vereinfacht. Auch das Resultat eines Bauteil-Versagens wäre
weniger dramatisch, da R744 nicht brennbar und ungiftig ist. Für die ande-
ren anlagenspezifischen Komponenten (Strahldüse, Speisepumpe) erge-
ben sich keine besonderen Probleme im Vergleich zur Auslegung für
- 159 -
R134. Dafür würden diverse Anforderungen an die Auslegung und Steue-
rung des Dampfstrahlkältesystems stark verringert bzw. sogar wegfallen,
da keine Gefahr der R744-Zersetzung im Abgaswärmetauscher bestünde.
5.3 Möglichkeiten der Anwendung und Applikation
Die tiefe Ladeluftkühlung durch Abgasenergienutzung bietet bei sonst unmodifiziertem Fahrzeug keine besonderen Vorteile für den Betrieb bei niedrigen Lasten, wie sie im NEFZ und den meisten anderen Fahrzyklen dominieren. Allerdings wurde in [5] gezeigt, dass durch tiefe Ladeluftküh-lung im Hochlastbereich ein Zylinder- Downsizing gegenüber bestehenden Motoren möglich ist. Daraus können signifikante Verbrauchseinsparungen im Niedriglastbereich resultieren bei gleichbleibender oder sogar verbes-serter Fahrbarkeit. In [112] wurde dargestellt, dass selbst ohne Änderung am Grundmotor bei aktuellen Fahrzeugen mit Downsizing-Antrieben im realen Straßenverkehr bei hohen Lasten Verbrauchseinsparungen durch LLK unter Verwendung der Fahrzeugklimaanlage möglich wären. Auch wäre bei gegebenem Grundmotor eine Leistungssteigerung möglich. Ein Konzept mit tiefer Ladeluftkühlung durch die Fahrzeugklimaanlage zur zeitweisen Leistungssteigerung wurde von Ford (USA) in 2003 und 2004 bei mechanisch aufgeladenen Motoren in Serie umgesetzt (Ford „Super-cooler“-System, patentiert von John Coletti). Eine Tieftemperaturladeluft-kühlung wäre auch als Betriebsreserve in Heißlandvarianten oder zur To-leranzerhöhung gegen Schlechtkraftstoff wünschenswert. Es konnte in dieser Arbeit dargestellt werden, dass bei hohen Lasten eine Reduktion der gasförmigen Schadstoffe um bis zu 30% ohne Nachteile in den Partikelemissionen zu realisieren ist. Gleichzeitig haben tiefe Ansaug-temperaturen im zertifizierungsrelevanten Betriebsbereich bei betriebs-warmem Motor keine signifikanten negativen Auswirkungen auf das Ab-gasverhalten. Dies trifft sowohl auf die gasförmigen als auch auf die Partikelemissionen zu. Trotzdem ist ein dauerhafter Motorbetrieb in niedri-ger Teillast mit tiefer Ladeluftkühlung nicht unbedingt sinnvoll. Es konnte mit den Untersuchungen sichergestellt werden, dass Wechsel aus dem Hochlastbetrieb mit tiefer Ladeluftkühlung zur niedrigen Last mit „Normal-temperatur“ der Ladeluft bezüglich des Abgasverhaltens keine unlösbaren Probleme erzeugen. Gegebenenfalls muss mit schnell reagierenden Tem-peratursensoren die Motorsteuerung aufgewertet werden, um beim Last-wechsel mit hohem Temperaturgradient das Luft-Kraftstoffgemisch hinrei-chend genau steuern und regeln zu können. Die oben genannten Potentiale des Konzepts der tiefen Ladeluftkühlung können demnach aus Sicht der Emissionszertifizierung zum Downsizing, sowie zur Wirkungs-gradsteigerung und Abgasvermeidung bei hohen Lasten, genutzt werden. Auch die Toleranzerhöhung gegen Schlecht-Kraftstoff oder hohe Umge-
- 160 -
bungstemperaturen für entsprechende Märkte kann mit dem System si-chergestellt werden, ohne Probleme bezüglich der Emissionszertifizierung zu erzeugen. Lediglich auf eine Leistungssteigerung ohne Gemisch-Entfettung im Hochlastbereich ist aus Sicht des Abgasverhaltens zu ver-zichten.
Abbildung 5-4: Schema zur Integration einer abgasgetriebenen Kälteanlage zur LLK ins Fahrzeug
Im Hinblick auf die Anwendung im Fahrzeug könnte ein Konzept wie in
Abbildung 5-4 schematisch dargestellt realisiert werden. Dieses ist ange-
lehnt an das System aus [5] oder [112] mit Kälteerzeugung durch Klimaan-
lagenkompressor. Im niedrigen und mittleren Lastbereich bis etwa pmi=10
bar würde der Motor mit Ladeluft durch den konventionellen Ladeluftkühler
(3) versorgt. Der Tieftemperaturladeluftkühler (1) wird in der Luftstrecke
zum Beispiel durch einen Bypass (5) mit Umschaltklappe (2) umgangen.
Die abgasgetriebene Kälteanlage (4) liefert derweil eine Kälteleistung ge-
mäß ihrer Möglichkeit und „friert“ den Tieftemperaturladeluftkühler (Ver-
dampfer der Kälteanlage) „ein“. Dabei wird die Wärmekapazität des Lade-
luftkühlers genutzt, eventuell ergänzt um ein Flüssigkeitsbad wie in [101]
vorgeschlagen. Im Falle der Lastanforderung durch den Fahrer kann durch
Öffnen der Bypass-Klappe der „tiefgekühlte“ Tieftemperaturladeluftkühler
luftseitig durchströmt und so sofort kalte Ladeluft zur Verfügung gestellt
werden. Wie in [5] dargestellt, unterstützt die daraus resultierende soforti-
ge Steigerung der Luftdichte im Ansaugkanal das Überwinden des „Turbo-
lochs“. Die thermische Trägheit des Tieftemperaturladeluftkühlers ist bei
entsprechender Auslegung ausreichend, eine kurze Zeit bis zum „Hoch-
fahren“ des thermischen Kältemaschinensystems zu überbrücken. Die in
[5] und [112] ermittelten Verbrauchsvorteile oder Leistungssteigerungen
können so dauerhaft und jederzeit genutzt werden.
Im Vergleich zu Systemen mit LLK durch Klimaanlagenkompressor wie
in [5] oder [112] erzeugt die abgasgetriebene Kälteanlage durch ihren
Abwärmenutzungs-Effekt weitere Kraftstoffeinsparpotentiale. Die benötigte
Kälteleistung zur Tieftemperatur-LLK beträgt stationär bei einer Motorleis-
- 161 -
tung von 120kW etwa 5kW (Abbildung 5-1). Im Bestfall erreichen heutige
KFZ-Klimaanlagen einen COP von etwa 2. Die genannten 5kW Kälteleis-
tung entsprechen also mindestens 2,5kW Kurbelwellenleistung, die dem
Fahrzeugantrieb entzogen werden. Gegenüber dem System aus [5] kön-
nen also stationär zusätzlich ca. 2% Kraftstoff eingespart werden. Außer-
dem muss zur vollständigen Nutzung des Konzepts aus [5] der Tieftempe-
raturladeluftkühler ständig vorgekühlt werden, um sofort kalte Ladeluft für
einen Lastsprung bereitstellen zu können. Die dazu benötigte Kälteleistung
wird zum einen bei schlechten Wirkungsgraden des Kältesystems und
Fahrzeugmotors erzeugt (Teillast). Zum anderen ist die eingesetzte Ener-
gie völlig „verloren“, wenn hohe Motorlasten während der Fahrt gar nicht
abgerufen werden. Die „Kälte“ wird dann durch Wärmeverluste aus nicht-
idealer Isolation des Tieftemperaturladeluftkühlers an die Umgebung des
Fahrzeugs abgegeben. Im Falle der Kälteerzeugung durch Abgasenergie
wären diese Verluste unschädlich.
