Ottomotoren mit Direkteinspritzung. Verfahren, Systeme, Entwicklung, Potenzial

Richard van Basshuysen (Hrsg.)

Ottomotor mit Direkteinspritzung

Richard van Basshuysen (Hrsg.)

Ottomotor mit Direkteinspritzung Verfahren, Systeme, Entwicklung, Potenzial Mit 399 Abbildungen Ulrich Spicher und 21 Mitautoren

ATZ/MTZ-Fachbuch

Bibliografische Information Der Deutschen Nationalbibliothek Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über abrufbar.

1. Auflage April 2007 Alle Rechte vorbehalten © Friedr. Vieweg & Sohn Verlag | GWV Fachverlage GmbH, Wiesbaden 2007 Lektorat: Ewald Schmitt Der Vieweg Verlag ist ein Unternehmen der Springer Science+Business Media. www.vieweg.de Das Werk einschließlich aller seiner Teile ist urheberrechtlich geschützt. Jede Verwertung außerhalb der engen Grenzen des Urheberrechtsgesetzes ist ohne Zustimmung des Verlags unzulässig und strafbar. Das gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. Umschlaggestaltung: Ulrike Weigel, www.CorporateDesignGroup.de Technische Redaktion: Gabriele McLemore Satz: Klementz publishing services, Gundelfingen Druck und buchbinderische Verarbeitung: MercedesDruck, Berlin Gedruckt auf säurefreiem und chlorfrei gebleichtem Papier. Printed in Germany ISBN 978-3-8348-0202-6

V

Vorwort

Mobilität verbindet. Mobilität zu gewinnen und den Aktionskreis zu erweitern, andere Kontinente zu erforschen, ja das Weltall zu erobern: Das ist seit langer Zeit ein Menschheitstraum. Zunächst diente das Pferd zur Überwindung von Zeit und Raum. Boote und Schiffe eroberten die Weltmeere und die entferntesten Länder. Dann wurde das Rad erfunden. Schließlich der motorisierte Verkehr. Diese Erfindung ist nicht unumstritten, da sie das ganze Leben auf unserem Planeten in nie dagewesener Weise veränderte, revolutionierte. Die Folgen sind unübersehbar. Wichtige Ökosysteme sind aus dem Gleichgewicht geraten und die Umweltverträglichkeit wurde an vielen Stellen bis heute nicht wieder hergestellt. Nicht nur Raubbau an der Natur lässt die Erde verarmen, sondern die Umweltzerstörung durch zum Beispiel riesigen Flächenverbrauch und Verschmutzung von Boden, Wasser und Luft drohen den angestammten Platz für alles Lebende zu gefährden. Wir Ingenieure, die für den Segen und den Fluch dieser Entwicklung in starkem Maße verantwortlich sind und den heutigen Zustand maßgeblich mit zu verantworten haben, besitzen nun auch die Pflicht, die Umweltverträglichkeit dort wieder herzustellen, wo sie verloren gegangen ist. Einen kleinen Beitrag dazu soll dieses Buch leisten. Wie können wir den Recourcenverbrauch und die Schadstoffemissionen unserer Kraftfahrzeuge drastisch verringern? Welche geräuschmindernden Maßnahmen sind in unserer überlauten Welt zu ergreifen? Diese und andere Fragestellungen soll dieses Buch behandeln und richtungsweisende Entwicklungen für den Ottomotor aufzeigen. Zum Abschluss wird ein Vergleich mit alternativen Antrieben gewagt. Das Buch richtet sich vor allem an die Produktentwickler und Fertigungsverantwortlichen der Automobil- und Zuliefererindustrie und an deren Dienstleister. Wissenschaft, Forschung und Lehre soll es ein wichtiger Ratgeber sein. Für den Inhalt dieses Buches dankt der Herausgeber in erster Linie den Mitautoren und stellvertretend für sie Herrn Prof. Ulrich Spicher und Mitarbeitern, die den größten Anteil dazu beigetragen haben. Alle Autoren und Ihre Firmen oder Institutionen sind im Vorspann aufgeführt. Sie haben mit unbestechlicher Fachkompetenz und Ernsthaftigkeit nicht nur den neuesten Stand des Wissens wiedergegeben, sondern auch immer wieder Prognosen in die Zukunft gewagt. Cirka 400 Bilder sorgen für anschauliche Inhalte und 427 aktuelle Literaturstellen laden zu erweiterndem Studium ein.

VI

Vorwort

Dank gilt auch der Robert Bosch GmbH. Ohne ihre fachliche und materielle Unterstützung wäre das Werk so nicht möglich gewesen. Schließlich ist es dem Vieweg Verlag und hier dem Lektorat gelungen, in kürzester Zeit überzeugende Arbeit zu leisten, weshalb das Buch aktueller nicht hätte sein können. Auch dafür möchte ich meinen Dank aussprechen. Und nun wünsche ich dem Werk die verdiente Aufmerksamkeit.

Bad Wimpfen Im April 2007

Richard van Basshuysen, VDI

VII

Der Herausgeber Dr.-Ing. E. h. Richard van Basshuysen, VDI, wurde 1932 in Bingen/Rhein geboren. Nach einer Lehre mit Abschluss als Kfz-Schlosser studierte er an der Fachhochschule Braunschweig/ Wolfenbüttel von 1953 bis 1955 mit Abschluss als Ingenieur für Maschinenbau. 1982 wurde ihm der Hochschulgrad Diplom-Ingenieur verliehen. Von 1955 bis 1965 war er wissenschaftlicher Mitarbeiter der Aral AG in Bochum. 1965 wechselte er zur NSU AG, wo er die Versuchsleitung der Motor- und Getriebeentwicklung einschließlich der Wankelmotorentwicklung übernahm und zum stellvertretenden Leiter des Fahrzeugversuchs berufen wurde. In dieser Funktion war er mitverantwortlich für die Entwicklung der Fahrzeuge Prinz 4, NSU 1000 und 1200, RO 80 und K 70. 1969 wurde die NSU AG von der heutigen Audi AG übernommen. Bei der Audi AG war er dann Entwicklungsleiter der Fahrzeugkomfortklasse und Leiter der Motoren- und Getriebeentwicklung und parallel dazu Aufsichtsratsmitglied der Audi AG als gewählter Vertreter der leitenden Angestellten. Seine bedeutendste Entwicklung war die des weltweit ersten abgasentgifteten Pkw-Dieselmotors mit Direkteinspritzung und Turboaufladung, die er gegen große Widerstände auch im eigenen Hause im VW-Konzern durchsetzte. Da dieser Motor 20% weniger Krafstoffverbrauch als sein Vorgänger als Kammermotor verbraucht und ein Motor mit hoher Leistung und Drehmoment ist, hat er sich weltweit durchgesetzt. In Europa wuchs sein Marktanteil von circa 12% im Jahr 1989 bis über 50% im Jahr 2007. Nach seiner aktiven Laufbahn in der Automobilindustrie gründete Richard van Basshuysen 1992 ein Ingenieurbüro, das er bis heute leitet. Seine Aufgaben sind: Herausgeber der international bedeutenden technisch- wissenschaftlichen Fachzeitschriften ATZ (Automobiltechnische Zeitschrift) und MTZ (Motortechnische Zeitschrift), Beratung internationaler Automobilhersteller und Ingenieurdienstleister und Autor und Herausgeber technisch-wissenschaftlicher Fachbücher, die auch ins Englische übersetzt wurden. Außerdem ist er seit 2006 zusammen mit Prof. Dr. Ing. Fred Schäfer Herausgeber und Mitautor des Internetportals www.motorlexikon.de. Darüber hinaus ist er Beiratsmitglied und Mitglied des Vorstandes in verschiedenen Gremien wie zum Beispiel dem Verein Deutscher Ingenieure (VDI) und dem Österreichischen Verein für Kraftfahrzeugtechnik. Insgesamt ist er Autor und Mitautor von über 60 technisch-wissenschaftlichen Publikationen. Seine Editorials in ATZ und MTZ erscheinen seit 1991. 2001 erhielt er für die Entwicklung des zukunftsweisenden Dieselmotor mit Direkteinspritzung den hochdotierten Ernst-Blickle-Preis 2000 und die BENZ-DAIMLER-MAYBACH-EHRENMEDAILLE des VDI für ,,seine herausragende Ingenieurleistung bei der Entwicklung des Pkw-Dieselmotors mit Direkteinspritzung sowie seine langjährigen Engagements als Herausgeber der ATZ/MTZ und als Beiratsmitglied der VDI-Gesellschaft Fahrzeug- und Verkehrstechnik“. Für sein Lebenswerk wurde ihm 2004 von der Universität Magdeburg die Ehrendoktorwürde verliehen.

IX

Autorenverzeichnis Autorenverzeichnis

Baretzky, Ulrich, Dipl.-Ing.

AUDI AG, Neckarsulm www.audi.de

Baron, Ulrich

Deutsche BP AG, Bochum www.bp.com

Brodesser, Kay, Dipl.-Ing.

Mann + Hummel GmbH, Ludwigsburg www.man-hummel.com

Clade, Michael

CATEM, GmbH & Co. KG, Herxheim www.catem.com

Eichlseder, Helmut, Univ.-Prof. Dr.

Technische Universität Graz www.portal.tugraz.at

Elsäßer, Alfred, Dr.-Ing.

MAHLE International GmbH, Stuttgart www.mahle.com

Hänsche, Jan Patrick, Dipl.-Ing.

Universität Karlsruhe (TH) www.uni-karlsruhe.de

Hatz, Wolfgang, Dipl.-Ing.

AUDI AG, Ingolstadt www.audi.de

Heidenreich, Thomas, Dipl.-Ing.

Universität Karlsruhe (TH) www.uni-karlsruhe.de

Ißler, Wolfgang, Dr.-Ing.

MAHLE International GmbH, Stuttgart www.mahle.com

Kubach, Heiko, Dr.-Ing.

Universität Karlsruhe www.uni-karlsruhe.de

Meinig, Uwe, Dr.-Ing.

SHW Automotive, Bad Schussenried www.shw.de

Menne, Rudolf, Prof. Dr.-Ing. Dr. h.c.

Ford Forschungszentrum Aachen GmbH, Aachen www.ford.de

Münz, Stefan, Dr.

BorgWarner Turbo Systems Engineering GmbH, Kirchheimbolanden www.turbos.bwauto.com

Puck, Alexander, Dipl.-Ing.

MAHLE, Ventilbetrieb GmbH, Stuttgart www.mahle.com

X

Autorenverzeichnis

Scharnhorst, Christian, Dipl.-Betriebsw. Robert Bosch, GmbH, Stuttgart www.bosch.de Schmalzl, Hans Peter, Dr.

BorgWarner Turbo Systems Engineering GmbH, Kirchheimbolanden www.turbos.bwauto.com

Seiffert, Ulrich, Prof. Dr.-Ing.

Technische Universität Braunschweig www.tu-braunschweig.de

Spicher, Ulrich, Prof. Dr.-Ing.

Universität Karlsruhe (TH) www.uni-karlsruhe.de

Stoffels, Harald, Dipl.-Ing.

Ford-Werke GmbH, Köln www.ford.de

Walther, Dieter, Dr.

Deutsche BP AG, Bochum www.bp.com

Wild, Stephan, Dr.-Ing.

Mann + Hummel GmbH, Ludwigsburg www.mann-hummel.com

Xander, Benedikt, Dr.-Ing.

Universität Karlsruhe (TH) www.uni-karlsruhe.de

XI

Firmen- und Hochschulverzeichnis Firmen- und Hochschulverzeichnis

Firmen AUDI AG, Neckarsulm

Dipl.-Ing. Ulrich Baretzky Dipl.-Ing. Wolfgang Hatz

BorgWarner Turbo Systems Engineering GmbH, Kirchheimbolanden

Dr. Stefan Münz Dr. Hans Peter Schmalzl

CATEM GmbH & Co. KG, Herxheim

Michael Clade

Deutsche BP AG, Bochum

Dr. Dieter Walther Ulrich Baron

Ford-Werke GmbH, Köln

Dipl.-Ing. Harald Stoffels Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Rudolf Menne

MAHLE International GmbH, Stuttgart

Dr.-Ing. Wolfgang Ißler Dr.-Ing. Alfred Elsäßer

MAHLE Ventilbetrieb GmbH, Stuttgart

Dipl.-Ing. Alexander Puck

Mann + Hummel GmbH, Ludwigsburg

Dr.-Ing. Stephan Wild Dipl.-Ing. Kay Brodesser

Robert Bosch GmbH, Stuttgart

Dipl.-Betriebsw. Christian Scharnhorst

SHW Automotive, Bad Schussenried

Dr.-Ing. Uwe Meinig

Hochschulen Technische Universität Braunschweig

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Seiffert

Technische Universität Graz

Univ.-Prof. Dr. Helmut Eichlseder

Universität Karlsruhe (TH)

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher Dipl.-Ing. Jan Patrick Hänsche Dipl.-Ing. Thomas Heidenreich Dr.-Ing. Heiko Kubach Dr.-Ing. Benedikt Xander

XIII

Kapitel, Beiträge und Mitarbeiter Kapitel, Beiträge und Mitarbeiter

1 Einleitung

Dr.-Ing. E. h. Richard van Basshuysen

2 Geschichte der Benzin-Direkteinspritzung

Dr.-Ing. Uwe Meinig

3 Gemischbildungs- und VerbrennungsProf. Dr.-Ing. Ulrich Spicher verfahren Dipl.-Ing. Thomas Heidenreich 3.1 Grundlagen der Gemischbildung Dr.-Ing. Benedikt Xander 3.2 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch 3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch 3.4 Zündung und Verbrennung 3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung 3.5.5 Akustik 3.6 Kombiniertes Diesel/OttoVerbrennungsverfahren

Dipl.-Ing. Harald Stoffels Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Rudolf Menne

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher Dipl.-Ing. Jan Patrick Hänsche Dipl.-Ing. Thomas Heidenreich

5 Leistung und Drehmoment

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher

6 Aufladung 6.1

Mechanische Aufladung

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher Dr.-Ing. Benedikt Xander

6.2

Abgasturboaufladung

Dr. Stefan Münz Dr. Hans Peter Schmalzl

6.3

Synergien zwischen Abgasturboaufladung und der Direkteinspritzung bei Ottomotoren

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher Dr. Stefan Münz Dr. Hans Peter Schmalzl

6.4

Hochaufladung durch elektrisch angetriebenen Lader

Dr. Stefan Münz Dr. Hans Peter Schmalzl

6.5

Komplexe Aufladesysteme

Dr.-Ing. Benedikt Xander Dr. Stefan Münz Dr. Hans Peter Schmalzl

7 Kraftstoffverbrauch

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher

XIV

Kapitel, Beiträge und Mitarbeiter

8 Downsizing und Downspeeding

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher

9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzie- Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher rung Dipl.-Ing. Thomas Heidenreich 9.1 Schadstoffentstehung beim Motorprozess 9.2 Gesetzliche Vorschriften 9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel 10 Geräuschemissionen 11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme 11.1 Zündsysteme

Dipl.-Ing. Harald Stoffels

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher Dr.-Ing. Benedikt Xander

11.2 Kolben

Dr.-Ing. Wolfgang Ißler

11.3 Ventile, Ventilsitzringe, Ventilführungen

Dipl.-Ing. Alexander Puck

11.4 Luftansaugsysteme moderner Ottomotoren

Dr.-Ing. Stephan Wild Dipl.-Ing. Kay Brodesser

11.5 Kurbelgehäuseentlüftung

Dr.-Ing. Uwe Meinig

11.6 Lufttaktventil

Dr.-Ing. Alfred Elsäßer

11.7 Tankentlüftung

Dr.-Ing. Uwe Meinig

11.8 Zuheizmaßnahmen für den Fahrzeuginnenraum

Michael Clade

12 Direkteinspritzung im Hybridverbund

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Seiffert

13 Betriebsstoffe 13.1 Ottokraftstoffe

Dr. Dieter Walther

13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren

Ulrich Baron

14 Motorkonzepte 14.1 Serienkonzepte

Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher Dr.-Ing. Heiko Kubach

14.2 Konzepte für den Motorsport und Impulse für die Serienentwicklung

Dipl.-Ing. Ulrich Baretzky

14.3 Zweitaktmotoren mit Direkteinspritzung Univ.-Prof. Dr. Helmut Eichlseder 15 Benzin-Direkteinspritzung in den Märkten der Triade

Dipl.-Betriebsw. Christian Scharnhorst

16 Ausblick

Dr.-Ing. E. h. Richard van Basshuysen Prof. Dr.-Ing. Ulrich Spicher

XV

Inhaltsverzeichnis Inhaltsverzeichnis

1 Einleitung ..............................................................................................................

1

2 Geschichte der Benzin-Direkteinspritzung ........................................................

3

3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren ............................................... 29 3.1 Grundlagen der Gemischbildung ................................................................... 31 3.1.1 Kraftstoffaufbereitung ......................................................................... 32 3.1.2 Strömungsverhalten ............................................................................. 36 3.2 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch ............................................... 43 3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch ............................................ 52 3.3.1 Wandgeführte Brennverfahren ............................................................ 55 3.3.2 Luftgeführte Brennverfahren ............................................................... 60 3.3.3 Strahlgeführte Brennverfahren ............................................................ 62 3.4 Zündung und Verbrennung ........................................................................... 74 3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung .................................................................................................. 89 3.5.1 Thermodynamik .................................................................................. 89 3.5.2 Konzepte und Betriebsstrategien bei Benzin-Selbstzündung .............. 93 3.5.3 Eingriffsmöglichkeiten bei Direkteinspritzung ................................... 97 3.5.4 Potenziale hinsichtlich Verbrauch und Schadstoffemission ................ 98 3.5.5 Akustik ................................................................................................ 100 3.6 Kombiniertes Diesel-/Otto-Verbrennungsverfahren ..................................... 108 4 Einspritzsysteme und Systemübersicht .............................................................. 4.1 Luftunterstützte Niederdruck-Direkteinspritzung ......................................... 4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung .............................................. 4.2.1 Hochdruck-Kraftstoffpumpe ............................................................... 4.2.2 Rail ...................................................................................................... 4.2.3 Hochdruck-Einspritzventile/Einspritzdüsen ........................................ 4.2.4 Einspritzstrategien ...............................................................................

117 118 121 124 129 131 143

5 Leistung und Drehmoment ................................................................................. 151 6 Aufladung ............................................................................................................. 6.1 Mechanische Aufladung ................................................................................ 6.2 Abgasturboaufladung .................................................................................... 6.3 Synergien zwischen Abgasturboaufladung und der Direkteinspritzung bei Ottomotoren ............................................................................................ 6.4 Hochaufladung durch elektrisch angetriebenen Lader .................................. 6.5 Komplexe Aufladesysteme ...........................................................................

161 164 170 176 179 182

XVI

Inhaltsverzeichnis

7 Kraftstoffverbrauch ............................................................................................. 189 8 Downsizing und Downspeeding .......................................................................... 205 8.1 Downsizing ................................................................................................... 205 8.2 Downspeeding ............................................................................................... 209 9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung ................................................... 9.1 Schadstoffentstehung beim Motorprozess ..................................................... 9.2 Gesetzliche Vorschriften ............................................................................... 9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel ..............................................

213 213 218 228

10 Geräuschemissionen ............................................................................................ 10.1 Gesetzliche Vorschriften ............................................................................... 10.2 Verbrennungsgeräusche ................................................................................ 10.2.1 Vergleich Gasoline Direct Injection (GDI homogen) mit GDI geschichtet ................................................................................ 10.2.2 Einfluss des Drall- und Tumble-Niveaus auf die Verbrennungsanregung ........................................................................................... 10.2.3 Einfluss der Abgasrückführungsrate (AGR) auf das Verbrennungsgeräusch ........................................................................................... 10.2.4 Einfluss des Betriebsmodenwechsels ............................................... 10.2.5 Optimierung des Leerlaufs im Schichtbetrieb .................................. 10.2.6 Akustik-Aspekte von GDI-Downsizing-Konzepten ......................... 10.2.7 Einfluss der Kraftstoffqualität auf die Akustik ................................. 10.3 Mechanische Geräusche ................................................................................ 10.3.1 Optimierung des Klopfregelsystems ................................................ 10.3.2 Einfluss des Kraftstoffhochdruckverteilsystems ..............................

243 243 245

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme .. 11.1 Zündsysteme ................................................................................................. 11.1.1 Funkenzündsysteme ......................................................................... 11.1.2 Laserzündung ................................................................................... 11.1.3 Mikrowellenzündung ....................................................................... 11.2 Kolben ........................................................................................................... 11.2.1 Werkstoffe ........................................................................................ 11.2.2 Herstellverfahren .............................................................................. 11.2.3 Gestaltung und Bauteilfestigkeit ...................................................... 11.3 Ventile, Ventilsitzringe, Ventilführungen ..................................................... 11.3.1 Ventile und Ventilsitzringe .............................................................. 11.3.2 Ablagerungen auf Einlassventilen bei der Benzin-Direkteinspritzung ................................................................ 11.3.3 Ventilführungen ............................................................................... 11.3.4 Leichtbauventile ...............................................................................

246 247 249 249 250 251 253 254 255 257 261 261 261 272 276 277 278 281 282 287 287 289 290 291

Inhaltsverzeichnis

11.4 Luftansaugsysteme moderner Ottomotoren .................................................. 11.4.1 Thermodynamik des Ansaugsystems ............................................... 11.4.2 Saugrohre für selbst ansaugende Motoren ........................................ 11.4.3 Saugrohre aufgeladener Ottomotoren ............................................... 11.4.4 Saugrohre aufgeladener Ottomotoren mit Direkteinspritzung .......... 11.5 Kurbelgehäuseentlüftung .............................................................................. 11.6 Lufttaktventil ................................................................................................. 11.6.1 Technologiebeschreibung ................................................................. 11.6.2 Bauprinzip und Randbedingungen ................................................... 11.6.3 Thermodynamisches Potenzial ......................................................... 11.7 Tankentlüftung .............................................................................................. 11.8 Zuheizmaßnahmen für den Fahrzeuginnenraum ........................................... 11.8.1 Einleitung ......................................................................................... 11.8.2 Zuheizerausführungen ...................................................................... 11.8.3 Elektrischer PTC-Zuheizer luftseitig ................................................ 11.8.4 Elektrischer Kühlwasserheizer ......................................................... 11.8.5 Brennstoffzuheizer ........................................................................... 11.8.6 Visco-Heizer .................................................................................... 11.8.7 Abgaswärme-Zuheizer ..................................................................... 11.8.8 Zusammenfassung und Ausblick ......................................................

XVII

292 293 296 298 299 301 306 307 308 309 318 322 322 322 323 326 327 329 330 331

12 Benzin-Direkteinspritzung im elektrischen Hybridverbund ........................... 335 12.1 Einleitung ...................................................................................................... 335 12.2 Hybridantriebe für Pkw ................................................................................. 337 13 Betriebsstoffe ........................................................................................................ 13.1 Ottokraftstoffe ............................................................................................... 13.1.1 Einleitung ......................................................................................... 13.1.2 Allgemeine Grundlagen ................................................................... 13.1.3 Ottokraftstoffkomponenten und Ottokraftstoffaufmischung ............ 13.1.4 Anforderungen an Ottokraftstoffe und ihre praktische Bedeutung ... 13.1.5 Kraftstoffeinflüsse auf die Abgasemissionen ................................... 13.1.6 Ottokraftstoffe mit Bioanteil: Bio-Ethanol und Ethyl-Tertiär-Buthyl-Ether (ETBE) .................................................. 13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren ..................................................................... 13.2.1 Schmierstoffarten ............................................................................. 13.2.2 Aufgaben des Motoröls .................................................................... 13.2.3 Anforderungen an das Motoröl ........................................................ 13.2.4 Aufbau von Motorölen ..................................................................... 13.2.5 Viskosität .......................................................................................... 13.2.6 Grundöle ........................................................................................... 13.2.7 Additive ............................................................................................ 13.2.8 Leistungsklassen von Motorölen ...................................................... 13.2.9 Betriebsstoffvorschriften der Pkw-Hersteller ................................... 13.2.10 Ausblick ...........................................................................................

349 349 349 349 352 353 358 359 361 361 361 362 362 363 365 367 369 373 373

XVIII

Inhaltsverzeichnis

14 Motorkonzepte ..................................................................................................... 14.1 Serienkonzepte .............................................................................................. 14.1.1 Geschichte ........................................................................................ 14.1.2 Konzepte mit Schichtladung: wand- und luftgeführte Brennverfahren ................................................................................. 14.1.3 Konzepte mit homogenem Gemisch ................................................ 14.1.4 Konzepte mit Aufladung .................................................................. 14.1.5 Konzepte mit Schichtladung: strahlgeführte Brennverfahren .......... 14.2 Konzepte für den Motorsport und Impulse für die Serienentwicklung ......... 14.2.1 Einleitung ......................................................................................... 14.2.2 Benzin-Direkteinspritzung im Rennsport ......................................... 14.2.3 V8 Biturbo mit Direkteinspritzung für das 24-h-Rennen von Le Mans ............................................................... 14.2.4 Übertragung auf einen 2 l Serienmotor mit Direkteinspritzung und Turboaufladung ......................................................................... 14.2.5 Gegenüberstellung der Motoren mit Direkteinspritzung für den Rennsport und für die Serie .................................................. 14.2.6 Zusammenfassung und Ausblick ...................................................... 14.3 Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung .............................................. 14.3.1 Einleitung ......................................................................................... 14.3.2 Historie ............................................................................................. 14.3.3 Serienkonzepte ................................................................................. 14.3.4 Anwendungen und Ausblick ............................................................ 15 Benzin-Direkteinspritzung in den Märkten der Triade ................................... 15.1 Einleitung ...................................................................................................... 15.2 Die Märkte der Triade ................................................................................... 15.3 Ausblick ........................................................................................................

375 375 375 377 384 387 391 396 396 397 398 403 405 406 406 406 407 411 415 423 423 423 425

16 Ausblick ................................................................................................................ 427 Sachwortverzeichnis .................................................................................................. 433

1

1 Einleitung

Der Dieselmotor mit Direkteinspritzung hat in nur eineinhalb Jahrzehnten, vor allem aus Verbrauchs-, Drehmoment- und Leistungsgründen, den Kammer-Dieselmotor fast vollständig verdrängt. Nun schickt sich der Ottomotor an, es ihm gleich zu tun. Es gibt zwar schon seit fast einem Jahrhundert immer wieder Versuche, vor allem aus Leistungsgründen diesen Weg zu beschreiten, aber erst seit zirka zehn Jahren, seit der Einführung des Konzeptes zur Benzin-Direkteinspritzung von Mitsubshi in Europa, stehen die ersten Technologien zur Verfügung, um eine Markteinführung erfolgreich zu bestehen. Die zu überwindenden Schwierigkeiten sind jedoch ganz erheblich komplexer als beim Dieselmotor mit Direkteinspritzung, weshalb die Marktdurchdringung beim Ottomotor deutlich länger dauern wird. Der Gewinn an Leistung und Drehmoment, das große Potenzial zur Verbrauchssenkung und die Verringerung der Schadstoffemissionen erzwingen jedoch geradezu diesen Weg. Bei näherer Betrachtung werden drei Entwicklungsrichtungen mit unterschiedlichen Ergebnissen verfolgt: 1. Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch 2. Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch 3. Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch und kontrollierter Selbstzündung, kompressionsgezündet. Zu 1: Vergleichsweise einfach gestaltet sich die Entwicklung der Direkteinspritzung mit mehr oder weniger homogenem Gemisch. Es erfordert keine Sonderkraftstoffe, da die heutige Abgasnachbehandlung im Prinzip beibehalten werden kann. Dadurch ist dieses Verfahren weltweit geeignet. Bei diesem Verfahren steht die Optimierung von Leistung und Drehmoment und das dynamische Verhalten im Vordergrund. Beeinflusst durch erste beachtliche Erfolge im Motorsport steht dieses Konzept für besonders leistungsstarke und somit sportliche Fahrzeuge. Zu 2: Die Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch wird vor allem zur Verringerung des Kraftstoffverbrauchs und der CO2-Emission weiterentwickelt. Neben dem wandgeführten Konzept von Mitsubishi haben in Europa auch luftgeführte Verfahren Eingang in die Serie gefunden. Die erwarteten Verbrauchsvorteile dieser Verfahren sind jedoch prinzipbedingt vor allem im höheren Last- und Drehzahlbereich nicht eingetreten. Daher bestehen berechtigte Zweifel am Sinn dieser Konzepte, da sie wegen erhöhtem Aufwand für die Nachbehandlung der Abgase im überstöchiometrischen Bereich und wegen der erforderlichen schwefelfreien Kraftstoffe zu aufwändig sind und nicht weltweit eingesetzt werden können. Unter diesen Aspekten tritt seit einiger Zeit wieder das strahlgeführte Verfahren in den Vordergrund. Es stellt zwar noch höhere Ansprüche an die Gemischbildung, lässt jedoch Kraftstoffverbrauchseinsparungen von bis zu 20% er-

2

1 Einleitung

warten. Das ist die selbe beachtliche Größenordnung, die beim Dieselmotor bei der Umstellung auf Direkteinspritzung erreicht wurde. Dadurch bleibt dem Dieselmotor nur noch ein Verbrauchsvorteil von 10 bis 15% volumetrisch. Zu 3: Im Forschungsbereich werden seit langem Verfahren mit Direkteinspritzung untersucht, bei denen mit homogenem Gemisch und kontrollierter Selbstzündung, kompressionsgezündet, gearbeitet wird. Sie sind auch unter den englischen Bezeichnungen „HCCI“ (Homogeneous Charge Compression Ignition) und „CAI“ (Controlled Auto-Ignition) bekannt und werden als neue Brennverfahren für benzin- und dieselkraftstoffbetriebene Motoren entwickelt. Aufgrund des großen Potenzials in Bezug auf Konzepte mit Niedrigstemissionen bei einem guten Verbrennungswirkungsgrad werden große Hoffnungen in sie gesetzt. In Verbindung mit Kraftstoffen, die speziell für diese Brennverfahren entwickelt werden, könnte ein lange gehegter Traum in Erfüllung gehen: Aus den heutigen Brennverfahren für Ottomotoren einerseits und für Dieselmotoren andererseits könnte ein optimales gemeinsames neues Brennverfahren hervorgehen, das die Vorteile beider Motoren vereint.

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2 Geschichte der Benzin-Direkteinspritzung Im Sinne einer technisch evolutionären Betrachtungsweise lässt sich die Dampfmaschine als der Vorläufer des Verbrennungsmotors ansehen. Während bei der Dampfmaschine als Wärmekraftmaschine mit äußerer Verbrennung die thermische Energie der Verbrennungsgase dem Arbeitsmedium über einen Wärmetauscher zugeführt wird, ist es Kennzeichen des Verbrennungsmotors, die im Kraftstoff gebundene chemische Energie im Triebwerk selbst zu einem möglichst großen Teil in mechanische Arbeit umzuwandeln. Bei der Entwicklung von Verbrennungsmotoren stellte vom Beginn an, neben der Entflammung des Arbeitsgases, die Gemischbildung, das heißt die Dosierung, Aufbereitung und Mischung des Kraftstoffs mit der Verbrennungsluft, die eigentliche entwicklerische Herausforderung dar. Als erste erfolgreiche Verwirklichung eines Hubkolben-Verbrennungsmotors ist ein von Jean Joseph Etienne Lenoir 1860 konzipierter, noch ohne Gemischverdichtung, aber bereits mit elektrischer Funkenzündung ausgerüsteter Leuchtgasmotor, anzusehen. Im Jahr 1867 patentierte Nikolaus August Otto den nach ihm benannten ersten atmosphärischen Gasmotor. Von diesem Motor abgeleitet realisierte er 1876 bei Deutz den in seinen Merkmalen (Viertaktverfahren, Vorverdichtung des Luft-Gasgemisches) jedoch von Beau de Rochas bereits 1862 beschriebenen ersten Viertaktmotor. Dieser markiert einen wichtigen entwicklerischen Meilenstein zur Verwirklichung erster Automobile mit Benzinmotoren im Jahr 1886, die durch Carl Benz und Gottlieb Daimler sowie Wilhelm Maybach entwickelt wurden. Sowohl bei den ersten von Benz als auch von Daimler gebauten Fahrzeugmotoren erfolgte die Gemischbildung in unabhängig von einander entwickelten Schwimmervergasern, bei denen die Ansaugluft durch eine mittels Schwimmer auf konstanter Höhe gehaltene Benzinsäule geleitet wurde. Bei beiden Vergaserkonzepten wurde die Verdampfung des Kraftstoffs durch die Zufuhr von Wärme gefördert. Einen grundlegenden Schritt zur Lösung des Problems der Gemischbildung bei Ottomotoren stellte die Erfindung des Maybachschen Spritzdüsenvergasers im Jahr 1893 dar. Bei diesem für Jahrzehnte wegweisenden Gemischbildungskonzept ragt eine Kraftstoffdüse in einen im betreffenden Bereich im Querschnitt verringerten Ansaugkanal. Die durch die Querschnittverringerung beschleunigte Ansaugströmung bewirkt ein Ansaugen und eine Zerstäubung des aus der Düse austretenden Kraftstoffs. Auch bei diesem Vergaser wird das Kraftstoffniveau an der Düse mittels eines Schwimmers auf einem konstantem Niveau gehalten. Die Benzineinspritzung besitzt eine ähnlich lange Entwicklungsgeschichte wie der Vergaser. Bereits 1877 ließ sich Nikolaus August Otto die Idee, den Kraftstoff direkt in den Brennraum einzubringen, patentieren [1]. Im Jahre 1884 wurden erstmals von der Halleschen Maschinenfabrik Stationärmotoren mit Kraftstoffeinspritzung hergestellt [2]. Bild 2.1 zeigt einen Schnitt durch den Zylinder und das Einspritzsystem dieses von Johannes Spiel konstruierten Motors.

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2 Geschichte der Benzin-Direkteinspritzung

Bild 2.1: Schnittdarstellung des Benzinmotors von Johannes Spiel aus dem Jahr 1884 mit Einspritzung des Kraftstoffs in das Saugrohr [2] a Benzinbehälter, b Saugventil, c Stempel der Einspritzpumpe, d mechanisch gesteuertes Gemischeinlassventil, e Nockenwelle, f Winkelhebel, g Druckventil der Einspritzpumpe, h Luftzuleitung, i Krümmer für Gemischführung, k Zündschieber, l Hohlraum für die Vermittlungsflamme, m Feder zum Bewegen des Zündschiebers, n Zündöffnung im Schieber, o Zündflamme, p Spiritusbehälter, u Handschraube zum Vergrößern der Benzinförderung beim Anfahren, v Ablasshahn, w Hebel zum Steuern des Auspuffventils, x Auspuffventil, y Auspuffleitung

Vom Benzinbehälter a strömt das Benzin durch das Saugventil b in den Zylinder der Einspritzpumpe. Der Stempel c der Einspritzpumpe wird gemeinsam mit dem Einlassventil d über einen von der Nockenwelle e bewegten Winkelhebel betätigt. Während des Verdichtungshubs des Pumpenkolbens c wird das zuvor angesaugte Benzin durch das Druckventil g in den Ansaugkanal vor das Einlassventil gespritzt. Das im Sinne einer nach außen öffnenden Einspritzdüse wirkende Druckventil der Einspritzpumpe dichtet mit einem konischen Dichtsitz, wodurch ein kegelförmiger Spritzkegel erzeugt wird. Die Einspritzmenge lässt sich durch die Änderung des Hubs des Einspritzpumpenstempels mittels Handschraube u variieren. Erwähnenswert ist bei diesem Motor auch die gezielte Erzeugung einer Ladungsschichtung. Damit das angesaugte Kraftstoff-Luftgemisch direkt in die Nähe der Zündeinrichtung gelangt, wird der Ansaugkrümmer bis in den Brennraum geführt. Die Rohrmündung ist dabei in Richtung des Zylinderdeckels gerichtet. Hierdurch werden die in diesem Bereich vorhandenen, schwer entflammbaren Restgase verdrängt. Die Entflammung des Kraftstoff-Luftgemisches erfolgt ähnlich wie bei den von Nikolaus August Otto zu jener Zeit konzipierten Motoren mittels einer ebenso von der Nockenwelle betätigten Flammenzündeinrichtung.

2 Geschichte der Benzin-Direkteinspritzung

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Ebenfalls in das Jahr 1884 fallen, wie in [2] dargestellt, im Zusammenhang mit der Entwicklung von Fahrzeugmotoren von Wilhelm Maybach angestellte Überlegungen, anstelle eines „Verdunstungsapparates“ für die Dosierung und Zerstäubung des Kraftstoffs eine „Zerstäubungspumpe“ zu verwenden. Die als Skizze erhalten gebliebene Benzinpumpe sollte einen Pumpenstempeldurchmesser von 2 mm und einen Hub von 7 mm erhalten und die Saug- sowie Druckleitung durch einen Flachschieber gesteuert werden. Weitere Meilensteine in der Entwicklung von Saugrohreinspritzsystemen markieren gemäß [3] der serienmäßige Bau von Stationärmotoren durch die Firma Deutz mit Saugrohr-Benzineinspritzung in den Jahren 1898/1901, der Beginn der erfolgreichen Verwendung von Saugrohreinspritzsystemen bei Grade-Zweitakt- sowie Antoinette- und WrightViertakt-Flugmotoren im Jahr 1906 sowie der Start von Versuchen an Saugrohreinspritzsystemen bei Bosch im Jahr 1912 und Pallas im Jahr 1914. Erste Untersuchungen zur Kraftstoff-Direkteinspritzung bei Ottomotoren begannen bereits 1898. Das Verfahren von Haselwander [4] hatte einen offenen Brennraum und arbeitete mit Petroleum, Bild 2.2. Die Einspritzung des Kraftstoffs erfolgte kurze Zeit vor dem oberen Totpunkt des Kolbens, wodurch eine fette Gemischwolke an die Zündkerze gelangte. Der notwendige Einspritzdruck wurde von einem stufenförmig ausgebildeten Kolben während der Kompression erzeugt. Allerdings scheiterten diese ersten Versuche an den fehlenden technischen Möglichkeiten.

Bild 2.2: Haselwander-Motor (1898)

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2 Geschichte der Benzin-Direkteinspritzung

Nach Kenntnis des Verfassers wurde die Benzin-Direkteinspritzung erstmalig bei Junkers im Jahr 1916 [5, 6] praktisch verwirklicht. Den Ausgangspunkt für diese Entwicklung stellten bei Junkers im Jahre 1914 die Bestrebungen dar, vor dem Hintergrund der aufkeimenden Luftfahrt- und Motorenindustrie einen wirtschaftlichen, wenig brandgefährdeten Dieselmotor als Flugantrieb zu schaffen. Als Motorkonzept wurde ein liegend angeordneter Zweitakt-Gegenkolbenmotor mit zwei mechanisch gekoppelten Kurbelwellen gewählt, welches sich später in Form der Junkers Flugdieselmotoren Jumo 205 und 207 in Serie bewährt hat. Obwohl man bei Junkers von der Beherrschbarkeit des Dieselverfahrens in diesem Motor überzeugt war, blieben Anfang 1915 durchgeführte Versuche mit einem ersten Vierzylinderversuchsmotor (Typ: M 0,3; Vh = 7,238 l) weitgehend erfolglos. Unter anderem wegen der technischen Probleme mit dem Dieseleinspritzsystem und der Forderung des Kriegsministeriums nach Benzin- oder Benzolbetrieb bei Flugmotoren basierten alle weiteren Versuche mit Flugmotoren bei Junkers bis zum Kriegsende im Jahr 1918 auf Benzin als Kraftstoff. Basis der Versuche an Benzinmotoren war neben einem entsprechenden Einzylinderaggregat ein neu konstruierter Sechszylindermotor (Typ: M 0,8; Vh = 14,137 l), mit dem im November 1915 die Prüfstandserprobung begann. Die zunächst favorisierte Gemischspülung erwies sich wegen fatalen, durch Rückzündungen in das Kurbelgehäuse verursachte Motorschäden als nicht beherrschbar. Aus diesem Grunde entschied man sich bei Junkers für die Einspritzung des Kraftstoffs direkt in den Zylinder des Motors. Diese Entwicklung erfolgte unter der Federführung von Otto Marder. Wegen verschiedener Triebwerksprobleme und des ungünstigen Leistungsgewichts des M-0,8-Motors wurde die Entwicklung im Jahr 1916 mit einem im Hubraum vergrößerten, neu konstruierten Sechszylindermotor (Typ: Fo.2; Vh = 17,105 l) und einem entsprechenden Einzylinderversuchsmotor fortgesetzt. Bild 2.3 zeigt eine Aufnahme dieses Motors in liegender Anordnung. Aus der in Bild 2.4 dargestellten Schnittdarstellung dieses Motors sind die Position der Einspritzdüse und die Lage der beiden Zündkerzen erkennbar. Durch die tangentiale Ausrichtung der Spül- und Auslasskanäle wird der Verbrennungsluft eine Drallströmung aufgeprägt, welche die Gemischbildung unterstützt.

Bild 2.3: Junkers Fo.2 Motor in liegender Anordnung [Quelle: Deutsches Museum München]

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Bild 2.4: Schnittdarstellung des Junkers Fo.2-Motors [6]

Neben den als Schwachstelle bekannten Kolben erwies sich zunächst vor allem die Lastregelung des Motors als äußerst problematisch. Unter Leitung des unermüdlichen Otto Marder gelang es dabei, die Einspritzpumpe in langwierigen Konstruktions- und Versuchsarbeiten zu optimieren. Bereits im Jahr 1917 wurden Junkers Fo.2-Motoren für Schnellboote der damaligen Kriegsmarine serienmäßig mit Benzin-Direkteinspritzung ausgeliefert [6]. Bei den zunächst mit einem Verdichtungsverhältnis von H = 10 verdichteten Fo.2-Motoren ergaben sich allerdings gravierende Probleme durch die extremen thermischen Belastungen der Zündkerzen, die die Elektroden und die Keramikisolatoren zum Überhitzen brachte. Ein, wenn auch technisch sehr aufwändiger, Lösungsansatz wurde dabei in Form einer Wasserkühlung der Zündkerzen verfolgt. Dieser Teil der Entwicklung wurde von der Firma Bosch übernommen. Die Problematik der Überhitzung der Zündkerzen konnte beim Flugmotor bis Ende 1918 selbst durch die Reduzierung des Verdichtungsverhältnisses auf H = 6 nicht zufrieden stellend gelöst werden. Neben den Versuchen am Fo.2-Motor wurde auf Anregung der Flugzeugmeisterei auch ein 260 PS-Mercedes Flugmotor auf Benzin-Direkteinspritzung umgerüstet. Als Einspritzpumpe kam eine Ventilpumpe mit einem maximalen Förderhub von 0,37 ccm je Zylinder und Pumpenhub zum Einsatz, die behelfsmäßig auf der Auspuffseite montiert und mittels Kette angetrieben wurde. Die Ergebnisse der mit dem genannten Motor im Sommer 1918 durchgeführten Versuche lassen sich wie folgt zusammenfassen [6]: Der mit dem Einspritzsystem ausgerüstete Motor springt nach Durchdrehen der Einspritzpumpe von Hand im Vergleich zum entsprechenden Vergasermotor besser an. Eine Leerlaufdrehzahl von 300 min-1 lässt sich ohne Probleme halten. Die Regelbarkeit der Einspritzmenge ist in allen Lastpunkten gut, das heißt, die Gemischbildung erfolgt ohne Zündaussetzer oder Spätzündungen. Mit entsprechenden Modifikationen am Ansaugsystem konnte mit dem Einspritzmotor gegenüber dem Vergasermotor die Volllastleistung um 15% gesteigert werden. Im Oktober 1918, kurz vor Einstellung der Entwicklungsarbeiten in Folge des Kriegsendes, wurde dieser Motor Vertretern der Inspektion des Flugwesens vorgeführt. Aus einem aus diesem Anlass von Otto Marder verfasstem Besuchsbericht [5] geht eine weitgehende Beherrschung der Benzin-Direkteinspritzung bei Junkers hervor. Zudem werden in diesem Bericht neben den bereits genannten Vorteilen auch die verminderte Brandgefahr,

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die verbesserte Anpassung der Gemischbildung an die jeweilige Flughöhe und der verringerte Bauraumbedarf des Einspritzsystems hervorgehoben. Unter anderem die bereits mehr als ein Jahrzehnt zuvor bei Junkers nachgewiesenen Vorteile der Benzin-Direkteinspritzung bildeten offenbar auch den Hintergrund dafür, dass sich Anfang der 1930er Jahre in Deutschland wichtige Flugmotorenhersteller im Einvernehmen mit den zuständigen Ministerien auf die Entwicklung der Benzin-Direkteinspritzung konzentrierten. Dabei erwies es sich als förderlich, dass bei Bosch, Junkers und l`Orange auf dem Gebiet der kompressorlosen Dieseleinspritzung bereits entwicklerische Erfahrungen und fertigungstechnisches Know-how bezüglich der genauen Dosierung und Aufbereitung kleiner Kraftstoffmengen vorlagen. Ausgangspunkt dieser Entwicklung zu Beginn der 1930er Jahre war die Beauftragung der deutschen Versuchsanstalt für Luftfahrt (DVL) in Adlershof zur systematischen Untersuchung der Brennstoffeinspritzung in Zünderflugmotoren durch das damalige Verkehrsministerium. Die Untersuchungen wurden unter Leitung von Kurt Schnauffer zunächst an Einzelzylindermotoren des BMW IV und Siemens Sh 13 sowie einem DKW-Zweitaktmotor durchgeführt. Bei den Versuchen wurden konventionelle Dieseleinspritzpumpen mit Exzenterwellen und Zapfendüsen, teilweise auch Lochdüsen, verwendet. Aus einem von K. Schnauffer verfassten DVLBericht vom 01.09.1932 [8], aber auch weiteren DVL-Berichten [3], geht die grundsätzliche Brauchbarkeit der Benzineinspritzung bei Viertakt-Ottomotoren hervor, wobei bei einer Einspritzung in den Saughub bereits bessere Ergebnisse als im Vergaserbetrieb erzielt wurden. Bei Einspritzung des Kraftstoffs in den Verdichtungshub ergaben sich brauchbare Ergebnisse nur bei Verwendung kammerartiger Brennräume. Die Ergebnisse entsprechender Versuche an Zweitaktmotoren waren demgegenüber negativ. In weiteren Versuchen bei der DLR an einen Sechszylinder-Flugmotor BMW Va konnten bis 1934 Mehrleistungen von bis zu 17% und Verbrauchsabsenkungen von zunächst 3% nachgewiesen werden. Diese Erfolge veranlassten im selben Jahr das Reichsluftfahrtministerium dazu, die Flugmotorenindustrie (Argus, BMW, Daimler-Benz, Junkers, Siemens) zu weiteren Entwicklungen und der Serieneinführung der Benzin-Direkteinspritzung zu bewegen. Auf diese Weise wurde in Deutschland in den folgenden Jahren die Entwicklung der Benzin-Direkteinspritzung auf eine sehr breite Basis gestellt, wobei wesentliche entwicklerische Beiträge von den Lieferanten der eigentlichen Einspritzanlagen (Bosch, Deckel, Junkers und l`Orange) sowie den Herstellern von Kraftstofffiltern und Förderpumpen geleistet wurde. Beispielhaft soll hier auf die Entwicklung der Benzin-Direkteinspritzung an Hand der Flugmotoren von Daimler-Benz näher eingegangen werden. Bei Daimler-Benz wurden im März 1934 die Entwicklungsarbeiten zur BenzinDirekteinspritzung an einem Einzylinderaggregat des DB 600-Motors auf Basis einer Dieseleinspritzpumpe und zunächst unter Verwendung von Nadeldüsen aufgenommen. Im Laufe der Versuche zeigte sich allerdings, dass es zweckmäßig ist, den Kraftstoff während des Ansaughubs in die Zonen zu spritzen, in denen die stärkste Luftströmung herrscht. Vor diesem Hintergrund wurden zunächst von l`Orange, später auch mit der Firma Bosch Mehrlochdüsen entwickelt, mit denen im Vergleich zu den zuvor eingesetzten Nadeldüsen eine wesentliche Verringerung des Kraftstoffverbrauchs und eine Verbesserung der Klopfgrenze erreicht werden konnten.

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Bild 2.5: Schnitt durch die für Daimler-Benz-Flugmotoren eingesetzte Einspritzdüse l`Orange 9-2261 [3]

Bild 2.5 zeigt einen Schnitt durch die von l`Orange entwickelte Lochdüse. Wegen der Empfindlichkeit der Düse gegen jegliche Verunreinigungen im Kraftstoff wurde in die Einspritzdüse auf Vorschlag von Daimler-Benz ein kleines Spaltfilter integriert. Das Ergebnis dieser Versuche am Einspritzsystem war unter anderem, dass bei feinster Filterung des Kraftstoffs im Betrieb mit Benzin oder Benzol keine Probleme mit dem Verschleiß an den Pumpenelementen auftraten. Aus diesem Grunde erwies sich eine zunächst befürchtete, unter dem Gesichtspunkt der Reduzierung der Klopffestigkeit als unerwünscht angesehene Notwendigkeit der Schmierölzumischung zum Kraftstoff als unbegründet. Um einerseits für den Leckkraftstoff eine sicher wirkende Barriere zwischen den Pumpenelementen und dem Nockentrieb der Pumpe zu schaffen, andererseits die Schmiersicherheit an den Pumpenelementen zu erhöhen, wurden von der Firma Bosch Schmierölpumpen mit Leckölsperre nach dem System „Eugen Ludwig Müller“ entwickelt, die sich in der Folge bewährten. Bild 2.6 zeigt ein Pumpenelement mit Leckölsperre von Bosch, Bild 2.7 einen Schnitt durch das gesamte Pumpenelement der Bosch-Einspritzpumpe für den DB 603- und den DB 605-Motor. Der Aufbau der Einspritzpumpe ähnelt dem vergleichbarer Dieseleinspritzpumpen. Die Fördermenge wird durch das Verdrehen der Pumpenkolben mittels Zahnstange (Regelstange) variiert. Die Schrägkante am Pumpenkolben ist so gestaltet, dass sich in Abhängigkeit von der Last ein veränderliches Förderende ergibt.

Bild 2.6: Schnitt durch ein Pumpenelement mit Leckölsperre von Bosch [3]

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Bild 2.7: Schnitt durch ein Pumpenelement der BoschEinspritzpumpe für den DB 603 und DB 605Motor [6]

Bild 2.8: Querschnitt durch den Zwölfzylinderflugmotor DB 601 E von Daimler-Benz mit einem Hubraum von Vh = 33,8 l [3]

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Im Jahr 1935 begann Hans Scherenberg unter der Leitung von Fritz Nallinger, in enger Zusammenarbeit mit der Firma Bosch, die Benzin-Direkteinspritzung für Flugmotoren bei Daimler-Benz zur Serienreife zu entwickeln. Der Schwerpunkt der Entwicklungsarbeiten lag dabei in einer sorgfältigen Abstimmung der Gaswechselvorgänge, der Verdichtungsverhältnisse, der Ladedrücke und der Ventilsteuerzeiten. Bild 2.8 zeigt die Anordnung der Einspritzpumpe, der Einspritzdüse und der Zündkerzen am Beispiel eines Querschnitts durch den Daimler-Benz-Flugmotor DB 601, Bild 2.9 eine entsprechende Darstellung, aus der die Gemischbildungsbedingungen bei den Flugmotoren von DaimlerBenz hervorgehen. Resultat der umfangreichen Untersuchungen am Zwölfzylinder DB 601-Motor (Vh = 33,8 l) war, wie in Bild 2.10 dargestellt, eine gegenüber dem vergleichbaren Vergasermotor erhebliche Steigerung der Leistung bei gleichzeitiger Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs.

Bild 2.9: Schnittdarstellung des Zylinders des Zwölfzylinderflugmotors DB 601 bzw. DB 603-Motors mit Illustration der Luftbewegung und der Kraftstoffstrahlen [3]

Als erster mit Benzin-Direkteinspritzung ausgerüsteter Flugmotor von Daimler-Benz ging der DB 601 A praktisch zeitgleich mit den ebenfalls mit Benzin-Direkteinspritzung ausgerüsteten Flugmotoren von Junkers Jumo 210 G und dem BMW-Motor 132 F im Jahr 1937 in Serie. In der Folgezeit unterstrichen verschiedene Weltrekorde, wie der absolute Geschwindigkeitsrekord von Hans Dieterle auf einer Heinkel He 100 mit 746,606 km/h am 30. März 1939 und von Fritz Wendel auf einer Messerschmitt Me 209 mit 755,11 km/h am 27. April 1939, das große Potenzial zur Leistungssteigerung

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bei Flugmotoren durch den Einsatz der Benzin-Direkteinspritzung. Beide Rekordflugzeuge wurden von einem DB 601 Einspritzmotor angetrieben, bei dem die Leistung insbesondere durch Hochaufladung und Einspritzung von Methanol vor dem Lader auf 1544 kW (2100 PS) gesteigert wurde.

Bild 2.10: Leistungsvergleich der Daimler-Benz-Flugmotoren DB 600 und DB 601 A (Stand 1935/1937) [3]

Von der Serieneinführung im Jahr 1937 bis zum Ende der Entwicklungen im Jahr 1945 wurden die Start- und Höhenleistungen der Einspritzflugmotoren schrittweise gravierend gesteigert. Wesentliche Voraussetzung hierfür war die durch die Einspritzung des Kraftstoffs direkt in den Zylinder geschaffene Möglichkeit, große Ventilüberschneidungen zu verwirklichen, ohne dabei, wie bei äußerer Gemischbildung zwangsläufig, große Frischgasverluste in Kauf nehmen zu müssen. Durch eine Ventilüberschneidung zwischen Einspritzbeginn und Auslassende von bis zu mehr als 100° Kurbelwinkel konnte in Verbindung mit den schrittweise für immer größere Flughöhen entwickelten Ladern eine vollständige Restgasausspülung und eine gute Innenkühlung der Zylinder verwirklicht werden. Die großen Ventilüberschneidungen machten allerdings eine sorgfältige Auslegung der Saugrohre erforderlich, da eine Begrenzung der Restgasgehalte in den Zylindern Grundvoraussetzung für ein akzeptables Leerlaufverhalten der Motoren ist. In Verbindung mit der durch die Direkteinspritzung bedingten kurzen Vorreaktionszeiten des Kraftstoffs im Frischgas und der genauen Zumessung des Kraftstoffs auf die einzelnen Zylinder des Motors war es so möglich, vergleichsweise hohe Verdichtungsverhältnisse und allgemein eine Verminderung der Kraftstoffempfindlichkeit der Motoren zu erreichen. Um eine gute Gemischaufbereitung, gleichzeitig jedoch wesentliche Frischgasverluste zu vermeiden, wurde der Kraftstoff mit kurzen Einspritzzeiten kurz nach Schließen der Auslassventile mit einem Druck von ca. 50 bar in die Zylinder gespritzt. In Bild 2.11 sind die Ventilsteuer- und Einspritzzeiten der Daimler-Benz-Flugmotoren DB 601 A (1937) und DB 601E (ab 1939) gegenübergestellt. Bild 2.12 zeigt eine Übersicht über die Entwicklung der Höhenleistungen der verschiede-

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nen Daimler-Benz-Flugmotoren im Zeitraum von 1935 bis 1945. Wie erläutert, war die Direkteinspritzung eine wesentliche Voraussetzung für die dargestellte gravierende Steigerung der Höhenleistungen innerhalb weniger Jahre.

Bild 2.11: Ventilsteuer- und Einspritzzeiten der Daimler-Benz-Flugmotoren DB 601 A (1937) und DB 601 E (ab 1939) [3]

Bild 2.12: Entwicklung der Höhenleistungen der Daimler-BenzFlugmotoren DB 600 bis DB 603 N in den Jahren von 1935 bis 1945 [3]

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Bild 2.13: Illustration der Funktion des in die Bosch-Einspritzpumpe integrierten Gemischreglers der Daimler-Benz-Flugmotoren DB 603 und 605 [3]

Die Entwicklung von Flugmotoren mit Direkteinspritzung war bei weiteren Flugmotorenherstellern ebenfalls sehr erfolgreich [6]. Die Zwölfzylinderflugmotoren von Junkers Jumo 210, 211 und 213 wurden mit von der Firma Junkers selbst hergestellten Einspritzpumpen ausgerüstet, die im grundsätzlichen Aufbau denen der von Bosch für die Daimler-Benz-Flugmotoren entsprachen. Die Einspritzpumpe für den doppelreihigen 14Zylinder-Sternflugmotor BMW 801 wurde von der Firma Deckel geliefert. Bei dieser Pumpe wurden die 14 Pumpenelemente trommelförmig im Pumpengehäuse angeordnet. Die Steuerkanten der Pumpenkolben waren beidseitig angeschrägt, so dass bei Verdrehung der Pumpenkolben (Variation der Einspritzmenge) sowohl Förderbeginn als auch Förderende gleichzeitig verändert wurden. Der Flugmotor bildet zusammen mit dem Verstellpropeller ein komplexes System, welches im realen Flugbetrieb von zahlreichen äußeren Faktoren wie dem Flugzustand (Flughöhe, Steigflug, Sturzflug ...) beeinflusst wird. Die aus dem Flugzustand resultierenden Anforderungen an die Steuerung beziehungsweise die Regelung der Motorbetriebsparameter betreffen den Ladedruck, das Luft-Kraftstoffverhältnis, die Drosselklappenstellung, den Zündzeitpunkt, die Schaltstellung des Laders und die Blattstellung der Luftschraube. Da das Einregulieren der genannten Parameter die Aufmerksamkeit des Piloten in starkem Maße beanspruchte und die Gefahr von Fehlbedienungen in sich barg, wurden die deutschen Einspritzflugmotoren mit zum Teil komplexen mechanischen

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Gemischreglern beziehungsweise Kommandogeräten ausgerüstet. Bild 2.13 illustriert die Wirkungsweise des in die Bosch-Einspritzpumpe integrierten Gemischreglers der Daimler-Benz-Flugmotoren DB 603 und 605. Die Einspritzmenge wurde bei diesem Regler sowohl vom Umgebungsdruck und dem Ladedruck als auch von der Ladelufttemperatur beeinflusst. In Bild 2.14 ist ein entsprechendes Funktionsschema des Kommandogerätes des doppelreihigen 14-Zylinder-Sternflugmotors BMW 801 dargestellt. Bei diesem Gerät sind die Funktionen Ladedruck-, Drehzahl- und Gemischregulierung, Drosselklappenautomatik, Zündverstellung, Leerlaufregulierung, Laderschaltung und die Druckölversorgung der Regler mit Kraftverstärker in einer leicht austauschbaren Einheit zusammengefasst. Bei dem zu Kriegsende unter serienähnlichen Bedingungen gebauten BMW 801TJ-Motor mit Abgasturbolader wurde das Kommandogerät auch zur Turbinenregelung herangezogen.

Bild 2.14 Funktionsschema des Kommandogerätes des doppelreihigen 14-Zylinder-Sternflugmotors BMW 801 (1939) [9]

Bereits in den 1930er Jahren regten die bei Flugmotoren erzielten guten Ergebnisse mit der Benzineinspritzung dazu an, die Direkteinspritzung auch an Fahrzeugmotoren zu untersuchen. Das erste Verfahren der Benzin-Direkteinspritzung mit offenem Brennraum und Ladungsschichtung wurde von Hesselman [10, 11] um 1930 verwirklicht. Im Bereich der Fahrzeugmotoren erfolgte durch die Lizenznahme verschiedener Firmen eine Verbreitung dieses schwedischen Motors in der Anwendung [10, 12]. Bild 2.15. Der Hesselman-Motor hatte zum Ziel, die Vorteile des Dieselmotors mit denen des Ot-

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tomotors zu verbinden. Dabei handelt es sich um ein luftverdichtendes Brennverfahren mit inhomogener Gemischbildung, Fremdzündung, Qualitätsregelung bei Volllast und Quantitätsregelung bei Teillast und im Leerlauf. Das Verfahren zeichnete sich durch die späte Einspritzung in den Kompressionshub aus, wobei der Kraftstoff in Richtung einer Drallströmung eingebracht wurde. Dabei wurde die Drallgenerierung durch Schirmventile realisiert. Die Gemischaufbereitung erfolgte während des Transports vom Injektor zur gegenüberliegenden Zündkerze, wo das Ende der vorbeiströmenden Gemischwolke entflammt wurde. Zur Lastregelung konnte die Einspritzdauer variiert werden, wobei der Zeitpunkt des Einspritzendes konstant blieb. Bei niedriger Last musste aufgrund einer ansonsten instabilen Verbrennung angedrosselt werden. Der Motor zeichnete sich durch gute Leistungs- und Verbrauchsdaten sowie durch Vielstofffähigkeit aus. Das Brennverfahren kann auch als Hybrid- oder Vielstoffverfahren gezählt werden, aufgrund der technischen Nähe zu Ottomotoren mit Direkteinspritzung wird es hier aber aufgeführt.

Bild 2.15: Hesselman-Motor (1930) [10]

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Unter anderem wurden auch bei Daimler-Benz Ende der 1930er Jahre Versuche mit Einzylinder-Versuchsmotoren von Rennwagentriebwerken durchgeführt. Mit dem Ausbruch des zweiten Weltkriegs wurden alle Entwicklungsaktivitäten unterbrochen [13] und erst nach Kriegsende, vor allem bei Zweitaktmotoren für den Einsatz im Fahrzeug, wieder aufgenommen. Bei Zweitaktmotoren bietet die Direkteinspritzung, insbesondere wegen der durch das Prinzip bedingten Spülverluste, ein wesentliches Potenzial zur Kraftstoffverbrauchsreduzierung. Aus diesem Grunde wurde bereits Ende der 1930er Jahre bei Bosch an der BenzinDirekteinspritzung für einen DKW-Meisterklasse-Motor gearbeitet und ein mit diesem Motor ausgerüstetes Versuchsfahrzeug mit guten Ergebnissen im Versuch betrieben. Durch den Beginn des zweiten Weltkriegs kamen auch diese Entwicklungsaktivitäten zum Stillstand. Im Jahr 1949 wurden, basierend auf den bei Flugmotoren gewonnenen Erfahrungen, in enger Zusammenarbeit zwischen den Firmen Bosch und Gutbrod, aber auch Bosch und Goliath, die Entwicklung der Benzin-Direkteinspritzung bei Zweitaktmotoren wieder aufgenommen. Die optimistisch begonnene Entwicklung gestaltete sich dabei allerdings schwieriger als zunächst angenommen. Schwierigkeiten machten vor allem die bei Zweitaktmotoren erforderlichen hohen Pumpendrehzahlen, die Regelung der Einspritzpumpe über einen großen Drehzahlbereich sowie die Geräuschemission von Einspritzpumpe und Düsen. Wie in [3] und [10] dargestellt, mussten bis zur Erlangung der Serienreife zahlreiche Entwicklungsschritte vollzogen werden. Hierzu zählen der Übergang vom Einspritznocken zum Exzenter, die Wahl der Einspritzdüsenlage im Zylinderkopf in der Position, dass der Einspritzstrahl dem aufsteigenden Spülstrom entgegengerichtet ist, die Entwicklung eines neuen Klappenstutzens inklusive der Schubabschaltung, die Erhöhung der Verdichtung des Motors, die Festlegung der günstigsten Lage der Zündkerzen und die Abstimmung der Ansaug- und Auspuffanlage. Als Einspritzdüsen kamen nach außen öffnende Düsen mit kegelförmigem Ventilsitz ohne Leckleitung zum Einsatz.

Bild 2.16: Aufbau des Goliath GP 700 Motors mit Benzin-Direkteinspritzung

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In Bild 2.16 ist der Aufbau des Goliath GP 700 Motors mit Benzin-Direkteinspritzung dargestellt, der zusammen mit dem 600 ccm Gutbrod Superior Motor im Jahr 1951 auf der IAA präsentiert wurde und einige Monate später in Serie ging. Bild 2.17 zeigt für den 600 ccm Gutbrod Superior Motor die Motorleistung über der Drehzahl und den dazugehörigen Kraftstoffverbrauch im Vergleich mit dem Kraftstoffverbrauch des entsprechenden Vergasermotors. Trotz einer Erhöhung der Literleistung von 29 kW auf 33 kW konnte, insbesondere bei niedrigen Motordrehzahlen, der spezifische Kraftstoffverbrauch gravierend verringert werden. Durch die Vergrößerung des Hubvolumens auf 900 ccm entstand bei Goliath außerdem ein 900 ccm-Einspritzmotor mit einer Leistung von 29 kW, der ab August 1955 im Lieferwagen Goliath Express verbaut wurde. Unter anderem die hohen Kosten für die Einspritzanlage, aber auch die begrenzte Bedeutung niedriger Kraftstoffverbräuche zu jener Zeit, waren Gründe dafür, dass sich die BenzinDirekteinspritzung bei Zweitaktmotoren nicht durchsetzen konnte.

Bild 2.17: Vergleich von Leistung und Verbrauch des 600 ccm Gutbrod Superior Motors mit Vergaser und Benzin-Direkteinspritzung

Vor dem Hintergrund der positiven Ergebnisse, die mit der Benzin-Direkteinspritzung bei Zweitaktmotoren erzielt wurden, wurde Anfang 1952 bei Daimler-Benz mit der Entwicklung einer Benzin-Direkteinspritzung für einen 3,0-Liter-Pkw-Viertaktmotor begonnen. Bereits Ende 1952 lagen so positive Ergebnisse vor, dass mit der Fahrzeugerprobung dieses Motorkonzepts gestartet werden konnte. Nach erfolgreicher Serienentwicklung wurde der mit dem 3,0-Liter-Einspritzmotor ausgerüstete Daimler-Benz 300 SL Sportwagen ab dem Sommer 1954 in Serie produziert. Bild 2.18 zeigt einen Schnitt durch den Motor. Der für die Gemischregelung verwendete Klappenstutzen, die in Reihenbauart mit Leckölsperre ausgerüstete Sechsstempeleinspritzpumpe sowie die nach außen öffnenden Einspritzdüsen ohne Leckleitung wurden von der Firma Bosch geliefert und unterschieden sich jeweils in ihrem prinzipiellen Aufbau nicht oder nicht wesentlich von den Komponenten, die bei den genannten Zweitaktmotoren verwendet wurden. Zur Anpassung des Kraftstoff-Luftgemisches in der Höhe (Passfahrten) wurde der Regler der Einspritzpumpe mit einer Barometerdose versehen. Der Abspritzdruck der Einspritzdüsen betrug ca. 45 bar. In Bild 2.19 ist die verwendete Einspritzdüse im Schnitt dargestellt.

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Bild 2.18: Schnitt durch den Motor des Daimler-Benz 300 SL mit Direkteinspritzung [3]

Bild 2.19: Schnittdarstellung der nach außen öffnenden Einspritzdüse von Bosch [3]

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2 Geschichte der Benzin-Direkteinspritzung

Bild 2.20: Vergleich von Leistung und Verbrauch des Daimler-Benz 300 SL-Motors mit Vergaser und mit Direkteinspritzsystem (Stand 1953) [3]

Bild 2.20 zeigt einen Vergleich der Volllastleistung und des Kraftstoffverbrauchs des DB 300 SL-Motors mit Vergaser und mit Benzin-Direkteinspritzung. Trotz einer erheblichen Verringerung des Kraftstoffverbrauchs durch die Direkteinspritzung konnte die maximale Leistung des Motors um ca. 10% gesteigert werden. Besonders hervorzuheben ist bei diesem Motorkonzept die hohe Elastizität auch bei sehr niedrigen Motordrehzahlen sowie ein direktes und verzögerungsfreies Ansprechen des Motors auf Laständerungen. Die dargestellten Potenziale der Benzin-Direkteinspritzung wurden in den 1950er Jahren von Daimler-Benz sowie Borgward auch mit großem Erfolg im Rennsport umgesetzt [3, 14]. In die Zeit der 1950er Jahre fallen zudem verschiedene Ansätze und Untersuchungen zur Direkteinspritzung wie entsprechende Versuche bei NSU mit verschiedenen Einspritzsystemen [15, 16, 17], die allerdings nicht zu einer Umsetzung in die Serie geführt haben. Insbesondere vor dem Hintergrund der verhältnismäßig niedrigen Kraftstoffpreise und der Entwicklung der Einspritztechnik in Richtung Saugrohreinspritzung sind die Entwicklungsaktivitäten auf dem Gebiet der Benzin-Direkteinspritzung in den 1960er und 1970er Jahren praktisch vollständig zum Erliegen gekommen. Lediglich in Forschungsabteilungen der Mineralöl- und Automobilindustrie sowie an Forschungsinstituten wurde weiterhin an der Benzin-Direkteinspritzung geforscht. Ein Teil der im Folgenden dargestellten Brennverfahren erfüllt insbesondere wegen der durch späte Einspritzung bedingten, verhältnismäßig starken örtlichen Inhomogenitäten im Kraftstoff-Luftgemisch bei eingeleiteter Verbrennung (wesentliche Anteile von Tropfenverbrennung) nur im weiteren Sinne die Merkmale ottomotorischer Brennverfahren. Derartige Motoren werden im Allgemeinen als Hybrid-, aber auch als Vielstoffmotoren bezeichnet. Im Sinne der historisch chronologischen Betrachtung und wegen der technischen Nähe zu den klassischen Ottomotoren mit Benzin-Direkteinspritzung soll daher auch auf diese Motoren eingegangen werden.

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Ein erstes Schichtladekonzept mit direkter Kraftstoffeinspritzung wurde von Texaco bereits 1949 als das TCP-Verfahren (Texaco Combustion Process) vorgestellt, das nicht die Steigerung der spezifischen Leistung, sondern die Senkung des Kraftstoffverbrauchs zum Ziel hatte [18, 19]. Das Verfahren wurde später unter dem Namen TCCS (Texaco Controlled Combustion System), Bild 2.21, bis 1986 weiterentwickelt und zeichnete sich durch seine Vielstofffähigkeit und Verbrauchsreduktion bis zu 30% im Teillastbetrieb gegenüber einem Vergleichsmotor aus [20, 21].

Bild 2.21: Texaco Controlled Combustion System [20]

Weiterhin entstand Ende der 1960er bis Mitte der 1980er Jahre mit dem MAN-FMVerfahren (Fremdzündung Mittenkugel) ein Schichtladeverfahren, welches vom Dieselmotor abgeleitet war [22, 23]. Dieses Verfahren kombiniert die Merkmale der klassischen Diesel- und Ottoverfahren und ist daher zu den Hybridverfahren zu zählen. Bild 2.22 zeigt die Brennraumform im Kolben und die Lage von Einspritzdüse und Zündkerze. Hier wurde der Kraftstoff in einem scharfen Strahl in eine rotationssymmetrische Kolbenmulde eingespritzt. Ein Drallwirbel sorgte, unterstützt von der Brennraumtemperatur, für das Wiederabdampfen des Kraftstoffes an der Kolbenmuldenwand. Die Entzündung des Gemisches erfolgte durch die Zündkerze. Diverse Untersuchungen beschäftigten sich mit der Optimierung der Anordnung von Zündkerze und Injektor. Die besten Ergebnisse wurden mit Konfigurationen erzielt, bei denen eine Zündkerze mit zwei parallelen Stiftelektroden an der Brennraumwand gegenüber dem Injektor angeordnet oder eine Zündkerze mit drei Masseelektroden am Strahlrand positioniert wurde. Verschiedene Varianten wurden in Fahrzeugen eingesetzt.

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Bild 2.22: MAN-FM-Verfahren [22]

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Bild 2.23: Ford- PROCO [25]

Auch Ford arbeitete ab Mitte der 1950er Jahre an der Benzin-Direkteinspritzung und stellte 1968 das FCP-Verfahren (Ford Combustion Process) vor [24]. Ziel des Verfahrens war die Senkung des Kraftstoffverbrauchs. Durch Abschirmung des Einlassventils im Zylinderkopf wurde die Ausbildung einer Drallströmung erreicht, welche von der vor dem oberen Totpunkt einsetzenden Quetschströmung noch verstärkt wurde. Der Kraftstoff wurde von einer Einspritzdüse mit großem Strahlwinkel (ca. 100°) in den Brennraum eingebracht, wobei der Einspritzbeginn bei Volllastbetrieb am unteren Totpunkt und bei Teillastbetrieb für die Schichtladung kurz vor dem oberen Totpunkt erfolgte. Zur Verbesserung der Kraftstoffverteilung bei Volllast wurde ein Einspritzventil mit oszillierender Düsennadel verwendet, so dass die Gemischwolke während der Einspritzung mehrmals aufgebrochen wurde. Injektor und Zündkerze waren so angeordnet, dass sich der eingespritzte Kraftstoff möglichst zentral im Brennraum befand. Dieses Verfahren konnte völlig drosselfrei betrieben werden. Es zeichnete sich durch günstigen Verbrauch, niedrige Schadstoffemissionen und hohe spezifische Leistung aus. Eine weiterentwickelte in Bild 2.23 gezeigte Variante wurde 1972 unter dem Namen PROCO-Verfahren (Programmed-Combustion) vorgestellt [25, 26]. Hier stand als Entwicklungsziel die Verringerung der Abgasemissionen durch innermotorische Maßnahmen im Vordergrund. Das Verfahren zeichnete sich durch den Einsatz hoher Abgasrückführraten von bis zu 50% aus. Der Injektor war zentral im Brennraum positioniert. Der Kraftstoffstrahl wurde von zwei seitlich am Strahlrand angeordneten Zündkerzen entzündet. Die rotationssymmetrische Kolbenmulde befand sich zentral im Kolben. Um eine möglichst niedrige NOx-Emission zu erreichen, wurde auch bei hohen Motorlasten Abgas zugeführt. Das Verfahren wurde in zahlreichen Motor- und Fahrzeugversuchen untersucht. Weiterentwicklungen am PROCO-Verfahren lassen sich anhand von Veröffentlichungen bis in die 1980er Jahre dokumentieren [27].

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Das 1972 vorgestellte AD-Verfahren (Allstoff-Direkteinspritzung) [28, 29] von KlöcknerHumbold-Deutz wurde ebenfalls in zahlreichen Fahrzeugen eingesetzt. Bei diesem vom Dieselmotor abgeleiteten Verfahren wurde versucht, den Einsatz von Kraftstoffen mit niedriger Cetanzahl zu ermöglichen. Dazu wurde ein vorhandener Dieselmotor zusätzlich mit einer Zündkerze ausgerüstet, die nahe der 2-Loch-Einspritzdüse angeordnet wurde. Wie beim MAN-FM-Verfahren wurde eine tiefe Brennraummulde eingesetzt, in welcher die Quetschströmung den durch die Einlassgeometrie generierten Drall zusätzlich verstärkte. Der eingespritzte Kraftstoff verdampfte vor dem Auftreffen auf die Kolbenmulde. Für einen stabilen Motorbetrieb war allerdings der Einsatz einer Sonderzündkerze notwendig. Ein weiteres drallunterstütztes Verfahren ist das 1976 von Mitsubishi vorgestellte MPCVerfahren (Mitsubishi-Combustion-Process) [30, 31]. Das Verfahren arbeitete mit einer großen Kolbenmulde. Die Einspritzung erfolgte entgegen der Drallströmung. Dadurch wurde eine schnelle Verdampfung kleiner Kraftstofftropfen erreicht, die von der Drallströmung mitgerissen wurden und gut aufbereitet an die Zündkerze gelangten. Dort wurde dieser Gemischanteil gleich nach dem Eintreffen entzündet. Da dieser Zeitpunkt nicht exakt vorausbestimmbar war, wurde eine lange Zünddauer benötigt. Eine Eigenheit dieses Verfahrens war die Möglichkeit, bei Voll- oder Teillastbetrieb die Geometrie des Einspritzstrahls zu ändern. Dazu wurde eine Zapfendüse eingesetzt, mit der verschiedene Nadelhübe realisiert werden konnten. Bei Teillast wurde ein Hohlkegelstrahl mit großem Strahlwinkel und kleinen Kraftstofftropfen verwendet. Dadurch erfolgten innerhalb kurzer Zeit eine gute Gemischaufbereitung und der Transport des Gemisches zur Zündkerze. Bei Volllast wurde ein Vollstrahl mit kleinem Strahlwinkel und großer Eindringtiefe eingesetzt, der die Bildung einer zu fetten Gemischwolke verhindert. Der Abstand zwischen Einspritzbeginn und Zündung blieb, in Grad Kurbelwinkel betrachtet, konstant. Motoren mit diesem Brennverfahren wurden in Japan in Erntemaschinen eingesetzt. 1987 wurde das drallfreie Brennverfahren OSKA [32] vorgestellt. Der Kraftstoff wurde mit einem scharfen Strahl in den Brennraum eingebracht. Die Kraftstoffzerstäubung erfolgte, wie in Bild 2.24 dargestellt, durch eine im Brennraum angeordnete Prallplatte. Dadurch bildete sich, ähnlich dem PROCO-Verfahren, im Bereich der Brennraummitte eine Gemischwolke aus. Die Entzündung erfolgte durch eine nahe der Brennraummitte angeordnete Zündkerze mit vorgezogener Funkenlage. Auch bei Volkswagen wurden dem AD bzw. TCCP ähnliche Verfahren mit tiefen Kolbenmulden und engen Injektor-Zündkerzenanordnungen entwickelt. In verschiedenen Varianten wurden unterschiedliche Zündkerzen- und Injektorpositionen untersucht. Auch hier wurde das zuerst an die Zündkerze gelangende Gemisch entzündet. Der Zündzeitpunkt war dabei an den Einspritzbeginn gekoppelt. Weiterentwickelte Varianten des Motors wurden unter anderem 1989 im Forschungsfahrzeug IRVW-FUTURA (Integrated Research Volkswagen) vorgestellt [33], Bild 2.25.

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BILD 2.24: OSKA Brennverfahren [32]

Bild 2.25: IRVW-FUTURA [33]

Alle diese bisher in der Forschung untersuchten Konzepte der Benzin-Direkteinspritzung hatten das Problem, dass die Abstimmung zwischen Einspritzung, Gemischbildung und Verbrennung nur in einzelnen stationären Betriebspunkten möglich war. Ein dynamischer Motorbetrieb mit schnellen Laständerungen konnte mit allen Schichtladekonzepten wegen der mechanisch arbeitenden Einspritzsysteme nicht zufrieden stellend dargestellt werden. Erst gegen Ende der 1980er Jahre haben Fachbeiträge und Veröffentlichungen, insbesondere der australischen Firma Orbital [34], aber auch japanischer Automobilhersteller (Subaru [35], Toyota [36]) sowie der AVL [37, 38] über Zweittaktmotorenkonzepte mit innerer Gemischbildung die technischen Potenziale der Benzin-Direkteinspritzung wieder in den Blickpunkt des Interesses der Motorenentwickler gerückt. Obwohl die seinerzeit vorgestellten Zweitaktmotorenkonzepte, insbesondere aus Gründen der Abgasemissionen und der Standfestigkeit der Triebwerke als Pkw-Antriebe, ausnahmslos nicht die Serienreife erlangt haben, bildeten sie doch den Hintergrund für erfolgreiche Serien-

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einführungen der Direkteinspritzung bei Zweitaktaußenbordmotoren (Evinrude, Mercury, Yamaha) und Zweirädern (Aprilia). Vor allem die bei Einsatz der Direkteinspritzung gegebene Möglichkeit zur Schichtung der Ladung im Brennraum mit der Option, FahrzeugOttomotoren in der Teillast bei verminderter Ladungswechselarbeit mit Luftüberschuss zu betreiben, führte ab Mitte der 1990er Jahre zur Vorstellung und Markteinführung von Pkw-Viertakt-Ottomotoren mit Benzin-Direkteinspritzung durch japanische Hersteller (Mitsubishi [39], Toyota [40]), später auch durch europäische Hersteller (VW [41], Audi [42]). Auch Bosch stellte ein Versuchsfahrzeug mit strahlgeführter Direkteinspritzung und Schichtladebetrieb vor [43]. Wegen der im praktischen Fahrbetrieb begrenzten Verbrauchseinsparung, der kostenaufwändigen Abgasnachbehandlungstechnik für den Magerbetrieb (NOx-Speicher-Katalysator) und der Gefahr vermehrter Partikelemissionen im Abgas bei später Einspritzung (kurze Gemischaufbereitungszeiten) haben sich diese ersten Konzepte mit Ladungsschichtung nicht auf breiter Basis durchgesetzt. Statt dessen favorisieren heute verschiedene Hersteller zunächst Konzepte mit durchgängigem Betrieb bei homogenem, stöchiometrisch geregeltem Gemisch (O = 1), wobei gleichzeitig der Trend von wand- und luftgeführten Gemischbildungsverfahren hin zu strahlgeführten Direkteinspritzverfahren mit Einspritzdrücken in der Größenordung von 200 bar und auch darüber hinaus geht. Die Benzin-Direkteinspritzung in Verbindung mit der Turboaufladung bietet, wie aktuelle Veröffentlichungen [44, 45] zeigen, ein interessantes Potenzial zur Verringerung der Leistungsgewichte und des Kraftstoffverbrauchs und wird in den kommenden Jahren sowohl in Form von Leistungs- wie auch von Downsizing-Konzepten eine zunehmende Verbreitung finden.