Die mögliche Kraftstoffeinsparung durch eine abgasgetriebene Kältean-
lage gegenüber einem System mit Ladeluftkühlung durch Kompressions-
kältemaschine ist allerdings von vielen Randbedingungen und vom Fahr-
profil abhängig. Ihre genauere Quantifizierung erfordert weiterführende
Untersuchungen mit Systemsimulationen.
Interessant ist auch der Aspekt der möglichen Kopplung eines abgasge-
triebenen Kältesystems mit der Fahrzeugklimaanlage. Generell sind die
Verdampfungs- und Rückkühl-Temperaturen und damit die Druckniveaus
von Fahrzeugklimatisierung und Tieftemperaturladeluftkühlung identisch.
Dadurch ergeben sich erhebliche Synergie-Effekte in der Komponenten-
entwicklung für beide Systeme, und eine Koppelung sollte mit begrenztem
Aufwand möglich sein. In Betriebsbereichen, in welchen ein Überschuss
von aus Abgasenergie gewonnener Kälteleistung vorliegt, wäre somit eine
Entlastung des Klimakompressors, und damit direkte Verbrauchseinspa-
rung möglich. Dies würde bei hohen Außentemperaturen unabhängig von
der Fahrweise den Kundenverbrauch mindern und die Kundenzufrieden-
heit erhöhen. Im Hinblick darauf, dass zukünftige Fahrzyklen auch die Ak-
tivierung der Klimaanlage verlangen könnten –in USA wird dies mit dem
SFTP SC03 bereits gefordert-, hätte dies auch Auswirkungen auf den
Norm-Verbrauch.
Generell erlaubt die tiefe Ladeluftkühlung eine deutliche Ausdehnung
des Motor-Betriebs mit stöchiometrischem Gemisch zu höheren Lasten. In
[110] und [111] wurden dazu sowohl Simulations- als auch weitere Mess-
ergebnisse vorgestellt. Dies hat zum einen direkten Einfluss auf den realen
Kunden-Verbrauch eines Fahrzeugs und damit auf die Kundenzufrieden-
heit. Zum Zeitpunkt der Verfassung der vorliegenden Arbeit gibt es eine
viel beachtete Diskussion in der Öffentlichkeit über die Differenz zwischen
„Prospektverbrauch“ und „Realverbrauch“ (z.B. [113]). Dies ließe sich mit
dem vorgestellten System entschärfen. Zum anderen kann auch der reale
- 162 -
Schadstoffausstoß im Straßenverkehr so positiv beeinflusst werden. Das
Schadstoffvermeidungspotential des Konzepts tiefe Ladeluftkühlung wurde
besonders für den fetten Motorbetrieb eindrucksvoll aufgezeigt. Eine CO-
Ausstoß-Minderung bis zu 75% wurde exemplarisch nachgewiesen. Es ist
auch denkbar, dass der Gesetzgeber in Zukunft die Einhaltung von Min-
destemissionsstandards im gesamten möglichen Betriebsbereich von
PKW verlangt. Dies ist in Bereichen fetten Motorbetriebs nicht zu gewähr-
leisten. Um in diesem Fall die zum Zeitpunkt der Verfassung üblichen Li-
terleistungen zu erhalten, wäre tiefe Ladeluftkühlung ein probates Mittel.
Denkbar wäre eine Kombination mit Volllast-AGR, wie in [5] vorgeschlagen
und untersucht.
Unter den zum Zeitpunkt der Verfassung (2013) gegebenen Randbe-
dingungen ergibt sich eine direkte Möglichkeit zur Anwendung des Kon-
zepts, unter der Prämisse der Entwicklung des Kälteanlagensystems, zur
Serienreife. Insbesondere bei Koppelung mit der Fahrzeugklimaanlage
könnte ein abgasgetriebenes Kältesystem als „Ökosport-Paket“ optional
für bestehende Fahrzeuge ohne Änderungen am Grundmotor angeboten
werden. Die tiefe Ladeluftkühlung erlaubt einerseits eine Steigerung der
Spitzenleistung und Verbesserung des Ansprechverhaltens wie in [5, 112]
ausführlich untersucht. Andererseits können der ausgedehnte stöchiomet-
rische Betriebsbereich und die Entlastung der Fahrzeuginnenraum-
Klimaanlage zu einer Senkung des Kundenverbrauchs führen. Das Sys-
tem kann, abgesehen vom begrenzten zusätzlichen Bauraum-Aufwand,
ohne grundsätzliche Änderungen am Gesamtfahrzeugkonzept angeboten
werden.
Auch eine Variante als „Heißland-Paket“ oder für Regionen mit wech-
selnder Kraftstoffqualität wäre denkbar. Unter Ausnutzung der abgasge-
triebenen Tieftemperaturladeluftkühlung wären auch unter solch widrigen
Umständen hochaufgeladene Motoren sicherer zu betreiben.
Zu einem späteren Zeitpunkt kann ein abgasgetriebenes Dampfstrahl-
system zur Kälteerzeugung weiter in das Fahrzeug integriert werden. Dazu
würden dann zum Beispiel Erfahrungen in Herstellung und Betrieb der
Komponenten Kältemittelförderpumpe und Dampfstrahler aus dem Ver-
trieb als „Ökosport“-Paket vorliegen. Wenn die Kosten der Bauteile ent-
sprechend gesunken und die Anlagenzuverlässigkeit und –Akzeptanz ge-
sichert sind, könnte das System in Verbindung mit zylinderreduzierten
Downsizing-Motoren als Standardausrüstung angeboten werden. Insbe-
sondere in Verbindung mit einer auf CO2-Ausstoß basierenden Besteue-
rung würde das System so einen Wettbewerbsvorteil darstellen.
- 163 -
6 Zusammenfassung und Ausblick
In der vorliegenden Arbeit wurden die Auswirkungen von Ladeluftkühlung unter Umgebungstemperatur durch eine abgasgetriebene Kältemaschine auf das Abgasverhalten von PKW-Ottomotoren untersucht. Dazu wurden an einem dem Stand der Technik zur Zeit der Verfassung entsprechenden motorischen Versuchsträger Untersuchungen bezüglich der Auswirkungen von tiefer Ladeluftkühlung auf den Ausstoß von gasför-migen Schadstoffen und Partikeln durchgeführt. Als technisch sinnvolle und realisierbare untere Temperaturgrenze wurde eine Ladelufttemperatur von 2°C erarbeitet. Verschiedene den Fahrzeugbetrieb repräsentierende Motor-Betriebspunkte wurden ermittelt und für die Planung der Versuche zugrunde gelegt. Dadurch wurde gezeigt, dass das Konzept im Bereich hoher Motorlast Potentiale zur Minderung des Ausstoßes gasförmiger Schadstoffe um bis zu 75% bietet. Es wurde nachgewiesen, dass in für ei-nen zum Zeitpunkt der Verfassung angewendeten (NEFZ) und einen zu-künftigen (Artemis150) Fahrzyklus relevanten Motor-Betriebsbereichen keine relevante Verschlechterung des Emissionsverhaltens stattfindet. Be-züglich des Partikelausstoßes konnte gezeigt werden, dass sich das Kon-zept bei geeigneter Anwendung im gesamten Motorkennfeld nahezu neut-ral verhält. Insgesamt konnte so experimentell nachgewiesen werden, dass die in anderen Arbeiten nachgewiesenen Potentiale des Konzepts nutzbar sind, da eine signifikante Verschlechterung des Abgasverhaltens nicht nachgewiesen werden konnte. Dies betrifft sowohl die Möglichkeiten zur Kraftstoffeinsparung durch optimierten Verbrennungsschwerpunkt, Entfettung und Downsizing als auch den unbehinderten Betriebs bei war-mer Umgebung. Grundsätzlich ist auch die Steigerung der Schlechtkraft-stoff-Toleranz nutzbar, in Betriebspunkten mit Anfettung ist jedoch mit er-höhtem Partikelausstoß zu rechnen.
Die energetische Machbarkeit der tiefen Ladeluftkühlung durch eine ab-
gasgetriebene Kältemaschine wurde anhand von Versuchsergebnissen
geprüft. Die Wirkungsgrad-Anforderungen an ein Kältemaschinensystem
wurden quantifiziert und mit den erzielten Werten eines Kältemaschinen-
Prototyps verglichen. Im Ergebnis ist die technische Machbarkeit festge-
stellt worden.
- 164 -
Vorschläge zur Umsetzung eines Fahrzeug-Kältemaschinen-Konzepts
wurden erarbeitet. Perspektiven für die Vermarktung im zum Zeitpunkt der
Verfassung aktuellen Umfeld als optionales Paket und für zukünftige Fahr-
zeuggenerationen bei voller Integration wurden aufgezeigt. Dabei wurde
auf Probleme und Potentiale des Systems hingewiesen. Auch die Anwen-
dung zukünftig zu erwartender Kältemittel wurde untersucht. Es wurde
festgestellt, dass die langfristig zu erwartende Umstellung der Fahrzeug-
klimatisierung auf R744 (CO2) die Einführung eines abgasgetriebenen Käl-
tesystems erleichtern würde. Insgesamt wird von der technischen Reali-
sierbarkeit des Konzepts ausgegangen. Als kritischer Punkt bleibt die
Realisierung einer kostengünstigen Förderpumpe für das Kältemittel.
Das Potential des Prinzips „tiefe Ladeluftkühlung“ zur gleichzeitigen
Schadstoffminderung und Verbrauchssenkung wurde nachgewiesen. Es
bleibt die Realisierung einer preiswerten abgasgetriebenen Kältemaschine
zum PKW-Einbau im Detail zu klären.
- 165 -
7 Abbildungsverzeichnis
Abbildung 2-1: Gemischbildung bei verschiedenen Otto-motorischen
Brennverfahren [17] ............................................................................................... 9
Abbildung 2-2: Zündung beim Ottomotor mit homogenem Gemisch [24] ...................... 12
Abbildung 2-3: Reaktionen während des Zündvorgangs [24]........................................ 13
Abbildung 2-4: Brennverlauf mit scheinbarem Zündverzug [24] .................................... 14
Abbildung 2-5: Brennverlauf und Summenbrennverlauf Otto-Motor [28] ....................... 15
Abbildung 2-6: Indizierter Wirkungsgrad über COHR bei Pmi=6bar (aus [100]
modifiziert) bei verschiedenen Drehzahlen und Ansauglufttemperaturen ......... 16
Abbildung 2-7: Zylinderdruck abhängig vom Zündzeitpunkt mit Zylinder-
Spitzendruckgrenze (aus [42] modifiziert) ............................................................ 17
Abbildung 2-8: normale und klopfende Verbrennung; Heiz- und Druckverlauf (a) sowie
Frequenzspektrum (b) [29] . 19
Abbildung 2-9: Laststeuerung Ottomotor gedrosselt und „entdrosselt“ durch
„Frühes Schließen des Einlassventils“ im p-V-Diagramm [29] .............................. 21
Abbildung 2-10: Zusammensetzung Otto-motorisches Abgas bei = 1 [17] .............. 24
Abbildung 2-11: Rußentstehung im homogenen Otto-Brennverfahren aus Pool-Fire [10]
............. 27
Abbildung 2-12: Einfluss von Einspritzbeginn und Kraftstoff auf Partikelanzahl [9] ....... 28
Abbildung 2-13: Rußbildung abhängig von Luft-Kraftstoffverhältnis und Temperatur [80]
................ 29
Abbildung 2-14: Einspritzstrahl bei Variation von Lufttemperatur und Kammerdruck [26] .
..................... 31
Abbildung 2-15: Schadstoffe im Rohabgas eines Ottomotors, abhängig vom Luft-
Kraftstoffverhältnis [15] ........ 35
Abbildung 2-16: Einspritzwolke bei 300 und 500bar Einspritzdruck [72] ....................... 37
Abbildung 2-17: Entwicklung der Emissionsgrenzwerte in Europa [2]........................... 39
Abbildung 2-18: Abgasreinigung Volkswagen TSI mit 3-Wege- und NOx-Speicher-
Katalysator [23] ............... 41
- 166 -
Abbildung 2-19: Absorptionsrate NOx-Speicherkatalysator abhängig von Temperatur
mit Arbeitsbereich; aus [21] mod. ...... Fehler!
Textmarke nicht definiert.
Abbildung 2-20: geschlossener Partikelfilter [58] .......................................................... 44
Abbildung 2-21: COP-Kennfeld Dampfstrahler R134a für KFZ-Einsatz [45] ................. 49
Abbildung 2-22: Dampfstrahlkälteanlage [84] ............................................................... 50
Abbildung 3-1: Prüfstandsschema [aus 45 modifiziert] ................................................. 53
Abbildung 3-2: Prototyp Abgaswärmetauscher Längsschnitt im CAD [45] .................... 57
Abbildung 3-3: Druckverlust Abgaswärmetauscher über Abgasmassenstrom [45] ...... 58
Abbildung 3-4: NEFZ im Motorkennfeld-Ausschnitt; gewichtet nach Verweildauer und
umgesetzter Kraftstoffmasse ................................................................................ 64
Abbildung 3-5: Artemis150 im Motorkennfeld-Ausschnitt; gewichtet nach Verweildauer
und umgesetzter Kraftstoffmasse ......................................................................... 67
Abbildung 4-1: relative Änderung spez. HC-Ausstoß .................................................... 78
Abbildung 4-2: abs. Änderung spez. HC-Ausstoß ......................................................... 78
Abbildung 4-3: rel. Änderung spez. NOx-Ausstoß ........................................................ 80
Abbildung 4-4: abs. Änderung spez. NOx-Ausstoß ....................................................... 81
Abbildung 4-5: rel. Änderung spez. CO-Ausstoß; beachte abweichende Ausrichtung
der Achsen ..................................................................................................... 82
Abbildung 4-6: abs. Änderung spez. CO-Ausstoß; beachte abweichende Ausrichtung
der Achsen ..................................................................................................... 83
Abbildung 4-7: Spez. Abgasemissionen 2000 1/min 2,0bar; vor Kat ............................. 84
Abbildung 4-8: Abgastemperatur vor und nach ATL-Turbine ........................................ 85
Abbildung 4-9: Zündverzug und Brenndauer aus Heizverlauf ....................................... 86
Abbildung 4-10: Verbrennungsstabilität über Ladelufttemperatur ................................. 87
Abbildung 4-11: Spez. Abgasemissionen 2000 1/min 2,0bar; nach Kat; EÖ 20°nOT .