Literatur [1] Hucho, W. H.: Schläft die europäische Autoindustrie? In: Automobil Revue, Heft 33, 1997 [2] Sass, F.: Geschichte des deutschen Verbrennungsmotorenbaus von 1860 bis 1918. Berlin, Göttingen Heidelberg: Springer-Verlag, 1962 [3] Scherenberg, H.: Rückblick über 25 Jahre Benzineinspritzung in Deutschland. In: MTZ 16 (1955), Nr. 9, S. 245–254 [4] Düll, R.: Übersicht über den heutigen Stand niedrig verdichtender Einspritzmotoren mit Fremdzündung. In: ATZ 38 (1935), Nr. 6, 7, 8 [5] Ittner, S.: Dieselmotoren für die Luftfahrt. 1. Auflage. Oberhachingen: Aviatic-Verlag 1996 [6] von Gersdorff, K.; Grasmann, K.: Flugmotoren und Strahltriebwerke. 3. Auflage. Koblenz: Bernhard & Graefe-Verlag, 1995 [7] Wagner, W.: Hugo Junkers – Pionier der Luftfahrt – Seine Flugzeuge. Koblenz: Bernhard & Graefe-Verlag, 1996 [8] Schnaufer, K.: Bericht über Versuche mit Brennstoffeinspritzung in Zündermotoren. DVLBericht vom 01.09.1932 [9] Teku, K.: Technische Kurzberichte, Triebwerke. Doppelsternmotor BMW 801. Deutsche Luftwacht, Ausgabe Luftwissen 10, S. 156–157 (1943) [10] N.N.: Der neue Hesselman-Motor. In: ATZ 33 (1930), Nr. 21, 22 [11] N.N.: Motoren mit geschichteter Ladung, 1. Teilabschlussbericht: Einteilungsschema und Auswertung des veröffentlichten Materials zu Schichtladeverfahren. Forschungsberichte Verbrennungskraftmaschinen, Heft 179 (1975) [12] Schweitzer, P.: Hybrid-Motoren. In: MTZ 24 (1963), Nr. 5

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[13] N.N.: Zweitakt-Benzineinspritzung bei Gutbrod und Goliath. In: MTZ 13 (1952), Nr. 10, S. 213–221 [14] Hütten, H.: Schnelle Motoren seziert und frisiert. 10. Auflage, Stuttgart: Motorbuchverlag, 1994 [15] Froede, W.: Benzineinspritzung für kleine Zylinder von Ottomotoren. In: ATZ 57 (1955), Nr. 8, S. 213–227 [16] Bönsch, H. W.: Der schnellaufende Zweitaktmotor. 2. Auflage, Stuttgart: Motorbuch Verlag [17] Dröschel, H.: Die Unterbrechereinspritzanlage. In: ATZ 58 (1956), S. 335–341 [18] N.N.: Die Beseitigung des Kraftstoffklopfens durch das Texaco-Verfahren. In: ATZ 52 (1950), Nr. 5 [19] Barber, E.; Reynolds, B.; Tierney, W.: Elimination of Combustion Knock – Texaco Combustion Process. SAE Quarterly Transactions, Vol. 5. No. 1, 1951 [20] Mitchell, E.; Alperstein, M.: Texaco Controlled Combustion System – Multifuel, Efficient, Clean and Practical. SAE Technical Paper Series No. 740563, 1974 [21] Lewis, J.: UPS Multifuel Stratified Charge Engine Development Program – Field Test. SAE Technical Paper Series No. 860067, 1986 [22] Rixmann, W.: Der MAN-FM-Motor. In: ATZ 67 (1965), Nr. 10, S. 359–360 [23] Norris-Jones, S.; Russel, J.: ´FM` – A High Efficiency Combustion System for the Future Light Duty Engine? SAE Technical Paper Series No. 820760, 1982 [24] Bishop, I.; Simko, A.: A New Concept of Stratified Charge Combustion – The Ford Combustion Process (FCP). SAE Technical Paper Series No. 680041, 1968 [25] Hiller, B.; Wade, W.: Single-Cylinder PROCO Engine Studies – Fuel and Engine Calibration Effects on Emissions, Fuel Economy and Octane Number Requirements. SAE Technical Paper Series No. 780593, 1978 [26] Simko, A.; Choma, M.; Repko, L.: Exhaust Emission Control by the Ford Programmed Comubstion Process – PROCO. SAE Technical Paper Series No. 720052, 1972 [27] Choma, M.; Havstad, P.; Simko, A.; Stockhausen, W.: Fuel Tolerance Tests with the Ford PROCO Engine. SAE Technical Paper Series No. 810439, 1981 [28] Finsterwalder, G.: A New Deutz Multifuel System. SAE Technical Paper Series No. 720103, 1972 [29] Finsterwalder, G.; Küpper, H.: Emissionsarmer Fahrzeugmotor auf der Basis des ADVielstoffverfahrens A2.5. 2nd Symposium on Low Pollution Power Systems Development,; Düsseldorf, 1974 [30] Miyake, M. et al.: A New Stratified Charge Combustion System (MCP) for Reducing Exhaust Emissions, Combustion Science and Technology. 1976, Vol. 12 [31] Kuck, H. A.: Forschungs- und Entwicklungsergebnisse von Schichtlademotoren. In: MTZ 38 (1977), Nr. 6, S. 269–274 [32] Kato, S.; Onishi, S.: New Mixture Formation Technology of Direct Fuel Injection Stratified Combustion SI Engine (OSKA). SAE Technical Paper Series No. 871689, 1987 [33] Emmenthal, K.-D.; Grave, H.-J.; Oppermann, W.; Schäppertöns, H.: Motor mit BenzinDirekteinspritzung und Verdampfungskühlung für das VW-Forschungsauto IRVW-Futura. In: MTZ 50 (1989), Nr. 9 [34] Schlunke, K.: Der Orbital Verbrennungsprozess des Zweitaktmotors. Vortrag beim 10. Internationalen Wiener Motorensymposium, 27./28. April 1989. Fortschritt Berichte VDI Reihe 12 Nr. 122, Düsseldorf: VDI-Verlag 1989 [35] N. N.: Neuer Subaru – Zweitaktmotor im Versuch. In: MTZ 52 (1991), Nr. 1, S. 15 [36] N.N.: Technik Zweitaktmotoren. In: Auto Motor Sport (1989), Heft 25, S. 46 [37] Plohberger, D.; Miculic, L. A.: Der Zweitaktottomotor mit innerer Gemischbildung. Vortrag beim 9. Internationalen Wiener Motorensymposium, 1988. Fortschritt Berichte VDI Reihe 12 Nr. 99. Düsseldorf: VDI-Verlag 1988

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[38] Plohberger, D.; Miculic, L. A.: Der Zweitaktmotor als PKW-Antriebskonzept – Anforderungen und Lösungsansätze. Vortrag beim 10. Internationalen Wiener Motorensymposium, 27./28. April 1989. Fortschritt Berichte VDI Reihe 12, Nr. 122. Düsseldorf: VDI-Verlag 1989 [39] N.N.: Mitsubishi Benzinmotor mit Direkteinspritzung. Technisches Dossier, 1995 [40] Kato, S.: Toyota’s Approach to Environmental Protection towards the 21st Century. 19. Internationales Wiener Motorensymposium, 1997 [41] Krebs, R.; Stiebels, B.; Spiegel, L.; Pott, E.: FSI – Ottomotor mit Direkteinspritzung im Volkswagen Lupo. Vortrag beim 21. Internationalen Wiener Motorensymposium 4./5. Mai 2000. In: VDI Fortschrittberichte Reihe 12, Nr. 420. Düsseldorf: VDI-Verlag 2000 [42] Büchling, J.: Der neue 2,0-l-FSI-Motor von Audi. In: MTZ (2002), Nr. 10 [43] Stutzenberger, H.: Preussner, C.; Gerhardt, J.: Benzin-Direkteinspritzung für Ottomotoren – Entwicklungsstand und Ausblick. 17. Internationales Wiener Motorensymposium. VDI Fortschritt-Berichte, Reihe 12, Nr. 267. Düsseldorf: VDI-Verlag, 1996 [44] Welter, A.; Unger, H.; Hoyer, U.; Brüner, T.; Kiefer, W.: Der neue aufgeladene BMW Reihensechszylinder Ottomotor. 15. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik 2006 [45] Lückert, P.; Frey, J.; Kemmler, R.; Schaupp, U.; Vent,G.; Waltner, A.: Kunden und zukunftsorientierte Technologien am Ottomotor heute und morgen. Vortrag beim 26. Internationalen Wiener Motorensymposium 28./29. April 2005. VDI Fortschritt-Berichte, Reihe 12, Nr. 595; Düsseldorf: VDI-Verlag, 2005

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

In den vergangenen Jahrzehnten hat der konventionelle Ottomotor wie auch der Dieselmotor einen hohen Entwicklungsstand erreicht. Während beim Pkw-Dieselmotor der Schritt zur Direkteinspritzung 1989 durch Audi [1] gelungen ist, auch durch vorliegende Erfahrungen aus dem Nutzfahrzeugbereich, wurde beim Ottomotor bis heute die Laststeuerung durch Mengenregelung mittels Drosselklappe beibehalten. Hieraus ergeben sich besonders im Teillastgebiet deutliche Wirkungsgradverluste, verbunden mit einem hohen spezifischen Kraftstoffverbrauch. Dies ist insbesondere dadurch von Bedeutung, da aufgrund der heutigen Verkehrsproblematik die Fahrzeuge überwiegend im Teillastbereich betrieben werden. Die Reduzierung der Drosselverluste in der Ladungswechselphase besitzt somit ein erhebliches Potenzial zur Verbrauchsabsenkung und damit zur Ressourcenschonung. Neben Ansätzen zur Verringerung der Ladungswechselverluste durch neue Konzepte mit variablen Ventilsteuerungen gibt es schon seit mehr als hundert Jahren Bemühungen, den Ottomotor ähnlich dem Dieselmotor durch direkte Einspritzung des Kraftstoffs in den Brennraum drosselfrei zu betreiben. Die sich nun hinter der modernen Direkteinspritzung bei Ottomotoren verbergende Idee ist, Vorteile des Dieselmotors mit denen des Ottomotors zu vereinen. Bei Dieselmotoren bestehen die Vorteile in den geringen Ladungswechselverlusten, der Qualitätsregelung (Lastregelung alleine über die zugeführte Kraftstoffmenge) und den geringen Wandwärmeverlusten. Für den Ottomotor sprechen die kleine Baugröße, das gute Leistungsverhalten und die geringe Schadstoffemission. Für Ottomotoren mit Direkteinspritzung gibt es zwei verschiedene Betriebsarten (Betriebsstrategien), die sich im Wesentlichen durch ihren Einspritzzeitpunkt, ihre Drosselklappenstellung und ihre Gemischzusammensetzung unterscheiden. Im höheren Lastbereich wird der Motor mit homogener Gemischzusammensetzung wie ein Ottomotor mit äußerer Gemischbildung und im Teillastbetrieb mit Ladungsschichtung betrieben. Dies ist notwendig, da zur Realisierung eines ungedrosselten Betriebs im Teillastbetrieb mit homogener Gemischbildung die Ladung im Motorbrennraum so abgemagert werden muss, dass eine Zündung wegen der Zündgrenze bei Luft-Kraftstoffverhältnissen O von ca. 1,5 nicht mehr sicher eingeleitet werden kann. Um eine sichere Zündung und Entflammung des Luft-Kraftstoffgemisches zu gewährleisten, muss die Gemischbildung so erfolgen, dass sich ein zündfähiges, brennbares Gemisch im Bereich der Zündkerze zum Zeitpunkt der Zündeinleitung befindet. Bild 3.1 zeigt die unterschiedlichen Betriebsarten bei Direkteinspritzung zur Realisierung einer homogenen Gemischbildung und einer Gemischbildung mit geschichteter Ladung. Bei höheren Lasten und im Bereich der Volllast wird der Kraftstoff in der Betriebsart Saughubeinspritzung bei der Abwärtsbewegung des Kolbens in den Brennraum eingespritzt, Bild 3.1 rechts. Der Kraftstoff wird, ähnlich der Kraftstoffaufbereitung bei Ottomotoren mit äußerer Gemischbildung (Saugrohreinspritzung), während des Ansaugvorgangs eingespritzt und früh durch die mit hoher Geschwindigkeit einströmende Luft vermischt.

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.1: Gemischzusammensetzung und Betriebsarten im Ottomotor mit Direkteinspritzung; links: Schichtbetrieb, rechts: Homogenbetrieb

Dies führt in der darauf folgenden Kompression zu einer homogenen Gemischverteilung mit einem annähernd konstanten Luft-Kraftstoffverhältnis im gesamten Brennraum zum Zündzeitpunkt. Bei Volllast liegen bezüglich des Liefergrades bei Saugrohreinspritzung (Drosselklappe voll geöffnet) und bei Direkteinspritzung (drosselfreier Betrieb) nahezu identische Randbedingungen vor. Dennoch weisen Ottomotoren mit Direkteinspritzung höhere Liefergrade auf. Diese sind auf den Wärmeentzug im Brennraum durch die weitgehend vollständige Verdampfung des Kraftstoffs während des Ansaugvorgangs zurückzuführen, wodurch es auch zu einer Verbesserung des Klopfverhaltens kommen kann [2]. Darüber hinaus entfällt bei direkter Einspritzung des Kraftstoffs in den Brennraum die Dynamik des Kraftstoffwandfilms im Saugrohr. Daraus resultieren ein besseres Ansprechverhalten im Kaltstart und bei Lastwechseln ein besseres Betriebsverhalten sowie günstigere Schadstoffemissionen. Im Schichtladebetrieb während der Teillast sollte ein Ottomotor mit Direkteinspritzung im Idealfall mit vollständig geöffneter Drosselklappe betrieben werden. Die Lastregelung erfolgt dann wie bei einem Dieselmotor allein über die eingespritzte Kraftstoffmenge (Qualitätsregelung), die in der Aufwärtsbewegung des Kolbens, erst unmittelbar vor der Zündung, direkt in den Brennraum eingespritzt wird. Dieser Vorgang wird Kompressionshubeinspritzung genannt, Bild 3.1 links. Im Zentrum des Brennraums sollte im Idealfall eine zündfähige Gemischwolke vorliegen, die von der für die Verbrennung nicht benötigten Luft umgeben ist. Die Ladung liegt somit geschichtet im Brennraum vor und die Wärmeverluste der darauf folgenden Verbrennung an die Brennraumwand können durch die isolierende Luftschicht verringert werden. Der Motor wird dabei global gesehen deutlich überstöchiometrisch betrieben, wobei sich zum Zündzeitpunkt große Gradienten im Luft-Kraftstoffverhältnis im Brennraum ausbilden. Dadurch manifestiert sich der einfache, aber nicht leicht umzusetzende Grundsatz der Direkteinspritzung bei Ottomotoren: Zum Zündzeitpunkt muss im Bereich der Zündkerze ein zündfähiges Gemisch bereitgestellt werden. Bild 3.2 zeigt die Aufteilung der oben erwähnten Betriebsstrategien auf das komplette Motorkennfeld [3].

3.1 Grundlagen der Gemischbildung

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Bild 3.2: Betriebsstrategien im Kennfeld [3]

Bei der Entwicklung der Benzin-Direkteinspritzung ist es unumgänglich, sich ausgiebig mit den theoretischen Grundlagen zu befassen. Viele Effekte können nur durch ein umfassendes Gesamtverständnis der Einzelvorgänge analysiert werden. Besonders die Gemischbildung ist für die Umsetzung dieses Verbrennungsverfahrens in die Praxis von entscheidender Bedeutung.

3.1 Grundlagen der Gemischbildung Wesentliche Grundvoraussetzung für eine sichere und gute Verbrennung mit hohem Wirkungsgrad und geringen Schadstoffemissionen ist eine im gesamten Betriebsbereich abgestimmte Gemischbildung. Dies gilt sowohl für den Betrieb mit homogenem Gemisch als auch für den Betrieb mit Schichtladung. Die Einflüsse auf den Gemischbildungsprozess sind dabei äußerst vielfältig. Eine gute und in weiten Kennfeldbereichen reproduzierbare Gemischbildung ist Garant für einen sparsamen Motorbetrieb. Ebenso hängt ein gutes Laufverhalten über einem breiten Drehzahlband unmittelbar von einer stabilen Gemischbildung ab. Die Gemischbildung wird im Wesentlichen von den in Bild 3.3 dargestellten Einflüssen bestimmt [4]. Die operativen Parameter lassen sich meist problemlos über eine moderne Motorsteuerung beeinflussen. Ebenso lassen sich im Zeitalter hoch entwickelter Kraftstoffe die Kraftstoffeigenschaften in modernen Raffinerien gezielt beeinflussen. Die so veränderten Kraftstoffe können positive Einflüsse auf den Verbrennungsablauf und vor allem auf die brennraumseitige Verschmutzungsneigung haben [5].

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.3: Einflussparameter auf den Gemischbildungsprozess [4]

Für die ottomotorische Verbrennung bei Direkteinspritzung ist es besonders wichtig, dass unabhängig von Motorlast und Motordrehzahl an der Zündkerze zum Zündzeitpunkt ein zündfähiges Gemisch vorliegt. Daher sind besondere Anforderungen an eine Reihe von Einflussparametern zu stellen. Insbesondere sind die Einlassströmung, die Brennraumform (Zylinderkopf- und Kolbenform), das Verdichtungsverhältnis, die Einspritzdüsenund Zündkerzenlage sowie die Einspritzparameter (Zeitpunkt, Dauer, Druck, Strahlgeometrie) zu beachten. Die Klärung der jeweils ablaufenden Vorgänge bei der BenzinDirekteinspritzung und die damit verbundene genaue Abstimmung von Einspritzung, Gemischbildung und Verbrennung erfordern daher einen enormen Untersuchungsaufwand. Aus heutiger Sicht ist man damit erst am Anfang der Entwicklung von serientauglichen schichtladefähigen Ottomotoren mit Direkteinspritzung.

3.1.1 Kraftstoffaufbereitung Insbesondere beim Schichtladebetrieb ist die sehr schnelle Gemischbildung eine der wichtigsten Voraussetzungen für die Umsetzung der Direkteinspritzung bei Ottomotoren. Grundlage für eine unter allen Betriebsbedingungen ausreichend gute Gemischbildung ist die Zerstäubung und Verdampfung des Kraftstoffs. Kleine Tropfengrößen, die sich günstig auf die Verdampfung auswirken, ergeben sich bei: ™ kleinen Düsenlochdurchsätzen ™ großer Austrittsgeschwindigkeit (hohem Einspritzdruck) ™ großer Luftdichte (hohes Verdichtungsverhältnis oder Aufladung) ™ geringer Zähigkeit des Kraftstoffs ™ geringer Oberflächenspannung des Kraftstoffs.

3.1 Grundlagen der Gemischbildung

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Die Kraftstoffaufbereitung hat auf die Gemischbildung einen entscheidenden Einfluss. Nach dem Austritt des Kraftstoffs aus dem Einspritzventil wird die Gemischbildungsphase durch folgende Faktoren charakterisiert [6]: ™ Strahlzerfall und der damit einhergehenden Tropfenbildung ™ Verdampfung oder Verdunstung der Kraftstofftropfen unter Abnahme des Flüssigkeitsanteils und Zunahme des Dampfanteils ™ Vermischung mit der angesaugten Luft. Strahlzerfall und Tropfenbildung Der Strahlzerfall ist der erste Schritt zur Bildung eines Luft-Kraftstoff-Gemisches. Ein zusammenhängender Flüssigkeitsstrahl kann auf drei unterschiedliche Arten zerfallen: zertropfen (I), zerwellen (II) und zerstäuben (III), Bild 3.4. Diese sind im Allgemeinen von der Austrittsgeschwindigkeit abhängig. Bei geringeren Geschwindigkeiten überwiegen noch die Oberflächenkräfte der Flüssigkeit und es kommt zum Zertropfen (I; auch Rayleigh-Zerfall genannt) des Strahls. Steigert sich die Austrittsgeschwindigkeit, erhöhen sich auch die auf den Strahl einwirkenden aerodynamischen Kräfte. Der Strahl beginnt unter dem Einfluss der aerodynamischen Kräfte zunächst zu zerwellen (II; auch erster und zweiter durch die Strömung induzierter Zerfall genannt), um dann bei weiter steigender Austrittsgeschwindigkeit komplett zu zerstäuben (III) [8]. Beim Vorgang des Zerstäubens sind die resultierenden Tropfen sehr viel kleiner als bei den beiden anderen Zerfallsarten, so dass der relevante Bereich für die Gemischbildung im Ottomotor allein durch den Vorgang des Zerstäubens repräsentiert werden kann. Die Zerstäubung des Kraftstoffs erfolgt dann, wenn die am Tropfen wirkenden äußeren Kräfte größer werden als die Oberflächenspannungskräfte [9]. Bewegt sich ein Kraftstofftropfen in einem gasförmigen Medium, so wirken deshalb eine Vielzahl unterschiedlicher Kräfte und Mechanismen auf ihn. Dazu gehören beispielsweise die Trägheitskräfte, die Zähigkeitskräfte, die Schwerkraft und die Oberflächenkraft. Als Kennzahl für den Zerfall einer wenig zähen Flüssigkeit, wie z.B. Kraftstoff (Benzin), dient die Weber-Zahl We, die das Verhältnis vom Staudruck zum Innendruck (Oberflächenspannung) wiedergibt: We

r ¹ crel2 ¹ dT

V

mit: r Dichte (Luft oder Kraftstoff) [kg/m3] crel Relativgeschwindigkeit (Luft-Kraftstoff) [m/s] dT Tropfendurchmesser [m] V Oberflächenspannung der Flüssigkeit [N/m]

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.4: Zerfallsarten eines Flüssigkeitsstrahls [7]

Erfolgt der Zerfall von Kraftstofftropfen primär unter dem Einfluss der Luftströmung, so ist das Zerfallskriterium durch das Überschreiten eines kritischen Wertes für die WeberZahl gegeben. In der Praxis stellt sich die kritische Weber-Zahl für Benzin bei We  10 bis 12G ein, d.h. für Weber-Zahlen größer als 10 bis 12 ist Tropfenzerfall die Folge. Der Vorgang des Strahlzerfalls bei der Einspritzung und Zerstäubung von Kraftstoff kann in zwei Bereiche eingeteilt werden. Als Primärzerfall wird der Bereich beschrieben, in dem die noch zusammenhängende Flüssigphase erstmals in Tropfen zerfällt. Dieser Bereich befindet sich üblicherweise noch in der Düse [10, 11] bzw. unmittelbar nach Austreten des Kraftstoffs aus dem Spritzloch [12]. In dem weiter von der Düse entfernt liegenden Bereich findet mit dem weiteren Tropfenzerfall der so genannte Sekundärzerfall statt. In Bild 3.5 sind die einzelnen Bereiche gekennzeichnet. Während des Primärzerfalls nahe der Düse bricht der noch kompakte flüssige Strahlkern in größere Tropfen und Ligamente auf [13]. In dieser Zone ist noch viel flüssiger Kraftstoff vorhanden. Erst später, in größerer Entfernung von der Düse, führt die von außen zugeführte Umgebungsluft zu einer Verdünnung der Flüssigphase und die zunehmenden aerodynamischen Kräfte bewirken schließlich den Sekundärzerfall der Tropfen [13]. Darüber hinaus beginnt die Verdampfung durch die zugeführte Wärme aus der Umgebungsluft. Durch die entstehende Reibung an der Flüssigphase wird der Strahl zusätzlich verzögert.

3.1 Grundlagen der Gemischbildung

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Bild 3.5: Bereiche des Strahlzerfalls nach [8]

Da sich die Weberzahl mit dem Tropfendurchmesser ändert, können sich auch die Zerfallsmechanismen ändern. In Bild 3.6 sind die verschiedenen Mechanismen grafisch dargestellt. Durch Kollisionen der Tropfen kommt es bereits bei Weberzahlen etwas oberhalb der kritischen Weberzahl (We = 10 bis 12 für Benzin) zu Koaleszenz bzw. vorübergehender Koaleszenz. Dabei vereinigen sich zwei getrennte Tropfen zu einem gemeinsamen Tropfen. Mit dem steigenden Tropfendurchmesser steigt auch die Weberzahl wieder und der jetzt größere Tropfen kann sich je nach Durchmesser wieder in kleinere Tropfen aufspalten oder explosionsartig aufbrechen [14]. Die Tropfengröße innerhalb eines Sprays ist somit schwer zu beschreiben und zu charakterisieren. Bei technischen Anwendungen beschränkt man sich deswegen darauf, lediglich die Zerstäubungsgüte eines Sprays zu beschreiben.

Bild 3.6: Zerfallsmechanismen von Tropfen [14]

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Verdampfung und Vermischung Im Anschluss an die Prozesse des Strahlzerfalls und der Tropfenbildung folgt die Verdampfung und Vermischung des Kraftstoffs. Verdampfungsprozesse laufen ab, wenn die Kraftstofftemperatur über der Siedetemperatur liegt. Dabei findet der Übergang von der flüssigen in die gasförmige Phase in kurzer Zeit statt [9]. Der Verdampfungsprozess wird im Wesentlichen durch folgende Faktoren beeinflusst: ™ Verdampfungspotenzial zur Umgebung (Temperaturdifferenz) ™ Zerstäubungsgüte ™ Stoffaustausch mit der Umgebung. Den größten Einfluss haben dabei das Verdampfungspotenzial und die Zerstäubungsgüte. Damit hängt der Verdampfungsprozess hauptsächlich von den thermodynamischen Randbedingungen Druck und Temperatur ab [13]. Die zur Verdampfung notwendige Enthalpie wird der heißen Umgebung entzogen und in das Kraftstoffspray übertragen. Dabei wird der Kraftstoff gleichzeitig mit Umgebungsluft vermischt. Erfolgt dieser Prozess im Innern des Brennraums, so kühlt sich die darin befindliche Luft ab und es kommt zu einer Füllungssteigerung der Zylinderladung. Bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung in der Betriebsart Saughubeinspritzung wird dieser Effekt zur Füllungserhöhung und damit zur Leistungssteigerung genutzt [15]. Eine diesem Prozess überlagerte Strömung im Motorbrennraum wirkt sich positiv auf den Stoffaustauschprozess aus und verbessert die Vermischung und Homogenisierung des Gemisches zusätzlich [16]. Kleine Tropfendurchmesser wirken sich dabei ebenso positiv auf die Verdampfung aus wie hohe Relativgeschwindigkeiten zwischen Tropfen und Gas [9]. Dadurch kann eine Erhöhung des Einspritzdrucks bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung gleich in mehrfacher Hinsicht die Verdampfung positiv beeinflussen [4, 17]. Zum einen erhöht sich die Relativgeschwindigkeit zwischen Tropfen und Umgebung und zum anderen verstärkt sich die Entrainmentströmung des Einspritzstrahls, wodurch zusätzlich Luft in das Spray eingetragen wird (siehe Abschnitt 3.1.2). Der komplette Prozess der Verdampfung ist ähnlich dem des Strahlzerfalls äußerst komplex. Sehr viel theoretischere Betrachtungen hierzu und zu den bisher in diesem Kapitel erläuterten Zusammenhängen sind in den Arbeiten von Lefebvre [18], Troesch [19] und Weber [20] zu finden. Zusammenfassend gilt als Grundlage für eine gute Gemischbildung die optimierte Zerstäubung und Verdampfung des Kraftstoffs.

3.1.2 Strömungsverhalten Zusätzliche Luftbewegungen im Brennraum zur Erhöhung der Relativgeschwindigkeit zum Einspritzstrahl (Drall-, Tumble- oder Quetschströmung) können die Güte der Zerstäubung und die Verdampfung der Kraftstofftropfen verbessern. Vor allem die Ausbildung von Strömungswirbeln im Brennraum während der Einlassphase sowie deren weiteres Verhalten in der Kompressionsphase sind ausschlaggebend für die nachfolgende

3.1 Grundlagen der Gemischbildung

37

Verbrennung [21]. Dabei besitzen die Strömungswirbel einen signifikanten Einfluss auf den Wandwärmeübergang und den Massetransport sowie auf die Kraftstoffumsetzung und die Ausbreitungsgeschwindigkeit der Verbrennung [4, 21, 22]. Darüber hinaus übernehmen gerichtete Strömungen bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung die Funktion der Gemischführung und des Gemischtransports. Grundsätzlich lassen sich für die Ausbildung der Strömungswirbel zwei unterschiedliche Entstehungsprozesse in Abhängigkeit der Kolbenbewegung unterscheiden, Bild 3.7.

Bild 3.7: Unterschiedliche Mechanismen der Turbulenzentstehung im Brennraum eines Verbrennungsmotors [23]

Bei der Abwärtsbewegung des Kolbens, in der Einlassphase (Phase I), bilden sich am Ventilspalt der Einlassventile sehr hohe Strömungsgeschwindigkeiten aus, die bis zum Faktor zehn größer sein können als die eigentliche Kolbengeschwindigkeit [24]. Dabei werden Turbulenzen generiert, in deren Folge Rezirkulationsgebiete mit kleinskaligen Wirbelstrukturen in der Umgebung der Einlassventilströmung entstehen. Durch Interaktion mit den Brennraumwänden und dem sich nach unten bewegenden Kolben entstehen daraus großskalige, gerichtete Strömungen im Brennraum [23]. Nach [22] dient eine einlassseitig erzeugte Ladungsbewegung vor allem der Verbesserung der Zündbedingungen. Bei der Aufwärtsbewegung des Kolbens (Phase II) kommt der Effekt des veränderlichen Brennraumvolumens hinzu. Während der anschließenden Kompressionsphase werden die vorhandenen Wirbel verdichtet. Dadurch verringert sich der Durchmesser der Wirbel und ihre Rotationsgeschwindigkeit nimmt zu. Die Turbulenz wird dadurch intensiver und feinkörniger [21]. Am Ende des Verdichtungstaktes (Phase III) kommt als zusätzliche Beschleunigung der Strömung im Brennraum noch die Quetschströmung hinzu. Diese ausschließlich von der Brennraumgeometrie abhängige Strömung besitzt vor allem positive Eigenschaften bei der Entflammung magerer Gemische [25, 26]. Nach [22] beeinflusst eine Turbulenzerhöhung in der Kompressionsphase im Wesentlichen den Ablauf der Verbrennung und dabei vor allem die Geschwindigkeit der Verbrennung und den Durchbrand [27].

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.8: Entrainmentströmung und Zündfunkenbeeinflussung am Einzelstrahl, schematisch [30]

Bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung tritt der unter hohem Druck eingespritzte Kraftstoff mit großer Geschwindigkeit in den Brennraum ein. Dadurch werden während des Einspritzvorgangs im Randbereich des Einspritzkegels Strömungseinflüsse auf das umgebende Gas induziert [28, 29]. Diese so genannte Entrainmentströmung unterstützt den Gemischbildungsvorgang in der Phase II zusätzlich. Die Entrainmentströmung entsteht durch das Ansaugen von Luft aus der Umgebung des Sprays in Folge des im Spray durch die Verdampfung entstehenden Unterdrucks. Dieser ist bedingt durch die Geschwindigkeitsverteilung der Tröpfchen und die Abkühlung der Umgebung durch das Spray, da Verdampfungsenthalpie aus der Umgebung des Sprays entzogen wird [28, 30]. Aufgrund der geringen zur Verfügung stehenden Gemischbildungszeit bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung trägt die Entrainmentströmung entscheidend zum Gemischbildungsprozess bei und ist für dieses Brennverfahren besonders wichtig [30]. Mit der Luft kann auch ein bereits während der Einspritzung vorhandener Zündfunke in das Spray gesaugt werden, z.B. beim strahlgeführten Gemischbildungsverfahren. In Bild 3.8 ist dieser Vorgang schematisch dargestellt. Gerade bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung und strahlgeführtem Gemischbildungsverfahren kann dieser zusätzliche Effekt positiv für die Entflammung genutzt werden, da das vom Funken erreichbare Gemischvolumen größer wird. Je nachdem in welche Richtung sich der Kolben zum Einspritzzeitpunkt bewegt, wird die durch den Einspritzstrahl induzierte Luftbewegung der jeweiligen Zylinderinnenströmung aus den Phasen I und II überlagert. Der Entdrosselungsgrad und die Motordrehzahl beeinflussen die Ladungsgeschwindigkeit entscheidend. Besonders die Trägheit der Strömung während der Einlassphase lässt sich bei Verbrennungsmotoren vielfältig nutzen. Eine verlängerte Öffnungszeit der Einlassventile bei hohen Drehzahlen führt beispielsweise zu einer Füllungssteigerung im Zylinder. Darüber hinaus lässt sich mit dem Zeitfenster der Ventilüberschneidung die interne Abgasrückführmenge beeinflussen [31]. Dabei ist es bei entsprechender Drosselklappenstellung möglich, Restgas aus dem Zylinder zurück in den Einlasskanal zu saugen.

3.1 Grundlagen der Gemischbildung

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Grundsätzlich wird bei Fluidbewegungen zwischen gerichteter und ungerichteter Strömung unterschieden. Die gerichtete Strömung ist vergleichsweise stabil und hauptsächlich durch ihren Impuls gekennzeichnet. Je höher der Impuls ist, also je größer beispielsweise die Querschnittsverengung im Saugrohr ist, desto länger und stabiler bleibt die Strömung bestehen. Diese gerichteten Strömungen werden während der Kompression gequetscht und durch die Brennraumwände umgeleitet. Dadurch zerfallen großskalige Strömungsstrukturen in kleinere Wirbel; sie werden zu ungerichteten Strömungen oder Turbulenzen und haben keine bevorzugte Strömungsrichtung mehr. Turbulente Strömungen verlaufen unregelmäßig und ihre charakteristischen Parameter ändern sich mit dem Ort und der Zeit [32]. Turbulente Strömungen können nach [32] folgendermaßen zusammenfassend charakterisiert werden: ™ Turbulente Strömungen verlaufen unregelmäßig ™ Turbulente Strömungen sind Wirbelströmungen ™ Turbulente Strömungen sind dreidimensional ™ Turbulente Strömungen sind instationär. Detaillierte mathematische Betrachtungen der Strömungsmechanik im Verbrennungsmotor finden sich beispielsweise in den Veröffentlichungen von Heywood [24], Sullivan [33] und Raposo [34]. Einlassseitig generierte Ladungsbewegungen lassen sich grundsätzlich in zwei Kategorien unterteilen, Bild 3.9. In beiden Fällen handelt es sich bei der Strömungsrichtung um Drehbewegungen um eine Achse. Dabei befindet sich die Drehachse bei der Drallströmung in der Zylinderachse. Im Falle der Tumbleströmung befindet sich die Drehachse senkrecht zur Zylinderachse.

Bild 3.9: Unterschiedliche durch Einlasskanal erzeugte Ladungsbewegungen [23]

Drallströmung Drallströmungen wurden bisher vorrangig bei Dieselmotoren angewandt. Seit der Einführung der Direkteinspritzung mit Schichtladung wird die Erzeugung von Drallströmungen auch beim Ottomotor zunehmend angewandt [16, 35]. Zur Minimierung der Reibungsverluste durch die Strömung wird diese Art der Ladungsbewegung meist durch eine geometrische Veränderung des Einlasskanals realisiert. Dabei wird eine asymmetrische Einlasskonfiguration appliziert. Diese wird meist so realisiert, dass ein Einlasskanal als rei-

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

ner Füllungskanal ausgearbeitet wird. Der Füllungskanal kann mit einer Klappe betriebspunktabhängig verschlossen werden. Der andere Einlasskanal ist als Drall erzeugender Tangentialkanal ausgeführt, Bild 3.10. Damit die positive Wirkung des Dralls genutzt werden kann, bleibt die Klappe in großen Kennfeldbereichen geschlossen. Dadurch strömt die Luft asymmetrisch in den Brennraum ein und erzeugt so diese um die Zylinderhochachse drehende Strömungsform. Nur bei höheren Drehzahlen und in der Volllast wird zur Füllungserhöhung der Füllungskanal freigegeben, um den maximalen Liefergrad zu ermöglichen [16].

Bild 3.10: Drallkanal für einen Ottomotor mit Direkteinspritzung [16]

Die Drallströmung kann darüber hinaus noch durch einen entsprechend geformten Kolben (Muldenkolben) unterstützt werden, Bild 3.11. Die Kennzahl, die die Intensität der Drallströmung beschreibt, kann durch Messungen am stationären Durchflussprüfstand bestimmt werden und wird als Drallzahl bezeichnet. Sie wird definiert durch das Verhältnis aus Drehimpuls- zu Axialimpulsstrom [36]. Drallströmungen bleiben auch in der Kompressionsphase weitestgehend erhalten [4, 36].

Bild 3.11: Kolben zur Drallunterstützung (links) und zur Tumbleunterstützung (rechts) [16]

3.1 Grundlagen der Gemischbildung

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Walzen- bzw. Tumbleströmung Strömt der Hauptanteil der vom Motor angesaugten Luft über die obere Hälfte der Ventilteller in den Brennraum ein, entsteht eine um eine waagerechte Achse drehende Walzenströmung (die Tumbleströmung). Dieses Verhalten wird überwiegend dadurch erzeugt, dass der Luftstrom durch einlassseitige Maßnahmen gezwungen wird, über den oberen Teil des Ansaugkanals einzuströmen. Zu diesem Zweck wird entweder der Ansaugkanal stärker gekrümmt als so genannter Tumblekanal ausgeführt oder der untere Teil des Ansaugkanals wird mit einer Klappe verschlossen und die Luftströmung im oberen Teil bis unmittelbar an das Ventil heran geführt. Durch die dadurch verursachte Querschnittsverengung wird die Strömung in dem verengten Bereich stark beschleunigt und legt sich im oberen Bereich des Einlasskanals an die Wand an. Dies führt dazu, dass der größte Teil der angesaugten Luftmenge über den oberen Ventilbereich geleitet wird und mit hoher kinetischer Energie in den Brennraum einströmt. Dadurch entsteht im Brennraum diese senkrecht zur Zylinderhochachse drehende Strömungsform. Das Prinzip der Tumbleerzeugung wird in Bild 3.12 verdeutlicht. Diese Walzenströmung wird durch die Tumblezahl charakterisiert. Da an einem stationären Strömungsprüfstand der sich nach unten bewegende Kolben fehlt, lassen sich Tumblezahlen, die stationär bestimmt werden, nur schwer mit motorischen Ergebnissen korrelieren. Analog zur Drallströmung findet auch die Tumbleströmung breite Anwendung bei der Entwicklung von Ottomotoren mit Direkteinspritzung [3, 37, 38]. Tumbleströmungen sind stark von der Kolbenbewegung abhängig und können im oberen Totpunkt nahezu vollständig in Turbulenz zerfallen. Schon der erste 1997 in einem Volumenmodell eingeführte Ottomotor mit Direkteinspritzung, der Mitsubishi GDI (Gasoline Direct Injection), war mit einem tumblegestützten Brennverfahren ausgestattet [39]. Mitsubishi verwendete allerdings einen so genannten „Reverse Tumble“, bei dem der Hauptanteil der Strömung durch einen extrem steilen Einlasskanal über den unteren Ventilbereich und an der Brennraumwand entlang einströmt. Die Umlenkung erfolgt dann, wie bei einem konventionellen Tumble auch, an der Kolbenoberfläche [39].

Bild 3.12: Prinzip der Tumbleerzeugung [23]

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Fazit Zusammenfassend gilt für die Anwendung in der Praxis, dass zusätzliche Luftbewegungen im Brennraum zur Erhöhung der Relativgeschwindigkeit zum Einspritzstrahl (Drall-, Tumble- oder Quetschströmung) die Güte der Zerstäubung verbessert und die Verdampfungsgeschwindigkeit erheblich verkürzt wird. Dies ist besonders wichtig, um mit Ladungsschichtung eine schnelle Gemischaufbereitung zu realisieren. Neben der Luftströmung und der Ausströmgeschwindigkeit des Kraftstoffs aus der Einspritzdüse beeinflusst auch die Temperatur der Luft im Brennraum während des Einspritzvorgangs die Tropfenlebensdauer und damit die Zeit zur Gemischbildung. Generell gilt: Je kleiner die Tropfengröße und je höher die Lufttemperatur ist, umso kürzer ist die Tropfenlebensdauer. Bild 3.13 zeigt den Einfluss von Tropfengröße und Lufttemperatur auf die Tropfenlebensdauer [40].

Bild 3.13: Einfluss von Tropfengröße und Lufttemperatur auf die Tropfenlebensdauer [40]

Wie zu erkennen ist, nimmt die Tropfenlebensdauer mit der Tropfengröße des eingespritzten Kraftstoffs ab, wodurch die Verdampfungsgeschwindigkeit zunimmt. Für eine schnelle Gemischbildung sind daher möglichst kleine Tropfendurchmesser notwendig, was einerseits durch hohen Einspritzdruck und kleine Düsenöffnungsquerschnitte, andererseits durch erhöhte Luftbewegung und hohe Lufttemperatur unterstützt wird. Die den jeweiligen Betriebsbedingungen entsprechende Abstimmung dieser Randbedingungen für die Einspritzung sowie die erforderliche schnelle und ausreichend gute Gemischbildung führt dann nach der Zündung auch zu einer besseren Verbrennung mit weniger Emissionen und günstigerem Kraftstoffverbrauch.

3.2 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch

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3.2 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch Bei den ersten Entwicklungen zur Benzin-Direkteinspritzung bei 4-Takt-Motoren für Pkw (Mercedes 300 SL) erfolgte die Leistungseinstellung im gesamten Betriebsbereich wie bei Vergasermotoren und Motoren mit Saugrohreinspritzung über eine Quantitätsregelung, also über eine Drosselklappe. Der eingespritzte Kraftstoff wurde somit der angesaugten Luftmenge so angepasst, dass das Luft-Kraftstoffverhältnis O in allen Lastbereichen nahezu gleich ist. Dabei wird der Kraftstoff bereits sehr früh, Bild 3.14, während des Ansaugvorgangs direkt in den Brennraum eingespritzt. Somit ist es möglich, auch bei hohen Drehzahlen ausreichend Zeit für die Gemischbildung und Gemischhomogenisierung zu nutzen. Dieses hat den Vorteil, dass die Gemischbildung erheblich einfacher zu realisieren ist als mit einer Schichtladung im Teillastbetrieb, die wegen der rein mechanischen Einspritzsysteme für die Serienanwendung mit dem damit verbundenen dynamischen Motorbetrieb bis vor wenigen Jahren nicht möglich war.

Bild 3.14: Kraftstoffeinspritzung in den Saughub beim VW FSI [Quelle: VW]

Trotz der Weiterentwicklung der Einspritztechnik für die Benzin-Direkteinspritzung in den letzten Jahren und der konsequenten Einführung der Elektronik gelingt es heute immer noch nicht, einen sicheren Schichtladungsbetrieb im Teillastbetrieb darzustellen. Aus diesem Grunde wird aktuell intensiv an der Entwicklung der Benzin-Direkteinspritzung mit homogener Gemischbildung gearbeitet. Dabei wird dieses Konzept zunehmend mit Aufladung kombiniert, um einerseits die Vorteile der Benzin-Direkteinspritzung im hohen Lastbereich gegenüber der Saugrohreinspritzung zu nutzen und andererseits die spezifische Leistung durch die Aufladung bei gleichzeitiger Verkleinerung der Motoren (Downsizing) zu erhöhen. Dies hat den Vorteil, dass dadurch die Reibleistung reduziert

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

wird, wodurch sich der Kraftstoffverbrauch um bis zu 10% gegenüber einem Vergleichsmotor mit Saugrohreinspritzung ohne Aufladung und gleicher Leistung reduzieren lässt. Ein weiterer Vorteil ist dabei natürlich auch die Erfahrung, die durch den Betrieb mit Direkteinspritzung in der Serie gewonnen wird, was die Weiterentwicklung dieses Brennverfahrens für die zukünftigen Anforderungen fördert. In der Regel sind Ottomotoren mit Direkteinspritzung aufgrund der Innenkühlung des direkt in den Brennraum eingespritzten Kraftstoffs weniger klopfempfindlich als Motoren mit Saugrohreinspritzung. Nutzt man das verbesserte Klopfverhalten für eine Verdichtungserhöhung, so kann von einer Steigerung um 'H = 1,5 bis 2 ausgegangen werden. Dadurch kann entsprechend einer theoretischen Analyse nach dem vollkommenen Motorprozess ca. 5% Vorteil im Kraftstoffverbrauch erzielt werden. Die Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses wird in der Regel durch die geometrische Verkleinerung des Kompressionsvolumens gegenüber dem Hubvolumen realisiert. Dies ist jedoch mit einer Zunahme des Verhältnisses von Brennraumwandfläche zu Brennraumvolumen, dem so genannten Oberflächen-Volumenverhältnis (O/V-Verhältnis) verbunden, was wegen dem zunehmenden Wandeinfluss zu einer Erhöhung der Emissionen an unverbrannten Kohlenwasserstoffen (HC-Emissionen) führt. Durch Aufladung ist der positive Effekt der Verdichtungserhöhung ebenfalls nutzbar, indem entweder bei gleich großem Motor entsprechend der Aufladung und der damit verbundenen verbesserten Füllung mehr Leistung erzielt wird oder, wie erwähnt, bei gleich bleibender Motorleistung eine Verkleinerung des Motors, also Downsizing, möglich ist. Das bedeutet wiederum eine Verringerung der Reibleistung und damit eine Reduktion des Kraftstoffverbrauchs. Beide Effekte werden heute bei der Entwicklung von Motoren mit Benzin-Direkteinspritzung und homogener Gemischbildung genutzt. Bei Volllast liegen bezüglich des Liefergrades bei Saugrohreinspritzung (Drosselklappe voll geöffnet) und bei Direkteinspritzung (drosselfreier Betrieb) nahezu identische Randbedingungen vor. Dennoch weisen Ottomotoren mit Direkteinspritzung eine verbesserte Füllung durch höhere Liefergrade auf. Diese sind auf den Wärmeentzug aus dem Brennraum durch die Verdampfung des Kraftstoffs im Brennraum zurückzuführen, was auch für das bessere Klopfverhalten bei Direkteinspritzung verantwortlich ist. Eine grobe Abschätzung bei Normzustand und Volllast (stöchiometrischer Betrieb) bestätigt, dass ein um 9% höherer theoretischer Liefergrad erreicht werden kann. Dabei ist jedoch zu berücksichtigen, dass auch bei Saugrohreinspritzung eine Gemischabkühlung im Saugrohr durch die Kraftstoffverdampfung hervorgerufen wird, was ebenfalls zu einer Füllungszunahme führt. Die dennoch höheren Liefergrade bei der Direkteinspritzung lassen sich nach [15] wie folgt begründen: ™ Bei Saugrohreinspritzung ergibt sich aufgrund niedriger bis mittlerer Relativgeschwindigkeiten zwischen Kraftstoff und Luft (Druckverhältnis: Kraftstoff/Luft ca. 3...5/1) eine Mischung aus Druck- und Druckluftzerstäubung. Bei Direkteinspritzung liegt aufgrund hoher Relativgeschwindigkeiten zwischen Kraftstoff und Luft (Druckverhältnis: Kraftstoff/Luft ca. 50...200/1) weitgehend Druckzerstäubung vor. Wie aus Bild 3.15 hervorgeht, entstehen bei hohen Relativgeschwindigkeiten erheblich geringere Kraftstofftropfendurchmesser als bei niedrigen Relativgeschwindigkeiten. Dadurch ergibt

3.2 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch

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sich eine deutliche Zunahme der Anzahl der Kraftstofftropfen, wodurch sich auch die Gesamtkraftstoffoberfläche aller Tropfen vergrößert. Dies führt dann auch zu einem verbesserten Austausch von Wärme zwischen den Kraftstofftropfen und der umgebenden Luft, was zu einer schnelleren Gemischbildung führt.

Bild 3.15: Tropfendurchmesser in Abhängigkeit vom Kraftstoffdruck [41]

™ Bei der sich der Zerstäubung anschließenden Verdampfung wird dem Kraftstoff die notwendige Verdampfungsenthalpie aus der Umgebung zugeführt. Hierbei wirken sich bei der Direkteinspritzung zwei Aspekte positiv auf die Kraftstoffverdampfung aus. Zum einen steht aufgrund heißer Brennraumwände und damit höheren Temperaturen ein deutlich höheres Verdampfungspotenzial zur Verfügung als im Saugrohr. Zum anderen benötigen kleine Kraftstofftropfen (Direkteinspritzung) eine geringere Verdampfungsenthalpie als größere Tropfen (Saugrohreinspritzung). Beides zusammen führt zu einer erheblich schnelleren Verdampfung des Kraftstoffs und damit zu einer Gemischabkühlung bei größtenteils geöffnetem Einlassventil. Bei Saugrohreinspritzung dagegen gelangt ein Teil des Kraftstoffs auf die relativ kalten Saugrohrwände (Saugrohrfilm) und nimmt nicht an der Verdampfung teil. Insbesondere beim Öffnen und Schließen des Einlassventils kommt es zum Abreißen des Saugrohrwandfilms. Diese Abrisse und die bei Saugrohreinspritzung vorliegenden größeren Kraftstofftropfen benötigen erheblich mehr Zeit zur Verdampfung. Diese findet dann zum Teil erst in der Kompressionsphase nach Schließen des Einlassventils statt. Die Gemischabkühlung infolge der Kraftstoffverdampfung ist geringer als bei der Direkteinspritzung und verursacht somit eine geringere Füllungserhöhung als die direkte Einbringung von Kraftstoff in den Brennraum.

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.16: Differenzdruck am Einlassventil bei Saugrohr- und bei Direkteinspritzung; pu Umgebungsdruck, pZ Zylinderdruck, pV Druckreduzierung durch Verdampfung

™ Kraftstoff, der bei Saugrohreinspritzung noch im Saugrohr verdampft, bewirkt dort eine Temperatur- und Druckabsenkung. Im Vergleich zur Direkteinspritzung führt dies zu einem bezüglich Füllung nachteiligen niedrigeren Differenzdruck am Einlassventil, Bild 3.16. ™ Das Volumen des flüssig eingespritzten Kraftstoffs ist wesentlich kleiner (Faktor ca. 700) als das Volumen des gasförmigen Kraftstoffs. Aufgrund dieser Überlegungen ist anzunehmen, dass bei Direkteinspritzung im Saughub gegenüber der Saugrohreinspritzung eine Füllungserhöhung und damit Leistungssteigerung zwischen 5% und 8%, je nach vorliegenden Randbedingungen (Strömungsverhältnisse, Einspritzparameter), realistisch ist. Dies entspricht den in verschiedenen Arbeiten theoretisch abgeschätzten Verbesserungen (Klopfverhalten, Verdichtungsverhältnis) [15]. Ein Vertreter der Motoren mit homogener Benzin-Direkteinspritzung ist der 2.2DIRECT-ECOTEC-Motor von Opel mit 114 kW [35]. Dieses Aggregat basiert auf dem 2.2-ECOTEC-Vollaluminiummotor mit Saugrohreinspritzung. Die Benzin-Direkteinspritzung arbeitet mit variablem Einspritzdruck (40 bis 120 bar) und variabler Ladungsbewegung, die lastabhängig über elektrische Drall-Steuerklappen erzeugt wird. Bild 3.17 zeigt den Brennraum mit den Anordnungen von Einspritzventil und Zündkerze sowie die Einund Auslassventile. Jeder Zylinder besitzt zwei getrennte Einlasskanäle – das Verschließen von jeweils einem Kanal bewirkt eine Verwirbelung des Kraftstoff-Luft-Gemisches im Brennraum und führt so zu einer besonders effizienten Verbrennung. Dadurch werden auch hohe Abgasrückführraten ermöglicht, die in der Teillast für einen niedrigen Kraftstoffverbrauch sorgen. Von den beiden Einlasskanälen ist der rechte Kanal als Drallkanal ausgeführt, während der linke Einlasskanal als Füllungskanal, versehen mit einer Abschaltklappe, ausgeführt ist. Positiv wirkt sich auch das höhere Verdichtungsverhältnis (12:1 gegenüber 10:1 beim 2.2-ECOTEC-Motor) aus, was zudem eine bessere Leistungsentfaltung zur Folge hat. Der Kraftstoffverbrauch liegt rund sechs Prozent unter dem des 2,2-Liter-Saugrohr-Einspritzmotors, Bild 3.18, wobei durch die Direkteinspritzung eine höhere Abgasrückführrate erzielt werden kann [42]. Gleichzeitig bietet der Motor mit Direkteinspritzung bis zu zehn Prozent mehr Drehmoment bei niedrigen Drehzahlen (Maximum: 220 Nm bei 3.800 min–1) und sechs Prozent mehr Leistung.

3.2 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch

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Bild 3.17: Lage von Einspritzdüse und Zündkerze mit Klappensystem im Einlasskanal Opel 2.2-DIRECT-ECOTECMotor [35]

Bild 3.18: Opel 2.2-DIRECTECOTEC, Einfluss der AGR-Rate auf den spez. Verbrauch beim Ottomotor mit Direkteinspritzung und Saugrohreinspritzung [42]

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.19: Geschwindigkeitsvektoren der Einlassströmung für den Audi 2.0 FSI (links) und den 2.0 TFSI (rechts) [43]

Der Audi/VW 2.0 TFSI-Motor, bei dem Direkteinspritzung und Aufladung kombiniert wird, hat 2 l Hubraum und erreicht ein maximales Drehmoment von 280 Nm und eine maximale Leistung von 147 kW. Auch dieser Motor wird im gesamten Betriebsbereich ausschließlich homogen betrieben. Tumbleklappen im Einlasskanal sorgen für eine intensivierte Tumbleströmung und somit für mehr Turbulenz im Brennraum, was die Gemischbildung verbessert. Die berechneten Geschwindigkeitsvektoren sind für den 2.0 FSI links und für den 2.0 TFSI rechts in Bild 3.19 dargestellt. Der aufgeladene Motor erzielt durch einen flacheren Kanalverlauf und eine zusätzliche Maskierung im unteren Kanalbereich eine deutlich intensivere Tumbleströmung. Die Tumble-Intensität des TFSI Motors im Vergleich zu der Tumble-Intensität des FSI Motors ohne Aufladung ist in Bild 3.20 dargestellt. Wie auch im VW FSI-Motor verschließen Tumbleklappen bis zu einer Drehzahl von ca. 3000 min–1 die untere Hälfte der Einlasskanäle, wodurch auch im unteren Drehzahlbereich eine hohe Ladungsbewegung und somit hohe Brenngeschwindigkeit realisiert wird. Bei höheren Drehzahlen werden diese Klappen geöffnet, um den notwendigen Liefergrad zu erzielen.

Bild 3.20: Instationäre TumbleIntensität des TFSI Motors im Vergleich zum FSI-Motor [44]

3.2 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch

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Die Einspritzung des Kraftstoffs erfolgt mit einem Drall-Einspritzventil, wobei der Einspritzdruck maximal 110 bar beträgt. Da aufgrund des homogenen Konzeptes keine Rücksicht auf den geschichteten Betrieb gelegt werden musste, wurde eine Einspritzstrahlkonfiguration gewählt, die eine bestmögliche Homogenisierung des Luft-Kraftstoffgemisches ermöglicht. Damit sind geringe HC-Emissionen im Teillastbetrieb und bei Volllast hohe Klopffestigkeit und schnelles Durchbrennen gewährleistet. Die ausgeprägte Kolbenmulde sowie die seitlichen Schultern stabilisieren die Tumble-Strömung und wirken sich ebenfalls positiv auf die Verbrennung aus [43]. Aufgrund der inneren Gemischbildung durch die Direkteinspritzung liegt das Verdichtungsverhältnis mit 10,5:1 auf einem relativ hohen Niveau, wodurch auch der Wirkungsgrad dieses Motors günstig ist. In Bild 3.21 ist das Verbrauchskennfeld im Vergleich zum Vorgängermotor mit Aufladung und Saugrohreinspritzung dargestellt.

Bild 3.21: Spezifischer Kraftstoffverbrauch des Audi 2,0 TFSI im Vergleich zum Vorgängermotor 1,8 T (132 kW) [43]

Im aktuellen 12-Zylindermotor von BMW wird die homogene Benzin-Direkteinspritzung mit der vollvariablen Ventilsteuerung VALVETRONIC kombiniert [45]. Der Einspritzdruck beträgt maximal 120 bar. Der Kraftstoff wird über eine Dralldüse (1-Lochdüse) im Saughub eingespritzt. Damit gelingt es unter Beibehaltung konventioneller Abgasnachbehandlungsmaßnahmen und ohne die Notwendigkeit von schwefelfreien Kraftstoffen, die Leistung um 3% zu steigern, das Drehmoment um 5% zu erhöhen und den Verbrauch um ca. 10% zu senken, Bild 3.22.

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.22: Vergleich des BMW 6,0 l V12-Motor zum Vorgängermotor [45]

Eine neue Entwicklung stellt der neue 2GR-FSE-V6-Motor mit dem sogenannten D4-S dual injection Konzept von Lexus dar [46]. Dieser hat einen Hubraum von 3456 cm3, eine maximale Leistung von 228 kW bei 6400 min–1 und ein maximales Drehmoment von 376 Nm bei 4800 min–1. Eine Schnittzeichnung dieses Motors ist in Bild 3.23 dargestellt. Dieses Konzept ist charakterisiert durch zwei Injektoren. Ein Injektor spritzt den Kraftstoff direkt in den Brennraum, ein anderer in das Saugrohr. Die Einspritzmengen werden lastabhängig zwischen den beiden Injektoren aufgeteilt. Wird 30 bis 40% der Einspritzmenge direkt in den Brennraum eingespritzt, verbessert dies die Gemischbildung im Teillastgebiet. Der Anteil der direkt eingespritzten Kraftstoffmenge wird im oberen Lastbereich auf 50 bis 60% angehoben. Bei Volllast wird der Kraftstoff zu 100% direkt in den Brennraum eingespritzt. Dies führt zu höherem maximalem Drehmoment und reduziert die Gefahr klopfender Verbrennung. Während des Auslasshubes spritzen die Saugrohreinspritzdüsen Kraftstoff so lange in die Einlasskanäle, wie die Einlassventile noch geschlossen sind. Sobald die Einlassventile öffnen, wird homogenes Gemisch in den Brennraum angesaugt. Während der Kompressionsphase wird Kraftstoff in Richtung der Brennraummulde eingespritzt und somit entsteht ein Bereich mit hoher Kraftstoffkonzentration nahe der Zündkerze. Durch einen späten Zündzeitpunkt erfolgt die Verbrennung hauptsächlich in der Expansionsphase mit dementsprechend hohen Abgastemperaturen. Diese Maßnahme dient auch zur schnelleren Aufheizung des Katalysators in kürzerer Zeit. Hauptgründe für die Entwicklung von Motoren mit Direkteinspritzung mit homogener Gemischbildung sind einerseits das verbesserte Leistungsverhalten und das bessere Klopfverhalten gegenüber der Saugrohreinspritzung und andererseits die Möglichkeit, die Abgasemissionsgrenzwerte weltweit mit der konventionellen Abgasnachbehandlungstechnik des 3-Wege-Katalysators erfüllen zu können. Dadurch kann auf den NOxSpeicherkatalysator, der für den Magerbetrieb erforderlich ist, verzichtet werden. Dies wiederum ist mit einer Kostenreduzierung verbunden. Gleichzeitig wird es dadurch auch nicht erforderlich, weltweit schwefelfreien Kraftstoff zur Verfügung zu haben.

3.2 Direkteinspritzung mit homogenem Gemisch

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Bild 3.23: Der Lexus 2GR-FSE-V6-Motor mit Direkt- und Saugrohreinspritzung [Quelle: Lexus]

BPI-Verfahren (Bowl Prechamber Ignition) Ein homogenes Magerbrennverfahren mit Benzin-Direkteinspritzung ist das so genannte BPI-Verfahren (Bowl Prechamber Ignition). Bei diesem wird durch eine minimale Kraftstoffanreicherung an der Zündstelle (Vorkammerzündkerze) bei hohen globalen Luftverhältnissen eine stabile Entflammung sichergestellt [47]. Die Anreicherung erfolgt durch direkte Einspritzung einer minimalen Kraftstoffmenge in den Hauptbrennraum (weniger als 5% der insgesamt eingespritzten Kraftstoffmenge) im Kompressionshub. Bild 3.24 zeigt den Einspritzvorgang beim BPI-Verfahren. Die Einspritzung erfolgt durch ein Einspritzventil mit engem Kegelwinkel in eine Kolbenmulde. Durch die Kolbenbewegung dringt die Vorkammerzündkerze in die Kolbenmulde ein und nimmt aufgrund der Druckverhältnisse an der Vorkammerzündkerze das in der Mulde eingeschlossene Gemisch auf.

Bild 3.24: BPI-Verfahren zur Entflammung magerer Gemische [47]

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.25: Erweiterung des Magerbetriebs durch das BPI-Verfahren im Vergleich zum homogenen Motor mit Vorkammerzündkerze [47]

Über die Dauer der Kompressionshubeinspritzung wird das Luftverhältnis in der Vorkammerzündkerze eingestellt [48]. Nach Zündung und Entflammung in der Vorkammerzündkerze dringen Fackelstrahlen in den Hauptbrennraum und entflammen dort weiträumig das vorliegende magere Brennraumgemisch. In [47] wurden Untersuchungen zur Entflammung von mageren Brennraumgemischen mit dem BPI-Verfahren durchgeführt. Die erweiterte Magerlauffähigkeit im BPI-Betrieb im Vergleich zu rein homogenem Magerbetrieb mit Vorkammerzündkerze ist in Bild 3.25 dargestellt. Mit dem BPI-Verfahren kann die Trennung von Entflammung und Hauptverbrennung bei gleichzeitiger Verwendung eines Einspritzsystems realisiert werden.

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch Wie in den Grundlagen zur Gemischbildung dargestellt, ist es für die Verbesserung des Prozesswirkungsgrades sinnvoll, den Ottomotor mit Direkteinspritzung in der Teillast mit geschichtetem Gemisch zu betreiben. Dabei wird der Kraftstoff während oder erst gegen Ende der Kompressionsphase eingespritzt. Dadurch ergibt sich die Möglichkeit, eine Schichtung der Ladung im Brennraum zu erzielen, wobei im Bereich der Zündkerze zum Zeitpunkt der Zündung ein zündfähiges Gemisch vorliegen muss, während im weiter entfernten Bereich von der Zündkerze entweder ein abgemagertes, aber noch brennbares Gemisch oder reine Luft bzw. reines Abgas durch eine gezielte Abgasrückführung vorliegen sollte. Während dabei also im Bereich der Zündkerze ein verhältnismäßig fettes Gemisch vorliegt (O  1,0), befindet sich im Wandbereich des Brennraums ein sehr mageres Gemisch. Im mittleren Luft-Kraftstoffverhältnis ergeben sich bei idealer Schichtladung im Bereich testrelevanter niedriger Teillast O-Werte im Bereich von 3,0 bis 5,0. Nimmt man für einen typischen Teillastpunkt ein realistisches Luft-Kraftstoffverhältnis O = 4,0 an, so ergeben sich gegenüber einem Betrieb mit stöchiometrischem Luft-Kraftstoffverhältnis und Drosselrege-

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

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lung deutliche Wirkungsgradvorteile, die sich durch eine Kreisprozessbetrachtung für den Ottomotor (Gleichraumprozess) darstellen lassen, Bild 3.26. Ausgehend von den Zustandsbedingungen beim Motor mit Saugrohreinspritzung (O = 1) mit gedrosseltem Betrieb in der Teillast ergeben sich die im Bild durchgezogen dargestellten Zustandsverläufe. Für den ungedrosselten Betrieb mit Direkteinspritzung (O > 1) ergeben sich im gleichen Lastpunkt die gestrichelt dargestellten Zustandsverläufe mit steiler verlaufenden Kompressions- und Expansionslinien. Aus dem Vergleich der abgeführten Wärmemengen im T-s-Diagramm ist zu erkennen, dass die abgeführte Wärme im Fall der Saugrohreinspritzung deutlich größer ist als im Fall der Direkteinspritzung bei gleicher zugeführter Wärmemenge (Größen der schraffiert dargestellten Flächen im T-s-Diagramm). Dies zeigt, dass der Wirkungsgrad bei Direkteinspritzung durch die Abmagerung des Gemisches theoretisch betrachtet deutlich größer sein muss als bei Saugrohreinspritzung.

Bild 3.26: Wirkungsgraderhöhung durch Direkteinspritzung (Gleichraumprozess); Qein,DE: zugeführte Wärme, Direkteinspritzung, Qein,SRE: zugeführte Wärme, Saugrohreinspritzung, Qaus,DE: abgeführte Wärme, Direkteinspritzung, Qaus,SRE: abgeführte Wärme, Saugrohreinspritzung, WDE: abgegebene Arbeit, Direkteinspritzung, WSRE: abgegebene Arbeit, Saugrohreinspritzung

Die Einflüsse dieser Vorteile der Direkteinspritzung bei Ottomotoren im Vergleich zu konventionellen Konzepten lassen sich thermodynamisch wie folgt zusammenfassen [49, 50, 51]. Der effektive Wirkungsgrad Ke des realen Motorprozesses setzt sich zusammen aus dem inneren Wirkungsgrad des Idealprozesses KV (Gleichraumverbrennung) und verschiedenen parasitären Einzelverlusten:G ™ Verluste durch nicht ideale Verbrennung ('KBV) ™ Verluste durch Undichtigkeiten ('KU) ™ Wärmeverluste ('KK) ™ Ladungswechselverluste ('KLW) ™ Reibungsverluste ('KR).

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Damit ergibt sich der Wirkungsgrad Ke des realen Motorprozesses zu:G

Ke

KV  'KBV  'K U  'KK  'KLW  'KR

Die Direkteinspritzung beeinflusst gleich vier der in der Gleichung genannten Größen nachhaltig (KV, 'KLW, 'KK, 'KR). Durch die Verdampfung des Kraftstoffs im Brennraum wird der umgebenden Luft Wärme entzogen, was zu einer Temperatur- und Druckabsenkung führt. Mit zunehmender Abmagerung des Gemisches nimmt der Isentropenexponent durch den erhöhten Anteil an Inertgas und der damit sinkenden Temperatur zu und nähert sich dem Wert für reine Luft an. Die Ladungswechselverluste 'KLW können durch den in idealer Weise ungedrosselten Ansaugvorgang stark verringert werden. Bild 3.27 zeigt deutlich die Verringerung der Ladungswechselschleife im p-V-Diagramm bei einem Vergleich zwischen einem konventionellen Ottomotor und einem Ottomotor mit Direkteinspritzung [50, 52].

Bild 3.27: Brennverfahrensvergleich des realen Motorprozesses zwischen äußerer und innerer Gemischbildung [50, 52]

Wie im Vorangegangenen bereits erwähnt, lassen sich im idealen Schichtbetrieb durch die isolierende Schicht von Inertgas, unabhängig davon ob es sich um Restgas, zurückgeführtes Abgas oder Luft handelt, die Wandwärmeverluste ҏ'KK verringern.G Den positiven Eigenschaften gegenüber stehen die Erhöhung der mechanischen Verluste 'KR durch den zusätzlichen Antrieb einer Hochdruckpumpe sowie die gestiegene Kolbenringreibung, resultierend aus der erhöhten Füllung im ungedrosselten Betrieb und den damit verbundenen höheren Zylinderdrücken. Hinzu kommt außerdem eine sehr viel komplexere Abgasnachbehandlungsstrategie, da aufgrund des permanenten Luftüber-

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

55

schusses im Schichtbetrieb herkömmliche 3-Wege-Katalysatoren ihre Wirkung verlieren. Besonders der zuletzt genannte Punkt erschwert die Übertragung der thermodynamischen Vorteile in die Praxis. Für die ottomotorische Verbrennung bei Direkteinspritzung ist es besonders wichtig, dass unabhängig von Motorlast und Motordrehzahl an der Zündkerze zum Zündzeitpunkt ein zündfähiges Gemisch vorliegt. Daher sind besondere Anforderungen an eine Reihe von Einflussparametern zu stellen. Insbesondere sind die Einlassströmung, die Brennraumform (Zylinderkopf- und Kolbenform), das Verdichtungsverhältnis, die Einspritzdüsenund Zündkerzenlage sowie die Einspritzparameter (Zeitpunkt, Dauer, Druck, Strahlgeometrie) zu beachten. Die Klärung der jeweils ablaufenden Vorgänge bei der BenzinDirekteinspritzung und die damit verbundene genaue Abstimmung von Gemischbildung, Zündung und Verbrennung erfordern daher einen enormen Untersuchungsaufwand. Aus heutiger Sicht ist man damit erst am Anfang der Entwicklung von serientauglichen Motoren mit Benzin-Direkteinspritzung. Um die Betriebsart Ladungsschichtung in einem Ottomotor mit Direkteinspritzung zu realisieren, gibt es verschiedene Möglichkeiten der Kraftstoffeinbringung und der damit verbundenen Gemischbildung. Aus der Betrachtung der verschiedenen Konzepte ergeben sich somit in ihren Eigenschaften der Kraftstoffführung von der Einspritzdüse zur Zündkerze grundsätzlich drei Gemischbildungsverfahren, Bild 3.28.

Bild 3.28: Einteilung der Brennverfahren für Ottomotoren mit Direkteinspritzung [53]

3.3.1 Wandgeführte Brennverfahren Die meisten der aktuell auf dem Markt befindlichen Schichtlademotoren der ersten Generation arbeiten nach dem wandgeführten Brennverfahren. Gekennzeichnet sind diese Verfahren durch einen relativ großen räumlichen Abstand zwischen Zündkerze und Einspritzventil. Der Gemischbildungsprozess und der Gemischtransport zur Zündkerze erfolgen über eine Wechselwirkung von Einspritzstrahl und Brennraumwand. Meist wird das Kraftstoffspray durch gezielte Ausformung der Kolbenoberfläche, unterstützt von einer Drall- oder Tumbleströmung, an die Zündkerze geführt. Da der Einspritzstrahl direkt

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

auf den Kolben gerichtet wird, sind bei diesem Brennverfahren erhöhte KraftstoffAnlagerungen und erhöhte Emissionen an unverbrannten Kohlenwasserstoffen die Folge [51]. Darüber hinaus sind die Einspritzzeitpunkte unmittelbar mit der Kolbenbewegung und damit der Drehzahl verknüpft. Der Transport der Gemischwolke über den relativ langen Weg vom Einspritzventil zur Zündkerze erfordert zur Stabilisierung der Kraftstoffwolke eine gezielte und stabile Ladungsbewegung bei jeder Drehzahl und eine genaue Abstimmung von Einspritz- und Zündzeitpunkt. Die bisher umgesetzten wandgeführten Verfahren konnten das theoretische Verbrauchseinsparungspotenzial der Direkteinspritzung jedoch noch nicht voll ausschöpfen. Bei wandgeführten Verfahren werden die im vorangegangenen Unterkapitel erläuterten thermodynamischen Vorteile nicht konsequent genutzt. Dies hat verschiedene Ursachen: ™ Ausgeprägte Einlassströmung erforderlich: Aufgrund der weiten Lage zwischen Einspritzdüse und Zündkerze muss die Gemischwolke über einen relativ weiten Weg und damit auch über eine lange Zeit durch die Einlassströmung zur Zündkerze transportiert werden. Eine bei jeder Drehzahl ausgeprägte Drall- oder Tumblebewegung ist daher ebenso unerlässlich wie die genaue Abstimmung von Einspritz- und Zündzeitpunkt. ™ HC-Anlagerungen an der Zylinderwand: Durch das gezielte Führen des Kraftstoffs entlang der Zylinderwand kann es nicht nur bei Kaltstart und in der Warmlaufphase zu einem ausgeprägten Wandfilm kommen, der nur teilweise verdampft und an der Verbrennung teilnimmt. Unter ungünstigen Bedingungen (z.B. kalter Motor, kalte Ansaugluft) kann es beispielsweise vorkommen, dass der eingespritzte Kraftstoff bis zum Zündzeitpunkt nicht vollständig verdampft und in Form von Kraftstofftropfen vorliegt. In diesen Zonen kommt es dann zu einer fetten Verbrennung. Es kann daher zu einem erhöhten Ausstoß unverbrannter Kohlenwasserstoffe kommen. Andererseits kann eingespritzter Kraftstoff an kalten Brennraumwänden kondensieren oder Kraftstofftropfen können durch Aufprall auf die Brennraumwände einen Wandfilm bilden. Aufgrund der kalten Wände oder der deutlich reduzierten Kraftstoffoberfläche verdampft dieser Kraftstoff nur nach bereits eingesetzter Verbrennung. Es ist unmittelbar einleuchtend, dass die Verbrennung zunächst im mageren und beim Erreichen der benetzten Brennraumwände im fetten Bereich abläuft und dann zusätzliche Schadstoffe entstehen. ™ HC-Anlagerungen auf dem Kolbenboden: Die direkte Anlagerung von Kraftstoff auf dem Kolben führt zu einer fetten Verbrennung im Bereich des Kolbenbodens. Aufgrund unvollständiger Verbrennung kommt es zur Rußbildung und Ablagerungen auf dem Kolben, die infolge der sich bei Teillast ergebenden niedrigen Verbrennungstemperaturen nicht vollständig verbrannt werden. Bei der nachfolgenden Einspritzung nehmen diese Rückstände den aufgespritzten Kraftstoff schwammartig auf. Die Folge davon ist eine erhöhte Emission unverbrannter Kohlenwasserstoffe. ™ Kraftstoff gelangt in Quetschspalte: Beim Übergang von niedriger zu mittlerer Teillast muss mehr Kraftstoff eingespritzt werden. Im Hinblick auf einen wirkungsgradoptimalen Zündzeitpunkt bedeutet dies eine Verlagerung des Einspritzzeitpunktes in Richtung früh. Dabei kann es jedoch vorkommen, dass der eingespritzte Kraftstoff über den Muldenrand hinaus in Quetschspalte eindringt. Da der Kraftstoff hier nicht an der Verbrennung teilnimmt, ergibt sich eine erhöhte Emission unverbrannter Kohlenwasserstoffe.

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

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™ Versottung der Einlassventile in der Teillast durch die fehlende Reinigungswirkung des in das Saugrohr eingespritzten Kraftstoffs bei Ottomotoren mit äußerer Gemischbildung. Bild 3.29 zeigt das Betriebskennfeld und das Regelverhalten eines Ottomotors mit Direkteinspritzung und wandgeführtem Brennverfahren [53]. Der Kennfeldbereich, in dem ein stabiler geschichteter Betrieb möglich ist, wird durch die Gemischbildungseigenschaften der verwendeten Einspritzventile und der Abhängigkeit der Einspritzung von der Kolbenbewegung auf niedrige Lasten und Drehzahlen beschränkt. Somit reduziert sich das Einsparpotenzial auch nur auf diese Kennfeldbereiche, die zudem nicht zwingend kundenrelevant sind. Aufgrund der hohen NOx-Rohemissionen bei stark abgemagertem Schichtladebetrieb und der daraus abgeleiteten Abgasproblematik schöpft dieses Brennverfahren auch das mögliche Schichtungspotenzial nicht aus und kann Wandwärmeverluste nicht vermeiden. Darüber hinaus kann aus Gründen einer stabilen und aussetzerfreien Verbrennung nicht immer ein ungedrosselter Betrieb realisiert werden. Der erzielbare Hochdruckwirkungsgrad liegt aufgrund beträchtlicher Verluste durch unvollkommene Verbrennung des auf den Kolben aufgetragenen Kraftstofffilms sowie der zu frühen Lage des Umsatzschwerpunktes (50% umgesetzte Kraftstoffmasse) weit weg vom theoretischen Ideal (thermodynamisches Optimum bei etwa 6 bis 8° Kurbelwinkel nach dem oberen Totpunkt). Im realen Fahrbetrieb ergeben sich dabei zusätzliche Verluste aus der Abgasnachbehandlung im Schichtbetrieb, so dass bereits bei der relativ geringen Last von ca. 3,5 bar pme angedrosselt werden muss, Bild 3.29 rechts. Dadurch ist der Schichtbetrieb zu beenden und es ist ein homogen magerer Betrieb mit hoher Abgasrückführung mit damit verbundenem höheren Kraftstoffverbrauch erforderlich.

Bild 3.29: Betriebsartenkennfeld (links) und Regelverhalten bei 2000 min–1 (rechts) eines Ottomotors mit Direkteinspritzung und wand-luftgeführtem Brennverfahren [3]; LBKauf: Ladungsbewegungsklappe offen, LBKzu: Ladungsbewegungsklappe geschlossen, SCH: Schichtbetrieb, HMM: homogenmager-Betrieb, HOM: Homogenbetrieb, AGR: mit Abgasrückführung

58

3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.30: Prinzipbild Mitsubishi GDI-Verfahren [55]

Beispiele für heute im Markt befindliche wandgeführte Brennverfahren sind das Mitsubishi GDI-Verfahren (Gasoline Direct Injection), Bild 3.30, das HPI-Verfahren (HighPressure Direct-Injection) von PSA Peugeot Citroën und das Volkswagen FSI-Verfahren (Fuel Stratified Injection). Der Brennraum des Mitsubishi GDI-Motors, der auf der IAA 1995 in Frankfurt vorgestellt wurde, ist als Dachbrennraum mit 4-Ventilen ausgeführt [55]. Eine am Zylinderrand zwischen den beiden Einlassventilen positionierte Einspritzdüse spritzt den Kraftstoff mit einem Druck von 50 bar (Flüssigkeits-Hochdruckeinspritzung) zentral in eine speziell geformte Mulde eines Nasen-/Muldenkolbens. Bei Teillast (mittleres Luftverhältnis O = 2,0 bis 2,8), bei der der Kraftstoff in der Kompressionsphase eingespritzt wird (spätestens 90° KW v. OT), wird durch einen steil nach unten verlaufenden Einlasskanal und die spezielle Kolbenform eine sogenannte „reversed“ Tumbleströmung erzeugt (umgekehrt zu üblichen Tumble-Strömungen). Diese schichtet den Kraftstoff nahe der zentral im Brennraum angebrachten Zündkerze. Bei Volllast erfolgt die Einspritzung bereits im Saughub; das Gemisch (O = 0,9 bis 1,0) ist nahezu homogen. Das Verdichtungsverhältnis H ist mit 12,0 angegeben. G Die für das VW-FSI-Brennverfahren relevanten Komponenten sind in Bild 3.31 links dargestellt [3]. Hierzu gehört insbesondere der Muldenkolben, der einlassseitig eine sogenannte „Kraftstoffmulde“ und auslassseitig eine „Strömungsmulde“ (im Schnitt nicht sichtbar) aufweist. Der Einlasskanal ist in seiner Basisgeometrie ein Füllungskanal mit TumbleEigenschaften und wird durch ein eingegossenes Blech in eine obere und untere Hälfte unterteilt, Bild 3.32. Die untere Hälfte kann durch eine Klappe in Abhängigkeit vom Betriebspunkt verschlossen werden [56]. Durch den Verschluss der unteren Kanalhälfte werden z.B. im Schichtladebetrieb höhere Strömungsgeschwindigkeiten und damit eine Intensivierung der Tumbleströmung erreicht. Da der Kraftstoffstrahl teilweise durch die Tumbleströmung, teilweise aber auch durch die Kolbenmulde transportiert und stabilisiert wird, spricht Volkswagen von einem kombinierten wand-/luftgeführten Verfahren. Die Auswirkung der Einzelmaßnahmen auf den Kraftstoffverbrauch im Vergleich zum Basismotor mit Saugrohreinspritzung ist in Bild 3.31 rechts für den Betriebspunkt 2000 min–1 und 2 bar effektiver Mitteldruck dargestellt. Die Summe aller Maßnahmen ergibt in diesem Betriebspunkt eine Verbrauchseinsparung von 21%.

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

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Bild 3.31: Prinzipbild VW-FSI-Brennverfahren und Verbrauchseinsparung bei n = 2000 min–1, pme = 2 bar [Quelle: VW]

Bild 3.32: Steuerbare Ladungsbewegung im Saugrohr 1 Ladungsbewegungsklappe 2 Saugrohr 3 Drosselklappe 4 Einlassventil

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

3.3.2 Luftgeführte Brennverfahren Bei luftgeführten Verfahren erfolgt der Transport des Kraftstoffs zur Zündkerze alleine durch die einlassseitig generierte Ladungsbewegung, wobei gleichzeitig Luft in den Spray eingemischt wird. Unterstützt wird dabei die Ladungsbewegung noch durch entsprechend geformte Kolbenaufsätze. Im Gegensatz zu wandgeführten Brennverfahren soll ein Kontakt des Kraftstoffs mit den Brennraumwänden vermieden werden. Es kommt im Idealfall daher zu keiner Anlagerung des Kraftstoffs an einer Brennraumwand. Gleichzeitig zum Ladungstransport wird eine gute Durchmischung von Kraftstoff und Ansaugluft angestrebt. Die erfolgreiche Umsetzung dieses Verfahrens ist damit abhängig von der Ausrichtung des Einspritzstrahls und der Erzeugung einer gezielten Ladungsbewegung. Wichtig ist in diesem Zusammenhang vor allem, dass die gerichtete Ladungsbewegung bis weit in die Kompressionsphase hinein erhalten bleiben muss. Durch die notwendige Drall- bzw. Tumbleströmung ergeben sich Einbußen im Liefergrad und damit Nachteile im Leistungsverhalten. Aktuell gibt es nur ein rein luftgeführtes Verfahren auf dem Markt [57, 58], allerdings nutzen alle wandgeführten Verfahren mehr oder weniger stark ausgeprägte Luftströmungen zur Gemischführung und sind somit als eine Mischform, den so genannten wand-luftgeführten-Verfahren, zu bezeichnen. Eine Art Kompromisslösung bilden luftgeführte Verfahren, wie sie in neueren Arbeiten bei einzelnen Forschungsstellen verfolgt werden. Auch hier befinden sich Einspritzdüse und Zündkerze in weiter Lage. Es wird versucht, nur mit Hilfe einer gerichteten Einlassströmung den eingespritzten Kraftstoff der Zündkerze zuzuleiten. Im Gegensatz zu den wandgeführten Verfahren kommt es im Idealfall daher zu keiner Anlagerung des Kraftstoffs an einer Brennraumwand. Gleichzeitig zum Ladungstransport wird eine gute Durchmischung von Kraftstoff und Ansaugluft angestrebt. Die Entwicklung eines luftgeführten Verfahrens erweist sich als besonders schwierig, da sowohl die Probleme der strahl- als auch die der wandgeführten Verfahren gleichzeitig zu lösen sind. Bild 3.33 zeigt den 2,0 l FSI-Motor von Audi, der als tendenziell luftgeführtes Verfahren eingeordnet werden kann, im Homogenbetrieb bei geöffneter und im Schichtladebetrieb mit geschlossener Ladungsklappe [58]. Die Betriebsbereiche im Kennfeld sind in Bild 3.34 dargestellt. Audi gibt einen Verbrauchsvorteil von 41% im Leerlauf gegenüber dem Vorgänger mit Saugrohreinspritzung (2,0 l 5V-Motor) bei einer Abmagerung auf das Luft-Kraftstoffverhältnis O = 3,9 an. G In Bild 3.35 ist ein Vergleich der Brennfunktionen für den Audi FSI-Motor und den Motor mit Saugrohreinspritzung dargestellt. Deutlich erkennbar ist dabei die zu frühe und daher thermodynamisch ungünstige Schwerpunktlage der Verbrennung (50%-Umsatzpunkt) bei 5° KW vor dem oberen Totpunkt beim FSI-Motor. Durch eine Abgasrückführung kann die Schwerpunktlage beim FSI-Motors zum oberen Totpunkt hin (ca. 0° KW) verschoben werden.

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

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Bild 3.33: Betriebsarten des Audi 2,0 l FSI-Motor; links: Homogenbetrieb, rechts: Schichtladebetrieb [Quelle: Audi AG]

Bild 3.34: Betriebbereiche im Kennfeld und Verbrauchspotenzial des Audi 2,0 l FSIMotor

Bild 3.35: Vergleich der Brennfunktion; Audi mit Saugrohreinspritzung (SRE) und Audi FSI mit bzw. ohne AGR

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

3.3.3 Strahlgeführte Brennverfahren Strahlgeführte Brennverfahren sind durch die räumliche Nähe von Zündkerze und Einspritzventil gekennzeichnet. Bei diesen Verfahren stellt der Fokus, das Einspritzventil und die Zündkerze im Zylinderkopf zwischen den Ein- und Auslassventilen so eng zueinander anzuordnen, dass ein strahlgeführtes Gemischbildungsverfahren gegeben ist, eine zentrale Herausforderung dar [2, 49]. Gleichzeitig sind sich die Experten einig darüber, dass nur strahlgeführte Verfahren die Potenziale des geschichteten Betriebes völlig ausschöpfen können [2, 50, 52, 59]. Aus diesem Grund werden diese Verfahren auch „Direkteinspritzung der zweiten Generation“ genannt, obwohl dieses Prinzip in der Forschung der Benzin-Direkteinspritzung bereits seit mehr als 30 Jahren verfolgt wird. Bei strahlgeführten Brennverfahren vermischt sich der eingespritzte Kraftstoffstrahl durch aerodynamische Effekte mit der umgebenden Luft. Die Schichtungsgradienten sind dadurch sehr groß, das heißt, im Strahlkern existiert ein sehr fettes Gemisch und zum Strahlrand hin nimmt der Luftüberschuss stark zu. Zwischen diesen Zonen liegt eine Zone mit zündfähigem Gemisch. Die Zündkerze muss, dem Grundsatz der Direkteinspritzung bei Ottomotoren folgend, daher so angeordnet sein, dass in allen Betriebspunkten zum Zündzeitpunkt zündfähiges Gemisch im Bereich der Zündelektroden vorliegt. Das Verfahren ist stark von der Strahlcharakteristik des jeweils verwendeten Einspritzventils abhängig und reagiert diesbezüglich sehr empfindlich auf Störungen oder Schwankungen. Die für die strahlgeführten Verfahren bekannten Probleme sind: ™ Verkokungen an der Einspritzdüse (Einfluss auf Strahlbild): Aufgrund der niedrigen Verbrennungstemperaturen bei Teillast und Leerlauf können sich Verkokungen an der Einspritzdüse bilden. Diese können die Strahlbildung ganz erheblich beeinflussen. ™ Toleranzen innerhalb des Strahlbildes der Einspritzdüsen: Fertigungstoleranzen und Betriebszustände wirken sich bei bestimmten Einspritzventilen sehr stark auf das Strahlbild und damit auch auf das Brennverhalten des Motors aus. ™ Verkokungen an der Zündkerze (Zündaussetzer): Auch hier können die niedrigen Verbrennungstemperaturen bei Teillast und Leerlauf zu Verkokungen führen. Unmittelbare Folge davon sind Zündaussetzer. ™ Hohe thermische Belastung der Zündkerze: Bei der Einspritzung gelangt flüssiger Kraftstoff in direkten Kontakt mit der noch aus der vorangegangenen Verbrennung heißen Zündkerze und verdampft dort schnell. Die Folge davon ist eine sehr starke Abkühlung der Zündkerze (Thermoschockbeständigkeit). ™ Unzureichende Gemischbildung infolge später Einspritzung: Einspritzung und Zündung sind bei diesem Verfahren zeitlich sehr stark aneinander gekoppelt und liegen nur wenige °KW auseinander. Im Hinblick auf einen wirkungsgradgünstigen Zündzeitpunkt erfolgt die Einspritzung sehr spät; für die Gemischbildung verbleibt daher nur sehr wenig Zeit. ™ Unzureichende Gemischbildung bei niedrigen Drehzahlen: Bei niedrigen Drehzahlen kann es zu einer geringen Relativgeschwindigkeit zwischen Einlassströmung und Einspritzstrahl kommen. Die Kraftstofftropfen sind größer und verdampfen dadurch schlechter. Zusammen mit der späten Einspritzung (siehe vorheriger Punkt) ergibt sich ein insgesamt zu fettes Gemisch.

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

63

™ Verwehungen der Gemischwolke bei höheren Drehzahlen: Bei höheren Drehzahlen nimmt die Geschwindigkeit der Einlassströmung und damit die Relativgeschwindigkeit zwischen Frischladung und Kraftstoffstrahl zu. Die Kraftstofftropfen werden kleiner und damit leichter. In Verbindung mit der höheren Strömungsgeschwindigkeit der Frischladung kann durch Verwehung der Kraftstofftröpfchen unter Umständen keine stabile Schichtung im Bereich der Zündkerze erreicht werden. Aus den genannten Problemen und den thermodynamischen Grundlagen heraus folgen deswegen unmittelbar die Anforderungen an ein künftiges geschichtetes Brennverfahren im Hinblick auf die optimale Ausnutzung der theoretisch möglichen Wirkungsgradpotenziale [2, 50, 59]: ™ Hohe und stabil reproduzierbare Sprayqualität des Einspritzventils in einem großen Drehzahl- und Lastbereich, um eine vollständige CO- und HC-arme Verbrennung realisieren zu können. Der zu realisierende Schichtbereich muss sich vollständig mit dem kundenrelevanten Kennfeldbereich überdecken. Bisher am Markt befindliche Technologien weisen unterschiedliche Verbrauchspotenziale auf, die zum Teil an der in der Praxis erfahrbaren Schwelle liegen [60]. ™ Bei der Gestaltung des Brennraums muss eine möglichst geringe Benetzung der Brennraumoberfläche mit Kraftstoff im Fokus der Entwicklung liegen. ™ Hohe Stabilität des Brennverfahrens mit geeigneter Gemischqualität auch bei späten Einspritzzeitpunkten, um den Verbrennungsschwerpunkt in die thermodynamisch günstigste Lage verschieben zu können. Dabei gilt es, die NOx-Rohemission nicht aus den Augen zu verlieren. ™ Hohe Flexibilität des verwendeten Einspritzsystems hinsichtlich der Einspritzzeiten und der Möglichkeit der Mehrfacheinspritzung. Dies ist notwendig, um die Gemischzusammensetzung an der Zündkerze gezielt beeinflussen zu können. Darüber hinaus sollte der Gemischbildner unempfindlich gegen Verschmutzungen sein und eine große Langzeitstabilität bezüglich des Strahlverhaltens aufweisen. ™ Verwendung möglichst hoher Einspritzdrücke, um die Gemischbildungsdauer bei später Einspritzung so gering wie möglich zu halten. Nur durch den Einsatz erhöhter Einspritzdrücke, verbunden mit einer Einfacheinspritzung oder gegebenenfalls auch mit Mehrfacheinspritzung sind thermodynamisch optimale Verbrennungsschwerpunktlagen möglich. Darüber hinaus kann durch die schnellere Verdampfung der kleineren Kraftstofftropfen eine Absenkung der Partikelemissionen erreicht werden. Der Schichtbereich ist bei diesem Verfahren dadurch nicht mehr durch Emissionswerte (insbesondere HC und Partikel) begrenzt, sondern wird von dem sich einstellenden Luft-KraftstoffverhältnisO und somit dem Verbrauchsvorteil gegenüber dem Homogenbetrieb bestimmt [2, 4, 60]. ™ Applikation eines leistungsfähigen, robusten und variablen Zündsystems, das den besonderen Anforderungen eines strahlgeführten Verfahrens gerecht wird. Die Zündkerze sollte einen möglichst geringen Verschleiß aufweisen und thermoschockresistent ausgeführt werden.

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Einige der oben genannten Anforderungen sind schon bei der Wahl der konstruktiven Anordnung von Zündkerze und Einspritzventil zu beachten. Moderne Ottomotoren sind zur Vermeidung von Strömungsverlusten und zur Erhöhung der Füllung bei hohen Lasten meist als Vier-Ventil-Motoren ausgeführt. Daraus ergeben sich gewisse Zwänge für die Anordnung von Zündkerze und Einspritzventil. Bild 3.36 gibt eine bewertete Übersicht der möglichen Einbaulagen [53]. Die nachfolgende Aufzählung soll die spezifischen Vorund Nachteile der Anordnungen ausführlicher erläutern.

Anordnung quer

Anordnung weit

Anordnung längs

+ gute Injektorkühlung

+ gute Zündkerzenkühlung

+ guter Kompromiss bezüglich thermischer Belastung von Zündkerze und Injektor

+ einfache Anordnung

+ einfache Konstruktion

+ kein Einfluss auf Konstruktion

– längsgerichtete Wasserkühlung

– längsgerichtete Wasserkühlung

+ Wasserkühlung in Längs- und

des Einlasskanals schwierig

– eingeschränkter Einlass- oder Auslasskanal

– hohe thermische Belastung der Zündkerze

schwierig

– eingeschränkter Einlass- oder Auslasskanal

Querrichtung möglich

– Anordnung schwierig (Kraftstoffrail / Zündspulen)

– hohe thermische Belastung des Injektors (rasche Bildung von Ablagerungen)

= Injektor = Zündkerze E = Einlassventil A = Auslassventil

+ sehr gut, – weniger gut

Bild 3.36: Möglichkeiten der Positionierung von Zündkerze und Einspritzventil im Brennraum von Ottomotoren mit Direkteinspritzung und strahlgeführtem Brennverfahren mit den jeweiligen Vorund Nachteilen [53]

Anordnung quer Diese Anordnung ist abgeleitet von den wand- und den wand-luftgeführten Verfahren. Bei diesen Verfahren sitzt das Einspritzventil oberhalb der Einlasskanäle im Zylinderkopf. Diese Anordnung ist zunächst recht einfach zu applizieren, da die Zündkerze und das Einspritzventil jeweils von einer Motorlängsseite aus zugänglich sind. Der Vorteil dieser Variante ist, dass sich der Injektor auf der kühleren Einlassseite befindet und somit

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

65

thermisch weiniger stark belastet wird. Darüber hinaus wird dadurch bei extremen thermischen Verhältnissen eine Dampfblasenbildung im Kraftstoff verhindert. Entsprechend muss die an sich schon thermisch hoch belastete Zündkerze zwangsläufig weiter in Richtung der Auslassventile orientiert werden, womit auch der erste Nachteil dieser Anordnung bezüglich der Komponentenbelastung genannt ist. Die auslassnahe Positionierung der Zündkerze verringert jedoch die Klopfneigung bei Volllast. Aufgrund der beengten Platzverhältnisse bei modernen Mehrventilmotoren ist es nicht ohne weiteres möglich, Kühlkanäle in der Mitte des Brennraums ausreichend zu dimensionieren. Dadurch steigt die thermische Belastung für die Komponenten zusätzlich. Darüber hinaus sind Einschränkungen im Bereich der Ein- und Auslasskanäle möglich, da der Zugang zu den Komponenten von außen möglich sein muss. Anordnung weit Diese Anordnung ist eher eine exotische Variante und im eigentlichen Sinne kein strahlgeführtes Verfahren. Trotzdem wird es in der Literatur erwähnt und als solches benannt. Es handelt sich dabei um eine relativ einfache Konstruktion, wobei die für luft- und wandgeführte Verfahren verwendeten Zylinderköpfe durch den Einsatz eines veränderten Einspritzventils in ein strahlgeführtes Verfahren umzurüsten sind. Aus dieser Anordnung heraus ergeben sich aufgrund der großen Distanz zwischen Zündkerze und Injektor keine deutlichen Vorteile für das Verfahren. Der Betrieb einer solchen Anordnung als strahlgeführtes Verfahren ist folglich als eher fragwürdig zu bezeichnen. Anordnung längs Die Längsanordnung ist bezüglich der thermischen Belastung der beste Kompromiss und belastet Zündkerze wie Injektor in gleichem Maße, ohne sie zu überlasten. Darüber hinaus sind keine Einschränkungen an den Ein- oder Auslasskanälen notwendig. Die Anordnung ist jedoch bezüglich der Packageanforderungen an Zündspulen und Kraftstoffversorgung sehr anspruchsvoll. Wesentlich für die erfolgreiche Umsetzung eines strahlgeführten Brennverfahrens ist es, zum Zündzeitpunkt eine möglichst kompakte und zündfähige Gemischwolke im Bereich der Zündelektroden zu realisieren, Bild 3.37. Dieses Verfahren ist jedoch sehr stark von der Strahlcharakteristik abhängig und reagiert sehr empfindlich auf Störungen, die sich in Form von Zündaussetzern äußern können. Der räumlichen Anordnung von Einspritzdüse und Zündkerze sowie der Einspritzstrahlausbreitung kommen daher eine enorme Bedeutung zu. Für den Betriebspunkt mit der Drehzahl n = 2000 min–1 und einem indizierten Mitteldruck pmi = 3 bar zeigt Bild 3.38 einen Vergleich zwischen Saugrohreinspritzung und strahlgeführter Benzin-Direkteinspritzung im Schichtladungsbetrieb [15]. Der Kraftstoffverbrauch und die NOx-Emissionen sind bei der Direkteinspritzung um ca. 23% bzw. ca. 40% besser als beim Betrieb mit Saugrohreinspritzung. Die HC-Emissionen dagegen liegen um bis zu 65% über den Werten des Motors mit Saugrohreinspritzung.

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.37: Strahlgeführtes Verfahren, zündfähiger Bereich

Bild 3.38: Vergleich zwischen Verfahren mit Direkteinspritzung und Saugrohreinspritzung [15]

Bild 3.39 zeigt die zugehörigen durch Indizierung aufgenommenen Zylinderdruckverläufe im p-V-Diagramm sowie den daraus ermittelten Energieumsätzen (Brennfunktionen). Aufgrund der höheren Luftmasse (drosselfreier Betrieb) erreicht der Ottomotor mit Direkteinspritzung gegenüber der Saugrohreinspritzung deutlich höhere Spitzendrücke. Nur andeutungsweise erkennbar sind in diesem Bild die geringeren Ladungswechselverluste bei Direkteinspritzung. Während der Brennverlauf bei Saugrohreinspritzung ein charakteristisches Verhalten mit einem wirkungsgradoptimalen 50%-Umsatzpunkt bei ca. 8° KW n. OT. aufweist, zeigt sich bei Direkteinspritzung ein ganz anderes Verhalten. Ausgehend von der relativ frühen Einspritzung in der Kompressionsphase muss auch der Zündzeitpunkt gegenüber der Saugrohreinspritzung trotz eines deutlich kürzeren Brennverzugs (hervorgerufen durch die bei Schichtladung fetten Zonen im Bereich der Zündkerze) nach früh eingestellt werden. Dadurch verschiebt sich auch der 50%-Umsatzpunkt zu einer für den Wirkungsgrad ungünstigen Lage. Eine spätere Einspritzung ist wegen der dann auftretenden stark zunehmenden Rußbildung als Folge der unzureichenden Kraftstoffzerstäubung und -verdampfung nicht möglich. Darüber hinaus liegt auch eine thermodynamisch ungünstige langsame Kraftstoffumsetzung gegen Ende der Verbrennung (hervorgerufen durch die bei Schichtladung mageren Zonen im Endgasbereich) vor [15].

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

67

Bild 3.39: Vergleich von Saugrohr- und Direkteinspritzung, Teillastverhalten [15]

In Bild 3.40 ist das Leerlaufverhalten im direkten Vergleich zwischen Saugrohr- und Direkteinspritzung (strahlgeführtes Verfahren) dargestellt. Es zeigt sich, dass bei einer Leerlaufdrehzahl von 750 min–1 die Direkteinspritzung gegenüber der Saugrohreinspritzung ein deutlich besseres (ruhigeres) Laufverhalten (V pmi) aufweist. Dies kann für eine Absenkung der Drehzahl genutzt werden. Durch geringere Wandwärmeverluste, insbesondere aber durch den Wegfall der hohen Ladungswechselverluste ergibt sich zusammen mit der Verringerung der Reibungsverluste bei Drehzahlabsenkung (O steigt) gegenüber der Saugrohreinspritzung ein Verbrauchsvorteil von 58%. Da im Leerlaufbetrieb nur wenig Kraftstoff eingespritzt werden muss, erfolgt die Einspritzung sehr spät. Zusammen mit den geringen Strömungsgeschwindigkeiten der Frischladung kann daher eine gute Schichtung realisiert werden, so dass auch die HC-Emissionen sinken.

Bild 3.40: Vergleich von Saugrohr- und Direkteinspritzung, Leerlaufverhalten [15]

68

3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Untersuchungen zwischen magerem Homogenbetrieb und Schichtladebetrieb zeigen, dass der Gesamtwirkungsgradgewinn im Schichtladebetrieb bei den heutigen Motoren mit Direkteinspritzung weitgehend durch verringerte Drosselverluste während der Ansaugphase entsteht. Während der Verbrennungsphase kann wegen eines günstigeren Verbrennungsschwerpunktes der homogen betriebene Motor mit Saugrohreinspritzung sogar Vorteile haben. Wie bei der Saugrohreinspritzung hat die Einstellung des Zündzeitpunktes auch bei der Direkteinspritzung und hier insbesondere bei Schichtladungsbetrieb eine wesentliche Bedeutung bei der Einleitung der Verbrennung. Dabei ist die Zündzeitpunkteinstellung für ein strahlgeführtes Brennverfahren von größerer Bedeutung als beim wandgeführten Brennverfahren, da die Gemischwolke beim strahlgeführten Verfahren in der Regel deutlich kompakter ist als beim wandgeführten Verfahren. Prinzipiell gelten aber für beide Arten die gleichen allgemeinen Zusammenhänge. Die für zukünftige Konzepte mit Direkteinspritzung möglichen Verbrauchseinsparungen im Vergleich zur Saugrohreinspritzung sind wegen der im Motorkennfeld erforderlichen unterschiedlichen Betriebsstrategien (Schichtladung, Homogenisierung) last- und drehzahlabhängig. Bild 3.41 zeigt im Kennfeld die Höhe der Kraftstoffverbrauchsreduzierung bei optimaler Nutzung der Möglichkeiten durch die Direkteinspritzung bei Ottomotoren, die mit einem optimierten strahlgeführten bzw. mit einem optimierten wandgeführten Verfahren (Werte in Klammern) im Vergleich zu einem konventionellen Motor mit Saugrohreinspritzung erzielt werden kann.

Bild 3.41: Kraftstoffeinsparung durch Benzin-Direkteinspritzung im Motorkennfeld [61]

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

69

Während des Vollastbetriebs ist eine Einsparung von bis zu 5% möglich. Dies liegt insbesondere an der Füllungserhöhung durch Innenverdampfung. Im Leerlaufbetrieb kann die Kraftstoffersparnis bei extremer Ladungsschichtung, beispielsweise realisiert durch das strahlgeführte Verfahren, mehr als 50% betragen. Nach Abschätzungen bzw. Vergleichsbetrachtungen an Motoren mit Saugrohreinspritzung wird diese Einsparung im Wesentlichen durch die Reduzierung der Ladungswechselverluste infolge des ungedrosselten Betriebs und des hohen Luftüberschusses erzielt. Im mittleren Drehzahlbereich erscheint je nach Wahl des Brennverfahrens eine Kraftstoffeinsparung von 10 bis 25% realistisch. Emissionen Deutliche Nachteile der Direkteinspritzung zeigen sich in den HC- und NOx-Emissionen und den sehr niedrigen Abgastemperaturen im ungedrosselten Schichtladebetrieb, die im Hinblick auf die Abgasnachbehandlung noch erhebliche Probleme mit sich bringen (Ansprechdauer, -temperatur und Konvertierungsrate des Katalysators). Im leerlaufnahen Bereich liegen die Abgastemperaturen unter der Anspringtemperatur für Oxidationskatalysatoren. Durch Reduzierung des Frischgasmassenstroms durch Teildrosselung, wodurch jedoch die Ladungswechselverluste wieder vergrößert werden, lässt sich die Abgastemperatur wieder anheben. Die Abgastemperatur lässt sich auch durch Sekundärlufteinblasung oder Abgasrückführung anheben. Eine Abgasrückführung bietet darüber hinaus den Vorteil, dass im Magerbetrieb die NOx-Emissionen reduziert werden können. Generell reichen bei der Direkteinspritzung konstruktive (Brennraumgestaltung, Hubvolumen, Hub/Bohrungs-Verhältnis, Verdichtungsverhältnis) und operative (Zündzeitpunkt, Steuerzeiten, Luft-Kraftstoffverhältnis, Abgasrückführung, Schubabschaltung) Maßnahmen alleine nicht aus, um die heute und in Zukunft vorgeschriebenen Abgasemissionswerte einzuhalten. Eine zusätzliche Schadstoffnachbehandlung, insbesondere für die Reduzierung unverbrannter Kohlenwasserstoffe und Stickoxide, ist daher unbedingt erforderlich. Darüber hinaus ist auf die Rußemission zu achten. Da Ottomotoren mit Direkteinspritzung bei Ladungsschichtung mit globalen Luft-Kraftstoffverhältnissen deutlich größer 1 (bis zu O > 8) betrieben werden, können die Stickoxide nicht mit herkömmlichem Dreiwegekatalysator reduziert werden. Dagegen sind bei homogenem Betrieb (O = 1) herkömmliche Dreiwegekatalysatoren auch bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung eine wirksame Maßnahme zur Reduzierung der Schadstoffe. Zur Anhebung der Abgastemperatur scheint es denkbar, durch entsprechend hohe Abgasrückführraten mit einer teilweisen Schichtung des rückgeführten Abgases, Bild 3.42, im Außenbereich des Brennraums einerseits eine Isolierwirkung zu erzielen und andererseits durch den Ersatz der nicht zur Verbrennung benötigten Luft durch rückgeführtes Abgas einen Motorbetrieb mit niedrigeren Luftverhältnissen und damit höheren Verbrennungsund Abgastemperaturen zu erzielen.

70

3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.42: Ideale Abgasschichtungskonzepte [62]

Bild 3.43 zeigt vergleichend die Ergebnisse einer motorischen Untersuchung mit geschichteter und homogener Abgasrückführung [62]. Aufgrund der schlechteren Entflammungsbedingungen ist bei einer Abgasrückführrate (AGR) über 20% ein Anstieg des spezifischen Kraftstoffverbrauchs erkennbar. Ab 15% AGR steigen bei der homogenen Rückführung die Verbrennungsschwankungen stark an. Ab 20% treten sogar erste Zündaussetzer auf. Zwar steigen auch bei geschichteter Abgasrückführung die Schwankungen, aber selbst bei AGR bis 40% sind keine Aussetzer zu verzeichnen. Durch den hohen Anteil von bis zu 40% Abgas können die Stickoxide um weit über 90% reduziert werden. Die HC-Emissionen steigen dagegen, wegen der Vermischung von Abgas und Kraftstoff bzw. Gemisch und den damit verbundenen Flame-Quenching-Effekten an, können dann aber mit Oxidationskatalysatoren relativ einfach reduziert werden. Von den Einspritzverfahren bietet die Hochdruckeinspritzung mit strahlgeführtem Verfahren das Potenzial für den niedrigsten Kraftstoffverbrauch. Im Vergleich zum wandgeführten Verfahren liegt wegen der einfacheren Kolbenform und dem dadurch geringeren Kolbengewicht eine niedrigere Reibung vor. Durch den kleinen Abstand zwischen Injektor und Kerze lassen sich geringe zeitliche Abstände zwischen Einspritzung und Zündung realisieren, was eine Schichtladung begünstigt. Möglich ist die Direkteinspritzung aber erst durch die Common-Rail-Einspritzung mit all ihren Variationsmöglichkeiten. Das Speichereinspritzsystem „Common Rail“ für Motoren mit Direkteinspritzung bietet eine hohe Flexibilität zur Anpassung der Einspritzung an den Motorbetrieb.

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

71

Bild 3.43: Vergleich geschichtete (rot) und homogene (blau) AGR bei n = 200 min-1 und pmi = 3 bar [62]

Die Schwierigkeit bei der Entwicklung dieses Verfahrens besteht jedoch darin, bei der engen Lage zwischen Einspritzdüse und Zündkerze und der damit verbundenen extrem kurzen Zeitspanne zwischen Einspritzung und Zündung eine stabile und gute Gemischbildung zu erreichen. Gelingt dies nicht optimal, insbesondere auch unter dem Aspekt, dass für die stabile Schichtung des Gemisches erst sehr spät in der Kompression gegen einen hohen Brennraumdruck einzuspritzen ist, kann es zu Verbrennungsaussetzern und zu einer erhöhten Rußbildung kommen. Hohe Einspritzdrücke, die eine sehr gute Kraftstoffzerstäubung und damit eine extrem schnelle Verdampfung des Kraftstoffs erlauben, sind hierzu erforderlich. Die in der letzten Zeit entwickelten Einspritzsysteme [63, 64] mit gesteigerten maximalen Einspritzdrücken bis 200 bar sind ein erster Schritt in diese Richtung. Zukünftig ist zu erwarten, dass weitere Drucksteigerungen entwickelt und für die Serienanwendung realisiert werden können. Forschungsergebnisse bei Erhöhung des Einspritzdrucks Die Erhöhung des Einspritzdrucks auf über 200 bar scheitert heute noch an der Dauerhaltbarkeit entsprechender Einspritzsysteme. Da Ottokraftstoff im Gegensatz zu Dieselkraftstoff keine Schmierwirkung aufweist, ist der Verschleiß sowohl in der Einspritzpumpe als auch am Injektor im Hinblick auf einen Serieneinsatz bei hohen Drücken noch zu groß. In [4] wurden erste grundlegende Untersuchungen zur Steigerung des Einspritzdrucks bis ca. 600 bar an einem Forschungsaggregat durchgeführt.

72

3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.44: Mittlere Tropfengröße bei Einspritzdruckvariation [4]

Zunächst wurden hierzu in einer Einspritz-Druckkammer mit unterschiedlichen Einspritzdrücken bei verschiedenen Kammerdrücken zwischen 4 bar und 16 bar die mittleren Tropfendurchmesser auf optischem Weg bestimmt. Die Ergebnisse sind in Bild 3.44 dargestellt. Wird der Einspritzdruck von 200 auf 500 bar angehoben, so nimmt der mittlere Durchmesser der Kraftstofftropfen bei 16 bar Gegendruck um ca. 36% ab. Dies ist ein erster Hinweis darauf, dass eine Verbesserung der Gemischbildung mit Erhöhung des Einspritzdrucks gegeben ist. Durch den erhöhten Druck an der Einspritzdüse wird der Kraftstoff beim Austritt demnach feiner zerstäubt. Die kleinen Tropfen haben insgesamt eine größere Oberfläche und können so schneller Wärme aufnehmen und verdampfen. Die Gemischbildungszeit kann erheblich verkürzt werden. Die Gemischgüte wird verbessert. Bild 3.45 zeigt den spezifischen Kraftstoffverbrauch, gemessen an einem EinzylinderForschungsmotor, bei den Einspritzdrücken 200, 300 und 590 bar bei einer Drehzahl von n = 2000 min–1 und einem indizierten Mitteldruck pmi = 3 bar (entspricht pme = 2 bar). Bei einem Einspritzdruck von 200 bar ergibt sich ein Kraftstoffverbrauchsvorteil gegenüber der Saugrohreinspritzung von 21%. Eine Erhöhung des Einspritzdrucks auf 590 bar führt zu einer weiteren Absenkung des Kraftstoffverbrauchs um ca. 4%. Dabei ist zu beachten, dass die für die Drücke oberhalb 200 bar verwendete Einspritzdüse für Dieselkraftstoff entwickelt wurde und somit für die Benzin-Direkteinspritzung nicht sonderlich geeignet ist. Für die Benzin-Direkteinspritzung stehen zur Zeit noch keine geeigneten Einspritzdüsen für diese hohen Drücke zur Verfügung. Dieser in diesen ersten Untersuchungen ermittelte Verbrauchsvorteil allein würde den Mehraufwand für ein geeignetes Einspritzsystem wohl nicht rechtfertigen. Die positive Auswirkung auf die Gemischbildung bei extrem hohen Einspritzdrücken wird allerdings deutlich, wenn man die Abhängigkeit der Rußbildung vom Einspritzdruck betrachtet, Bild 3.46.

3.3 Direkteinspritzung mit geschichtetem Gemisch

73

Bild 3.45: Kraftstoffverbrauch bei Einspritzdruckvariation [4]

Bild 3.46: Einfluss des Einspritzdruckes auf die Rußemission [4]

Ausgehend von dem Einspritzdruck 200 bar erreicht man durch eine Erhöhung um 100 bar eine Absenkung der Rußemission um 81%. Allerdings steigt die Rußbildung mit einer Veränderung des Zündwinkels wieder deutlich an. Bei einem Einspritzdruck von 590 bar wird eine Absenkung der Rußemission um 95% erreicht. Dieses niedrige Rußniveau bleibt auch bei einer Zündzeitpunktsvariation über 8° KW erhalten, wobei zu beachten ist, dass auch der Einspritzzeitpunkt wie der Zündzeitpunkt später gewählt werden kann. Man erreicht also durch den hohen Einspritzdruck nicht nur eine enorme Absenkung des Rußniveaus, sondern auch Freiheitsgrade in der Wahl von Einspritzzeit und Zündzeitpunkt. Dies ist wichtig, um die Schwerpunktlage der Verbrennung möglichst wirkungsgradoptimal einstellen zu können. Oft scheitert dies an dem Bereich der zu frühen Einspritzzeiten und der damit verbundenen möglichen Zündzeitpunkte, die beide durch die enge Anordnung von Injektor und Zündkerze zu weit vor dem oberen Totpunkt liegen. Durch den hohen Einspritzdruck wird also eine deutlich verbesserte Gemischaufbereitung erreicht.

74

3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Neben der Verbesserung bezüglich der Rußbildung und des möglichen Einspritz- und Zündfensters wirkt sich die bessere Gemischbildung auch auf das Durchbrennverhalten aus. Optische Untersuchungen mit einer schnellen Photomultiplier-Kamera haben gezeigt, dass die Verbrennung bei gleichen Motorparametern früher beginnt, schneller abläuft und weniger Rußnachleuchten aufweist. Kann man nun durch den hohen Einspritzdruck die Schwerpunktlage der Verbrennung optimal einstellen, so sorgt eine schnellere Verbrennung für einen thermodynamisch günstigen Prozessablauf mit Annäherung an die gewünschte Gleichraumverbrennung. Um dieses visionäre Ziel der optimalen strahlgeführten Direkteinspritzung zu erreichen, sind neben der Sicherstellung der schnellen Gemischaufbereitung bei idealer Schichtung zwei weitere nicht zu unterschätzende Problempunkte zu erfüllen. Diese sind einerseits die Entwicklung eines für die erforderlichen hohen Einspritzdrücke geeigneten Einspritzsystems und andererseits die Reduzierung und Nachbehandlung der mit Schichtladung verbundenen erhöhten Stickoxidemissionen.

3.4 Zündung und Verbrennung Die Verbrennung eines optimal aufbereiteten Luft-Kraftstoff-Gemisches in einem konventionellen Ottomotor setzt eine Zündung voraus. Der Vorgang einer effizienten Zündung an sich ist dabei keineswegs trivial. In der Literatur wird dann von einer Fremdzündung gesprochen, wenn ein Gemisch, das an sich nicht von selbst zünden würde, durch eine Zündquelle lokal zum Zünden gebracht wird. Innerhalb dieses Zündvolumens der Zündquelle wiederum findet eine Entflammung des Gemisches mit einer anschließend instationären Flammenfortpflanzung in das unverbrannte Gas statt. Fremdzündungen können durch hochenergetische Plasmen hervorgerufen werden, die bis heute in der Regel durch elektrische Funken zwischen den Elektroden unterschiedlicher Hakenzündkerzen [65] erzeugt werden. Bild 3.47 zeigt schematisch die Einflüsse auf den Fremdzündungsvorgang.

Bild 3.47: Schematische Darstellung einer Fremdzündung [66]

3.4 Zündung und Verbrennung

75

Die Fremdzündung lässt sich durch die Art der Energieeinkopplung, durch die Gemischzusammensetzung in Bezug auf die Zündwilligkeit sowie deren Transporteigenschaften Diffusion und Wärmeleitung beeinflussen. Diffusion und Wärmeleitung sind dabei vor allem für das Durchzünden der Mischung entscheidend [66]. Für aktuelle Ottomotoren wird meist die elektrische Funkenzündung in der Variante als klassische Spulenzündanlage eingesetzt. Dabei entzündet ein Zündfunke das im Brennraum komprimierte LuftKraftstoff-Gemisch und leitet so die Verbrennung ein. Der Zündfunke entsteht durch einen Funkenüberschlag zwischen den Elektroden der Zündkerze, die in den Brennraum hineinragen. Die Zündanlage muss die für den Funkenüberschlag an der Zündkerze erforderliche Hochspannung erzeugen sowie für das zeitgerechte Auslösen des Zündfunkens sorgen. Detaillierte Erläuterungen zu diesem und weiteren Zündsystemen sind im Abschnitt 11.1 zu finden. Ein exemplarischer Strom- und Spannungsverlauf eines Zündvorgangs im Ottomotor mit Direkteinspritzung und Spulenzündanlage ist in Bild 3.48 dargestellt.

Bild 3.48: Zeitlicher Verlauf von Spannung und Strom, gemessen an den Elektroden einer Zündkerze [53]

Die Gesamtentladung lässt sich in drei Phasen unterteilen: die Durchbruchs- (I), die Bogen- (II) und die Glimmphase (III) [66, 67, 68]. Die auf Zündspannung aufgeladenen Kapazitäten im Sekundärkreis der Zündspule entladen sich schlagartig in einem Funkenkopf (K in Bild 3.48, auch Funkendurchbruch genannt). Dieser elektrische Durchbruch erfolgt im Nanosekundenbereich und ist durch eine Spannung von mehreren kV gekennzeichnet [69]. Besonderheiten der Zündung magerer Gemische Bei Ottomotoren mit äußerer Gemischbildung im stöchiometrischen Betrieb mit hohem Liefergrad, nahezu idealen Gemischbildungsvoraussetzungen und zündfähiger Gemischzusammensetzung sind die Anforderungen an das Zündsystem hinsichtlich der Entflammung relativ gering. An das Zündsystem und die Zündkerzen für die Zündung magerer Gemische, insbesondere bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung, werden hingegen vergleichsweise

76

3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

hohe Anforderungen gestellt. Das Ziel der Fremdzündung bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung ist die zuverlässige Entflammung inhomogener Gemische bei gleichzeitig magerem globalem Luft-Kraftstoffverhältnis und einem örtlich sehr begrenzten Bereich mit zündfähigem Luft-Kraftstoffgemisch. Die durch die Ladungsbewegung induzierten hohen Strömungsgeschwindigkeiten im Bereich der Zündkerze erschweren die Flammenkernbildung zusätzlich [70]. Darüber hinaus ist aufgrund der geringen Gemischbildungszeit im Schichtbetrieb eine Benetzung der Zündkerze mit noch flüssigem Kraftstoff nicht ausgeschlossen. Die für Ottomotoren mit Direkteinspritzung geeignete Zündanlage muss, resultierend aus diesen Besonderheiten, folgende Eigenschaften besitzen: ™ Zuverlässige Zündung in einem großen Bereich des Luft-Kraftstoffverhältnisses ™ Unempfindlichkeit gegenüber der Flüssigphase ™ Robustheit gegenüber den vorherrschenden Strömungsbedingungen ™ Unempfindlichkeit gegenüber Ablagerungen ™ Stabiler Zündort ™ Variabilität der Zündungsparameter (z.B. Funkendauer, Funkenenergie) zur Anpassung an den jeweiligen Betriebs- und Lastpunkt. Bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung und strahlgeführten Brennverfahren kommt im Vergleich zu den wand- und luftgeführten Verfahren eine weitere, verfahrensbedingte Beeinflussung der Entflammungsbedingungen durch die enge räumliche Anordnung des Einspritzventils zur Zündkerze und die späte Einspritzung hinzu [69, 71]. Aufgrund des im Zündspalt wirkenden starken Strahlimpulses durch die Einspritzung entstehen hohe Strömungsgeschwindigkeiten in der Funkenstrecke. Im Vergleich zum stöchiometrischen Betrieb bei identischer Ladungsbewegung ergeben sich bei der Kompressionshubeinspritzung bis zu fünffach höhere Werte für die Strömungsgeschwindigkeiten in der Funkenstrecke und vor allem deutlich höhere Schwankungsbreiten [71]. Aufgrund der prinzipbedingt größeren Eindringtiefe des Kraftstoffsprays eines Mehrlochventils, im Vergleich zu einem nach außen öffnenden Einspritzventil (vgl. Abschnitt 4.2.3, A-Ventil), ist dieser Effekt bei der Verwendung von Mehrlochventilen besonders ausgeprägt. Im Bereich der Zündkerze können zum Zündzeitpunkt Strömungsgeschwindigkeiten von bis zu 30 m/s auftreten [72, 73, 74]. Die Abhängigkeiten der mageren Entflammungsgrenze von der Strömungsgeschwindigkeit quer zur Funkenachse ist in Bild 3.49 dargestellt. Die Zündfähigkeit steigt bis zu einer Geschwindigkeit von ca. 5 m/s an. Grund dafür ist die Auslenkung des Zündplasmas und die damit verbundene Vergrößerung des durch das Plasma erfassten Gemischvolumens, ohne dass es zu einem Funkenabriss kommt. Darüber hinaus verringert die Auslenkung des Funkens ohne Abriss die Kontaktflächen des Plasmas zu den Elektroden und damit die Wärmeverluste. Gleichzeitig wird der Energieeintrag in das Gemisch gesteigert, Bild 3.47. Bei höheren Strömungsgeschwindigkeiten mit Funkenabriss nimmt die Magerlaufgrenze wieder ab. Durch den Funkenabriss erfolgt ein für den Zündfunken energetisch günstigeres Wiederanzünden auf einem kürzeren Weg. Dieser erneute Funkendurchbruch und Zündvorgang kostet zusätzlich Energie, Bild 3.47, und es findet keine Akkumulation der Zündenergie in nur einem Flammenkern mehr statt. Dadurch kommt es zu einer starken örtlichen und zeitlichen Abhängigkeit der Entflammungsbedingungen [69].

3.4 Zündung und Verbrennung

77

Bild 3.49: Magerlaufgrenze in Abhängigkeit von der Strömungsgeschwindigkeit quer zur Funkenachse [23, 74]

Bild 3.50 zeigt als Beispiel hierzu die Korrelation des Zündspannungsverlaufs mit optischen Untersuchungen zum Funkenabriss. Da diese Untersuchungen bei einer Drehzahl von 1500 min–1 im Schleppbetrieb durchgeführt wurden, lenkt der Funke relativ langsam aus, die Zündspannung steigt gleichmäßig an und der Vorgang ist somit gut zu beobachten.

Bild 3.50: Zündspannungsverlauf bei einem Funkenabriss im Motor bei Schleppbetrieb [69]

78

3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Der aus dem ersten Spannungsdurchbruch resultierende Zündfunke wird bis etwa 0,65 ms nach dem Durchbruch ausgelenkt. Danach kommt es, bedingt durch die hohen Strömungsgeschwindigkeiten, zum ersten Abreißen des Funkens [68], welches gut an dem plötzlichen Abfall der Zündspannung zu erkennen ist. Mit der noch zur Verfügung stehenden Restenergie der Zündspule werden zwei weitere Funken ausgebildet, bis keine Energie mehr in der Zündspule zur Verfügung steht. Dadurch entsteht der für hohe Strömungsgeschwindigkeiten im Zündkerzenbereich charakteristische Verlauf der Zündspannung. Die Zündspannungsverläufe bei verschiedenen Betriebsarten eines Ottomotors mit Direkteinspritzung zeigt Bild 3.51. Sehr stark angedrosselt und im Leerlauf bei stöchiometrischem Betrieb findet keine Auslenkung des Funkens statt. Die Brenndauer ist mit 2,4 ms entsprechend lang. Im teilentdrosselten Homogenbetrieb bei 3 bar indiziertem Mitteldruck (pmi) sind zum Zündzeitpunkt schon höhere Strömungsgeschwindigkeiten vorhanden, die sich in häufigen Auslenkungen des Zündspannungssignals (Sägezahnprofil) auswirken und die Funkendauer auf etwa 2,0 ms verkürzen. Wird in diesem Betriebspunkt die Einspritzung abgeschaltet, ändert sich der Signalverlauf nur unwesentlich. Die Auslenkung des Funkens ist zwar etwas größer geworden, was allerdings auf die höhere Durchbruchspannung für reine Luft und die fehlende Ionisationswirkung der Verbrennungsvorreaktionen zurückzuführen ist. Dies bleibt jedoch ohne Einfluss auf die Funkendauer. Hieraus kann geschlossen werden, dass die Funkenabrisse alleine aus der Ladungsbewegung resultieren. Bei einem nahezu entdrosselten Schichtladebetriebspunkt überlagern sich die Ladungsbewegung und der hohe Strahlimpuls bei der Einspritzung nahe des Zündzeitpunktes in den Kompressionshub.

Bild 3.51: Zündspannungsverläufe bei verschiedenen Betriebsarten eines Ottomotors mit Direkteinspritzung [53]

3.4 Zündung und Verbrennung

79

Der starke Anstieg der Strömungsgeschwindigkeiten im Zündkerzenspalt ist hier an der stark verkürzten Funkendauer von weniger als 1 ms und den steilen Spannungsanstiegen zu erkennen [69, 73]. Daraus folgt unmittelbar, dass eine zu enge räumliche Anordnung von Zündkerze und Einspritzventil bei einem Ottomotor mit Direkteinspritzung und strahlgeführtem Brennverfahren die Strömungsgeschwindigkeiten im Zündkerzenspalt stark ansteigen lassen. Die Funkendauer wird dadurch so stark verkürzt, dass nicht mehr genug Energie zur Entflammung an das Gemisch übertragen werden kann. Untersuchungen, die in [72] durchgeführt wurden, bestätigen diese Annahme. Anomalie der Zündung bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung Besonders die bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung und strahlgeführtem Brennverfahren üblichen hohen Schichtungsgradienten des Luft-Kraftstoff-Gemisches und die mögliche Benetzung der Zündkerze durch noch flüssigen Kraftstoff führen zu starken und hartnäckigen Verschmutzungen im Isolatorbereich der Zündkerze. Diese kohlenstoffhaltigen Rückstände aus der Verbrennung, wie Ruß- oder Ölablagerungen, sind im Vergleich zur umgebenden Luft sehr leitfähig. Verbunden mit der für einen stabilen Schichtbetrieb notwendigen hohen Zündenergie (bis zu 140 mJ [69, 71, 75]) führt diese erhöhte Leitfähigkeit des Isolatorfußes zunächst zu einem Abgleiten des Funkens in den Atmungsraum der Zündkerze. Der zu überwindende Luftspalt ist im Atmungsraum der Kerze kleiner als im eigentlichen Zündkerzenspalt; der Funke springt dort über. Aufgrund der starken Gemischschichtung und der damit verbundenen Sensitivität des Verfahrens gegenüber Änderungen des Zündortes kann es beim Auftreten von Gleitfunken zu Fehlzündungen und Verbrennungsaussetzern kommen. In Bild 3.52 sind die Spannungsverläufe an der Zündkerze bei einem Zündvorgang mit Luftfunkenzündung und vollständiger Verbrennung sowie bei einem Verbrennungsaussetzer aufgrund einer Gleitfunkenzündung gegenübergestellt.

Bild 3.52: Unterscheidung von Luftfunken und Gleitfunken im Zündspannungsverlauf [75, 76]

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Das Haupterkennungsmerkmal von Zyklen mit Gleitfunkenzündung ist die vollkommen andere Lage des Fußpunktes der Brennspannung, Bild 3.48, unmittelbar nach dem Spannungsdurchbruch, Bild 3.52, die in diesem Fall um ca. 3 kV höher liegt. Aufgrund der damit verbundenen höheren elektrischen Leistung während der Brennphase ist die Brenndauer eines Gleitfunkens wesentlich kürzer als die eines Luftfunkens. Die vorangegangene Betrachtung zeigt auch, wie sinnvoll eine Zündspannungserfassung bei der Abstimmung eines Brennverfahrens sein kann. Mit Hilfe der Spannungsanalyse kann zwischen gemischbildungsbedingten und zündungsbedingten Aussetzern klar unterschieden werden. Die Neigung zu Gleitfunken lassen sich sowohl durch konstruktive Maßnahmen auf der Zündkerzenseite (Ringspalt im Elektrodenbereich) als auch durch elektrische Maßnahmen (positive Polarität der Zündspule) minimieren [75]. Besonders die Veröffentlichungen von Herden [77], Fansler [78, 79] und Maly [67] beschäftigen sich intensiv mit der Theorie der Funkenzündung. Verbrennung bei Direkteinspritzung und Homogenbetrieb Motoren mit Benzin-Direkteinspritzung können, wie bereits beschrieben, vom Grundsatz her auf zwei verschiedene Arten betrieben werden, nämlich zum einen homogen für höhere Motorlasten und Drehzahlen und zum anderen mit Ladungsschichtung für den unteren Teillastbereich. Im Homogenbetrieb ähnelt der Verbrennungsablauf dabei weitgehend dem von Motoren mit Saugrohreinspritzung: Ausgehend von der Zündkerze breitet sich nach der Entflammung des Luft-Kraftstoff-Gemisches eine näherungsweise sphärische Flammenfront in den Brennraum aus, die in Interaktion mit der Zylinderinnenströmung und durch Turbulenzeinwirkung mehr oder weniger stark aufgefaltet und zerklüftet sein kann. Bei guter Gemischhomogenisierung läuft die Verbrennung dabei nahezu ohne Ausbildung von diffusiven Anteilen ab. Die Verbrennung kann dann durch eine ideale Vormischflamme charakterisiert werden. Typischerweise kann jedoch weder bei der Direkteinspritzung noch bei konventionellen Ottomotoren mit äußerer Gemischbildung eine ideale Gemischhomogenisierung erreicht werden, so dass zum Zündzeitpunkt zyklische Schwankungen des Gemischzustandes an der Zündkerze in Wechselwirkung mit der Brennrauminnenströmung auftreten, die die Entflammungsstabilität negativ beeinflussen. Bei der Benzin-Direkteinspritzung wird der Kraftstoff erst während des Saughubes in den Brennraum eingespritzt, was bei ungünstiger Einspritzstrahlcharakteristik und schlechtem Timing zu einem Kontakt des Sprays mit der Kolbenoberfläche führen kann. Solch eine Benetzung des Kolbenbodens führt auf Grund schlechter Verdampfungsbedingungen unweigerlich zu einem mangelhaft verbrennenden Kraftstofffilm, der langsam und darüber hinaus unvollständig in einer Diffusionsflamme abbrennt und somit zu einem erhöhten Ausstoß an Ruß und unverbrannten Kohlenwasserstoffen führt. Besonders bei Brennverfahren mit vertikaler Injektorlage ist diesem Umstand Beachtung zu schenken. Einer derartigen Kolbenbenetzung im Homogenbetrieb kann entgegen gewirkt werden, indem geeignete Einspritzsysteme eingesetzt werden, die eine geringe vertikale Eindringtiefe der Kraftstoffstrahlen in den Brennraum aufweisen. Moderne Motoren mit Direkteinspritzung arbeiten heute daher mit wesentlich aufwändigeren und damit auch kostenintensiveren Einspritzanlagen als konventionelle Ottomotoren, um den höheren Anforderungen bei der Gemischaufbereitung Rechnung zu tragen. Darüber hinaus ist der Ein-

3.4 Zündung und Verbrennung

81

spritzzeitpunkt so zu wählen, dass der Kolben in seiner Abwärtsbewegung eine ausreichende räumliche Distanz zu den Kraftstoffstrahlen hat. Flammenausbreitung im Schichtladebetrieb Mit der Schichtung des Luft-Kraftstoff-Gemisches im Brennraum gelingt es, wie bereits erwähnt, die Strömungsverluste im Ladungswechsel durch Entdrosselung des Ansaugvorgangs zu reduzieren. Darüber hinaus soll die isolierende Gasschicht aus Luft oder Restgas dazu dienen, die Wandwärmeverluste zu senken und damit eine zusätzliche Steigerung des thermischen Wirkungsgrades zu erzielen. Dies setzt jedoch voraus, dass die Verbrennung im Schichtladebetrieb, anders als bei homogener Verbrennung, auch tatsächlich nicht bis an die Brennraumwände reicht, sondern bereits in einigem Abstand zur Zylinderwand in sehr mageren Gemischbereichen zum Erliegen kommt [80]. Bei der Entwicklung von Brennverfahren mit Benzin-Direkteinspritzung und Ladungsschichtung kommt es aus diesem Grund neben der Sicherstellung einer stabilen Entflammung auch auf die Auslegung derjenigen Parameter an, die ein solches Schichtladebrennverhalten gewährleisten. Dabei sind Messverfahren für eine systematische Analyse der Einflussgrößen auf die örtliche Flammenausbreitung nötig, die über die globalen Messgrößen, wie beispielsweise Brennraumdruck oder Abgaswerte, hinaus gehen. Es erscheint daher sinnvoll, Standardmesstechniken wie z.B. die Druckindizierung durch entsprechende Spezialmesstechniken zu ergänzen, um Aussagen über die lokale Flammenentwicklung treffen zu können. Diesbezüglich sind moderne optische Messtechniken in besonderem Maße geeignet. Speziell für die Untersuchung der Flammenausbreitung in Verbrennungsmotoren haben sich verschiedene Ausführungen von lichtleiterbasierten Messverfahren als zielführend erwiesen [81, 82, 83]. Mit Hilfe einer Vielfachlichtleiter-Messtechnik kann die Verbrennungsstrahlung im Brennraum eines Motors über Lichtleiterendoskope sowohl im ultravioletten als auch im sichtbaren Wellenlängenbereich mit Hilfe schneller Photomultipliermodule mit einer Abtastfrequenz von bis zu 200 kHz detektiert werden [4, 84]. Das Messsystem ermöglicht so unter anderem die direkte Gegenüberstellung der Verbrennung im Homogen- und Schichtladebetrieb in Motoren mit Direkteinspritzung. Eine beispielhafte Anordnung eines Lichtleiterendoskops für eine ortsaufgelöste Analyse der Flammenentwicklung ist in Bild 3.53 dargestellt. Ausgehend von der Einlassseite zwischen den beiden Einlassventilen wird ein Teil des Brennraums visualisiert. Der Beobachtungsbereich des Endoskops hat einen Gesamtkegelwinkel von 80°, wobei die Beobachtungsrichtung um 30° zur Horizontalen geneigt ist. In Bild 3.54 sind Bildserien der Flammenentwicklung für einen Teillastbetriebspunkt eines Einzylinder-Ottomotors mit strahlgeführter Benzin-Direkteinspritzung unter Verwendung eines Mehrlochinjektors abgebildet. Die obere Reihe zeigt dabei den Flammenfortschritt im Homogenbetrieb durch Einspritzung des Kraftstoffs in den Saughub. In der unteren Bildsequenz ist zum Vergleich eine Verbrennung von geschichtetem LuftKraftstoff-Gemisch bei gleicher Motorlast und Drehzahl sowie unter identischen Randbedingungen für die Einlassströmung zu sehen. Während bei weitgehend homogenem

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Gemischzustand die Flammenfront, ausgehend von der Zündkerze, durch den gesamten Beobachtungsraum des Visualisierungssystems propagiert, erkennt man mit Kenntnis der Einbaulage des Endoskops bei der geschichteten Verbrennung ein gänzlich anderes Verhalten: Nach der Entflammung des Gemisches an der Zündkerze verläuft die Verbrennung lokal eingeschränkt. Die einlassseitigen Brennraumwände (im unteren Teil der Bilder) werden dabei kaum von der Flamme erreicht. Die Forderung nach einer isolierten, kompakten Flamme wäre somit erfüllt, wenn die gleiche Aussage auch für die anderen Ausbreitungsrichtungen Gültigkeit hätte. Dies lässt sich allerdings mit zweidimensionalen Messmethoden nicht hinreichend klären.

Bild 3.53: Endoskopposition im Zylinderkopf; Beobachtungskegel

Bild 3.54: Vergleich Homogenbetrieb und Schichtladebetrieb, repräsentative Einzelzyklen, OTLage bei 180° KW

3.4 Zündung und Verbrennung

83

Bei der geschichteten Verbrennung wird, in Übereinstimmung mit Ergebnissen aus [85] und [86], eine deutlich stärkere Abweichung von der sphärischen Flammenkontur mit einer signifikanten Verformung der Reaktionszone im Vergleich zum Homogenbetrieb festgestellt. Darüber hinaus kann im untersuchten Fall, wie auch in [87] beobachtet wurde, die unter starker Lichtemission auftretende, teilweise vorgemischte Flamme im Laufe der Verbrennung in mehrere kleinere Regionen (Verbrennungsinseln) zerfallen, die auf Grund verhältnismäßig langsam ablaufender mischungskontrollierter Prozesse über einen längeren Zeitraum hinweg erhalten bleiben. In Bild 3.55 sind zum Vergleich Isolinien der Flammenausbreitung während des Flammenwachstums und des Erlöschens der Flamme für den Homogen- und Schichtbetrieb aufgetragen. Das Zerfallen in mehrere Flammenregionen beim größtenteils diffusionsgesteuerten Ausbrand hängt zum einen mit den steilen Kraftstoffkonzentrationsgradienten auf Grund der hohen Gemischinhomogenität im Brennraum zusammen und wird zum anderen durch den Einfluss der Zylinderinnenströmung verstärkt. Des Weiteren wird in Abhängigkeit von der Brennraumströmung ein Verwehen der Flamme beobachtet, das im ungünstigsten Fall ein Hinausdrängen und Abkapseln der Flamme in einen Teil des Brennraums bewirkt. Daraus ergibt sich, dass das komplexe Zusammenspiel zwischen Zylinderinnenströmung, Gemischbildung und Zündung im Schichtbetrieb nicht nur in Bezug auf die Entflammungsphase, sondern auch hinsichtlich der nachfolgenden Flammenentwicklung abgestimmt werden muss. Zur Charakterisierung der räumlichen Flammenausbreitung und zur Ergänzung zweidimensionaler Messtechniken wird in [84] ein weiterentwickeltes 3D-Messverfahren eingesetzt, Bild 3.56. Hierbei werden bis zu drei schnelle Photomultiplier-Messsysteme zusammen geschaltet, um die Verbrennung synchron aus unterschiedlichen Beobachtungsrichtungen zu visualisieren. Die daraus gewonnenen Flammenbilder werden im anschließenden Auswerteprozess mittels einer speziellen Software zu einem dreidimensionalen Modell rekonstruiert, woraus sich Aussagen über die zeitliche Entwicklung des Flammenvolumens sowie der räumlichen Lage des Verbrennungsschwerpunktes ableiten lassen, Bild 3.57.

Bild 3.55: Isolinien der Flammenausbreitung für Homogen(links) und Schichtbetrieb (rechts) [87]

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.56: Experimenteller Aufbau des Messverfahrens „3D-Flamme“ [84]

Bild 3.57: 3D-Rekonstruktion der Flammenentwicklung, Schwerpunktanalyse [84]

3.4 Zündung und Verbrennung

85

Dadurch ist es möglich, relevante Einflussgrößen aus Gemischbildung, Brennraumströmung und Zündung für eine verbesserte Verbrennung gezielt zu optimieren. Besonders strahlgeführte Brennverfahren sollten prinzipiell aufgrund der nahen Anordnung von Zündkerze und Einspritzventil ohne besondere Luftführung auskommen. Eine gezielte Ladungsbewegung kann allerdings auch bei strahlgeführten Brennverfahren die Gemischbildung und Verbrennung unterstützen. Eine Ladungsbewegung kann den Wärmeeintrag in das Spray verbessern und somit den Gemischbildungsprozess unterstützen, der in einer sehr kurzen Zeitspanne ablaufen muss. Eine unzureichende Gemischaufbereitung mit hohen Gradienten des Luftverhältnisses zeigt sich durch die lange Ausbrenndauer im Schichtladebetrieb, verbunden mit Diffusionsverbrennung. Eine gezielte Ladungsbewegung durch eine globale Strömungsstruktur erzeugt Turbulenz im Brennraum, die genutzt werden kann, um zum Zündzeitpunkt die Flammenfront zu beschleunigen. Damit lässt sich eine schnellere und vollständigere Verbrennung mit einem verbesserten Gesamtwirkungsgrad erreichen [84]. Hierbei können sich unterschiedliche charakteristische Ladungsbewegungen in ihren Auswirkungen auf die Verbrennung unterscheiden. Eine Drallbewegung bleibt zumeist relativ lange erhalten und besitzt deshalb zum Zündzeitpunkt und noch während der Verbrennung sehr viel kinetische Energie, die die Brenngeschwindigkeit beschleunigen kann. Eine Tumble-Strömung kann den Kraftstofftransport gezielt beeinflussen und eine Anlagerung von Kraftstoff auf dem Kolben verhindern und somit die HC-Emissionen positiv beeinflussen. Die durch eine Ladungsbewegung in den Brennraum eingebrachte kinetische Energie erzeugt primär eine turbulente Schwankungsgeschwindigkeit und führt daher zur Erhöhung der Brenngeschwindigkeit. Durch eine globale Brennraumströmung kann zudem die Flamme ins Zentrum des Brennraums geleitet und dort stabilisiert werden [4, 23]. Klopfen Moderne Motoren haben im Hinblick auf guten Teillastverbrauch ein hohes Verdichtungsverhältnis. Bei Volllast können sich dadurch kritische Zustände im Brennraum ergeben, verbunden mit dem Auftreten von „Klopfen“. Im Gegensatz zur normalen Verbrennung tritt bei klopfender Verbrennung im noch unverbrannten Gemisch gegen Ende der Verdichtung an einem oder mehreren Orten Selbstzündung auf, Bild 3.58. Wie aus den Flammenkonturen zu erkennen ist, breitet sich die normale Flamme, ausgehend von der Zündkerze, durch den Brennraum mit normaler Flammengeschwindigkeit aus. Gegen Ende der Verbrennung entzündet sich im noch unverbrannten Gemisch (Endgasbereich) aufgrund kritischer Zustände (Druck, Temperatur, Vorreaktionen) eine Flamme von selbst. Ausgehend von dieser Selbstzündung ergibt sich eine extrem schnelle Umsetzung, verbunden mit einer starken Druckwelle. Diese Druckwellen können besonders an Stellen, wo sie im Brennraum reflektiert werden, Werkstoffschäden hervorrufen (z.B. Feuerstegbereich). Darüber hinaus führt Klopfen auch zu einer thermischen Überbeanspruchung und kann dadurch wiederum Glühzündungen verursachen. Im Druckverlauf ist Klopfen gegen Verbrennungsende erkennbar, Bild 3.59. Erst dann überlagern sich, beginnend mit einem steilen Druckanstieg infolge der schnellen Umsetzung des

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Endgases, dem normalen Druckverlauf hochfrequente Schwingungen. Diese werden durch die Gasschwingungen im Brennraum (örtliche Druckunterschiede) verursacht. Sie übertragen sich auch auf die Bauteile des Motors und sind verantwortlich für das Klopfgeräusch, welches auch als „Klingeln“ bezeichnet wird. Bei länger andauerndem klopfenden Motorbetrieb treten in der Regel Motorschäden auf. Daher ist Klopfen stets zu vermeiden.

Bild 3.58: Flammenausbreitung beim Klopfen

Bild 3.59: Druckverlauf und Lichtleitersignal bei klopfender Verbrennung

Bei älteren Motoren ohne Klopfregelung wurden die Zündzeitpunkte im höheren Lastbereich immer mit einem Sicherheitsabstand zur Klopfgrenze (erstes Auftreten klopfender Arbeitsspiele) eingestellt. Dadurch ergeben sich Verluste im Wirkungsgrad. In der Regel wurde die Zündung um ca. 5° KW nach spät verstellt; die Wirkungsgradverluste betragen

3.4 Zündung und Verbrennung

87

dann ca. 2 bis 3%. Bei Motoren mit Klopfregelung wird während des Betriebs jeweils die Klopfgrenze erfasst und der Zündwinkel auf diese geregelt. Bei Auftreten von Klopfen (erfasst durch Körperschallsensor) wird die Zündung um einen bestimmten Betrag nach spät verstellt. Nach einer vorgegebenen Zeit wird die Zündung schrittweise wieder in Richtung früh verstellt, bis erneut Klopfen festgestellt wird oder bis das Leistungsoptimum erreicht ist. Heutige Ottomotoren zeigen vermutlich aufgrund ihrer starken Systemausreizung in der Volllast bei hohen Drehzahlen ein spezielles Klopfverhalten, das als „Extremklopfen“ oder „Megaklopfen“ bezeichnet wird. Dieses Phänomen ist durch stochastisch extrem klopfende Arbeitsspiele mit schadensrelevanten Druckamplituden charakterisiert. Dabei zeigt sich bei der Anti-Klopf-Regelung (AKR) nahe der Klopfgrenze mit Vorverstellung der Zündung keine kontinuierlich zunehmende Klopfintensität mit überlagerten hochfrequenten Druckamplituden. Vielmehr zeigen sich bereits an der Klopfgrenze vereinzelt auftretende „Extremklopfer“, Bild 3.60, mit Amplituden, die um ein Vielfaches höher liegen als die Druckamplituden bei normal klopfender Verbrennung. Dieses Verhalten einzelner Arbeitsspiele kündigt sich in keiner Weise in den vorhergehenden Arbeitsspielen an, unabhängig davon, ob der Motor mit konstantem Zündwinkel oder mit AKR betrieben wird. Des weiteren tritt dieses Phänomen unabhängig vom Gemischbildungsverfahren sowohl bei Saugmotoren und aufgeladenen Motoren als auch bei Motoren mit Direkteinspritzung auf. Die heute allgemein verwendeten ereignisgesteuerten Klopfregelungssysteme können erst nach Auftreten klopfender Verbrennung mit einer Spätverstellung des Zündwinkels reagieren. Da sich die Extremklopfer bereits in einem engen Zündwinkelband an der Klopfgrenze zeigen und heutige Klopfregelsysteme nahe an der Klopfgrenze ausgelegt werden, kann eine leistungs- und verbrauchsoptimale Auslegung ohne Gefahr der plötzlichen Motorzerstörung durch die Extremklopfer nicht länger erfolgen [88, 89]. Um die Effizienz heutiger und zukünftiger Motorengenerationen weiter steigern zu können, ist es daher notwendig, Ansätze zur Vermeidung dieser Extremklopfer mittels einer systematischen Ursachenanalyse zu erarbeiten.

Bild 3.60: Extremklopfen

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Auf das Klopfen haben die Betriebsbedingungen, der Kraftstoff und die Brennraumform wesentlichen Einfluss. Grundsätzlich nimmt die Klopfneigung eines Motors bei folgenden Randbedingungen zu: ™ Hoher Druck und hohe Temperatur im unverbrannten Gemischrest (Endgas) ™ Annäherung an das stöchiometrische Luft-Kraftstoffverhältnis (O = 1) ™ Langsamer Prozessablauf (Vorreaktionszeiten sind lang) ™ Niedrige Oktanzahl des Kraftstoffs ™ Hohe Verdichtung durch hohes Verdichtungsverhältnis und/oder Aufladung des angesaugten Gemisches. Für den motorischen Betrieb folgt daraus: Die Klopfneigung eines Ottomotors nimmt zu bei Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses H, des Zündwinkels Dz (Frühverstellung), der Gemischtemperatur, der Motortemperatur, des Mitteldrucks und der Motorabmessungen (Zylinderbohrung). Höhere Motordrehzahlen vermindern im allgemeinen die Klopfneigung, weil sich die Brenndauer verkürzt. Je nach Motorbetriebszustand unterscheidet man zwei Arten von Klopfen: ™ Beschleunigungsklopfen: Beschleunigungsklopfen tritt bei Volllastbeschleunigung aus niedrigen Drehzahlen auf. Es ist als deutliches „Klingeln“ hörbar und führt selten zu Schäden. ™ Hochdrehzahlklopfen: Hochdrehzahlklopfen tritt bei hohen Motordrehzahlen im oberen Lastbereich auf. Es ist wegen der dann auftretenden Fahrgeräusche selten hörbar und führt fast immer zu schweren Motorschäden. Anhaltend klopfender Motorbetrieb muss unbedingt vermieden werden, da es sonst zu erheblichen irreparablen Klopfschäden, meistens am Kolben im Bereich des Feuerstegs, kommt. Durch die Brennraumgestaltung kann die Verbrennung und das Klopfen erheblich beeinflusst werden. Brennräume mit geringer Klopfneigung (klopffeste Brennräume) müssen folgende Grundforderungen erfüllen: ™ Kurze Flammenwege: kompakter Brennraum, zentrale Lage der Zündkerze ™ Vermeidung heißer Stellen am Ende des Flammenweges: Zündkerzen in Nähe des Auslassventils ™ Hohe Strömungsgeschwindigkeiten: Tumble und/oder Drallbewegung und/oder Quetschströmung. Grundsätzlich sind Brennräume mit starker Zusammenballung der Ladung in der Nähe der Zündkerze vorteilhafter als lang auseinandergezogene Brennräume (lange Flammenwege). Motoren mit großen Zylinderabmessungen neigen wegen langer Flammenwege eher zum Klopfen als Motoren mit kleinen Zylinderabmessungen. Heutige Brennraumformen versuchen diesen Randbedingungen in ihren Grundformen zumindest teilweise Rechnung zu tragen. Die Forderung nach geringen Emissionen darf aber nicht vernachlässigt werden.

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

89

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung 3.5.1 Thermodynamik Die der homogen kompressionsgezündeten Verbrennung zugrunde liegende Erkenntnis, dass auch in homogenen Gemischen bei genügend langer Vorreaktionszeit und passendem Druck- und Temperaturverlauf eine Selbstzündung einsetzen kann, ist seit den ersten Untersuchungen Nikolaus August Ottos an dem von ihm entwickelten Motor mit Fremdzündung bekannt [90] – allerdings nicht als Ziel, sondern als unerwünschte Nebenerscheinung des ottomotorischen Betriebsverfahrens, nämlich in Form des Phänomens der klopfenden Verbrennung. Beim ottomotorischen Klopfen kommt es nach der Fremdzündung zu einer Selbstzündung in Bereichen der Zylinderladung, die noch nicht von der Flamme erfasst sind (dem sogenannten Endgas). Diese schlagartige, gleichzeitige Umsetzung eines lokal begrenzten Anteils der Zylinderladung führt zur Ausbildung einer Druckwelle, die durch Reflektion an den Brennraumwänden zu starken Druckschwingungen führt und Schäden einerseits durch mechanische Belastung, vor allem aber durch stark erhöhten konvektiven Wärmeübergang an den Brennraumwänden und dem Kolben während der Hochtemperaturphase der Verbrennung hervorruft. Aus diesen Gründen war es im Verlauf der Entwicklung des Ottomotors immer vorrangiges Ziel der Ingenieure, die Selbstzündung der Zylinderladung zu vermeiden. Die Selbstzündung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung unterscheidet sich von der klopfenden Verbrennung im konventionellen Ottomotor jedoch einerseits durch die erheblich stärkere Verdünnung des Gemisches (geringere Kraftstoffkonzentration), wodurch die lokale Wärmefreisetzung verringert wird. Andererseits führt die nahezu homogene Verteilung von Temperatur und Reaktionsfortschritt über den gesamten Brennraum dazu, dass die Selbstzündung ebenso gleichmäßig in der gesamten Zylinderladung auftritt, und nicht – wie beim Klopfen – lokal begrenzt im Endgasbereich. Hierdurch wird die Ausbildung einer schädlichen Detonationswelle bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung vermieden. Die verschiedenen Formen des Reaktionsablaufs in Abhängigkeit vom vorliegenden Temperaturgradienten lassen sich mit Hilfe eines stark vereinfachten, eindimensionalen Modells nach Zeldovich [91] anschaulich erläutern, Bild 3.61. Als vereinfachende Annahme wurde dabei ein Gasgemisch mit den Eigenschaften eines idealen Gases zugrunde gelegt, dessen lokale Reaktionsintensität als nur von der Temperatur abhängig betrachtet wird. Die lokale Gemischtemperatur fällt ausgehend vom Ursprung („exothermes Zentrum“) linear ab. Anhand der Steigung des Temperaturgradienten lassen sich dann verschiedene Verbrennungsarten klassifizieren:

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.61: Vereinfachtes Modell der Energieumsetzung in Abhängigkeit vom Temperaturgradienten als Funktion des Abstandes vom Ort der Reaktionseinleitung („exothermes Zentrum“) in einem eindimensionalen System [91]

Im Falle eines steilen Temperaturgradienten setzt ausgehend vom exothermen Zentrum, an dem zuerst die Zündbedingungen erreicht werden, eine sogenannte deflagrative Verbrennung ein. Es bildet sich dabei eine Flammenfront als lokale Reaktionszone aus, die sich in Richtung des absinkenden Temperaturgradienten ausbreitet, indem sie benachbarte Gemischbereiche auf Zündtemperatur erhitzt, sodass dort ebenfalls die Energieumsetzung ausgelöst wird. Dieser Fall kann als modellhafte Näherung für die klassische, ottomotorische Flammenfrontverbrennung angesehen werden, bei der sich die Verbrennung von der Zündkerze ausgehend auf den gesamten Brennraum ausbreitet. Mit flacher werdendem Gradienten nimmt die Fortpflanzungsgeschwindigkeit der Reaktionszone zu. Der im Diagramm eingezeichnete mittlere Temperaturgradient steht stellvertretend für die sogenannte detonative Verbrennung. Im Gegensatz zur Deflagration, bei der die Flammenausbreitung durch chemische Reaktion und molekulare Transportprozesse erfolgt, wird bei der Detonation die Ausbreitung durch eine Druckwelle getragen, die durch die chemische Reaktion und die hiermit verbundene Wärmefreisetzung aufrechterhalten wird [92]. Dieser von stark beschleunigtem Umsatz gekennzeichnete Zustand ist charakteristisch für die Bedingungen bei klopfender Verbrennung, wo Teile des Endgases eine gegenüber dem übrigen Gemisch leicht erhöhte Temperatur aufweisen, die zur Auslösung einer Selbstzündung führt. Aufgrund der lokal ähnlichen Zündbedingungen kommt es bei hohen Temperaturen und Drücken im Endgas zur Ausbildung einer Druckwelle sowie in Folge zu schädlichen Druckschwingungen. Wird der Temperaturgradient weiter verringert, so setzt bei nahezu verschwindendem Gradienten die sogenannte thermische Explosion ein. Hierbei kommt es zu einer annähernd gleichzeitigen Energieumsetzung im gesamten Gasgemisch ohne die Notwendigkeit einer Flammenausbreitung. Dieser Verbrennungsmodus entspricht der Idealvorstellung der homogen kompressionsgezündeten Verbrennung. Das Einsetzen der Zündung hängt dann allein von den lokalen Reaktionsbedingungen ab, die neben der Temperatur auch von Druck, Kraftstoffkonzentration und Vorreaktionszustand bestimmt werden. Ge-

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

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ringe Inhomogenitäten der lokalen Reaktionsbedingungen werden durch die Energiefreisetzung (Druck- und Temperaturerhöhung) der zuerst zündenden Gemischbereiche mit nur geringer zeitlicher Verzögerung ausgeglichen, sodass das gesamte Gemisch in zeitlich enger Folge zündet und die Reaktionstätigkeit sich somit gewissermaßen von selbst verstärkt, sobald die ersten Selbstzündungen eingesetzt haben („thermische Rückkopplung“). In der Realität spielt neben der Temperatur auch die chemische Reaktionskinetik eine erhebliche Rolle, da es sich bei Zündvorgängen in Kohlenwasserstoff-Luft-Gemischen um sogenannte Radikalkettenreaktionen [92] handelt. Von entscheidender Bedeutung für den Reaktionsablauf ist dabei die Freisetzung hochreaktiver Zwischenprodukte (Radikale), die mit den chemischen Spezies des Frischgemisches oder anderen Zwischenprodukten unter Bildung weiterer Radikale reagieren. Die im Gemisch ablaufenden Vorreaktionen, aber auch die eigentlichen Umsatzreaktionen während der Verbrennung, werden von derartigen Radikalkettenreaktionen bestimmt. Ändert sich hierbei die gesamte molare Menge an Radikalen während des Reaktionsablaufs nicht, so wird von einer Kettenfortpflanzungsreaktion gesprochen; die Kettenreaktion läuft hierbei ohne Verstärkung oder Abschwächung weiter. Bei einer Zunahme der Zahl der Radikale kommt es zu einer sich selbst verstärkenden Reaktionstätigkeit; eine solche Reaktion wird als Kettenverzweigung bezeichnet. Reagieren Radikale miteinander oder mit Zwischenprodukten unter Bildung stabiler Reaktionsprodukte, so handelt es sich um Kettenabbruchreaktionen, die den Reaktionsfortschritt hemmen. Im Gegensatz zur oben beschriebenen rein thermischen Zündung setzt sich bei Radikalkettenexplosionen die Temperaturerhöhung deshalb nicht sofort; statt dessen setzt diese erst nach einer sogenannten Zündverzugs- oder Induktionszeit ein. Dies ist darauf zurückzuführen, dass zunächst durch Kettenverzweigungsreaktionen eine ausreichende Anzahl reaktiver Radikale gebildet werden muss, die in der Folge den Kraftstoffumsatz mit entsprechender deutlicher Temperatursteigerung auslösen. Die während der Zündverzugszeit ablaufenden Vorreaktionen führen selbst jedoch nicht zu einer merklichen Temperaturerhöhung [92]. Da die Geschwindigkeit und Gleichgewichtslage der Vorreaktionen ihrerseits jedoch von der Temperatur abhängen, kann es unter bestimmten Bedingungen bei steigender Temperatur während der Vorreaktionszeit zu einer Gleichgewichtsverschiebung der ketteneinleitenden Reaktionen kommen, sodass der Kettenverzweigung die Grundlage entzogen wird („degenerierte Kettenverzweigung“). Der Zündverzug nimmt dann trotz fortschreitender Reaktion wieder zu. In diesem Fall wird von einem „negativen Temperaturkoeffizienten“ des Zündverzugs gesprochen. Dieses Phänomen ist bei der Selbstzündung von längerkettigen Kohlenwasserstoffen, wie sie insbesondere in Dieselkraftstoff vorkommen, besonders ausgeprägt. Der eigentlichen Selbstzündung geht dann ein Niedertemperaturumsatz mit einer schwach bläulichen Verbrennungsstrahlung voraus (sog. „kalte Flammen“). Dieser erste Umsatz führt zu einer Erhöhung von Druck und Temperatur, wodurch die Reaktion in den Bereich des negativen Temperaturkoeffizienten gelangt, wo keine Verbrennungsstrahlung mehr detektiert werden kann. Mit einem gewissen zeitlichen Abstand setzt dann die Hauptumsatzreaktion mit deutlich wahrnehmbarer Flamme ein. Eine solche mehrstufige Zündung wird bei Ottokraftstoffen hingegen

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

nicht beobachtet; statt dessen folgt dort der Zündung unmittelbar die Hauptumsatzreaktion (einstufige Hochtemperaturzündung). Zusammenfassend lässt sich ableiten, dass sich für die praktische Umsetzung der homogen kompressionsgezündeten Verbrennung zum gewünschten Zündzeitpunkt das Gemisch im gesamten Brennraum möglichst nahe an den Zündbedingungen befinden muss. Die Zündung setzt dann zuerst in den Bereichen ein, die als erste das erforderliche Vorreaktionsniveau erreichen und breitet sich anschließend schnell auf den gesamten Brennraum aus. Im Gegensatz zur oben angewandten vereinfachten Betrachtungsweise nach Zeldovich werden die Zündbedingungen jedoch nicht nur von der Temperatur bestimmt, sondern auch von Temperaturhistorie, Druck und kinetischem Vorreaktionsniveau. Da darüber hinaus in der Praxis diese Parameter zum Teil lokal sehr stark variieren können, ist der lokale Zündverzug das Ergebnis einer Vielzahl einzelner Parameter und ihrer zeitlichen Entwicklung. Auch wenn das lokal unterschiedliche Vorreaktionsniveau eine Abweichung vom Ideal der perfekten homogenen Kompressionszündung bedeutet, können diese Abweichungen unter motorischen Bedingungen durchaus erwünscht sein, da sie – gezielt eingesetzt – eine Kontrollmöglichkeit zur Verringerung der Umsatzgeschwindigkeit bieten, womit z.B. bei höheren Motorlasten trotz des kraftstoffreichen Gemisches eine kontrollierte Umsetzung mit moderaten Druckgradienten erreicht werden kann. Bild 3.62 verdeutlicht – angelehnt an eine in [93] entwickelte Modellvorstellung – die Unterschiede zwischen der konventionell fremdgezündeten und der homogen kompressionsgezündeten Verbrennung. Während bei Fremdzündung die Flammenfront nach und nach die Zylinderladung umsetzt (Integration über Masseninkrement dm), wird bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung die gesamte Zylinderladung nahezu gleichzeitig – örtlich unterschiedlicher Reaktionsfortschritt wird durch die Neigung der Reaktionszone im Diagramm angedeutet – umgesetzt, wobei die einzelnen Reaktionen im Vergleich zur Flammenfrontverbrennung zeitlich gedehnt ablaufen (Integration über differenziellen Wärmeanteil dq).

Bild 3.62: Idealisierte Modelle der fremdgezündeten (rechts) und der homogen kompressionsgezündeten Verbrennung (links) [93]

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

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Trotz der zeitlichen Dehnung der Umsatzreaktionen bezogen auf das einzelne Kraftstoffmolekül nimmt die globale Umsatzgeschwindigkeit aufgrund des nahezu zeitgleichen Umsatzes der gesamten Zylinderladung im Vergleich zur Flammenfrontverbrennung (mit sequenziellem Umsatz) zu. Die schnelle Wärmefreisetzung nahe dem oberen Totpunkt hat zur Folge, dass sich mit homogen kompressionsgezündeter Verbrennung nahezu ein idealer Gleichraumprozess realisieren lässt, der gegenüber Prozessen mit geringerem Gleichraumanteil – insbesondere dem Ottomotor mit Direkteinspritzung im Schichtladungsbetrieb, der aufgrund des langsamen Ausbrandes häufig mit Schwerpunktlagen noch vor OT betrieben werden muss [4, 15, 94] – einen erheblichen thermodynamischen Wirkungsgradvorteil mit sich bringt. Darüber hinaus ergeben sich bei HCCI (Homogenous Charge Compression Ignition) noch weitere Wirkungsgradvorteile aufgrund der starken Gemischverdünnung und der häufig vorgenommenen Verdichtungserhöhung.

3.5.2 Konzepte und Betriebsstrategien bei Benzin-Selbstzündung Eine unmittelbare Beeinflussung der Verbrennungslage und damit Regelung des Verbrennungsbeginns über einen einzelnen Parameter – wie den Zündzeitpunkt bei Fremdzündung oder den Spritzbeginn bei dieselmotorischer Diffusionsverbrennung – ist bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung nicht möglich. Der Verbrennungsbeginn wird vielmehr durch die Selbstzündungseigenschaften des Luft-Kraftstoffgemisches beeinflusst. Die Haupteinflussgrößen sind dabei die Gemischeigenschaften (Selbstzündungsneigung) und der zeitliche Temperaturverlauf vor der Zündung. Die Verbrennungslage wird vor allem durch die folgenden Parameter bestimmt: ™ Selbstzündungseigenschaften des Kraftstoffs ™ Lokale Kraftstoffkonzentration (Luftverhältnis und Gemischhomogenität) ™ Restgasanteil sowie gegebenenfalls Zusammensetzung des Restgases ™ Zeitlicher Druck- und Temperaturverlauf im Gemisch ab dem Zeitpunkt der Kraftstoffeinbringung (Ansaugluft- und Restgastemperatur, Saugrohrdruck, Verdichtung) ™ Weitere motorspezifische Eigenschaften. In Bild 3.63 sind die in verschiedenen Untersuchungen bereits angewandten äußeren Eingriffsmöglichkeiten zur Beeinflussung der Verbrennungslage zusammengefasst, wobei eine Einteilung in die beiden oben genannten Kategorien – zeitlicher Temperaturverlauf im Gemisch und Variation der Selbstzündungsneigung des Gemisches – erfolgt. Im Folgenden wird der Einfluss der einzelnen Parameter erläutert und ihre Eignung zur Kontrolle der Verbrennungslage unter verschiedenen Betriebsbedingungen analysiert.

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.63: Parameter zur Kontrolle der homogen kompressionsgezündeten Verbrennung

Ansaugluftvorwärmung Eine Kontrolle der homogenkompressionsgezündeten Verbrennung über den Temperaturverlauf ist zunächst am einfachsten durch Variation der Ansauglufttemperatur möglich, was in zahlreichen Untersuchungen an Viertaktmotoren praktiziert wurde [95, 96]. Der Einfachheit der Handhabung (gleichmäßiger Übergang aus der fremdgezündeten Verbrennung bzw. aus dem geschleppten Betrieb durch kontinuierliche Erhöhung der Ansauglufttemperatur) und der Größe des damit erzielbaren Kennfeldes (Begrenzung prinzipiell nur durch Liefergrad, Druckgradient und verfügbare Heizleistung) stehen jedoch große Nachteile im transienten Motorbetrieb gegenüber, da in der Praxis aus Gründen des Wirkungsgrades Abgas-Frischluft-Wärmetauscher zur Bereitstellung der Heizwärme eingesetzt werden können. Derartige Wärmetauscher weisen zu große Totzeiten auf, wenn eine schnelle Änderung der Ansauglufttemperatur, z.B. bei schnell steigender oder absinkender Leistungsanforderung, erforderlich ist (Übergang von Leerlauf oder Niedriglast auf Volllast und umgekehrt, z.B. beim Beschleunigen eines Fahrzeugs, beim Abbremsen oder bei Schaltvorgängen). Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses Als weiterer Parameter zur Beeinflussung der Verbrennungslage kommt das Verdichtungsverhältnis in Frage. Eine starre Erhöhung der Verdichtung ohne Variationsmöglichkeit hat jedoch neben der mangelnden Eingriffsmöglichkeit im HCCI-Betrieb (Homogenous Charge Compression Ignition) den Nachteil, dass der Volllastbetrieb mit einem fremdgezündeten Verfahren gegebenenfalls nur noch mit großen Einschränkungen möglich ist. Bei Verdichtungsverhältnissen größer als ca. 13:1 steigt die Klopfgefahr bei Betrieb mit Ottokraftstoffen selbst erheblich an und grenzt den zulässigen Lastbereich auf diese Weise stark ein. Einen Ausweg könnte die Verwendung einer variablen Verdich-

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

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tung sein, wobei an die Genauigkeit und Schnelligkeit bei der Einstellung eines bestimmten Verdichtungsverhältnisses hohe Anforderungen gestellt werden [97, 98]. Variation der Kraftstoffzusammensetzung Ein wichtiger Einflussfaktor für die Selbstzündungsneigung des Gemisches sind die Kraftstoffeigenschaften. Bereits erfolgreich erprobt wurde eine Verbrennungslageregelung auf Basis einer variablen Mischung zweier Kraftstoffe unterschiedlicher Zündwilligkeit [99, 100]. Eine weitere Möglichkeit könnte die Zugabe von Additiven zum Kraftstoff darstellen, über die Einfluss auf die Selbstzündungsneigung des Gemisches genommen werden kann [101, 102]. Für den mobilen Einsatz im Fahrzeug ist ein Betriebsverfahren, das die Betankung mit zwei unterschiedlichen Kraftstoffen oder Additiven erfordert, allerdings nicht zweckmäßig. Variation des Restgasanteils Eine gegenüber der Ansaugluftvorwärmung für transiente Anwendungen deutlich bessere Lösung stellt die Variation des Restgasgehaltes dar. Ähnlich wie bei Vorwärmung wird durch einen erhöhten Restgasanteil die Temperatur zu Kompressionsbeginn so weit angehoben, dass zum Ende der Kompression Selbstzündungsbedingungen erreicht werden. Zur Erhöhung des Restgasanteils im Zylinder können verschiedene Strategien angewandt werden, Bild 3.64. Die äußere Abgasrückführung stellt dabei die einfachste und kostengünstigste Lösung dar, die zudem heute in den meisten serienmäßig eingesetzten Motoren ohnehin bereits vorhanden ist. Allerdings hat diese Variante den Nachteil, dass selbst bei kurzen Rückführleitungen das Abgas stark abkühlt. Hinzu kommt, dass mit konventionellen AGRVentilen weder eine zyklusgenaue Bemessung der AGR-Rate noch eine unter allen Betriebsbedingungen exakte Kontrolle der effektiven AGR-Menge möglich ist. Beides sind jedoch grundlegende Voraussetzungen zur restgasgesteuerten Kontrolle der homogen kompressionsgezündeten Verbrennung in einem möglichst weiten Kennfeldbereich. Aus diesen Gründen eignet sich bei Ottomoren eine äußere Abgasrückführung nicht zur Erzielung der gewünschten Temperatursteigerung im Zylinder über eine Erhöhung des Restgasanteils.

Bild 3.64: Strategien zur Erhöhung des Restgasanteils im Zylinder

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bei der sogenannten inneren AGR (oder Abgasrücksaugung) wird hingegen das Abgas zunächst in den Einlass- bzw. Auslasstrakt ausgeschoben und anschließend wieder zurückgesaugt. Im Falle einer inneren AGR über den Auslass erfordert dies ein zweites Öffnen der Auslassventile während des Ansaugtaktes. Eine innere AGR über den Einlass ist demgegenüber bereits mit Hilfe eines Phasenstellers durch Vorverlegung der Steuerzeit „Einlass öffnet“ realisierbar; als Nachteil muss jedoch berücksichtigt werden, dass das in den Einlasskanal zurückgeschobene Abgas relativ stark abkühlt und dabei gleichzeitig den Einlassbereich sowie das darin befindliche Frischgemisch aufheizt. Eine solche Strategie führt daher einerseits zu einem erhöhten Bedarf an Restgasanteil zur Realisierung der gewünschten Temperaturanhebung im Zylinder, während andererseits der effektive Liefergrad aufgrund der Frischgemischaufheizung sinkt. Es handelt sich also um ein weniger effizientes, jedoch vergleichsweise einfach realisierbares Verfahren zur Erhöhung des Restgasanteils im Zylinder. Zur Umsetzung einer inneren AGR über den Auslass ist im Normalfall zumindest ein einfacher vollvariabler Ventiltrieb erforderlich, der ein zweites Öffnen der Auslassventile erlaubt, wenn sich der entsprechende Nocken bereits wieder auf dem Grundkreis befindet [103, 104]. Der Vorteil einer Abgasrücksaugung aus dem Auslass ist die relativ gute Regelbarkeit und die gegenüber den oben diskutierten Verfahren geringere Abkühlung. Eine einfachere Lösung stellt die Verschiebung des Schließzeitpunktes des Auslassventils bis in den Ansaugtakt dar, die allerdings nur im Falle moderater Verdichtung oder ausgeprägter Ventiltaschen möglich ist. In diesem Fall muss darüber hinaus – z.B. mit Hilfe eines Phasenstellers – die Einlasssteuerzeit so angepasst werden, dass kein Frischgemisch in den Auslass gelangt [105]. Die dritte Variante stellt die so genannte Abgasrückhaltung dar. Hierbei wird durch eine Verkürzung der Auslass-Öffnungsdauer sowie eine Frühverlegung des Zeitpunktes „Auslass schließt“ die ausgeschobene Abgasmasse unmittelbar verringert, sodass nach Abschluss des Ladungswechsels noch eine erhebliche Masse an Restgas im Brennraum verbleibt. Vorteilhaft an dieser Variante ist die geringe Abkühlung des Restgases, die nur durch Wärmeverluste über die Brennraumwand erfolgt. Auf diese Weise sind zur Einstellung einer gewünschten Zylinderinnentemperatur zu Kompressionsbeginn geringere Restgasanteile erforderlich als bei den oben beschriebenen Verfahren. Bei optimiertem Ventilhubverlauf (kurze Öffnungsdauer bei vergleichsweise großem Ventilhub) ist prinzipiell auch eine Verringerung der Strömungsverluste möglich, da die zurückgehaltene Restgasmenge nicht (mehrfach) die Ventile passieren muss. Durch eine Verstellung des Zeitpunktes „Auslass schließt“ ist eine unmittelbare und stufenlose Regulierung des Restgasanteils möglich, die je nach verwendetem Stellmechanismus bei Bedarf sogar zyklusgenau wirken kann. Darüber hinaus sind in Kombination mit entsprechenden Ventilhubverläufen auch extrem hohe Abgasrückhalteraten, d.h. hohe Restgasanteile, realisierbar. Die besondere Eignung der Abgasrückhaltung für Betriebspunkte mit niedriger Last, also geringer umgesetzter Kraftstoffmenge und deshalb hohem Aufheizungsbedarf, wurde auch experimentell bestätigt [106].