........... 87
Abbildung 4-12: Spez. Abgasemissionen 2000 1/min 2,0bar; nach Kat; EÖ
[1mm]=0°nOT ........... 88
Abbildung 4-13: Spezifische Abgasemissionen 2200 1/min 3,7bar; vor Kat .................. 90
Abbildung 4-14: Abgastemperatur vor und nach ATL-Turbine ...................................... 91
Abbildung 4-15: Spezifische Abgasemissionen 2200 1/min 3,7bar; nach Kat;
COHR = 4nOT ..................................................................................................... 92
Abbildung 4-16: Spezifische Abgasemissionen 2200 1/min 3,7bar; nach Kat;
COHR = 8nOT ..................................................................................................... 93
Abbildung 4-17: Spezifische Abgasemissionen 2400 1/min 7,4bar; vor Kat .................. 94
Abbildung 4-18: Abgastemperaturen vor und nach ATL-Turbine .................................. 95
Abbildung 4-19: Spez. Abgasemissionen nach Kat; COHR = 4°nOT ............................ 95
- 167 -
Abbildung 4-20: Spez. Abgasemissionen nach Kat; COHR=8° nOT ............................. 96
Abbildung 4-21: Spezifische Abgasemissionen 2600 1/min 1,9bar; vor Kat ................. 97
Abbildung 4-22: Abgastemperaturen vor und nach ATL-Turbine .................................. 98
Abbildung 4-23: Verbrennungskenngröße NEFZ-D ...................................................... 98
Abbildung 4-24: Spez. Abgasemissionen nach Kat; NOx-Fehlmessungen markiert ...... 99
Abbildung 4-25: Spezifische Abgasemissionen 2800 1/min 6,6bar; vor Kat ............... 100
Abbildung 4-26: Abgastemperatur vor und nach ATL-Turbine .................................... 100
Abbildung 4-27: Verbrennungskenngrößen über Ansaugtemperatur .......................... 101
Abbildung 4-28: Spezifische Abgaswerte nach Katalysator ........................................ 102
Abbildung 4-29: Partikelanzahl über Ladelufttemperatur gemessen mit CPC und
Nanoscan; mit Standardabweichung .... 102
Abbildung 4-30: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur .......................... 103
Abbildung 4-31: spezifische Abgase 2000 1/min; 2,8bar vor Kat ................................ 105
Abbildung 4-32: Abgastemperatur im Krümmer vor und nach ATL-Turbine ................ 106
Abbildung 4-33: Verbrennungskenngrößen abhängig von Ansaugtemperatur ............ 106
Abbildung 4-34: spezifische Abgase 2000 1/min; 2,8bar nach Kat; vermutliche
Fehlmessungen markiert .... 107
Abbildung 4-35: Partikelgrößenverteilung bei Ansaugtemperaturvariation .................. 108
Abbildung 4-36: Gesamt-Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur; mit Stan-
dardabweichung ................................................................................................. 108
Abbildung 4-37: Spezifische Abgase 3800 1/min; 5,0bar vor Kat ............................... 109
Abbildung 4-38: Abgastemperaturen über Ladelufttemperatur ................................... 110
Abbildung 4-39: Verbrennungskenngrößen abhängig von Ansaugtemperatur ............ 110
Abbildung 4-40: spezifische Abgasemissionen 3800 1/min; 5,0bar nach Kat ............. 111
Abbildung 4-41: Spezifische Abgasemissionen 3800 1/min; 9,5bar vor Kat ............... 112
Abbildung 4-42: Spezifische Abgasemissionen 3800 1/min; 9,5bar vor Kat;
alternative Messung mit größerer Temperaturspreizung 112
Abbildung 4-43: Abgastemperatur über Ansauglufttemperatur ................................... 113
Abbildung 4-44: Verbrennungskenngrößen über Ladelufttemperatur ......................... 114
Abbildung 4-45: Spezifische Abgasemissionen 3800 1/min; 9,5bar nach Kat ...... 114
Abbildung 4-46: Spezifische Emissionen 3800 1/min; 9,5bar nach Kat; ältere
Messung ...... 115
Abbildung 4-47: Gesamt-Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur; mit
Standardabweichung ................ 116
Abbildung 4-48: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur .......................... 116
Abbildung 4-49: Restgasgehalt und maximale Gastemperatur (verbranntes Gas) im
Brennraum ................................................................................................... 117
- 168 -
Abbildung 4-50: Spez. Abgasemissionen 2000 1/min; 14,2bar; COHR=22°nZOT; vor
Kat ........................... 119
Abbildung 4-51: Abgastemperatur vor und nach ATL-Turbine über
Ansauglufttemperatur ...................... 120
Abbildung 4-52: Druck vor ATL-Turbine und nach Drosselklappe ............................... 121
Abbildung 4-53: Spezifische Abgasemissionen; 2000 1/min; 14,2bar; vor Kat ............ 122
Abbildung 4-54: Konzentrationen Abgaskomponenten über Ladelufttemperatur .. 123
Abbildung 4-55: Verbrennungsschwerpunkt COHR über Ladelufttemperatur ............. 123
Abbildung 4-56: Brenndauer und Zündverzug über Ladelufttemperatur...................... 124
Abbildung 4-57: Spitzendruck über Ladelufttemperatur .............................................. 124
Abbildung 4-58: Abgastemperatur über Ladelufttemperatur ....................................... 125
Abbildung 4-59: Spezifische Abgasemissionen; 2000 1/min; 14,2bar; nach Kat ......... 126
Abbildung 4-60: Gesamt-Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur ............................. 126
Abbildung 4-61: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur .......................... 127
Abbildung 4-62: Spezifische Abgasemissionen 3000 1/min; 18bar; COHR = 22°nZOT;
vor Kat ................................................................................................... 128
Abbildung 4-63: Abgastemperaturen über Ladelufttemperatur ................................... 129
Abbildung 4-64: Verbrennungskenngrößen über Ladelufttemperatur ......................... 129
Abbildung 4-65: Druck nach Drosselklappe und vor ATL-Turbine mit Rest- gasgehalt
aus Simulation ........... 130
Abbildung 4-66: Spezifische Abgasemissionen 3000 1/min; 18bar; COHR variabel; vor
Kat ..................... 131
Abbildung 4-67: Verbrennungskenngrößen über Ladelufttemperatur ......................... 132
Abbildung 4-68: Abgastemperatur über Ladelufttemperatur ....................................... 132
Abbildung 4-69: Partikelanzahl über Ladelufttemperatur ............................................ 133
Abbildung 4-70: Partikelgrößenverteilung über Ladelufttemperatur ............................ 133
Abbildung 4-71: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; COHR=16°nZOT;
Lambda=0,86; vor Kat ...................... 135
Abbildung 4-72: Abgastemperatur über Ladelufttemperatur ....................................... 136
Abbildung 4-73: Brennverlaufskenngrößen über Saugrohrtemperatur ........................ 136
Abbildung 4-74: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; COHR=18°nZOT;
Lambda=0,86; nach Kat ..................... 137
Abbildung 4-75: Partikelanzahl über Ladelufttemperatur; mit Standardabweichung . 138
Abbildung 4-76: Partikelgrößenverteilung über Ladelufttemperatur ............................ 138