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

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Neben der reinen Aufheizung des Gemisches hat der Restgasanteil jedoch noch eine Reihe weiterer Einflüsse, die in verschiedenen analytischen und experimentellen Studien untersucht wurden [107, 108]. Hierzu gehören der Effekt der Ladungsverdünnung (Absenkung des molaren Kraftstoffanteils im Gemisch durch Erhöhung des Restgasanteils anstelle einer Drosselung), die Auswirkung auf die Wärmekapazität des Gemisches (erhöhter CO2- und H2O-Anteil durch Ersetzen von Überschussluft durch Restgas) und chemische Einflüsse (Dissoziationsreaktionen). Ein von den übrigen Faktoren getrennt zu betrachtender Einfluss ist die Auswirkung von Inhomogenitäten der Ladungsverteilung, die durch unvollständige Vermischung von Frischgemisch und Restgas entstehen können [108]. Hierdurch wird die Wahrscheinlichkeit erhöht, dass sich auch bei geringeren Restgasanteilen Zonen hoher Temperatur in der Nähe von Bereichen hoher Kraftstoffkonzentration befinden [106], wodurch die Zündeinleitung begünstigt wird.

3.5.3 Eingriffsmöglichkeiten bei Direkteinspritzung Einen unmittelbaren Zugriff auf die Temperaturhistorie der Kraftstoffmoleküle und damit sowohl auf den zeitlichen Temperaturverlauf im Gemisch als auch auf dessen Reaktionswilligkeit ermöglicht die Verwendung einer Direkteinspritzung an Stelle einer äußeren Gemischbildung. Der Einspritzzeitpunkt bestimmt die Zeit, die dem Kraftstoff für Vorreaktionen bis zum Ende der Verdichtung zur Verfügung steht. Des weiteren führt die Innenverdampfung des Kraftstoffs zu einer Abkühlung der Zylinderladung, die je nach Einspritzzeitpunkt unterschiedliche Auswirkung auf den Ladungswechsel, den Temperaturverlauf und schließlich auch auf die Zusammensetzung des Luft-Kraftstoff-RestgasGemisches hat [109, 110]. Ausgefeilte Einspritzstrategien sehen mehrfache Einspritzungen pro Arbeitstakt vor, mit denen im Niedriglastbereich ein Teil der Einspritzmenge besonders früh eingebracht wird und bei hohen Lasten die Reaktionstätigkeit durch späte Einspritzung nach Einlassschluss eingedämmt werden soll, um eine zu frühe Verbrennungslage zu vermeiden [111]. Bei zu später Einspritzung wird jedoch durch lokal erhöhte Kraftstoffkonzentrationen eine Frühverschiebung der Verbrennungslage und eine Anstieg der Abgasrohemissionen bewirkt [112, 113]. Mit Hilfe geeigneter Einspritzstrategie ist darüber hinaus auch eine Regelung der Verbrennungslage möglich. Durch eine Ventilunterschneidung können einfach hohe Restgasanteile im Brennraum realisiert werden. Dabei kommt es zu einer Zwischenkompression während des Ladungswechsels. Das Abgas wird somit nochmals verdichtet und es können Temperaturen über 1000 K realisiert werden. Diese Bedingungen können bei direkter Kraftstoffeinspritzung gezielt genutzt werden. So kann bei überstöchiometrischer Gemischzusammensetzung während der Hauptverbrennung bei Zünd-OT im Ladungswechsel die noch im Abgas vorhandene Restsauerstoffmenge für eine geringfügige Verbrennung innerhalb der Zwischenkompression genutzt werden. Vorrausgesetzt ist hierbei eine gute Gemischbildung bei früher Einspritzung direkt nach „Auslass schließt“

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

[114]. Bild 3.65 zeigt für eine Doppeleinspritzstrategie bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung den Druckverlauf und die Ventilerhebungskurven im Vergleich zum konventionellen ottomotorischen Betrieb mit Fremdzündung.

Bild 3.65: Einspritzstrategie und Druckverlauf bei kontrollierter Selbstzündung mit Abgasrückhaltung durch Ventilunterschneidung [114]

3.5.4 Potenziale hinsichtlich Verbrauch und Schadstoffemission Erste Vergleiche auf der Basis einer Verlustteilungsrechnung bestätigen das hohe Wirkungsgradpotenzial der homogen kompressionsgezündeten Verbrennung, und insbesondere die bei diesem Brennverfahren realisierbaren vergleichsweise geringen Wandwärmeverluste [115], Bild 3.66. Insgesamt schneidet in dieser Untersuchung der Ottomotor mit strahlgeführter Direkteinspritzung am besten ab; allerdings weist dieser Motor mit H = 12,0 auch eine höhere Verdichtung auf als die Vergleichsaggregate mit konventioneller Saugrohreinspritzung, variabler Ventilsteuerung und Wasserstoffverbrennung (jeweils H = 10,5) und mit homogener Kompressionszündung (CAI, H = 11,0). G

Bild 3.66: Vergleich der Verlustteilungen verschiedener Brenn- und Laststeuerverfahren [115]

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

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Bild 3.67: Potenzial der homogenen kompressionsgezündeten Verbrennung (HCCI) im Vergleich zur BenzinDirekteinspritzung (BDE), n = 2000/min, pme= 2 bar [116]

In [116] beschreiben Lavy et al. die Arbeiten am Institut Francais du Pétrole (IFP) zur homogen kompressionsgezündeten Verbrennung. Auch hier wurde ein Konzept mit Benzin-Direkteinspritzung untersucht. In Bild 3.67 sind die Ergebnisse dieser Untersuchung im Vergleich zu einem Ottomotor mit Direkteinspritzung und Fremdzündung im Homogenbetrieb bei O = 1 und im mageren Schichtbetrieb zusammengefasst.G Es wird deutlich, dass im betrachteten Betriebspunkt die homogen kompressionsgezündete Verbrennung mit Direkteinspritzung für alle limitierten Abgasschadstoffe und für den effektiven Verbrauch bei Magerbetrieb die besten Werte zeigt. Auch wenn es sich hierbei nur um einen einzelnen Betriebspunkt handelt, zeigt dies deutlich das Potenzial der homogen kompressionsgezündeten Verbrennung mit Direkteinspritzung von Ottokraftstoff auf. Die niedrige Umsatztemperatur bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung erlaubt darüber hinaus eine weitgehende Vermeidung der thermischen NO-Bildung, weil aufgrund des homogenen Umsatzes und der starken Gemischverdünnung – bei Verdünnung mit Restgas zusätzlich durch die erhöhte Wärmekapazität des Gemisches – die Verbrennungsspitzentemperatur im Allgemeinen unterhalb der NO-Bildungstemperatur von ca. 2000 K gehalten werden kann. Da die thermische NO-Bildung beim konventionellen Ottomotor den weitaus überwiegenden Anteil zu den Schadstoffemissionen beiträgt, ermöglicht deren weitgehende Eliminierung eine Absenkung der NOx-Konzentration im unbehandelten Rohabgas auf eine Größenordnung von typischerweise ca. 10 ppm, was einen vollständigen Verzicht auf eine Nachbehandlung dieser Komponente erlaubt. Die noch verbleibenden NOx-Emissionen sind aufgrund der geringen Kraftstoffkonzentration – die auch die Bildung von sogenanntem promptem oder Fenimore-NO in der Flamme unterbindet – und der niedrigen Verbrennungstemperatur hauptsächlich auf die Weiterreaktion von bei hohen Drücken gebildetem Distickstoffoxid N2O zu NO zu-

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

rückzuführen [92]. Beim konventionellen Ottomotor ist der Anteil der Stickstoffdioxid NO2-Emissionen am Gesamt-NOx aufgrund der hohen Verbrennungstemperaturen vernachlässigbar, wohingegen beim konventionellen Dieselmotor der NO2-Anteil aufgrund der inhomogenen Gemischzusammensetzung und des insgesamt niedrigeren Temperaturniveaus bis zu 30% an der Gesamtemission ausmachen kann [117]. Es liegen bislang jedoch noch keine konkreten Untersuchungsergebnisse zum Anteil der NO2-Emissionen bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung von Ottokraftstoff vor.

3.5.5 Akustik Schon immer hat die Einführung von neuartigen thermodynamisch effizienteren Brennverfahren im Fahrzeugantrieb für den Akustiker neue Aufgabenstellungen formuliert, wie zum Beispiel eine Anhebung der Anregungspegel durch höhere Spitzendrücke, oder eine Veränderung der Geräuschcharakteristik aufgrund des Verbrennungsablaufs [118]. Bei Benzinmotoren mit Direkteinspritzung und kontrollierter Selbstzündung (CAI, Controlled Auto Ignition) kann es aufgrund der kurzfristig einsetzenden Selbstzündung in Verbindung mit einem schnelleren Ablauf der Verbrennung zu einem Anstieg aller akustischen Kenngrößen kommen, die direkt mit dem Verbrennungsspitzendruck, dessen maximalen Druckgradienten und dessen Ableitung, relativ zum ZOT (oberer Totpunkt, Zündung), in Zusammenhang stehen. Zusätzlich kann die Generierung der thermodynamischen Randbedingungen, die zur kontrollierten Selbstzündung führen, Auswirkungen auf die Akustik mit sich bringen. Ebenso wichtig ist die Tatsache, dass CAI auch wegen Verbrennungsgeräuschen momentan nicht im gesamten Motorkennfeld, insbesondere bei hohen Drehzahlen und Lasten, betrieben werden kann, wie in Bild 3.68 gezeigt.

Bild 3.68: Betriebsbereich von CAI im Motorkennfeld

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

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Es sind damit prinzipbedingt Betriebsmodenwechsel entweder bei konstanter Drehzahl und variabler Last oder bei konstanter Last und variabler Drehzahl zwischen Fremdzündung (SI, Spark Ignition) und möglichst entdrosseltem Selbstzündungsmodus notwendig. Im Folgenden wird zunächst die Verbrennungsanregung der kontrollierten Selbstzündung mit der konventionellen funkengezündeten Homogenverbrennung sowie einem modernen Common-Rail Dieselmotor mit Turboaufladung (TDCI) verglichen. Des Weiteren wird die Interaktion von Applikationsentwicklung und Akustik anhand von Einflussgrößenanalysen beschrieben. Abschließend wird auf den Wechsel der Betriebsmoden eingegangen. Verbrennungsanregung Wird die kontrollierte Selbstzündung nach dem Prizip der Restgasverdichtung durch negative Ventilüberschneidung ausgeführt [119, 120], wird zunächst im LadungswechselOT (LwOT) das Restgasgemisch aufgrund eines frühen Schließens des Auslassventils vorverdichtet, um die entsprechenden thermodynamischen Randbedingungen für die Selbstzündung bereit zu stellen [119]. In Bild 3.69 von oben nach unten wird ein solcher Zylinderdruckverlauf und dem jeweils korrespondierenden Druckgradienten im Vergleich mit einem fremdgezündeten GDI-Motor und einem Common-Rail-Dieselmotor bei gleicher Last und Drehzahl dargestellt. Die zu den Druckverläufen korrespondierende Kurzzeitfrequenzanalyse der Verbrennung ist jeweils in der rechten Bildhälfte neben den Druckverläufen für alle drei Verbrennungstypen gezeigt. Der Anregungspegel der jeweiligen Verbrennung ist oberhalb der Zeit-Frequenzanalyse geschrieben.

Bild 3.69: Analyse der Verbrennungsanregung durch Funkenzündung (SI), CAI und Dieselmotor mit Aufladung und Direkteinspritzung (TDCI), [121]

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Es ist deutlich zu sehen, dass die kontrollierte Selbstzündung aufgrund des hohen Spitzendrucks und Druckgradienten zu hohen Anregungspegeln führen kann. Bedingt durch die Einspritzstrategie und Gemischbildung zeigt das CAI-Verfahren im Gegensatz zum TDCI allerdings niedrigere Druckgradienten, die ein indirektes Maß für die Verbrennungsanregung im Frequenzbereich 0,5 bis 5 kHz darstellen. Ebenso zeigen die Verläufe der Druckgradienten der beiden Selbstzündungsverfahren den charakteristischen Verlauf von Vorreaktionen und plötzlich einsetzenden Hauptreaktionen. Wie die Kurzzeitfrequenzanalyse der Verbrennungsanregung zeigt, regen beide selbstzündenden Brennverfahren Brennraummoden an, sichtbar aufgrund höherer schmalbandiger Anregungspegel, die über der Verbrennungsdauer aufgrund der absinkenden Temperatur im Brennraum während fortschreitender Verbrennung zu niedrigeren Frequenzen hin driften. Dies lässt auf frühen Verbrennungsbeginn und schnelle Umsatzraten schließen [122]. Eine Berechnung des abgestrahlten Geräusches nach [123] des fremdgezündeten Ottomotors (SI) im Vergleich mit der kontrollierten Selbstzündung (CAI) bei gleicher Last und Drehzahl zeigt Bild 3.70. Für einen beispielhaft untersuchten Betriebspunkt 2000 min–1, 2 bar Mitteldruck (pme) ergibt sich eine Zunahme des Geräuschpegels um 1,6 dB(A) im abgestrahlten Geräusch sowie ein Anstieg des Geräuschpegels im Frequenzbereich 0,3 bis 3,5 kHz. Modulationen, hervorgerufen durch Zylinder-zu-Zylinder-Abweichungen, können zu rauem Motorlauf führen. Hierbei sind in Bild 3.71 für beide Brennverfahren das jeweils obere und untere Streuband für eine statistisch signifikante Zyklenzahl gezeigt. Ein Vergleich von Stabilität und Gleichlauf zeigt, dass CAI zwar eine größere Schwankung des Spitzendruckes, Bild 3.71 (links), und des Druckgradienten, Bild 3.71 (rechts), aber eine bessere Stabilität in Bezug auf seine Lage relativ zum ZOT, Bild 3.71, aufweist. Hilfreich bei der weiteren Analyse des Motorgeräusches kann eine Modulations- und Rauigkeitsanalyse, wie in Bild 3.72 dargestellt, sein. Die linke Bildhälfte zeigt den Anregungspegel der jeweiligen Frequenz über der Modulationsfrequenz fM. Hierbei können die erhöhten vertikalen Modulationsfrequenzbänder den jeweiligen Motoranregungsordnungen zugeordnet werden. Die rechte Bildhälfte zeigt eine Analyse der Rauigkeit R in asper (lat. rau) [124] über der analysierten Zeitspanne.

Bild 3.70: Abgestrahltes Geräusch und Pegel bei 2000 min–1, pme 2 bar, SI und CAI im Vergleich [123]

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

103

Bild 3.71: Streubänder für SIund CAI-Verbrennung bei 2000 min-1, pme 2 bar im Vergleich; links: Streubereich des Zylinderdruckes, rechts: Streubereich des Druckgradienten

Bild 3.72: Analyse von Modulation und Rauigkeit (rechte Bildhälfte) des direkten Verbrennungsgeräusches von SI und CAI bei 2000 min–1, pme 2 bar [124]

CAI führt zu einem Anstieg der Modulation der halben Motorordnungen, der ebenfalls ähnlich dem Dieselmotor begleitet ist von einem Anstieg des Anregungspegels dieser Modulationen bei höheren Frequenzen. Dies läßt auf einen härteren Lauf des Motors sowie eine höhere Zylinder-zu-Zylinder-Abweichung der Spitzendrücke bei CAI schließen. Die Rauigkeitsanalyse [124] zeigt, dass im CAI-Betrieb der Motorlauf rauer wird. Zudem schwankt die Rauigkeit, was sich durch das größere Streuband des Zylinderspitzendruckes und der Druckgradienten erklären lässt, Bild 3.71. Ein Vergleich der Verbrennungsanregung SI mit CAI im Hinblick auf die sich daraus ergebenden Kräfte im Kurbeltrieb zeigt, dass diese während des CAI-Betriebs aufgrund von Spitzendruck und -lage ebenfalls ansteigen können, Bild 3.73.

104

3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

Bild 3.73: Gas- und Drehkräfte für SI und CAI-Betrieb bei 2000 min–1, pme 2 bar im Vergleich; links: Gaskräfte für SI- und CAI-Betrieb, rechts: Drehkräfte für SI- und CAI-Betrieb

Die Verbrennungsanregung hat nicht nur einen Anstieg des indirekten Verbrennungsgeräusches zur Folge, es ist auch aufgrund des erhöhten Drehkraftniveaus bei der Applikation des CAI-Brennverfahrens entsprechend Sorge zu tragen, dass neben verstärktem Riemen- und Steuertrieb und kurbelwellenseitigem Antrieb der gesamte Antriebsstrang mit einer angepassten Schwungrad- und Kupplungsauslegung bedämpft bzw. entkoppelt wird sowie die Antriebsstranglagerung entsprechende Modifikationen erfährt. Interaktion von Applikationsentwicklung und Akustik Eine effiziente Entwicklung des Verbrennungssystems auf dem Prüfstand setzt eine frühzeitige Integration von Applikations-und Geräuschentwicklung voraus [125]. Hierbei muss der optimale Kompromiss aus Verbrauch, Emissionen und Motorgeräusch gefunden werden. Hilfreich hierbei sind systematische Parameterstudien und Einflussgrößenanalysen verschiedener Einstellparameter des Motor-Verbrennungsystems. Beispielhaft zeigt Bild 3.74 den Einfluss der Einlass-Steuerzeiten auf den Geräuschpegel während des CAIBetriebs.

Bild 3.74: Einfluss des Öffnungszeitpunktes des Einlassventils (Ansteuerbeginn) auf das Geräusch bei CAI

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

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Bild 3.75: Interaktion Haupteinspritzbeginn, Geräusch und Geräuschqualität (DKI)

Hier zeigt sich, dass aufgrund der sich ändernden Steuerzeitenstrategie dem akustischen Verhalten des Einlasssystems erhöhte Aufmerksamkeit gezollt werden sollte, um beispielsweise Zielkonflikte zwischen Pegel und Geräuschqualität frühzeitig zu erkennen. Aufgrund der dieselähnlichen Laststeuerung während des CAI-Betriebs ist es sinnvoll, den Einfluss des Einspritzbeginns als Haupteinflussparameter auf die Verbrennungscharakteristik und damit auf das abgestrahlte Geräusch eingehender zu untersuchen. Hierbei kann die Verbrennungsgeräuschcharakteristik mittels Einspritzrate und -zeitpunkt signifikant gestaltet werden. Bild 3.75 zeigt stellvertretend die Abhängigkeit des Geräuschpegels vom Einspritzbeginn, wobei mit Einspritzzeitpunkt hier der Zeitpunkt gemeint ist, an dem die Haupteinspritzung beginnt (ähnlich wie vom Dieselmotor bekannt, lassen sich mit magneto-mechanischen oder auch piezomechanisch ausgeführten Einspritzdüsen flexible Einspritzstrategien realisieren). Hierbei führt ein sehr früher Einspritzzeitpunkt aufgrund des längeren Gemischbildungszeitraumes zu einem Anstieg des Geräuschpegels. Dies wird begleitet von einem sich verstärkenden dieselähnlichen Nagelgeräusch. Die Intensität des Nagelgeräusches kann mit Hilfe einer Analyse mittels Schmalbandmodulationsanalyse charakterisiert und quantifiziert werden, so dass hier ebenfalls Grenzwerte für ein Lastenheft formuliert werden können. Eine Analyse des Geräusches mittels eines solchen Verfahrens nach [126] für verschiedene Einspritzzeitpunkte zeigt eine progressive Zunahme der Intensität des Dieselnagelns bei sehr frühem Einspritzzeitpunkt, was sich in einem Anstieg des Diesel-Knocking-Index (DKI) in Bild 3.75 zeigt. Bei früher Einspritzung ist die Zeit für die Gemischbildung länger (Zündverzug) und führt somit zu einer besseren Durchmischung und letztendlich zu einer schnelleren und früheren Verbrennung [121]. Während des CAI-Betriebs ist der Motor vorzugsweise ungedrosselt zu betreiben, um einen möglichst großen Verbrauchsvorteil zu erreichen. Hierbei kann dann ein möglicher Anstieg des Einlassmündungsgeräusches in Verbindung mit der negativen Ventilüberschneidungsstrategie durch leichtes Androsseln reduziert werden. Bild 3.76 zeigt den Luftschallpegel des Einlassmündungsgeräusches in Abhängigkeit des Drosselklappen-

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

winkels, der sich entsprechend der dort herrschenden fluiddynamischen Gesetzmäßigkeiten verhält [24]. Unter Einhaltung bestimmter Grenzen lässt sich eine bereits stattfindende CAIVerbrennung mit einer zusätzlich aktivierten Funkenzündung kontrollieren. Basierend auf einer Analyse der Verbrennungsanregung und des abgestrahlten Geräusches kann gefolgert werden, dass dies keinen signifikanten Einfluss auf die Geräuschanregung der jeweiligen Verbrennung hat, Bild 3.77, da der Anregungspegel für die funkenunterstützte Verbrennung lediglich um 0,5 dB ansteigt. Vorteil einer solchen Betriebsstrategie ist, dass die Verbrennung und deren Schwerpunkt bei gleich bleibender Dauer relativ zum ZOT verschoben werden kann. Hilfreich kann diese Strategie bei der Applikation der Betriebsmodenwechsel sein.

Bild 3.76: Geräuschpegel an der Einlassöffnung in Abhängigkeit von der Drosselklappenstellung

Bild 3.77: Einfluss funkenunterstützter CAI-Verbrennung auf die Verbrennungsanregung

3.5 Benzin-Direkteinspritzung bei homogen kompressionsgezündeter Verbrennung

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Wechsel der Betriebsmoden Der Betriebsbereich bekannter CAI-Verfahren bedingt den Modenwechsel zwischen fremdgezündeter und kontrolliert selbstgezündeter Verbrennung, wie bereits in Bild 3.68 gezeigt. Dies kann im Niedriglastbereich bei steigender Drehzahl, oder bei steigender Last über dem für CAI relevanten Drehzahlband notwendig sein. Hierbei muß zum einen auf eine mögliche Änderung des abgestrahlten Geräusches und seiner Charakteristik geachtet werden und zum anderen muss der Modenwechsel vibrations- und ruckfrei, d.h. ohne nennenswerten Einbruch des Mitteldruckes pme und signifikanter Änderung des Spitzendruckes pmax sowie des Druckgradienten dp/dD vollzogen werden. Damit steht eine exakte Kontrollierbarkeit dieser Größen bei der Strategieentwicklung des Modenwechsels im Vordergrund. Bild 3.78 zeigt den gemessenen Geräuschpegel für zwei verschiedene Umschaltstrategien von SI nach CAI.

Bild 3.78: Abgestrahltes Geräusch während Betriebsmodenwechsel SI zu CAI; Ausgangszustand und optimierte Strategie

Der kurzzeitige Anstieg des abgestrahlten Geräusches während der ersten Zyklen nach der Umschaltung von SI nach CAI lässt sich durch die von den vorherigen SI-Verbrennungen noch im Brennraum herrschende höhere Temperatur und heißere Restgase erklären, die eine früh einsetzende und schnelle Verbrennung während der ersten CAIZyklen bewirkt. Diese Einzelzyklen lassen sich unter zu Hilfenahme von komplexen Regelungsmodellen [127] durch eine geeignete Steuerzeiten- und Einspritzstrategie auf ein akzeptables Anregungsniveau regulieren. Als ein mögliches Gütekriterium für die Lastenhefterstellung in Hinblick auf niederfrequente Antriebsstrangschwingungen (< 32 Hz) aufgrund des Wechsels der Betriebsarten kann beispielsweise der Vibration-Dose-Value (VDV) Verwendung finden [128].

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

3.6 Kombiniertes Diesel-/Otto-Verbrennungsverfahren Die Selbstzündung bei homogenen Benzin-Luftgemischen erlaubt neben dem Betrieb mit extrem niedrigen Schadstoffemissionen auch eine Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs. Dabei ist, wie in den vorherigen Kapiteln erläutert, eine gezielte Menge an zurückgeführtem Abgas erforderlich, um die Selbstzündung beim Ottomotor zu gewährleisten. Ein entsprechender Betrieb mit homogenem Kraftstoff-Luftgemisch ist auch beim Dieselmotor realisierbar, wobei auch hier erhöhte Abgasrückführraten zur Steuerung der Zündung eingesetzt werden. Bei beiden Motorvarianten (Otto- oder Dieselmotor) ist die Direkteinspritzung die sinnvollste Lösung für die Gemischbildung, um das homogene Gemisch in der Kompressionsphase zum jeweils richtigen Zeitpunkt zur Selbstzündung zu bringen. Beim Ottomotor erfolgt dabei die Einspritzung relativ früh in der Ansaugphase, um die Selbstzündung sicher zu stellen, während beim Dieselmotor eher eine spätere Einspritzung in der Kompressionsphase eingesetzt wird, damit das Diesel-Luftgemisch nicht zu früh zur Selbstzündung gebracht wird. Außerhalb des möglichen HCCI-Betriebsbereichs (Homogeneous Charge Compression Ignition), welcher, wie dargestellt, auf den niedrigen Last- und Drehzahlbereich beschränkt ist, wird der Ottomotor konventionell mit Fremdzündung und der Dieselmotor entsprechend mit heterogenem Gemisch betrieben. Um beim Ottomotor in der zur Verfügung stehenden Zeit der Kompressionsphase die Selbstzündung einzuleiten, wird bei ihm eine Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses gegenüber dem Verdichtungsverhältnis bei Motoren mit Saugrohreinspritzung bzw. mit konventioneller Direkteinspritzung angestrebt. Beim Dieselmotor dagegen wird das Verdichtungsverhältnis gegenüber dem traditionell bei Dieselmotoren höherem Verdichtungsverhältnis abgesenkt, um eine zu frühe Selbstzündung während der Kompression des Luft-Dieselkraftstoffgemisches zu vermeiden. Hierdurch erfolgt in der Erforschung und Entwicklung der homogenen Brennverfahren mit Selbstzündung für Otto- und Dieselmotoren eine Annäherung der Verdichtungsverhältnisse. Somit ergibt sich ein Trend, einen Verbrennungsmotor sowohl als Ottomotor wie auch als Dieselmotor betreiben zu können. Darüber hinaus erlauben neue alternative Kraftstoffe, die so genannten DesignerKraftstoffe GTL (Gas to Liquid) und BTL (Biomass to Liquid) bei entsprechender Spezifikation im Siedebereich höher siedender Benzinkomponenten (160 °C bis 220 °C) und niedrig siedenden Dieselkomponenten (200 °C bis 260 °C) einen für beide Motorkonzepte möglichen Betrieb mit homogener Gemischbildung und Selbstzündung je nach Betriebsbedingung entweder in der Kompressionsphase oder zu Beginn der Expansionsphase. Bei Volkswagen wird dieses Konzept unter dem Begriff Combined Combustion System (CCS), Bild 3.79 [129] und bei DaimlerChrysler als Diesotto entwickelt [130]. Entsprechende Forschungsarbeiten zur Darstellung dieses Konzeptes werden seit einiger Zeit durchgeführt.

3.6 Kombiniertes Diesel-/Otto-Verbrennungsverfahren

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Bild 3.79: Vom Diesel- und Ottomotor zum Combined Combustion System (CCS) [129]

Durch die konsequente Herstellung und den Einsatz biogener Kraftstoffe für das Brennverfahren mit homogener Gemischbildung und Selbstzündung kann es möglich werden, den Verbrennungsmotor so weiter zu entwickeln, dass Ottomotor und Dieselmotor in den Betriebsbereichen, in denen dieses Brennverfahren möglich ist, mit ein und demselben Kraftstoff betrieben werden. Dadurch wird die ausgestoßene Kohlendioxidemission drastisch reduziert, Bild 3.80 [130].

Bild 3.80: Kraftstoffalternativen aus biologischen Naturprodukten [130]

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3 Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren

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117

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Um das Potenzial der Benzin-Direkteinspritzung auszuschöpfen und die gewonnene Kraftstoffeinsparung nicht durch höhere Leistungsaufnahme der Nebenaggregate zu verlieren, muss jede einzelne Komponente des Einspritzsystems für die gestiegenen Anforderungen optimiert werden. Den größten Beitrag als Einzelmaßnahme bildet die Minimierung der aufgenommenen Pumpenleistung für die Hochdruckerzeugung durch Mengenregelung und Reibungsminderung. Drüber hinaus ist es notwendig, dass die Einspritzkomponenten im Zusammenwirken mit den motorischen Randbedingungen so aufeinander abgestimmt sind, dass bei allen vorkommenden Betriebsbedingungen immer eine den Forderungen nach Leistung, niedrigem Verbrauch und geringen Rohemissionen angepasste Gemischbildung ermöglicht wird. Die Zusammenhänge zwischen den einzelnen motorischen Betriebsparametern und den Einspritzparametern und deren Auswirkung auf Gemischbildung, Verbrennung und Emissionen sind, wie Bild 4.1 zeigt, sehr komplex. Die Entwicklung und Auslegung des Einspritzsystems muss diese Zusammenhänge sowie weitere Randbedingungen des Brennverfahrens wie die Brennraumgeometrie, die Einspritzstrahlausbreitung, die geometrische Zuordnung von Einspritzdüse und Zündkerze, die Einlassströmung und die Luftströmung im Motorbrennraum berücksichtigen und optimal aufeinander abstimmen.

Bild 4.1: Parameter und deren Wechselwirkung für die Gemischbildung [1]

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4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Der hohe Vernetzungsgrad der Parametereinflüsse macht die Abstimmung des Einspritzsystems für den gesamten Betriebsbereich eines Ottomotors mit Benzin-Direkteinspritzung sehr aufwändig und erschwert die Entwicklung eines Einspritzkonzeptes, dass die unterschiedlichen Gegebenheiten bei verschiedenen Betriebspunkten genauso berücksichtigt wie die Anforderungen bezüglich Kraftstoffverbrauch, Schadstoffemissionen, Kosten und Fahrkomfort. Um die von allen Brennverfahren mit Benzin-Direkteinspritzung benötigte gute Zerstäubung des eingespritzten Kraftstoffs zu erreichen, werden heute in der Automobilindustrie im Wesentlichen zwei Wege der Einbringung des Kraftstoffs direkt in den Brennraum verfolgt: ™ Luftunterstützte Niederdruck-Direkteinspritzung ™ Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung. Die Niederdruck-Direkteinspritzung wurde Ende der 1980er und Anfang der 1990er Jahre in zunehmendem Maße von der Firma Orbital entwickelt [2, 3]. Dabei war es in erster Linie das Ziel, einen möglichst dichten Kraftstoff-Luft-Nebel mit sehr kleinen Kraftstofftropfen bei verhältnismäßig niedrigem Einspritzdruck in den Brennraum einzuspritzen. Zum Zeitpunkt der Entwicklung dieser Einspritztechnik gab es keine geeigneten Hochdruck-Einspritzsysteme für flüssigen Kraftstoff, die in der Lage waren, insbesondere die Anforderungen durch den dynamischen Motorbetrieb an die Gemischbildung bei Direkteinspritzung in Ottomotoren zu erfüllen. Erst Mitte der 1990er Jahre wurde beim Dieselmotor die Common-Rail-Hochdruck-Einspritzung entwickelt [4, 5]. Diese Einspritztechnik wurde von diesem Zeitpunkt an auch für die Direkteinspritzung bei Ottomotoren entwickelt und erstmals im Jahr 1995 in Japan bzw. 1997 in Europa im Markt eingeführten Mitsubishi GDI (Gasoline Direct Injection) eingesetzt [6, 7].

4.1 Luftunterstützte Niederdruck-Direkteinspritzung Die Niederdruck-Direkteinspritzung mit Luftunterstützung, häufig auch NiederdruckGemischeinblasung genannt, zeichnet sich durch eine teilweise Vermischung von Luft und Kraftstoff vor dem Einbringen in den Brennraum aus. Der prinzipielle Aufbau einer solchen Niederdruck-Direkteinspritzung mit externer Drucklufterzeugung nach dem Siemens/OCP-System (Orbital Combustion Process [3]) ist in Bild 4.2 dargestellt. Dabei wird Kraftstoff mit bis zu 8 bar in die mit Druckluft gefüllte Vorkammer (bis zu 5 bar) des Niederdruck-Einspritzventils eingespritzt.. Der Zerfall des Kraftstoffstrahls in kleine Tropfen und die anschließende Verdampfung tritt bei der Hochdruck-Direkteinspritzung durch die Turbulenz und die Massenträgheitseffekte im Kraftstoffstrahl selbst auf. Die Eindringtiefe ist entsprechend groß. Im Fall der luftunterstützten Einspritzung tritt die Tröpfchenbildung und -verdampfung auf, wenn die Luft über den flüssigen Kraftstoff strömt und die Zugspannungen an der Kraftstoffoberfläche größer als die Oberflächenspannung sind. Beim OCP-Einspritzventil kommt es

4.1 Luftunterstützte Niederdruck-Direkteinspritzung

119

zum Zerfall der Kraftstofftropfen, wenn diese durch die durch die Düse ausströmende expandierende Luft beschleunigt werden. Ein nicht unbeträchtlicher Teil des Kraftstoffzerfalls und der Kraftstoffverdampfung erfolgt dabei bereits innerhalb der Luftkammer im Einspritzventil. Dadurch wird dann das bereits verdampfte Luft-Kraftstoffgemisch in den Brennraum eingeblasen, wobei die Luftkammer mit der zugeführten Druckluft gespült und der in der Luftkammer noch nicht verdampfte Kraftstoff zusammen mit der zugeführten komprimierten Luft eingespritzt bzw. eingeblasen wird. Die Verdichtung der Luft auf 5 bar erfolgt mit dem extern angetriebenen Luftkompressor. Es ist jedoch auch möglich, die verdichtete Luft durch die während der Verbrennung freigesetzte Energie bereitzustellen (vgl. zum Beispiel DMI Verfahren von AVL [8]). Der Einspritzstrahl bzw. die eingeblasene Wolke aus Gemisch und Kraftstoff dringt aufgrund der sehr kleinen Kraftstofftropfen durch teilweises Verdampfen nur wenig in den Brennraum ein. Das Gemisch ist dann bereits teilweise soweit aufbereitet, dass es gezündet werden kann. Die weitere Vermischung von Luft und Kraftstoff im Brennraum sowie der Ladungstransport und die Gemischverteilung im Brennraum kann durch Drall- und/ oder Tumbleströmung zusätzlich unterstützt werden.

Bild 4.2: Systemdarstellung eines luftunterstützten Einspritzsystems [3]

120

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Bild 4.3: Tröpfchengröße in Abhängigkeit vom Einspritzdruck [9]

Auch bei diesem Verfahren nimmt die Tröpfchengröße mit steigendem Einspritzdruck ab. Bild 4.3 zeigt die Abhängigkeit des mittleren Tropfendurchmessers bei zwei unterschiedlichen Einspritzdrücken [9]. Durch die nur sehr kleinen Tropfen in der eingeblasenen Gemischwolke sind hohe Abgasrückführraten bei guter Laufruhe erzielbar [10]. Für die Einblasung der Gemischwolke wird in der Regel eine nach außen öffnende Einspritzdüse (A-Düse) verwendet, die einen ringförmigen Öffnungsquerschnitt aufweist und einen breiten Strahlkegelwinkel besitzt, Bild 4.4. So lässt sich prinzipiell eine gute Ladungsschichtung bei sehr früher Einblasung, also bei niedrigem Gegendruck im Brennraum erreichen. Aufgrund des geringen Einblasedrucks ist keine späte Einblasung gegen Ende der Kompressionshubs, das heißt bei hohem Zylinderdruck, möglich. Mit einer früh eingeblasenen Gemischwolke lässt sich zwar eine gute Ladungsschichtung erreichen, doch besteht die Gefahr, dass die Wolke bis zum Zündzeitpunkt durch die Zylinderinnenströmung verweht wird und nicht gezündet werden kann. Hierin besteht auch der entscheidende Nachteil dieses Verfahrens, da eine Ladungsschichtung, wie sie bei Betriebspunkten niedriger Last erwünscht ist, kaum stabil erzeugt werden kann. Auch der Verlust von Nutzleistung durch die notwendige Erzeugung von Druckluft ist als Nachteil zu werten. Da dieses Einspritzverfahren jedoch relativ einfach zu realisieren ist, wurde es trotz dieser Nachteile bei einigen Automobilherstellern untersucht. Allerdings wurde dabei weitgehend der Homogenbetrieb mit stöchiometrischem Luft-Kraftstoffverhältnis angestrebt [10].

Bild 4.4: Strahlbild der luftunterstützten Direkteinspritzung, Einspritzmenge = 69 mm2 [11]

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

121

Bisher wurde die Niederdruck-Einspritzung mit Luftunterstützung hauptsächlich in Zweitaktmotoren untersucht [12, 13]. Zunehmend beschäftigen sich neuere Untersuchungen und Entwicklungen auch mit der Anwendung an Viertaktmotoren. Bei praktisch allen bisherigen Anwendungen dieses Verfahrens bei Viertaktmotoren kommt es als strahlgeführtes Brennverfahren mit enger Lage zwischen Einblasventil und Zündkerze zum Einsatz [14]. Die Untersuchungen haben gezeigt, dass durch die Gemischeinblasung ein besonders mageres Gemisch erzeugt werden kann. Dieses und die Möglichkeit, hohe Abgasrückführraten (AGR) zu realisieren, haben günstige Auswirkungen auf Verbrauch und Schadstoffemissionen. Besonders das Verhalten hinsichtlich der HC-Emissionen ist bei diesem Verfahren von Vorteil. Da nahezu kein flüssiger Kraftstoff mit der Flammenfront in Berührung kommt, sind auch die Rußemissionen niedrig. Systeme für Niederdruck-Direkteinspritzung mit Luftunterstützung werden unter anderem vom australischen Unternehmen Orbital Engine Company gefertigt [3]. Einspritzventile dieses Herstellers werden z.B. in einem 200 PS starken V6 Zweitakt-Außenbordmotor der Firma Mercury Marine sowie in anderen Zweitaktmotoren bei Zweirädern eingesetzt [15].

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung Ursprünglich wurde das Common-Rail-Einspritzsystem für Dieselmotoren entwickelt. Es basiert auf Forschungsarbeiten der ETH Zürich in den Jahren 1976 bis 1992. Das namensgebende Bauteil der Common-Rail-Einspritzung ist die Kraftstoffverteilerleiste (common rail: gemeinsame Leitung). Basierend auf der Forschung der ETH Zürich wurde von Magneti Marelli, dem Centro Ricerche Fiat und Elasis Ende der 1980er Jahre das „Unijet-System“ vorbereitet [4, 5]. Die Entwicklung zum industriellen Serienprodukt wurde der Firma Bosch übertragen, wobei die ETH Zürich und Fiat erhebliche Pionierarbeit leisteten und somit als Erfinder des Common-Rail-Systems gelten. Die Anwendung der Common-Rail-Einspritztechnik auf den Ottomotor erfolgte erst in den letzten Jahren. Den ersten Serien-Pkw mit geschichteter Benzin-Direkteinspritzung brachte Mitsubishi mit dem Carisma GDI zunächst 1995 in Japan und im Jahr 1997 in Europa auf den Markt. Bedingungen für eine gute Applizierbarkeit eines Einspritzsystems auf das gesamte Kennfeld eines Ottomotors mit Direkteinspritzung sind einerseits der frei wählbare Einspritzzeitpunkt, nach Bedarf möglichst auch mehrere Einspritzungen innerhalb eines Arbeitsspiels eines Zylinders, eine hohe Zerstäubungsgüte, eine dem Gemischbildungsverfahren angepasste Strahleindringtiefe und ein variabler Systemdruck, insbesondere bei Hochdruckeinspritzung. Diese Anforderungen erfüllt das Speichereinspritzsystem (Common-Rail-System) am besten. Die Kraftstoffverteilerleiste (Common-Rail) dient als Speicher- und Dämpfungsvolumen für den durch die Kraftstoffvordruckpumpe und die Hoch-

122

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

druckpumpe auf hohen Druck (Systemdruck) gebrachten Kraftstoff. Aus dieser Kraftstoffverteilerleiste wird dann der unter hohem Druck vorliegende Kraftstoff für die Einspritzung in die einzelnen Zylinder entnommen und über die Einspritzventile mit einem den jeweils vorliegenden Betriebsbedingungen angepassten Kraftstoffdruck eingespritzt. Anders als bei einigen Systemen, die aus der Dieselanwendung bekannt sind, wie z.B. Verteilereinspritzpumpe und Pumpe-Düse-Technik, liegt der Hochdruck zu jedem Zeitpunkt an der Verteilerleiste an. Es kann somit mittels eines elektrisch angesteuerten Einspritzventils zu jedem beliebigen Zeitpunkt eingespritzt werden. Common-RailEinspritzsysteme stellen bei Ottomotoren mit Benzin-Direkteinspritzung den aktuellen Stand der Technik dar [16, 17]. In Bild 4.5 ist der Aufbau einer Common-Rail-Einspritzanlage (Hochdruckkreislauf) dargestellt [16]. Sie besteht aus einer Kraftstoffhochdruckpumpe, der Kraftstoffverteilerleiste (Common-Rail), einem Drucksensor und einem Drucksteuerventil sowie einem Einspritzventil für jeden Zylinder. Steigende Einspritzdrücke erfordern die Kühlung des Kraftstoffs mittels Wärmetauscher.

Bild 4.5: Hochdruckkreislauf eines Systems für die Benzin-Direkteinspritzung mit Common-Rail, DaimlerChrysler [16]

Die Kombination des Common-Rail-Systems mit einer modernen Motorsteuerung zeigt Bild 4.6 [18]. Das Kraftstoffsystem besteht hauptsächlich aus einem Niederdruck- und einem Hochdruckkreislauf. Der tankseitig angeordnete Niederdruckkreis, in dem der Vordruck von ca. 4 bar erzeugt wird, besteht aus einer elektrischen Kraftstoffpumpe, einem mechanischen Druckregler und ist an den Einlass der Hochdruckpumpe angeschlos-

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

123

sen. Die Kraftstoffhochdruckpumpe erzeugt dann den Hochdruck (Stand der Technik sind heute max. 200 bar) und fördert den Kraftstoff in den Hochdruckkreislauf (Common-Rail), an den die Einspritzventile angeschlossen sind. Der Regelkreis aus Drucksensor und Drucksteuerventil stellt im Hochdruckkreislauf, unabhängig von der Einspritzund Pumpenfördermenge, den Druck im gesamten Betriebskennfeld gemäß den jeweils durch die Betriebsbedingungen vorgegebenen Anforderungen ein. Durch den am Einspritzventil stets anliegenden Hochdruck, die elektrische Ansteuerung der Einspritzventile (unabhängig von der Nockenwellenstellung) und den einstellbaren Einspritzdruck ergeben sich viele Variationsmöglichkeiten im Bezug auf Einspritzzeitpunkt, Einspritzdruck und Zahl der Einspritzungen (z.B. Voreinspritzung, Mehrfacheinspritzung, Nacheinspritzung). Moderne Einspritzventile mit piezo-angesteuerten Einspritzventilen erlauben sogar die gezielte Einspritzverlaufsformung [16, 17]. Sowohl für Hochdruck- als auch für Niederdruck-Einspritzsysteme mit Luftunterstützung muss externe Energie (Pumpenleistung, Kompressorleistung) aufgebracht werden. Für eine Hochdruckeinspritzpumpe eines Common-Rail-Einspritzsystems sind dies je nach Einspritzdruck und Motordrehzahl zwischen ca. 0,6 kW (50 bar, n = 2000 min–1) und ca. 3,0 kW (150 bar, n = 6000 min–1). Die bereitzustellende Leistung für den Antrieb eines Kompressors bei der Niederdruck-Einspritzung mit Luftunterstützung beträgt ca. 2,0 kW bei 5 bar Luftdruck und n = 6000 min–1 (Luftmenge ca. 20 bis 25% der eingespritzten Kraftstoffmenge) [19].

Bild 4.6: Gesamte Motorsteuerung mit Einspritzsystem [18]

124

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

4.2.1 Hochdruck-Kraftstoffpumpe Aufgabe der Hochdruckpumpe ist es, den Kraftstoffdruck, ausgehend vom Vorförderdruck im Niederdruckkreislauf (ca. 4 bar), auf den erforderlichen Hochdruck für die Einspritzung (bis zu 200 bar) anzuheben. Der Förderdruck hängt vom jeweiligen Betriebspunkt des Motors ab. Dabei sollte der geförderte Kraftstoffstrom möglichst geringe Pulsationen von Druck und Volumenstrom für einen möglichst konstanten Druck im Kraftstoffspeicher aufweisen und der geförderte Volumenstrom sollte vom Förderdruck unabhängig sein. Deshalb kommen Kolbenpumpen zum Einsatz. Aufgrund der erforderlichen Antriebsleistung wird die Kraftstoffhochdruckpumpe üblicherweise über die Nockenwelle angetrieben. Da der Hochdruck erst mit dem Motorhochlauf erzeugt wird, erfolgt die Einspritzung des Kraftstoffs in den ersten Arbeitsspielen des Startvorgangs nur mit dem Druck des Niederdruckkreislaufs [18]. Zwischen Kolben und Zylinder der Pumpe treten prinzipbedingt immer Leckagen auf. Eine Vermischung von Motoröl und Kraftstoff ist jedoch in beide Richtungen zu vermeiden, da sonst entweder Ölverdünnung auftritt mit der Folge eines Verlustes an Schmierwirkung, oder es ergibt sich eine Verunreinigung des Kraftstoffs mit der Folge von hohen HC-Emissionen. Deshalb werden Kolben und Zylinder der Pumpe und meist auch die Teile des Pumpenkolbenantriebs gegen den ölgeschmierten Zylinderkopf abgedichtet und mit Kraftstoff geschmiert (Medienschmierung). Die Medienschmierung in Kombination mit den aufgrund immer höherer Förderdrücke steigenden Flächenpressungen in den Gleitsystemen der Pumpe und die schlechte Schmierfähigkeit von Benzin, verstärkt durch den Trend zu schwefelfreiem Kraftstoff, führen zu hohen tribologischen Belastungen dieser Gleitsysteme [18, 20, 21]. Die Hochdruck-Kraftstoffpumpe ist deshalb eine der wesentlichen Herausforderungen bei der Entwicklung moderner Hochdruck-Benzin-Direkteinspritzsysteme. Basierend auf den jüngsten Erkenntnissen aus der Brennverfahrensentwicklung sind dabei in erster Line die Verringerung der aufgenommenen Antriebsleistung der Hochdruckpumpe, die sich aus der Volumenarbeit pro Zeit und der Reibleistung zusammensetzt sowie die Erhöhung des Förderdrucks Hauptziele der Entwicklung, wobei die Verringerung der Reibleistung nur gemeinsam mit der Verringerung des Verschleißes in den Gleitsystemen der Pumpe gelöst werden kann. Moderne Werkstoffe wie Ingenieurkeramik [21] und DLC-Beschichtungen (Diamond Like Carbon) bieten hier Lösungsmöglichkeiten. Weitere Entwicklungsziele leiten sich aus den allgemeinen Forderungen im Automobilbau ab. So muss eine Hochdruck-Kraftstoffpumpe für den weltweiten Einsatz geeignet sein, das heißt, auch für einen Ethanolanteil von 25%, und mehr, was die Werkstoffauswahl weiter einschränkt (z.B. Alkoholatkorrosion von Aluminium). Auch Forderungen des Packaging wie möglichst kompakte Abmessungen und den Verzicht auf eine Leckagerückleitung zum Tank ohne Motorölverdünnung als Folge sowie die Kosten spielen eine wichtige Rolle [22].

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

125

Bild 4.7: Prinzipielle Bauarten von Kraftstoff-Hochdruckpumpen: Axialkolbenpumpe (links), Radialkolbenpumpe (Mitte), Reihenpumpe (rechts)

Grundsätzlich sind folgende Bauformen als Kraftstoff-Hochdruckpumpe denkbar, Bild 4.7: ™ Axialkolbenpumpe ™ Radialkolbenpumpe: – in Ein- oder Mehrzylinderausführung, als Stern oder Reihenanordnung – mit Hubring oder direkt auf Nocken ™ Reihenpumpe. In der folgenden Übersicht sind die verschiedenen Bauformen mit ihren Vor- und Nachteilen aufgeführt. Die heute gängigsten Bauformen sind die Radialkolbenpumpe und die Axialkolbenpumpe, wobei zur Verringerung der Pulsationen im Förderstrom meist Mehrzylinderbauformen gewählt werden. Es gibt aber auch Einzylinder-Radialkolbenpumpen für die Hochdruck-Benzin-Direkteinspritzung [18]. Vereinzelt kommen auch Membranpumpen zum Einsatz [23]. Entsprechend dem Betriebspunkt wird eine definierte Menge Kraftstoff vom Motor benötigt. Durch die direkte Kopplung der Kraftstoffhochdruckpumpe an die Nockenwelle ist die geförderte Kraftstoffmenge proportional zur Motordrehzahl. Auch die benötigte Menge steigt mit der Drehzahl. Dem überlagert sich die Abhängigkeit der benötigten Kraftstoffmenge vom Lastzustand des Motors. Grundsätzlich sind folgende Techniken möglich, um die geförderte Menge zu regeln: ™ Veränderung von Drehzahl oder Hub(-volumen) ™ Drosseln des Volumenstroms nach der Hochdruckpumpe ™ Abdrosseln eines Teils des Volumenstroms nach der Hochdruckpumpe ™ Drosseln des angesaugten Volumenstroms ™ Elektrisch gesteuertes Ventil zur Beeinflussung des realen Kompressionsbeginns.

126

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Übersicht über Bauarten und Auswahlkriterien von Kraftsstoffhochdruckpumpen Prinzip

Pulsationen

Baugröße

Kosten

o

o



o

–



3-Zylinder-Radialkolbenpumpe







o





1-Zylinder-Radialkolbenpumpe

o

o

–

o





Reihenpumpe

o

o



o

––

o

Membranpumpe

–

–

o



–

–

Öl/Kraftstoff

Wirkungsgrad

Axialkolbenpumpe

Trennung

Lebensdauer

Kriterien

Die starre Kopplung der Hochdruckpumpe mit der Nockenwelle erlaubt keine Verstellung der Drehzahl unabhängig von der Motordrehzahl. Auch eine mechanische Verstellung des Hubes gestaltet sich schwierig. Aufgrund der Fördercharakteristik von Kolbenpumpen ist die Drosselung des gesamten Förderstroms nicht sinnvoll. Die Drosselung führt hier zu einem Mehraufwand bei der aufgenommenen Pumpenleistung, da die Drosselstelle zu einem Druckanstieg führt, der allerdings nicht für das Einspritzsystem genutzt werden kann. Eine der einfachsten Möglichkeiten der Mengenregelung ist es, die Pumpe so auszulegen, dass sie in jedem Betriebspunkt mit ausreichender Sicherheit die Volllastmenge fördern kann. Die zuviel geförderte Menge wird dann über ein Drucksteuerventil auf Umgebungsdruck entspannt. Bei dieser Schaltung wird jedoch Volumen- und Reibarbeit auch für die abgesteuerte Menge aufgewendet, das heißt, der Systemwirkungsgrad ist nicht optimal. Eine weitere leicht zu realisierende Mengenregelung ist die Drosselung des angesaugten Volumenstroms, wodurch die aufgewendete Volumen- und Reibarbeit hier am geringsten ist. Wegen der Drosselung in der Saugleitung entsteht Unterdruck, der jedoch zu einer nachteiligen Kavitation führen kann. Elektrisch gesteuerte Ventile erlauben eine sehr flexible Anwendung dieser Techniken. Es ist sogar möglich, zu Beginn des Druckhubs der Hochdruckpumpe gezielt einen Kurzschluss des Arbeitsraums mit der Saugseite herzustellen und so den effektiven Kolbenhub zu verändern, wodurch die Menge ohne Mehraufwand von Volumen- und Reibarbeit sowie ohne Kavitationsgefahr geregelt werden kann.

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

127

Ausgeführte Konstruktionen 3-Zylinder-Radialkolbenpumpe (z.B. Bosch) Bei dieser Kraftstoffpumpe, die in Bild 4.8 dargestellt ist, handelt es sich um eine Radialkolbenpumpe mit drei um 120° versetzten Zylindern, das heißt einer wechselweise überschneidenden Förderung und dadurch mit geringerer Pulsation. Der Antrieb erfolgt stirnseitig an der Nockenwelle des Motors. Die Antriebswelle mit Exzenter und Hubring erzeugt die Hubbewegung des Pumpenkolben. Das Einlassventil ist in den hohlgebohrten Kolben integriert, wodurch das Exzentergehäuse mit Kraftstoff durchströmt wird. Die Gleitsysteme Kolben/Zylinder und Exzenter/Gleitschuh werden durch das Medium geschmiert. Die Fördermenge ist proportional abhängig von der Motordrehzahl. Zu viel geförderter Kraftstoff (z.B. bei Teillastbetrieb) wird über ein Drucksteuerventil auf Vordruckniveau entspannt und der Saugseite zugeführt.

Bild 4.8: 3-Zylinder-Radialkolbenpumpe [18]

1-Zylinder-Radialkolbenpumpe (z.B. Bosch) Die 1-Zylinder-Radialkolbenpumpe, Bild 4.9, ist als Steckpumpe mit direktem Antrieb radial über die Nockenwelle (zusätzlicher Nocken) ausgeführt. Die Übertragung der Hubbewegung erfolgt direkt über im Zylinderkopf integrierte Tassenstößel. Ein elektrisch schaltbares Mengensteuerventil ermöglicht die Rückführung von Kraftstoff in den Zulauf. Die Anpassung der Fördermenge, nur soviel Kraftstoff zu fördern, wie der Motor benötigt, reduziert die Leistungsaufnahme der Pumpe und damit den Kraftstoffverbrauch. Die durch die Fördercharakteristik der Pumpe auftretenden Druckpulsationen werden über einen Druckdämpfer verringert. Die Kolbendichtung ist als Trennstelle zwischen Kraftstoff- und Motorölbereich das wichtigste Funktionselement und über einen An-

128

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

schluss an die zum Tank führende Leckageleitung druckentlastet. Medienschmierung findet nur im Gleitsystem Kolben/Zylinder statt und nicht wie bei der 3-Zylinder-Radialkolbenpumpe auch zwischen Exzenter/Gleitschuh.

Bild 4.9: 1-Zylinder-Radialkolbenpumpe, Bosch HDP5 [18]

3-Zylinder-Axialkolbenpumpe (z.B. Siemens) Bild 4.10 zeigt eine von Siemens gebaute Axialkolbenpumpe [33]. Bei dieser wird über eine Taumelscheibe, die über die angetriebene Welle gedreht wird, die Hubbewegung der drei Kolben erzeugt. Für einen guten Wirkungsgrad erfolgt die Mengenregelung mit einem integrierten 3-Wegeventil auf der Einlassseite der Pumpe. Es ist keine Rücklaufleitung vom Druckregler zum Eingang der Hochdruckpumpe notwendig (Vereinfachung des Systems). Dies verringert die Kraftstofftemperatur am Einlass der Hochdruckpumpe, da kein heißer Kraftstoff zurückfließt. Es erfolgt eine Medienschmierung der Gleitsysteme Kolben/Zylinder und Taumelscheibe/Gleitschuh.

Bild 4.10: Axialkolbenpumpe [24]

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

129

4.2.2 Rail Die gemeinsame rohrförmige Kraftstoffleitung wird als Rail (Kraftstoff-Verteilerrohr bzw. Kraftstoffverteilerleiste) bezeichnet. Die Kraftstoffverteilerleiste (Common-Rail) dient als Speicher- und Dämpfungsvolumen für den auf Hochdruck gebrachten Kraftstoff und versorgt die Einspritzventile des Motors bzw. einer Zylinderbank mit Kraftstoff auf Hochdruck. Je größer das Speichervolumen ist, desto besser sind die Dämpfungseigenschaften, jedoch erfolgt der Druckaufbau langsamer und auch die Druckregelung (Totzeitglied) erfolgt langsamer. Dies bedeutet, je größer das Speichervolumen der Rail ist, umso langsamer reagiert das Einspritzsystem auf dynamische Veränderungen der Motorbetriebsbedingungen. Die Einspritzventile, der Drucksensor und gegebenenfalls das Drucksteuerventil sind möglichst direkt an den Kraftstoffspeicher bzw. die Kraftstoffverteilerleiste (Common-Rail) angeschlossen, Bild 4.11.

Bild 4.11: Kraftstoffverteilerleiste (Common-Rail) mit Einspritzventilen und Drucksensor [19]

130

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Bild 4.12: Raildruckverlauf über ein Arbeitsspiel für Mercedes 3,5 L V6 [16]

Die von Pumpe und Einspritzventilen verursachten hochfrequenten Druckschwankungen im Kraftstoffspeicher, Bild 4.12, in Kombination mit dem ständig herrschenden hohen Innendruck stellen harte Anforderungen an den Werkstoff dieses Bauteils bezüglich Dauerfestigkeit und Bersten dar. Erste Rails wurden aus Aluminium gefertigt. Wegen Ethanolzumischungen, die zu Alkoholatkorrosion führen können und steigenden Raildrücken wurde Aluminium durch Werkstoffe auf Eisenbasis, d.h. höherlegierte Stähle oder auch nicht rostende Stähle abgelöst. Zugspannungsspitzen in der Bohrung der Rail, die als potenzielle Verursacher von Schadensmechanismen gelten, werden oft durch gezieltes Einbringen von Druckeigenspannungen durch plastische Verformung (z.B. Autofrettage) verhindert bzw. abgemildert [35]. Zwischen der Rail und der Niederdruckseite der Hochdruckpumpe ist das Drucksteuerventil angeordnet. Mit diesem wird der gewünschte Kraftstoffdruck in der Rail durch Androsselung des Förderstroms der Hochdruckpumpe eingestellt. Der überschüssig geförderte Kraftstoff wird in den Niederdruckkreislauf zurückgeführt. In Bild 4.13 ist der Aufbau des Drucksteuerventils dargestellt [18]. Der Durchflussquerschnitt des Ventils wird durch das mehr oder weniger starke Abheben der Ventilkugel (7) aus dem Ventilsitz (8) eingestellt. Das Abheben der Ventilkugel aus dem Ventilsitz erfolgt über die Spule (3), die durch ein moduliertes Signal gesteuert wird. Das Drucksteuerventil ist stromlos geschlossen, um auch bei Ausfall der elektrischen Ansteuerung den notwendigen Kraftstoffdruck sicherzustellen. Zum Schutz der Komponenten vor unzulässig hohem Kraftstoffdruck ist eine mechanische Druckbegrenzungsfunktion integriert.

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

131

Bild 4.13: Schnitt durch ein Drucksteuerventil [18] 1 Elektrischer Anschluss 2 Druckfeder 3 Spule 4 Magnetanker 5 Dichtringe (O-Ringe) 6 Ablaufbohrung 7 Ventilkugel 8 Ventilsitz 9 Zulauf mit Zulaufsieb

4.2.3 Hochdruck-Einspritzventile/Einspritzdüsen Das Hochdruck-Einspritzventil hat die Aufgabe, den Kraftstoff zu dosieren und durch dessen Zerstäubung eine gezielte Gemischbildung bzw. Durchmischung von Kraftstoff und Luft im Brennraum zu erzielen. Dabei sind die jeweils vorliegenden Motorbetriebsbedingungen zu beachten. Im Homogenbetrieb hat die Durchmischung von Luft und Kraftstoff im gesamten Brennraum zu erfolgen, während die Durchmischung von Kraftstoff und Luft bei Schichtladebetrieb in der Teillast nur in einem mehr oder weniger großen Bereich im Brennraum erfolgen soll. Dabei ist zu beachten, dass die aus Kraftstoff und Luft bestehende Gemischwolke gasförmig im Brennraum so platziert ist, dass sie zum Zündzeitpunkt mit der Zündkerze bzw. dem Zündfunken in Kontakt steht, um eine sichere Zündung einzuleiten. Als Hochdruck-Einspritzventile werden entweder elektromagnetisch angesteuerte oder piezoelektrisch angesteuerte Einspritzventile eingesetzt. Bei elektromagnetischen Einspritzventilen, Bild 4.14, erfolgt die Öffnung der Ventilnadel durch die Bestromung der Spule im Ventil. Die Ventilnadel ist direkt mit dem Anker verbunden und folgt somit der Bewegung des Ankers. Wird die Spule vom Strom durchflossen, hebt das Magnetfeld die Ventilnadel gegen den Federdruck von seinem Sitz ab. Dadurch wird die Ventilauslassbohrung freigegeben und Kraftstoff gelangt aufgrund der Druckdifferenz in den Brennraum. Fließt kein Strom mehr, schließt die Düsennadel aufgrund der Feder wieder und der Kraftstoffstrom wird unterbrochen. Der Öffnungsund Schließvorgang erfolgt schnell und gegen den anliegenden Raildruck. Während der Öffnungsdauer wird ein konstanter Öffnungsquerschnitt freigegeben. Raildruck, Brennraumgegendruck und Öffnungsdauer bestimmen die eingespritzte Kraftstoffmenge. Diese wird je nach Düsengeometrie fein zerstäubt in den Brennraum eingespritzt.

132

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Bild 4.14: Elektromagnetisches Einspritzventil, Bosch HDEV5

Piezo-Einspritzventile zeichnen sich durch eine extrem kurze Reaktionszeit aus. Diese ist bis zu viermal kürzer als bei elektromagnetischen Einspritzventilen. Weiterhin ermöglichen Piezo-Einspritzventile geringste Düsenhübe und eine exakte Kraftstoffdosierung. Durch den Einsatz beim Ottomotor mit Direkteinspritzung sind somit eine besonders gute Strahlzerstäubung und eine ausgeprägte Ladungsschichtung möglich. Piezokeramische Werkstoffe erzeugen beim Anlegen einer elektrischen Spannung nur eine kleine Auslenkung. Deshalb werden in einem Einspritzventil mehrere Piezoelemente als Vielschicht-Keramikelement zu einem sogenannten Piezostack hintereinander geschaltet [17]. Der Stellweg von 80 µm wird in weniger als einer zehntausendstel Sekunde zurückgelegt. Die theoretische Kraft, die die Einspritzdüsennadel bewegt, beträgt dabei 6300 N. Da die Keramik keine Zugspannungen erträgt, werden die Piezoelemente durch eine Feder vorgespannt. Dadurch treten im ausgelenkten Zustand keine Zugspannungen auf und der Aktuator ist vor Zerstörung geschützt. Die maximale Auslenkung, die mit einem Piezoelement erreicht werden kann, ist abhängig von der Baulänge und der angelegten Spannung. Ausgeführte Piezo-Aktuatoren für Einspritzventile erreichen bei einer Länge der Keramikelemente von ca. 40 mm einen Ventilnadelhub von ca. 30 µm bei einem Kraftstoffdruck von 200 bar. In Bild 4.15 ist der Aufbau eines Einspritzventils mit Piezo-Aktuator dargestellt. Die drei Funktionsgruppen Einspritzdüse, Piezo-Aktuator und Kompensationselement (Koppler) sind in Reihe hintereinander angeordnet. Da die Düsennadel direkt über den Piezostack angetrieben wird, erfolgt der Öffnungs- und Schließvorgang unmittelbar und ohne Verzögerung. Ein Problem ist der Temperatureinfluss auf das Auslenkungsverhalten der Piezoelemente. Hierfür wird ein Kompensationselement eingesetzt, welches die unterschiedlichen thermischen Ausdehnungen von Einspritzventilgehäuse und Piezostack ausgleicht.

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

133

Das Kompensationselement ist als geschlossener hydraulischer Kompensator ausgeführt, der eine ausreichende Steifigkeit haben muss, um bei längeren Öffnungszeiten keinen Hubverlust zu verursachen. Durch das Kompensationselement wird sichergestellt, dass der Nadelhub und somit der Durchfluss über den gesamten Temperaturbereich während des Motorbetriebs konstant gehalten wird.

Bild 4.15: Piezo-Einspritzventil, Bosch HDEV4

Das Einspritzventil von Siemens [17] erreicht den Maximalhub nach ca. 200 µs und auch die Schließzeit beträgt ausgehend vom Maximalhub ca. 200 µs. Neben dem Vollhub ist bei Piezo-Aktuatoren auch ein Teilhub darstellbar. Dabei kann von der Öffnungsrampe direkt in den Schließvorgang übergegangen oder ein Teilhub eine definierte Zeit gehalten werden. Aufgrund der extrem kurzen Einspritzzeiten ist die gute Reproduzierbarkeit auch bei kleinen eingespritzten Kraftstoffmengen sehr wichtig. Als Düsenbauformen werden die Dralldüse und die Mehrlochdüse mit nach innen öffnenden Düsennadeln sowie die über ein Pilzventil nach außen öffnende so genannte ADüse eingesetzt.

Dralldüse Dralldüsen sind nach innen öffnende elektromagnetisch angetriebene Ventile, die einen Drallerzeuger zur Zerstäubung des Kraftstoffs besitzen. Der prinzipielle Aufbau und die Funktionsweise ähnelt den konventionellen Einspritzventilen bei Saugrohreinspritzung. Der Kraftstoff strömt zunächst axial in die Düse ein und erfährt eine tangentiale Ablenkung und damit einen Drall.

134

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Bild 4.16: Drallerzeugung bei einer Dralldüse [25]

Die Drallerzeugung in einer Dralldüse ist zusammen mit den gebräuchlichen Bezeichnungen schematisch in Bild 4.16 dargestellt. Der Drallwinkel ist ein Maß für die axiale Bewegung des Kraftstoffs, der Einspritzkegelwinkel ein Maß für die Aufweitung des Einspritzstrahls. Die axiale Bewegungsrichtung des Kraftstoffs wird mit einer Tangentialbewegung beaufschlagt. Somit nimmt die kinetische Energie der Kraftstofftropfen in Axialrichtung ab und die Eindringtiefe verringert sich. Ein Drallerzeuger ist in die Düse stromabwärts eingearbeitet. Zur Charakterisierung des Kraftstoffdralls wird die Drall-Reynolds-Zahl (SRN) herangezogen. Diese ist definiert als: SRN

U

r

P

Mit: U Tangentialgeschwindigkeit der Drallbewegung [m/s] r Drallradius [m] P Viskosität [m/s2]

Bild 4.17 zeigt verschiedene Möglichkeiten, den erforderlichen Kraftstoffdrall zu erzeugen. Bei identischer Drall-Reynolds-Zahl zeigen die verschiedenen Ausführungen ähnliche Strahlcharakteristika [25]. Aus Fertigungsgründen wird in der Regel die Bauform bevorzugt, bei der der Kraftstoffdrall durch seitliche Bohrungen mit tangentialem Schlitz erzeugt wird. Bild 4.18 zeigt zwei Beispiele von Ausführungen zur Drallerzeugung, die von den Firmen Bosch [26] und Siemens [27] eingesetzt werden.

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

135

Bild 4.17: Verschiedene Dralldüsen und Strahlentstehung [25]

Bild 4.18: Drallerzeugung bei Bosch HDEV (oben) und Siemens Deka DI (unten)

136

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

In der Ausführung von Bosch ist zu erkennen, dass die Spritzlochöffnung nicht senkrecht, sondern schräg angeordnet ist. Dadurch wird ein zur Einspritzventilachse schräg spritzender Kraftstoffstrahl erzeugt. Über die Spritzlochausrichtung lassen sich Knickwinkel von bis zu max. 25° gegenüber der Einspritzventilachse realisieren, was für wand- und luftgeführte Gemischbildungsverfahren, aber auch für homogene Gemischbildung vorteilhaft sein kann. Bild 4.19 zeigt den Einspritzvorgang mit einer Dralldüse. Ein Hohlkegel ist deutlich erkennbar. Die kleineren Kraftstofftropfen werden durch einen (von oben) in den Kegel eindringenden Luftwirbel zuerst in den Kegel hinein abgelenkt und dann aus dem Kegel wieder hinausgelenkt [28]. Die größeren Tröpfchen werden zunächst nicht abgelenkt. Die Dicke der Kegelwand nimmt zu. Mit fortschreitender Einspritzung zerfällt der Hohlkegel jedoch mehr und mehr zu einer zylindrischen Struktur. Nach Ende der Einspritzung liegt eine fast vollständig mit Kraftstoff ausgefüllte zylindrische Struktur vor.

Bild 4.19: Einspritzvorgang bei einer Dralldüse [28]

Der Kraftstoffdruck (Einspritzdruck) und der Strahlkegelwinkel haben dabei einen erheblichen Einfluss auf die Tropfendurchmesser und auf die Eindringtiefe der Kraftstofftropfen. Die Tropfengröße nimmt zu, wenn der Einspritzdruck reduziert wird. Gleichzeitig nimmt mit sinkendem Kraftstoffdruck die Eindringtiefe ab, Bild 4.20. Alle durchgeführten Untersuchungen bezüglich Einspritzstrahlaufbereitung bei Hochdruckeinspritzung zeigen, dass es eine erhebliche Anzahl von Parametern gibt, mit denen sich der Einspritzstrahl und die Gemischaufbereitung beeinflussen lassen. Entscheidend für ein sorgfältig abgestimmtes Brennverfahren mit Direkteinspritzung ist die genaue Abstimmung von Einspritzventil und Einspritzdruck sowohl auf den Motor als auch im Hinblick auf das gewünschte Betriebsverhalten.

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

137

Bild 4.20: Tröpfchengröße und Eindringtiefe in Abhängigkeit vom Einspritzdruck [29, 30]

Mehrlochdüse Mehrlocheinspritzventile sind in ihrer Bauart herkömmlichen Dieseleinspritzventilen sehr ähnlich. Mit der Mehrlochdüse, Bild 4-21, sind sehr flexible Strahlformen möglich, da die Anzahl und Anordnung der Einspritzstrahlen auf den Brennraum und die Anforderungen des Brennverfahrens abgestimmt werden können. So ist es beispielsweise möglich, durch eine asymmetrische Spraykontur gezielt emissionskritische Bereiche im Brennraum auszusparen und so eine Benetzung der geöffneten Einlassventile während der Einspritzung im Saughub zu vermeiden. Durch eine Spraylücke kann zudem eine Kraftstoffbenetzung der Zündkerze vermieden werden, Bild 4.22. In der Regel besitzen ausgeführte Varianten 4 bis 12 Spritzlöcher. Zudem besteht die Möglichkeit, die Einspritzstrahlen gegenüber der Achse des Einspritzventils zu neigen, was die Flexibilität des Einbaus weiter erhöht. Bauartbedingt besteht immer ein Totvolumen zwischen dem Ventilsitz und dem Spritzlochaustritt. Nach dem Schließen der Ventilnadel bleibt in diesem Kraftstoff zurück, der in den Brennraum ausdampft. Aus den Kraftstoffresten können Verkokungen an der Düse entstehen, welche die Strahlausbreitung beeinflussen können. Über die geometrische Ausführung der Spritzlöcher kann die Sprayausbreitung und Gemischbildung beeinflusst werden.

138

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Bild 4.21: Aufbau eines Mehrlochdüse [18] 1 Hubanschlagfläche 2 Fixierbohrung 3 Druckschulter 4 doppelte Nadelführung 5 Nadelschaft 6 Spritzloch 7 Düsenkuppe 8 Düsenkörperschaft 9 Düsenkörperschulter 10 Druckkammer 11 Zulaufbohrung 12 Nadelführung 13 Düsenkörperbund 14 Dichtfläche FF Federkraft FD durch den Karftstoffdruck resultierende Kraft an der Druckschulter

Bild 4.22: Lochanordnung Mehrlochventil [31]

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

139

Nach außen öffnende Düse (A-Düse) Die nach außen öffnende Düse gibt beim Öffnen der Düsennadel einen ringförmigen Spalt frei. Durch diesen tritt der Kraftstoff als dünner Film mit hoher Geschwindigkeit. Es entsteht ein gleichmäßiger Hohlkegel ohne ein Vorspray mit einer sehr guten Zerstäubungsgüte. Der Spraywinkel bleibt dabei durch den Brennraumgegendruck nahezu unbeeinflusst. Am Düsenaustritt wird die Dicke des Hohlkegelmantels vom Ventilhub bestimmt. Stromabwärts setzt der Tropfenzerfall ein, wobei das Tropfenspektrum, die Strahleindringtiefe und der Strahlwinkel durch den Nadelhub und die Geometrie von Einspritznadel sowie Ventilsitz beeinflusst werden. Über einen zusätzlichen Drallerzeuger in der Düse kann die Tropfengröße weiter reduziert werden, Bild 4.23 c). Während des Motorbetriebs ist die Ventilspitze großen Temperaturschwankungen unterworfen. Gegenüber den Dralldüsen und Mehrlochdüsen ist allerdings die Gefahr von Ablagerungen und die Verkokungsneigung geringer, da die Ventilbewegung zu einem Selbstreinigungseffekt führt. Der Antrieb der A-Düse kann entweder zweifach elektromagnetisch oder mittels PiezoAktuator erfolgen. Beim elektromagnetischen Antrieb ist die Ventilnadel mit der Ankerplatte zwischen zwei Spulen angeordnet, deren Abstand den Nadelhub festlegt, Bild 4.23 a) und b). Mit den zwei getrennten Spulen für Öffnen und Schließen kann die Öffnungsund Schließcharakteristik verbessert werden. Die Schließfeder dient zum Zu- und Dichthalten des Ventils, unterstützt den Schließvorgang und gleicht die unterschiedliche Wärmeausdehnung der Bauteile aus.

Bild 4.23: Nach außen öffnende Düse (A-Düse) mit elektromagnetischem Antrieb und Drallerzeuger [32] (Delphi): a) schematischer Aufbau, b) Zweispulen-Antrieb der Ventilnadel, c) berechnete Innenströmung

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4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Mit Piezo-Einspritzventilen, Bild 4.24, liegen typische Schaltzeiten zum Öffnen und Schließen des Ventils unter 0,2 ms. Mehrfacheinspritzungen sind damit sehr gut realisierbar. Weitere Vorteile sind die durch die direkte Betätigung der Ventilnadel hohe Genauigkeit und Reproduzierbarkeit des Ventilhubes von Zyklus zu Zyklus. Weitere Vorteile des Piezoantriebs sind die gute Gemischaufbereitung und die Vermeidung von Nacheinspritzern gegen Ende der Einspritzdauer. Die Einspritzmenge wird mit sehr hoher Genauigkeit mit Mengenabweichungen kleiner 2% dosiert [24]. Gleichzeitig ist der dynamische Arbeitsbereich groß und im Vergleich zu nach innen öffnenden Düsen ermöglichen Piezoantriebe einen höheren Durchfluss. Der große Öffnungs- und Aufbereitungsquerschnitt führt dazu, dass der anliegende Kraftstoffdruck nahezu ohne Drosselverluste genutzt werden kann [22]. Eine wesentliche Herausforderung liegt in der Temperaturkompensation, da der Piezostack eine deutlich geringere Wärmeausdehnung als das umgebende Einspritzventilgehäuse besitzt. Im geschlossenen, hydraulischen Kompensationselement (Koppler) werden die im Betrieb auftretenden unterschiedlichen Dehnungen, die durchaus die Größenordnung des Ventilhubes selbst annehmen können, ausgeglichen. Die sehr gute Aufbereitungsqualität mit Sauterdurchmessern kleiner 15 µm, der große Linearitätsbereich infolge der kurzen Schaltzeiten und die hohe Verkokungssicherheit machen diesen Einspritzventiltyp trotz der deutlich höheren Kosten für den Einsatz in geschichteten, strahlgeführten Brennverfahren interessant.

Bild 4.24: Piezo-Einspritzventil, Bosch HDEV4

Vergleich der Düsenbauformen Bild 4.25 zeigt die drei heute gebräuchlichen Düsenarten. Grundsätzlich werden die Düsen, wie erwähnt, hinsichtlich der Öffnungsbewegung des Schließelementes unterschieden [1, 29]. Die nach außen öffnende Düse (A-Düse) gibt bei der Düsenöffnung den Düsenquerschnitt frei und erzeugt über den Kegel die Strahlform. Diese Düsenform kann

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

141

auch für die Niederdruck-Einspritzung genutzt werden. Nach innen öffnende Konzepte (I-Düsen) sind die Mehrlochdüse und die Dralldüse (Swirl-Nozzle). Die Mehrlochdüse ist bereits aus der Dieseleinspritztechnik bekannt. Die Dralldüse besitzt einen stromaufwärts liegenden Drallerzeuger. Unten im Bild 4.25 sind die Strahlbilder für die drei Einspritzdüsen zu einem gleichen Zeitpunkt nach Beginn der Einspritzung dargestellt. Der Einspritzdruck bei diesen Messungen betrug jeweils 120 bar [33]. Die Dralldüse weist eine sehr gute Zerstäubungsgüte und eine hohe Strahlflexibilität auf. Darüber hinaus ist sie relativ unempfindlich gegen Verschmutzung sowie gegenüber mechanischen und thermischen Einflüssen. Aufgrund der hohen Stückzahlen sind diese Einspritzdüsen relativ günstig in der Herstellung. Das Spray dieses Einspritzventils bildet einen Hohlkegel aus, wobei der Kegelwinkel stark vom Brennraumdruck abhängig ist. Dies ist für ein strahlgeführtes Brennverfahren ein deutlicher Nachteil, da dadurch die Position des Sprays relativ zur Zündkerze beeinflusst wird. Dieses Konzept wird gegenwärtig von den meisten Entwicklern und Herstellern für die rein homogene Benzin-Direkteinspritzung und für das Schichtladeverfahren mit wandgeführter Gemischbildung verwendet. Der große Vorteil der A-Düse gegenüber einem Drallinjektor ist die Erzeugung eines gleichmäßigen Hohlkegels ohne ein Vorspray. Der Spraywinkel ist nahezu unbeeinflusst vom Gegendruck, Bild 4.25. Die Aufbereitungsgüte ist im untersuchten Fall jedoch geringfügig ungünstiger als bei der Dralldüse. Dies wird auf eine zu geringe Strahlkontraktion des Kegels und auf eine zu scharfe Begrenzung des Schirmstrahls zurückgeführt. Durch die Piezosteuerung ist es mit diesem Injektortyp möglich, in extrem kurzen Abständen mehrfach einzuspritzen. Darüber hinaus bietet diese Art der Steuerung die Möglichkeit, Tropfengröße und Einspritzmasse getrennt voneinander kontrollieren zu können, wodurch sie der herkömmlichen Magnetansteuerung deutlich überlegen ist [10, 22, 34]. Die Zündkerze für ein strahlgeführtes Brennverfahren mit diesem Injektortyp kann sowohl im Rezirkulationsgebiet als auch am Strahlmantel des Kraftstoffstrahls positioniert werden. Bei einem strahlgeführten Verfahren mit deutlich höheren Einspritzdrücken im Bereich von 200 bar und zukünftig möglicherweise auch darüber ist die A-Düse eine interessante Variante. Charakteristisch für die Mehrlochdüse sind die scharf abgegrenzten Einspritzstrahlen. Trotz unterschiedlicher Auslegungen lässt sich durch die Einspritzstrahlform bei der Mehrlochdüse das Gemisch im Brennraum nur unvollständig homogenisieren, da die Zerstäubungsgüte bei der Mehrlochdüse unzureichend ist. Fette Gemischzonen mit Kraftstoffüberschuss befinden sich direkt neben mageren Gemischzonen mit Kraftstoffmangel. Dies hat zur Folge, dass nach Einsetzen der Zündung an einem Einspritzstrahl – bestimmt durch die Zündkerzenlage – die Flammenfront im Brennraum nicht gleichmäßig fortschreitet, sondern sich mit schwankender Geschwindigkeit (Beschleunigung der Flammenfront in fetten Zonen der einzelnen Einspritzstrahlen, Geschwindigkeitsabnahme der Flammenfront in den mageren Zonen zwischen den Einspritzstrahlen) ausbreitet [35]. Die Anzahl der Einspritzbohrungen hat somit großen Einfluss auf die Betriebseigenschaften

142

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

des Motors. Eine Bohrungsverteilung, die eine gute Kraftstoffverteilung und eine beständige Flammenausbreitung zwischen den verschiedenen Einspritzstrahlen bewirkt, ermöglicht das beste Motorbetriebsverhalten. Eine Erhöhung der Düsenlochzahl bei gleichzeitiger Reduzierung der einzelnen Durchflussflächen kann die Abmagerungsfähigkeit des Motors erhöhen. In Bild 4.26 sind die drei Düsenformen noch einmal einer zusammenfassenden Bewertung vergleichend gegenübergestellt.

Bild 4.25: Vergleich der Einspritzdüsen: Mehrlochdüse (links), außen öffnende Düse (Mitte), Dralldüse (rechts) [33]

Mehrlochdüse

außen öffnende Düse

Dralldüse

Kriterium







Möglichkeit der Strahlneigung



–



Güte der Aufbereitung bei Systemdruck 10 Mpa

–

o



Robustheit gegenüber Verkokung

–





Flexibilität Strahlform

Bild 4.26: Düsenbauformen und Beurteilung [1]

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

143

Bild 4.27: Bewertung der verschiedenen Brennverfahren nach ihren spezifischen Vor- und Nachteilen [31]

In Bild 4.27 sind die Brennverfahren der Benzin-Direkteinspritzung in Kombination mit den möglichen Einspritzventilen zusammengefasst und bewertet [31]. Für die Bewertung dient ein homogen arbeitender Ottomotor mit Saugrohreinspritzung als Basis. Die quantitativen Angaben in der Literatur schwanken teils stark, so dass diese Aufstellung keinen absoluten Ansprüchen genügen kann und daher lediglich Tendenzen darstellt. Bezüglich des Kosten-Nutzen-Verhältnisses ist die strahlgeführte Variante mit elektromagnetisch betätigtem Mehrlochventil als optimale Lösung anzusehen. Im Hinblick auf die Ausnutzung der theoretischen Potenziale der Direkteinspritzung und ungeachtet der Systemkosten ist die strahlgeführte Variante mit außenöffnendem und piezo-gesteuertem Einspritzventil in Kombination mit einer Aufladung zu favorisieren [36].

4.2.4 Einspritzstrategien Wesentlicher Unterschied der Benzin-Direkteinspritzung im Vergleich zur Saugrohreinspritzung sind ein höherer Kraftstoffdruck und eine deutlich kürzere Zeit, die für die Einspritzung und Gemischbildung direkt im Brennraum zur Verfügung stehen. In Bild 4.28 sind die Anforderungen bezüglich der Einspritzzeit dargestellt, die für BenzinDirekteinspritzung und Saugrohreinspritzung zur Verfügung steht. Bei der Saugrohreinspritzung stehen bis zu zwei Umdrehungen der Kurbelwelle zur Verfügung, um den Kraftstoff in das Saugrohr einzuspritzen (20 ms bei 6000 min–1), während bei der Direkteinspritzung bei Einspritzung im Ansaugtakt (Volllastbetrieb) nur eine halbe Umdrehung der Kurbelwelle (5 ms bei 6000 min–1) zur Verfügung steht. Bei Schichtladebetrieb mit Einspritzung während der Kompression ist die Zeit zum Einspritzen des Kraftstoffs mit anschließender Gemischbildung bis zur Zündung noch erheblich kürzer. Bei vollständiger Ausnutzung der Gemischschichtung beim strahlgeführten Gemischbildungsverfahren stehen im leerlaufnahen Motorbetrieb maximal 1 bis 3 ms für die Einspritzung und Gemischbildung zur Verfügung. Dadurch ergeben sich hohe Anforderungen an das Einspritzsystem und auch an die jeweils gewählte Einspritzstrategie.

144

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Bild 4.28: Einspritzmenge als Funktion der Zeit bei Saugrohr- und Direkteinspritzung [18]

Für einen präzisen Einspritzvorgang muss das Einspritzventil mit einem komplexen Stromverlauf angesteuert werden, Bild 4.29. Dabei wird auch die Vormagnetisierungszeit, in der das Einspritzventil noch nicht öffnet, einberechnet. Zu Beginn der Ansteuerung führt ein hoher Strom zu einem schnellen Anheben der Ventilnadel, . Sobald das Ventil geöffnet ist, reicht ein geringerer Ansteuerstrom für einen konstanten Nadelhub. Die Einspritzmenge hängt dann nur noch von der Öffnungsdauer des Einspritzventils ab [18].

Bild 4.29: Signalverläufe der Ansteuerung des HochdruckEinspritzventils [18]

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

145

Der Einspritzzeitpunkt hat erhebliche Auswirkungen auf die motorische Verbrennung und damit auf die Laufruhe sowie auf die Emissionen eines Motors mit BenzinDirekteinspritzung [17]. Durch einen frühen Einspritzzeitpunkt werden sehr niedrige Rußemissionen durch die lange Gemischaufbereitungszeit erzielt. Dagegen steigen die HC-Emissionen aufgrund von „Overmixing“ (zu magere, nicht mehr brennende Bereiche „Flame Quenching“) an. Die Entflammung wird verzögert und es erfolgt eine langsame Umsetzung in der frühen Verbrennungsphase. Eine späte Einspritzung führt zu niedrigen HC- und NOx-Emissionen, allerdings zu erhöhten Rußemissionen aufgrund der zu kurzen Gemischbildungszeit (heterogene Diffusionsverbrennung). Zusätzlich besteht die Gefahr der Verkokung von Zündkerze und Einspritzventil. Die Entflammung findet stark verzögert statt, aber in der frühen Verbrennungsphase ergibt sich ein schneller Umsatz.

Mehrfacheinspritzung Durch die vielfältigen Schwierigkeiten bei der genauen Anpassung der Kraftstoffzufuhr und der damit verbundenen Gemischbildung an die Randbedingungen, die einerseits beim Betrieb im gesamten Motorkennfeld und andererseits für die Einhaltung der Abgasemissionsgesetze zu berücksichtigen sind, ist bei der Direkteinspritzung der 2. Generation, also dem strahlgeführten Gemischbildungsverfahren, eine Einfacheinspritzung häufig nicht ausreichend, um die gestellten Anforderungen zu erfüllen. Daher wird zunehmend bei der Entwicklung der Benzin-Direkteinspritzverfahren auf Mehrfacheinspritzung übergegangen. Das Common-Rail-Einspritzsystem und insbesondere Einspritzventile mit Piezo-Aktuatoren ermöglichen aufgrund ihrer sehr hohen Dynamik mehr als eine Einspritzung innerhalb eines Arbeitsspiels, sogar innerhalb eines Kompressionshubs. Mit Mehrfacheinspritzungen kann die Gemischschichtung im Teillastbetrieb weitgehend verbrennungsoptimal dargestellt werden. So können zu fette und zu magere Gemischbereiche sicher vermieden werden, die sonst einerseits zu verstärkter Rußbildung und andererseits zum Erlöschen der Flamme mit den damit verbundenen erhöhten HC- und CO-Emissionen führen. Bild 4.30 zeigt einen Vergleich zwischen Einfach- und Mehrfacheinspritzung in der Strahlaufbereitung, in der Gemischbildung und in der anschließenden Verbrennung [37]. Durch die Aufteilung der Einspritzmenge in mehrere kleine Einspritzungen schnell hintereinander können breitere Übergangsbereiche von fettem Einspritzstrahl bis zur Umgebungsluft erreicht werden. Auch der Bereich des Luft-Kraftstoffverhältnisses mit stöchiometrischer Mischung wird größer und ist stabiler an der Zündkerze zu halten. Zusätzlich wird auch das Zündfenster größer. Durch die bessere Gemischaufbereitung und -verteilung kann sich die Flamme kugelförmig ausbilden und schnell in das Innere der Gemischwolke eindringen. Das Gemisch kann so auch bei späten Einspritz- und Zündzeitpunkten sicher entflammt werden und eine thermodynamisch günstige Verbrennungsschwerpunktslage kann somit erreicht werden, Bild 4.31. Die gute Gemischqualität und der Einsatz von Mehrfacheinspritzung sind auch die Voraussetzungen für eine Ausweitung des Schichtbetriebes zu höheren Lasten. Bei diesem Verfahren ist der Schichtbereich nicht durch Emissions- oder Rußwerte begrenzt, sondern wird von dem sich einstellenden Luft-Kraftstoffverhältnis und somit dem Verbrauchsvorteil gegenüber dem Homogenbetrieb bestimmt.

146

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Bild 4.30: Potenzial Mehrfacheinspritzung [37]

Bild 4.31: Mehrfacheinspritzung im Schichtbetrieb bei 2000 min–1, pmi = 3,0 bar: Simulationsergebnisse [16]

4.2 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung

147

Die Dreifacheinspritzung besteht aus einer Vor-, einer Haupt- und einer Nacheinspritzung. Sie ermöglicht die Erzeugung kompakter und in sich gut homogenisierter Gemischwolken und verlängert so das Zünd- und Robustheitsfenster. Je größer die Kraftstoffmenge ist, desto positiver wirkt sich die Mehrfacheinspritzung auf die Gemischbildung aus. Bei hohen Lasten im Schichtbetrieb erlaubt die Dreifacheinspritzung eine deutliche Ausweitung des Robustheitsfensters gegenüber der Doppeleinspritzung und der Verbrennungswirkungsgrad steigt, was einer Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs bedeutet. Die bessere Homogenisierung führt auch zu höheren Brenngeschwindigkeiten und niedrigeren HC-Emissionen [16].

Aufheizstrategie für Abgaskatalysatoren Durch einen Aufteilung der Kraftstoffmenge in mehrere Einspritzungen, Bild 4.32, kann das Aufheizen des Katalysators beschleunigt werden. Hierbei wird zunächst ein mageres homogenes Grundgemisch durch eine frühe Einspritzung während des Ansaughubes bereitgestellt. Eine oder auch mehrere Einspritzungen nahe zum Zündzeitpunkt erzeugen ein fettes Gemisch im Bereich der Zündkerze. Dies stellt sicher, dass auch bei sehr spätem Zündzeitpunkt eine sichere Zündung und Entflammung gewährleistet ist. Die späte Zündung und das magere Grundgemisch bewirken eine Erhöhung der Abgastemperatur und ein schnelleres Anspringen des Katalysators. Hierdurch können die HC-Rohemissionen wirkungsvoll verringert werden [16].

Bild 4.32: Einspritzstrategien beim Aufheizen von Abgaskatalysatoren [16]

148

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

Durch die Mehrfacheinspritzung können, wie erwähnt, die Gemischbildungsqualität und das Emissionsverhalten, auch im Kaltstartbetrieb, deutlich verbessert werden. Jedoch führt das Aufheizen durch eine Späteinspritzung, die nicht mehr vollständig für die Umsetzung in Prozessarbeit und damit in Motorleistung genutzt werden kann, zu einem geringen Kraftstoffmehrverbrauch. Durch die Mehrfacheinspritzung wird im Grundsatz mehr oder weniger von der Idealvorstellung der Direkteinspritzung mit Schichtladung abgewichen, da die erzeugte Gemischwolke wegen der längeren Zeitdauer der Einspritzung und Gemischbildung gegenüber einer idealen Einfacheinspritzung räumlich nicht so eng wie für die ideale Schichtladung erforderlich ausgeprägt ist. Dies führt bei der Mehrfacheinspritzung zum Teil bereits zu einer Entmischung im Randbereich der Gemischwolke und damit dort zu einer stärkeren Abmagerung. Auch dies ist damit verbunden, dass das Potenzial, welches die Direkteinspritzung theoretisch bietet, nicht vollständig genutzt werden kann.

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149 [15] Altenschmidt, F.: Grundsatzuntersuchungen zu einem ottomotorischen Brennverfahren mit Direkteinspritzung und Aufladung. Dissertation, Universität Karlsruhe (TH), 2005 [16] Waltner, A.; Lückert, P.; Schaupp, U.; Rau, E.; Kemmler, R.; Weller, R.: Die Zukunftstechnologie des Ottomotors: strahlgeführte Direkteinspritzung mit Piezo-Injektor. 27. Internationales Wiener Motorensymposium, 2006 [17] Warnecke, V.; Achleitner, E.; Bäcker, H.: Entwicklungsstand des Siemens VDO PiezoEinspritzsystems für strahlgeführte Brennverfahren. 27. Internationales Wiener Motorensymposium, 2006 [18] Robert Bosch GmbH: Ottomotor-Management, 3. Auflage. Wiesbaden: Vieweg Verlag, 2005 [19] Stocker, H.: Benzindirekteinspritzung und Motorsteuerung – Herausforderung und Umsetzung. Motor und Umwelt, AVL 1997 [20] Häntsche, J. P.; Krause, G.; Velji, A.; Spicher, U.: High Pressure Fuel Pump for Gasoline Direct Injection based on Ceramic Components. SAE Paper 2005-01-2103, 2005 [21] Häntsche, J. P.; Spicher, U.: Ceramic components for high pressure gasoline fuel injection pumps – Keramische Komponenten für Hochdruck-Benzindirekteinspritzpumpen für Ottokraftstoff. In: Materialwissenschaft und Werkstofftechnik 36 (2005), No. 3/4, 2005 [22] Achleitner, E.; Berger, St.; Frenzel, H.; Klepatsch, M.; Warnecke, V.: Benzin-Direkteinspritzsystem mit Piezo-Injektor für strahlgeführte Brennverfahren. In: MTZ 65 (2004), Nr. 5, S. 338–349 [23] Schnittger, W.; Königstein, A.; Pritze, St.; Pöpperl, M.; Rothenberger, P.; Samstag, M.: 2.2 Direct Ecotec – Neuer Ottomotor mit Direkteinspritzung von Opel. In: MTZ 64 (2003), Nr. 12 [24] Achleitner, E.; Amann, R.; Klepatsch, M.; Pasqui, R.; Frenzel, H.; Warnecke, V.; Bauer, Ph.: Die innovative Technologie für die Benzindirekteinspritzung mit strahlgeführten Brennverfahren. 12. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, 2003 [25] Yamauchi, T.; Wakasaki, T.; Kaneko, T.; Kaneko, M.; Kato, S.; Hosaka, H.: Numerical Analysis of Stratified Mixture Formation in Direct-Injection Gasoline Engines. Direkteinspritzung im Ottomotor – Expert Verlag 1998 [26] Robert Bosch GmbH: Kraftfahrtechnisches Taschenbuch, 25. Auflage, Vieweg Verlag, 2003 [27] v. Basshuysen, R., Schäfer, F.: Lexikon Motorentechnik. Vieweg Verlag, 2004 [28] Hoffmann, J. A.; Eberhardt, E.; Martin, J. K.: Comparison Between Air-Assisted and SingleFluid Pressure Atomizers for Direct-Injection SI Engines Via Spatial and Temporal Mass Flux Measurements. SAE 970630 [29] Ohyama, Y.; Ohsuga, M.; Nogi, T.; Fujieda, M.; Shiraishi, T.: Mixture Formation in Gasoline Direct Injection Engines. Direkteinspritzung im Ottomotor – Expert Verlag, 1998 [30] Nogi, T.; Shiraishi, T.; Nakayama, Y.; Ohsuga, M.; Kurihara, N.: Stability Improvement of Direct Fuel Injection Engine under Lean Combustion Operation. SAE 982703 [31] Xander, B.: Grundlegende Untersuchungen an einem Ottomotor mit Direkteinspritzung und strahlgeführtem Brennverfahren. Dissertation, Universität Karlsruhe (TH). Logos-Verlag, 2006 [32] Varble, D.L., Xu, M., VanBrocklin, P.: Entwicklung eines nach außen öffnenden BenzinDirekteinspritzventils für Schichtladebrennverfahren. 7. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, 1998 [33] Ortmann, R.; Würfel, G.; Grzeszik, R.; Raimann, J.; Samenfink, W.; Schlerfer, J.: Vergleich von Zerstäubungskonzepten für Benzin-Direkteinspritzung. Direkteinspritzung im Ottomotor III, 2001 [34] Hübner, W.; Witt, A.; Hoss, B.; Albrecht, T.; Durst, B.; Abdelfattah, A.: Methodeneinsatz bei der Entwicklung eines weiterführenden DI-Brennverfahren. Direkteinspritzung im Ottomotor IV, 2003 [35] v. Andrian, S.; Haug, M., Pischinger, F.; Spicher, U.; Spiegel, L.; Knoche, K. F.; Roosen, P.: Abschlussbericht zum FVV-Vorhaben Nr. 486, Direkteinspritzung im Ottomotor II. 1992 [36] Klüting, M.; Melcher, T.: Effiziente Dynamik – ein integraler Ansatz für die BMW Antriebe der Zukunft. 14. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, 2005

150

4 Einspritzsysteme und Systemübersicht

[37] Lückert, P.; Frey, J.; Kemmler , R.; Schaupp, U.; Vent, G.; Waltner, A.: Kunden- und zukunftsorientierte Technologien am Ottomotor – heute und morgen. 26. Internationales Wiener Motorensymposium, 2005

151

5 Leistung und Drehmoment 5 Leistung und Drehmoment Eine der wichtigsten Kenngrößen eines Motors ist die Leistung (Arbeit pro Zeit). Die direkte Messung der Leistung am Motor ist nicht möglich. Aus diesem Grund wird diese aus dem gemessenen Drehmoment und der Motordrehzahl ermittelt. Das Drehmoment eines Motors lässt sich am Motorprüfstand mit einer Leistungsbremse direkt messen. Die Leistungsbremse nimmt dabei die vom Motor abgegebene Leistung auf und wandelt sie in Wärmeleistung oder elektrische Leistung um. Aus dem Drehmoment und der Motordrehzahl ergibt sich die effektive Leistung eines Motors zu: Pe

M d ¹ Z , Pe in kW

Z

2¹ S¹ n

mit S¹n 30

Z Winkelgeschwindigkeit in s–1 n Motordrehzahl in min–1 Neben der effektiven Leistung, die von der Kurbelwelle an der Kupplung an den Antriebsstrang bzw. das Getriebe abgegeben wird, ergibt sich die innere Leistung aus der Summe der Prozessverläufe in den einzelnen Zylindern. Diese wird über eine Indizierung der Gasdruckverläufe (Ladungswechsel, Kompression, Verbrennung und Expansion) in den Zylindern eines Motors ermittelt. Dabei wird die durch den Arbeitsprozess gewonnene Nutzarbeit und damit die innere Leistung im Wesentlichen durch den Ablauf der Verbrennung beeinflusst. Die durch den Arbeitsprozess erzielte innere Leistung Pi (auch indizierte Leistung) wird vom Arbeitsgas auf den Kolben übertragen. Für die während eines Arbeitsspiels am Kolben wirkende Änderung der Gasarbeit gilt: dWKA

p AK

D sD WKA

p ¹ AK ¹ dsD

Verbrennungsdruck bzw. Zylinderdruck Kolbenfläche Kurbelwinkel Kolbenweg = f (D)G Gasarbeit am Kolben pro Arbeitsspiel

152

5 Leistung und Drehmoment

Die Integration über ein vollständiges Arbeitsspiel ergibt die Gasarbeit am Kolben: WKA

vÔ p ¹ dVD

Volumenänderung = f (D)G

dVD

Die innere Leistung PiZ eines Zylinders ergibt sich zu: PiZ

nA ¹ WKA

Arbeitsspiele pro Zeiteinheit

nA

Man erhält damit für die Zylinderleistung: PiZ

i ¹ n ¹ WKA

n Kurbelwellenumdrehungen pro Zeiteinheit i Arbeitsspiele pro Umdrehung; für 4-Takt-Motoren gilt: i = 0,5 ! für 2-Takt-Motoren gilt: i = 1 ! Die auf das Hubvolumen Vh bezogene Gasarbeit WKA je Arbeitsspiel wird als innerer Mitteldruck pmi bezeichnet: pmi

WKA bzw. pmi ¹ Vh Vh

WKA

Somit lässt sich die Zylinderleistung auch durch die Beziehung PiZ

i ¹ n ¹ pmi ¹ Vh

ausdrücken. Diese Gleichung gilt für einen einzelnen Zylinder. Ein Motor mit mehreren Zylindern (z = Zylinderzahl) hat die innere Leistung Pi: Pi

i ¹ n ¹ pmi ¹ Vh ¹ z bzw. Pi

i ¹ n ¹ pmi ¹ VH , pmi

1 2

z

Ç pmij j 1

pmi über alle Zylinder gemittelter innerer Mitteldruck pmij j =1, ..., 2 innerer Mitteldruck der einzelnen Zylinder

Die effektiv nutzbare Leistung an der Kurbelwelle Pe ist auf Grund von Reibungsverlusten geringer als die durch die Gasarbeit erzeugte innere Leistung Pi . Reibungsverluste entstehen zum Beispiel durch die Oszillation der Kolben, die Kurbelwellendrehung sowie die Pleuelbewegung. Die Summe der einzelnen Reibungsverluste (z.B. Kolbenringreibung, Kolbenreibung, Kolbenbolzen- und Pleuellagerreibung, Kurbelwellenlagerreibung) wird als Reibleistung oder Reibungsleistung Pr zusammengefasst. Somit berechnet sich die effektive Leistung zu:

Pe

Pi  Pr

5 Leistung und Drehmoment

153

Neben den Reibungsverlusten im Motor ist auch der Leistungsbedarf für erforderliche Nebenaggregate (z.B. Kühlwasserpumpe, Ölpumpe, Generator, Kühlgebläse, Servopumpen, etc.) in der Reibungsleistung Pr enthalten. Analog zum inneren Mitteldruck pmi definiert man den effektiven Mitteldruck pme sowie den Reibmitteldruck pmr und erhält somit für die effektive Leistung und die Reibungsleistung die folgenden Gleichungen: Pe

i ¹ n ¹ pme ¹ VH

Pr

i ¹ n ¹ pmr ¹ VH

pmr

i ¹ n ¹  pmi  pme ¹ VH

pmi  pme

Für die Berechnung der effektiven Leistung mit den für Verbrennungsmotoren üblichen Einheiten erhält man die Größengleichung: Pe

i ¹ n ¹ pme ¹ VH 10

Die Bezeichnung „Pferdestärke“ (PS) ist im Automobilbereich eine weit verbreitete Einheit in Bezug auf die Motorleistung. Diese ist allerdings veraltet und wird auch nicht mehr empfohlen. Die gesetzliche Einheit für die Motorleistung ist statt dessen die SI-Einheit „Kilowatt“ (kW), welche schon heute ausschließlich verwendet werden sollte. Ab dem Jahre 2009 wird die Leistungsangabe in PS nicht mehr zulässig sein. Für die Umrechnung gilt: 1 PS  0,735 kWG 1 kW  1,358 PSG Bezieht man die effektive Leistung Pe auf das Hubvolumen VH, so spricht man von Literleistung Pl, bei Bezug auf das Motorgewicht mM vom Leistungsgewicht mG: Pl mG

Pe Literleistung VH mM Leistungsgewicht Pe

Literleistung und Leistungsgewicht sind Kenngrößen für Motorbelastung und Bauvolumen. Hohe Literleistung bedeutet eine hohe Motorbelastung, aber kleiner Motor. Hohes Leistungsgewicht bedeutet geringe Motorbelastung und großer Motor, niedriges Leistungsgewicht entspricht hoher Motorbelastung und kleinem Motor. Die Literleistung heutiger Pkw-Ottomotoren ohne Aufladung liegt zwischen 30 bis 80 kW/l.G Durch die Benzin-Direkteinspritzung ergeben sich in Leistung und Drehmoment gegenüber konventionellen Ottomotoren mit Saugrohreinspritzung prinzipbedingte Vorteile. Diese resultieren aus der Einbringung des Kraftstoffs direkt in den Brennraum und der bei der Verdampfung erfolgenden Abkühlung der Zylinderladung. Dadurch kann der Lie-

154

5 Leistung und Drehmoment

fergrad erhöht und die Leistung gesteigert werden. Durch die Innenkühlung wird die Temperatur zu Beginn der Verdichtungsphase abgesenkt. Dies wirkt sich bei der anschließenden polytropen Kompression überproportional positiv auf den Temperaturverlauf aus, wodurch die Klopfneigung verringert wird. Daher besteht aufgrund der Direkteinspritzung die Möglichkeit, das Verdichtungsverhältnis um ca. 1 bis 2 Einheiten zu erhöhen. Gegenüber einer Saugrohreinspritzung ergibt sich eine Wirkungsgradsteigerung, eine Füllungserhöhung und dadurch eine Leistungssteigerung von ca. 2 bis 5% [1]. Bild 5.1 verdeutlicht diese Vorteile der Direkteinspritzung. In Bild 5.2 sind Drehmoment und Leistung des Mitsubishi GDI-Motors mit Direkteinspritzung (Gasoline Direct Injection) der Motorvariante mit Saugrohreinspritzung gegenübergestellt. Die Summe der eben genannten positiven Eigenschaften ermöglicht es dabei der Motorvariante mit Benzin-Direkteinspritzung, eine Leistungs- und Drehmomentzunahme von 10% gegenüber dem gleichen Grundmotor mit Saugrohreinspritzung zu erreichen.

Bild 5.1: Einfluss der Direkteinspritzung auf Leistung und Klopfgrenze [1]

Bild 5.2: Leistungs- und Drehmomentverlauf des Mitsubishi GDI-Motors im Vergleich zum Motor mit Saugrohreinspritzung [2]

5 Leistung und Drehmoment

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Bild 5.3: Vergleich von Saugrohr- und Direkteinspritzung, Vollastverhalten [3]

Bild 5.3 zeigt im Vergleich zwischen einem Motor mit Saugrohreinspritzung und einem Motor mit Direkteinspritzung den indizierten Mitteldruck sowie den Luftaufwand Oa über der Drehzahl. Der Motor mit Direkteinspritzung erreicht über dem gesamten Drehzahlband einen höheren indizierten Mitteldruck bei einem gleichzeitig höheren Luftaufwand, verbunden mit größerer Füllung [3]. Darüber hinaus sind nicht alleine die absoluten Werte für Drehmoment und Leistung eines Ottomotors mit Direkteinspritzung relevant. Für den Kunden spielt auch die Geschwindigkeit des Drehmomentaufbaus nach dem entsprechenden Fahrerwunsch eine große Rolle. Hier hat die direkte Einspritzung gegenüber der Saugrohreinspritzung den entscheidenden Vorteil, dass die Trägheit des auf die Saugrohrwand aufgetragenen Kraftstoffwandfilms, der zunächst verdampfen muss, wegfällt. Dies resultiert in einem deutlich besseren Ansprechverhalten. Aus diesem Grund wirken Ottomotoren mit Direkteinspritzung deutlich agiler im Vergleich zu leistungsgleichen Motoren mit Saugrohreinspritzung. Bild 5.4 zeigt einen Vergleich des Drehmomentaufbaus über der Zeit für einen 1,8 l Turbomotor mit Saugrohreinspritzung, den entsprechenden auf den Hubraum von 2,0 l hochskalierten Drehmomentverlauf sowie den Verlauf des Drehmomentaufbaus eines aufgeladenen Ottomotors mit 2,0 l und Direkteinspritzung. Es ist gut zu erkennen, dass der Drehmomentaufbau des Motors mit Direkteinspritzung deutlich spontaner erfolgt als der des Motors mit Saugrohreinspritzung. Schon direkt nach dem Öffnen der Drosselklappe weist der Motor mit Direkteinspritzung ein um 20 Nm höheres Drehmoment auf. Das maximale Drehmoment des Motors mit Saugrohreinspritzung wird von dem des Motors mit Direkteinspritzung in nahezu der halben Zeit erreicht. Sein deutlich höheres Nennmoment erreicht der Motor mit Direkteinspritzung dabei immer noch 0,3 s früher als der Motor mit Saugrohreinspritzung für den Aufbau seines Nennmomentes benötigt. An dem auf 2,0 l hochskalierten Verlauf des Motors mit Saugrohreinspritzung ist zu erkennen, dass die Gewinne der Direkteinspritzung doppelt so hoch sind, wie sie sich nur in Folge einer Hubraumerhöhung auf 2,0 l ergeben würden [4].

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5 Leistung und Drehmoment

Bild 5.4: Drehmomentaufbau über der Zeit bei einem Lastsprung bei 2000 min–1 [4]

Bild 5.5 zeigt den Verlauf des Dynamikgewinns eines Motors mit Direkteinspritzung über der Motordrehzahl im Vergleich zu einem Motor mit Saugrohreinspritzung. In dieser Darstellung sind die Ergebnisse einer Vielzahl von Lastsprüngen zusammengefasst. Die Grafik zeigt die sich ergebenden Drehmomentwerte eine Sekunde nach einem Lastsprung, ausgehend von 20 Nm. Im gesamten Drehzahlbereich zeigt der Ottomotor mit Direkteinspritzung auch im dynamischen Drehmomentaufbau deutliche Vorteile gegenüber der Variante mit Saugrohreinspritzung. Bei 2000 min–1 und 2500 min–1 ergeben sich nach einer Sekunde Drehmomentvorteile des Motors mit Direkteinspritzung von 55 bzw. 65 Nm, was einer prozentualen Verbesserung von über 30% entspricht [4].

Bild 5.5: Dynamischer Drehmomentaufbau im Vergleich [4]

Möglichkeiten der Leistungssteigerung Aus der Formel für die innere Leistung: Pi

i ¹ n ¹ VH ¹Ki ¹ Oa ¹

H u ¹ pG

 LSt ¹ O  1 ¹ RG ¹ TG

können unter der Annahme eines gleichbleibenden Kraftstoffs (d.h. Hu und LSt = konst.) die Möglichkeiten zur Steigerung der Motorleistung betrachtet werden:

5 Leistung und Drehmoment

157

Pi ‰ :G iG n ‰G VH ‰G O ¸G Ki ‰G Oa ‰G

von 4-Takt nach 2-TaktG Drehzahl erhöhenG Bohrung, Hub, Zylinderzahl Betrieb mit KraftstoffüberschussG ProzessverbesserungenG Strömungsquerschnitte, Mehrventiler, Saugrohrabstimmung, variable VentilsteuerzeitenG pG ‰ TG ¸ Aufladung, LadeluftkühlungG

Bei einem gegebenen Motor (Hubraum, Zylinderzahl) ergeben sich aus der Drehzahlerhöhung und der Aufladung die größten Potenziale für eine Leistungssteigerung. Aktuelle Hochleistungsmotoren erzielen ihr hohe spezifische Leistung entweder durch eine Aufladung mittels Abgasturbolader oder mechanischem Kompressor (siehe Kapitel 6) oder verfolgen ein so genanntes Hochdrehzahlkonzept. Hochdrehzahlkonzepte Bei Hochdrehzahlkonzepten wird über die Erhöhung der Nenndrehzahl über das bei Ottomotoren übliche Maß hinaus (6000 bis 7000 min–1) eine hohe Literleistung erzielt. Die Nennleistung liegt hierbei teilweise bei über 8000 min–1. Diese hohen Drehzahlen bedeuten entsprechend hohe Belastungen für die Motormechanik, z.B. mit mittleren Kolbengeschwindigkeiten um 25 m/s. Damit werden Literleistungen erreicht, die im Bereich von Rennsportmotoren liegen. Dort werden allerdings im Vergleich zur Serie geringere Laufzeiten gefordert. Für Hochdrehzahlkonzepte in der Serie muss durch angepasste Werkstoffe und geeignete Konstruktion der Bauteile sichergestellt werden, dass diese Belastungen über der Lebensdauer eines Serienmotors sicher ertragen werden. Nachteilig ist beim Hochdrehzahlkonzept die erhöhte Reibleistung, die mit der dritten Potenz über der Drehzahl steigt. Im Vergleich mit Drehmomentkonzepten, bei denen das extrem hohe Drehmoment über einen verstärkten und schweren Antriebsstrang übertragen werden muss, kann der Antriebsstrang bei Hochdrehzahlkonzepten erheblich leichter ausgelegt werden. Zusammen mit der angepassten kürzeren Übersetzung ergibt sich ein besseres Beschleunigungsverhalten. Daneben ist das geringere Motorgewicht ein Vorteil des Hochdrehzahlkonzeptes. In Verbindung mit der Benzin-Direkteinspritzung stellen Hochdrehzahlkonzepte auch besondere Herausforderungen an das Einspritzsystem, da eine große Kraftstoffmenge in der kurzen zur Verfügung stehenden Zeit präzise eingespritzt werden muss. Beispiel: Audi 4,2 V8-FSI für den RS4 [5]: Max. Drehzahl:

8250 min–1

Hubraum:

4163 cm3

Max. Leistung:

309 kW (420 PS) bei 7800 min–1

Max. Drehmoment:

430 Nm bei 5500 min–1

Drehmoment:

90% des Drehmoments stehen zwischen 2250 und 7600 min–1 zur Verfügung

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5 Leistung und Drehmoment

Bild 5.6: FEV-Streuband für den effektiven Mitteldruck verschiedener Motorvarianten [5]

In Bild 5.6 ist das FEV-Streuband des effektiven Mitteldrucks für verschiedene Motorkonzepte dargestellt. Mit der Direkteinspritzung ist es nun möglich, sehr viel höhere maximale Mitteldrücke zu erreichen. Im Falle des V8-Hochdrehzahlkonzeptes mit Direkteinspritzung befindet sich der Motor in einem Bereich des Streubandes, der eigentlich typisch für 4- und 6-Zylindermotoren ist. Durch die Direkteinspritzung gelingt es auch in diesem Fall, deutliche Verbrauchseinsparungen zu erzielen, wie das in Bild 5.7 dargestellte FEV-Streuband für den spezifischen Verbrauch deutlich macht. Der spezifische Verbrauch liegt im Referenzpunkt (2 bar/ 2000 min–1) bei 360 g/kWh (V8-Hochdrehzahlkonzept) bzw. 355 g/kWh (V8-Basismotor). Der Unterschied zwischen diesen beiden Aggregaten besteht im Wesentlichen in einer zusätzlichen Regelung für die Kühlmitteltemperatur beim Basismotor. Im Bestpunkt erzielt das stark entdrosselte Hochdrehzahlkonzept einen spezifischen Verbrauch von 231 g/kWh. Der Basismotor liegt mit 235 g/kWh nur leicht darüber. Damit sind beide Aggregate an der unteren Grenze des Streubandes zu finden [5].

Bild 5.7: FEV-Streuband für den spezifischen Verbrauch im Bestpunkt [5]

5 Leistung und Drehmoment

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Literatur [1] Eichlseder, H.; Klüting, M.; Piock, W. F.: Der Fahrzeugantrieb – Grundlagen und Technologien des Ottomotors. Springer-Verlag, 2007 [2] Mitsubishi Motors: Mitsubishi Benzinmotor mit Direkteinspritzung. Technisches Dossier, 1995 [3] Rößler, K.; Krämer, S.: Einfluss verschiedener Parameter auf das Betriebsverhalten eines Ottomotors mit Benzin-Direkteinspritzung. Direkteinspritzung im Ottomotor, Tagung Haus der Technik, Essen 1997 [4] Wurms, R.; Kuhn M.; Zeilbeck, A.; Adam, S.; Krebs, R.; Hatz, W.: Die Audi Turbo FSI Technologie. 13. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, Aachen 2003 [5] Königstedt, J.; Bach, M.; Brinkmann, C.; Jablonski, J.; Müller, R.; Hatz, W.: Die neuen V8FSI-Motoren von Audi. 14. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, Aachen, 2005

161

6 Aufladung

Ein Saugmotor saugt die Verbrennungsluft während des Ansaugtaktes über ein Luftfilter aus der Umgebung an. Im Gegensatz dazu wird bei einem aufgeladenen Motor die Verbrennungsluft vor dem Eintritt in den Motor durch ein Aufladeaggregat verdichtet. Der gegenüber dem Saugmotor hubraumgleiche aufgeladene Motor saugt das gleiche Luftvolumen an, aber durch den höheren Druck des Arbeitsmediums gelangt eine größere Luftmasse in den Brennraum. Dadurch ergibt sich aus Sicht der Motorenentwicklung ein zusätzlicher Freiheitsgrad. Es kann mehr Kraftstoff verbrannt werden, so dass die Leistung des Motors bei gleicher Drehzahl und gleichem Hubvolumen ansteigt. Eine weitere Möglichkeit ist, den Verbrennungsluftanteil zu erhöhen, so dass der Motor die gleiche Leistung abgibt, die Verbrennung aber bei anderen Luft-Kraftstoffverhältnissen abläuft, was in enger Abstimmung mit Maßnahmen zur Abgasnachbehandlung eine geringere Schadstoffemission ermöglicht. Aufgeladene Motoren sind überall dort zu finden, wo hohe Leistung bei guter Wirtschaftlichkeit gefordert ist. Gegenüber gleich starken Saugmotoren hat der aufgeladene Motor einen geringeren Verbrauch, da er kleiner gebaut werden kann, verbunden mit geringeren Reibungs- und Wärmeverlusten. Der Drehmomentverlauf eines aufgeladenen Motors kann günstiger gestaltet werden. Durch die Aufladung von Motoren können mit kleineren Aggregaten die gleichen Leistungen erzielt werden wie mit vergleichbar größeren Aggregaten ohne Aufladung. Dies hat auf der einen Seite eine Verringerung der Reibungsverluste im Motor zur Folge, da kleinere Motoren meist mit weniger und zudem kleineren Lagerstellen auskommen. Auf der anderen Seite werden die Ladungswechselverluste durch die Aufladung verringert. Hinzu kommt die Tatsache, dass ein kleiner Motor spezifisch höher belastet wird. Dies führt dazu, dass der Betriebspunkt des Motors in den meisten Fahrsituationen zu einem verbrauchsgünstigeren Bereich des Motorkennfeldes verschoben wird (Prinzip des Downsizing). Diese Zusammenhänge werden im Kapitel 8 Downsizing und Downspeeding detailliert erläutert. Durch die Vorverdichtung bei Aufladung erwärmt sich die Ladeluft um bis zu 180 °C. Kühlt man diese Luft in einem Ladeluftkühler, bevor sie in den Brennraum gelangt, so kann die Luftdichte und damit die Leistung weiter gesteigert werden. Die Ladeluftkühlung ist eine der wenigen Maßnahmen am Verbrennungsmotor, die sich sowohl auf Leistung und Verbrauch als auch auf die Schadstoffemissionen positiv auswirkt. Die Direkteinspritzung beim Ottomotor erhöht dabei das Potenzial der Aufladung zusätzlich. Aufgrund der geringeren Klopfempfindlichkeit bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung kann auch bei aufgeladenen Motoren ein ungewöhnlich hohes Verdichtungsverhältnis gewählt werden. Zudem wirkt der aus der Entdrosselung resultierende höhere Luftmassendurchsatz bei Turbomotoren dem „Turboloch“ im unteren Drehzahlbereich entgegen. In Downsizingkonzepten in Verbindung mit Direkteinspritzung sehen viele Hersteller großes Kraftstoffeinsparpotenzial.

162

6 Aufladung

Grundsätzlich wird bei der Aufladung zwischen mechanisch aufgeladenen Motoren und abgasturboaufgeladenen Motoren unterschieden. Die für den motorischen Bereich relevanten Verdichter lassen sich dabei in die zwei Gruppen der Verdränger und Strömungsverdichter einteilen. Der Unterschied besteht in dem Mechanismus der Verdichtung. Innerhalb der Gruppe der Verdränger wird darüber hinaus zwischen den Verdichtern mit oder ohne innere Verdichtung differenziert. Eine innere Verdichtung liegt dann vor, wenn die Luft längs des Weges durch den Verdichter eine zunehmende Drucksteigerung erfährt. Verdränger ohne innere Verdichtung fördern das Luftvolumen bis zum Austritt aus dem Verdichter, und erst hier wird die Luft infolge des Staudrucks komprimiert. Durch die Realisierung einer inneren Verdichtung kann die aufzuwendende Verdichterarbeit grundsätzlich reduziert und der Verdichterwirkungsgrad erhöht werden [1]. Strömungsverdichter hingegen arbeiten generell mit innerer Verdichtung. Die prinzipiellen Unterschiede werden im Verdichterkennfeld deutlich, welches das Verdichterdruckverhältnis als Funktion des in den Verdichter eintretenden Luftvolumenstroms darstellt. Im Verdichterkennfeld werden zudem die Linien konstanter Laderdrehzahl nV sowie Linien konstanten isentropen Verdichtungswirkungsgrades KsV angegeben. Bild 6.1 zeigt die grundsätzlichen Unterschiede in den Kennfeldern von Verdrängen und Strömungsverdichter. Charakteristisch sind beim Verdränger, Bild 6.1 links, die nach links geneigten Linien konstanter Laderdrehzahl, wonach mit zunehmendem Ladedruck der Volumenstrom sinkt.

Bild 6.1: Kennfelder von Verdränger (links) [2] und Strömungsverdichter (rechts) (schematisch) [3]

Ursache hierfür ist zum einen der sogenannte schädliche Raum, der mit steigendem Entnahmedruck zu einem Absinken des Füllungswirkungsgrades und damit der Fördermenge führt. Zum anderen steigen Leckage- und Spaltverluste infolge Rückexpansion der Luft

6.1 Mechanische Aufladung

163

über die Spalte innerhalb des Verdichters. Der erreichbare Ladedruck ist demnach nahezu unabhängig von der Laderdrehzahl, hängt jedoch entscheidend von den konstruktiven Randbedingungen ab. Das Fördervolumen hingegen wird direkt von der Laderdrehzahl und vom Laderbauvolumen bestimmt. Verdrängerlader fördern die Luft im Gegensatz zu Strömungsverdichtern relativ diskontinuierlich. Neben der Anregung von Druckschwingungen in den Ladeluftleitungen verursachen Verdrängerlader höhere Geräusche und arbeiten nur bis zu Druckverhältnissen von etwa SV = 2 (SV: Quotient von Totaldruck nach und vor dem Verdichter). Vorteile bestehen jedoch in der Nutzung des gesamten Kennfeldes, da kein instabiler Betrieb gegeben ist. Strömungsverdichter arbeiten nach dem physikalischen Prinzip der Umwandlung kinetischer Energie in potenzielle bzw. in Druckenergie. Der bedeutendste Strömungsverdichter für den Einsatz in Hubkolbenmotoren ist der Radialverdichter (Zentrifugalverdichter), bei dem die Luft axial einströmt und nach der Kompression radial aus dem Verdichterrad austritt. Das Betriebsverhalten von Strömungsverdichtern wird durch die Parameter Druckverhältnis, Volumenstrom und Drehzahl charakterisiert. Im Verdichterkennfeld, Bild 6.1 rechts, wird das Druckverhältnis über dem Volumenstrom mit dem Parameter Drehzahl aufgetragen, wobei aus Gründen der Vergleichbarkeit die Größen über eine MachzahlÄhnlichkeit bezogen dargestellt werden. Die Linien konstanten Wirkungsgrades (KsV) sind im Kennfeld schräg liegende konzentrische ellipsenähnliche Kurven. Im Gegensatz zu Verdrängermaschinen ist das Druckverhältnis einer Strömungsmaschine drehzahlabhängig. Der nutzbare Kennfeldbereich von Strömungsverdichtern ist begrenzt durch die Pumpgrenze, die Stopfgrenze und die maximal zulässige Drehzahl des Verdichters. Pumpgrenze Die Pumpgrenze begrenzt den linken Kennfeldrand, Bild 6.1 rechts. Die Pumpgrenze ist streng genommen keine Eigenschaft des Verdichters, sondern wird auch von den Strömungsverhältnissen vor und nach dem Verdichter beeinflusst. Diese tritt nur bei nach dem Strömungsprinzip arbeitenden Maschinen auftritt und ist somit eine Systemeigenschaft. Bei zu kleinen Volumenströmen und gleichzeitig hohen Druckverhältnissen kann die Strömung der Schaufelkontur nicht mehr folgen und es kommt in der Grenzschicht zu einer Rückströmung, mit der Folge eines Strömungsabrisses. Der Fördervorgang wird unterbrochen, die Luft strömt rückwärts durch den Verdichter, bis sich wieder ein stabiles Druckverhältnis mit positivem Volumenstrom einstellt. Der Druck baut sich erneut auf, bis die Strömung bei einem bestimmten Druck erneut abreißt. Der Vorgang wiederholt sich periodisch. Aus dem dabei entstehenden Geräusch leitet sich die Bezeichnung „pumpen“ ab. Ein stabiler Betrieb an oder jenseits der Pumpgrenze ist nicht möglich. Die Pumpgrenze kann durch bestimmte Maßnahmen am Strömungsverdichter beeinflusst, das heißt, ihre Lage im Kennfeld verschoben, aber nicht verhindert werden. Durch eine Rückwärtskrümmung der Beschaufelung am Austritt des Laufrades beispielsweise kann die Pumpgrenze zu kleineren Volumenströmen verschoben und damit der stabile Bereich des Verdichterkennfeldes vergrößert werden. Auch durch die Gestaltung des Diffusors kann die Lage der Pumpgrenze im Kennfeld verändert werden.

164

6 Aufladung

Stopfgrenze Der maximale Volumenstrom eines Zentrifugalverdichters ist im Allgemeinen durch den Querschnitt am Verdichterradeintritt begrenzt. Erreicht die Luft im Radeintritt die Schallgeschwindigkeit, so ist kein weiteres Anwachsen des Durchsatzes mehr möglich. Im Verdichterkennfeld zeigt sich die Stopfgrenze an den stark abfallenden Drehzahllinien am rechten Kennfeldrand, Bild 6.1 rechts. Wie die Pumpgrenze kann auch die Stopfgrenze gezielt durch Modifikationen an der Geometrie des Verdichterrades verändert werden. Das Zurückversetzen jeder zweiten Schaufel (splitter blades), die Reduktion der Schaufeldicke oder die Verringerung der Schaufelanzahl zur Verringerung der Versperrungswirkung der Schaufeln verschieben die Stopfgrenze zu höheren Volumenströmen. Auch eine Vergrößerung des Nabenverhältnisses bewirkt eine Erhöhung des maximalen Luftdurchsatzes und damit eine Verschiebung der Stopfgrenze. Bei der Auslegung muss berücksichtigt werden, dass diese Maßnahmen auch auf andere Verdichtereigenschaften wirken und begrenzt sind durch die Bauteilfestigkeit, die erforderliche Lebensdauer oder durch die notwendigen Prozesse zur kostenoptimierten Großserienfertigung.

6.1 Mechanische Aufladung Bei der mechanischen Aufladung wird die Verbrennungsluft durch einen Verdrängerlader zum Motor geleitet. Dieser wird vom Motor selbst angetrieben, Bild 6.2. Die erreichte Leistungssteigerung wird dabei zum Teil durch die für den Verdrängerlader erforderliche Antriebsleistung wieder aufgezehrt (je nach Motorgröße beim Pkw zwischen 10 und 15 kW), womit auch der größte Nachteil dieser Auflademethode genannt ist.

Bild 6.2: Prinzip der mechanischen Aufladung [3]

6.1 Mechanische Aufladung

165

Besonders bei Ottomotoren ergeben sich Vorteile der mechanischen Aufladung gegenüber dem Abgasturbolader. Durch die mechanische Koppelung bietet sich die Möglichkeit zur schnellen Ladedruckerhöhung schon bei geringen Motordrehzahlen, Verbesserung der Fahrdynamik, Erhöhung des Drehmoments und Verbesserung des Ansprechverhaltens speziell beim Ottomotor. Darüber hinaus müssen die abgasführenden Teile bei einer mechanischen Aufladung nicht aus hochwarmfesten und kostenintensiven Werkstoffen hergestellt werden. Die luftführenden Teile können in genügend großem Abstand zu den heißen Teilen angebracht werden. Bei der Abgasturboaufladung hingegen besteht keine mechanische Koppelung mit dem Motor. Dadurch erfolgt der Aufbau des Ladedrucks in Abhängigkeit des Abgasmassenstroms und somit des Lastzustandes „Turboloch“. Durch eine entsprechende Abgasmenge muss zunächst die Turbine auf Drehzahl gebracht werden, bis der Verdichter Ladedruck bereitstellt. Die Abgasturbine bei der Abgasturboaufladung muss aus Wirkungsgradgründen möglichst nahe am Auspuffkrümmer angebracht werden. Das verursacht thermische Probleme für die übrigen angrenzenden Motorteile und stellt große Anforderung an die Abgasabdichtungen. Die Abgasführung des Kompressormotors hingegen kann strömungs- und kostengünstig gestaltet und der Katalysator an einer optimal geeigneten Stelle angebracht werden. Nachfolgend sind die spezifischen Vor- und Nachteile der mechanischen Aufladung zusammengefasst. Vorteile sind: ™ Direkter Antrieb durch den Motor – abschaltbar durch Magnetkupplung ™ Schneller Aufbau des Ladedrucks – hohes Drehmoment bei niedrigen Drehzahlen ™ Besseres Ansprechverhalten ™ Geringe Komplexität von Abgas- und Frischluftführung ™ Schnellerer Light-Off des Katalysators. Nachteile sind: ™ Schlechter Gesamtwirkungsgrad – Antrieb kostet ca. 15 kW Antriebsleistung ™ Aus Abdichtungsgründen nur Ladedruck bis 1,8 bar möglich ™ Großer Bauraumbedarf ™ Hohe Kosten. Der gebräuchlichste Name für mechanische Aufladeaggregate im deutschsprachigen Raum ist Kompressor oder mechanischer Lader. Im englischen Sprachraum wird primär der Begriff Supercharger oder Blower verwendet. Je nach Bauart werden unterschieden: Schraubenlader, Verdrängerlader, Strömungsverdichterlader, Drehkolbenlader, Flügellader.

Bauarten der mechanischen Aufladung (Kompressoraufladung) Für die mechanische Aufladung von Verbrennungsmotoren werden überwiegend Drehkolbenmaschinen (Verdrängerlader) in einwelliger und zweiwelliger Ausführung verwendet. Wie bei den Zahnradgetrieben (Außenverzahnung und Innenverzahnung) unterscheidet man bei den zweiwelligen Maschinen zwischen außenachsigen und innenachsi-

166

6 Aufladung

gen Ausführungen. In der einfachsten Form besteht der Rotor aus einem Kreiszylinder, das Gehäuse aus einem kreiszylindrischen Rohr und das Trennelement zwischen Saugraum und Druckraum aus einem federbelasteten Flachschieber. Die einwellige Bauart lässt sich gut und kompakt an den Verbrennungsmotor anbauen. Der Antrieb kann auch ohne Riemen oder Zahnräder erfolgen, wenn man den Rotor direkt mit dem Kurbelwellenende antreibt. Durch das zentralsymmetrische Aneinanderreihen von mehreren Rotoren hintereinander wird ein pulsationsarmer gleichmäßiger Förderverlauf erreicht. Es ist aber die zweiwellige, außenachsige, verschraubte Bauart nach Roots, die derzeit am häufigsten in Serie eingesetzt wird. Zunehmend werden auch Schraubenverdichter eingesetzt. Im Aftermarketbereich wird zusätzlich der mechanisch und elektrisch getriebene Radialverdichter und der Schraubenverdichter verwendet. Beim mechanisch getriebenen Radialverdichter wird ein kompaktes, reibungsarmes und geräuscharmes Getriebe, z.B. ein Zahnriementrieb, verwendet. Eine weitere Möglichkeit zur schnellen Ladedruckerhöhung schon bei geringen Motordrehzahlen, Verbesserung der Fahrdynamik, Erhöhung des Drehmoments und Verbesserung des Ansprechverhaltens speziell beim Ottomotor mit Downsizing ist ein elektrisch angetriebener (Zusatz-)Verdichter. Drehkolbenlader Diese nach dem Erfinder des Konstruktionsprinzips als Roots-Gebläse benannten Lader haben zwei gegenläufige Rotoren, deren 2 oder 3 keulenförmige „Flügel“ wechselweise ineinander greifen. Dabei wird die Luft ähnlich wie bei einer Zahnradpumpe auf der einen Seite angesaugt, von den „Flügeln“ an der inneren Wandung des ovalen Gehäuses entlanggeschoben und auf der Gegenseite herausgedrückt, Bild 6.3.

Bild 6.3: Prinzip des Drehkolbenladers (links, [Quelle. FAG]) und ausgeführtes Aufladeaggregat (rechts, [Quelle: VW])

Die Wellen der beiden Drehkolben sind außerhalb des Gehäuses durch Zahnräder verbunden. Die Kolben laufen zueinander und zum Gehäuse vollkommen berührungsfrei. Rootslader arbeiten ohne innere Verdichtung. Auf Grund ihrer Wirkungsweise arbeiten sie erst ab einer größeren Luftmenge effektiv und sind daher relativ groß und schwer.

6.1 Mechanische Aufladung

167

Außerdem sind sie wegen der niedrigeren Drehzahl, der geringeren thermischen und Druckbelastung und wegen des berührungsfreien Laufs langlebig und wirtschaftlich in der Herstellung. Roots-Lader wurden in der Vergangenheit häufig bei MercedesRennwagen eingebaut – heute bei den Mercedes-Benz Kompressor-Modellen. Eine Weiterentwicklung stellt der Rotationskolbenlader dar – mit einem Flügel und drei Innenläufern. Schraubenverdichter Die Schraubenverdichter sind zweiwellige Drehkolbenmaschinen, die nach dem Verdrängungsprinzip mit innerer Verdichtung arbeiten. Das Fördergas wird während des Transportes vom Saugstutzen (oben am Gehäuse angebracht) zum Druckstutzen (unten am Gehäuse angebracht) in sich stetig verkleinernden Kammern komprimiert und gefördert. Der Verdichtungsvorgang selbst wird in den Darstellungen 1 bis 4 in Bild 6.4 gezeigt: ™ 1. Über eine im Gehäuse angeordnete Ansaugöffnung strömt das zu komprimierende Gas in den Zahnlückenraum ™ 2. Nach Erreichen des maximalen Zahnlückenvolumens überstreichen die Zahnköpfe der Rotoren die Einlasssteuerkante. Dadurch wird der Arbeitsraum abgeschlossen, die Verdichtung beginnt ™ 3. Der Verdichtungsprozess dauert an, bis die Zahnköpfe die Auslassöffnungen passieren ™ 4. Durch das Weiterdrehen wird das Medium unter Druck ausgeschoben.

Bild 6.4: Verdichtungsvorgang bei einem Schraubenlader

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6 Aufladung

Der Schraubenverdichter zeichnet sich durch einfachen Aufbau, kleine Abmessungen, geringe Masse, gleichmäßige und pulsationsfreie Förderung, ruhigen Lauf und das Fehlen von oszillierenden Massen und Steuerorganen aus. Flügelzellenlader Sie arbeiten nach dem Prinzip der gleichnamigen Flüssigkeitspumpen bzw. umgekehrt wie die sogenannten Luftmotoren in vielen Druckluftwerkzeugen. In einem Gehäuse mit kreisförmigem Querschnitt läuft ein exzentrisch dazu gelagerter Rotor, Bild 6.5. In den Rotor (2) sind ein oder mehrere, meist radial angeordnete Führungen eingearbeitet. In diesen Führungen sitzen die Drehschieber (3). Diese Schieber unterteilen den Raum zwischen Stator und Rotor in mehrere Kammern. Um die Abstandsänderung zwischen Rotor (2) und Stator (1) während eines Umlaufs auszugleichen, können sich die Drehschieber in den Führungen bewegen. Sie werden meist durch eine im Grund des Schlitzes angebrachte Feder (4) gegen die Innenwand des Stators gedrückt. Im Betriebszustand werden die Drehschieber (Flügel) durch die Federkraft oder Fliehkraft mit ihren Außenkanten an die innere Gehäusewandung gedrückt und gleiten auf deren Oberfläche. Dadurch bilden sich zwischen benachbarten Flügeln abgeschlossene Räume, auch Zellen genannt, in denen die Luft befördert wird. Das Gehäuse besitzt je eine Eintritts- und eine Austrittsöffnung. Durch die exzentrische Lagerung werden die Zellen während der Rotation auf der Saugseite zunächst vergrößert, wodurch ein leichter Unterdruck entsteht. In Richtung der Druckseite verkleinern sie sich kontinuierlich wieder bis zur Austrittsöffnung. Dadurch wird die Luft vorkomprimiert und beschleunigt in den Ansaugtrakt des Motors geleitet. Durch einfach realisierbare Verstelleinrichtungen kann die Exzentrizität verändert und die Aufladung problemlos angepasst werden. Flügelzellenlader haben eine kleinere Förderleistung als Turbo- und Rootslader. Die mögliche Drehzahl ist höher als beim Rootslader, aber durch die Fliehkräfte und Reibung begrenzt. Sie sind klein, leicht und verhältnismäßig günstig zu fertigen. Da sie aber durch die Reibung der Zellenflügel einem erhöhten Verschleiß unterliegen, ist ihre Lebensdauer begrenzt. Aufgrund dieser Eigenschaften eignen sie sich vor allem für kleine Ottomotoren in Sportwagen.

Bild 6.5: Funktionsprinzip des Flügelzellenladers [4]

6.1 Mechanische Aufladung

169

Spirallader Das Prinzip dieser Gruppe der Verdrängungslader wurde bereits Anfang des 20. Jahrhunderts in den USA patentiert. Die praktische Anwendung in nennenswerten Stückzahlen scheiterte jedoch an der komplizierten Fertigung und den Werkstoffanforderungen. Erst in den 1970er Jahren wurde die Idee von Volkswagen wieder aufgegriffen und nach einer Testphase mit einigen hundert Exemplaren und vielen Detailveränderungen in den 1980er Jahren in größeren Stückzahlen eingesetzt. VW nannte ihr in zwei verschiedenen Größen produziertes Modell G-Lader (G40 / Polo und G60 / Golf, Passat und Corrado). Die Bezeichnung bezieht sich auf die Spiralladergröße, Bild 6.6.

Bild 6.6: Spirallader in der Ausführung des G-Laders [Quelle: VW]

Das im Querschnitt runde Gehäuse besteht aus zwei Hälften, in die jeweils zwei spiralförmige Stege eingegossen sind, die, wie der ebenfalls spiralförmige Verdränger, an den Großbuchstaben G erinnern. Die Zahlen 40 und 60 geben die Höhe/Breite des Gehäuses in Millimetern wieder. Der Verdränger wird durch die Kurbelwelle über Riementrieb von einer Hauptwelle angetrieben und eine mit dieser über Riemen gekoppelten Nebenwelle geführt. Beide Wellen besitzen Exzenter, so dass der Verdränger nicht rotiert, sondern lediglich schnelle Schwingbewegungen ausführt. Die Luft strömt tangential ins Gehäuse, wird dort zwischen den Spiralstegen von Gehäuse und Verdränger eingeschlossen und in Richtung Gehäusemitte befördert, von wo sie zum Ansaugtrakt gelangt. Durch die Oszillationsbewegung entstehen sich ständig verkleinernde Volumina zwischen den Stegen. Die Luft wird so verdichtet und beschleunigt. G-Lader haben aufgrund der erheblichen Reibung der aufwändigen Dichtelemente und Federn, die zwischen den Stirnseiten von Verdränger und Gehäuse angeordnet sind, eine geringe Lebensdauer, wenn die betreffenden Verschleißteile nicht turnusmäßig kontrolliert und getauscht werden. Aus wirtschaftlichen Erwägungen bezüglich Fertigung (Ausschuss bis zu 80%), Reparatur- und Austauschkosten konnte sich der G-Lader nicht durchsetzen. VW stellte die Fertigung Anfang der 1990er Jahre ein.

170

6 Aufladung

6.2 Abgasturboaufladung Bei der Abgasturboaufladung, Bild 6.7, wird das heiße Abgas des Motors, das sonst mit hohem Energieinhalt ungenutzt in die Umgebung entlassen wird, zum Antrieb des Aufladeaggregates genutzt.

Bild 6.7: Prinzip der Abgasturboaufladung [3]

Damit ergibt sich eine rein thermodynamische Kopplung des Turboladers an den Verbrennungsmotor, aus der wichtige Vorteile erwachsen [1, 3, 5]: ™ Der Turbomotor hat gegenüber einem gleich starken Saugmotor einen geringeren Verbrauch, weil ein sonst nicht genutzter Teil der Abgasenergie zur Leistung des Motors beiträgt. ™ Das Höhenverhalten des Turbomotors ist deutlich besser. Ein Saugmotor verliert infolge des abnehmenden Luftdruckes in großen Höhen beträchtlich an Leistung. Beim Turbomotor steigt die Turbinenleistung an, weil zwischen dem nahezu konstanten Druck vor der Turbine und dem niedrigeren Umgebungsdruck ein größeres Druckgefälle herrscht. Die geringere Luftdichte am Verdichtereintritt wird so zumindest zum Teil wieder ausgeglichen und der Motor verliert kaum Leistung. Ein Abgasturbolader besteht aus einem Verdichter (Zentrifugalverdichter) und einer Turbine, Bild 6.8, die durch eine gemeinsame Welle miteinander verbunden sind. In der Turbine wird die im heißen Abgas des Motors enthaltene Energie teilweise in mechanische Arbeit umgewandelt, Druck und Temperatur des Abgases nehmen dabei ab (polytrope, das heißt, verlustbehaftete Expansion). Diese Arbeit wird über die gemeinsame Welle dem Verdichter zugeführt. Im Laufrad des Verdichters wird diese Energie zunächst

6.2 Abgasturboaufladung

171

in Form von kinetischer Energie an die angesaugte Verbrennungsluft übertragen und schließlich teilweise in Druckenergie umgewandelt. Dabei erhöht sich die Temperatur der angesaugten Verbrennungsluft. Abgesehen von den mechanischen und thermischen Verlusten herrscht also in stationären Betriebszuständen ein Leistungsgleichgewicht zwischen Turbine und Verdichter.

Bild 6.8: Aufbau des Abgasturboladers

Aus diesem Leistungsgleichgewicht folgt unter Einsetzen der thermodynamischen Beziehungen für die Verdichterleistung, die Turbinenleistung und der isentropen Enthalpiedifferenzen eine Beziehung, die auch als Turboladerhauptgleichung bezeichnet wird:

SV

p2 p1

È É m T T3 cp,A É 1   ¹ K T ¹ K V ¹K m ¹ ¹ T1 cp,L É mV Ê

È NL Ø

È N A 1Ø Û Ø ÊÉ N L 1ÚÙ L Ë Ì È p4 Ø ÉÊ N A ÙÚ ÜÙ ¹ Ì1  É Ù ÜÙ Ì Ê p3 Ú ÜÙ ÍÌ ÝÜÚ

Aus der Turboladerhauptgleichung wird leicht ersichtlich, dass bei einem bestimmten Eintrittszustand in den Lader (p1, T1) ein umso höheres Ladedruckverhältnis SV erreicht wird, je größer die isentropen Wirkungsgrade für Turbine KT und Verdichter KV, je kleiner die mechanischen Verluste (das heißt, je größer der mechanische Wirkungsgrad Km) und je höher die Turbineneintrittstemperatur T3 und der Druck p3 vor der Turbine sind. Durch eine Verringerung der mechanischen Verluste wird also bei sonst gleichen Bedingungen ein bestimmter Ladedruck p2 bereits bei geringerem Abgasgegendruck p3 erzielt, was den Kraftstoffverbrauch des Motors verringert und günstige Bedingungen zur Ausspülung der Abgase aus dem Zylinder ergibt. Für einen hohen Gesamtwirkungsgrad des Turboladers ist die Abstimmung von Verdichterrad- und Turbinenraddurchmesser von hoher Bedeutung. Durch die Vorgabe eines Betriebspunktes im Verdichterkennfeld ergibt sich eine bestimmte Laderdrehzahl. Die Turbine ist nun so abzustimmen, dass sie in diesem Betriebsbereich mit möglichst hohen Wirkungsgraden arbeitet.

172

6 Aufladung

Prinzipiell besteht die Möglichkeit, den dynamischen Anteil („Stoß“) der ausströmenden Abgase zu nutzen oder diesen zu vergleichmäßigen. Während bei der Stauaufladung durch vergleichsweise großvolumige Sammler die Abgaspulsationen aus dem Gaswechsel weitgehend geglättet werden und die Turbine infolgedessen mit mehr oder weniger konstantem Druck beaufschlagt wird, werden bei der Stoßaufladung durch eine geeignete Krümmerkonstruktion (möglichst kleines Volumen, Trennung bzw. geeignete Zusammenfassung der Auslasskanäle bis zum Turbineneintritt, d.h. Zündfolgetrennung) die Abgaspulse bis zum Turbineneintritt erhalten. Beide Varianten – Stoßaufladung und Stauaufladung – sind in der Aufladetechnik realisiert und haben jeweils Vorteile bei bestimmten Einsatzfällen. Die Stauaufladung kommt bei Motoren zum Einsatz, die keinen hohen Drehmomentüberschuss zur Beschleunigung brauchen. Demgegenüber verbessert die Stoßaufladung die Drehmomentausbeute im unteren Drehzahlbereich des Motors und wird deshalb bei der Aufladung von Pkw-Motoren bevorzugt eingesetzt. Zwar resultieren aus der Stoßaufladung für die Turbine selbst Nachteile gegenüber der Stauaufladung (schlechterer Wirkungsgrad, geringeres Schluckvermögen, potenzielle Schwingungsanregung der Schaufeln), diese werden jedoch durch die Nutzung des dynamischen Anteils überkompensiert. Aus Kosten- oder Platzgründen werden oftmals weniger komplexe Konstruktionen ausgeführt, bei denen die Auslässe in einem gemeinsamen Rohr vor der Turbine münden, das die Abgase dem Lader zuführt. Diese nicht konsequent ausgeführte Zündfolgetrennung verkleinert das Potenzial der Stoßaufladung und hat Rückwirkungen auf den Ladungswechsel. Das Verbesserungspotenzial durch Stoßaufladung im unteren Drehzahlbereich ist deutlich spürbar, kann aber die mit zunehmenden Aufladegraden einhergehende zunehmende Diskrepanz zwischen stationärer Volllastkurve und transientem Verhalten von turboaufgeladenen Motoren nicht schließen. Thermodynamisch optimal wäre eine isotherme Verdichtung der Ladeluft (das heißt, die Temperatur des Mediums bleibt bei der Zustandsänderung konstant). Eine isotherme Prozessführung ist aber unter realen Bedingungen praktisch nicht möglich. Auch verläuft die reale Verdichtung nicht verlustfrei, das heißt nicht reversibel adiabat (Verdichtungsendtemperatur T2,s), sondern polytrop. Gegenüber einer reversibel adiabaten Prozessführung muss bei der verlustbehafteten Verdichtung vom Druck p1 auf p2 eine größere Arbeit aufgewendet werden, was sich in einer höheren Verdichteraustrittstemperatur T2 äußert und durch den isentropen Wirkungsgrad KV, das heißt, dem Verhältnis aus isentroper (h2,s – h1) und realer Enthalpiedifferenz (h2 – h1) über den Verdichter, ausgedrückt wird:G

KV

h2,s  h1 h2  h1

Die höhere Verdichtungsendtemperatur T2 führt zu einer geringeren Dichte der Ladeluft. Um einer daraus resultierenden schlechteren Zylinderfüllung entgegenzuwirken, wird die Ladeluft vor Eintritt in den Motor einem Ladeluftkühler zugeführt, wodurch eine Kühlung der Ladeluft und damit eine Steigerung der Ladungsdichte erreicht wird. Des weiteren wird dadurch die thermische Belastung des Motors verkleinert und die Klopfgrenze positiv beeinflusst. Das tiefere Temperaturniveau im Zylinder hemmt zudem die Stickoxidentstehung. Der Ladeluftkühler verursacht aber einen Druckverlust, der bei der Auslegung des Turboladers berücksichtigt werden muss. Die Kühlung der Ladeluft wird we-

6.2 Abgasturboaufladung

173

sentlich von der Temperatur des Kühlmediums und der Effektivität des Kühlsystems beeinflusst, wobei im Falle des Pkw die Wärme letztendlich über einen geschlossen Kreislauf an die Umgebung abgeführt werden muss.

Funktion und Aufbau des Abgasturboladers Der Zentrifugalverdichter eines Turboladers besteht aus dem Laufrad, dem Diffusor und dem Spiralgehäuse. Die Ladeluft wird axial angesaugt und im Rad auf hohe Geschwindigkeiten beschleunigt (im Absolutsystem, das heißt für einen gehäusefesten Beobachter). Die Luft verlässt das Verdichterrad im Allgemeinen in radialer Richtung. Unmittelbar an das Laufrad schließt sich ein Diffusor an, der konstruktiv aus der Verdichterrückwand und einem Teil des Spiralgehäuses gebildet wird. Im Diffusor wird die Geschwindigkeit der Luft weitgehend verlustfrei verringert. Dabei steigen der Druck, allerdings auch die Gastemperatur, weiter an. Selbst bei konstanter Diffusorbreite ergibt sich aufgrund der Vergrößerung des Radius in Strömungsrichtung eine Zunahme des Strömungsquerschnittes und damit eine Verzögerung der Strömung. Bislang werden im PkwBereich im Allgemeinen unbeschaufelte Diffusoren fixer Geometrie eingesetzt. Diese weisen eine große Kennfeldbreite auf. Im Spiralgehäuse wird die Luft gesammelt und die Geschwindigkeit bis zum Verdichteraustritt weiter reduziert, was einen weiteren Druckanstieg mit sich bringt. Aerodynamisch betrachtet ist die Verdichterströmung eine verzögerte Strömung (im Relativsystem, das heißt für einen auf dem Rad positionierten Beobachter). Die Kanäle des Verdichterrades sind komplex geformte Diffusoren. Die Strömung in den Kanälen erfolgt in Richtung eines positiven Druckgradienten. Verdichterräder für PkwAnwendungen weisen ein vergleichsweise großes Nabenverhältnis (Verhältnis zwischen Verdichterein- und Verdichteraustrittsdurchmesser), eine angepasste Schaufelanzahl, sowie dünne, rückwärts gekrümmte Schaufeln auf. Zur Verringerung der Bauteilspannung im Betrieb sind die Schaufeln konstruktiv schräg an der Nabe angebunden. Die Turbine eines Turboladers besteht aus dem Spiralgehäuse, einem beschaufelten oder unbeschaufelten Leitapparat und dem Turbinenrad. Das Abgas des Motors wird durch den Strömungswiderstand der Turbine aufgestaut. Das Spiralgehäuse ist so ausgelegt, dass es die Abgasströmung über den Umfang möglichst gleichverteilt dem Leitapparat zuleitet. Im Spiralgehäuse und im Leitapparat wird ein Teil des aufgestauten Abgasdruckes in kinetische Energie umgewandelt, das heißt, die Strömung wird beschleunigt und dem Turbinenrad zugeführt. Das Turbinenrad konvertiert einen Teil der Enthalpie des heißen Abgases in mechanische Energie, die über die Welle den Verdichter des Turboladers antreibt. Für Pkw-Turbolader kommen wegen der vorkommenden Massenströme und Druckverhältnisse praktisch ausschließlich Zentripetalturbinen zum Einsatz, die radial angeströmt und axial abgeströmt werden. Axialturbinen wären aus Sicht ihres vergleichsweise geringen Massenträgheitsmomentes durchaus interessant; die kleinen Massenströme, in Verbindung mit den für einen effektiven Arbeitsumsatz erforderlichen Mach- und Reynoldszahlen, führen zu sehr kleinen Strömungsquerschnitten, so dass Grenzschichteffekte und Spaltverluste den Wirkungsgrad deutlich einschränken. Aerodynamisch betrachtet ist die Turbinenströmung eine beschleunigte Strömung, die Kanäle des Turbinenrades sind komplex geformte Düsen. Die Strömung in den Kanälen erfolgt

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6 Aufladung

in Richtung eines negativen Druckgradienten. Bestimmte Strömungsphänomene, wie diese betriebspunktabhängig in Verdichtern auftreten können (Strömungsabriss), können sich in einer Turbine nicht ausprägen. Die Turbinenleistung steigt mit zunehmendem Druckgefälle über die Turbine an. Bei höherer Motordrehzahl staut sich mehr Abgas auf und die Expansionsarbeit nimmt zu. Auch mit zunehmender Abgastemperatur steigt die Turbinenleistung wegen des höheren Energiegehaltes des Abgases an. Das Aufstauverhalten der Turbine wird vom freien Strömungsquerschnitt am Übergang vom Eintrittskanal in die Spirale, dem so genannten Halsquerschnitt, bestimmt. Verkleinert man den Halsquerschnitt, so staut die Turbine höher auf, die Turbinenleistung nimmt infolge des höheren Druckverhältnisses zu und im Verdichter kann ein höherer Ladedruck erzeugt werden. Der Halsquerschnitt wird bei der Auslegung des Turboladers, das heißt dessen Anpassung an die geforderte Leistungscharakteristik des Motors, gezielt eingestellt. Das Durchflussverhalten der Turbine wird neben dem Halsquerschnitt des Turbinengehäuses auch vom Durchgangsquerschnitt vor dem Radeintritt beeinflusst. Durch entsprechende Bearbeitung der Radkontur wird dieser Querschnitt angepasst und damit der Ladedruck beeinflusst. Mit der Vergrößerung der Kontur nimmt der Strömungsquerschnitt der Turbine zu. Turboladerhersteller bieten innerhalb einer Baureihe meist Turbinenräder gleichen Durchmessers mit verschiedenen Konturen an, die jeweils aus demselben Rohling hergestellt werden können. Variable Turbinengeometrie Mit im Betrieb verstellbaren Elementen im Spiralgehäuse oder im Leitapparat kann der freie Strömungsquerschnitt oder die Richtung der Anströmung betriebspunktabhängig beeinflusst werden. Während sich bei Dieselmotoren der Turbolader mit der so genannten „variablen Turbinengeometrie“ als Standardaufladegerät etabliert hat, stellt diese Technologie bei Ottomotoren wegen der hohen Abgastemperaturen noch eine große Herausforderung dar. Neben anderen vorgestellten und untersuchten Lösungen [6] kommen als Verstellelemente variabler Turbinengeometrie vor allem drehbar gelagerte Leitschaufeln, (VTG-Prinzip), Bild 6.9, oder auch eine axial verschiebbare Hülse in Frage (VSTPrinzip), Bild 6.10. Der VTG-Lader hat ein Spiralgehäuse mit fixer Geometrie. Zwischen Spiralgehäuse und Turbinenradeintritt sind drehbar gelagerte Turbinenleitschaufeln angeordnet, so dass der Strömungsquerschnitt und der Anströmwinkel auf das Turbinenrad verändert werden können. Während in den ersten VTG-Serienladern gerade Leitschaufeln verbaut wurden, kommen heute zunehmend komplex gekrümmte Schaufelprofile zum Einsatz, die einen deutlich höheren Wirkungsgrad und ein vorteilhaftes Regelverhalten aufweisen. Die einzelnen Leitschaufeln sind über Verstellhebel mit einen Ring verbunden, der über einen Mehrgelenkhebel von einem Aktuator beaufschlagt wird. Die Abgastemperatur moderner Ottomotoren beträgt heute bis zu 1050 °C. Entwicklungsziel ist es, die Einsatztemperatur insbesondere von Lenkern mit variabler Geometrie auf diesen Wert zuverlässig zu steigern.

6.2 Abgasturboaufladung

175

Bild 6.9: Lader mit drehbar gelagerten Leitschaufeln

Das dauerhaft zuverlässige Bewegen der Leitschaufeln im heißen Abgasstrom stellt hohe Anforderungen an die eingesetzten Werkstoffe und die Konstruktion. Eine detaillierte Abstimmung der Toleranzen der einzelnen beteiligten Bauteile innerhalb der Turbine ist unabdingbar. Unabhängig von der Baugröße des Turboladers ist ein bestimmtes Spiel erforderlich, um während der gesamten Lebensdauer des Fahrzeuges die Schaufelverstellung zu gewährleisten. Als Folge davon nehmen die Spaltverluste mit kleiner werdender Baugröße zu. Bei niedrigen Motordrehzahlen wird der Strömungsquerschnitt der Turbine durch Schließen der Leitschaufeln verkleinert. Der Ladedruck und folglich das Drehmoment des Motors steigen in Folge des höheren Druckgefälles zwischen Turbineneintritt und -austritt an. Bei hohen Motordrehzahlen öffnen die Schaufeln. Der gewünschte Ladedruck wird bei einem geringeren Abgasgegendruck, das heißt, niedrigen Turbinendruckverhältnis, erreicht. Die Folge ist ein günstiger Primärenergieeinsatz des Motors. Während Beschleunigungsphasen aus niedrigen Drehzahlen werden die Leitschaufeln geschlossen, um hoch Aufzustauen und damit viel Leistungsüberschuss zur raschen Beschleunigung des Läufers bereitzustellen. Mit zunehmender Motordrehdrehzahl öffnen die Schaufeln stetig entsprechend der Hochlaufcharakteristik des Motors. Der erste Turbolader mit drehbar gelagerten Leitschaufeln für Ottomotoren mit Abgastemperaturen von 980 °C wurde von BorgWarner Turbo Systems im Jahr 2006 am Porsche 997 in Serie eingeführt [7, 8]. Der ursprüngliche VST-Lader weist als besonderes Merkmal ein Zwillingsstromturbinengehäuse und eine Gleithülse auf, Bild 6.10, die sich axial in Richtung der Wellenachse partiell über das Turbinenrad schieben lässt und so den Strömungsquerschnitt unmittelbar am Turbineneintritt verändern kann. Im unteren Drehzahlbereich wird eine der beiden Fluten der Eintrittsspirale komplett abgedeckt und so quasi ein Lader mit kleinem Turbinenhalsquerschnitt simuliert. Ab einem bestimmten Betriebspunkt wird die zweite Flut mit steigenden Motorbetriebszuständen stetig freigegeben, bis diese ganz geöffnet

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6 Aufladung

ist. Mit weiter steigendem Abgasangebot gibt die Schiebehülse schließlich axial einen ringförmigen Bypasskanal frei. Die Schiebehülse wird von einer Verstellgabel geführt, die ihrerseits über ein Hebelsystem von einem Aktuator bewegt wird [3]. Eine wirkungsgrad- und regelegungsoptimierte Weiterentwicklung des VST-Prinzips verlässt das Zwillingsstromgehäuse; im Durchgangsquerschnitt unmittelbar vor dem Turbinenrad ist ein feststehendes radiales Leitgitter zur Erzeugung einer gerichteten Zuströmung platziert.

Bild 6.10: VST-Prinzip

Die axial verschiebbare Hülse vergrößert oder verkleinert last- und drehzahlabhängig den Durchgangsquerschnitt zur optimalen Anpassung an den Betriebspunkt. Wie bei dem ursprünglichen VST-Lader kann ein Bypasskanal zur Absenkung des Grundladedruckes im oberen Betriebsbereich mit der Schiebehülse freigegeben werden. Bisweilen konnte sich das VST-Prinzip nicht gegen das Drehschaufelprinzip durchsetzen.

6.3 Synergien zwischen der Abgasturboaufladung und der Direkteinspritzung bei Ottomotoren Ähnlich den modernen Dieselmotoren birgt auch beim Ottomotor das Zusammenwirken von Direkteinspritzung und Aufladung ein großes Potenzial. Als wichtige Komponente kommt bei Ottomotoren noch die variable Ventilsteuerung hinzu. Damit kann den historischen Nachteilen aufgeladener Ottomotoren – ein wegen der Klopfneigung zu reduzierendes Verdichtungsverhältnis, die Wirkungsgradnachteile durch die zum Bauteilschutz in bestimmten Betriebsbereichen erforderliche Anfettung sowie das verzögerte Anspre-

6.3 Synergien zwischen der Abgasturboaufladung und der Direkteinspritzung bei Ottomotoren 177

chen beim Beschleunigen aus niedrigen Drehzahlen – effektiv und nachhaltig entgegengewirkt werden. Die Kombination von Direkteinspritzung, Aufladung und variablen Ventilsteuerzeiten eröffnet neue Möglichkeiten zur Verbesserung des Motorprozesses. Durch variable Ventilsteuerzeiten kann der Restgasgehalt an der Volllast reduziert und ein günstiger Drehmomentverlauf schon bei niedrigen Drehzahlen realisiert werden. Bei positivem Spülgefälle, das heißt, der Ladedruck ist höher als der Druck am Turbineneintritt, kann eine Durchspülung mit Frischluft erzielt werden, indem eine lange Ventilüberschneidungsphase eingestellt wird, Bild 6.11. Da durch die Benzin-Direkteinspritzung der Kraftstoff erst nach Schließen des Auslassventils in den Brennraum eingespritzt wird, entstehen keine Emissionen an unverbrannten HC-Emissionen.

Bild 6.11: Prinzip des Durchspülens im „low end torque“-Bereich [9]

Der aufgrund des größeren Luftaufwands gesteigerte Massendurchsatz verbessert das Ansprechverhalten des Laders und wirkt sich positiv auf das dynamische Verhalten des Motors bei einem Lastsprung aus. Das Durchspülen bei niedrigen Drehzahlen führt zu einer Verbesserung des Drehmomentverlaufs, Bild 6.12, da der Zylinder fast vollständig durchgespült und damit nahezu restgasfrei gehalten werden kann. Dadurch erfolgt der Drehmomentaufbau bei einem Lastsprung schneller und die Dynamik wird erhöht. Bei BMW [9] wird zusätzlich ein Luft-Kraftstoffverhältnis von O = 0,9 eingestellt. Zum einen bewirkt dies eine optimale Brenngeschwindigkeit (Vermeidung von Klopfen und Vorentflammung), zum anderen reagiert der unverbrannte Kraftstoff eines Zylinders mit der im Krümmer befindlichen durchgespülten Frischluft eines anderen Zylinders. Diese Nachreaktion erhöht die Enthalpie vor der Turbine und führt je nach Menge der durchgespülten Frischluft zu einem stöchiometrischen Luftverhältnis vor dem Dreiwege-Katalysator.

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6 Aufladung

Bild 6.12: Drehmomentaufbau beim Spülen [10]

Bild 6.13: Dynamisches Verhalten: Variation von Einlass- und Auslassspreizung [11]

In Bild 6.13 ist der transiente Drehmomentaufbau bei konstanter Drehzahl von 1500 min–1, ausgehend von pme = 2 bar bis zur Volllast einmal ohne Phasensteller an der Nockenwelle, mit Einlassphasensteller und Doppelphasensteller dargestellt. Ohne Phasensteller erfolgt der Drehmomentaufbau sehr langsam und der maximale Mitteldruck bleibt auf niedrigem Niveau. Durch den Phasensteller auf der Einlassseite wird ein deutlich schnellerer Drehmomentaufbau und ein höherer Absolutwert von pme | 18 bar erreicht. Der Einsatz eines Doppelphasenstellers verbessert den Drehmomentaufbau weiter und das stationäre Absolutniveau erreicht Werte von pme über 23 bar bei 1500 min–1. Der Drehmomentaufbau erfolgt nahezu so schnell wie bei einem Saugmotor und lässt damit auf ein hervorragendes dynamisches Verhalten des aufgeladenen Motors mit Doppelphasensteller schließen.

6.4 Hochaufladung durch elektrisch angetriebenen Lader

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Bild 6.14: Verlagerung der Betriebspunkte im Verdichterkennfeld aufgrund des Durchspülens [10]

Ein weiterer Effekt des Durchspülens mit Frischluft zeigt Bild 6.14. Aufgrund der durchgespülten Frischluftmenge ergibt sich eine Verschiebung der Betriebslinie im Verdichterkennfeld nach rechts, hin zu größeren Massenströmen. Der vergrößerte Abstand zur Pumpgrenze eröffnet neue Freiheiten bei der Laderauswahl. So kann beispielsweise ein größerer Verdichter eingesetzt werden, der günstigere Wirkungsgrade im Nennleistungsbereich aufweist oder weiteres Potenzial zur Leistungssteigerung bietet. Das Zusammenspiel der genannten Technologien ermöglicht eine hohe Zylinderfüllung und im Vergleich zur Saugrohreinspritzung geringere Klopfneigung. Die Folge davon sind Ottomotoren, die bereits bei niedrigen Drehzahlen hohe Drehmomente aufweisen, ohne auf eine hohe Drehzahlspreizung verzichten zu müssen. Aus heutiger Sicht sind stationäre Leistungskennwerte in der Größenordnung von 200 Nm/l und 100 kW/l bei gleichzeitig äußerst ansprechendem dynamischen Verhalten möglich, das heißt hinsichtlich spezifischem Drehmoment kann der Ottomotor mit Direkteinspritzung die anspruchsvollen Werte des Dieselmotors einstellen, hinsichtlich spezifischer Leistung übertrifft er sie deutlich [11, 12, 13].

6.4 Hochaufladung durch elektrisch angetriebenen Lader Besonders die Realisierung attraktiver kleinvolumiger Ottomotoren ist neben anderen Maßnahmen mit einem hohen Aufladegrad untrennbar verbunden. Das entsprechende Aufladesystem muss für diesen Einsatzfall eine deutliche Wirkung bereits im untersten Drehzahlbereich aufweisen. Mit steigender Literleistung aufgeladener Motoren wird trotz optimaler Motorabstimmung und Laderauslegung die Diskrepanz zwischen stationärem

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6 Aufladung

und instationärem Verhalten größer, das heißt bei der Beschleunigung des Fahrzeugs wird die stationäre Vollastkurve bei immer höheren Motordrehzahlen erreicht. Diese zunehmende Diskrepanz kann durch eine Zusatzaufladung überbrückt werden, deren Antriebsenergie quasi unabhängig oder zumindest entkoppelt vom Betriebszustand des Motors sein muss. Dazu bietet sich elektrische Energie an. Die Entwicklung eines elektrisch unterstützten Aufladesystems muss jedoch stets in engster Abstimmung mit den Möglichkeiten und Grenzen des Bordnetzes gesehen werden. Nachdem sich die Einführung eines kapazitätsgesteigerten 42-V-Bordnetzes aus verschiedenen Gründen zumindest deutlich verzögert, konzentrieren sich die Anstrengungen auf ein modifiziertes und leistungsgesteigertes 12-V-Bordnetz. Diese Entwicklung findet aktuell getrieben durch die steigende Zahl elektrischer Hochleistungsverbraucher statt, das heißt, steht nicht unmittelbar in Zusammenhang mit einem elektrischen Aufladesystem. Allerdings kann das Aufladesystem von dieser Innovation im Bordnetzbereich partizipieren. In diesem Zusammenhang sei angemerkt, dass die elektrisch unterstützte Aufladung letztendlich der mechanischen Aufladung zuzuordnen ist. Elektrisch unterstützter Abgasturbolader Eine Möglichkeit zur elektromotorischen Unterstützung der Abgasturboaufladung besteht in der Integration eines geeigneten Elektromotors auf der Welle des Turboladers, beispielsweise zwischen Turbinen- und Verdichterrad. Als Elektromotor werden vor allem gezielt entwickelte mehrphasige Synchronmotoren mit einer Leistung um 1,5 bis 2 kW – je nach Ladergröße und Kapazität des Bordnetzes – vorgesehen. Neben dem Elektromotor kommt als weitere Komponente die Leistungselektronik hinzu, die den vom Bordnetz gelieferten Strom entsprechend transformiert. Bei bisher vorgestellten Aggregaten wird die Leistungselektronik wegen der hohen thermischen und der hohen Schwingungsbelastung räumlich getrennt von dem elektrisch unterstützten Lader angeordnet. Entsprechend dimensionierte Kabel verbinden den Elektromotor mit der Leistungselektronik. Die Welle ist wie beim konventionellen Turbolader durch ölgeschmierte Gleitlager geführt. Der Turbolader muss intensiv mit Öl oder Wasser gekühlt werden. Je nach Ausführung wird zusätzlich Verdichterluft zur Kühlung des Elektromotors eingesetzt. Die Integration des Elektromotors beim elektrisch unterstützten Abgasturbolader bewirkt trotz der Erhöhung des Massenträgheitsmoments des Laufzeugs ein verbessertes transientes Verhalten in Betriebspunkten, in denen noch wenig Abgas zur Verfügung steht. Eine wesentliche Verbesserung der stationären Kennwerte ist jedoch nicht möglich, da systembedingt durch die einstufige Prozessführung Verbesserungen nur innerhalb der gegebenen Verdichterkennfeldgrenzen zu erreichen sind. Der elektrisch unterstützte Turbolader kann auch generatorisch arbeiten, das heißt in geeigneten Betriebspunkten oder bei entsprechendem Abgasangebot arbeitet der Elektromotor als Generator und führt die gemäß der Wirkungsgradkette elektrische Energie einem geeigneten Speichermedium, beispielsweise einer Kondensatorbatterie, zu. Es bleibt zu klären, ob die Regeneration im Pkw technisch und wirtschaftlich sinnvoll ist. Neben der vergleichsweise hohen thermomechanischen Belastung des Elektromotors als integriertem Bestandteil des Turboladers – der Elektromotor muss den gesamten Betriebsbereich eines Standardturboladers abdecken, auch wenn er selbst nicht aktiv ist – werden bei Einsatz eines Synchronmotors mit Permanentmagneten auf der Welle auch bei Nichtbetrieb des Elektromotors Spannungen induziert.

6.4 Hochaufladung durch elektrisch angetriebenen Lader

181

Elektrischer Booster Der elektrische Booster (eBooster) ist ein elektromotorgetriebener Strömungsverdichter, Bild 6.15. Das komplette eBooster-Aufladesystem besteht aus der Reihenschaltung eines entsprechend ausgelegten konventionellen Turboladers und des elektrisch getriebenen „Boosters“, das heißt, das System arbeitet zweistufig, wenn der Booster aktiv ist, wodurch sich das Gesamtdruckverhältnis aus dem Produkt der Druckverhältnisse der einzelnen Aggregate ergibt. Beim eBooster-System wird in Betriebspunkten, in denen wenig Abgas zur Verfügung steht, durch den elektrischen (das heißt quasi vom Betriebszustand des Verbrennungsmotors unabhängigen) Antrieb und die Zweistufigkeit der Verdichtung ein höheres Ladedruckniveau zeitlich früher erreicht. Die Kombination zweier Verdichter, die für ihren jeweiligen Luftdurchsatzbereich optimal abgestimmt werden können, ergibt eine insgesamt größere nutzbare Kennfeldbreite.