Abbildung 4-77: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; λV =0,86; COHR
gegeben durch Zylinderdruckgrenze 139
Abbildung 4-78: Verbrennungskenngrößen über Saugrohrtemperatur ....................... 140
- 169 -
Abbildung 4-79: Verbrennungsschwerpunkt über Saugrohrtemperatur ...................... 140
Abbildung 4-80: Abgastemperaturen über Saugrohrtemperatur ................................. 141
Abbildung 4-81: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; nach Kat;
Lambda=0,86; COHR an Spitzendruckgrenze ................................................... 141
Abbildung 4-82: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; COHR=18°nZOT;
Lambda begrenzt durch Abgastemperatur .............. 142
Abbildung 4-83: Verbrennungskenngrößen über Saugrohrtemperatur ....................... 143
Abbildung 4-84: Verbrennungsluftverhältnis über Saugrohrtemperatur ...................... 143
Abbildung 4-85: Abgastemperatur über Saugrohrtemperatur ..................................... 144
Abbildung 4-86: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; nach Kat;
COHR=18°nZOT; Lambda begrenzt durch Abgastemperatur ..................... 144
Abbildung 4-87: Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur; mit Standardabweichung . 145
Abbildung 4-88: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur .......................... 146
Abbildung 4-89: Spezifische Abgasemissionen 4000 1/min; 18bar; Lambda & COHR
angepasst ..................... 147
Abbildung 4-90: Verbrennungsluftverhältnis über Saugrohrtemperatur ...................... 148
Abbildung 4-91: Verbrennungskenngrößen über Saugrohrtemperatur ....................... 148
Abbildung 4-92: Verbrennungsschwerpunkt über Ladelufttemperatur ........................ 149
Abbildung 4-93: Abgastemperaturen über Saugrohrtemperatur ................................. 149
Abbildung 4-94: Partikelanzahl über Saugrohrtemperatur; mit Standardabweichung . 150
Abbildung 4-95: Partikelgrößenverteilung über Saugrohrtemperatur .......................... 150
Abbildung 5-1: Benötigte Kälteleistung zur Absenkung Einlasstemperatur um 60K in
[kW] ................................................................................................... 153
Abbildung 5-2: Abgasenthalpie mit Bezugstemperatur 100°C in [kW] ........................ 154
Abbildung 5-3: Mindest-COP zum stationären Absenken der Einlasstemperatur um 60K
................................................................................................... 155
Abbildung 5-4: Schema zur Integration einer abgasgetriebenen Kälteanlage zur LLK ins
Fahrzeug ............................................................................................................ 160
Abbildung 13-1: NEFZ gemäß [98] modifiziert aus [2] ................................................ 184
Abbildung 14-1: Artemis Stadtzyklus .......................................................................... 185
Abbildung 14-2: Artemis Überland-Fahrt .................................................................... 186
Abbildung 14-3: Artemis Autobahn bis 150km/h ......................................................... 186
- 170 -
8 Tabellenverzeichnis
Tabelle 1: Abgas-Emissions-Grenzwerte EURO 5 und EURO 6 [51] ............................ 40
Tabelle 2: Kältemitteleigenschaften R134a und R744 (CO2) Informationen aus [102,
103] ...................................................................................................................... 49
Tabelle 3: Daten Versuchsmotor .................................................................................. 52
Tabelle 4: Geometriedaten Abgaswärmetauscher-Prototyp [45] ................................... 58
- 171 -
9 Formelzeichen
CA05 5%-Umsetzungspunkt im Heizverlauf = Brennbeginn [°KW]
CA50 wie COHR [°KW]
CA90 90%-Umsetzungspunkt im Heizverlauf = Brennende [°KW]
CA05-90 Dauer in °KW zwischen 5% und 90% Wärmefreisetzung
Heizverlauf [°KW]
COHR Center of Heat Release; Verbrennungsschwerpunkt in
°KW nach Verbrennungs-OT [°KW]
COP Coefficient of Performance – Wirkungsgrad einer Kältema-
schine
Enthalpiestrom des Abgases [J/g]
spezifische Enthalpie Luft [J/g]
spezifische Enthalpie Abgas [J/g]
spezifische Enthalpie Abgas nach Katalysator [J/g]
spezifische Enthalpie Abgas bei Referenztemperatur [J/g]
Ansaugluftmassenstrom [g/s]
Kälteleistung zur Ladeluftkühlung [kW]
Antriebsleistung einer Kältemaschine [kW]
Temperaturdifferenz Ansaugluft [K]
T_KW_rl Kühlwassertemperatur Rücklauf [°C]
T_Öl Motoröltemperatur gemessen in der Ölwanne [°C]
T_Abg_v_T Abgastemperatur im Abgaskrümmer vor ATL-Turbine [°C]
T_Abg_n_T Abgastemperatur im Abgaskrümmer
nach ATL-Turbine [°C]
Temperatur im Abgas nach Katalysator [°C]
T_n_DK Temperatur der Ansaugluft nach Drosselklappe [°C]
Rückkühltemperatur für Abgasenergienutzung [°C]
x Anzahl Wasserstoff-Atome in Kraftstoffsummenformel
- 172 -
y Anzahl Kohlenstoff-Atome in Kraftstoffsummenformel
z Anzahl Sauerstoff-Atome in Kraftstoffsummenformel
ZZP Elektrischer Zündzeitpunkt [°KW]
ZZP-90 Dauer in °KW zwischen Zündung und 90% Wärmefreiset-
zung des Heizverlauf [°KW]
Verbrennungsluftverhältnis
- 173 -
10 Abkürzungen
AGR Abgasrückführung
ARTEMIS Assessment and Reliability of Transport Emission Models
and Inventory Systems. Project funded by the European
Commission within the Fifth Framework Research Pro-
gramme, DG TREN.
ATL Abgasturbolader
EU Europäische Union
FTP Federal Test Procedure
LLK Ladeluftkühlung
NEFZ Neuer Europäischer Fahrzyklus
PF Partikelfilter
- 174 -
11 Quellenverzeichnis
[1] RAMSPERGER, F. et al: Heat2Cool – Abgaswärmenutzung zur Ladeluftkühlung, Abschlussbericht 2009, FVV CO2-Sonderforschungsprogramm
[2] BASSHUYSEN et al: Lexikon Motorentechnik, Vieweg-Verlag 2004
[3] LEE, Byungchan: Dual-Stage Boosting Systems: Modeling of Configurations, Matching and Boost Control Options, Disserta-tion The University of Michigan 2009
[4] SCHINDLER, K.-P.; BOCKHORN, H.: Rußbildung bei der die-selmotorischen Verbrennung, Tagung „Der Motorprozess des Verbrennungsmotors“, Mitteilungen des Instituts für Verbren-nungskraftmaschinen und Thermodynamik, TU Graz, Tagung 3.-4. Oktober 1991
[5] GUHR, C.: Verbesserung von Effizienz und Dynamik eines hub-raumkleinen turboaufgeladenen 3-Zylinder-DI-Ottomotors durch Abgasrückführung und ein neues Ladeluftkühlkonzept, Disserta-tion TU Dresden 2011
[6] VOLKSWAGEN AG: Zertifizierungsunterlagen Volkswagen Golf 6
[7] AUFDENPLATTEN, S. et al: Charakterisierung der Partikelemission von modernen Verbrennungsmotoren, MTZ Volume 63, issue 11, S. 962-974
[8] ROSSBACH, M.: Investigations of the formation and oxidation of soot inside a direct injection spark ignition engine December 2nd & 3rd, 2009 – Strasbourg INSA
[9] KANNAPIN, O., et al: Partikelreduktion neue Herausforderung für Otto-Motoren mit Direkteinspritzung, MTZ - Motortechnische Zeitschrift Ausgabe 11/2010 Seite 776-780