Bild 6.15: eBooster-Aufladesystem

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6 Aufladung

Eine mögliche Arbeitsweise dieses Systems ist, je nach Auslegung des Turboladers, ein Verbundbetrieb von eBooster und Turbolader unterhalb einer Motordrehzahl von 2000 min–1 beim Anfahren und Beschleunigen, also in transienten Betriebsphasen im unteren Drehzahlbereich des Motors, während oberhalb dieser Motordrehzahl der Turbolader alleine die Luftversorgung bewerkstelligt. Falls die erforderliche elektrische Leistung vom Bordnetz zur Verfügung gestellt werden könnte, wäre auch ein stationärer Betrieb des Boosters mit einer deutlichen Erhöhung des stationären Motordrehmoments möglich. Der Booster kann zudem beim Kaltstart die Funktion einer Sekundärluftpumpe erfüllen. Der Booster kann vor oder auch hinter dem Abgasturbolader angeordnet sein. Die Anordnung vor dem Abgasturbolader bietet die größere Flexibilität hinsichtlich der Einbauposition, während die Anordnung danach die kürzeren Leitungswege ermöglicht. Vervollständigt wird dieses System durch einen Bypasskanal mit selbstbetätigender oder geregelter Klappe, der die Druckverluste im Ansaugkanal reduziert, wenn der eBooster nicht in Aktion ist [14, 15]. Um eine Wirksamkeit zu erzielen, muss der eBooster in sehr kurzen Zeiten ein bestimmtes Druckverhältnis darstellen können. Andererseits muss die elektrische Leistungsaufnahme des Systems möglichst gering sein, um in den Kapazitätsgrenzen heute verfügbarer Bordnetze zu bleiben. Dieser Zielkonflikt mündet in einem Kompromiß bei der Auslegung des e-Booster-Aggregats hinsichtlich Arbeitsdrehzahl und Massenträgheitsmoment der Welle bzw. dem Raddurchmesser des Verdichters. Da das Booster-Aggregat räumlich getrennt vom Abgasstrang ist, kann auf eine Wasser- oder Ölkühlung verzichtet und das Aggregat luftgekühlt ausgeführt, sowie die Welle lebensdauerfettgeschmiert wälzgelagert geführt werden. Zudem kann die Leistungselektronik des Elektromotors auf dem eBooster-Aggregat integriert werden, wodurch sehr kurze elektrische Zuleitungen entstehen. Die Konzeptionierung eines geeigneten Antriebsmotors für den e-Booster richtet sich nach den Forderungen bezüglich des Drehmomentbedarfs des Verdichterrades genauso wie nach der extrem kurzen Hochlaufzeit, welche zu einem nicht unerheblichen zusätzlichen Drehmomentbedarf für die Beschleunigung der rotierenden Massen führt. Die Forderung nach einer robusten wie kostengünstigen Ausführung steht ebenso im Mittelpunkt [16]. Die Wirksamkeit des e-Booster-Aufladesystems besonders für kleinvolumige hochaufgeladene Ottomotoren wurde in Vorentwicklungsprojekten nachgewiesen. Es bleibt abzuwarten, ob sich das System – auch im Hinblick auf die Kosten – im Markt positionieren kann Die bereits vor einiger Zeit begonnene zunehmende Elektrifizierung der Fahrzeuge könnte die technischen Randbedingungen dazu schaffen.

6.5 Komplexe Aufladesysteme Ein möglichst hohes Anfahrdrehmoment, gutes Durchzugsvermögen und hohe Leistung unter Einhaltung der gesetzlichen Emissionsgrenzwerte für Schadstoffe und Kohlendioxid sind die Ziele jeder Motorenentwicklung. Gutes Beschleunigungsverhalten erfordert einen eher kleinen Turbolader, allerdings stellt sich im Nennleistungspunkt dann ein ho-

6.5 Komplexe Aufladesysteme

183

her Gegendruck mit der Folge eines hohen Verbrauchs und geringerer Leistung ein. Hohe Leistung im Nennleistungspunkt in Verbindung mit möglichst geringem Verbrauch bedarf eines möglichst geringen Abgasgegendruckes, also eines eher großen Turboladers, der allerdings aufgrund des vergleichsweise großen Massenträgheitsmomentes der Welle ein wenig befriedigendes Beschleunigungsverhalten aufweisen würde. Dieser Zielkonflikt wird zunehmend durch komplexe, teilweise mehrstufige Verschaltung von Aufladeaggregaten gelöst. Darüber hinaus wird auch über eine quasi vom Betriebszustand des Motors unabhängige Zusatzaufladung nachgedacht, siehe Abschnitt 6.4. Registeraufladung Bei der Registerschaltung, Bild 6.16, wird die Aufladung des Motors statt durch einen großen Turbolader durch zwei kleinere, parallel geschaltete Turbolader, bewerkstelligt. Das Registeraufladesystem beinhaltet neben den Ladern mehrere Schaltorgane und Sensoren, die ein möglichst sanftes Umschalten von Ein- auf Mehrladerbetrieb ermöglichen sollen. Im unteren Drehzahlbereich ist nur ein Lader aktiv, ab einer bestimmten Drehzahl sind beide Lader parallel im Eingriff. Durch die Aufteilung der Luftversorgung auf zwei Lader können sehr ansprechende Drehmomentverläufe und eine hohe Nennleistung dargestellt werden. Das gegenüber einer entsprechend ausgelegten Einladerlösung deutlich geringere Massenträgheitsmoment der Laderwelle resultiert zudem in einem sehr günstigen Ansprechverhalten des Motors. Das System vereinigt hohe Leistung bei vergleichsweise niedrigem Verbrauch und beeindruckendem Beschleunigungsvermögen. Das gesamte Abgas und die gesamte Ladeluft strömen im unteren Drehzahlbereich nur über einen Turbolader bis der entsprechende Sollladedruck erreicht ist. Turbinen- und Verdichterzuschaltventil für den zweiten Turbolader sind geschlossen, der zweite Turbolader ist nicht in Betrieb. Liegt der gewünschte Ladedruck an und ist mehr Abgasenthalpie als zur Darstellung dieses Ladedrucks verfügbar, wird dies zur Turbine des zweiten, parallel geschalteten Laders geleitet, die dadurch beschleunigt wird.

Bild 6.16: Prinzip der Registeraufladung

184

6 Aufladung

Der Verdichter des zweiten Laders beginnt zu fördern, das Verdichterzuschaltventil ist aber noch geschlossen, der geförderte Luftmassenstrom wird über ein Entlastungsventil gedrosselt und vor den Verdichter des ersten Laders eingeleitet. Der Motor arbeitet nun im geregelten Einladerbetrieb, das Bypassventil ist geschlossen, das Turbinenzuschaltventil ist im Eingriff. Ab einer bestimmten Motordrehzahl ist für beide Lader ausreichend Abgasenthalpie vorhanden und der zweite Verdichter kann zugeschaltet werden. Dazu wird das Turbinenzuschaltventil vollständig geöffnet und das Entlastungsventil geschlossen. Der Druck nach dem zweiten Verdichter steigt rasch an und öffnet das Verdichterzuschaltventil. Nun sind beide Lader im Eingriff und bewerkstelligen je etwa hälftig die Luftversorgung des Motors. Überschüssige Abgasenergie wird über ein Wastegate abgeblasen, Die Regelung des Ladedrucks geschieht mit dem Bypassventil. Zweistufig geregelte Aufladung Im Gegensatz zur Registeraufladung werden im Fall der zweistufig geregelten Aufladung die Lader derart verschaltet, dass zumindest in bestimmten Betriebsphasen ein serieller Betrieb realisiert wird. Für Dieselmotoren sind verschiedene Schaltungsvarianten untersucht worden [17] und es ist naheliegend, diesen zukunftsweisenden Ansatz auch für Ottomotoren anzuwenden. Bei diesem äußerst leistungsfähigen System werden Turbolader unterschiedlicher Baugröße eingesetzt, das heißt das Durchsatzverhalten beider Lader ist unterschiedlich. Damit kann bei gleichem Massenstrom das Enthalpiegefälle besser genutzt werden. Der Vorteil dieses Aufladesystems gegenüber den einstufigen Verfahren ist die Steigerung der Nennleistung bei einer gleichzeitigen Verbesserung des stationären Drehmoments bei niedrigen Drehzahlen und des Beschleunigungsverhaltes des Motors durch schnellen Ladedruckaufbau. Ein „Übergangsloch“ ist bei entsprechender Abstimmung und Regelung nicht vorhanden. Kombinierte Aufladung: mechanischer Lader plus Turbolader Zur Verbesserung des Anfahrmoments turboaufgeladener Verbrennungsmotoren ist eine additive mechanische Aufladung denkbar. Eine Möglichkeit, das so genannte „Turboloch“ zu reduzieren, besteht in der Verwendung einer Kombination aus Abgasturboaufladung und mechanischer Aufladung. Mit dem Lancia Delta kam dieses Systems erstmals 1985 zum Einsatz. In unteren Motordrehzahlbereichen, in denen noch wenig Abgasenergie zum Antrieb der Turboladerturbine zur Verfügung steht, wird die Ladeluftversorgung durch einen mechanisch angetriebenen Verdichter bewerkstelligt. Dabei kann der mechanisch angetriebene Verdichter vor oder nach dem Verdichter des Turboladers angeordnet sein. Erst ab einem Betriebsbereich, in dem genügend Abgasenergie zur Verfügung steht, um den geforderten Ladedruck zu erzeugen, kann die komplette Aufladung durch den Abgasturbolader erfolgen. Im Übergangsbereich arbeitet das System als 2-stufige Aufladung. Sobald der Abgasturbolader alleine in der Lage ist, den Ladedruck zu erzeugen, kann der mechanisch angetriebene Lader entweder mittels eines Bypassventils umgangen oder mit Hilfe einer Kupplung vollständig abgekoppelt werden.

6.5 Komplexe Aufladesysteme

185

Die Abkoppelung, z.B. mittels einer Magnetkupplung, hat energetische Vorteile, da hierdurch die Antriebsenergie des mechanischen Laders wegfällt, erfordert aber regelungstechnisch, bezüglich der mechanischen Haltbarkeit und auf der Seite der Kosten, einen erhöhten Aufwand. Um schon bei niedrigen Motordrehzahlen ausreichend Ladedruck zur Verfügung zu haben, ist es notwendig, den mechanisch angetriebenen Lader entsprechend hoch zu übersetzen. Dies hat zur Folge, dass beim Ab- und Zuschalten des mechanischen Laders hohe Drehzahlgradienten auftreten, die eine hohe mechanische Belastung des Antriebs zur Folge haben. Bezüglich der thermodynamischen Auslegung des Abgasturboladers ergeben sich in der Kombination mit dem mechanisch angetriebenen Lader Vorteile dadurch, dass der Turbolader hierbei hauptsächlich für den mittleren und oberen Motordrehzahlbereich ausgelegt werden kann. Dies führt zur Einsetzbarkeit von verhältnismäßig großen Turboladern, die einen guten Wirkungsgrad speziell bei großen Massendurchsätzen aufweisen und somit eine hohe maximale Motorleistung bei günstigem Kraftstoffverbrauch ermöglichen. Trotz der energetisch ungünstigen direkten Koppelung des mechanischen Laders an die Kurbelwelle des Motors ergeben sich im normalen Fahrzyklus sehr günstige Kraftstoffverbräuche durch die optimale Auslegung des Turboladers. Darüber hinaus lassen sich die Vorteile des Downsizings voll nutzen, da aufgrund des mechanisch angetriebenen Laders – auch bei hohen Aufladegraden – kein „Turboloch“ mehr spürbar ist. Trotz der unbestreitbar günstigen Eigenschaften dieses Aufladesystems müssen die damit in Verbindung stehenden Herstellkosten kritisch betrachtet werden. Unter Berücksichtigung der notwendigen Maßnahmen, um das kritische akustische Verhalten eines mechanisch angetriebenen Verdrängerladers zu verbessern, ergeben sich beachtliche technische Aufwendungen, die sich im Systempreis niederschlagen. Mit dem vor kurzem eingeführten VW 1,4 l TSI-Motor mit kombinierter Aufladung ist es Volkswagen eindrucksvoll gelungen, das technische Potenzial darzustellen, Bild 6.17.

Bild 6.17: Prinzip der mechanischen Zusatzaufladung [18]

186

6 Aufladung

Hierbei ist dem Abgasturbolader eine mechanisch angetriebenes Rootsgebläse vorgeschaltet, wobei letzteres über eine Kupplung und ein Getriebe mit dem Motor verbunden ist. Dabei ist die Kombination so abgestimmt, dass der Abgasturbolader immer aktiv ist und der mechanische Lader im unteren Last- und Drehzahlbereich aktiviert wird, Bild 6.18. Mit der mechanischen Zusatzaufladung ist es möglich, eine hohe spezifische Leistung (über die Turboaufladung) und gleichzeitig gutem Ansprechverhalten bei niedrigen Drehzahlen (über die mechanische Aufladung) zu erreichen. Das zusätzliche Aufladesystem erhöht dabei allerdings die Komplexität des Aggregats und der Abstimmung deutlich. Wie sich dieses System gegenüber den anderen möglichen Aufladetechnologien – auch unter Berücksichtigung der Systemkosten – behaupten kann, wird die Zukunft zeigen [15].

Bild 6.18: Aufteilung bei mechanischer Zusatzaufladung [18]

Literatur [1] Hiereth, H.; Prenninger, P.: Aufladung der Verbrennungskraftmaschine. Wien, NewYork: Springer Verlag, 2003 [2] Golloch, R.: Downsizing bei Verbrennungsmotoren. Berlin, Heidelberg: Springer Verlag, 2005 [3] Mayer, M.: Abgasturbolader : Sinnvolle Nutzung der Abgasenergie. Landsberg: Verlag Moderne Industrie, 2001 [4] Pischinger, S.: Skript Kolbenarbeitsmaschinen. Rheinisch-Westfälische Technische Hochschule Aachen, 2006 [5] Zinner, K.: Aufladung von Verbrennungsmotoren. Berlin, Heidelberg: Springer Verlag, 1985 [6] Schmalzl, H. P.: Aufladung von Pkw DI-Ottomotoren mit Abgasturboladern mit variabler Turbinengeometrie. Dissertation, TU Dresden, 2006 [7] Gabriel, H.; Lingenauber, R.; Ramb, T.: Der Turbolader mit variabler Turbinengeometrie (VTG) für den neuen Porsche 911 Turbo – Ein Meilenstein in der Ottomotorenaufladung. 11. Aufladetechnische Konferenz, Dresden, 2006 [8] Sterner, A.; Hofstetter, M.; Kerkau, M.; Beer, M.; Ronneburger, R.; Knirsch, S.: Die variable Turbinengeometrie für die ottomotorische Anwendung beim neuen 3,6 l Biturbo-Motor des Porsche 997 Turbo. 11. Aufladetechnische Konferenz, Dresden, 2006

187 [9] Klüting, M.; Missy, St.; Schwarz, Ch.: Potenziale des strahlgeführten Benzin-DIBrennverfahrens in Verbindung mit Aufladung. 26. Internationales Wiener Motorensymposium, 2005 [10] Reulein, C.; Kellerer, H.; Schwarz, Ch.: Methodeneinsatz bei der Potenzialbeurteilung aufgeladener Verbrennungsmotoren. Motorprozesssimulation und Aufladung, Haus der Technik Tagung, Berlin, 2005 [11] Ardey, N.; Klüting, M; Schmitz, K.: Aufladung von direkteinspritzenden Ottomotoren – ein Ansatz zur Steigerung der effizienten Dynamik. 10. Aufladetechnische Konferenz, Dresden, 2005 [12] Borrmann, D.; Brinkmann, F.; Walder, K.; Pingen, B.; Wojahn, J.; Behrends, P.: Benzineindirektspritzung mit Turboaufladung – ein interessantes Downsizingkonzept. 11. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, Aachen, 2002 [13] Fraidl, G. K.; Kapus, P.; Piock, W.: Otto-Direkteinspritzung mit Aufladung – Die Konkurenz zu dieselmotorischen Antrieben. 26. Internationales Motorensymposium, Wien, 2005 [14] Hoecker, P.; Jaisle, J. W.; Münz, S.: Der eBooster – Schlüsselkomponente eines neuen Aufladesystems von BorgWarner Turbo Systems für Personenkraftwagen. 22. Internationales Motorensymposium, Wien, 2001 [15] Lang, O.; Habermann, K.;Wolf, K.; Pischinger, S.: Anwendung der Zusatzaufladung bei abgasturboaufgeladenen Ottomotoren. 9. Aufladetechnische Konferenz, Dresden, 2004 [16] Münz, S.; Schier, M.; Schmalzl, H. P.; Bertolini, T.: Der eBooster – Konzeption und Leistungsvermögen eines fortgeschrittenen elektrisch unterstützten Aufladesystems. 8. Aufladetechnische Konferenz, Dresden, 2002 [17] Guilain, S.; Lefebvre, A.; Doleac, L.; Schreiber, G.; Münz, S.: Optimization of a small twostaged turbo-charged diesel engine. 11. Aufladetechnische Konferenz, Dresden, 2006 [18] Middendorf, H.; Krebs, R.; Szengel, R.; Pott, E.; Fleiß, M.; Hagelstein, D.: Der weltweit erste doppelaufgeladene Otto-Direkt-Einspritzmotor von Volkswagen. 14. Aachener Kolloquium, Aachen, Oktober 2005

189

7 Kraftstoffverbrauch

Der Kraftstoffverbrauch ist beim Betrieb eines Kraftfahrzeugs die Größe, die in der Praxis von besonderem Interesse ist. Dies gilt zumindest in den westeuropäischen Ländern, aber auch in Ländern wie den Vereinigten Staaten steht der Kraftstoffverbrauch zunehmend im Interesse der Nutzer. Dies ist darauf zurück zu führen, dass einerseits die Ressourcen an Erdöl, aus dem der Kraftstoff hergestellt wird, begrenzt sind und andererseits aus der drastischen Verteuerung der fossilen Kraftstoffe in den letzten Jahren. Der Kraftstoffverbrauch ist direkt an den Wirkungsgrad, mit dem der Motor im gesamten Lastbereich betrieben wird, gekoppelt. Darüber hinaus wirkt sich der Kraftstoffverbrauch direkt auf die Emission von Kohlendioxid (CO2) aus, die auch als einer der Verursacher für den möglichen Treibhauseffekt, also der weltweiten Klimaerwärmung, verantwortlich gemacht wird. Daher wird die Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und damit auch Maßnahmen zur Verbesserung des Motorwirkungsgrades noch mehr an Bedeutung gewinnen als bisher. Während der Kraftstoffverbrauch beim Kunden als Verbrauch in Liter pro 100 km (l/100km), also als absoluter Verbrauch, oder in den USA als gefahrene Meilen pro Verbrauch einer Gallone Kraftstoff (miles/gallon) angegeben wird, wird in der Entwicklungspraxis von Verbrennungsmotoren der spezifische Kraftstoffverbrauch b benutzt. Dabei wird die in einer vorgegebenen Zeitdauer verbrauchte Kraftstoffmenge (der Kraftstoffmassenstrom m K ) für Vergleichsbetrachtungen auf die Leistung bezogen: b

m K P

1 , b in g/kWh oder kg/kWh K ¹ Hu

Betrachtet man lediglich den inneren Prozess des Motors, so ergibt sich die innere Leistung. Werden zusätzlich die mechanischen Verluste durch Reibung im Triebwerk sowie durch Antrieb von Nebenaggregaten berücksichtigt, ergibt sich die effektive Leistung, also die Leistung, die der Motor tatsächlich an den Antriebsstrang bzw. an der Kupplung zum Getriebe abgibt. Daher wird der spezifische Kraftstoffverbrauch sowohl auf die innere Leistung als auch auf die effektive Leistung bezogen bi

m K Pi

1 Ki ¹ H u

innerer spezifischer Kraftstoffverbrauch

be

m K Pe

1 Ke ¹ H u

effektiver spezifischer Kraftstoffverbrauch

190

7 Kraftstoffverbrauch

Bild 7.1: Spezifischer Kraftstoffverbrauch heutiger Ottomotoren [1]

Bild 7.1 zeigt den effektiven spezifischen Kraftstoffverbrauch heutiger Ottomotoren für einen Teillastbetriebspunkt mit dem effektiven Mitteldruck 2 bar und der Motordrehzahl 2000 min–1. Dieser Betriebspunkt entspricht einem mittleren Lastpunkt im europäischen Fahrzyklus (NEFZ) und wird häufig für entsprechende Vergleichsbetrachtungen herangezogen. Der Zusammenhang zwischen Wirkungsgrad und spezifischem Kraftstoffverbrauch lässt sich für unterschiedliche Kraftstoffe mit vorgegebenen Heizwerten durch Hyperbelfunktionen darstellen, Bild 7.2. Aus dem Kurvenverlauf kann direkt der effektive Wirkungsgrad eines Motors bei einem ermittelten spezifischen Kraftstoffverbrauch abgelesen werden. So ergibt sich bei einem spezifischen Kraftstoffverbrauch von ca. 340 g/kWh ein effektiver Wirkungsgrad beim Ottomotor von 0,25 oder 25%.

Bild 7.2: Zusammenhang zwischen spezifischem Kraftstoffverbrauch und effektivem Wirkungsgrad

7 Kraftstoffverbrauch

191

Über den Heizwert des Kraftstoffs ist der spezifische Kraftstoffverbrauch direkt mit dem Wirkungsgrad verbunden. Betrachtet man die Motorleistung P als Nutzen des Motorprozesses und die zugeführte Kraftstoffenergie EK als Aufwand, so lässt sich der Wirkungsgrad K formulieren:G

K

P EK

Nutzen Aufwand

P m K ¹ H u

Hu Heizwert des Kraftstoffs, Benzin Hu | 42000 kJ/kg (Eurosuper) | 31700 kJ/dm3 Diese Beziehung gilt allgemein, so dass sich die verschiedenen Wirkungsgrade wie folgt ergeben:

Ki

Pi m K ¹ H u

innerer Wirkungsgrad

Ke

Pe m K ¹ H u

effektiver Wirkungsgrad

Das Verhältnis von effektivem Wirkungsgrad zu innerem Wirkungsgrad, also die Verluste durch Reibleistung und Antrieb von Hilfsaggregaten, wird durch den mechanischen Wirkungsgrad festgelegt:

Km

Ke Ki

Pe Pi

mechanischer Wirkungsgrad

Um den Kraftstoffverbrauch im gesamten Motorbetriebsbereich zu beurteilen, werden so genannte Verbrauchskennfelder benutzt. Dabei wird der Zusammenhang zwischen den Motorkenngrößen effektiver Mitteldruck pme bzw. Drehmoment Md, Motordrehzahl n, spezifischer Kraftstoffverbrauch be und effektive Leistung Pe dargestellt. Zur Aufnahme eines Motorkennfeldes werden am Prüfstand das Drehmoment Md, die Motordrehzahl n und der Kraftstoffmassenstrom m K gemessen. Die übrigen Kenngrößen werden aus den Messwerten berechnet: Pe pme be

M d ¹Z

Md ¹ 2¹ S ¹ n

2¹ S Md ¹ i VH m K Pe

Leistung effektiver Mitteldruck

spezifischer Kraftstoffverbrauch

192

7 Kraftstoffverbrauch

Bild 7.3: Kraftstoffverbrauchskennfeld eines Ottomotors [2]

Bild 7.3 zeigt schematisch ein Kraftstoffverbrauchskennfeld eines Ottomotors. Die Linien mit konstantem Kraftstoffverbrauch (be = konstant) werden wegen ihrer Form „Muschelkurven“ genannt. Nach oben wird das Motorkennfeld durch die Volllastlinie begrenzt. Mit den Linien Pe = konstant lässt sich für eine geforderte Leistung der verbrauchsgünstigste Betriebspunkt ermitteln. In diesem Diagramm ist zu sehen, dass die gleiche Motorleistung bei unterschiedlichen Drehzahlen und Lasten eingestellt werden kann (z.B. Punkte A und B). Der spezifische Kraftstoffverbrauch ist in Punkt B deutlich geringer als in Punkt A. Im Prinzip ist es somit möglich, den Motor bei einer geforderten Antriebsleistung jeweils mit dem günstigsten spezifischen Kraftstoffverbrauch und damit mit dem besten Wirkungsgrad zu betreiben. Je nach Konzeption des Kraftfahrzeugs, welches durch den Motor angetrieben wird, sowie der jeweils vorliegenden Verkehrssituation und dem jeweiligen Fahrerwunsch wird der Motor jedoch in der Regel zwangsläfig immer in einem wirkungsgradungünstigen Kennfeldpunkt betrieben, wodurch der Kraftstoffverbrauch deutlich höher ist als er eigentlich sein sollte. Um den Kraftstoffverbrauch eines Fahrzeugs bei gleichen Randbedingungen zu vergleichen, wird dieser in den verschiedenen für die jeweilige Abgasgesetzgebung geltenden Fahrzyklen ermittelt. Dabei wird der Verbrauch als Kohlendioxidemission in g/km oder in g/mile angegeben, jeweils ermittelt aus der im Testzyklus gemessenen CO2-Emission und der Zykluslänge. Für den praktischen Gebrauch, z.B. als Angabe für den Verbrauch eines Fahrzeugs auf einer Strecke von 100 km, wird dieser in l/100km hoch gerechnet. Somit kann die Betrachtung des Kraftstoffverbrauchs nur zusammen mit den im jeweiligen Land gültigen Abgasgesetzen erfolgen, da die Emissionsvorschriften erhebliche Auswirkungen auf den erreichbaren Kraftstoffverbrauch haben. Vergleicht man die Abgasgesetzgebung in der Triade (USA, Europa, Japan), so werden deutliche Unterschiede erkennbar. Diese resultieren aus einer unterschiedlichen Gewichtung von Schadstoffemissionen und Verbrauch in den einzelnen Ländern, Bild 7.4.

7 Kraftstoffverbrauch

193

Bild 7.4: Abgasgesetzgebung in der Triade [3]

In Europa liegt der Fokus der Entwicklung seit einigen Jahren auf der Reduzierung des Flottenverbrauchs, wie in der ACEA-Selbstverpflichtung von den Herstellern festgelegt wurde. Ziel ist es, den Kraftstoffverbrauch von 1995 bis zum Jahr 2008 um 25% zu senken. Dies bedeutet einen Zielwert von 140 g CO2 pro km. Die EU-Kommission hat sogar einen Wert von 120 g CO2 pro km bis zum Jahr 2012 vorgeschlagen. In den USA und besonders in der kalifornischen Gesetzgebung wurde vor dem Hintergrund der Schadstoffbelastung der großen Ballungszentren eine stetige Absenkung der Abgasschadstoffgrenzwerte vorgenommen. Diese liegen weltweit auf dem niedrigsten Niveau, Super Ultra Low Emissions Vehicle (SULEV), und stellen eine große Herausforderung für die Motorenhersteller dar. Mit der Corporate Average Fuel Economy (CAFE) und der Gas Guzzler Tax (GGT) wurden in den USA Steuern für Fahrzeuge mit hohem Verbrauch eingeführt. Ziel ist auch hier die Ressourcenschonung. Für die CAFEVorschriften wird ein Flottenwert ermittelt, während für die GGT der Wert des einzelnen Fahrzeugs gilt. Bei Überschreiten der Grenzwerte ist eine Strafsteuer fällig. Ab Modelljahr 2009 werden durch den vom Bundesstaat Kalifornien 2004 eingebrachten Gesetzentwurf AB 1493 zu zukünftigen Flottenverbrauchszielen erstmals CO2-basierte Flottenverbräuche vorgeschrieben. Diese münden bis 2016 in einem vergleichbaren Niveau zu den Vorschlägen der ACEA. Eine Beschränkung der CO2-Emissionen ist in vielen Ländern, die das Kyoto-Protokoll unterschrieben haben, vorgesehen. Auch in Japan ist eine Reduzierung der CO2Emissionen um 20% im Zeitraum von 1995 bis 2010 vorgeschrieben. Daneben planen weitere Länder die Einführung einer Verbrauchs- bzw. CO2-Beschränkung. Für die zukünftigen Entwicklungen bedeutet dies, dass trotz unterschiedlicher Abgasgrenzwerte und Kraftstoffqualitäten eine CO2-Limitierung und damit eine Flotten-

194

7 Kraftstoffverbrauch

verbrauchslimitierung weltweit immer entscheidender wird. Damit wird die Entwicklung von neuen Verbrauchskonzepten sowie alternativen Antrieben und Kraftstoffen gestärkt. Für Ottomotoren stellt die Benzin-Direkteinspritzung die Maßnahme mit dem höchsten Potenzial zur Verbrauchsabsenkung dar [4]. Bis zur Marktreife von alternativen Antriebskonzepten scheint sie die geeignete Lösung zur Erfüllung der gesetzlichen Anforderungen hinsichtlich Verbrauch und Emissionen zu sein.

Potenzialabschätzung Wirkungsgrad und Verbrauch Bei konventionell betriebenen Ottomotoren liegt das größte Einsparungspotenzial für den Kraftstoffverbrauch im Teillastbereich. Hier wirken sich vor allem die Ladungswechselverluste negativ auf den Wirkungsgrad aus. Variable Ventilsteuerungen sind eine Maßnahme, Ladungswechselverluste in der Teillast deutlich zu reduzieren [5, 6]. Die BenzinDirekteinspritzung mit Schichtladung ist ebenfalls geeignet, die Ladungswechselverluste zu reduzieren. Als eine Vision der Benzin-Direkteinspritzung sollte es in Zukunft sogar möglich sein, den Ottomotor im gesamten Betriebsbereich von Leerlauf bis zur hohen Last immer vollständig ungedrosselt zu betreiben. Durch Schichtladung, also dadurch, dass der Kraftstoff nur in bestimmte Brennraumbereiche eingebracht wird, kann der Motor im Idealfall immer die maximale Luftmenge ansaugen und global gesehen mit LuftKraftstoffverhältnissen betrieben werden, die weit über den Zündgrenzen eines konventionellen Ottomotors liegen. Bis heute ist allerdings kein solches Konzept der Direkteinspritzung am Markt erhältlich, welches das gesamte Einsparpotenzial nutzen kann. Gegenwärtig serienmäßig produzierte Motoren mit Direkteinspritzung werden entweder nur mit homogenem Gemisch [7, 8] und teilweise in Kombination mit Aufladung [9] betrieben oder sie nutzen eine Ladungsschichtung, wobei in Teillastbetriebsbereichen weiterhin eine Androsselung des Motors notwendig ist, was sich negativ auf den Kraftstoffverbrauch auswirkt. Um Potenzialabschätzungen unterschiedlicher Motoren und Brennverfahren durchzuführen, können so genannte offene Vergleichsprozesse benutzt werden. Für Ottomotoren wird dabei angenommen, dass die Verbrennung theoretisch sehr schnell bei konstantem Brennraumvolumen erfolgt (Gleichraumprozess). Dabei befindet sich der Kolben in seiner höchsten Position, also im oberen Totpunkt (OT). Bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung wird der Kraftstoff direkt in den Brennraum eingespritzt, und zwar entweder während des Ansaugvorgangs oder nach dem Schließen der Einlassventile während oder erst gegen Ende der Kompressionsphase. Dadurch wird, wie beim Dieselmotor, Luft und nicht Kraftstoff-Luftgemisch angesaugt. Führt man eine theoretische Abschätzung für die konsequente Umsetzung der BenzinDirekteinspritzung als Vision für den Ottomotor der Zukunft durch, so kann hierzu die Betrachtung und Analyse des thermischen Wirkungsgrades für den vollkommenen Gleichraum-Motorprozess genutzt werden. Bild 7.5 zeigt die theoretisch erzielbaren Wirkungsgrade des vollkommenen Motors bei Luftansaugung in Abhängigkeit von dem Verdichtungsverhältnis H und dem Luft-Kraftstoffverhältnis O.G

7 Kraftstoffverbrauch

195

Bild 7.5: Wirkungsgrad des vollkommenen Motors mit Gleichraumverbrennung [10]

Mit Berücksichtigung der Möglichkeit, dass durch die Direkteinspritzung wegen der Innenkühlung in Folge der Kraftstoffverdampfung und des damit verbundenen verbesserten Klopfverhaltens das Verdichtungsverhältnis um ca. 1,5 erhöht werden kann, dürfte sich im Lastpunkt pme = 2 bar und n = 2000 min–1 eine Steigerung im thermischen Wirkungsgrad von ca. 47% beim Verdichtungsverhältnis H = 11 und Saugrohreinspritzung mit dem LuftKraftstoffverhältnis O = 1 auf ca. 58% beim Verdichtungsverhältnis H = 12,5 und Direkteinspritzung mit dem Luftverhältnis O = 4,0 mit idealer Schichtladung realisieren lassen. Dies entspricht einer Wirkungsgraderhöhung von ca. 22%, bezogen auf den Ausgangswert von 47%. Diese Steigerung im Wirkungsgrad ist jedoch nur auf die Verbesserung des Hochdruckprozesses infolge der Abmagerung des Gemisches durch die Schichtladung zurückzuführen. Eine weitere Steigerung im Wirkungsgrad ist durch die Möglichkeit des ungedrosselten Betriebs mit Schichtladung möglich, welche additiv im Bereich von ca. 12% bis 13% bei dem betrachteten Betriebspunkt liegen dürfte. Somit lässt sich eine Gesamtwirkungsgraderhöhung von ca. 35% abschätzen, die es gilt, in Zukunft auch zu realisieren. Wird der Kraftstoffverbrauch des konventionellen Ottomotors mit Saugrohreinspritzung auf 100% bei dem Betriebspunkt pme = 2 bar und n = 2000 min–1 gesetzt, sinkt der Kraftstoffverbrauch mit optimaler Benzin-Direkteinspritzung somit auf ca. 65%, Bild 7.6. Dadurch ergibt sich eine Einsparung von ca. 35%, die sich folgendermaßen aufteilt: ™ 19% entfallen auf das magere, geschichtete Gemisch ™ 4% auf die Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses ™ 12% auf die Reduzierung der Drosselverluste. Im Leerlaufbetrieb ist eine Verbrauchseinsparung von ca. 60% mit Benzin-Direkteinspritzung möglich. Dabei entfallen: ™ 23% auf das magere, geschichtete Gemisch ™ 7% auf die Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses ™ 30% auf die Reduzierung der Drosselverluste. Bei Volllast ist die Verbrauchseinsparung von 6% lediglich auf die Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses zurückzuführen.

196

7 Kraftstoffverbrauch

Bild 7.6: Theoretische Verbrauchseinsparung mit BenzinDirekteinspritzung [11]

Verbrauch bei ausgeführten Motoren Der erste moderne Vertreter der Ottomotoren mit Benzin-Direkteinspritzung war der 1995 auf der IAA in Frankfurt vorgestellte Motor des Mitsubishi Carisma GDI (Gasoline Direct Injection). Dieser arbeitete nach dem wandgeführten Brennverfahren. Mitsubishi hat für diesen Motor eine Kraftstoffverbrauchsreduzierung im Leerlauf von ca. 40% infolge magerer Verbrennung und Absenken der Leerlaufdrehzahl angegeben [12]. Bei niedriger bis mittelhoher Teillast werden Verbrauchsvorteile von 15 bis 25% im Vergleich zum konventionellen Mitsubishi-Motor mit Saugrohreinspritzung angegeben (15% bei 100 km/h, 20% bei 60 km/h, ca. 18% bei durchschnittlich 45 km/h und 25% bei durchschnittlich 25 km/h). Dies sind typische Geschwindigkeiten im japanischen Testzyklus, Bild 7.7. Im normalen Fahrbetrieb wurden mit der europäischen Version des Motors deutlich geringere Verbrauchseinsparungen erzielt. Damals aktuelle Motoren deutscher Hersteller lagen im Verbrauch auf einem ähnlichen Niveau wie der Mitsubishi Carisma mit GDI-Motor.

Bild 7.7: Verbrauchsreduzierungen [12]

7 Kraftstoffverbrauch

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Von Volkswagen wurde 1999 das Fuel Stratified Injection-Verfahren (FSI) vorgestellt. Volkswagen hat für diesen Motor eine Verbrauchseinsparung bei magerer Schichtladung von 15% gegenüber dem vergleichbaren Basistriebwerk mit Saugrohreinspritzung angegeben. Beim VW-FSI-Triebwerk kommt ein kombiniertes wand-/luftgeführtes Brennverfahren mit Tumbleströmung und einlassseitiger Lage der Einspritzdüse zum Einsatz. Der Einfluss der Betriebsarten auf den Kraftstoffverbrauch bei einem Teillastbetriebspunkt und bei Leerlauf ist in Bild 7.8 dargestellt. Die bereits im Homogenbetrieb erhöhte Verbrennungsstabilität aufgrund der Tumbleströmung und der direkten Einspritzung in den Brennraum erlaubt eine deutliche Absenkung der Leerlaufdrehzahl. Im Schichtladebetrieb ist der Leerlauf nochmals stabiler. Aus Applikationsgründen wurde aber dennoch die gleiche Leerlaufdrehzahl wie im Homogenbetrieb gewählt [13].

Bild 7.8: Vergleich VW 1,4 l FSI (77 kW) gegenüber VW 1,4 l MPI (74 kW) im Betriebspunkt n = 2000 min–1, pme = 2 bar (oben) sowie bei Leerlauf (unten) [13]

Der im Renault Mégane 1999 präsentierte Injection Directe Essence-Motor (IDE) mit Direkteinspritzung wurde aufgrund der Abgasnachbehandlung nur homogen mit stöchiometrischem Luftverhältnis (O = 1) betrieben. Zündkerze und Injektor waren sehr nahe beieinander angeordnet, wie für ein strahlgeführte Brennverfahren erforderlich. Dies ließ darauf schließen, dass Renault für den Schichtbetrieb das strahlgeführte Brennverfahren favorisieren würde. Für den homogen betriebenen Motor gab Renault einen Verbrauchsvorteil von 15% im Vergleich mit dem Vorgängermotor an. Dabei betrug der Anteil

198

7 Kraftstoffverbrauch

durch Feinoptimierung des Motors 7% und die restlichen 8% wurden aufgrund der Innenverdampfung des Kraftstoffs durch die Direkteinspritzung, durch das höhere Verdichtungsverhältnis sowie die im Vergleich zum Motor mit Saugrohreinspritzung erhöhte Abgasrückführung erzielt [14]. Ein Motor, der die homogene Direkteinspritzung mit einer Abgasturboaufladung kombiniert, ist der 2.0 l Turbo-FSI-Motor von Audi. In diesem Motor wurde die Ladungsbewegung gezielt den Bedürfnissen eines aufgeladenen Motors mit Direkteinspritzung angepasst. Durch die Kombination aus Benzin-Direkteinspritzung und Aufladung ergibt sich ein effizientes Brennverfahren, das sich durch eine hohe Klopffestigkeit und eine schnelle und effiziente Verbrennung auszeichnet [15]. Gegenüber dem Vorgängermotor konnte durch diese Kombination das Drehmoment im unteren und mittleren Drehzahlbereich sowie das Ansprechverhalten des Motors deutlich verbessert werden. Der Verbrauchsvorteil des 2,0 T-FSI mit 147 kW gegenüber dem 1,8 T-Motor mit 132 kW ist in Bild 7.9 im Kennfeld dargestellt. Trotz der höheren Leistung ergeben sich in einem großen Kennfeldbereich Vorteile größer 6%. Erste Motoren mit strahlgeführter Direkteinspritzung der so genannten 2. Generation, die einen Schichtladungsbetrieb erlauben, zeigen deutlich höhere Einsparungen im Kraftstoffverbrauch als die Motoren mit homogener Direkteinspritzung und die Motoren mit wandgeführter Direkteinspritzung. Im Vergleich zu dem entsprechenden 3,5 l 6-ZylinderMotor mit Saugrohreinspitzung ist in Bild 7.10 der Kraftstoffverbrauchsvorteil des neuen 3,5 l 6-Zylinder-Motors mit strahlgeführter Direkteinspritzung von DaimlerChrysler dargestellt. Der günstigere Kraftstoffverbrauch kann aufgrund des erweiterten Schichtungsbereichs im Fahrbetrieb über einen großen Geschwindigkeitsbereich erzielt werden [3]. Zusätzliche Vorteile ergeben sich bei diesem Motor auch durch die Kombination mit einem 7-Gang-Automatikgetriebe. Hierdurch kann der Motor bis zu Geschwindigkeiten von ca. 150 km/h im Schichtbetrieb genutzt werden.

Bild 7.9: Spezifischer Kraftstoffverbrauch des 2,0 T-FSI-Motors im Vergleich zum 1,8 T [15]

7 Kraftstoffverbrauch

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Bild 7.10: Verbrauchsvorteile der Benzin-Direkteinspritzung der 2. Generation [3]

Die Messergebnisse zeigen eine gute Übereinstimmung mit den theoretisch erwarteten Ergebnissen. Im Vergleichspunkt 2000 min–1, pme = 2 bar ergeben sich Verbrauchsverbesserungen von bis zu 20%. Bei pme = 2 bar wird im Drehzahlbereich von 1000 bis hin zu 2300 min–1 ein spezifischer Verbrauch von be kleiner 300 g/kWh erreicht. Über die Auslegung der Getriebeabstufung und der Hinterachsuntersetzung konnte erreicht werden, dass nicht nur die wesentlichen Betriebspunkte des NEFZ im geschichteten Betrieb gefahren werden, sondern auch in darüber liegenden Betriebs- und Geschwindigkeitsbereichen außerhalb des NEFZ, wodurch auch im realen Fahrbetrieb nennenswerte Verbrauchsvorteile erzielt werden. Durch die gute Thermodynamik und dem großen schichtfähigen Kennfeldbereich ergeben sich bei einer EU-4-Zertifizierung gegenüber dem aktuellen im Verbrauch optimierten 3,5 l 6-Zylinder-Ottomotor mit Saugrohreinspritzung Verbrauchseinsparungen im zweistelligen Prozentbereich, Bild 7.11. Auch im kundennahen Fahrzyklus der Zeitschrift auto, motor und sport können diese Verbrauchseinsparungen erreicht werden.

Bild 7.11: Verbrauchspotenzial im NEFZ, der „AutoMotor-Sport“-Runde und bei Konstantfahrt [3]

200

7 Kraftstoffverbrauch

Bild 7.12: Verbrauchskennfeld des Mercedes-Benz 3,5 l 6-Zylinder-Motors mit strahlgeführter Direkteinspritzung [16]

Das Verbrauchskennfeld zeigt die sehr günstigen Werte für den effektiven spezifischen Verbrauch be, die dieser Motor erreicht, Bild 7.12. Das Minimum liegt bei 235 g/kWh und im Vergleichspunkt 2000 min–1 und pme 2 bar wird ein Verbrauch von nur 290 g/kWh erreicht. Dieser Wert liegt sogar unterhalb der von Pkw-Dieselmotoren erreichbaren Verbräuche [16]. Motoren mit vollvariablen Ventiltrieben erreichen bei 2000 min–1 und pme = 2 bar heute einen effektiven spezifischen Verbrauch von 340 g/kWh, Bild 7.13 (FEV-Streuband). Mit dem strahlgeführten Benzin-Direkteinspritzverfahren von BMW wird mit 295 g/kWh die sogenannte Schallmauer im spezifischen Kraftstoffverbrauch von 300 g/kWh ebenfalls durchbrochen [17]. Und es werden auch hier für diesen Lastpunkt Bestwerte von Dieselmotoren erreicht.

Bild 7.13: FEV-Streuband und Kraftstoffverbrauch der Benzin-Direkteinspritzung im 3 l 6-Zylinder-Motor von BMW [17]

7 Kraftstoffverbrauch

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Bild 7.14: Schichtbereich des BMWBrennverfahrens [17]

Neben dem günstigen Verbrauch im Vergleichspunkt ist der große Kennfeldbereich, der stabil geschichtet betrieben werden kann, Bild 7.14, entscheidend für die Umsetzung des Verbrauchspotenzials. An den klassischen Schichtbetriebsbereich fügt sich zudem ein Bereich hybrider Einspritzsteuerung an, der ebenfalls noch die Vorteile des hohen Luftüberschusses nutzt. Insgesamt umfassen diese Betriebsbereiche bezüglich Drehzahl (Grenze bei ca. 4500 min–1) und Last so weite Grenzen, dass sie im europäischen Fahrzyklus und auch in realistischen Kundenzyklen im innerstädtischen Verkehr und auf Landstraßen aus Brennverfahrensgründen praktisch nicht verlassen werden müssen [17]. Wichtig ist, neben dem Verbrauchspotenzial auch die Anforderungen der Abgasnachbehandlung zum Erreichen der Abgasgrenzwerte zu betrachten. Dies ist mit einer an Brennverfahren und Gesamtsystem angepassten Strategie zur Emissionsoptimierung möglich. Im NEFZ folgt dem Motorstart eine kurze Phase, in der der Katalysator schnell aufgeheizt wird, gefolgt von einer Phase des Warmlaufs im Homogenbetrieb. Im weiteren Testverlauf wird der geschichtete, verbrauchsoptimale Betrieb lediglich durch Phasen der Regeneration des Stickoxid-Speicherkatalysators unterbrochen. So ist es möglich, sowohl die EU-4-Grenzwerte einzuhalten als auch den für den Kraftstoffverbrauch erhöhend wirkenden Einfluss der Emissionsmaßnahmen auf ca. 4% im EU-Test zu begrenzen. Das BMW-Brennverfahren erlaubt es, durch einen signifikant ausgeweiteten Schichtbereich und einer ottomotortypischen Auslegung eine 20%-ige Verbrauchsverbesserung darzustellen [17], vgl. Bild 7.15. Das Potenzial eines Motors mit strahlgeführter Direkteinspritzung gegenüber Saugrohreinspritzung und einem wandgeführten Brennverfahren wird in Bild 7.16 dargestellt. Gegenüber der Saugrohreinspritzung erzielt das wandgeführte Brennverfahren eine Verbrauchseinsparung von ca. 11%. Aufgrund des verbesserten Hochdruckwirkungsgrades und der geringeren HC- und CO-Emissionen kann der Kraftstoffverbrauch mit dem strahlgeführten Brennverfahren um weitere 4 bis 6% verringert werden.

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7 Kraftstoffverbrauch

Bild 7.15: BMW-Brennverfahren, Verbrauch im europäischen Fahrzyklus [17]

Bild 7.16: Verbrauchsverbesserung eines strahlgeführten DI-Brennverfahrens (Mittelwert des NEDC-relevanten Bereiches) [18]

Die Kombination der Benzin-Direkteinspritzung mit der Aufladung ermöglicht es, neue Potenziale hinsichtlich Verbrauch und Fahrspaß zu erschließen [3]. Kombiniert mit Abgasturboaufladung kann für ein strahlgeführtes Brennverfahren sogar der Schichtbereich durch den größeren Luftüberschuss infolge der Aufladung nochmals erweitert und weitere Verbrauchsvorteile erschlossen werden, Bild 7.17. Mit hohem Luftüberschuss ergeben sich günstigere Stoffwerte und eine bessere Kalorik, wodurch die thermodynamischen Vorteile erreicht werden.

7 Kraftstoffverbrauch

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Bild 7.17: Potenzial bei strahlgeführter Benzin-Direkteinspritzung mit Aufladung [3]

Die Kombination der geschichteten Direkteinspritzung mit Aufladung ermöglicht es auch, attraktive Downsizing-Konzepte mit guten Fahreigenschaften und günstigem Verbrauch auf vergleichbarem CO2-Niveau von Dieselmotoren zu realisieren. Zusätzlich kann mittels Direkteinspritzung ein Start-Stopp-Betrieb über den Direktstart kostengünstig umgesetzt werden, was zusätzlich sowohl für die Schadstoffemissionen als auch für den Kraftstoffverbrauch günstig ist [3]. Ottomotoren mit Direkteinspritzung besitzen enorme Möglichkeiten zu Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs, wenn es gelingt, die Gemischbildung so umzusetzen, dass eine ideale Schichtung zwischen Luft-Kraftstoffgemisch und umgebender Ladung aus Luft oder auch Abgas bei einer Abgasschichtung [19] unter allen Randbedingungen, in denen ein Schichtladungsbetrieb wünschenswert ist, zuverlässig realisierbar ist. Dabei kommt dem Einspritzsystem besondere Bedeutung zu, um den Kraftstoff im Bereich der Zündkerze zu platzieren. Gelingt es in Zukunft, die Vision der Benzin-Direkteinspritzung mit optimaler Schichtladung und ungedrosseltem Betrieb umzusetzen, kann dies für den Ottomotor einen deutlichen Schub im Hinblick auf niedrigen Kraftstoffverbrauch bei gleichzeitig niedrigen Emissionen und nur geringen Zusatzkosten gegenüber heute bedeuten. Vergleicht man zum Beispiel, dass mit diesem Brennverfahren bei konsequenter Entwicklung und Umsetzung eine Verbrauchsreduzierung um ca. 30% bis 35% möglich erscheint (Reduktion der heutigen CO2-Emission von ca. 165 g/km auf ca. 105 bis 110 g/km) mit der Verbrauchsreduzierung beim Hybridantrieb, zum Beispiel Toyota Prius, so sind die gleichen Verbrauchswerte zu erzielen bei deutlich geringeren Kosten.

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7 Kraftstoffverbrauch

Literatur [1] Voss, E.; Schmittger, W.; Königstein, A.; Scholten, I.; Pöpperl, M.; Pritze, St.; Rothenberger, P.; Samstag, M.: 2,2 l ECOTEC DIRECT – Der neue Vollaluminiummotor mit Benzindirekteinspritzung für den Opel Signum. 24. Internationales Winer Motorensymposium, 2003 [2] Robert Bosch GmbH: Ottomotor-Management, 3. Auflage. Vieweg Verlag, 2005 [3] Lückert, P.; Frey, J.; Kemmler , R.; Schaupp, U.; Vent, G.; Waltner, A.: Kunden- und zukunftsorientierte Technologien am Ottomotor – heute und morgen. 26. Internationales Wiener Motorensymposium, 2005 [4] N. N.: Forum der Meinungen. In: MTZ 63 (2002), Nr. 12 [5] Klaus, B.; Drexler, G.; Eder, T.; Eisenkölbl, M.; Luttermann, Ch.; Schleusener, M.: Weiterentwicklung der vollvariablen Ventilsteuerung BMW-Valvetronic. In: MTZ 66 (2005), Nr. 9 [6] Ademes, N.; Lang, O.; Lauer, S.; Salber, W.; Jené, H.: Ventiltriebsvariabilitäten für moderne Ottomotoren. In: MTZ 66 (2005), Nr. 12 [7] Schnittger, W.; Königstein, A.; Pritze, S.; Pöpperl, M.; Rothenberger, P.; Samstag, M.: 2.2 Direct Ecotec – Neuer Ottomotor mit Direkteinspritzung von Opel. In: MTZ 64 (2003), Nr. 12 [8] Königstedt, J.; Müller, R.; Jablonski, J.; Dirschnabel, T.; Uhrich, J.; Hatz, W.: Der neue V10-FSI-Motor von Audi. 27. Internationales Wiener Motorensymposium, Wien, April 2006 [9] Middendorf, H.; Krebs, R.; Szengel, R.; Pott, E.; Fleiß, M.; Hagelstein, D.: Der weltweit erste doppelaufgeladene Otto-Direkt-Einspritzmotor von Volkswagen. 14. Aachener Kolloquium, Aachen, Oktober 2005 [10] Spicher, U.; Weimar, H. J.: Direkteinspritzung bei Ottomotoren: Hintergrund und theoretische Grundlagen. Tagung: Direkteinspritzung im Ottomotor, Haus der Technik, Essen, März 1997 [11] Spicher, U.; Kubach, H.; Häntsche, J. P.: Die strahlgeführte Direkteinspritzung als Zukunftskonzept für Ottomotoren. MTZ-Konferenz Motor 2006, Stuttgart, 2006 [12] Mitsubishi Motors: Mitsubishi Benzinmotor mit Direkteinspritzung. Technisches Dossier, 1995 [13] Krebs, R.; Spiegel, L.; Stiebels, B.: Ottomotoren mit Direkteinspritzung von Volkswagen. 8. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik 1999 [14] Goppelt, G.: Der neue Ottomotor mit Benzin-Direkteinspritzung von Renault. In: MTZ 60 (1999), S. 530–534 [15] Wurms, R.; Kuhn, M.; Zeilbeck, A.; Adam, S.; Krebs, R.; Hatz, W.: Die Audi Turbo FSI Technologie. 13. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, 2003 [16] Lückert, P.; Waltner, A.; Rau, E.; Vent, G.; Schaupp, U.: Der neue V6-Ottomotor mit Direkteinspritzung von Mercedes-Benz. In: MTZ 67 (2006), Nr. 11, S. 830–840 [17] Klüting, M.; Missy, St.; Schwarz, Ch.: Potenziale des Strahlgeführten Benzin-DI-Brennverfahrens in Verbindung mit Aufladung. 26. Internationales Wiener Motorensymposium, 2005 [18] Wirth, M.; Zimmermann, D.; Friedfeldt, R.; Caine, J.; Schamel, A.; Storch, A.; Ries-Müller, K.; Gansert, K. P.; Pilgram, G.; Ortmann, R.; Würfel, G. ; Gerhardt, J.: Die nächste Generation der Benzin Direkteinspritzung – gesteigertes Verbrauchspotenzial bei optimierten Systemkosten. 12. Aachener Kolloquium Fahrzeug und Motorentechnik, 2003 [19] Sarikoc, F.; Kettner, M.; Velji, A.; Spicher, U.; Krause, A.; Elsaesser, A.: Potential of Reducing the NOx Emissions in a Spray Guided DI Gasoline Engine by Stratified Exhaust Gas Recirculation (EGR). SAE Technical Paper, 2006-01-1261, 2006

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8 Downsizing und Downspeeding

Downsizing und Downspeeding sind wirkungsvolle Maßnahmen zur Verbrauchsreduzierung und können bei geeigneter Ausführung Verbrauchseinsparungen von bis zu 10% erzielen. Dazu werden beide Maßnahmen in ausgeführten Fahrzeugen meist kombiniert eingesetzt, um das Potenzial voll auszuschöpfen. In diesem Buch werden die Begriffe Downsizing und Downspeeding getrennt betrachtet, um die prinzipiellen Aspekte von Downsizing und Downspeeding zu erläutern.

8.1 Downsizing Das Prinzip des Downsizings ist eine Kombination mehrerer Ansätze zur Verbrauchsminderung. Ganz allgemein kann man unter Downsizing eine Reduzierung des Hubvolumens eines Motors verstehen [1]. Dabei wird der Betriebspunkt des Motors im Kennfeld in Richtung höherer Mitteldrücke (Hochlastkonzept) oder zu höheren Drehzahlen (Hochdrehzahlkonzept) verschoben, um die gewünschte Leistung zu erzielen. Hochdrehzahlkonzepte können aufgrund des mit steigender Drehzahl verringerten Wirkungsgrades durch die ansteigenden mechanischen Verluste jedoch keine Verbrauchsreduzierung im Fahrzyklus erreichen. Der Begriff Downsizing ist aber meist mit einer Verbrauchseinsparung verknüpft, die nur durch Hochlastkonzepte möglich ist. Durch die Aufladung von Motoren können mit kleineren Aggregaten die gleichen Leistungen erzielt werden wie mit vergleichbaren größeren Motoren ohne Aufladung. Dies hat auf der einen Seite eine Verringerung der Reibungsverluste im Motor zur Folge, da kleinere Motoren meist mit weniger und zudem kleineren Lagerstellen auskommen, auf der anderen Seite werden die Ladungswechselverluste durch die Aufladung verringert. Hinzu kommt die Tatsache, dass ein kleiner Motor spezifisch höher belastet wird. Durch eine Laststeigerung bei konstanter Drehzahl kommt es in der Regel zu einer Steigerung des effektiven Wirkungsgrades, da sich die Verluste aus Reibung und Arbeitsverfahren verringern. Dies führt dazu, dass der Betriebspunkt des Motors in den meisten Fahrsituationen zu einem verbrauchsgünstigeren Bereich des Motorkennfeldes verschoben wird. Bild 8.1 zeigt diesen Effekt der Verschiebung zu einer höheren spezifischen Belastung bzw. zu einem höheren effektiven Mitteldruck pme bei gleicher effektiver Motorleistung Pe am Vergleich zwischen einem konventionellen 3 l Saugmotor und einem 2 l Motor mit Abgasturboaufladung.

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8 Downsizing und Downspeeding

Bild 8.1: Erhöhung der spezifischen Leistung durch Downsizing

Die Betriebspunktverlagerung führt dazu, dass die Verluste durch Wandwärmeübergang, Ladungswechsel und mechanische Verluste verringert werden. Die Verluste durch reale Verbrennung können hingegen aufgrund der längeren Brenndauer oder spätere Zündwinkel ansteigen. Insgesamt ergeben sich gerade im Verbrauchszyklus klare Verbrauchsvorteile durch Downsizing [2]. In Bild 8.2 und Bild 8.3 sind zwei Downsizing-Konzepte dargestellt. Das erste Konzept basiert auf der Verkleinerung des Hubraums bei gleich bleibender Zylinderanzahl [3]. Obwohl sich das Oberflächen/Volumenverhältnis vergrößert, ist mit Aufladung eine Verbrauchseinsparung von 4% möglich, um die vorgegebene Leistung von 10 kW zu erreichen. Das zweite Konzept sieht eine Vergrößerung des Hubvolumens der einzelnen Zylinder bei einer Verringerung der Zylinderanzahl vor. Mit Aufladung ist mit diesem Konzept eine Verbrauchseinsparung von 9% möglich, um die vorgegebene Leistung von 10 kW zu erreichen, wobei die Motordrehzahl bei beiden Konzepten jeweils unverändert 2000 min–1 beträgt. Durch die Vorverdichtung bei Aufladung erwärmt sich die Ladeluft um bis zu 180 °C. Kühlt man diese Luft in einem Ladeluftkühler, so kann die Luftdichte und damit die Leistung weiter gesteigert werden. Die Ladeluftkühlung ist eine der wenigen Maßnahmen des Verbrennungsmotors, die sich sowohl auf Leistung und Verbrauch als auch auf die Schadstoffemissionen positiv auswirkt. Die höhere Luftdichte vermindert beim Ottomotor die Neigung zu klopfender Verbrennung. Untersuchungen von BMW zu einem Downsizing-Konzept mit Hubraumreduktion, Direkteinspritzung, Abgasturbolader mit erhöhter Turbineneintrittstemperatur und geometrischer Variation der Verdichtung versprechen laut Hersteller eine Verbrauchsabsenkung von bis zu 25% im NEFZ bei gleichzeitiger Verbesserung des Leistungsverhaltens [4]. Die Mehrkosten liegen aufgrund des kleineren Motors laut BMW noch unterhalb derer für ein reines Konzept mit Direkteinspritzung.

8.1 Downsizing

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Bild 8.2: Downsizing-Konzept bei gleich bleibender Zylinderanzahl aber geringerem Zylinderhubvolumen [3]

Bild 8.3: Downsizing-Konzept bei verringerter Zylinderanzahl [3]

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8 Downsizing und Downspeeding

Durch die Direkteinspritzung beim Ottomotor wird das Potenzial der Turboaufladung erhöht. Aufgrund der geringeren Klopfempfindlichkeit bei DI-Ottomotoren kann auch bei Turbomotoren ein ungewöhnlich hohes Verdichtungsverhältnis gewählt werden. Weiterhin wirkt der aus der Entdrosselung resultierende höhere Luftmassendurchsatz dem „Turboloch“ im unteren Drehzahlbereich entgegen. Mit Direkteinspritzung sind zudem größere Ventilüberschneidungen möglich, wodurch eine bessere Restgasausspülung und ein hoher Luftaufwand realisiert werden können. Eine gezielte variable Ladungsbewegung kann darüber hinaus Gemischhomogenisierung und Restgasverträglichkeit verbessern. In Downsizing-Konzepten in Verbindung mit Direkteinspritzung sehen viele Hersteller großes Kraftstoffeinsparpotenzial. Mittelfristig bietet sich ein stöchiometrischer Betrieb für Downsizing-Konzepte an, da diese die Verwendung eines Dreiwege-Katalysators erlauben und trotzdem das Potenzial der Direkteinspritzung nutzen. Das volle Potenzial der Kombination Downsizing und Direkteinspritzung wird erst durch strahlgeführte Brennverfahren mit Schichtladung ausgeschöpft werden können. Allerdings ist die Darstellung einer Ladungsschichtung bei aufgeladenen Motoren schwieriger als bei Saugmotoren zu realisieren [2]. Das dynamische Verhalten eines durch Abgasturboaufladung verkleinerten Motors ist in Bild 8.4 in Relation zum stationären Moment des nicht aufgeladenen Basismotors dargestellt [5]. Dabei ist das gemessene Moment jeweils nach 1 s bzw. 0,5 s nach dem Lastsprung zum Vergleich herangezogen worden. Trotz eines deutlichen Überschusses beim stationären Drehmoment im gesamten betrachteten Drehzahlbereich ergeben sich insbesondere im untersten Drehzahlbereich erhebliche Einbußen gegenüber dem BasisSaugmotor; ab etwa 1400 min–1 ist aber immer ein Vorteil auch im dynamischen Betrieb für den ATL-Motor gegeben.

Bild 8.4: Dynamischer Aufbau des Drehmoments eines aufgeladenen DownsizingMotors [5]

8.2 Downspeeding

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Eine weitere Verbesserung der Dynamik und der Fahrbarkeit im unteren Drehzahlbereich können zweistufige Aufladeeinheiten oder auch elektrisch unterstützte, kombinierte Aufladesysteme erreichen. Durch die Kombination zweier Abgasturbolader, der elektrisch unterstützten Aufladung oder der Kombination aus Abgasturbolader und mechanischer Aufladung kann ein schneller Ladedruckaufbau erreicht werden. Damit ist eine unmittelbare Drehmomenterzeugung vergleichbar einem Saugmotor mit großem Hubraum möglich. Zur Verbrauchseinsparung stellt das Downsizing eine entscheidende Technologie für Ottomotoren dar. Hierbei ist es allerdings wichtig, dass der gesamte Antriebstrang betrachtet wird, damit die Charakteristik des Gesamtfahrzeugs hinsichtlich Fahrbarkeit, Ansprechverhalten, Komfort und Akustik den Kundenwünschen entspricht und damit eine entsprechende Kundenakzeptanz erreicht werden kann. Beispiele für Downsizing-Motoren mit Benzin-Direkteinspritzung in der Serienproduktion sind der VW 1.4 TSI und der Mercedes C180 CGI. Beide erreichen Leistungswerte, die mit denen deutlich hubraumgrößerer Motoren vergleichbar sind. Beim VW-Motor werden mechanische Aufladung und Abgasturbolader kombiniert. Trotz des kleinen Hubraums kann ein schneller Ladedruckaufbau aus niedrigen Drehzahlen über den mechanischen Lader realisiert werden. Der Vierzylinder-Motor des Mercedes entspricht in seinen Leistungsdaten etwa dem eines Sechszylinderaggregates.

8.2 Downspeeding Als Downspeeding wird allgemein die Absenkung der Motordrehzahl durch eine geänderte Gesamtgetriebeübersetzung bezeichnet. Durch eine verbrauchsoptimierte Antriebsübersetzung können dabei ähnliche Verbrauchsverbesserungen erreicht werden wie durch eine Hubraumreduzierung [6]. Durch das höhere Leistungs- und Mitteldruckniveau von aufgeladenen Motoren lässt sich eine Verlagerung des Betriebspunktes hin zu niedrigeren Drehzahlen und höheren Lasten realisieren. Dies bedeutet, dass der Motor in einem verbrauchsgünstigeren Kennfeldbereich betrieben werden kann. Downspeeding-Konzepte sind in der Regel mit einem Downsizing-Konzept verbunden, wobei sich diese Kombination besonders gut für Ottomotoren mit Direkteinspritzung und Aufladung eignen. In Bild 8.5 ist der Zusammenhang zwischen Hubraumreduzierung, Drehzahlabsenkung und Verbrauchspotenzial dargestellt. Eine Verbrauchseinsparung von 15% kann beispielsweise über eine Reduzierung des Hubraums von 2,0 auf 1,4 Liter und einer Drehzahlabsenkung um ca. 400 min–1 erzielt werden. Die gleiche Verbrauchsreduzierung kann auch alleine über eine Reduzierung der Drehzahl um ca. 650 min–1 erreicht werden. Wird die Reduzierung des Verbrauchs zum größten Teil nur über die Absenkung der Drehzahl realisiert, so wird oft auch von einer „Verdieselung“ des Fahrzeugs gesprochen.

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8 Downsizing und Downspeeding

Bild 8.5: Downsizing und Downspeeding, Hubraumreduktion und Drehzahlabsenkung [5]

Ein Vergleich zwischen einem Ottomotor mit Direkteinspritzung und Downsizingkonzept (Hochlast-Turboaufladung), einem konventionellen Motor mit Saugrohreinspritzung und einem Motor mit Hochdrehzahlkonzept und Saugrohreinspritzung ist in Bild 8.6 dargestellt. Es ist deutlich zu erkennen, dass mit dem Downsizingkonzept durch die Lastpunktverschiebung hin zu höheren Drehmomenten und niedrigeren Drehzahlen eine erhebliche Verbrauchseinsparung im gesamten Kennfeld erzielt wird.

Bild 8.6: Vergleich zwischen Downsizing-Motor, Saugrohreinspritzer und Hochdrehzahlkonzept [1]

8.2 Downspeeding

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Ein wichtiger Punkt, um die Akzeptanz solcher Konzepte beim Kunden sicher zu stellen, ist die Realisierung eines guten Ansprechverhaltens. Daher muss die Auslegung des Turboladers in Richtung Anfahr- und Dynamikverhalten erfolgen. Darüber hinaus sind bei der Auslegung solcher Konzepte auch die komfortrelevanten Minimaldrehzahlen zu beachten. Im Kraftstoffverbrauch ist bei optimaler Auslegung eines Motors mit Downspeeding eine Verbesserung im zweistelligen Prozentbereich, also über 10%, zu erzielen [6].

Literatur [1] Golloch, R.: Downsizing bei Verbrennungsmotoren. Springer Verlag, 2005 [2] Golloch, R.; Merker, G. P.: Downsizing bei Verbrennungsmotoren – Grundlagen, Stand der Technik und zukünftige Konzepte. In: MTZ 66 (2005), Nr. 2, S. 126–131 [3] Heil, B.; Weining, H. K.; Karl, G.; Panten, D.; Wunderlich, K.: Verbrauch und Emissionen – Reduzierungskonzepte beim Ottomotor. In: MTZ 62 (2001), Nr. 11, S. 900–915 [4] Fröhlich, K.; Meyer, R.; Miersch, J.; Reulein, C.; Schwarz, Ch.; Witt, A.; Downsizing: CO2Potentiale – Technische Realisierbarkeit. 9. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, 2000 [5] Prevedel, K.; Piock, W. F.: Aufladung beim Direkteinspritz-Ottomotor. VDI-Tagung Innovative Fahrzeugantriebe, Dresden, 2004 [6] Bandel, W.; Fraidl, G. K.; Friedl, H.; Kapus, P. E.: Mehrwertorientierte Techniken für ottomotorische Antriebssysteme. In: MTZ 67 (2006), Nr. 2, S. 110–117

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Jeder Verbrennungsvorgang – auch im Motor – ist eine Oxidation mit Sauerstoff. In der Regel werden bei Motoren Kraftstoffe eingesetzt, die aus Kohlenwasserstoffen bestehen. Benzin besteht aus einem Gemisch vieler unterschiedlicher Kohlenwasserstoffe. Wird ein Kohlenwasserstoffmolekül vollständig verbrannt, so entstehen theoretisch nur Kohlendioxid und Wasser. Für die Verbrennung von Kraftstoff, der aus Kohlenstoff und Wasserstoff besteht, würde bei vollständiger idealer Verbrennung folgende chemische Bruttoreaktion ablaufen: È CxH y  É x  Ê

yØ y O 2  xCO 2  H 2 O Ù 4Ú 2

9.1 Schadstoffentstehung beim Motorprozess Im Motorenabgas von Ottomotoren sind wegen der nicht idealen Verbrennungsbedingung neben den Komponenten Kohlendioxid (CO2) und Wasser (H2O) vor allem die Schadstoffkomponenten ™ Kohlenmonoxid (CO) ™ unverbrannte Kohlenwasserstoffe (HC) ™ Stickoxide (NOx) enthalten. Weiterhin ist noch Stickstoff aus der Luft und eventuell Sauerstoff beim Motorbetrieb mit Luftüberschuss im Abgas enthalten. Bild 9.1 zeigt die Abgaszusammensetzung von Ottomotoren beim Betrieb mit stöchiometrischem Luft-Kraftstoffverhältnis (O = 1). Bei der Messung der Abgasemissionen werden in der Regel die Stoffmengenanteile in ppm (parts per million) oder die Volumenanteile in % ermittelt. Schwefeldioxid (SO2) entsteht bei der Verbrennung im Ottomotor praktisch nicht, da die heutigen und zukünftigen Kraftstoffe nahezu keinen Schwefel mehr enthalten. Bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung kann es bei nicht angepasster Kraftstoffeinspritzung und einer damit verbundenen unvollständigen Gemischbildung während der Verbrennung wie bei Dieselmotoren zu Partikelemissionen kommen. Diese sind in der Regel aber deutlich niedriger als bei Dieselmotoren.

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Bild 9.1: Abgaszusammensetzung bei Ottomotoren mit O = 1 [1]

Die wesentlichen im Motorenabgas enthaltenen Schadstoffe haben folgende Wirkungen: ™ Kohlenmonoxid ist ein farb- und geruchloses Gas. Es bindet sich sehr viel stärker (Faktor 240) an Hämoglobin – dem O2-Träger des Blutes – als Sauerstoff. Deshalb besteht die Gefahr des Erstickens schon bei niedrigen CO-Konzentrationen. ™ Unverbrannte Kohlenwasserstoffe (HC) haben je nach Zusammensetzung mehr oder weniger narkotische Wirkung und üben eine Reizwirkung auf die Schleimhäute aus. Bestimmte Komponenten haben eine kanzerogene Wirkung (Aromaten, z.B. 3,4Benz(a)pyren, Benzol). Anoxidierte Kohlenwasserstoffe (Aldehyde) wirken ähnlich wie Aromaten. ™ Stickstoffmonoxid ist ein farbloses Gas und bewirkt eine Veränderung der Lungenfunktion. Es ist schleimhautreizend und oxidiert mit O2 zu NO2. Es besteht die Gefahr der Bildung von Salpetersäure. Stickstoffmonoxid ist unter Umgebungsbedingungen nicht stabil und wandelt sich zu Stickstoffdioxid (NO2) um. ™ Stickstoffdioxid ist ein Gas mit stechendem Geruch und rot-brauner Farbe. Es wirkt bereits bei geringen Konzentrationen als Lungenreizgas, ist gewebeschädigend und schleimhautreizend. Ebenso wie bei Stickstoffmonoxid besteht die Gefahr von Säurebildung. ™ Verstärkt wird die Kritik am Dieselmotor und am Ottomotor mit Direkteinspritzung durch die Partikelemission (kanzerogenes Potenzial). Partikel sind teilweise lungengängig und bilden eine Gefahr durch Anlagerung gesundheitsgefährdender Substanzen. Partikel enthalten auch Ruß, der als reiner Kohlenstoff oder mit angelagerten Kohlenwasserstoffen auftreten kann. Neuere Erkenntnisse zeigen, dass auch der Rußkern kanzerogene Wirkung haben kann. ™ Kohlendioxid hat in der bei motorischem Betrieb vorliegenden Konzentration keine direkten Auswirkungen auf den Menschen, trägt jedoch indirekt durch Veränderung der Atmosphäre (Treibhauseffekt) zu langfristigen Umweltschäden bei. Bei zu hohen Konzentrationen besteht die Gefahr des Erstickens.

9.1 Schadstoffentstehung beim Motorprozess

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Bild 9.2: Schadstoffkonzentrationen im Ottomotor mit Direkteinspritzung im homogenen und im geschichteten Betrieb

Bild 9.2 zeigt die prinzipielle Abhängigkeit der Schadstoffkonzentrationen vom LuftKraftstoffverhältnis für einen Ottomotor mit Direkteinspritzung. Für ein Luft-Kraftstoffverhältnis zwischen O = 0,8 und 1,5 wurde der Motor für die Messungen homogen, das heißt, mit Saughubeinspritzung betrieben. Daher ergibt sich ein Verlauf der Schadstoffkonzentrationen wie bei einem konventionellen Motor mit Saugrohreinspritzung. Im Schichtladebetrieb für Luft-Kraftstoffverhältnisse größer 1,5 ergibt sich der dargestellte Verlauf der Emissionen an unverbrannten Kohlenwasserstoffen, Stickoxiden und Kohlenmonoxid. Im Luftmangelgebiet entsteht Kohlenmonoxid als Produkt unvollständiger Verbrennung. Die CO-Konzentration im Zylinder ist während der Verbrennung am höchsten. Bei der anschließenden Expansion wird ein Teil zu CO2 oxidiert. Wie bei Kohlenmonoxid führt Luftmangel zu unvollständiger Verbrennung und damit zur Emission von unverbrannten und unvollständig verbrannten Kohlenwasserstoffen (HC). Weitere HC-Emissionen stammen aus Zonen des Brennraums, die nicht oder nur unvollständig von der Verbrennung erfasst wurden, wie wandnahe Grenzschichten, in denen die Flamme durch Abkühlung erlischt (Quench-Effekte), sowie in Spalten, in welche die Flamme gar nicht eindringen kann, Bild 9.3. Neben diesen Kohlenwasserstoffen aus Quench-Effekten und aus dem Ringspaltbereich zwischen Kolben und Zylinder (Feuerstegbereich) entstehen Kohlenwasserstoffe aus Ablagerungen und durch Desorption (Vorgang, bei dem Fremdatome oder Moleküle die Oberfläche eines Festkörpers verlassen) aus dem Ölfilm. Während der Expansion und des Ausschiebens werden die Kohlenwasserstoffe mit dem heißen Abgas gemischt und oxidieren noch durch Nachreaktionen. Für diese Nachreaktionen ist neben hohen Temperaturen auch das Vorhandensein von Sauerstoff wichtig. Dies ist ein Grund für das Minimum der HC-Emission bei schwachem Luftüberschuss. Bei extrem hohem Luftüberschuss steigen die Kohlenwasserstoffe infolge von Auslöscherscheinungen während der Verbrennung stark an (Flame-Quenching) [2]. Dabei reichen die Verbrennungstemperaturen nicht aus, um die Flammenausbreitung in kühleren Brennraumbereichen aufrechtzuerhalten [2, 3].

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Bild 9.3: HC-Quellen bei Direkteinspritzung

Dies führt auch im Schichtladebetrieb zu erhöhten Emissionen an unverbrannten Kohlenwasserstoffen. Insbesondere bei wandgeführten Brennverfahren kann es durch Wandauftrag von Kraftstoff auf den Kolben zu 80% höheren HC-Emissionen im Vergleich zu konventionellen Motoren mit Saugrohreinspritzung kommen [4]. Auch bei homogener Direkteinspritzung zeigen sich in der Regel etwas höhere HC-Emissionen als bei Saugrohreinspritzung. Die Stickoxidemissionen (NOx) werden zusammengefasst aus den Konzentrationen der Komponenten Stickoxid NO (ca. 90%), Stickstoffdioxid NO2 (ca. 9%) und Distickstoffoxid N2O (ca. 1%). Auf die NOx-Konzentration, insbesondere die NO-Konzentration, haben die maximale Verbrennungstemperatur und die Dauer ihrer Wirkung den entscheidenden Einfluss. Die maximale Verbrennungstemperatur im Motor ergibt sich beim Luftverhältnis O | 0,95. Das Maximum der NOx-Konzentration liegt jedoch im mageren Bereich bei O | 1,05 bis 1,1. G Der Grund dafür ist, dass neben den hohen Temperaturen auch eine genügend hohe Konzentration von Sauerstoff im Verbrannten erforderlich ist. Beim Betrieb mit Direkteinspritzung und Schichtladung sind die NOx-Emissionen wegen der lokal hohen Verbrennungstemperaturen höher als bei homogener Gemischbildung. Die Reaktionen zur Bildung der Stickoxide laufen wesentlich langsamer ab als die Reaktionen zur Bildung von CO. Das Stickoxid NO wird im Wesentlichen über die folgenden Elementarreaktionen gebildet [5]: ™ O2 + M ØG OG +GO + M (M = Stoßpartner)G ™ N2 + O ØG NOG+GN (Zeldovic-Kettenreaktion)G ™ O2 + N ØG NOG+ O (Zeldovic-Kettenreaktion) ™ OH + N ØG NOG+GHG

9.1 Schadstoffentstehung beim Motorprozess

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Bild 9.4: NO-Konzentration und mittlere Temperatur im Ottomotor [5]

Der Ablauf dieser Reaktionen in der Flammenfront (relativ dünn) ist wegen der kurzen Verweilzeit vernachlässigbar klein. NO bildet sich erst hinter der Flamme im Verbrannten. Die Reaktionen laufen trotz der hohen Temperaturen selbst dort so langsam ab, dass kein Gleichgewichtszustand erreicht werden kann, Bild 9.4. Aus dem Bild ist zu ersehen, dass unmittelbar nach der Verbrennung die Stickoxidbildung erheblich hinter der Gleichgewichtskonzentration zurückbleibt. Zu Beginn der Expansion tritt nach Durchlaufen eines Maximums leichte NO-Rückbildung auf, die aber sofort abklingt, weil die Reaktionen unterhalb von ca. 2200 K einfrieren. Die NOBildung ist somit nicht mit Hilfe von Gleichgewichtsbetrachtungen, sondern vielmehr nur unter Berücksichtigung des Zeitverhaltens der Reaktionen beschreibbar. Über den Prozessverlauf der Verbrennung sowie durch Inhomogenitäten in der Gemischbildung kann erheblicher Einfluss auf die Stickoxidbildung genommen werden.

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

9.2 Gesetzliche Vorschriften Seit zu Beginn der 1950er Jahre das Problem der Luftverschmutzung, ausgehend von Los Angeles, erstmals bekannt wurde, wurden im Laufe der Jahre weltweit Vorschriften zur Reinhaltung der Luft und Verminderung der Schadstoffemissionen von Kraftfahrzeugen eingeführt. Im Jahr 1959 wurden in Kalifornien „Air Quality Standards“ festgelegt und daraus Emissionsgrenzwerte für Kraftfahrzeuge abgeleitet, die in Kalifornien ab 1966 in Kraft treten sollten. Für 1968 wurde eine gesetzgeberische Begrenzung der Schadstoffemissionen in den gesamten Vereinigten Staaten vorgeschrieben. Danach trat stufenweise bis heute eine Verschärfung der Vorschriften in Kraft. Gesetzliche Beschränkungen der Abgasemissionen von Personenkraftwagen mit Ottomotoren gibt es im Bereich der EU und damit der Bundesrepublik seit 1971. Bezüglich der Geräuschemission gibt es in der Bundesrepublik bereits seit 1958 gesetzliche Grenzwerte für Kraftfahrzeuge. Sowohl für die Abgasemissionen als auch für die Geräuschemissionen sind in Zukunft weitere verschärfte Vorschriften zu erwarten. Hierdurch wird die Weiterentwicklung von Verbrennungsmotoren maßgeblich bestimmt. In nahezu allen Ländern mit hohem Motorisierungsgrad sind die Schadstoffe von Kraftfahrzeugen durch Grenzwerte limitiert. Um Reproduzierbarkeit und Vergleichbarkeit zu erhalten, werden die Schadstoffe nach vorgeschriebenen Prüfverfahren (Testzyklen) ermittelt. Diese sind mehr oder weniger gut aus dem typischen Fahrverhalten im Straßenverkehr abgeleitet. Das älteste Fahrprogramm wurde 1966 in Kalifornien mit dem so genannten „California-Testzyklus“ eingeführt. Nachteilig ist, dass viele Staaten heute unterschiedliche Prüfverfahren, Bewertungen und Grenzwerte festgelegt haben, so dass ein Vergleich nicht oder nur eingeschränkt möglich ist. Darüber hinaus führt die Vielfalt der Prüfverfahren zu unnötig hohen Entwicklungsaufwendungen. Die in den einzelnen Ländern geltenden Abgasgrenzwerte sind durch spezifische Messverfahren und verschiedene Testzyklen nicht vergleichbar. Zur Abgasmessung und zum Teil zur Verbrauchsbestimmung von fabrikneuen Fahrzeugen im Rahmen der Typprüfung wird eine Vielzahl von Testprozeduren angewendet. Für Pkw sind die wichtigsten Verfahren: ™ US-Prozedur FTP 75 und US-Highway mit den Zusätzen SC03 (Klimaanlage) und US06 (aggressive Fahrweise) ™ Neuer Europäischer Fahrzyklus (NEFZ) ™ Japanischer 10/15-Mode Heißtest und 11-Mode Kalttest. Die unterschiedlichen Testzyklen sind durch den Anspruch zu begründen, ein möglichst repräsentatives Verhalten für die Fahrzustände in kritischen Verkehrszonen zu simulieren. Der US FTP 75 Testzyklus weist ein deutlich höheres Geschwindigkeitsniveau mit geringeren Leerlaufanteilen auf als der europäische und der japanische Testzyklus und stellt höhere Anforderungen an das transiente Fahrverhalten. Im europäischen und japanischen Testzyklus hingegen muss auf ein deutlich schnelleres Ansprechen des Katalysators nach dem Kaltstart geachtet werden.

9.2 Gesetzliche Vorschriften

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Abgasgesetzgebung Europa Mit der Richtlinie ECE-R 15 wurden erstmals durch die EU-Kommission europäische Emissionsgrenzwerte für CO und HC spezifiziert. Eine Änderung erfolgte mit der Richtlinie ECE-R 15/04, bei der die Grenzwerte für CO weiter reduziert und die Grenzwerte für HC und NOx zusammengefasst wurden. Seit 1985 gab es für Ottomotoren mit Katalysatoren steuerliche Vorteile. Die weitere Verschärfung der Grenzwerte zunächst mit den Euro-1-Standards (ab 1. Juli 1992) und Euro-2-Standards (ab 1. Januar 1996) und die steuerlichen Anreize führten dazu, dass ab ca. 1990 fast alle Fahrzeuge mit geregeltem Drei-Wege-Katalysator ausgerüstet wurden. Mit der Einführung des Euro-3-Standards (ab 1.1.2000) wurde auch die Einführung einer On Board Diagnose (OBD), ähnlich dem US-Standard, vorgeschrieben. Seit 1. Januar 2005 ist der Euro-4-Standard gültig. Die Grenzwerte für den zukünftigen Euro-5-Standard sollen ab 1.9.2009 für neue Fahrzeuge gelten. Die Stufe Euro 6 soll ab dem 1.9.2014 in Kraft treten. Eine Übersicht der Abgasgrenzwerte ist in Bild 9.5 dargestellt. Bild 9.6 zeigt die Werte für die alten Stufen EU 1 bis EU 3, die aktuelle Stufe EU 4 sowie die zukünftigen Werte der EU 5 und 6 für Otto- und Dieselmotoren. Seit dem Jahr 2000 gelten EU-Stufe 3 und seit 2005 EU-Stufe 4, bei denen zwischen den HC- und NOx-Emissionen unterschieden wird.

Bild 9.5: Entwicklung der europäischen Abgasgrenzwerte

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Bild 9.6: EU-Abgasgrenzwerte, IDI: Kammerdieselmotoren, DI: Diselmotoren mit Direkteinspritzung, a) bis 30.09.1999 (danach gelten die Grenzwerte für IDI), b) nur für Motoren mit BenzinDirekteinspritzung, die teilweise oder ausschließlich im Magerbetrieb arbeiten

Über die verschiedenen Stufen der Abgasgesetzgebung wurden die Grenzwerte kontinuierlich verschärft. Beispielsweise wurden für Ottomotoren beim Übergang von Euro 3 auf Euro 4 die Grenze für die HC-Emissionen halbiert und die CO-Emissionen mehr als halbiert. Ab der Stufe Euro 5 wird auch für Ottomotoren, die auch im mageren Schichtbetrieb fahren, eine Limitierung der Partikelemissionen erfolgen. Dies kann auch für diese die Einführung von Partikelfiltern notwendig machen. Bild 9.7 stellt die prozentuale Veränderung von der Schadstoffstufe EU 3 über EU 4 zu der Stufe EU 5 dar. Die Grenzwerte von CO, NOx und unverbrannten Kohlenwasserstoffen liegen bei Euro 5 bei ca. 40% des Wertes von Euro 3.

Bild 9.7: Prozentuale Veränderung von EU 3 zu EU 5 von Ottomotoren (Grenzwerte: siehe Bild 9.6)

9.2 Gesetzliche Vorschriften

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Bild 9.8: Europa-Testzyklus NEFZ Testlänge: 11,007 km Testdauer: 1180 s mittl. Zyklusgeschw.: 33,6 km/h max. Geschw.: 120 km/h Beginn der Probenahme mit Motorstart

Der zurzeit im EG-Raum vorgeschriebene Testzyklus ist der „Neue Europäische Fahrzyklus“ (NEFZ) auch: New European Driving Cycle (NEDC), auch Motor Vehicle Emissions Group (MVEG) genannt, Bild 9.8. Dieser Zyklus gliedert sich in einen Stadtzyklus (Teil 1) und in einen außerstädtischen Fahrzyklus (Teil 2). Teil 1 wird, ausgehend von einem Kaltstart, viermal durchfahren. Der Stadtzyklus enthält extrem hohe LeerlaufZeitanteile (31%) und Schiebebetrieb. Die mittlere Fahrgeschwindigkeit beträgt nur 19 km/h. Seit der Einführung der Stufe EU 3 im Jahr 2000 entfallen die ersten 40 Sekunden Leerlauf im Testzyklus, was vorher nicht der Fall war, das heißt, die Messungen der Emissionen beginnen direkt nach dem Start. Seit 1992 gilt zusätzlich der Teil 2 Extra Urban Driving Cycle (EUDC), bei dem Geschwindigkeiten bis zu 120 km/h vorkommen. Dieser 2. Teil berücksichtigt den Betrieb auf Landstraßen und Autobahnen und wird nur einmal durchfahren.

Abgasgesetzgebung USA / Kalifornien Kalifornien hat aufgrund seiner besonderen klimatischen Verhältnisse immer eine Vorreiterrolle bei der Abgasgesetzgebung eingenommen und die US-Emissionsgesetzgebung wesentlich beeinflusst. Nach dem „Clean Air Act“ von 1968 wurden 1977 neue Grenzwerte festgesetzt, die eine 90%-ige Reduktion vorschrieben und zur Einführung der DreiWege-Katalysatortechnik führten. Die Abgas-Massenemissionen werden seit dieser Regelung nach dem FTP 75 Testzyklus (Federal Test Procedure) gemessen. Eine weitere schrittweise Verschärfung erfolgte in den Jahren 1994 und 1998. Dazu zählt auch die Einführung der „On Board Diagnose“ OBD, ein Eigendiagnosesystem zur Überwachung aller emissionsrelevanten Bauteile auf Fehlfunktionen. Aufbauend auf den Planungen des CARB (California Air Resources Board) wurde das Low Emission Vehicle (LEV) Programm zur Grundlage der Emissionsstandards in den USA. Dabei wurden neue Fahrzeug- und die Emissionskategorien TLEV (Transitional Low Emission Vehicle), LEV und ULEV (Ultra Low Emission Vehicle) in Kalifornien definiert. Die US EPA (Environmental Protection Agency) hat eine eigene Gesetzgebung für den Bund erlassen.

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Darüber hinaus wurde von dem CARB das ZEV-Mandat (Zero Emission Vehicle) beschlossen. Dieses schreibt vor, dass ab 2005 steigende Anteile der verkauften Neufahrzeuge noch geringere Emissionen verursachen bzw. emissionsfrei sein müssen. Mittelgroße Hersteller können das ZEV-Mandat mit PZEV (Partial Zero Emission Vehicle) erfüllen. Als PZEV wird ein Fahrzeug bezeichnet, das die SULEV-Abgasgrenzwerte (Super Ultra Low Emission Vehicle) unterschreitet und keinerlei Kraftstoffverdunstungsemissionen aufweist. Große Hersteller müssen auch steigende Anteile an AT-PZEV (Advanced Technology PZEV, z.B. Hybride) und ZEV (z.B. Brennstoffzellen- und Batteriefahrzeuge) verkaufen. Mit dem derzeit schärfsten Emissionsgrenzwert SULEV in Kalifornien und zukünftig auch in weiteren Bundesstaaten der USA ( z.B. Vermont, Massachusetts, New York, New Jersey), die die CARB-Gesetzgebung übernehmen, werden die Emissionen um mehr als 99% reduziert. Eine Darstellung der verschiedenen Emissionsgrenzwerte ist in Bild 9.9 dargestellt. TIER 1 trat 1993 in Kraft, gefolgt von der ersten LEV-Stufe mit TLEV (Transitional Low Emission Vehicle), LEV (Low Emission Vehicle) und ULEV (Ultra Low Emission Vehicles). Seit 2004 bis 2007 wird schrittweise LEV 1 durch LEV 2 ersetzt. Die Automobilhersteller müssen in den unterschiedlichen Schadstoffklassen einen vorgeschriebenen Prozentsatz produzieren. Bei der US EPA wird die Stufe Tier 1 2004 bis 2007 durch Tier 2 abgelöst, die nochmals zu einer deutlichen Verringerung der Stickoxid-Grenzwerte führt.

Bild 9.9: Emissionsgrenzwerte in den USA und Kalifornien

9.2 Gesetzliche Vorschriften

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Aktuell in den USA ist das Testverfahren FTP-75 (Federal-Test-Procedure), welches als US-City-Zyklus in Bild 9.10 dargestellt ist. Der FTP-75-Test besteht aus einem UDDS (Urban Dynamometer Driving Schedule) (Phasen 1 und 2; 1372 Sekunden), einer 10minütigen Standzeit und der Wiederholung der ersten Phase (Phase 3; 505 Sekunden) des UDDS. ™ Testlänge:G ™ Zykluslänge:G ™ Testdauer: ™ mittl. Zyklusgeschwindigkeit: ™ max. Geschw.:

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

Bild 9.10: FTP-75-Zyklus (US-City-Zyklus)

Der Testverlauf ist somit in vier Teilabschnitte aufgeteilt. Die einzelnen Testabschnitte sind: ™ Übergangsphase mit einer Dauer von 505 s und einem Bewertungsfaktor von 0,43 ™ Stabilisierte Phase bis 1371 s mit einem Bewertungsfaktor von 1,0 ™ 10 Minuten Standzeit ™ Durchfahren einer warmen Übergangsphase als Wiederholung (Heißstart), die mit einem Bewertungsfaktor von 0,57 eingeht. Die Abgasemissionen der einzelnen Stufen (ohne 3. Stufe) werden in getrennten Beuteln gesammelt, ausgewertet und mit den Bewertungsfaktoren multipliziert zum Gesamtergebnis aufsummiert. Im Vergleich zum Europazyklus wird beim FTP-75-Testverfahren ein wesentlich größerer Teil des Motorkennfeldes abgedeckt. Die Anteile an Gleichlauf (Stationärfahrt) und Leerlauf (17,9%) sind deutlich geringer, die Anteile für Beschleunigung und Verzögerung dementsprechend größer als beim EU-/ECE-Zyklus.

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Neben dem US-City-Zyklus existiert in den USA der US-Highway-Zyklus, Bild 9.11. Er berücksichtigt die Überlandfahrt und geht in die Berechnung des Fahrzeugverbrauchs (Fuel Economy) ein. Außerdem dient er als Nachweis, dass das Abgasreinigungssystem des Fahrzeugs auch bei höherer Geschwindigkeit nicht durch Abschaltvorrichtungen (Defeat Device) außer Kraft gesetzt wird. Weiterhin wurden als neue Fahrzyklem für besondere Betriebszustände der US 06 (aggresive Fahrweisen) und der SC 03 (Fahren mit Klimaanlage) eingeführt

Bild 9.11: US-Highway-Zyklus: Testlänge: 10,22 Meilen (16,5 km), Testdauer: 765 s, mittl. Zyklusgeschw.: 48,1 mph (77,4 km/h), max. Geschw.: 59,91 mph (96,4 km/h) in der 423. Sekunde

Abgasgesetzgebung Japan Etwa zeitgleich zu den USA wurden in Japan erste Abgasgrenzwerte für CO nach dem 4Mode-Testzyklus vorgeschrieben. 1973 wurden zusätzlich HC und NOx beschränkt und nach dem 10-Mode-Testzyklus bestimmt. Ab 1976 wurde durch die Einführung der Katalysator-Technologie die NOx-Emission um 90% reduziert. Dabei wird in Japan nach vielfältigen Kriterien (Antriebs- und Motorkonzept, Kraftstoffart, Herkunft der Fahrzeuge) unterschieden. Die aktuellen Emissionsstandards werden aus einer Kombination aus 11Mode- und 10.15-Mode-Testzyklus, der den 10-Mode-Testzyklus ablöst, bestimmt, Bild 9.13. Die japanischen Emissionsgrenzwerte sind in Bild 9.12 dargestellt. Weitere Stufen der sogenannten New Long Term Emissions Standards sind geplant, die 2008 bzw. 2011 den Ersatz der alten Zyklen durch den neuen JC08-Zyklus vorsehen (die Grenzwerte bleiben gleich). Dieser neue Fahrzyklus ist stärker an den realen, für Japan typischen Fahrbetrieb angelehnt.

CO

NOx

HC

1,15 g/km

0,05 g/km

0,05 g/km

Bild 9.12: Japanische Emissionsgrenzwerte

9.2 Gesetzliche Vorschriften

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Bild 9.13: Japanischer 11-und 10.15- Mode-Zyklus

Die Auswertung der Schadstoffanteile im Abgas erfolgt heute sowohl beim Europa-Test als auch beim FTP-75-Test nach dem CVS-Messverfahren (Constant Volume Sampling) auf einem Rollenprüfstand. Während der Prüfung werden die Auspuffgase des Fahrzeugs verdünnt und eine entsprechende Probe in Beuteln gesammelt, Bild 9.14. Der Rollenprüfstand enthält eine Leistungsbremse, mit der Betriebsdaten eingestellt werden können. Entsprechend dem zeitlichen Verlauf der Geschwindigkeit (Testzyklen) wird der Motor in bestimmten Last-Drehzahl-Bereichen angesprochen (Fahrerleitsystem). Fahrwiderstände, wie Luft- und Rollwiderstand, werden durch Versuche ermittelt und durch entsprechende Kennlinien eingegeben und berücksichtigt. Die Abgase werden der durch den Filter eintretenden Raumluft beigemischt. Das Gebläse saugt die so verdünnten Gase über einen Wärmetauscher und Erhitzer an, der von einem Temperaturregler gesteuert wird. Der vom Gebläse geförderte konstante Volumenstrom wird aus der Anzeige des Drehzahlmessers berechnet. Zur Ermittlung des Massenstromes ist noch die Temperaturanzeige erforderlich. Die Probennahme erfolgt durch die Dosierpumpe in die Beutel. Zur Kontrolle der Luftqualität wird auch die zugeführte gefilterte Verdünnungsluft durch die Dosierpumpe im Beutel gesammelt. Die Beutelinhalte werden nach dem Test analysiert. Aus der gesamten geförderten Gasmasse mit den Schadstoffkonzentrationen in den Beuteln können die je Test emittierten Schadstoffmassen berechnet werden. Diese werden auf die Fahrstrecke im Zyklus bezogen ermittelt, also in der Einheit [g/km] angegeben.

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Bild 9.14: Rollenprüfstand mit CVS; a) US-Federal-Test (hier mit Venturi-Anlage) und b) EuropaTest-Anlage (hier mit Drehkolbengebläse) [1]

Regelungen zur Verbrauchsreduzierung Die Regelungen zur Verbrauchsreduzierung haben unterschiedliche Motivationen. Zum einen ist der Vorrat an fossilen Energieträgern endlich und damit begrenzt. Zum anderen ist die CO2-Emission eines Fahrzeugs ein direktes Maß für dessen Kraftstoffverbrauch und liefert einen Beitrag zum so genannten Treibhauseffekt. In den USA wurden 1985 die ersten Verbrauchsreglementierungen mit der Corporate Average Fuel Economy (CAFE) sowie mit der Gas Guzzler Tax (GGT) eingeführt, einer Zusatzsteuer für Fahrzeuge mit hohem Kraftstoffverbrauch. Die vorrangige Motivation ist die Ressourcenschonung. Der Verbrauch wird aus dem gewichteten Mittel des FTP 75 und des US-Highway (= US Combined) bestimmt. Während im Rahmen der CAFEVorschriften ein Flottenwert ermittelt wird, stellt die GGT einen Einzelfahrzeugwert dar. Ein Überschreiten der jeweiligen Grenzwerte führt zu einer Strafsteuer. Der europäische Verband der Automobilhersteller (ACEA) hat eine freiwillige Selbstverpflichtung mit der EU-Kommission vereinbart, die eine durchschnittliche Reduzierung der Flottenemission der ACEA-Mitgliedsfirmen im Zeitraum von 1995 bis 2008 um ca. 25% mit einem Zielwert von 140 g CO2 pro km vorsieht. Ein weitergehender Vorschlag

9.2 Gesetzliche Vorschriften

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der EU-Kommission fordert eine weitere Reduzierung des Zielwertes auf 120 g CO2 pro km bis 2012. Im Gegensatz zu den Verbrauchsvorschriften in den USA ist die primäre Motivation in Europa der Klimaschutz, Bild 9.15. Viele der Länder, die das Kyoto-Protokoll unterschrieben haben, fordern einen entsprechenden Beitrag der Automobilindustrie zur Reduzierung der CO2-Emission. Dazu zählt auch Japan, wo eine 20%ige Reduzierung der CO2-Emission im Zeitraum von 1995 bis 2010 vorgeschrieben ist. Einige Länder, dazu zählen Korea und Taiwan, streben einen zulassungsrelevanten maximalen Verbrauchswert an, der nicht überschritten werden darf. China hat solch eine Regelung ab 2005 eingeführt.

Bild 9.15: CO2-Emissionen und Verbrauchszielsetzungen in USA (CAFE) und Europa (ACEASelbstverpflichtung [Quelle: ACEA])

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel Die Menge der einzelnen Schadstoffe im Abgas von Ottomotoren kann mit einer Vielzahl von Maßnahmen beeinflusst werden. Diese lassen sich prinzipiell in drei Kategorien einteilen: ™ Konstruktive Größen, z.B. Zylinderkopf- und Brennraumgestaltung, Hubvolumen, HubBohrungs-Verhältnis, Verdichtungsverhältnis, Zündkerzenlage, Anzahl der Ventile ™ Operative Größen, z.B. Zündzeitpunkt, Einspritzzeitpunkt, Steuerzeiten, Gemischeinstellung, interne und/oder externe Abgasrückführung, Schubabschaltung ™ Abgasnachbehandlung, z.B. durch Katalysatorsysteme, Sekundärlufteinblasung. Häufig wird in der Praxis eine Kombination verschiedener Maßnahmen benutzt. Beispielhaft sollen hier nur einige der häufigsten Maßnahmen dargestellt werden.

Innermotorische Maßnahmen Über die Brennraumgestaltung ist auch das Verdichtungsverhältnis beeinflussbar. Es sollte aus Verbrauchsgründen so hoch wie möglich sein (hoher thermischer Wirkungsgrad). Mit steigender Verdichtung steigen jedoch die NOx- und HC-Emissionen. Die StickoxidEmissionen nehmen auf Grund der erhöhten Verbrennungstemperaturen im Brennraum zu, während die HC-Emissionen durch die stärkere Zerklüftung des Brennraumes (relativ größerer Anteil an Spalten) sowie für kleinere Zylindereinheiten mit einem ungünstigen Oberflächen-Volumen-Verhältnis ansteigen. Daher müssen Brennräume möglichst kompakt ausgeführt werden. Bild 9.16 zeigt den Zusammenhang zwischen HC-Emissionen in Abhängigkeit vom Luft-Kraftstoffverhältnis für unterschiedliche Brennräume [6].

Bild 9.16: Einfluss des Oberflächen-VolumenVerhältnisses und Luftverhältnisses auf HC-Emissionen [6]

9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel

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Mit steigender Verdichtung sinkt zudem wegen des besseren Wirkungsgrades die Abgastemperatur, so dass sich Nachreaktionen von unverbrannten Kohlenwasserstoffen und von Kohlenmonoxid im Auspuff verschlechtern. Der Zündzeitpunkt beeinflusst Verbrauch und Abgasemission (HC, NOx) in unterschiedlicher Weise. Ausgehend vom Verbrauchsoptimum ergibt eine Verstellung des Zündzeitpunktes nach spät steigende Abgas- und sinkende Verbrennungstemperaturen (Spitzenwerte). Dadurch sinken vor allem die NOx- und HC-Konzentrationen. Gleichzeitig sinkt jedoch der Wirkungsgrad. Daher bietet sich die Spätzündung meist nur für die tiefe Teillast sowie für den Leerlauf als sinnvolle Maßnahme an. Bei Volllast wird die Spätzündung für die Vermeidung klopfender Verbrennung eingesetzt.

Abgasrückführung Unter der Abgasrückführung versteht man die Zufuhr von Abgas zum Frischgemisch. Man unterscheidet zwei Arten: ™ Äußere Abgasrückführung ™ Innere Abgasrückhaltung. Bei der äußeren Abgasrückführung wird Abgas durch eine externe Zufuhr aus dem Abgassystem in das Ansaugsystem zurückgeführt, Bild 9.17. Die innere Abgasrückhaltung erfolgt mittels Reduzierung der Ventilüberschneidung, also durch Ventilunterschneidung und damit schlechter Ausspülung des Zylinders. Dadurch wird der Restgasanteil, also der Abgasanteil, im Zylinder erhöht.

Bild 9.17: Schema einer äußeren Abgasrückführung [1]; 1 angesaugte Frischluft, 2 Drosselklappe, 3 rückgeführtes Abgas, 4 Motorsteuergerät, 5 Abgasrückführventil (AGR-Ventil), 6 Abgas, n Drehzahl, rl relative Lüftung

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Wie aus Bild 9.18 zu entnehmen ist, zielt der Einfluss der Abgasrückführung primär auf eine Reduzierung der NOx-Emissionen. Kleinere Rückführraten haben in der Regel bei O | 1 nur geringen Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch. Bei hohen Rückführraten verschlechtert sich der Wirkungsgrad deutlich. Üblich ist eine Abgasrückführrate zwischen 5 bis 10 Vol.-%. Die HC-Emissionen steigen bei Abgasrückführung in der Regel etwas an.

Bild 9.18: Einfluss der AGR auf die NOx-Bildung (Ottomotor) [1]

Abgasnachbehandlung bei stöchiometrischem Betrieb Bei der Nachbehandlung der Abgase von Ottomotoren stellt der Dreiwege-Katalysator bis heute die wirkungsvollste Maßnahme dar, die limitierten Abgaskomponenten entscheidend zu reduzieren. Bei der Katalysatortechnik hängt die Konvertierung (Umsetzung der Abgaskomponenten) außer von der Temperatur überwiegend von der katalytischen Wirkung der eingesetzten Werkstoffe sowie von der Gemischeinstellung (LuftKraftstoffverhältnis) ab. Zur Einleitung einer chemischen Reaktion, die die Umsetzung einer bestimmten Abgaskomponente bewirkt, ist es notwendig, eine gewisse Energieschwelle (Aktivierungsenergie) zu überschreiten. Die Wirkungsweise eines Katalysators beruht darauf, diese Energieschwelle für die Einleitung von Oxidationsvorgängen (HC, CO) und Reduktionsvorgängen (NOx) herabzusetzen. Der Dreiwege-Katalysator hat die Eigenschaft, alle drei Komponenten HC, CO und NOx gleichzeitig in hohem Maße zu verringern. Es bedarf jedoch eines aufwändigen Regelsystems (O-Regelung), um optimale Ergebnisse der Abgasreinigung zu erzielen, Bild 9.19.

9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel

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Bild 9.19: Schema für einen Dreiwege-Katalysator [1]

Die O-Regelung erfolgt mit einer im Abgasstrang angeordneten O-Sonde. Diese erfasst das Luftverhältnis der vorangegangenen Arbeitszyklen und gibt ein entsprechendes Signal an das elektronische Steuergerät weiter. Dort wird das tatsächliche Luftverhältnis mit dem Sollwert verglichen und gegebenenfalls die Kraftstoffmenge über ein Stellglied korrigiert. Bild 9.20 zeigt eine O-Sonde, die heute bei Ottomotoren mit Dreiwege-Katalysator in der Serie eingesetzt wird. Es handelt sich um eine Sauerstoffsonde aus Zirkoniumdioxid (ZrO2). Die Sonde ist so in das Abgasrohr eingebaut, dass die äußere Platinschicht auf dem ZrO2 vom Abgas umspült wird, während die innere Platinschicht mit Umgebungsluft in Verbindung steht. Die ZrO2-Keramik wird ab ca. 300 °C für Sauerstoff-Ionen leitend. Dadurch entsteht bei unterschiedlichen Sauerstoffanteilen zwischen den beiden Grenzflächen eine elektrische Spannung. Die im Abgas vorhandenen Sauerstoffkonzentrationen hängen in starkem Maße vom Luftverhältnis ab, so dass sich im Bereich O = 1 ein sprunghafter Verlauf der Sondenspannung ergibt.G

Bild 9.20: O-Sonde; a: fettes Gemisch (Luftmangel), b: mageres Gemisch (Luftüberschuss) [1]

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Bild 9.21: Regelbereich der O-Sonde [1]

Durch die Regelung im Bereich O = 1 ist es möglich, im Katalysator sowohl oxidierende Reaktionen (CO, HC, H2 zu CO2, H2O) als auch reduzierende Reaktionen (NOx zu N2, H2O, CO2) ablaufen zu lassen. Bei Luftüberschuss erfolgt die Oxidation und bei Luftmangel die Reduktion. Das Konvertierungsverhalten eines Katalysators ist jedoch nur in einem engen Bereich um O = 1 genügend gut, Bild 9.21.G Oxidationsgleichungen: 2 CO  O2  2 CO 2 yØ y È C x H y  É x  Ù O 2  xCO 2  H 2 O Ê 4Ú 2

Reduktionsgleichung: 2 NO  2 CO  N 2  2 CO2

Außerhalb des Bereiches um O = 1 ergeben sich sehr geringe Umsatzraten, insbesondere von CO und HC bei O < 1 und von NOx bei O > 1. Die O-Regelung wirkt daher im Wesentlichen im Bereich zwischen ca. 0,99 und 1,003, so dass eine mindestens 90%-ige Konvertierung aller Komponenten gewährleistet ist.G Ein Katalysator besteht im Wesentlichen aus vier Hauptteilen: ™ Gehäuse ™ Trägermaterial (Keramik oder Metall) ™ Zwischenschicht (auch Wash-Coat genannt) ™ katalytisch aktive Schicht. Bild 9.22 zeigt den Aufbau eines Katalysators. Ein wabenförmiger, mit feinen Kanälen versehener Trägerkörper (Monolith) wird über Quellmatten oder Stahlgestrick fest in einem Stahlgehäuse fixiert. Auf den dünnen Wänden des Trägers ist eine poröse Zwischenschicht, das Wash-Coat, aufgebracht. Dieses ist mit katalytischem Werkstoff (Platin (Pt), Rhodium (Rh), Palladium (Pd)) beschichtet.

9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel

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Bild 9.22: Unterbodenkatalysator [Quelle: Eberspächer]

Die HC-Emissionsspitzen beim Kaltstart müssen zur Einhaltung zukünftiger Grenzwerte auch durch die Abgasnachbehandlung unterbunden werden, obwohl die Katalysatoren zu Beginn des Testzyklus nicht betriebswarm sind (unterhalb der „Light-Off-Temperatur“). Maßnahmen, mit denen versucht wird, dieses Ziel zu erreichen, sind z.B. die Verbesserung der Gemischbildung (z.B. Kraftstoffvorverdampfung, Luftunterstützung), Gemischanfettung und Spätverstellung der Zündung, externe Aufheizung des Katalysators, Sekundärlufteinblasung sowie Verbesserung des Verbrennungsverhaltens. Bild 9.23 zeigt beispielhaft den schematischen Aufbau einer Sekundärlufteinblasung (thermische Nachbehandlung des Abgases). Das Einblasen von zusätzlicher Luft direkt nach dem Brennraum führt zu einer Nachverbrennung des heißen Abgases. Diese „exotherme Reaktion“ reduziert einerseits die Abgasbestandteile Kohlenwasserstoff und Kohlenmonoxid und erwärmt andererseits den Katalysator. Dadurch wird die Konvertierungsrate des Katalysators in der Warmlaufphase wesentlich gesteigert:

Bild 9.23: Sekundärlufteinblasung 1 Ansaugluft 2 Motor 3 Sekundärluft 4 Rückschlagventil 5 Sekundärluftventil 6 elektrische Sekundärluftpumpe 7 O-Sonde 8 Katalysator 9 Abgas

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

yØ y È C x H y  É x  Ù O 2  xCO 2  H 2 O Ê 4Ú 2 1 CO  O2  CO2 2 CO  H 2 O  CO 2  H 2 H2 

1 O2  H 2 O 2

Neben den Dreiwege-Katalysatoren existieren noch Oxidationskatalysatoren (z.B. beim Dieselmotor), die nur Oxidationsreaktionen (Umsetzung von CO und HC) erlauben sowie die so genannten DENOX-Katalysatoren (Reduktionskatalysatoren, die auch bei Luftüberschuss NOx reduzieren). Aufheizstrategien für Abgaskatalysatoren in Verbindung mit Direkteinspritzung werden ab Seite 238 erläutert.

Abgasnachbehandlung bei Magergemisch (Direkteinspritzung) Der Variationsbereich des Luft-Kraftsstoffverhältnisses beim Ottomotor mit Direkteinspritzung – zwischen überstöchiometrischem (O > 1) im ungedrosselten oder teilgedrosselten Teillastbetrieb sowie stöchiometrischem und sogar unterstöchiometrischem Betrieb in der Volllast – stellt hohe Anforderungen an die Abgasnachbehandlung. Die niedrigen Abgastemperaturen, insbesondere im niedrigen Teillastbetrieb, erschweren die Abgasnachbehandlung.

Bild 9.24: Prinzipieller Reduktionsmechanismus des NOx-Adsorbers

9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel

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Durch den hohen Anteil von Sauerstoff während der mageren Betriebsphasen lassen sich unverbrannte Kohlenwasserstoffe und Kohlenmonoxid leicht oxidieren, die Reduktion von Stickoxiden lässt sich hingegen kaum durchführen. Die Entwicklungstätigkeit konzentriert sich zurzeit verstärkt auf den NOx-Adsorberkatalysator, auch Speicherkatalysator genannt, dessen prinzipielle Funktionsweise in Bild 9.24 dargestellt ist. Im mageren Betriebszustand wird am Platin-Kontakt NO zu NO2 oxidiert und in Form von Nitrat (NO3) durch die in den Washcoat des Katalysatorsystems eingebrachten basischen Speicherkomponenten (hier Barium) absorbiert. Spätestens wenn die NOx-Speicherkraft erschöpft ist, muss eine Regenerationsphase erfolgen, die durch einen kurzen Betrieb bei O < 1 eingeleitet wird. Das gespeicherte NO2 wird freigesetzt und in einer Reduktionsreaktion mit den durch kurzzeitig fetten Betrieb vorhandenen Abgaskomponenten HC und CO zu Stickstoff N2 reduziert. Das Anfetten des Gemisches wird in bestimmten Intervallen durch das Motormanagement herbeigeführt.

Bild 9.25: Abgaskonzept für FSI-Motor [Quelle: VW]

In Bild 9.25 ist das System der Abgasnachbehandlung eines FSI-Motors von VW dargestellt. Der Motor wird in Schichtladung betrieben. Eine hohe HC-Konvertierung und die Abgasreinigung im stöchiometrischen Betrieb wird durch einen motornahen 3-Wege-Katalysator (Start-Kat) erreicht. Stromab ist ein NOx-Speicherkatalysator mit zugehörigem NOx-Sensor integriert. Bild 9.26 zeigt die Betriebsweise des Motors beim Einsatz eines NOx-Speicherkatalysators. Bild 9.27 zeigt ein weiteres Abgassystem für die Benzin-Direkteinspritzung. Für die Reduzierung der NOx-Rohemissionen wird der Motor mit Abgasrückführung betrieben. Das Abgassystem besteht auch hier aus einem motornahen 3-Wege-Katalysator (Start-Kat) zum Erreichen einer hohen HC-Konvertierung und für die Abgasreinigung im stöchiometrischen Betrieb. In einem stromabwärts angeordneten Hauptkatalysator sind sowohl ein NOx-Kat als auch ein 3-Wege-Katalysator integriert.

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Bild 9.26: Betriebsweise eines NOx-Speicherkatalysators [Quelle: VW]

Bild 9.27: Abgaskonzept für die Otto-Direkteinspritzung [8]

9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel

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Die Zweipunkt-Lambdasonde LSF wird in diesem Konzept als Führungssonde im stöchiometrischen Betrieb zur Steuerung des NOx-Katalysators und zur Diagnose der NOx- und O2-Speicherfähigkeit des Hauptkatalysators eingesetzt. Der Temperatursensor ermöglicht die Diagnose des Vorkatalysators und – mittels eines Abgastemperaturmodells – die Bestimmung der Temperatur des NOx-Katalysators. Das im Magerbetrieb geforderte O wird mit der Breitbandlambdasonde LSU eingestellt. Das Signal der LSU wird auch für die Diagnose der NOx-Speicherfähigkeit eingesetzt. Weiterhin kann das Luft-Kraftstoffverhältnis O im fetten Motorbetrieb mit der LSU zur Entleerung des NOx-Katalysators entsprechend den Vorgaben aus der Speicherkatsteuerung geregelt werden.G Der Schwefelgehalt im Kraftstoff vieler Länder ist zurzeit ein großes Hindernis im Betreiben eines NOx-Adsorberkatalysators. Die Problematik in der Schwefelvergiftung des Katalysators ergibt sich aus dem Umstand, dass alle Werkstoffe, die zur NOxSpeicherung geeignet sind, auch zur Schwefeldioxidspeicherung durch Bildung eines entsprechenden Sulfats neigen. Im Magerbetrieb oxidiert der NOx-Adsorber das SO2 im Abgas zu SO3. Das SO3 wiederum reagiert mit dem Speicheroxid zum dazugehörigen Sulfat. Problematisch an der Schwefelvergiftung ist die Tatsache, dass das Sulfat eine höhere thermische Stabilität hat als das Nitrat und deshalb eine gesonderte SulfatRegeneration bei erhöhter Katalysatortemperatur erforderlich ist. In Bild 9.28 wird der Einfluss des Schwefelgehalts im Kraftstoff auf die NO2-Konvertierungsrate ohne Regeneration verdeutlicht. Bei einem Schwefelanteil von 50 ppm im Kraftstoff sinkt die Konvertierungsrate des Katalysators schon nach ca. 5000 km auf nur noch 50% ab.

Bild 9.28: Einfluss des Schwefels im Kraftstoff auf die Katalysatorwirksamkeit [Quelle: VW]

Zusammenfassend kann festgestellt werden, dass nach neuesten Untersuchungen eine ausreichende Regeneration schwefelvergifteter NOx-Speicherkatalysatoren darstellbar ist; durch den hiermit zwangsläufig verbundenen Kraftstoff-Mehrverbrauch wird jedoch die mögliche Verbrauchseinsparung durch die Technologie der Direkteinspritzung verringert. Aus diesem Grund ist ein möglichst niedriger Schwefelgehalt im Kraftstoff wünschenswert,

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

zumal einerseits die Häufigkeit der Desulfatisierungszyklen mit sinkendem Schwefelgehalt im Kraftstoff progressiv abnimmt und andererseits – nach Berechnungen der Automobilindustrie – eine Entschwefelung des Kraftstoffs in der Raffinerie für den Endverbraucher kostengünstiger ist als die mit dem erhöhten Kraftstoffverbrauch verbundenen Mehrkosten.

Aufheizstrategie für Abgaskatalysatoren Die zweifache Einspritzung mit später Zündung (Strategie 1 in Bild 9.29) ist eine bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung bekannte Aufheizstrategie für Abgaskatalysatoren. Ein Teil der Kraftstoffmenge wird hier in den Saughub, der andere Teil in den Kompressionshub eingespritzt [9]. Durch die Ankoppelung der zweiten Einspritzung direkt an den Zündzeitpunkt (Strategie 2) konnte eine deutlich verbesserte Entflammung des Gemisches erreicht werden. Die Zündung konnte dadurch zur Abgastemperaturerhöhung wesentlich später erfolgen. Eine Aufteilung der Einspritzmenge auf drei Einspritzungen (Strategie 3) bietet weitere Vorteile. Dabei erfolgt die erste Einspritzung in den Saughub, die zweite während des Kompressionshubs und die dritte Einspritzung, nur noch eine sehr kleine Kraftstoffmasse, sehr spät direkt an die Zündkerze. Dies ermöglicht einen extrem späten Zündzeitpunkt bei nochmals verbesserter Laufruhe und erhöhten Abgastemperaturen zur Aufheizung des Katalysators. Diese Strategie ermöglicht es, mit weniger Kraftstoffmasse höhere Temperaturen im Krümmer und im Katalysator zu erreichen und dies bei gleichzeitig reduzierten HC-Rohemissionen. Damit existiert eine Einspritzstrategie für das Aufheizen der Katalysatoren im Kaltstart von Ottomotoren mit strahlgeführtem Brennverfahren und PiezoEinspritzventil in zentraler Lage, mit dem alle aktuellen Emissionsvorschriften eingehalten werden können und weiteres Potenzial für künftige Verschärfungen verspricht [9].

Bild 9.29: Einspritzstrategien beim Aufheizen von Abgaskatalysatoren [9]

9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel

239

Die Verringerung der HC-Rohemissionen durch den Einsatz einer Doppeleinspritzung zeigt Bild 9.30. Durch eine erste Einspritzung in der Ansaugphase wird ein homogenes mageres Grundgemisch erzeugt. Die zweite Einspritzung in der Kompressionsphase bewirkt eine fette Zone um den Zündort und ermöglicht damit noch bei sehr später Zündung eine sichere Entflammung. Die späte Verbrennung und der Sauerstoffüberschuss im restlichen Brennraum erhöht die Abgastemperaturen und verringert damit die HC-Rohemissionen. Die Spätverstellung der Zündung ist dabei durch ein Ansteigen der NOxEmissionen begrenzt.

Bild 9.30: Vorteile bei den HCEmissionen durch Doppeleinspritzung zum Kat-Heizen [10]

Durch die Mehrfacheinspritzung können die Gemischbildungsqualität und das Emissionsverhalten, auch im Kaltstartbetrieb, deutlich verbessert werden. Jedoch führt das Aufheizen durch eine Späteinspritzung, die nicht mehr vollständig für die Umsetzung in Prozessarbeit und damit in Motorleistung genutzt werden kann, zu einem Kraftstoffmehrverbrauch. Durch die Mehrfacheinspritzung wird im Grundsatz mehr oder weniger von der Idealvorstellung der Direkteinspritzung mit Schichtladung abgewichen, da die erzeugte Gemischwolke wegen der längeren Zeitdauer der Einspritzung und Gemischbildung gegenüber einer idealen Einfacheinspritzung räumlich nicht so eng wie für die ideale Schichtladung erforderlich ausgeprägt ist. Dies führt bei der Mehrfacheinspritzung zum Teil bereits zu einer Entmischung im Randbereich der Gemischwolke und damit dort zu einer stärkeren Abmagerung. Auch dies ist damit verbunden, dass das Potenzial, welches die Direkteinspritzung theoretisch bietet, nicht vollständig genutzt werden kann. Bei Audi [11] kommt beim Motorstart – außer bei sehr tiefen Temperaturen – der sogenannte Hochdruckschichtstart zum Einsatz. Bei diesem wird der Kraftstoff ausschließlich in den Kompressionshub eingespritzt. Dadurch wird die Kompressionswärme zur Gemischbildung genutzt. Die Homogenisierung ist besser als bei Niederdruckstarts und die Emissionen an unverbrannten Kohlenwasserstoffen werden verringert. Nach erfolgtem Start wird die Betriebsart Homogen Split (HOSP) mit Sekundärluft angewandt. Dabei

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

wird mit einer Doppeleinspritzstrategie die Kraftstoffmasse auf die Saug- und die Kompressionsphase aufgeteilt. Hierdurch kann zusammen mit angestellten Tumbleklappen der Zündzeitpunkt sehr spät gewählt werden. Die Reaktionen durch die Sekundärluft und die späte Verbrennungslage führen zu einem großen Wärmestrom, der den Katalysator schnell auf Betriebstemperatur aufheizt.

Partikelfilter Weitere Verschärfungen der Abgasgesetzgebung können auch bei Ottomotoren mit Benzin-Direkteinspritzung den Einsatz von Rußpartikelfiltern notwendig werden lassen, da die gesetzlichen Grenzwerte durch innermotorische Maßnahmen allein nicht mehr erfüllt werden können. Beim Dieselmotor gibt es unterschiedliche Bauarten und Arbeitsprinzipien von Partikelfiltern. Die bekanntesten Bauarten werden im Folgenden behandelt. Keramisch-monolithischer Filter oder Wabenfilter Diese Partikelfilter werden im Extrusionsverfahren aus Cordierit oder aus Siliziumcarbid (SiC) hergestellt. Der Aufbau ist dabei ähnlich wie ein Zellenkatalysator, jedoch mit wechselweise verschlossenen Zellen. Der Abgasstrom wird durch die Filterwand geleitet (Wall Flow Filter), wobei die Rußpartikel herausgefiltert werden und sich mit zunehmender Beladung des Filters eine Rußschicht in den Einlasskanälen des Filters bildet. Dies ist schematisch in Bild 9.31 dargestellt.

Bild 9.31: Aufbau und Funktionsweise eines keramischen Filtermonolithen

Für Dieselpartikelfilter liegen die mittleren Porendurchmesser der keramisch-monolithischen Filter zwischen 9 und 35 µm. Diese sind damit deutlich größer als die Partikel. Die Filterung erfolgt zunächst aufgrund von Diffusion und Anlagerung von Partikeln. Erst danach bauen sich Schichten auf der Keramikoberfläche auf, die mit der Filterungsdauer zunehmen. Die Filterwirkung ist je nach Porendurchmesser unterschiedlich. So werden bei großen Porendurchmessern von 35 Pm zu Beginn der Filterbeladung zwischen 40 und 50% der Partikel erst nach einer Partikelablagerung in den Poren zurückgehalten, wohingegen bei Filter mit 12 µm Porendurchmesser schon zu Anfang des Filte-

9.3 Schadstoffreduzierung einschließlich Partikel

241

rungsvorgangs über 90% der Partikel zurückgehalten werden. Bei großen Poren erfolgt die Ablagerung der Partikel zunächst direkt in den Poren. Dies führt zu einer Steigerung der Filterwirkung bei ansteigendem Strömungswiderstand. Bei kleineren Poren ist die Ablagerung in den Poren nur gering. Sintermetallfilter Sintermetallfilter werden auf Basis metallischer Werkstoffe entwickelt. Ihre Struktur ist ähnlich aufgebaut wie der keramische Monolith, d.h. die Sintermetallplatten trennen den Filter in Einlass- und Auslassbereiche auf. Die Rußpartikel werden beim Durchströmen der Filterplatte nahezu von Beginn an auf deren Oberfläche abgeschieden, dieser Vorgang wird als sogenanntes Oberflächen-Filter bezeichnet. Im Vergleich zur Keramik sind Sintermetallfilter relativ schwer, aber sehr robust. Neuere Ausführungen sind in Form von balgartigen Strukturen aus Filterplatten mit reduziertem Gewicht ausgeführt. Bei diesen werden metallische Fasern mit einem Metallpulver zu Filterplatten zusammengesintert. Aus diesen Platten lassen sich verschiedene Filterbauformen darstellen. Der Aufbau eines Sintermetallfilters, der auch als Jetfilter bezeichnet wird, wie er z.B. von der Fa. HJS für den Nfz-Bereich und der Fa. Bosch für den PkwBereich entwickelt wurde, ist in Bild 9.32 dargestellt. Wegen des hohen Gewichtes und der Mehrkosten im Vergleich zum Beispiel zu keramischen Filtern wurde die Entwicklung eingestellt.

Bild 9.32: Sintermetall-Jetfilter der Fa. Bosch

Offene Filterstrukturen Ein gänzlich anderes Prinzip verfolgen die offenen Filterstrukturen. Bei diesen wird der Abgasstrom durch Umlenkschaufeln teilweise durch ein metallisches Faservlies geleitet und die in diesem Teilstrom befindlichen Partikel im Vlies abgeschieden und in der Regel kontinuierlich mit NO2 oxidiert [12]. Aufbau und Funktion dieser Filterbauart werden in Bild 9.33 gezeigt. Gegenüber den geschlossenen Filterstrukturen von monolithischen Filtern besteht hier nicht der Nachteil des größer werdenden Abgasgegendrucks und die Gefahr des Verblockens bei nicht vollständiger Regeneration des Filters. Der Druckverlust ist bei dieser Bauweise unabhängig von der Beladung und im Vergleich zu geschlossenen Bauarten auf niedrigem Niveau. Allerdings werden nur ca. 30 bis 70% [13] Partikelabscheidegrad erreicht. Diese Filterstruktur eignet sich in besonderen Maße für die Nachrüstung.

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9 Abgasemissionen und Schadstoffreduzierung

Bild 9.33: Aufbau eines so genannten PM-KATTM aus offenen Filterstrukturen [12]

Literatur [1] Robert Bosch GmbH: Ottomotor-Management, 3. Auflage. Vieweg Verlag, 2005 [2] Spicher, U.; Kubach, H.; Häntsche, J. P.: Die strahlgeführte Direkteinspritzung als Zukunftskonzept für Ottomotoren. MTZ-Konferenz Motor 2006. Stuttgart, 2006 [3] Warnatz, J.; Maas, U.; Dibble, R. W.: Verbrennung – Physikalisch-Chemische Grundlagen, Modellierung und Simulation, Experimente, Schadstoffentstehung, 3. Auflage. Springer-Verlag, 2001 [4] Li, J.; Matthews, R. D.; Stanglmaier, R. H.; Roberts, C. E.; Anderson, R. W.: Further Experiments on the Effects of In-Cylinder Wall Wetting on HC Emissions from Direct Injection Gasoline Engines. SAE Technical Paper 1999-01-3661, 1999 [5] Kleinschmidt, W.: Untersuchung des Arbeitsprozesses und der NO-, NO2- und CO-Bildung in Ottomotoren. Dissertation RWTH Aachen, 1974 [6] Bick, W.: Einflüsse geometrischer Grunddaten auf den Arbeitsprozeß des Ottomotors bei verschiedenen Hub-Bohrungs-Verhältnissen. Dissertation RWTH Aachen, 1990 [7] Krebs, R.; Spiegel, L.; Stiebels, B.: Ottomotoren mit Direkteinspritzung von Volkswagen. 8. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, 1999 [8] Moser, W.; Küssell, M.; Mentgen, D.: Bosch Motronic MED7 – Motorsteuerung für BenzinDirekteinspritzung. 19. Internationales Wiener Motorensymposium, 1998 [9] Waltner, A.; Lückert, P.; Schaupp, U.; Rau, E.; Kemmler, R.; Weller, R.: Die Zukunftstechnologie des Ottomotors: strahlgeführte Direkteinspritzung mit Piezo-Injektor. 27. Internationales Wiener Motorensymposium, 2006 [10] Prevedel, K.; Piock, W. F.: Aufladung beim Direkteinspritz-Ottomotor. VDI-Tagung, Innovative Fahrzeugantriebe, Dresden, 2004 [11] Königstedt, J.; Müller, R.; Jablonski, J.; Dirschnabel, T.; Uhrich, J.; Hatz, W.: Der neue V10FSI-Motor von Audi. 27. Internationales Wiener Motorensymposium, 2006 [12] Brück, R.; Diringer, J.: Der PM-Filterkatalysator: Ein Diesel-Oxidationskatalysator mit Partikelminderung der nächsten Generation. 2. Emission Control, Dresden, 2004 [13] Maus, W.; Brück, R.; Kaiser, F. W.: Fortschrittliche PKW Dieselabgasnachbehandlung: Potential für niedrigste Emissionsgrenzwerte? 23. Internationales Wiener Motorensymposium, Wien, 2002

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10 Geräuschemissionen

Die Geräuschemissionen einer Verbrennungskraftmaschine lassen sich prinzipiell in vier verschiedene Einzelgeräuschquellen unterteilen: ™ direktes Verbrennungsgeräusch ™ indirektes Verbrennungsgeräusch ™ mechanisches Geräusch ™ Strömungsgeräusch. Während das direkte Verbrennungsgeräusch unmittelbar durch die Verbrennung verursacht wird, entsteht der indirekte Verbrennungsgeräuschanteil durch die Motorstrukturantwort aufgrund der Verbrennungsanregung. Das mechanische Motorgeräusch lässt sich in der Regel durch einen Schleppversuch bei geschlossener Drosselklappe ermitteln. Der Strömungsgeräuschanteil kann in erster Näherung ebenfalls bei geschlepptem Motor mit verschiedenen Drosselklappenpositionen und unter Berücksichtigung der jeweiligen Ventilsteuerzeiten für den betreffenden Motor parametrisiert und ermittelt werden. Um Vorhersagen des Motorgeräusches bereits im frühen Entwicklungsstadium eines Motors oder auch nur eines neuartigen Verbrennungssystems in einer bereits bekannten Motorstruktur durchzuführen, haben sich Verfahren etabliert, die auf der Verbrennungsanregung und einer Einheitsstrukturübertragungsfunktion beruhen, oder weiter gehende Verfahren, welche die einzelnen Geräuschanteile mittels Gas- und Drehkraftanteil sowie Strömungsgeräusch mittels Korrelationsanalyse vorhersagen [1]. Seit einiger Zeit werden Geräuschanalysemethoden unter Berücksichtigung lastabhängiger Strukturübertragungsfunktionen untersucht [2]. Es wird an Vorhersagemethoden der Quantifizierung der Geräuschqualität geforscht wie auch der Einsatz der binauralen Transferpfadanalyse zur Auralisierung des neuen Aggregates im virtuellen Fahrzeug forciert. Generell kann gesagt werden, dass, je frühzeitiger Veränderungen der Motorgeräuschemission im Entwicklungsprozess erkannt und quantifiziert werden können, desto niedriger ist der sich daraus ergebende Änderungskostenanteil für Akustikmaßnahmen am Motor, dem Gesamtantriebsstrang oder dem Fahrzeug.

10.1 Gesetzliche Vorschriften Während der Homologation eines Kraftfahrzeugs werden das Vorbeifahrtgeräusch und das Abgasmündungsgeräusch gemessen und überprüft, ob es die jeweiligen landesspezifischen Gesetzgebungen erfüllt. Hierbei wurden die einzuhaltenden Pegel im Laufe der letzten Jahre reduziert und eine konstante Überwachung der Fahrzeugproduktion eingeführt. Neue Grenzwerte und Messverfahren werden zur Zeit diskutiert, Bild 10.1.

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10 Geräuschemissionen

Bild 10.1: Zeitliche Entwicklung der Grenzwerte für das Vorbeifahrtgeräusch für Pkw

Spielte anfänglich der Verbrennungsmotor eine dominante Rolle am Anteil des Vorbeifahrtgeräusches, so sind es heute meistens die Abrollgeräusche der Reifen sowie Auslassund Einlassmündungsgeräusche, die den Pegel dominieren [3]. Die sich abzeichnende zunehmende Leistungsdichte von Diesel- und Ottomotoren im Zuge von Downsizing-Strategien1 kann mittelfristig aufgrund signifikant steigender Zylinderspitzendrücke dazu führen, dass dem Motor als Teilschallquelle wieder eine stärkere Beachtung während der Geräuschhomologation geschenkt werden muss. Bedingt durch das höhere Drehmoment bei niedrigen Drehzahlen ist bei der Verwendung von Ottomotoren mit Direkteinspritzung und Turboaufladung (GDI-Turbo, Downsizing) mit einem Anstieg des abgestrahlten Geräusches bei niedrigen Drehzahlen durch die hohe spezifische Leistung und des damit verbundenen hohen Drehmomentes, begleitet von hohen Zylinderspitzendrücken, zu rechnen, wie in Bild 10.2 im direkten Vergleich mit einem leistungsgleichen, nicht aufgeladenen Aggregat mit entsprechend größerem Hubraum im Drehzahlbereich 1500 bis 2700 min–1 gezeigt [4, 5]. Interessant ist auch die ähnliche Grundcharakteristik des Verlaufes des abgestrahlten Geräusches bei Volllast im mittleren Drehzahlband (ab ca. 3250 min–1) des gezeigten Downsizing-Konzeptes im Vergleich mit dem leistungsähnlichen, aber hubraumgrößeren Aggregat, wobei das DownsizingAggregat allerdings dann bei hohen Drehzahlen (ab ca. 6000 min–1) zu einem niedrigeren Schalldruckpegel aufgrund der geringeren Massenkraftanregung tendiert. Ebenfalls ist, wie bereits im Abschnitt 3.3.2. angedeutet, bei der Einführung neuer Brennverfahren oder neuer Prozessführung, wie z.B. bei geschichtetem Betrieb oder nach Atkinson darauf zu achten, dass sich aufgrund angehobener Spitzendrücke und Druckgradienten höhere Geräuschpegel ergeben können. 1

Downsizing: Ersetzen eines hubraumgroßen Aggregates durch ein hoch aufgeladenes hubraumkleineres Aggregat; hierdurch kann der Teillast- und damit der Gesamtkraftstoffverbrauch reduziert werden.

10.2 Verbrennungsgeräusche

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Bild 10.2: Geräusch und Leistungsdaten – GDI-Turbo (Downsizing) im Vergleich mit einem leistungsähnlichen Aggregat mit Saugrohreinspritzung ohne Aufladung (PFI NA); links: abgestrahltes Geräusch im Vergleich, rechts: Leistung und Drehmoment im Vergleich

Den neuen Brennverfahren angepasste Steuerzeiten und entdrosselter Teillastbetrieb, wie dies zum Beispiel bei kontrollierter Selbstzündung (CAI) der Fall sein kann, können zu einem signifikanten Anstieg des Einlassmündungs- oder allgemeinen Strömungsgeräusches führen. Um den sich weiterhin verschärfenden Homologationskriterien zu genügen, empfiehlt es sich, entsprechende Aspekte rechtzeitig bei der Erstellung des Lastenheftes zu berücksichtigen.

10.2 Verbrennungsgeräusche Das direkte Verbrennungsgeräusch eines Motors wird durch den Druckanstieg im Brennraum während der Verbrennung erzeugt. Als eine den Pegel dominierende Einflussgröße kann der Spitzendruck im Brennraum betrachtet werden, welcher das Anregungsspektrum je nach Drehzahl im niederfrequenten Bereich ( < 250 Hz) beeinflusst. Die Druckanstiegsgeschwindigkeit hat einen maßgeblichen Einfluss auf die Anregung der Motorstruktur im Frequenzbereich 0,5 bis 5 kHz. Sie hat ebenfalls in Verbindung mit der jeweiligen Strukturübertragungsfunktion einen den Pegel bestimmenden Einfluss. Diese wird in der Regel im Lastenheft festgelegt, um sowohl Anforderungen an Haltbarkeit von Kurbeltriebskomponenten und Dichtungen sowie akustischen Anforderungen zu genügen. Letztendlich hängt es aber von der Aggregatstruktur ab, in welchen Frequenzbereichen und mit welchen Pegeln das Verbrennungsgeräusch abgestrahlt wird. Dabei spielt auch die zeitliche Struktur der Verbrennungsanregung im Hinblick auf die Geräuschqualität (Rauigkeit, Nageln, etc.) eine wichtige Rolle.

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10 Geräuschemissionen

10.2.1 Vergleich Gasoline Direct Injection (GDI homogen) mit GDI geschichtet Der direkte Vergleich des Zylinderdrucks für den homogenen und den geschichteten Betrieb eines strahlgeführten Verbrennungssystems [5] und das Ergebnis einer Kurzzeitfrequenzanalyse (Wavelet) ist in Bild 10.3 dargestellt.

Bild 10.3: Verbrennungsanregung bei n = 2000 min–1, pme = 2 bar: geschichtete Verbrennung mit Aufladung im Vergleich zu homogener Verbrennung (rechte Hälfte: WaveletAnalyse der Verbrennungsanregung)

Die Analyse zeigt, dass im geschichteten Betrieb mit einem Anstieg des Zylinderspitzendrucks und des Druckgradienten zu rechnen ist. Dies äußert sich meist in einem erhöhten Anregungspegel der Verbrennung, insbesondere im Frequenzbereich 0,3 bis 5 kHz, wie aus der Kurzzeitfrequenzanalyse des Zylinderdrucks in der rechten Bildhälfte von Bild 10.3 zu entnehmen ist. Eine Projektion dieses Verhaltens auf weitere Drehzahl- und Lastpunkte im Motorkennfeldbereich mit geschichtetem Betrieb lässt sich allerdings nicht linear auf das akustische Verhalten übertragen. Betrachtet man den Einfluss geschichteter Verbrennung auf das abgestrahlte Geräusch, so ist im Bereich höherer Drehzahlen und Lasten keine signifikante Änderung zu beobachten, wie in Bild 10.4 dargestellt. Zu niedrigen Drehzahlen und auch niedrigen Lasten hin ist die Veränderung der Motorakustik stärker ausgeprägt, da der Luftaufwand erhöht wird, was wiederum einen höheren Spitzendruck und Druckgradienten nach sich zieht. Eine weitere Folge des geschichteten Betriebs ist der damit verbundene Anstieg der Drehschwingungen, wie in Bild 10.5 gezeigt [6]. Gegebenenfalls kann dies motorseitige Maßnahmen zur Folge haben, wie spezielle Dämpfer für den Steuertrieb, oder auch antriebsstrangseitige Akustikmaßnahmen, wie zum Beispiel die Applikation eines Zweimassenschwungrades [4, 6].

10.2 Verbrennungsgeräusche

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Bild 10.4: Zunahme des abgestrahlten Geräuschpegels bei Schichtbetrieb für ausgewählte TeillastBetriebspunkte

Bild 10.5: Einfluss geschichteter Verbrennung auf die Drehschwingungsanregung (n = 2000 min–1, pme = 2,6 bar)

10.2.2 Einfluss des Drall- und Tumble-Niveaus auf die Verbrennungsanregung Um eine effiziente Verbrennung zu erzielen, kann es vorteilhaft sein, bestimmte Dralloder Tumbleverhältnisse im Brennraum während der Einlassphase zu generieren. Dies wird in der Regel mit schaltbaren Drosselklappen in den Einlasskanälen vor dem Ventil bewerkstelligt. Aufgrund einer dadurch bedingt anders ablaufenden Verbrennung kommt es zu einem Anstieg des Anregungspegels sowie zu einer Veränderung der Geräuschsignatur des Motors. Bild 10.6 zeigt einen Vergleich der Verbrennungsanregung bei einem wechselweise homogen und geschichtet betriebenen strahlgeführten Vierventil-

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10 Geräuschemissionen

Motor, jeweils mit offener Einlasskanalklappe (Tumble2 dominiert) und auf einem Kanal geschlossener Klappe (Drall3 dominiert).

Bild 10.6: Einfluss von Drall auf die Verbrennungsanregung (grau: Tumble dominant, schwarz: Drall dominant), Terzspektrenanalyse der Zylinderdruckverläufe; links: Verbrennungsanregung bei Homogenbetrieb, rechts: Verbrennungsanregung bei geschichtetem Betrieb

Aufgrund des sich bei offenen Einlasskanälen (Tumble) ergebenden geringfügig niedrigeren Druckgradienten bei Homogenbetrieb ergeben sich dementsprechend niedrigere Anregungspegel im für die subjektive Bewertung maßgeblichen Frequenzbereich von 0,5 bis 1,5 kHz für die entsprechende Verbrennung (graue Linie). Bei geschichtetem Betrieb kehrt sich das Anregungsverhalten um. Hier steigen bei dominierendem Tumble sowohl Spitzendruck als auch Druckgradient an und führen zu einer insgesamt höheren Verbrennungsanregung als bei dominierendem Drall und Homogenbetrieb, Bild 10.6. Fazit: In Bezug auf den Gesamtgeräuschpegel spielt die Charakteristik der Einlassströmung bei Homogenbetrieb im Gegensatz zu geschichtetem Betrieb eine untergeordnete Rolle bezüglich des Schalldruckpegels. Hinsichtlich subjektiver Kenngrößen, wie z.B. die Rauigkeit des Geräusches, können weitere Analysen für beide Betriebsmoden lohnenswert sein.

2

Tumble (to tumble: fallen): Die dominierende Strömungsbewegung rotiert im Zylinderrohr um 90° zur Zylinderachse geneigt, also in der Regel konzentrisch bzw. parallel zur Kurbelwellenachse. 3

Drall: Die Strömungsverhältnisse im Zylinder werden durch eine Rotationsbewegung konzentrisch zum Zylinderrohr dominiert.

10.2 Verbrennungsgeräusche

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10.2.3 Einfluss der Abgasrückführungsrate (AGR) auf das Verbrennungsgeräusch Die Abgasrückführung wird beim GDI-Betrieb appliziert, um die Verbrennung zu verlangsamen um damit entsprechenden Emissions- und Verbrauchsanforderungen zu genügen [7]. Da eine höhere AGR-Rate, auch EGR (Exhaust-Gas-Recirculation) genannt, eine langsamere Verbrennung bedingt, werden prozessbedingt ebenfalls auch der Spitzendruck und der Druckgradient reduziert. Dies führt zum einen zu einem niedrigeren Anregungspegel und zum anderen, wie im hier gezeigten Beispiel, zu einem reduzierten Geräuschpegel in den Frequenzbändern 250 bis 700 Hz, Bild 10.7.

Bild 10.7: Effekt der Abgasrückführung auf die Verbrennungsanregung [8]

10.2.4 Einfluss des Betriebsmodenwechsels Aufgrund der thermodynamischen Randbedingungen ist der Betrieb eines GDI-Motors mit Schichtladebetrieb in der Regel nur im unteren bis mittleren Teillastbereich möglich. Es ist daher unumgänglich, den Motor im transienten Betrieb zwischen geschichtetem und homogenem Betrieb hin- und herzuschalten. Folgende Aufgabenstellungen werden dadurch formuliert: ™ Die Charakteristik des Verbrennungsgeräusches sollte ähnlich sein wie im zuvor betriebenen Modus. ™ Der Spitzendruckverlauf sollte so angepasst werden, dass keine störenden Beschleunigungsanregungen in die Fahrzeugstruktur eingeleitet werden. ™ Das abgegebene Motormoment muss ruckfrei generiert werden. ™ Es darf keine Änderung des Einlass- und Auslassmündungsgeräusches wahrgenommen werden.

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10 Geräuschemissionen

Durch eine geeignete Regelung der Gemischzusammensetzung, der Ventilsteuerzeiten, der Einspritzung und der Drosselklappenposition lässt sich ein aus akustischen Gesichtspunkten im Fahrzeug nicht merkbarer Umschaltvorgang zwischen den Betriebsmoden bewerkstelligen. Eine applizierte Strategie zeigt Bild 10.8. Der Anstieg des Innengeräuschpegels bei geschichtetem Betrieb im Vergleich mit Homogenbetrieb beträgt hier 0,8 dB(A). Die Frequenz-Zeit-Signatur des Innengeräusches während des Umschaltens von „Geschichtet“ nach „Homogen“ zeigt einen allerdings subjektiv nicht mehr wahrnehmbaren Anstieg, mit Ausnahme im Frequenzbereich 500 bis 600 Hz im geschichteten Betrieb, was sich auf eine erhöhte Verbrennungsanregung in diesem Frequenzbereich zurückführen lässt.

Bild 10.8: Innengeräusch eines Fahrzeugs mit GDIMotor während langsamer Beschleunigung durch den Umschaltpunkt (weiße, vertikale Linie) vom geschichteten in den homogenen Betrieb [8]

Es sollte bei der akustischen Abstimmung eines solchen Aggregates dieser Frequenzbereich und die zeitliche Struktur des Schallsignals, welche maßgeblich die Geräuschqualität beeinflusst, besonders beachtet werden.

10.2.5 Optimierung des Leerlaufs im Schichtbetrieb Wie bereits in Bild 10.4 gezeigt, ist eine signifikante Zunahme des Anregungspegels bei geschichtetem Betrieb insbesondere im Leerlauf zu erwarten. Eine Optimierung der Anregung muss allerdings im Kontext der Installation des Aggregates im Gesamtfahrzeug gesehen werden, um sich daraus ergebende mögliche Verschlechterungen des Kraftstoffverbrauchs zu vermeiden. Es hat sich gezeigt, dass Einlassmündungsgeräusche, die Hochdruckeinspritzung und Leerlaufvibrationen die kritischsten Störgeräuschquellen bei der Applikation von geschichtetem Betrieb im Fahrzeug sein können. In der Regel lassen sich die Einlassmündungsgeräusche entweder durch eine veränderte Auslegung des Einlasstraktes oder leichtes Androsseln auf ein nicht mehr wahrnehmbares Niveau reduzieren. Die Anhebung auf Kraftstoffdrücke von 100 bis 200 bar sowie die Verwendung von Hochdruckpumpen in Ein- oder Dreizylinder-Ausführungen können zum einen zu hochfrequenten tonalen Geräuschen (2 bis 3 kHz) aufgrund von Pulsationswellen und Reflek-

10.2 Verbrennungsgeräusche

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tionen in der Kraftstoffverteilerleiste führen. Zum anderen können die Schließimpulse der Injektoren im Zusammenhang mit einer nicht vollständig schwingungstechnisch optimierten Anbindung der Kraftstoffverteilerleiste zu störenden Tickergeräuschen führen. Ein möglicher Lösungsvorschlag zur Beseitigung des Tickergeräusches wird in Abschnitt 10.3 vorgestellt. Darüber hinaus sollte die Hochdruckpumpe an einer möglichst steifen Stelle ohne kritisches Abstrahlverhalten auf die Motorstruktur installiert werden. Aus akustischer Sicht sind Mehrzylinderpumpen den Einzylinderpumpen vorzuziehen.

10.2.6 Akustik-Aspekte von GDI-Downsizing-Konzepten GDI-Downsizing-Konzepte sind charakterisiert durch hohe Mitteldrücke pme und hohe Spitzendrücke pmax, wobei aktuelle Konzepte bis zu pme = 17 bar und pmax = 115 bar aufweisen können. Die akustische Vermessung von Downsizing-Aggregaten mit BenzinDirekteinspritzung hat gezeigt, dass die Motorseite mit Abgaskrümmer und Turbolader den Gesamtgeräuschpegel dominiert [4, 5]. Dabei kann es aufgrund von Turbo- oder Kompressoraufladung zu einem erhöhten Anteil von Strömungsgeräuschen kommen. Eine weitere Störgeräuschquelle können zudem noch die Aufladevorrichtungen darstellen, was sich z.B. beim Turbolader in störendem Pfeifen oder Schaltgeräuschen aus dem Kompressorantrieb (Kupplung) bemerkbar machen kann. Störgeräusche aus dem Turboladersystem sind in der Regel schmalbandig (tonal) und werden in der Pkw-Entwicklung je nach Frequenzbereich als „Heulen“ (~1,2 bis 4,5 kHz) oder „Pfeifen“ (~3 bis 10 kHz) bezeichnet. Sowohl das „Heulen“ als auch das „Pfeifen“ lassen sich in ihrer primären Ursache meist auf das Turboladersystem selbst zurückführen [4]. Die vier wichtigsten Ursachen dafür können sein: ™ Rotorunwucht: Erste Rotorordnung, die in der Regel im Frequenzbereich zwischen 1,2 bis 4,5 kHz anregt. Verminderung kann hier durch sorgfältige Auswuchtung und eine entsprechende Unwuchtspezifikation erreicht werden. ™ Heulgeräusch, verursacht durch Druckpulsationen: Frequenzbereich ~1,2 bis 4,5 kHz, lässt sich der ersten Rotordrehordnung zuordnen. In der Regel beeinflussbar durch eine optimierte Passung des Verdichterschaufelrades im Gehäuse. ™ Pfeifgeräusche mit Schaufelordnung vom Verdichter oder der Turbine (so genannter „Drehklang“): Frequenzbereich ~3 bis 10 kHz. Reduzierbar durch eine Erhöhung der Schaufelzahlen in der Turbinen- oder Verdichterstufe (zumeist begrenzt durch Leistungsanforderungen an den Lader) oder durch eine gezielte Verringerung des Abstandes zwischen Verdichterrad und Verdichterzunge im Gehäuse. ™ Konstantes schmalbandiges Geräusch („Konstantton“): Frequenzbereich ähnlich wie beim Unwuchtheulen. Meistens verursacht durch instationäre Lasten und dynamische Dämpfungseinflüsse der Rotorgleitlagerung.

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10 Geräuschemissionen

Als mögliche Abstrahlquellen von Turboladergeräuschen können in der Regel der motornahe Katalysator, Hitzeschutzbleche sowie Luftführungen und Ladeluftkühler fungieren. Entkopplungs- und Strukturoptimierungsmaßnahmen für diese Baugruppen sollten ebenfalls in Betracht gezogen werden. Die Auswahl eines Turboladers und seiner beschriebenen Anforderungen an sein akustisches Verhalten findet in der Regel im Spannungsfeld von Performance, Ökonomie und guter Akustik statt. Hierdurch können entsprechende Sekundärmaßnahmen in den Vordergrund rücken. Eine davon ist die Applikation von Resonatoren, um das in der Regel dominantere Verdichterheulen zu tilgen. Dabei wird der Resonator als so genannte „Bandsperre“ ausgelegt, wobei schon einfache moderne Resonatoren, beispielsweise über einen Frequenzbereich von 1,5 bis 3 kHz effektiv, die Anregung reduzieren, wie beispielhaft in Bild 10.9 dargestellt.

Bild 10.9: Verminderung von Strömungs- und Pfeifgeräuschen bei Turbomotoren durch Einsatz von Resonatoren mit Bandsperrencharakteristik in der Lufteinlassstrecke

Um ein Abstrahlen des Verdichterheulens durch die Hochdruckluftleitung zu vermeiden, empfiehlt es sich, den Resonator möglichst nahe am Verdichter zu platzieren sowie keine weichen oder in ihrer Steifigkeit stark temperaturempfindliche Werkstoffe für die Verschlauchungen auszuwählen. Da durch den Verdichter des Turboladers Druckpulsationen im Einlasssystem bedämpft werden, kann auch beispielsweise mit Hilfe eines speziell ausgelegten Einlasssystems die Geräuschcharakterisik des Motors nicht mehr ausreichend stark beeinflusst werden. Dies

10.2 Verbrennungsgeräusche

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steht aber im Gegensatz zu möglichen Kundenanforderungen, welche, insbesondere bei Downsizing-Turboaggregaten mit Direkteinspritzung, ein akustisches Feedback erwarten, das die Leistungsentfaltung des Motors adäquat unterstreichen soll. Hier finden seit jüngerer Zeit auf der Basis des Helmholtzprinzips arbeitende Resonatoren Verwendung, die in der Regel im Einlasssystem vor Drosselklappe und Luftmassenmesser installiert, durch in speziellen Frequenzbereichen abgestimmte Membrane ausgewählte Frequenzbereiche verstärken und gezielt in den Fahrgastraum einleiten.

10.2.7 Einfluss der Kraftstoffqualität auf die Akustik Moderne Downsizing-Konzepte mit Direkteinspritzung und aktiver Klopfregelung erlauben es, den Motor mit unterschiedlichen Kraftstoffqualitäten ohne Veränderung der abgegebenen Leistung zu betreiben. Notwendig wird dies aufgrund länderspezifisch unterschiedlicher Kraftstoffqualitäten schon innerhalb der Europäischen Union. Insbesondere Aggregatkonzepte mit hoher Leistungsdichte, wie sie Downsizing-Konzepte darstellen, zeigen bezüglich der gängigen Kraftstoffqualitäten 95 ROZ und 98 ROZ ein unterschiedliches Verhalten hinsichtlich der Abhängigkeit des abgestrahlten Geräusches über der Last. Hierbei ist der Einfluss im unteren Drehzahlbereich zu hohen Lasten hin signifikanter, wie in Bild 10.10 dargestellt. Erklären lässt sich dies durch höhere Spitzendrücke bei Betrieb mit 98 ROZ Kraftstoff. Um gleiche Leistung bei Volllast mit 95 ROZ Benzin wie bei 98 ROZ zu erreichen, muss der Ladedruck entsprechend angehoben werden, um das geforderte maximale Drehmoment zu erreichen. Dies kann dann zu einem erhöhten Anteil des Strömungsgeräusches auf der Einlassseite führen [5].

Bild 10.10: Lastabhängigkeit des abgestrahlten Geräusches bei verschiedenen Kraftstoffqualitäten

Betrachtet man die Geräuschpegelentwicklung bei konstanter Drehzahl über der Last, so kann man bis zum Erreichen von ~80% des maximalen Drehmoments keinen Unterschied für beide Kraftstoffqualitäten im abgestrahlten Geräusch feststellen. Erst mit weiter ansteigender Last steigt der Pegel für 98 ROZ Kraftstoff an, während bei 95 ROZ der Zündzeitpunkt aufgrund des früheren Erreichens der Klopfgrenze Richtung „spät“ ver-

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10 Geräuschemissionen

stellt werden muss, was sich wiederum in niedrigeren Spitzendrücken und geringeren Druckgradienten und damit einem konvergenten Verhalten im abgestrahlten Geräuschniveau bemerkbar macht. Ebenfalls lohnenswert kann eine Analyse der Rauigkeit des abgestrahlten Geräusches sein. Mit zunehmender Last erhöht sich die Rauigkeit des abgestrahlten Geräusches für den 98 ROZ Betrieb, was sich direkt auf höhere Druckgradienten zurückführen lässt, Bild 10.11.

Bild 10.11: Einfluss der Kraftstoffqualität auf das lastabhängig abgestrahlte Geräusch bei n = 2000 min–1 [5]

Der leichte Anstieg der Rauheit für beide Kraftstoffqualitäten in der Nähe der Leerlast lässt sich auf einen Anstieg des mechanischen Geräuschanteils zurückführen, begründet durch die nicht mehr durch ausreichend hohen Gaskräfte definierten Bewegungen der Motorbauteile.

10.3 Mechanische Geräusche Aufgrund der Benzin-Direkteinspritzung erfahren in der Hauptsache die Kolben und gegebenenfalls der Ventiltrieb Modifikationen, die sich auf das mechanische Geräusch des Motors auswirken können. Ebenfalls kann sich bei Applikation von CAI4 mittels negativer Ventilüberschneidung die Ordnungsstruktur des Ventiltriebsgeräusches verändern. Der Kolben kann insbesondere bei wand- und luftgeführtem Verfahren ein Risiko für eine mögliche Störgeräuschquelle darstellen. Dies lässt sich durch die relativ kompliziert 4

CAI: kontrollierte Selbstzündung im Benzinmotor (engl. Controlled-Auto-Ignition); siehe auch Abschnitt 3.3.2

10.3 Mechanische Geräusche

255

und meistens unsymmetrisch ausgebildete Kolbenkrone erklären, die für eine solche Prozessführung, insbesondere bei Betrieb mit Luftüberschuss, notwendig ist [9]. Die daraus resultierende höhere Kolbenmasse führt zu einem Anstieg der Massenkräfte und damit auch zur Motorlagerbeschleunigung, wie in Bild 10.12 gezeigt. Schichtladebetrieb kann ein asymmetrisches Kolbenkronendesign erfordern, was höhere gemischte Anteile im Trägheitstensor des Kolbens ergibt. Dies kann bei der Kolbensekundärbewegung zu verändertem Kippverhalten und daraus folgenden höheren Kontaktkräften mit dem Zylinder führen und damit letztendlich in einem Anstieg des Kolbengeräusches resultieren.

Bild 10.12: Effekt des Kolbengewichts auf die vertikale Motorlagerbeschleunigung und die Fahrzeuginnengeräuschpegel der zweiten Motorordnung [8]

Führt das Brennverfahren mit Direkteinspritzung zu hohen Druckgradienten und hohen Spitzendrücken, kann ebenfalls eine Untersuchung in Hinblick auf Kolbentertiärbewegung und Schwingungsverhalten des Kolben-Pleuelverbundes lohnenswert sein. Bei CAI-Betrieb mittels negativer Ventilüberschneidung kann aufgrund der Vorkompression die „Freiflugphase“ des Kolbens während des Ladungswechsels zugunsten einer eindeutigeren Bewegung des Kolbens im Zylinder verändert werden.

10.3.1 Optimierung des Klopfregelsystems Motoren mit Benzin-Direkteinspritzung sind in der Regel mit einer elektronischen Klopfund Ladedruckregelung ausgestattet. Insbesondere Motorkonzepte mit niedriger und ungerader Anzahl von Zylindern, wie z.B. der Reihenmotor mit drei Zylindern, können hierbei interessante Aufgabenstellungen generieren. Im Folgenden wird eine Untersuchung vorgestellt, die bei der Optimierung des Klopfregelsystems an einem DreizylinderTurboaggregat mit Benzin-Direkteinspritzung notwendig wurde [4]. Zunächst war nur ein Klopfsensor zwischen dem zweiten und dritten Zylinder vorgesehen. Bedingt durch die Zündwinkel- bzw. Einspritzabstände, die beim Dreizylinder 240° anstatt 180° beim Vier-

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10 Geräuschemissionen

zylinder betragen und durch die nicht zentrale Lage des Klopfsensors, kam es bei einem untersuchten Versuchsmotor zu einer Störung des Klopfregelsignals. Messungen an den am System verbauten Komponenten zeigten, dass die Einspritzdüsenschließimpulse eines zu dieser Zeit nicht im Verbrennungsprozess befindlichen Zylinders genau in das Klopffenster desjenigen Zylinders fielen, bei dem die Verbrennung gerade erfolgte. Das heißt, dass in dem Zeitbereich, in dem Klopfen stattfinden kann, der Klopfsensor ebenfalls Störimpulse aufgrund der Schließimpulse erfasste, was letztendlich die Detektierbarkeit von auftretendem Klopfen erschwerte. Die dabei gemessenen Signale zeigt Bild 10.13.

Bild 10.13: Beschleunigungsmessungen an den Klopfregelungssystemkomponenten, der Motorstruktur und am Einspritzsystem bei 3000 min–1, Volllast

Eine Modal- und Transferpfadanalyse der Motorstruktur ergab, dass unter anderem die verschiedenen Längen der Körperschallpfade zu dem Klopfsensor zu unterschiedlich starken Intensitäten der Körperschallsignale (Impulse) im Klopffenster beitrugen. Aufgrund der Transferpfadanalyse wurden Verbesserungen in der Strukturübertragung am Block realisiert sowie ein zweiter Klopfsensor zwischen dem ersten und zweiten Zylinder appliziert, um gleiche Übertragungswege von jedem Brennraum zum Sensor zu gewährleisten. Zur weiteren Störgeräuschunterdrückung wurden Dämpfungsscheiben zwischen Einspritzdüse und Zylinderkopf eingebaut. Hierdurch kann der Körperschalleintrag durch die Schließimpulse der Einspritzdüse effektiv reduziert werden, um ein in allen Belangen robust arbeitendes Systemverhalten zu erreichen. Im Zusammenhang mit geschichtetem Betrieb oder CAI sei darauf hingewiesen, dass hier aufgrund der niedrigeren Verbren-

10.3 Mechanische Geräusche

257

nungstemperaturen ebenfalls die durch die Verbrennung angeregten Eigenmoden des Brennraums zu niedrigeren Frequenzen absinken [10].

10.3.2 Einfluss des Kraftstoffhochdruckverteilsystems Moderne Konzepte mit Benzin-Direkteinspritzung lassen sich effektiv nur über höhere Einspritzdrücke realisieren. Hierbei können ein- oder mehrzylindrische Kolbenpumpen motorseitige Kraftstoffdrücke von bis zu 200 bar in einer Common-Rail-Anordnung von Kraftstoffverteilerleiste und Injektoren bereitstellen. Dadurch bedingt können sich sogenannte „Tickergeräusche“ ausbilden, verursacht entweder durch Druckschwankungen im Kraftstoffsystem, wiederum hervorgerufen durch Schließimpulse der Injektoren, oder aufgrund von Pulsationen, die durch die Hochdruckpumpe generiert werden können. Die Zeit-Frequenz-Struktur eines solchen Geräuschphänomens, analysiert aus einem Luftschallsignal bei Leerlaufbetrieb, ist beispielhaft in Bild 10.14 gezeigt.

Bild 10.14: Zeit-Frequenz-Struktur des Tickergeräusches (Luftschall) im Motorleerlauf

Im hier vorgestellten Beispiel werden die „Tickergeräusche“ hauptsächlich durch die vom Öffnen und Schließen der Einspritzdüsen erzeugten Druckpulsationen, welche mit der zweiten Biegeeigenfrequenz der Kraftstoffverteilerleiste zusammenfallen, hervorgerufen. Es liegt also eine klassische maschinenakustische Aufgabenstellung vor, mit dem Ziel, die Anregung von den Betriebsmoden zu separieren. Bild 10.15 zeigt beispielhaft einen Optimierungsprozess für eine Einspritzleiste. Hier wurde als Konsequenz der Berechnungsergebnisse die Verteilerleiste unter anderem durch eine optimierte Positionierung ihrer Verschraubungspunkte mit dem Einlasssystem versteift. Damit wurde die zweite Biegeeigenfrequenz von 2114 Hz auf 2400 Hz erhöht, wie Bild 10.12 zu entnehmen ist. Durch die Umsetzung dieser Maßnahmen kann das System nunmehr unterkritisch ohne Störgeräusche betrieben werden.

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10 Geräuschemissionen

Bild 10.15: CAE basierte Strukturoptimierung für eine Kraftstoff-Hochdruck-Verteilerleiste

Weitere Luftschallanteile des Tickergeräusches können durch stehende Druckwellen innerhalb der Verteilerleiste verursacht werden. Dieser Geräuschanteil kann mit Hilfe eines Druckpulsationsdämpfers in Form einer Drosselblende, die zwischen Verteilerleiste und Einspritzdüse montiert ist, reduziert werden, Bild 10-16. Durch die Kombination beider Maßnahmen lässt sich somit das Tickergeräusch auf ein im Fahrzeuginnenraum nicht mehr wahrnehmbares Geräuschniveau absenken. Bei der Installation der Kraftstoffhochdruckpumpe, die in der Regel durch den Steuertrieb angetrieben wird, sollte darauf geachtet werden, dass diese nicht an Bauteilen mit hohem Abstrahlverhalten befestigt wird. Falls Maßnahmen seitens der Hochdruckpumpe wie z.B. Optimierung des Fördernockens oder Ansteuerung des Mengenregelventils nicht greifen, muss gegebenenfalls zu passiven maschinenakustischen Maßnahmen (Kapselung) gegriffen werden.

Bild 10.16: Reduktion des Körperschallanteils des Tickergeräusches durch Applikation einer Drosselblende an der Einspritzdüsenhülse [4, 8]

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Literatur [1] Heuer, S.: Verbrennungsgeräusch der direkteinspritzenden Hubkolbenmaschine. Dissertation, RWTH Aachen, 2001 [2] Göhringer, V.; Philipp, U.; Bargende, M.: Verbrennungsgeräuschoptimierung von Dieselmotoren auf Basis der motorspezifischen Strukturdämmung. Magdeburger Symposium: Motorund Aggregateakustik. Renningen: Expert Verlag, 2005 [3] van Basshuysen, R.; Schäfer, F.: Handbuch Verbrennungsmotoren. Wiesbaden: Vieweg Verlag, 2002 [4] Stoffels, H.; Schroeer, M.: NVH Aspects of a Downsized Turbocharged Gasoline Powertrain with Direct Injection. Transactions of the SAE 2003. SAE N&V Conference 2003, Traverse City, MI. SAE Paper No. 2003-01-1664. Warrendale, 2003 [5] Stoffels, H.: Combustion Noise Investigation on a Turbocharged Spray Guided Gasoline Direct Injection I4-Engine. SAE N&V Conference 2005, Traverse City, MI. SAE-Paper 200501-2527. Warrendale, 2005 [6] Stoffels, H.: Untersuchungen zur Verminderung von Torsionsschwingungen in PKW Antriebsträngen. VDI-Berichte 1493. Düsseldorf: VDI Verlag, 2001 [7] Schäfer, F.; van Basshuysen, R.: Schadstoffreduzierung und Kraftstoffverbrauch von Verbrennungsmotoren. Serie: Die Verbrennungskraftmaschine, Band 7. Wien: Springer Verlag, 1993 [8] Brohmer, A.; Kemmerling, J. et al.: Einfluß der Di-Technik auf das akustische Verhalten von Ottomotoren. In: Motortechnische Zeitschrift MTZ 63(2002). Wiesbaden: Vieweg Verlag, 2002 [9] Menne, R. J.; Brinkmann, B.: Strahlgeführte Verbrennungssysteme. HdT Fachbuch, Band 39. Renningen: Expert-Verlag, 2005 [10] Stoffels, H.; Collings, N.: Gasoline HCCI – a new challenge in powertrain NVH engineering. MTZ/ATZ Akustiktagung 2006. Stuttgart, 2006 [11] Zwicker, E.; Fastl, H.: Psychoacoustics, 2nd ed. Berlin/Heidelberg/New York: Springer Verlag, 1999

261

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

11.1 Zündsysteme Trotz immer wiederkehrender Bemühungen, alternative Zündsysteme wie Plasma-, Laser- und andere Zündungen für den Serieneinsatz zu entwickeln, hat sich bis heute die traditionelle Spulenzündung (SZ) wegen ihres Kosten-Nutzen-Verhältnisses durchgesetzt. In Ausnahmefällen wird die Hochspannungs-Kondensatorzündung (HKZ) verwendet mit integrierter Ionenstrommessung [1]. Die wesentlichen Verbesserungen der Spulenzündung konnten durch Ersatz des mechanischen Unterbrechers durch Halbleiter sowie durch den Wegfall des Hochspannungsverteilers erzielt werden. Weiterhin erfolgte die Verkleinerung der Baugröße. Durch Verbesserung der elektronischen Steuerung ohne mechanische Verstelleinrichtungen wie Fliehkraftversteller und Unterdruckdose kann ein vom Betriebspunkt abhängiger Vorzündwinkel realisiert werden. Bei den Brennverfahren mit Saugrohreinspritzung und stöchiometrischer Gemischzusammensetzung sind die Anforderungen hinsichtlich der Zündeigenschaften nicht sehr hoch, da stöchiometrische Gemische sehr „zündwillig“ sind. Reaktionsträge Gemische, wie sie bei hohen Abgasrückführraten sowie bei mageren Luftverhältnissen vorliegen, zeigen bei der Verwendung herkömmlicher Zündanlagen schwankende Zündverzugszeiten oder sogar Verbrennungsaussetzer. Die für die modernen Brennverfahren des Ottomotors mit Direkteinspritzung erforderliche Optimierung der Zündanlage hinsichtlich der Entflammungseigenschaften und Anpassung an die Brennraumbedürfnisse wurde bislang nur in begrenztem Umfang untersucht und durchgeführt. Bis heute ist die Zündkerze ein Verschleißteil, das aufwändige Anpassungsarbeiten verlangt und Wartungskosten verursacht [2].

11.1.1 Funkenzündsysteme Im Folgenden werden unterschiedliche Funkenzündsysteme vorgestellt. Hierzu erfolgt eine Beschreibung der möglichen Hochspannungsquellen, der unterschiedlichen Zündkerzenbauarten sowie der verschiedenen Systeme der Zündanlagen und Betriebsstrategien. Spulenzündung (SZ) Für den Einsatz im Automobilbereich hat sich die induktive Zündanlage in Form der Spulenzündanlagen durchgesetzt, Bild 11.1. Diese erzeugt in jedem Arbeitstakt des Verbren-

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

nungsmotors die für den Funkenüberschlag erforderliche Hochspannung [3]. Die dafür notwendige Energie wird über den Zündschalter (1) der Batterie (2) entnommen und in der Zündspule (3) zwischengespeichert. Für die folgerichtige Zuordnung der Zündimpulse zu den Zündspulen und damit für die Zündfunken an den Zündkerzen (5) sorgt das Motorsteuergerät mit den dazugehörigen Zündungsendstufen (4). Bei der Verwendung von Einzelfunken-Zündspulen ist jedem Zylinder eine Zündungsendstufe und eine Zündspule zugeordnet. Das Motorsteuergerät steuert entsprechend der Zündfolge die Zündungsendstufen an.

Bild 11.1: Schematischer Aufbau einer induktiven Spulenzündanlage für einen Mehrzylindermotor mit Einzelfunken-Zündspulen [3]

Bild 11.2: Prinzipieller Aufbau der Hochspannungserzeugung mit einer Zündspule [3]

Die zum Zünden des Luft-Kraftstoffgemisches erforderliche Hochspannung wird aus der gespeicherten Zündenergie vor dem Funkenüberschlag aufgebaut. Das ist Aufgabe der Zündspule, deren prinzipieller Aufbau in Bild 11.2 dargestellt ist. Zündspulen, die dem neuesten Stand der Technik entsprechen, bestehen aus zwei magnetisch gekoppelten Kupferwicklungen, der Primärwicklung (2) und der Sekundärwicklung (3) sowie einem aus einzelnen Blechen zusammengesetzten Eisenkern (4) in einem vergossenen Kunststoffgehäuse, wobei die zwei Wicklungen auf dem gemeinsamen Eisenkern aufgesetzt sind. Die Primärwicklung besteht aus dickem Draht mit wenigen Windungen.