- 175 -
[10] Dr. KAPUS: Reduzierung der Partikelanzahl durch applikative Maßnahmen, MTZ 11/2010 S. 782-787
[11] BURI S., KUBACH H., et al: Effects of increased injection pressure of up to 1000bar - opportunities in stratified operation in a direct-injection spark-ignition engine, International Journal of Engine Research 2010 11: 473
[12] SPICHER: HC-Rohemissionen beim Kaltstart in der Warm-laufphase sowie bei Last- und Drehzahlsprüngen
[13] GRAJEWSKY, V.: Zylinderdruckbasierte Modellierung des Start-Warmlaufverhaltens von Ottomotoren
[14] HELMERS: Partikelmessungen, Abgasgrenzwerte, Stickoxi-de, Toxikologie und Umweltzonen, Umweltwissenschaften und Schadstoff-Forschung February 2009, Volume 21, Issue 1, pp 118-123
[15] VAN BASSHUYSEN, R. (Hrsg.): Ottomotor mit Direktein-spritzung: Verfahren, Systeme, Entwicklung, Potenzial, 2., überarbeitete und erweiterte Aufl., Wiesbaden: Vieweg + Teubner, 2008
[16] VIZARD, D.: How to Port and Flowtest Cylinder Heads, S-A Design, 2012
[17] EICHSLEDER, H. et al: Grundlagen und Technologien des Ottomotors (Reihe: Der Fahrzeugantrieb), Wien: Springer Ver-lag, 2008
[18] PISCHINGER et al: Abschlussbericht SFB 224, Aachen, 1996
[19] JODOCY, B.: Der Einfluß motorischer Parameter auf die La-dungshomogenität im Ottomotor, Dissertation, RWTH Aachen, 1990
[20] PISCHINGER, R. et al: „Thermodynamik der Verbren- nungskraftmaschine“, Springer-Verlag, Wien, 1989
[21] EICHLSEDER et al: Grundlagen und Technologien des Ot-tomotors (Reihe: Der Fahrzeugantrieb), Wien: Springer Verlag, 2008
[22] SHAYLER et al: DISI Engine Spark and Fuel Injection Tim-ings. Effects, Compromise and Robustness, in: SAE Technical Paper, 2001-01-3672 (2001), S. 155-165
[23] GLÜCK et al: Die Abgasreinigung der FSI-Motoren von Volks-wagen, in: Motortechnische Zeitschrift, 2000, S. 402-412
[24] PUCHER, H., Grundlagen der Verbrennungskraftmaschinen, Skriptum, TU Berlin Stand: SS 2007
[25] MERKER, G.: Grundlagen Verbrennungsmotoren, Vieweg Verlag, 3. Auflage
- 176 -
[26] BOCKHORN, H. et al: Karlsruhe Institute of Technology: Sonderforschungsbereich 606 - Instationäre Verbrennung: Transportmechanismen, chemische Reaktionen, technische Systeme: Projektbereich C – Optimierung von Verbrennungs-maschinen, Teilprojekt C3: Gemischbildung in Ottomotoren mit Direkteinspritzung, http://www.sfb606.kit.edu/index.pl/Haupt_Menu_Forschungsprogramm_M08/projekt_ansicht/Teilprojekt_C3 (01.10.2010)
[27] NAUWERCK, A. et al: A Basic Experimental Study of Gaso-line Direct Injection at Significantly High Injection Pressures, in: SAE Technical Paper 2005-01-0098 (2005), S. 33-41
[28] MERKER, G. et al: Verbrennungsmotoren Simulation der Verbrennung und Schadstoffbildung, Teubner-Verlag 3. Auflage 2006
[29] HOPPE, N. et al: Experimentelle Erfassung und Simulation des Betriebsverhaltens von Ottomotoren mit Direkteinspritzung, MTZ - Motortechnische Zeitschrift, July 2003, Volume 64, Issue 7-8, pp 628-635
[30] BARGENDE et al: Besonderheiten der thermodynamischen Analyse von DE-Ottomotoren, MTZ - Motortechnische Zeitschrift Ausgabe 01/2001 Seite 56-68
[31] PISCHINGER, R.: Thermodynamik Der Verbrennungskraft-maschine, Springer-Verlag, 3. Auflage 2009
[32] WEBERBAUER, F.: Allgemein gültige Verlustteilung für neue Brennverfahren, MTZ - Motortechnische Zeitschrift, February 2005, Volume 66, Issue 2, pp 120-124
[33] WILLAND, J.: Grenzen des Downsizing bei Ottomotoren durch Vorentflammungen, MTZ 05I2009 Jahrgang 70
[34] SCHMIDT, E.: Vorreaktionen im Otto-Motor, Forschung auf dem Gebiet des Ingenieurwesens A, September/Oktober 1942, Volume 13, Issue 5, pp 186-197
[35] LUCAS, K.: Thermodynamik Die Grundgesetze der Energie- und Stoffumwandlung, Springerverlag 2005
[36] SPICHER, U. et al : Direkteinspritzung im Ottomotor 3.: For-schungsergebnisse und aktueller Entwicklungsstand bei der Benzin-Direkteinspritzung, Expert-Verlag, 2001
[37] REIF, K. et al: Bosch Grundlagen Fahrzeug- und Motoren-technik: Konventioneller Antrieb, Hybridantriebe, Bremsen, Elektronik, Vieweg + Teubner, 2011
[38] KUBERCZYK, R.: Wirkungsgradunterschiede zwischen Ot-to- und Dieselmotoren: Bewertung von wirkungsgradsteigern-den Maßnahmen bei Ottomotoren, Expert-Verlag, 2009
- 177 -
[39] KRAPPEL, A.: Rennsport und Serie - Gemeinsamkeiten und gegenseitige Beeinflussung, Expert-Verlag, 2003
[40] PAULOVIC, ST.: Einfluss der Ladelufttemperatur auf die ot-tomotorischen Emissionen, Diplomarbeit TU Berlin, 2012
[41] SUBKOW, N.: Potenzialstudie zur Schadstoffbildung bei Ot-tomotoren, Bachelor-Thesis, TU Berlin, 2011
[42] GOLLOCH, R.: Downsizing Bei Verbrennungsmotoren: Ein Wirkungsvolles Konzept zur Senkung des Kraftstoffverbrauchs, Springer-Verlag, 2005
[43] GÜNTHER, M.: Enthalpiebasierter Ansatz zur Quantifizie-rung und Vermeidung von Vorentflammungen, MTZ - Motor-technische Zeitschrift, April 2011, Volume 72, Issue 4, pp 296-301
[44] IAV: Bedienungsanleitung zum Knock Indication System "KIS", 2011
[45] KADUNIC, S.: Abschlussbericht Abgaswärmenutzung II (Heat2Cool) Vorhaben Nr. 163563 N, AiF 2013
[46] RAMSPERGER, F. et al: Steigerung des Wirkungsgrads von Ottomotoren durch eine abgaswärmegetriebene Kälteanlage, MTZ Ausgabe 02/2010, 71. Jahrgang, S. 122-127
[47] REULEIN, H.: Einfluss der Turbokühlung und des Miller-Verfahrens auf die Leistung von aufgeladenen Gasmotoren, MTZ 31 (1970-01), S.1-10
[48] ZELLBECK, H. :Der hochaufgeladene Ottomotor mit Direkt-einspritzung, MTZ - Motortechnische Zeitschrift July 2007, Vo-lume 68, Issue 7-8, pp 546-555
[49] JOOS, F.: Technische Verbrennung: Verbrennungstechnik, Verbrennungsmodellierung, Emissionen, Springer 2006
[50] GANSER, J.: Hochlast-AGR am turboaufgeladenen Ottomo-tor, MTZ - Motortechnische Zeitschrift July 2007, Volume 68, Issue 7-8, pp 564-569
[51] EU-KOMMISSION: Kommission der Europäischen Gemein-schaften: Verordnung (EG) Nr. 692/2008 der Kommission vom 18. Juli 2008 zur Durchführung und Änderung der Verordnung (EG) Nr. 715/2007 des Europäischen Parlaments und des Ra-tes über die Typgenehmigung von Kraftfahrzeugen hinsichtlich der Emissionen von leichten Per-sonenkraftwagen und Nutz-fahrzeugen (Euro 5 und Euro 6) und über den Zugang zu Repa-ratur- und Wartungsinformationen für Fahrzeuge, 28.07.2008, http://eur-lex.europa.eu/LexUriServ/LexUriServ.do?uri=OJ:L:2008:199:0001:0136:DE:PDF (20.08.2010)
- 178 -
[52] WHO: Health Aspects of Air Pollution with Particulate Mat-ter,Ozone and Nitrogen Dioxide (PDF; 558 kB), Report on a WHO Working Group, Bonn, Deutschland, 13. bis 15. Januar 2003 (engl.).
[53] MOUSSIOPOULOS, N.: Kraftfahrzeugemissionen und Ozonbildung, Springer 1993
[54] ZHANG, J.: Numerische Untersuchung unterschiedlicher Mischeinrichtungen zur Minimierung der Stickoxidemission, Dis-sertation RWTH Aachen, 2002
[55] ZELDOVICH, J.: The Oxidation of Nitrogen in Combustion and Explosions. Acta Physicochimica, Moskau, 577-628, 1946
[56] KOLAR, J.: Stickstoffoxide und Luftreinhaltung. Berlin: Springer, 1990.
[57] ENDERLE, Christian u.a.: Neue Vierzylinder-Ottomotoren von Mercedes-Benz mit Kompressoraufladung: Teil 2: M 271 DE – zweite Ottomotorenvariante mit Direkteinspritzung, in: Mo-tortechnische Zeitschrift, 2002, S. 580-587
[58] Volkswagen AG: Selbststudienprogramm 330 Das Diesel-partikelfilter-System mit Additiv, 2004
[59] ANDRÉ, M.: Real-world driving cycles for measuring cars pollutant emissions – Part A: The ARTEMIS European driving cycles, Report INRETS-LTE 0411 -Bericht über ein EU-Projekt, June 2004
[60] MITTERMAIER, B.: Messung wichtiger Abgaskomponenten am fahrenden Pkw im realen innerstädtischen Straßenverkehr, Gefahrstoffe - Reinhaltung der Luft, Jahrgang 64 (2004) Nr. 11/12 - Nov./Dez.
[61] ANDRE, M.: Real-world European driving cycles, for meas-uring pollutant emissions from high- and low-powered cars, At-mospheric Environment Volume 40, Issue 31, October 2006, Pages 5944–5953
[62] UNECE: WMTC.Worldwide Harmonized Motorcycle Emis-sions Certification Procedure; United Nations Economic Com-mission for Europe: Geneva, Switzerland. http://www.unece.org/trans/main/wp29/wp29wgs/wp29grpe/wmtc.html.
[63] Landesanstalt für Umwelt, Messungen und Naturschutz Ba-den-Württemberg: Feinstaub: Wirkungen auf den Menschen, http://www.lubw.baden-wuerttemberg.de/servlet/is/18796/ (04.09.2010)
[64] ABD-ALLEE, G.H.: Effects of diluent admissions and intake air temperature in exhaust gas recirculation on the emissions of
- 179 -
an indirect injection dual fuel engine, Energy Conversion and Management, Volume 42, Issue 8, May 2001, Pages 1033–1045
[65] KARIM, G.A.: Combustion, Knock and Emission Character-istics of a Natural Gas Fuelled Spark Ignition Engine with Par-ticular Reference to Low Intake Temperature Conditions, Pro-ceedings of the Institution of Mechanical Engineers June 1975 vol. 189 no. 1 139-147
[66] HOFMANN, P.: Energiemanagement zur Optimierung der Gemischbildung bei Ottomotoren, Fortschritts-Berichte VDI Rei-he 12 Nr. 483, Düsseldorf: VDI Verlag, 2002 (Habilitation)
[67] GRASKOW, B. R.: Characterization of Exhaust Particulate Emissions from a Spark Ignition Engine, in: SAE Technical Pa-per, 980528 (1998), S. 155-165
[68] GRASKOW, B. R.t : Exhaust Particulate Emissions from a Di-rect Injection Spark Ignition Engine, in: SAE Technical Paper, 1999-01-1145 (1999), S. 583-590
[69] PISCHINGER, F.: Verbrennungsmotoren. Vorlesungsum-druck Band I; RWTH Aachen 1987
[70] Volkswagen AG: Selbststudienprogramm XXX 1.4 TSI Kühl-system falls einzeln
[71] FEHLER, S.: Optische Untersuchung der Auswirkungen des Kraftstoffsprays auf die Gemischbildung und Verbrennung in ei-nem direkteinspritzenden Ottomotor mit wandgeführtem Brenn-verfahren, Dissertation, Universität Karlsruhe, 1999
[72] NAUWERCK, A.: A Basic Experimental Study of Gasoline Di-rect Injection at Significantly High Injection Pressures, in: SAE Technical Paper 2005-01-0098 (2005), S. 33-41
[73] ORTMANN, R.: Vergleich von Zerstäubungskonzepten für Ben-zin-Direkteinspritzung, in: Spicher 2001, S. 130-146
[74] YI, J.: Combustion Improvement of a Light Stratified-Charge Direct Injection Engine, in: SAE Technical Paper, 2004-01-0546 (2004), S. 1-16
[75] LÜCKERT, P.: Der neue V6-Ottomotor mit Direkteinsprit-zung von Mercedes-Benz, in: Motortechnische Zeitschrift, 2006, S. 830-840
[76] GUILLEMOT, P.: The Influence of Coolant Temperature on Unburned Hydrocarbon Emissions from Spark Ignition Engine, SAE Paper 941962, 1994
[77] BAREIS, B.: Abgasrückführsysteme: Emissionssenkung bei Kraft-fahrzeugen mit Verbrennungsmotor, München: Verlag Moderne Industrie, 2004
- 180 -
[78] MARICQ, M.: Particulate Emissions from a Direct-Injection Spark-Ignition (DISI) Engine, in: SAE Technical Paper, 1999-01-1530 (1999), S. 43-51
[79] KASER, M.: “Doing More with Less” - The Fuel Economy Benefits of Cooled EGR on a Direct Injected Spark Ignited Boosted Engine, SAE Paper 2010-01-0589, 2010
[80] MERKER, G.P.: Technische Verbrennung Motorische Ver-brennung; B. G. Teubner Verlag / GWV Fachverlage GmbH; Leipzig 1999
[81] DIEHL, P. : Exhaust Heat Recovery System for Modern Cars, SAE paper 2001-01-1020;
[82] GESKES, P., STRAUSS T.: Das Abgaswärme-Management,Motortechnische Zeitschrift MTZ 10 / 2006;
[83] WILL F.: New Method to Warm Up Lubricating Oil to Im-prove the Fuel Efficiency During Cold Start, SAE paper 2011-01-0318, 2011
[84] GRASMÜCK, A.: Potentialstudie zur Abgasenergienutzung, Bachelor-Thesis, TU Berlin 2012
[85] HUSTER, A., SHULZ-ANDRES H.: Einsatzmöglichkeiten eines Abwärmekraftwerks im Fahrzeug: Auslegung eines MiniGuD, In: Wärmemanagement des Kraftfahrzeugs V, S.181-194, Expert Verlag, Renningen 2006;
[86] RINGLER, J., SEIFERT, M., et al.: Rankine Cycle for Waste Heat Recovery of IC Engines, SAE paper 2009-01-0174;
[87] TENG, H., KLAVER, J. et al.: A Rankine Cycle System for Recovering Waste Heat from HD Diesel Engines - WHR System Development, SEA 2011-01-0311;
[88] SNYDER, G. "Complex Thermoelectric Materials" Nature Materials 7, 105-114 (2008). Webseite des California Institute of Technology: http://www.its.caltech.edu/~jsnyder/thermoelectrics, Zugriff 10.2011;
[89] FRIEDRICH, H. et al: Strom aus Abgasen - Fahrzeugge-rechte Entwicklung thermoelektrischer Generatoren Automobil-technische Zeitschrift ATZ 04 / 2010, S.292-299;
[90] STEINBERG, P. et al.: Der Fahrzeugmotor als Energieliefe-rant für Wärmenutzungskonzepte, In: Thermoelektrik: Eine Chance für die Automobilindustrie , S.202-235, Expert Verlag, Renningen 2009;
[91] SCHERER, F.: AiF-Forschungsantrag "Tiefe Ladeluftküh-lung an Großmotoren", 2012
[92] TSI: Bedienungsanleitung zum Nanoscan 3910 der Firma TSI
- 181 -
[93] TSI: Bedienungsanleitung zum EE-CPC 3790 der Firma TSI [94] HARRINGTON, J.A.: Watter Addition to Gasoline – Effect on
Combustion, Emission, Perfomance and Knock, SAE Paper 820314, 1982
[95] NOCHOLLS, J.E.: Inlet Manifold Water Injection for Control of Nitrogen Oxides – Theory and Experiment, SAE Paper 690018, 1969
[96] TSCHAMALOFF, T. : Direkte Wassereinspritzung im mittel-schnelllaufenden Gasmotor, MTZ 11/2007 Jahrgang 68
[97] GERICKE, K. H.: http://www.pci.tu-bs.de/aggericke/PC1/Kap_II/Enthalpie.htm; Online-Skript Institut für Physikalische und Theoretische Chemie, TU Braunschweig, Aufruf 01/2013
[98] EU-KOMMISSION: Kommission der Europäischen Gemein-schaft: RICHTLINIE DES RATES vom 20. März 1970 zur An-gleichung der Rechtsvorschriften der Mitgliedstaaten über Maß-nahmen gegen die Verunreinigung der Luft durch Emissionen von Kraftfahrzeugen, Stand 1.1. 2007, http://eur-lex.europa.eu/LexUriServ/LexUriServ.do?uri=CONSLEG:1970L0220:20070101:de:PDF (10.07.2010)
[99] HERTZBERG, A.: Betriebsstrategien für einen Ottomotor mit Direkteinspritzung und NOx-Speicher-Katalysator, Dissertation TH Karlsruhe 2001
[100] FANDAKOV, A.: Experimentelle Sensitivitätsanalyse aus-gewählter Motorbetriebsparameter auf die ottomotorische Ver-brennung sowie deren Einfluss in der Motorprozessrechnung, Bachelorarbeit, TU Berlin 2012
[101] THOLEN P.; Huehn W.; Wiedemann B.: A simple system for levelling the combustion-air temperature of supercharged inter-nal combustion engines; SAE Technical Paper no. 881153; 1988
[102] http://www.kaeltefischer.de/155.0.html Webseitenaufruf am 19.08.2013
[103] http://www.vkag.de/vkag_wDeutsch/technik/kaeltemittelW3DnavanchorW262110036.php Webseitenaufruf am 19.08.2013
[104] WÜST, Chr: Brennbarer Kaltmacher; Bericht über PKW-Klimaanlagen mit R1243yf; Der Spiegel 35/2013; 2013
[105] STEINBERG, P.: Wärmemanagement des Kraftfahrzeugs 6, Volume 6; Expert-Verlag, Renningen 2008
- 182 -
[106] FÖRSTERLIN, S.: Vergleichende Untersuchung von CO2-Verdichtern in Hinblick auf den Einsatz in mobilen Anwendun-gen; Dissertation TU Braunschweig, Cuvillier-Verlag 2004
[107] KUHN, P.: Kohlendioxid-R744 als Kältemittel in Fahrzeug-Klimaanlagen; ATZ 12/2001 Jahrgang 103
[108] WERTENBACH, J.; Caesar, R.: An Environmental Evalua-tion of an Automobile Air-Conditioning System with CO2 versus HFC-134a as Refrigerant; Natural Working Fluids, Gustav-Lorent-zen-Conference, Oslo 1998
[109] KAMPF, H.: Die Klimaanlage mit CO2 als Kältemittel; ATZ - Automobiltechnische Zeitschrift, September 2003, Volume 105, Issue 9, pp 842-845
[110] KADUNIC, S.: Heat2Cool - Engine operation at charge aircooling below ambient temperature; 22nd Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology 2013
[111] KADUNIC, S.: Heat2Cool – Ladeluftkühlung mittels Abgas-energienutzung zur Wirkungsgradsteigerung von Ottomotoren; MTZ, Januar 2014, Jahrgang 2014
[112] KADUNIC, S. : Cool2Power - Increased gasoline engine power and efficiency through an AC driven intercooling system; 11th IMechE – Turbochargers and Turbocharging, London, 2014
[113] MAY, A.: So viel verbrauchen unsere Autos wirklich; http://www.autobild.de/artikel/spritverbrauch-herstellerangabe-gegen-testverbrauch-1129421.html, Seitenaufruf vom 4.12.2013
[114] SCHUBIGER, R.: Untersuchungen zur Rußbildung und Oxi-dation in der Dieselmotorischen Verbrennung: Thermodynami-sche Kenngrößen, Verbrennungsanalyse und Mehrfarbenendo-skopie, Dissertation, ETH Zürich , 2001
- 183 -
12 Anhang A Fahrzeugdaten zur Zyk-lusanalyse
Daten Volkswagen Golf Modelljahr 2011 1.4TSI 118kW
mit 6 Gang Schaltgetriebe.
Masse 1346kG
cw 0,31
Frontfläche 2,22m²
Achsübersetzung 3,647
1. Gang: 3,778
2. Gang: 2,118
3. Gang: 1,360
4. Gang: 1,029
5. Gang: 0,857
6. Gang: 0,733
Hubraum 1390cm³
- 184 -
13 Anhang B Neuer Europäischer Fahrzyklus
Abbildung 13-1: NEFZ gemäß [98] modifiziert aus [2]
Der NEFZ besteht aus einem Stadt- und einem Überland-Anteil. Der Be-reich, welcher Stadtverkehr simulieren soll, wird viermal durchfahren (Zeit vom Prüfbeginn bis 800s), der Überland-Zyklus nur einmal (800s bis 1200s). Für weitere Informationen wie Schaltpunkte etc. wird auf [98] ver-wiesen.
- 185 -
14 Anhang C Artemis 150
Der Artemis-Zyklus besteht aus drei Abschnitten (Abbildung 14-1, Abbil-dung 14-2, Abbildung 14-3). Diese repräsentieren Fahrzeugnutzung in der Stadt, über Land („Landstraße“) und Kraftfahrstraßen („Autobahn“). Alle drei Abschnitte werden hintereinander in der Reihenfolge der Darstellung durchfahren. Für genauere Informationen wie Gangwechsel wird auf [59] verwiesen.
Abbildung 14-1: Artemis Stadtzyklus
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Abbildung 14-2: Artemis Überland-Fahrt
Abbildung 14-3: Artemis Autobahn bis 150km/h
- 187 -
15 Anhang D Laborprotokoll Kraft-stoff
Analysekraftstoff Tankstellenkraftstoff für Otto-Motoren „Super Plus“
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- 189 -
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- 191 -
16 Anhang E Enthalpieberechnung Abgas
[kJ/kmol]
Mit
Bei und
Entnommen aus [97]
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17 Anhang F Übersicht verwendeter Motorbetriebspunkte
Bezeichnung Kapitel n [1/min] pmi [bar]
Kennfeld
4.1 2000...5000 2...18
NEFZ
NEFZ-A 4.2.1 2000 2,0
NEFZ-B 4.2.2 2200 3,7
NEFZ-C 4.2.3 2400 7,4
NEFZ-D 4.2.4 2600 1,9
NEFZ-E 4.2.5 2800 6,6
Artemis 150
ART-A 4.3.1 2000 2,8
ART-B 4.3.2 3800 5,0
ART-C 4.3.3 3800 9,5
Klopfgrenze
COHR=22°nOT 4.4.1 2000 14,2
COHR<=22°nOT 4.4.2 2000 14,2
Zylinderdruckgrenze
COHR=22nOT 4.5.1 3000 18,0
COHR<=22nOT 4.5.2 3000 18,0
Bauteilschutzgrenze
COHR=16°nOT; λv=0,86 4.6.1 4000 18,0
COHR<=16°nOT; λv=0,86 4.6.2 4000 18,0
COHR<=16°nOT; λv>=0,86 4.6.3 4000 18,0
![HX300L spec [DE] - hyundai-baumaschinen.com L Technische... · 1 TECHNISCHE DATEN MOTOR Hersteller / Modell Cummins QSB6.7 Typ Turboaufgeladener 4-Takt-Dieselmotor mit Ladeluftkühlung](https://img.pdfslide.org/doc/110x75/5e18e5fbf204d71a7a1282bc/hx300l-spec-de-hyundai-l-technische-1-technische-daten-motor-hersteller.jpg)