11.1 Zündsysteme

263

Ein Ende der Wicklung ist über den Zündschalter mit dem Pluspol der Batterie (1) verbunden. Das andere Ende ist an die Zündungsendstufe (5) angeschlossen, die damit den Primärstrom schalten kann. Die Sekundärwicklung besteht aus dünnem Draht mit vielen Windungen. Das Übersetzungsverhältnis, das zahlenmäßige Verhältnis der Wicklungen zueinander, liegt allgemein zwischen 1:50 und 1:150. Die Zündspule hat zunächst die Aufgabe, die für die Hochspannungserzeugung erforderliche Energie zu speichern. Die Hochspannungserzeugung, die in Einzelfällen wie beispielsweise bei Turbomotoren Zündspannungen bis über 30000 Volt liefern muss, folgt dem Gesetz der magnetischen Induktion. In der Zündspule eines Ottomotors läuft die Hochspannungserzeugung dabei wie folgt ab: Das Motorsteuergerät (6) in Bild 11.2 schaltet die Zündungsendstufe während der berechneten Schließzeit (Dauer der Bestromung der Primärspule) ein. Innerhalb dieser Zeit steigt der Primärstrom in der Zündspule an und baut dabei ein Magnetfeld in der Spule auf. Bleibt der Stromkreis geschlossen, so nimmt der Primärstrom weiter zu, bis er von den Widerständen im Primärkreis oder einer aktiven Begrenzung durch die Endstufe begrenzt wird. Ab einer bestimmten Stromstärke tritt eine vom verwendeten ferromagnetischen Werkstoff im Eisenkreis abhängige magnetische Sättigung ein. Dadurch nimmt die Induktivität ab und die Verluste innerhalb der Zündspule steigen stark an. Es ist daher sinnvoll, den Arbeitspunkt der Spule unterhalb der magnetischen Sättigung zu legen. Die Höhe des Primärstroms und die Größe der Primärinduktivität der Zündspule bestimmen die im Magnetfeld gespeicherte Energie. Zum Zündzeitpunkt unterbricht die Zündungsendstufe den Stromfluss und durch die Änderung des Magnetfeldes wird in der Sekundärwicklung der Zündspule die Sekundärspannung induziert. Die maximal mögliche Sekundärspannung hängt von folgenden Faktoren ab [3]: ™ Verhältnis der Windungszahlen von Primär- und Sekundärwicklung in Verbindung mit der Primärspannungsbegrenzung der Zündungsendstufe ™ Wicklungskapazität und sekundäre Lastkapazitäten (z.B. Zündkerze, Zündkerzenschacht, Zündkabel, ...) ™ gespeicherte Energie ™ Nebenschluss (z.B. kraftstoffbenetzte oder verrußte Zündkerze). Die zur Verfügung stehende Sekundärspannung (Zündspannungsangebot) muss in jedem Fall über der zum Funkendurchbruch an der Zündkerze (8), Bild 11.2, notwendigen Spannung (Zündspannungsbedarf) liegen. Es muss sichergestellt werden, dass der Zündspannungsbedarf unter allen Umständen von der Zündanlage bereitgestellt wird. Der Zündspannungsbedarf ist abhängig von [3]: ™ der Dichte des Luft-Kraftstoffgemisches im Brennraum und damit auch vom Zündzeitpunkt ™ der Zusammensetzung des Luft-Kraftstoffgemisches ™ der Elektrodengeometrie der Zündkerze ™ dem Elektrodenwerkstoff ™ dem Elektrodenabstand.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Nach Unterbrechung des Primärstroms zum Zündzeitpunkt steigt die Spannung in der Sekundärwicklung der Zündspule innerhalb kurzer Zeit (maximal ca. 30 Ps [3]) bis zur Zündspannung an. Beim Überschreiten der notwendigen Zündspannung wird die Funkenstrecke der Zündkerze zwischen Mittelelektrode und Masseelektrode leitend und es kommt zu einer elektrischen Gasentladung [4]. Der in Bild 11.3 dargestellte Strom- und Spannungsverlauf eines Zündvorgangs wurde bereits im Abschnitt 3.4 eingehend erklärt. Die Gesamtentladung lässt sich in drei Phasen unterteilen: die Durchbruchs- (I), die Bogen- (II) und die Glimmphase (III) [5, 6, 7, 8]. Die auf Zündspannung aufgeladenen Kapazitäten im Sekundärkreis der Zündspule entladen sich schlagartig in einem Funkenkopf (K in Bild 11.3, auch Funkendurchbruch genannt). Dieser elektrische Durchbruch erfolgt im Nanosekundenbereich und ist durch eine Spannung von mehreren kV gekennzeichnet [4]. Die Höhe der statischen Durchbruchspannung ist unter anderem von folgenden physikalischen Größen abhängig [9, 10]: ™ dem Elektrodenabstand ™ der Gaszusammensetzung ™ dem Brennraumdruck ™ der Rauigkeit der Elektroden.

Bild 11.3: Zeitlicher Verlauf von Spannung und Strom, gemessen an den Elektroden einer Zündkerze [5]

11.1 Zündsysteme

265

Bild 11.4: Energiebilanz einer Zündung [3]

Nach dem elektrischen Durchbruch kommt es zwischen den Elektroden der Zündkerze zur Bildung eines elektrisch leitfähigen Plasmakanals, in dem zunächst nur die in der Zündkerze kapazitiv gespeicherte Energie umgesetzt wird. Während der kurzen Zeit der Durchbruchphase (ca. 5 ns) fließen in diesem Plasmakanal Ströme von bis zu 100 A. Die Temperatur erreicht Werte von ca. 6000 K, wobei sich Drücke von bis zu 300 bar aufbauen [4]. Danach wird die gespeicherte Energie der Zündspule während einer Funkendauer (tF in Bild 11.3, auch Funkenbrenndauer genannt) von typischen 1 ms bis 2 ms in einer Entladung in Höhe der Brennspannung umgesetzt (B in Bild 11.3, auch Funkenschwanz S genannt). Die Brenndauer des Funkens kann physikalisch gesehen in zwei Phasen unterteilt werden: Die Bogen- und die Glimmentladungsphase. Während der Phase der Bogenentladung (II) wird die in der Zuleitung zur Zündkerze und der Zündanlage kapazitiv gespeicherte Energie umgewandelt. An die Bogenphase schließt sich die Phase der Glimmentladung an, bei der die in der Zündanlage gespeicherte elektrische Energie in das Gas entladen wird [3, 7, 11]. Dabei wird die Höhe der Brennspannung hauptsächlich von der Länge des Plasmakanals beeinflusst [4]. Erfolgt beispielsweise eine Auslenkung des Funkens unter der Wirkung einer Luftströmung, so kann dabei eine Zunahme der Brennspannung beobachtet werden. In der nun folgenden Nachschwingphase wird die in der Zündspule enthaltene Restenergie abgebaut. Die in der Zündspule gespeicherte Energie (Zündenergie) verteilt sich dabei, wie in Bild 11.4 dargestellt, auf die in Bild 11.3 erläuterten Phasen des Spannungsverlaufs: ™ Funkenkopf: Die Energie, die in der sekundärseitigen Kapazität des Zündkreises (Zündkabel, usw.) gespeichert ist, nimmt quadratisch mit der anliegenden Spannung zu. ™ Funkenschwanz: Die restliche, in der Zündspule gespeicherte Energie wird anschließend freigesetzt. Sie ergibt sich aus der Differenz von der in der Zündspule gespeicherten Gesamtenergie und der durch die kapazitive Entladung freigesetzten Energie, Bild 11.4. Damit folgt, dass mit zunehmendem Zündspannungsbedarf auch der Energieanteil im Funkenkopf steigt. Bei hohem Zündspannungsbedarf reicht dann die im Funkenschwanz vorhandene Energie unter Umständen nicht mehr aus, um die notwendige Funkendauer für eine Entflammung des Gemisches zu liefern oder, wie bei der Entflammung magerer Gemische durchaus üblich, eine wieder erloschene Flamme durch

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Folgefunken erneut zu zünden. Bei weiter ansteigendem Zündspannungsbedarf, gestrichelter Pfeil in Bild 11.4, wird sehr schnell die Aussetzergrenze erreicht, da die verfügbare Energie nicht mehr ausreicht, um einen Funkenüberschlag zu erzeugen und stattdessen in einer gedämpften Schwingung ausschwingt. Die Zündspule muss demzufolge sowohl sorgfältig auf die übrigen Zündungskomponenten abgestimmt sein als auch auf die Anforderungen des jeweiligen Motorkonzepts. Aufgabe der Zündkerze ist es, die Zündenergie in den Brennraum einzubringen und durch den elektrischen Funken zwischen den Elektroden die Verbrennung des LuftKraftstoffgemisches einzuleiten. Durch ihren Aufbau muss sichergestellt sein, dass die zu übertragende Hochspannung immer sicher gegen den Zylinderkopf isoliert und der Brennraum nach außen hin abgedichtet wird. Bild 11.5 zeigt den prinzipiellen Aufbau einer Zündkerze.

Bild 11.5: Prinzipieller Aufbau einer Zündkerze nach [3]

Sie ist eine keramikisolierte, gasdichte Hochspannungsdurchführung in den Brennraum mit einer Mittelelektrode (1), Bild 11.5, und einer oder mehreren Masseelektroden (2), Bild 11.5. Der Elektrodenabstand ist mit (EA) gekennzeichnet. Er ist die kürzeste Entfernung zwischen Mittel- und Masseelektrode und bestimmt unter anderem die Länge des Zündfunkens. Je kleiner der Elektrodenabstand ist, umso niedriger ist die Spannung, die zum Ausbilden eines Zündfunkens benötigt wird. Bei kleinem Elektrodenabstand entsteht im Elektrodenbereich nur ein kleiner Flammenkern. Über die Kontaktflächen mit den Elektroden wird diesem wiederum Energie entzogen. Durch diesen Quenchingeffekt kann sich der Flammenkern nur sehr langsam ausbreiten. Da sich mit zunehmendem Elektrodenabstand die Quenchingverluste verringern, werden die Entflammungsbedingungen zwar verbessert, der erforderliche Zündspannungsbedarf wird jedoch stark erhöht. Bei gegebenem Zündspannungsangebot der Zündspule wird dadurch die Zündspannungsreserve reduziert [3]. In Untersuchungen zur Beeinflussung der Magerlaufgrenze von [12] wurde gezeigt, dass der Elektrodenabstand bis zu einem bestimmten Wert die Entflammung positiv beeinflussen kann.

11.1 Zündsysteme

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Die Lage der Funkenstrecke, also der Ort des Funkenübergangs durch den Elektrodenabstand relativ zur Brennraumwand, definiert die Funkenlage, in Bild 11.5 mit f gekennzeichnet. Bei modernen Motoren, insbesondere bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung, ist ein deutlicher Einfluss der Funkenlage auf die Verbrennung zu beobachten [3, 12, 13, 14]. Im Gegensatz zu Ottomotoren mit äußerer Gemischbildung werden bei der Direkteinspritzung ausgeprägte Ladungsbewegungen zur Unterstützung der Gemischbildung eingesetzt. Dadurch ändert sich die Strömung an der Zündkerze in Betrag und Richtung in unterschiedlichen Betriebspunkten. Eine tief in den Brennraum ragende Funkenlage kann dabei für die Entflammung von Vorteil sein. Beim Betrieb der Zündkerzen mit elektronischen Zündanlagen können Spannungen bis über 30000 V auftreten, die unter keinen Umständen zu Durchschlägen entlang des Isolators führen dürfen. Die sich aus dem Verbrennungsprozess von Kraftstoff und in geringen Mengen auch Ölzusätzen abscheidenden Rückstände wie Ruß, Ölkohle und Asche sind unter bestimmten thermischen Bedingungen elektrisch leitend. Dennoch dürfen auch hier keine Überschläge durch den Isolator auftreten. Welchen Beanspruchungen eine Zündkerze während eines Arbeitsspiels ausgesetzt ist, zeigt Bild 11.6. Taktphase Gastemperatur Gasdruck

Verdichten

Verbrennen und Arbeiten

Ausstoßen

Ansaugen

300 bis 600 °C

2000 bis 3000 °C

1300 bis 1600 °C

bis 120 °C

8 bis 30 bar

30 bis 90 bar

1 bis 5 bar

0,9 bar

Kolbenstellung

Kurbelwinkel

0° OT

180° UT

270° OT

540° UT

720° OT

Bild 11.6: Beanspruchungen einer Zündkerze während eines Arbeitsspiels [3]

Die Lage der Masseelektrode(n) bestimmt den Funken- und somit den Zündkerzentyp. Dies ist in Bild 11.7 schematisch dargestellt. Liegt die Masseelektrode gegenüber der Mittelelektrode, so wird diese Kerzenart als Luftfunkenzündkerze bezeichnet (a). Bei seitlich angestellten Masseelektroden ergeben sich reine Gleitfunkenzündkerzen (b) bzw. kombinierte Luft-Gleitfunkenzündkerzen (c). Die genannten Zündkerzenkonzepte besitzen folgende Eigenschaften: ™ Luftfunkenkonzept: Bei den Luftfunkenkonzepten ist die Masseelektrode so zur Mittelelektrode angestellt, dass der Zündfunke auf direktem Weg zwischen den Elektroden springt und das Luft-Kraftstoffgemisch entzündet, welches sich zwischen den Elektroden befindet.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

™ Gleitfunkenkonzept: Durch die definierte Anstellung der Masseelektrode zur Keramik gleitet der Funke zunächst von der Mittelelektrode über die Oberfläche der Isolatorfußspitze und springt dann über einen Gasspalt zur Masseelektrode. Da für eine Entladung über die Oberfläche eine niedrigere Zündspannung benötigt wird als für die Entladung durch einen gleich großen Luftspalt, kann der Gleitfunke bei gleichem Zündspannungsbedarf größere Elektrodenabstände überbrücken als der Luftfunke. Dadurch entsteht bei der anschließenden Entflammung ein größerer Flammenkern und die Entflammungseigenschaften werden deutlich verbessert [14]. Gleichzeitig hat der Gleitfunke im Kaltwiederholstart, Schiebebetrieb und in langen Leerlaufphasen eine reinigende Wirkung bzw. verhindert, dass sich Verbrennungsrückstände auf der Isolatorstirnseite niederschlagen [3]. In [14] wurde gezeigt, dass vor allem bei frühen Zündwinkeln im Schichtladebetrieb mit diesem Zündkerzenkonzept geringere Verbrennungsschwankungen und eine geringere Aussetzeranzahl erreicht werden können. Die Gleitfunkenstrecke muss allerdings so ausgelegt sein, dass sie eine zur Selbstreinigung ausreichend hohe Temperatur erreicht und gleichzeitig eine Überhitzung der Isolatorfläche verhindert wird. ™ Luftgleitfunkenkonzept: Bei diesen Zündkerzenkonzepten sind die Masseelektroden in einem bestimmten Abstand zur Mittelelektrode und zur Keramikstirnseite angestellt. Dadurch ergeben sich zwei alternative Funkenstrecken, die die beiden vorher genannten Entladungsformen ermöglichen und unterschiedliche Zündspannungsbedarfswerte aufweisen. Je nach Betriebsbedingungen und Zündkerzenzustand springt der Funke als Luft- oder Luftgleitfunke über [3, 15]. Normalerweise erfolgt die Zündung über den Luftfunken. Im Falle der Verschmutzung des Isolators erfolgt der Funkendurchbruch jedoch aufgrund des geringen Widerstandes als Gleitfunken über die verschmutzte Oberfläche, wodurch diese gereinigt wird.

Bild 11.7: Funkenverhalten der verschiedenen Zündkerzenarten nach [3]

11.1 Zündsysteme

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Darüber hinaus hat die Elektrodenform großen Einfluss auf die Zündfunkenausbildung und die Entflammung [3, 14, 16]. Die Zündfähigkeit kann dabei durch die Minimierung der Wärmeverluste über die Elektroden während der Flammenkernbildung und Flammenausbreitung verbessert werden [14, 17, 18]. Dies kann durch dünne Elektrodenspitzen erreicht werden. Zusätzlich verringert sich mit dünneren Elektrodenspitzen die erforderliche Zündspannung, da ein stärkeres elektrisches Feld entsteht. Nachteilig sind hierbei die durch die exponierte Elektrodengeometrie auftretenden hohen Elektrodentemperaturen, die zu starkem Verschleiß führen. Dem Problem der Dauerhaltbarkeit kann jedoch durch eine geeignete Werkstoffauswahl entgegengetreten werden [3, 19]. Ungespülte Vorkammerzündkerze Durch den Einsatz von Vorkammerzündkerzen kann sowohl die Entflammung als auch die Hauptverbrennung vor allem von mageren Gemischen verbessert werden, Bild 11.8 [20]. Während des Kompressionshubes erfolgt aufgrund des Druckgefälles zwischen Hauptbrennraum und Vorkammer durch die Überströmbohrungen eine Strömung, die durch eine erhöhte Mischungsarbeit zu einer guten Vermischung des Luft-Kraftstoffgemisches und damit zu einer verbesserten Gemischhomogenität führt. Nach der Entflammung des Gemisches in der Vorkammerzündkerze treten Fackelstrahlen aus dieser in den Hauptbrennraum aus. Der Fackelstrahlimpuls wird durch die Druckdifferenz zwischen Kammer und Hauptbrennraum bestimmt [21] und hängt damit von der Umsatzgeschwindigkeit der anfänglichen Verbrennung und der Drosselwirkung der Überströmbohrungen ab. Die Vorkammerzündung erzeugt durch Fackelstrahlen mehrere Flammenkerne an verschiedenen Orten im Brennraum, die einen schnellen Umsatz der Hauptverbrennung fördern. Bild 11.9 zeigt den mit der Vorkammerkerze erreichbaren deutlich schnelleren Kraftstoffmassenumsatz im Vergleich zur Hakenkerze, der sich vor allem durch einen deutlich geringeren Vorzündbedarf auszeichnet. Aufgrund des im Falle der Vorkammerkerze höheren Restgasgehaltes an der Zündstelle ist nach [21] die Magerlaufgrenze der Hakenzündkerze höher.

Bild 11.8: Vorkammerzündkerzen mit und ohne Spülung [21]

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.9: Homogener Magerbetrieb bei Teillast mit Hakenkerze und Vorkammerzündkerze; durchgezogene Linie: Standardkerze, punktierte Linie: Basis Wirbelkammerkerze [21]

Bild 11.10 zeigt beispielhaft die mit einer Vorkammerzündkerze erzielte Entflammung durch die weitreichende Wirkung der Fackelstrahlen (rechts) im Vergleich zur Entflammung mit einer Standardhakenzündkerze (links). Hochleistungsgroßgasmotoren, die auch bei Volllast homogen mager betrieben werden, sind häufig mit Vorkammerzündkerzen ausgerüstet. Nach [22] wird beim Gasmotor TCG 2020 V20 mit 2000 kW Leistung ein Wirkungsgrad von über 44% in Kombination mit moderner Aufladetechnik und Vorkammerzündkerzen erreicht.

Bild 11.10: Visualisierung der Entflammung bei Hakenzündkerze [21] (links) und bei einer Vorkammerzündkerze mit 6 Bohrungen (rechts)

11.1 Zündsysteme

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Nach [23] sind die Vorkammerzündkerzen mit einer Lebensdauer von ca. 6000 h sehr langlebig. Aufgrund der Verbesserung der Entflammung und der Erhöhung der Brennraumturbulenz durch die Fackelstrahlen aus der Vorkammerzündkerze hat der durch die Einlasskanalform generierte Ladungsdrall keinen nennenswerten Einfluss auf die Verbrennung. In Bild 11.11 ist eine Vorkammerzündkerze der Firma Multitorch [24] für den Einsatz in Großgasmotoren dargestellt.

Bild 11.11: Vorkammerzündkerze für Großgasmotoren [24]

Gespülte Vorkammerzündkerze Zur Verringerung des Restgasgehaltes und/oder zur Erzielung einer idealen zündfähigen Gemischzusammensetzung in der Vorkammerzündkerze unabhängig von der Gemischzusammensetzung im Hauptbrennraum können gespülte Vorkammerzündkerzen eingesetzt werden, Bild 11.8. Durch Spülung der Vorkammerzündkerze mit Luft oder Brenngas wird die homogene Magerlaufgrenze gegenüber der Hakenzündkerze und der ungespülten Vorkammerzündkerze deutlich angehoben, Bild 11.12.

Bild 11.12: Magerlaufverhalten mit gespülter Vorkammerzündkerze [21]

272

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

11.1.2 Laserzündung In aktuellen Untersuchungen wird der Einsatz von Laserzündungen untersucht, die speziell bei der Entflammung magerer Gemische Vorteile versprechen. Bei Laserzündungen erfolgt über einen optischen Zugang die Einkoppelung eines Laserstrahls in den Brennraum. Durch Fokussierung mit einer Linse wird die Energiedichte im Brennpunkt soweit erhöht, dass es zur Entflammung des Luft-Kraftstoffgemisches kommt. Nach [25] ist die Funkendauer mit 25 bis 30 ns extrem kurz im Vergleich zur konventionellen Funkenzündung mit 1000 ns. Dadurch ist die Gefahr der Verwehung des Zündplasmas in der turbulenten Strömung im Zündbereich gering. Die für die Zündung notwendige Leistungsdichte liegt im Bereich von 10 bis 100 GW/cm2. Die hierfür notwendige Zündenergie liegt im Bereich von einigen 10 mJ. Daher ist es möglich, selbst mit einem Diodenlaser, der einen geringen Systemwirkungsgrad von 5% besitzt, eine im Vergleich mit herkömmlichen Zündsystemen ähnliche Leistungsaufnahme zu realisieren. Durch Fokussierung des kurzen Laserimpulses in Luft oder im Gemisch entsteht ein helles und heißes Plasma. Dieses Verhalten wird „optischer Durchbruch“ genannt und wird auf die Mehrquantenionisation zurückgeführt. Die Laserstrahlung wird dabei durch das aus der Ionisation entstandene Plasma absorbiert. Eine rasche Aufheizung ist die Folge, die zu einer sich rasch ausbreitenden Schockwelle führt [25]. Das Laserlicht stellt eine elektromagnetische Welle dar. Die Mindestenergie ist hierbei abhängig vom Gasdruck: EZ,min = 1 /pn. Im Gegensatz zur herkömmlichen Funkenzündung führt ein höherer Gegendruck zu einem früheren optischen Durchbruch [26]. Der Brennfleckradius wF hängt von der Brennweite F der verwendeten Optik, der Wellenlänge O und dem Durchmesser D des Laserstrahls ab. Zusätzlich ergibt sich die Strahlqualitätskennzahl K aus der Diskrepanz zwischen realem und idealem Strahlprofil. wf

1 2 OF ¹ ¹ K S D

Nach [26] werden folgende Anforderungen an ein Lasersystem gestellt: Pulsdauer Pulsenergie Pulsfrequenz

10 ns einige 10 mJ t 100 HzG

Zusätzlich ist sowohl eine hohe Zuverlässigkeit und ein hoher Wirkungsgrad notwendig als auch die Möglichkeit zur Miniaturisierung des Lasersystems für den Einsatz im Pkw. Daraus ergibt sich, dass lediglich gepulste Laser in Frage kommen. Die Anforderungen werden grundsätzlich von den folgenden drei Lasertypen erfüllt: ™ TEA CO2 Laser ™ Excimerlaser ™ Nd:YAG-Laser.

11.1 Zündsysteme

273

Hinsichtlich der notwendigen Miniaturisierung ist der Nd:YAG-Laser, der statt Gas als Lasermedium Festkörper verwendet, ein geeignetes System. Zusätzlich ermöglicht die emittierte Wellenlänge von 1064 nm die Einkoppelung durch Lichtleiter. Als Pumpquelle wird hierbei entweder eine Blitzlampe oder ein Diodenlaser verwendet. Die Verwendung einer Blitzlampe als Pumpquelle ist billiger, die Lebensdauer liegt jedoch im Bereich von nur 1000 h. Durch das breite Emissionsspektrum der Lampe in Verbindung mit dem schmalen Absorptionsband des Nd:YAG-Lasers entsteht eine große Wärmebildung, wodurch ein geringer Wirkungsgrad von ca. 2% bis 5% erreicht wird. Mit Diodenlasern als Pumpquelle werden deutlich höhere Wirkungsgrade von mehr als 50% erreicht, weil die emittierte Wellenlänge angepasst werden kann. Die Lebensdauer von Diodenlasern ist mit mehreren 10000 h ausreichend groß. Über eine Güteschaltung wird die Pulsdauer des Laserstrahls auf Werte unter 10 ns verkürzt. Dies kann beispielsweise durch Blenden sowie durch elektro- oder akustooptische Modulatoren erfolgen. Ziel ist die Erzeugung eines kurzen Impulses mit hoher Energie. Für die Strahlführung eignet sich die Verwendung von Lichtleitern. Diese sind im Gegensatz zu den präzise zu justierenden Umlenkspiegeln einfacher zu handhaben und flexibler im Einsatz. Die Einkoppelung in den Brennraum erfolgt über ein Fenster in der Brennraumwand, das in der Regel als auswechselbare „Laserzündkerze“ ausgeführt ist. Nach [25] wurde für ein Einzylinder-Forschungsaggegat mit strahlgeführtem Brennverfahren ein Nd:YAG-Festkörperlaser (Pumpquelle: Blitzlampe) verwendet. Die Wellenlänge beträgt wahlweise 1064 nm oder 532 nm. Die maximale Impulsenergie ist 140 mJ, die Impulsdauer 6 ns, die Leistung 10 W, die Leistungsaufnahme 1 kW und der Strahldurchmesser 6 mm. Eine getrennte Optik ermöglicht durch getrennte Verschraubung von Brennraumfenster und Fokussierlinse eine einfache Verstellung der Fokuslage entlang der Strahlachse. Die Fokuslage kann bei der Konfiguration in [25] bis zu 20 mm betragen und entspricht beinahe der ganzen Brennraumhöhe. Für die Linse und den Fensterwerkstoff wurde synthetisches Quarzglas verwendet. Der Hauptvorteil der Laserzündung ist die freie Wahl der Zündstelle im Brennraum. Beim strahlgeführten Brennverfahren ist es möglich, auch im Einspritzstrahl zu zünden. Es entstehen keine Nachteile für die Entflammung und Flammenausbreitung durch Wärmeabfuhr über die Elektroden oder durch Kraftstoffbenetzung der zündungsrelevanten Bauteile. Verschmutzungen auf der Brennraumseite des Fensters durch Brennraumablagerungen werden nach den Untersuchungen in [25] zuverlässig durch den Laserstrahl frei gebrannt. Durch Reflexion an den Grenzflächen und die Absorption in der Linse, dem Brennraumfenster und an Ablagerungen kommt es zur Abschwächung der Laserenergie. Die Transmission des Brennraumfensters beträgt ca. 93%. Die Verluste an den Grenzflächen durch Reflexion betragen je ca. 4%. In der Summe ist ein optischer Verlust von ca. 15% realistisch. Die für den optischen Durchbruch erforderliche Intensität beträgt 1011 W/cm2. Durch die reinigende Wirkung des Laserstrahls werden im Motorbetrieb gebildete Ablagerungen auf den Fensterflächen zuverlässig entfernt [25]. Bild 11.13 zeigt schematisch die Fokussierung eines Laserstrahls im Brennraum eines Motors [25]. Im Falle der getrennten Optik werden die Fokussierlinse und das Brennraumfens-

274

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

ter getrennt ausgeführt, während bei der kombinierten Optik das Brennraumfenster in Linsenform ausgebildet ist. Ein Vorteil der Laserzündung ist die im Vergleich zur Funkenzündung freie Wahl des Zündortes durch Anpassung der Brennweite des Linsensystems.

Bild 11.13: Optischer Brennraumzugang für die Laserzündung [25]

Bild 11.14 zeigt den Einfluss der Fokuslage auf den Motorlauf bei stöchiometrischem Betrieb. Dabei ist für die Fokuslage 12 mm ein Optimum hinsichtlich der Umsatzpunkte und des spezifischen Kraftstoffverbrauches ISFC zu beobachten. Nach [25] kann die Abmagerungsgrenze durch die Laserzündung im Vergleich zur Funkenzündung deutlich zu größeren Luftverhältnissen verschoben werden. Daraus ergibt sich eine deutlich geringere Empfindlichkeit der Entflammung gegenüber Schwankungen des Luftverhältnisses. Im Vergleich zur Funkenzündung zeigt sich, wie in Bild 11.15 für den homogenen Betrieb dargestellt, für die laserinduzierte Zündung ein signifikant geringerer Vorzündbedarf im Vergleich zu einer Iridiumhakenkerze und einer Standardhakenzündkerze (FLR8LDCU).

Bild 11.14: Einfluss der Fokuslage auf den Prozessablauf und Emissionen bei stöchiometrischem Betrieb (pmi = 8 bar, n = 2000 min–1) [25]

11.1 Zündsysteme

275

Bild 11.15: Zündverzug über dem Luftverhältnis O bei Laserzündung und Funkenzündung bei n = 2000 min–1 und pmi = 3 bar im Homogenbetrieb [26]

In Untersuchungen von [25] zur Laserzündung bei einem Ottomotor mit Direkteinspritzung mit strahlgeführtem Gemischbildungsverfahren und Mehrlochventil wird gezeigt, dass gerade durch die Möglichkeit, den Ort der Zündung im Einspritzstrahl so zu positionieren, dass Verbesserungen in Verbrauch und Emissionen erzielt werden können. Bild 11.16 zeigt, dass durch die flexible Funkenlage mit der Möglichkeit der verschleißfreien Zündung direkt im Kraftstoffstrahl Verbesserungen bei Kraftstoffverbrauch und HCEmissionen erreicht werden können. Nach [26] ist die Darstellung eines den motorspezifischen Anforderungen entsprechenden Lasersystems das vorrangige Ziel bei der Entwicklung von Laserzündsystemen. Von der Firma CTR (Carinthian Tech Research AG) wurde ein Laserprototyp entwickelt, der in Form eines Miniaturlasers mit zur Zündung des Kraftstoff-Luftgemisches ausreichender Leistung, im Einbauraum eines herkömmlichen Zündsystems, realisiert ist, Bild 11.17. Dadurch kann dieses Zündsystem verhältnismäßig einfach an Serienmotoren oder seriennahen Motoren appliziert werden. Die Elektronik der Laserzündung kann nach Herstellerangabe mit dem herkömmlichen 12-V-Bordnetz betrieben werden [27].

Bild 11.16: Vergleich zwischen Funkenund Laserzündung bei n = 2000 min–1 und pmi = 3 bar im geschichteten Motorbetrieb mit AGR beim strahlgeführten Verfahren [25]

276

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.17: Miniaturlaser der Firma CTR AG [27]

11.1.3 Mikrowellenzündung Mikrowellen sind elektromagnetische Wellen, deren Wellenlänge zwischen 1 mm und 30 cm liegt. Die Frequenz beträgt in den meisten Anwendungen 2,45 GHz. Durch Mikrowellen werden vorhandene Dipolmoleküle durch das wechselnde elektrische Feld in Schwingungen versetzt. Dies führt zu einer Erhitzung von dipolaren Medien. Die Erwärmung kann unter Umständen bis zur Bildung eines Plasmas führen. Industrielle Plasmaquellen werden in der Regel bei Nieder- bis Atmosphärendruck eingesetzt. Plasmen können mit unterschiedlichsten Gasen generiert werden, z.B. mit Luft, O2, H2, N2, CxHy oder Ar. Bild 11.18 zeigt das Prinzip einer Plasmaquelle mit Mikrowellenzuführung. Die Plasmaquelle wird von rechts mit Mikrowellenenergie versorgt. Aus einem Magnetron kommend wird die Mikrowellenleistung in einen Hohlleiter geführt. Dort wird diese Energie durch den Zirkulator und den EH-Tuner der Quelle zugeführt. Je nach Abstimmung der Impedanz durch den EH-Tuner wird reflektierte Leistung aus der Quelle bis in den Zirkulator zurückgestrahlt. Dort wird die reflektierte Energie abgeführt und in einer Wasserlast vernichtet. Das Funktionsprinzip des hier dargestellten Plasmaerzeugers basiert auf einem Resonator mit umlaufend angeordneten Antennen. Industriell einsetzbare Plasmaquellen generieren bei einem Leistungseinsatz von 1 bis 2 kW einen Plasmadurchmesser von ca. 70 mm bei geringem Betriebsdruck von 0 bis 1000 mbar [28]. In [29] wird ein Mikrowellenzündsystem für den Einsatz im Ottomotor vorgestellt. In Bild 11.19 ist der prinzipielle Aufbau eines koaxialen Hohlraumresonators dargestellt. Durch Einkoppelung einer hochfrequenten Wechselspannung mit 900 bis 1260 MHz wird ein wechselndes elektrisches Feld erzeugt. Die Länge des Resonators entspricht dabei ¼ der Wellenlänge. Dadurch ist die Intensität des elektrischen Feldes am offenen Ende des Resonators am größten. Durch das wechselnde elektrische Feld werden im Brennraum vorhandene Ionen und polare Moleküle beschleunigt und erzeugen am Ende des zentralen Leiters ein Plasma. Die Zündung erfolgt dabei nicht wie bei der konventionellen Funkenzündung über einen hochstromigen Lichtbogen, sondern über eine Gasentladung. Mit der Mikrowellenzündung ist eine beliebige Zünddauer einstellbar. Neben der Optimierung des Resonators hinsichtlich eines für den Ottomotor einsetzbaren Zündplasmas stellt die Erzeugung der hochfrequenten Wechselspannung unter den automobilen Randbedingungen eine Herausforderung dar.

11.2 Kolben

277

Bild 11.18: Prinzipieller Aufbau eines industriellen Plasmaerzeugers [28]

Bild 11.19: Prinzipieller Aufbau eines koaxialen Hohlraumresonators für die Mikrowellenzündung [29]

11.2 Kolben Im Hubkolbenmotor fallen dem Kolben mehrere Aufgaben zu: neben der Bildung des Brennraums muss der Kolben den bei der Verbrennung auftretenden Gasdruck als Kraft über den Kolbenbolzen auf das Pleuel übertragen, das auf der Kurbelwelle zur Umwandlung der oszillierenden in eine Drehbewegung exzentrisch angelenkt ist. Gleichzeitig muss – in Verbindung mit den Kolbenringen – eine Abdichtung zwischen Brennraum und Kurbelgehäuse erfolgen, damit während des Verdichtungstakts ein ausreichender Druck aufgebaut werden kann, im Verbrennungstakt der Verbrennungsdruck nicht unkontrolliert ins Kurbelgehäuse entweicht und im Gaswechseltakt das Ausstoßen des verbrannten Gemisches sowie das Ansaugen der erforderlichen Luftmenge optimal abläuft. Dazu müssen der Ölverbrauch des Motors sowie die als Blow-by bezeichneten Gase, die über Undichtigkeiten des Ringpakets ins Kurbelgehäuse gelangen, im zulässigen Rahmen gehalten werden.

278

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Die wirkenden Kräfte (Gaskraft, aus Beschleunigungen resultierende Massenkräfte, Seiten-/Führungskräfte) sollen weder zu einer unzulässigen Geräuschentstehung noch infolge Überbeanspruchung zu einem Bauteilversagen führen. Auf den Kolben wirken neben den beschriebenen mechanischen Belastungen die aus der Verbrennung des Kraftstoffs resultierenden Wärmeströme. Weiterhin wirken an verschiedenen Stellen des Kolbens (Schaft, Ringnuten, Nabenbohrung) tribologische Beanspruchungen ein. Nicht zuletzt kann bei der Benzin-Direkteinspritzung durch die Wirkung des eingespritzten Kraftstoffs eine erosive Beanspruchung an der Brennraumoberfläche auftreten. Aktuelle Trends in der Entwicklung von Ottomotoren sind die Benzin-Direkteinspritzung, das Downsizing mit erhöhter Leistungsdichte, die Aufladung sowie Hochdrehzahlkonzepte (Motorbetrieb mit höheren Drehzahlen). Diese Entwicklungen führen häufig zu höheren spezifischen Leistungen, damit verbundenem erhöhten Wärmeeintrag in den Kolben sowie höheren Verbrennungsspitzendrücken. Darüber hinaus erfordert die BenzinDirekteinspritzung je nach Art der Gemischbildung für den Schichtladebetrieb (wandgeführt) teilweise komplexe Brennraumgeometrien am Kolbenboden, die sich auf Kolbengewicht und Herstellung auswirken können. Aus den aufgeführten Beanspruchungen des Kolbens leiten sich folgende Anforderungen an den Kolben ab: ™ Temperaturbeständig ™ Dauerfest ™ Formstabil (Wachsen, Deformation) ™ Verschleißbeständig ™ Gewichtsoptimiert ™ Geräuschoptimiert ™ Reibungsoptimiert ™ Einhaltung der Funktionswerte (Ölverbrauch, Blow-By) ™ Betriebssicher unter Extrembedingungen (Kaltstart, Fresssicherheit, usw.) ™ Oberflächenqualität ™ Optimierte Feingeometrie (Schaft, Nabenbohrung). Diese Anforderungen lassen sich den Schwerpunkten: Werkstoff und Werkstoffauswahl, Herstellung und Bearbeitung sowie Konstruktion zuordnen. Diese Aspekte werden in den nachfolgenden Abschnitten detaillierter dargestellt.

11.2.1 Werkstoffe Kolben für Pkw-Ottomotoren werden derzeit ausschließlich aus Aluminiumlegierungen hergestellt, die im Wesentlichen mit Silizium, Kupfer, Nickel und Magnesium legiert sind. Der Siliziumgehalt liegt typischerweise nahe oder etwas über dem eutektischen Punkt, so dass sich im Gefüge kleine Primärsiliziumkristalle ausbilden können, die für eine Verbesserung des Verschleißverhaltens sorgen. Kupfer und Nickel erhöhen die

11.2 Kolben

279

Warmfestigkeit sowie die Kriech- und Formbeständigkeit der Legierung. Beispiele für die üblicherweise eingesetzten Legierungen sind in Bild 11.20 aufgeführt. Im Schliffbild, Bild 11.21, sind verschiedene Gefügephasen und intermetallische Phasen erkennbar, die die Eigenschaften der Legierungen wesentlich beeinflussen.

Mahle 124

Mahle 138

Mahle 142

AlSi12CuMgNi

AlSi18CuMgNi

AlSi12Cu3Ni2Mg

Si

Gew.-%

11,0 bis 13,0

17,0 bis 19,0

11,0 bis 13,0

Cu

Gew.-%

0,8 bis 1,5

0,8 bis 1,5

2,5 bis 4,0

Mg

Gew.-%

0,8 bis 1,3

0,8 bis 1,3

0,5 bis 1,2

Ni

Gew.-%

0,8 bis 1,3

0,8 bis 1,3

1,75 bis 3,0

Fe

Gew.-%

max. 0,7

max. 0,7

max. 0,7

Zugfestigkeit Rm in MPa

20 °C

200 bis 250

180 bis 220

200 bis 280

250 °C

90 bis 110

80 bis 110

100 bis 120

20 °C

190 bis 230

170 bis 200

190 bis 260

250 °C

70 bis 100

70 bis 100

80 bis 110

20 °C

<1

1

<1

250 °C

3

1,5

1,5 bis 2

20 °C

90 bis 110

80 bis 100

100 bis 110

250 °C

45 bis 50

40 bis 50

50 bis 55

20 °C

80 000

84 000

84 000 bis 85 000

250 °C

72 000

75 000

75 000 bis 76 000

20 °C

155

143

125 bis 130

250 °C

159

150

135 bis 140

20 bis 100 °C

19,6

18,6

18,5 bis 19,5

20 bis 300 °C

21,4

20,2

20,5 bis 21,2

20 °C

2,68

2,67

2,75 bis 2,79

Dehngrenze Rp0,2 in MPa

Bruchdehnung A5 in %

Biegewechselfestigkeit Vbw in MPa

Elastizitätsmodul E in MPa

Wärmeleitfähigkeit O in W/mK

Wärmeausdehnung D in 10-6 1/K

Dichte r in g/cm3

Bild 11.20: Zusammensetzung und typische Eigenschaften einiger für Ottokolben eingesetzter Aluminiumlegierungen

280

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.21: Schliffbild einer typischen eutektischen AlSi-Kolbenlegierung

Die gewählten Legierungszusammensetzungen stellen einen Kompromiss zwischen den Anforderungen an gute Gießbarkeit, Bearbeitbarkeit, geringen Verschleiß und hohe Festigkeit bei erhöhten Temperaturen dar. Durch die gute Wärmeleitfähigkeit wird die Ausbildung lokaler „hot spots“ vermieden. Allerdings kann es erforderlich werden, zur Kühlung Öl aus dem Schmierölkreislauf des Motors an die Kolbenunterseite zu spritzen. In wenigen Fällen werden auch Kühlkanäle, wie im Dieselmotor, zur Optimierung der Kühlwirkung eingesetzt. Mit zunehmender Bauteiltemperatur nimmt die Dauerfestigkeit der Legierungen erheblich ab, Bild 11.20, so dass die möglichst genaue Kenntnis der lokalen Bauteiltemperaturen im Motorbetrieb für eine sachgemäße Gestaltung und Konstruktion des Kolbens wesentlich ist. Für die Ermittlung der im Motorbetrieb tatsächlich auftretenden Temperaturen stehen mehrere Verfahren zur Auswahl. Neben der Abschätzung der mittleren thermischen Belastung aus der Änderung der Härte des Kolbens kommen die Verfahren der Schmelzstifte (eingesetzte Stifte aus verschiedenen Legierungen mit klar definierten Schmelzpunkten erlauben eine Auswertung der noch bzw. nicht mehr überschrittenen Temperatur), Templugs (eingeschraubte Stifte aus speziellem Stahl werden nach dem Versuchslauf bezüglich ihrer Härteänderung ausgewertet), NTC-Messung (Temperaturmessung während des Motorbetriebs durch kontinuierliche Messung des Widerstands von NTC-Halbleitersensoren) oder auch Thermoelementmessungen (mittels Schwinge zur Führung der Anschlussleitungen, alternativ über Telemetrie) in Frage. In Aufwand und Genauigkeit unterscheiden sich diese Messverfahren teilweise erheblich. Sofern infolge der mechanischen und thermischen Belastung die Verschleißbeständigkeit im Bereich der ersten Ringnut nicht mehr ausreicht, kann – wie im Dieselmotor – ein intermetallisch mit dem Kolbenwerkstoff verbundener Ringträger aus austenitischem lamellarem Gusseisen eingesetzt werden.

11.2 Kolben

281

11.2.2 Herstellverfahren Die aufgeführten Werkstoffe können für gegossene Kolben oder auch für die Herstellung von Strangguss zur Fertigung geschmiedeter Kolben eingesetzt werden. Das Schmieden der Kolben führt zu einem gleichmäßigen, homogenen Gefüge und zu verbesserter Duktilität des Werkstoffs, allerdings sind verfahrensbedingt die Kosten höher. Für Kolben von Ottomotoren mit komplexer Brennraumgeometrie, wie sie insbesondere für Motoren mit direkter Benzineinspritzung erforderlich sind, wird angestrebt, einen möglichst großen Bereich des Brennraums ohne weitere spanende Bearbeitung herzustellen. Bei gegossenen Kolben ist hierfür eine angepasste Kokillengestaltung und -schlichte erforderlich. In kritischen Fällen müssen durch den Einsatz der Erstarrungssimulation die Gießbedingungen sowie gegebenenfalls auch die Lage und zeitliche Ansteuerung von Kühlkanälen im Werkzeug und die Position von Speiser und Steiger optimiert werden, um die Gefahr der Lunkerbildung in den Materialquerschnitten zu minimieren. Bild 11.22 zeigt ein Beispiel für eine nicht optimierte Werkzeugauslegung.

Bild 11.22: Ergebnis der Erstarrungssimulation mit einem nicht optimierten Werkzeug (dunkle Flächen: Risiko der Lunkerbildung)

Nach dem Guss wird der Kolbenrohling einer Warmauslagerung unterzogen, bis ein überalterter Werkstoffzustand vorliegt. Grund hierfür ist, dass Volumenänderungen, die durch die thermische Belastung im Motorbetrieb infolge von Ausscheidungsvorgängen auftreten können, möglichst vollständig unterdrückt werden müssen, da andernfalls die Gefahr von Schaftfressern besteht. Geschmiedete Kolben werden einer vollständigen Wärmebehandlung (Lösungsglühen und Warmauslagern) unterzogen, damit hier ein gleichmäßiger und von Schmiedeeigenspannungen freier Werkstoffzustand mit spezifikationsgemäßen Härtewerten erreicht werden kann. Durch große Wandstärken über den Nabenbohrungen infolge der brennraumseitigen Kolbenbodengestaltung kommt es teilweise zu erheblichen Materialanhäufungen über den Nabenbohrungen. Um in solchen Fällen das Kolbengewicht möglichst gering zu halten,

282

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

können am gegossenen Kolbenrohling durch schwenkbare Werkzeugeinsätze außerhalb der Nabenbohrungen Konturen erzeugt werden, mit denen ein Teil dieser Materialanhäufungen vermieden werden kann, Bild 11.23.

Bild 11.23: Gewichtsoptimierung durch „Hochgießungen“ außerhalb der Kolbennaben, links mit gerade (nach unten) gezogenem Werkzeug, rechts durch geschwenkten Werkzeugeinsatz hergestellt

Bei der Bearbeitung der Kolben kommen für die Großserienproduktion optimierte Bearbeitungsverfahren und -maschinen zum Einsatz. Der Kolben als zentrales Bauteil im Verbrennungsmotor weist etliche hochgenau mit engsten Toleranzen zu bearbeitende Bereiche auf, insbesondere die Ringnuten (Toleranzbreiten typischerweise 20 Pm), die Nabenbohrung (unterschiedliche Feingeometrien, Toleranzbreiten ca. 6 Pm) sowie die komplexe Schaftgeometrie (ballig, unterschiedliche Unrundheiten, Toleranzbreite am Nenndurchmesser z.B. 15 Pm). Mehrere Varianten von funktionellen Beschichtungen wurden für Kolben von Ottomotoren entwickelt und in Serie eingeführt. Das Verzinnen der Kolben für Ottomotoren zur Erzielung einer gewissen Notlaufsicherheit ist inzwischen fast vollständig durch siebgedruckte Gleitlackschichten, gefüllt mit Grafit- oder Eisenpartikeln, oder eine galvanisch aufgebrachte Eisenschicht (für den Einsatz im unbeschichteten übereutektischen Aluminium-Kurbelgehäuse) abgelöst worden. Hiermit lassen sich enge Kalteinbauspiele in der Größenordnung von 10 bis 30 Pm funktionssicher realisieren. Als zusätzliche Schutzschicht gegen Adhäsivverschleiß zwischen Kolbenring und Ringnut wird in vielen Fällen eine Hartoxidschicht (Al2O3, direkt aus dem Kolbenwerkstoff mittels eines galvanischen Prozesses erzeugt) eingesetzt.

11.2.3 Gestaltung und Bauteilfestigkeit An Kolben für Ottomotoren sind mehrere Zonen hochbeansprucht und müssen deshalb bei der Konstruktion und Dimensionierung unter Berücksichtigung der lokal zu erwartenden Bauteiltemperatur sorgfältig gestaltet und ausgelegt werden. Hierzu gehören die Ringpartie (Ringsteghöhen, Ringnutausrundungsradien), die Nabenbohrungen, die Nabenabstützung (Übergänge der Nabenbohrungsbereiche in den Kolbenboden) sowie die Übergangsbereiche der Schäfte in die kastenartige Wand zwischen Schaft und Kolben. Die geometrische Gestaltung dieser Bereiche am Kolben erfolgt auf Basis der auf Erfahrungswerten beruhenden Konstruktionsrichtlinien und kann rechnerisch überprüft sowie durch aussermotorische Bauteilprüfversuche abgesichert werden.

11.2 Kolben

283

Wichtig für eine optimale Kolbendimensionierung sind zuverlässige Angaben über die Beanspruchung (Zünddruck, Motordaten, spezifische Motorleistung bzw. anfallende Wärmemenge, usw.) sowie geometrische Daten des Motors (Brennraumform, Kompressionshöhe, Pleuelgeometrie, usw.), mit denen ein erster Kolbenentwurf erstellt werden kann. Dieses Kolbenmodell kann dann mittels FE-Berechnung hinsichtlich des sich ergebenden Temperaturfelds und der Spannungen und Verformungen untersucht werden. Bild 11.24 zeigt ein Beispiel für eine Temperaturfeldberechnung an einem Kolben für einen Ottomotor mit Direkteinspritzung. Unter der Wirkung des Zünddrucks ergeben sich Mittel- und Ausschlagspannungen am Kolben, Bild 11.25, die unter Berücksichtigung der Bauteiltemperatur und der temperaturabhängigen Werkstoffkennwerte im Dauerfestigkeitsdiagramm bzw. mit einer Lebensdauerbetrachtung für ein vorgegebenes Lastprofil bewertet werden.

Bild 11.24: Temperaturfeld eines Kolbens für einen Ottomotor mit Direkteinspritzung (50 kW/l, Nennleistungspunkt)

Bild 11.25: Mittel- und Ausschlagspannungen am warmen Kolben unter Wirkung des Zünddrucks

284

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Änderungen der Bauteiltemperaturen am Kolben sind möglich durch modifizierte verbrennungsseitige Randbedingungen (Zündkennfeld) oder auch durch Anspritzen der Kolbeninnenform mit einer am Kurbelgehäuse installierten Ölspritzdüse. Für die Dimensionierung der oben genannten hochbelasteten Bereiche sind Angaben zu den wirkenden Zünddrücken und den lokalen (angenommenen, errechneten oder gemessenen) Bauteiltemperaturen erforderlich. Im Fall der Dimensionierung der Ringstege ist zu beachten, dass reduzierte Ring- und Ringsteghöhen zwar eine Verringerung der Kolbenkompressionshöhe und damit des Kolbengewichts ermöglichen, gleichzeitig können sich jedoch bezüglich der Ringstegfestigkeit oder auch im Hinblick auf das Ölverbrauchs- und Blow-by-Verhalten des Systems Kolben/Kolbenringe Probleme ergeben. Daher ist hier eine sorgfältige Optimierung der Konstruktion erforderlich. Für die Simulation des Kolbenringverhaltens (Axialbewegung, Dichtverhalten) stehen Rechenprogramme zu Verfügung, die für brauchbare Aussagen ebenfalls möglichst präzise definierte Randbedingungen als Eingabe benötigen. Die Lagerung des Kolbenbolzens im Kolben wird überwiegend „schwimmend“ ausgeführt, das heißt der Bolzen ist in Pleuel und Nabe frei beweglich und wird axial durch Sicherungsringe gehalten, die in Nuten an der Nabenbohrung eingesetzt werden. Die Bolzennaben von Kolben für Ottomotoren sind aus Festigkeitsgründen häufig mit einer querovalen Bohrung ausgeführt. Zum Pleuel hin wird meist eine Aufweitung von wenigen Pm angebracht, um die Kante zu entlasten und ein Durchdrücken des Schmierfilms zu vermeiden. Sofern mit der Schmierung der Nabenbohrung Probleme auftreten, können entlang der Nabenbohrung verlaufende gefräste Vertiefungen („Slots“, „Taschen“) eingeführt werden. In manchen Fällen hilft auch eine umlaufende Rille in Nabenmitte, um eine ausreichende Schmierung im Bolzen-/Nabe-Kontakt zu gewährleisten. Von wesentlichem Einfluss auf die Kolbenkonstruktion ist die Kontur der brennraumseitigen Kolbenoberfläche. Für Ottomotoren mit Direkteinspritzung wurden zunächst bevorzugt wand- oder luftgeführte Brennverfahren konzipiert, die sich durch tiefe, häufig nicht rotationssymmetrische Mulden, teilweise mit Hinterschnitten, auszeichnen, Bild 11.26. Inzwischen werden strahlgeführte Verbrennungsverfahren in der Entwicklung bevorzugt, da diese ein höheres Potenzial für eine Kraftstoffverbrauchssenkung aufweisen. Dies führt dazu, dass die Kolbenbodengeometrien wieder flacher und mit weniger ausgeprägten „Höckern“ gestaltet werden, Bild 11.27. Solche Geometrien lassen sich fertigungstechnisch leichter beherrschen und sind auch im Hinblick auf niedrige Kolbengewichte günstiger, erfordern jedoch häufig eine teilweise spanende Bearbeitung, um die geforderten Toleranzen (Brennraumvolumen, Rauheit) sicher einhalten zu können. In Bild 11.28 ist ein weiteres Beispiel eines Kolbens für einen Ottomotor mit Direkteinspritzung dargestellt, dessen brennraumseitige Bodenpartie mit Ausnahme der durch Drehbearbeitung spanend hergestellten kugelförmigen Mulde fertig gegossen wird. Unter extremen Bedingungen kann es an der z.B. in Bild 11.26 und Bild 11.28 gut erkennbaren scharfen Kante der Mulde zu Temperaturwechselanrissen am Kolbenboden kommen. In solchen Fällen kann eine lokale Hartanodisierung (wie im Kolben in Bild 11.26, rechts) eine Verbesserung der Kolbenlebensdauer bewirken. Festigkeitsseitig ist an dieser Stelle statt einer scharfen Kante ein gut verrundeter weich verlaufener Übergang anzustreben.

11.2 Kolben

285

Bild 11.26: Frühere Kolbenausführungen für Ottomotoren mit Direkteinspritzung

Bild 11.27: Brennraumgeometrien für strahlgeführte Brennverfahren beim Ottomotor mit Direkteinspritzung

Bild11.28:: Kolben mit kugelförmiger Mulde für Ottomotor mit Direkteinspritzung

286

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Um trotz der bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung häufig unvermeidlichen Werkstoffanhäufungen am Kolbenboden die oszillierenden Massen möglichst gering zu halten, werden zunehmend Pleuel mit trapezförmigem kleinem Auge eingesetzt. Hiermit lässt sich neben reduzierter oszillierender Masse des Pleuels bei vertretbaren spezifischen Belastungen in Kolbennabe und kleinem Pleuelauge die Bolzenlänge reduzieren, was eine weitere Gewichtsersparnis in den bewegten Massen ermöglicht, Bild 11.29. Zusätzlich ergeben sich durch Verwendung des kürzeren Kolbenbolzens Möglichkeiten zur weiteren Werkstoffreduzierung außerhalb der Kolbennaben durch die in Bild 11.23 und im Bild 11.29 dargestellte „Hochgießung“ hinter der Ringpartie in Bolzenrichtung. Eine Optimierung des Kolben/Pleuel/Bolzen-Systems kann also hier deutlich größere Vorteile liefern als eine Einzelmaßnahme an nur einem Bauteil. Die Kolbenschaftgeometrie steht in engem Zusammenhang zu den Laufeigenschaften (Fressneigung, Geräusch). Daher ist unter Berücksichtigung motorischer Charakteristika (Blockkonstruktion, Verzüge, ...) die Auslegung der Ovalität und Balligkeit des Schaftes sorgfältig auf die Rohlingsgeometrie abzustimmen.

Bild 11.29: Gewichtsoptimierung am Powercell-Assembly (Kolben, Bolzen, Pleuel)

11.3 Ventile, Ventilsitzringe und Ventilführungen

287

Fazit Die Gestaltung von Kolben für Ottomotoren, insbesondere für Motoren mit BenzinDirekteinspritzung, wird in erheblichem Maß von der verbrennungsseitig vorgegebenen Brennraumgeometrie am Kolbenboden bestimmt. Eine Vielzahl von Einzelmaßnahmen und Detailoptimierungen erlaubt hier, den bestmöglichen Kompromiss zwischen Herstellung und Bearbeitung sowie Festigkeit und Funktionseigenschaften zu erzielen. Mit zunehmenden Verbrennungsspitzendrücken wird sich die Kolbengestaltung mehr in Richtung der Gestaltung von Kolben für Dieselmotoren entwickeln, was im weiteren dann auch den Einsatz von Kühlkanälen oder einem Ringträger bedeuten kann.

11.3 Ventile, Ventilsitzringe und Ventilführungen 11.3.1 Ventile und Ventilsitzringe Die unmittelbar dem Verbrennungsprozess ausgesetzten Ladungswechselkomponenten Ein- und Auslassventile und ihre jeweiligen Tribologiepartner Ventilführung und Ventilsitzring erfahren beim Übergang von der äußeren zur inneren Gemischbildung zum Teil in komplexer Art und Weise Veränderungen ihrer Lastkollektive und ihrer tribologischen Umgebung. Der Einfluss des Brennverfahrens auf diese Komponenten, der sich auch in geänderten Bauteiltemperaturen, Bauteiltemperaturverteilungen und Arbeitsdrücken zeigen kann, verändert die Rahmenbedingungen der Auslegung von Ventilen, Ventilführungen und Ventilsitzringen, so dass hier einige Besonderheiten zu beachten sind. Bild 11.30 zeigt eine Übersicht von Ventilen und Ventilsitzringen. Alle im folgenden Abschnitt angestellten Überlegungen beziehen sich in erster Linie auf den für die betriebssichere und verschleißarme Auslegung der Ventile und für das in Bild 11.31 dargestellte Tribosystem Ventil-Ventilsitzring-Ventilführung relevanten Volllastbereich sowie auf die thermomechanische Beanspruchung der Ventile.

Bild 11.30: Ventile und Ventilsitzringe [Quelle: MAHLE]

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.31: Tribologisches System Ventil–Ventilsitzring–Ventilführung

Da durch die bessere Innenkühlung bei Benzin-Direkteinspritzung und der damit einhergehenden höheren Klopfsicherheit höhere Verdichtungsverhältnisse möglich sind, werden in der Regel auch höhere Verbrennungsspitzendrücke erreicht. Letztere sind bezüglich einer Lebensdauerauslegung der Ventile von Interesse. Da zur Reduzierung der bewegten Masse Ventile zusehends schlanker gestaltet werden, zum Beispiel durch Einbringung einer Kalotte auf der Tellerunterseite in Verbindung mit einer strömungsgünstigen Hohlkehlengestaltung, können solche schlanke, gewichtsoptimierte Ventildesigns durch die reduzierte Steifigkeit des Ventilkopfes unter Brennraumdruck zu erheblichen elastischen Verformungen des Ventiltellers führen. Abgesehen von der durch die möglichen größeren Dehnungen potenziell reduzierten Lebensdauer können die dadurch auftretenden großen Relativbewegungen zwischen Ventilsitz und Ventilsitzring zu erhöhtem Verschleiß führen [33]. Ebenso kann die aus der Ventiltellerverformung unter Brennraumdruck resultierende Relativbewegung zwischen Ventilschaft und Ventilführung eine sichere Ventiltriebsfunktion beeinträchtigen. Hier erschweren gegenläufige Anforderungen wie Massenreduzierung und Bauteilsteifigkeit die konstruktive Lösung. Dies gilt in besonderem Maße für die nun stark auf den Markt drängenden Ottomotoren mit Direkteinspritzung und Aufladung. Die aufgrund der systembedingt guten Innenkühlung mit hoher Grundverdichtung und vergleichsweise hohen Ladedrücken arbeitenden Downsizing-Konzepte können zusätzlich durch die zur Optimierung des Verbrennungsprozesses angestrebten hohen Abgas- und damit Bauteiltemperaturen die etablierten Auslassventil-Werkstoffe hinsichtlich ihrer Warmfestigkeit und Heißgaskorrosionsbeständigkeit überbelasten. Hier können hohl gebohrte Ventilschäfte mit Natriumfüllung, wie sie auch in hoch belasteten, aufgeladenen Ottomotoren mit Saugrohreinspritzung zum Einsatz kommen, die thermische Belastungsgrenze der Auslassventile erweitern.

11.3 Ventile, Ventilsitzringe und Ventilführungen

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Bei der strahlgeführten Benzin-Direkteinspritzung mit Piezo-Injektoren werden zum Teil mittels Mehrfacheinspritzung in der Warmlaufphase schnell hohe Abgastemperaturen erzeugt (10 Sekunden nach dem Start bereits über 700 °C), um durch schnelles Ansprechen des Katalysators nach dem Kaltstart extrem niedrige Emissionswerte zu erreichen. Hier ist bei hoch dynamischen Betriebsbedingungen eine Rückwirkung auf die thermomechanische Beanspruchung der Ventile denkbar, da sich die Temperaturentwicklung während des Aufheizens nach dem Kaltstart im Vergleich zur Temperaturentwicklung der Ventile im Motor mit Saugrohreinspritzung verschärft darstellen kann. Bisher liegen allerdings über Konsequenzen aus der nominell höheren thermomechanischen Beanspruchung keine Erprobungsergebnisse vor. Im Einlass ist darüber hinaus zu beachten, dass durch die innere Gemischbildung ein schmierender Kraftstofffilm zwischen Ventilsitz und Ventilsitzring, wie er im Motor mit Saugrohreinspritzung vorhanden ist, fehlt. Erfahrung aus der Erprobung zeigen, dass hier in der Regel gegenüber vergleichbaren Motoren mit Saugrohreinspritzung ein höher legierter Ventilsitzringwerkstoff gewählt werden muss, unter Umständen auch in Verbindung mit einer Panzerung des Ventilsitzes. Im Auslass verlangen die oben genannten aufgeladenen Motoren mit Benzin-Direkteinspritzung mit höheren Betriebstemperaturen kobalthaltige Panzerungen am Ventilsitz in Verbindung mit höher spezifizierten Werkstoffen für den Ventilsitzring.

11.3.2 Ablagerungen auf Einlassventilen bei der Benzin-Direkteinspritzung Am Einlassventil wird bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung im Teillastbetrieb oft eine starke Neigung zu Verkokungen sowohl im Brennraum als auch an den Einlassventilen beobachtet, Bild 11.32. Diese kann zu Leistungsverlust durch die fortschreitende Querschnittsverringerung am Ventilöffnungsspalt führen und das Verbrauchs- und Emissionsverhalten negativ beeinflussen. In Einzelfällen sind durch die kontinuierliche Massenzunahme des Ventils auch dynamische Probleme im Ventiltrieb möglich, bei denen das Einlassventil nicht mehr der vorgegebenen Erhebungskurve zu folgen vermag. Schlimmstenfalls kann die Motorfunktion durch die Ablösung von Teilen der Ablagerungen gestört werden, da diese unter Umständen eine Beeinträchtigung der Dichtfunktion am Ventilsitz zur Folge hat. Unabhängig vom Brennverfahren wird eine mögliche Verkokung der Einlassventile im Wesentlichen durch den Ölgehalt der dem Ansaugtrakt zugeführten Blow-by-Gase, der Strategie der hohen Abgasrückführraten für die Emissionsreduzierung, von oxidierten Motorölbestandteilen sowie von Ventiloberflächentemperaturen verursacht, die die Ablagerungen begünstigen [34]. Für diese Ablagerungsproblematik wird in erster Linie die Abwesenheit von Kraftstoff und damit von Additiven zur Verminderung der Ablagerungen auf der Einlassventil-Kegeloberfläche verantwortlich gemacht. Ungeachtet dieser Tatsache wird vor dem Hintergrund des steigenden Marktanteils von Ottomotoren mit Direkteinspritzung in der Mineralölindustrie an neuen Additivkompositionen geforscht, die der Ablagerungsbildung entgegenwirken sollen.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.32: Einlassventile mit Ablagerungen (exemplarisch)

Neben klassischen Maßnahmen gegen Ablagerungen auf Einlassventilen, wie zum Beispiel der Verbesserung der Ölabscheidung der Blow-by-Gase, besteht eine Abhilfestrategie im Vermeiden des für die Verkokung der Bauteiloberflächen kritischen Temperaturbereichs zwischen 170 °C und 280 °C. Unterhalb des genannten Bereiches cracken die langkettigen Kohlenwasserstoffmoleküle nicht auf, darüber brennen die Rückstände ab. Da ein dauerhafter Betrieb unterhalb der oben genannten Temperaturuntergrenze nicht möglich erscheint, wird teilweise versucht, durch gesteigerten Wärmetransport von Ventiltellerunter- zur Ventiltelleroberseite, beispielsweise durch eine konturierte Vergrößerung der Kalottenoberfläche, dem Hohlkehlbereich des Einlassventils eine höhere Oberflächentemperatur aufzuprägen. Zusätzlich wird versucht, den verkokungsrelevanten Bereich durch katalytische Beschichtungen zu niedrigeren Temperaturen hin zu verschieben. Versuche mit einer Vanadium-Pentoxid-Beschichtung (V2O5) sind bekannt. Alternativ werden versuchsweise auch antiadhäsive Beschichtungen wie zum Beispiel Polytetrafluorethylen – „Teflon©“ eingesetzt, die die Ablagerungsbildung erschweren sollen. Aus den Erprobungsergebnissen der vielfältigen verschiedenen Strategien gegen die Verkokungsproblematik lässt sich zur Zeit noch kein konsistentes Bild erstellen, welches Vorgehen einen dauerhaft sicheren Betrieb mit vertretbarer Ablagerungsbildung im Teillastbereich verspricht.

11.3.3 Ventilführungen Am wenigsten berührt von der inneren Gemischbildung sind die Ventilführungen und damit das Tribosystem Ventil–Ventilführung, Bild 11.33. Hier sind im Vergleich zur Saugrohreinspritzung nur in geringem Maße veränderte Betriebsbedingungen vorzufinden. Theoretisch kann hier der ausbleibende Kraftstoff-Wandfilm im Einlasskanal sogar für bessere Schmierbedingungen im Ventilführungsspalt auf der Einlassseite sorgen. Inwieweit die hohen maximalen Abgastemperaturen in aufgeladenen Ottomotoren mit Direkteinspritzung zu Problemen mit den heute üblichen Buntmetall- oder Sinterwerkstoffen führen, lässt sich aktuell noch nicht beurteilen.

11.3 Ventile, Ventilsitzringe und Ventilführungen

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Bild 11.33: Ventilführungen aus Sinterstahl [Quelle: MAHLE]

11.3.4 Leichtbauventile Eine neue Ventiltechnolgie, wie sie zum Beispiel derzeit bei MAHLE zur Serienreife entwickelt wird, kann in mehreren der oben genannten Bereiche die geschilderten Probleme entschärfen. Bei den bereits in verschiedenen Veröffentlichungen vorgestellten Leichtbauventilen handelt es sich um ein aus mehreren Einzelteilen gebautes Ventil [35, 36]. Ein solches Ventil ist bis zu 50% leichter als ein Ventil herkömmlicher Bauart, Bild 11.34. Zum Einsatz kommen Hochtemperaturwerkstoffe, die im Vergleich zu den aktuell in Serie verwendeten Auslassventilwerkstoffen über deutlich höhere Warmfestigkeiten und Korrosionsbeständigkeiten verfügen. Die mittels Stanz- und Tiefziehverfahren hergestellten Einzelteile werden durch verschiedene Fügeverfahren verbunden und das so hergestellte Rohteil analog zu konventionellen Ventilen fertig bearbeitet.

Bild 11.34: Leichtbauventil mit Natriumfüllung

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Leichtbauventile bieten bei strömungsoptimierter Außenkontur, welche die Drosselverluste gering hält, einen zum Brennraum hin kuppelartig steifen Aufbau des Ventilkopfes. Messungen im befeuerten Betrieb haben gezeigt, dass diese höhere Struktursteifigkeit eine erhebliche Reduzierung der auf die Ventiltellermitte bezogenen elastischen Verformungen zur Folge hat. Die daraus resultierenden verringerten Relativbewegungen zwischen Ventilsitz und Ventilsitzring wiederum sind – neben dem reduzierten Aufsetzimpuls durch die geringere Masse – Ursache für das sehr gute Verschleißverhalten solcher Ventile. In Erprobungsergebnissen zeigt sich, dass im Einlass mit relativ einfach spezifizierten Ventilsitzringwerkstoffen ein sehr gutes Verschleißbild mit niedrigen Verschleißraten erzielt werden kann. Auf der heißeren Auslassseite bilden die verwendeten Hochtemperaturwerkstoffe auch im Ventilsitzbereich verschleißbeständige Aluminium- und Chromoxidschichten. In Kombination mit geeigneten Ventilsitzringwerkstoffen sorgt dies für ein günstiges Verschleißverhalten mit gegenüber konventionellen Ventilen etwa halbierten Verschleißraten. Durch die geringere Klopfempfindlichkeit des Ottomotors mit Direkteinspritzung werden zur Wirkungsgradverbesserung hohe Verdichtungsverhältnisse angestrebt. Dies wird bei Einsatz des Leichtbauventils durch die konvexe Ventiltellerunterseite unterstützt. Die Verwendung konventioneller, zur Gewichtsoptimierung stark kalottierter Ventile erschwert hingegen die Darstellung solch kompakter Brennraumgeometrien und führt zur unerwünschten Zerklüftung, die ein ungünstiges Oberflächen-Volumen-Verhältnis des Brennraumes zur Folge hat.

11.4 Luftansaugsysteme moderner Ottomotoren Luftansaugsysteme von Ottomotoren haben sich in den vergangenen 20 Jahren mehrfach entscheidend verändert. Diese Veränderungen beruhen einerseits auf Werkstoffinnovationen bei technischen Kunststoffen und andererseits ganz wesentlich auf Innovationen bei der Gemischaufbereitung. Aktuell erfahren Saugrohre für Ottomotoren durch die Kombination von Benzin-Direkteinspritzung und Aufladung eine weitere Veränderung. Zukünftig werden die Ansaugsysteme solcher Ottomotoren denen moderner Dieselmotoren ähneln. Dieses Kapitel befasst sich mit den eingangs beschriebenen Veränderungen, beschreibt den Status Quo und gibt einen Ausblick. Der Begriff Luftansaugsystem beschreibt im Allgemeinen die gesamte Luftführungsstrecke des Verbrennungsmotors von der Ansaugluftöffnung bis zum Zylinderkopf. Das Ansaugsystem ist somit eines der Bauteile im Motorraum mit dem größten Platzbedarf. Dies hat dazu geführt, dass eine Vielzahl unterschiedlicher Funktionen mit dem Ansaugsystem verknüpft wurden, zum Beispiel Designapplikationen oder die Befestigung von Bauteilen. Grundsätzlich besteht das Ansaugsystem bei Saugmotoren aus vier wesentlichen Elementen, wie in Bild 11.35 dargestellt [37]. Diese vier Hauptelemente sind Rohluftleitung, Luftfilter, Reinluftleitung und Saugrohr. Das Bild 11.35 zeigt schematisch die Luftführung eines Vierzylindermotors mit den wichtigsten Funktionen und einigen wichtigen Anbauteilen.

11.4 Luftansaugsysteme moderner Ottomotoren

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Bild 11.35: Luftführungssystem eines Verbrennungsmotors (schematisch)

11.4.1 Thermodynamik des Ansaugsystems Die Thermodynamik des Luftführungssystems hängt von der Art des Verbrennungsprozesses (Otto oder Diesel) und vom Aufladeprinzip ab. Rohluftleitung und Luftfilter sind bei allen Varianten ähnlich. Je nach Aufladeprinzip unterscheiden sich die Systeme stromabwärts des Luftfilters jedoch deutlich [37], Bild 11.36.

Bild 11.36: Luftführung bei Saugmotoren (unten) und bei aufgeladenen Motoren (oben)

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Aufgeladene Motoren besitzen einen aufwändigen Reinluftbereich mit Verdichter und Ladeluftkühler, während das Saugrohr einfach gestaltet ist, da es lediglich der Luftverteilung auf die Zylinder dient. Saugmotoren besitzen demgegenüber eine einfache Reinluftleitung, dafür aber meist komplexere (Schalt-)Saugrohre zur Verbesserung der Zylinderfüllung. Rohluftleitung Die Rohluftführung, also der Bereich des Ansaugsystems zwischen Ansaugöffnung und Luftfilter, erfüllt neben Strömungsführung die Funktionen Warmluftzumischung und Grobpartikelabscheidung. Die Warmluftzumischung beeinflusst das Betriebsverhalten des Motors, insbesondere in der Kaltstartphase. Diese Funktion wird durch die stetig verbesserte Gemischaufbereitung heute seltener benötigt als früher und überwiegend in kalten Regionen eingesetzt. Eine geeignete Rohluftführung ist weiterhin in der Lage, Grobpartikel (Tropfen, Schnee, Schmutz) über Umlenkungen mit geringem Druckverlust abzuscheiden. Diese Vorabscheidung entlastet die Schmutzaufnahme des Luftfilters und schützt das Luftfilterelement vor Nässe. Partikelabscheidung und Druckverlust an der Umlenkung können heute mit der Strömungssimulation zuverlässig vorherbestimmt werden. Luftfilter Unter Luftfilter versteht man im Allgemeinen das Gehäuse zur Aufnahme des Luftfilterelements. Neben der akustischen Wirkung hat der Luftfilter die Funktion der Luftführung zur optimalen Anströmung des Filterelements. Unter optimal versteht man dabei eine möglichst gleichmäßige Anströmung. Dabei muss die Geschwindigkeit durch das Filterelement über der gesamten Filterfläche möglichst gleichmäßig sein. Bei ungleichmäßiger Anströmung steigt der Druckverlust am Filterelement an und der Motorwirkungsgrad verschlechtert sich. Das Schmutztragevermögen (Staubkapazität) des Filterwerkstoffs wird bei homogener Anströmung optimal genutzt. Zur Auslegung der Strömung in Luftfiltern wird bereits zu einem sehr frühen Zeitpunkt die dreidimensionale Strömungssimulation (CFD) eingesetzt. Damit ist es möglich, mit einem minimalen versuchstechnischen Aufwand sehr früh eine optimale Geometrie zu bestimmen.

Bild 11.37: Anströmung von Filterelementen: ungleichmäßig mit hohem Druckabfall (links) und optimiert (rechts)

11.4 Luftansaugsysteme moderner Ottomotoren

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In dem Beispiel aus Bild 11.37 konnte bei gleichem Druckverlust und gleicher Staubkapazität die Baugröße um 30% verringert werden. Die Anströmung konnte dabei bis auf drei Prozent an den idealen Prüfstandswert angenähert werden. Zuverlässige Druckverlustrechnungen sind heute Stand der Technik bei der Auslegung des Ansaugsystems, insbesondere des Luftfilters. Innovative Berechnungsmethoden sind inzwischen darüber hinaus in der Lage, neben Druckverlust auch die Beladung des Filterelements über der Lebensdauer zu bestimmen, Bild 11.38. Die Vorausberechnung des Beladungsprofils auf Filterelemente hat zwei Ziele: einerseits die optimale Nutzung des Filterelements während der gesamten Lebensdauer und andererseits die Vorhersage des Strömungsverlaufs im Luftfilter über diesen Zeitraum. Ein Hintergrund des letztgenannten Punktes ist beispielsweise eine hinreichende Konstanz des Signals am Massenstrommesser (HFM) während der Lebensdauer des Elements. Mit zunehmender Verschärfung der Emissions- und Verbrauchsgrenzwerte ist die Erhaltung der Strömungszustände am Heißfilmmassenmesser (HFM) von steigender Bedeutung.

Bild 11.38: Dynamische Berechnung der Beladung von Filterelementen über die gesamte Lebensdauer für zwei unterschiedliche Partikelgrößen

Reinluftleitung Die Anströmung des HFM für die Ansaugluft auf der Reinluftseite wird, wie zuvor dargestellt, bei neuen Ansaugsystemen mittels CFD-Simulation betrachtet, um eine gleichmäßige Strömung sicherzustellen. Neben einer möglichen Veränderung des Strömungsprofils durch Beladungseffekte am Filterelement sind im Hinblick auf verschärfte Emissionsgrenzwerte noch weitere Betrachtungen der Situation am HFM notwendig. Schleichende Degradation des Sensors durch Ablagerungen von Öltropfen aus dem Kurbelgehäuse oder aus der Abgasrückführung (AGR) kann ebenfalls durch CFD-Simulation der Strömungsführung drastisch verringert werden. Auf der Reinluftseite stromabwärts werden die vom Verbrennungsmotor erzeugten Gaspulsationen intensiver. Spätestens im Bereich der Reinluftleitung müssen Thermodynamik und Akustik gemeinsam betrachtet werden, weil sich beide Disziplinen in ihrer Wirkung auf die Luftführung beeinflussen. Im Bereich der Reinluftleitung findet man akustische Bauteile

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

(Nebenschluss-Resonatoren, O/4 Rohre), die auch den Ladungswechsel beeinflussen. Dazu werden 1D-Simulationswerkzeuge benutzt, die zu einem sehr frühen Zeitpunkt in der Auslegungsphase Luftaufwand und Mündungsgeräusch liefern. Der Modellierungsaufwand kann dabei erheblich reduziert werden, weil ein Berechnungsmodell beide Ergebnisse liefert. Aufgeladene Motoren haben eine längere Luftführung als Saugmotoren. Bei Motoren mit Abgasturbolader (ATL) wird die Ansaugluft vom Frontmodul über den Luftfilter zum ATL nahe dem Abgaskrümmer geführt. Die komprimierte Luft wird dann wieder zum Frontmodul mit Ladeluftkühler geleitet. Schließlich führt die Reinluftleitung wieder zum Saugrohr am Motor.

11.4.2 Saugrohre für selbst ansaugende Motoren Saugmotoren nutzen die vom Kolben angeregten Wellenvorgänge zur Erhöhung des Luftaufwands im Brennraum. Der Vorgang der „Schwingrohraufladung“ kann anhand Bild 11.39 beschrieben werden. Nach Öffnen des Einlassventils erzeugt der Kolben bei seiner Abwärtsbewegung eine Unterdruckwelle, die sich gegen die Strömungsrichtung vom Brennraum weg entlang des Schwingrohrs bewegt. Am Sammler erfolgt durch den Querschnittssprung eine Reflexion der Unterdruckwelle. Die zum Brennraum zurücklaufende Überdruckwelle kann zur Verbesserung der Zylinderfüllung genutzt werden, wenn sie vor dem Schließen der Einlassventile den Brennraum erreicht. Die optimale Rohrlänge ist bei konstanter Schallgeschwindigkeit a umgekehrt proportional zur Motordrehzahl n. Um über einen weiten Drehzahlbereich eine gute Zylinderfüllung zu erreichen, werden derzeit in allen Fahrzeugklassen Schaltsaugrohre eingesetzt, die zwischen kurzen und langen Schwingrohren umschalten können. Ein typischer Drehmomentverlauf für ein Schaltsaugrohr mit zwei Schwingrohrlängen ist in Bild 11.40 dargestellt [38].

Bild 11.39: Prinzip der Schwingrohraufladung

11.4 Luftansaugsysteme moderner Ottomotoren

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Bild 11.40: Drehmomentverlauf eines Sechszylindermotors mit Schaltsaugrohr

Mit steigender Komplexität der Sauganlagen hängt die Steigerung des Luftaufwands zunehmend von Fertigungsqualität und Werkstoffgüte ab. Bild 11.41 zeigt qualitativ am Beispiel der Dichtungsqualität die Abhängigkeit des Luftaufwands von der Leckage. Eine Dichtung, die beim zweistufigen Schaltsaugrohr eine Steigerung des Luftaufwands ermöglicht, kann bei drei- und mehrstufigen Saugrohren durchaus wieder zu einer Verschlechterung des Luftaufwands führen. Neben der Leckage über die Schaltelemente gibt es noch eine Reihe weiterer Einflussgrößen, die den Ladungswechsel im Saugrohr beeinflussen. Bild 11.42 gibt einen Überblick über die möglichen Verlustquellen [37].

Bild 11.41: Einfluss der Dichtungstechnik bei Schaltklappen auf den Luftaufwand

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.42: Einflussfaktoren auf den Luftaufwand bei Schaltsaugrohren für Saugmotoren

Hieraus ergibt sich für den Systemlieferanten moderner Sauganlagen die Notwendigkeit, bereits zu einem sehr frühen Zeitpunkt der Entwicklung die gesamte Sauganlage thermodynamisch und mechanisch zu definieren. Dies erfordert die Einbindung und Vernetzung sämtlicher CAE-Werkzeuge (Computer-Aided-Engineering) bereits zu Beginn der Entwicklung [37].

11.4.3 Saugrohre aufgeladener Ottomotoren Motoren mit mechanischer Aufladung oder mit Abgasturbolader benötigen Saugsysteme zur Verteilung der Ladeluft auf die Zylinder. Dazu werden kurze Saugrohre mit geringem Druckverlust und guter Gleichverteilung auf die Zylinder angestrebt. Zwar funktionieren auch bei diesen Motoren wellendynamische Effekte zur Nachaufladung, spielen aber eine untergeordnete Rolle, die teilweise zur Verbesserung ausgewählter Kennfeldpunkte genutzt wird. Das Bild 11.43 zeigt einen Vergleich zweier Saugrohre für Ottomotoren vergleichbarer Leistung im Bereich 147 bis 165 kW. Es handelt sich um ein Schaltsaugrohr (links) für einen selbstansaugenden Ottomotor mit Kanaleinspritzung und ein Saugrohr ohne Längenschalter, aber mit geschalteten Klappen zur Füllungsbewegung für einen Ottomotor mit Benzin-Direkteinspritzung und Turboaufladung. Der Vergleich beider Sauganlagen in Bild 11.43 zeigt eindrucksvoll die Auswirkung des so genannten Downsizing auf die Sauganlage von Ottomotoren. Der Saugmotor erzeugt Drehmoment und Leistung durch ein voluminöses Saugrohr mit Längenschaltung, während beim aufgeladenen Motor das Saugrohr sehr kompakt baut und die Aufladefunktion zum Abgasturbolader hin verlagert wird.

11.4 Luftansaugsysteme moderner Ottomotoren

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Bild 11.43: Vergleich von Saugrohren für Ottomotoren der Firma Audi; V6-3,0 l-162 kW-Saugmotor (links) und R4-2,0 l-147 kW-Turbomotor (rechts)

11.4.4 Saugrohre aufgeladener Ottomotoren mit Direkteinspritzung Wie beim aufgeladenen Dieselmotor mit Direkteinspritzung zeichnet sich auch beim Ottomotor die Verbindung zwischen Gemischaufbereitung und Aufladung als besonders zielführend ab. Man kann deshalb davon ausgehen, dass sich auch die technische Entwicklung der Ansaugsysteme für Dieselmotoren bei den aufgeladenen Ottomotoren mit Benzin-Direkteinspritzung in vergleichbarer Weise wiederholen wird. Die Darstellung des Turbo-Saugrohrs in Bild 11.43 rechts zeigt diesen Trend schon recht deutlich. Man erkennt im Bereich des Zylinderkopfflansches die Tumbleklappen zur Intensivierung der Ladungsbewegung im Brennraum. Der Antrieb zur Aktivierung der Tumbleklappen ist rechts am Saugrohr zu erkennen. Vergleichbare kompakte Saugrohre aus Kunststoff mit Ladungsbewegungsklappen werden auch seit Jahren erfolgreich bei Dieselmotoren eingesetzt; dort klassisch mit Drallklappen. Bei Dieselmotoren ist die Entwicklung inzwischen weiter fortgeschritten. Es sind bereits einige „Saugrohre“ im Einsatz, bei denen die Saugarme komplett entfallen sind. Das Saugrohr hat sich bei solchen Ansaugsystemen zu einer Verteilerhaube gewandelt. Bild 11.44 zeigt beispielhaft ein V8-Diesel-Saugrohr von Audi [40]. Auf beiden Zylinderbänken wird bei diesem Saugrohr eine „Luftverteilerhaube“ montiert. Beide Bänke sind durch ein Verbindungsrohr, dem so genannten Übersprecher, miteinander verbunden. Dieser Übersprecher reduziert den Regelungsaufwand durch Druckausgleich zwischen den Zylinderbänken und sorgt bei mittleren und hohen Drehzahlen für eine Füllungsverbesserung durch Resonanzeffekte. Man erkennt weiterhin im Bereich des Zylinderkopfflansches in Bild 11.44 unten die Drallklappen zur Ladungsbewegung. Auf klassische Saugarme wurde bei diesem Saugrohr verzichtet.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.44: Ansaugsystem Audi V8Diesel mit Verbindungsrohr zwischen den Zylinderbänken

Bild 11.45: Ford V6-Zylinderkopfhauben-Modul

Eine weitere Evolutionsstufe von Saugrohren für Dieselmotoren ist in Bild 11.45 dargestellt. Es handelt sich um die Ford V6-Diesel-Zylinderkopfhaube mit integriertem Saugrohr. Der hohe Integrationsgrad bei diesem Saugmodul zeigt die Möglichkeiten auf, die bei einer frühzeitigen Entwicklungszusammenarbeit zwischen OEM und Zulieferer bestehen. Man erkennt bei dieser Anordnung, welche konstruktiven Freiheitsgrade im Bereich des Zylinderkopfes durch die Funktionstrennung zwischen Aufladung und Luftverteilung entstehen können. Man kann davon ausgehen, dass in einigen Jahren vergleichbare Saugmodule auch bei aufgeladenen Ottomotoren mit Benzin-Direkteinspritzung eingesetzt werden.

11.5 Kurbelgehäuseentlüftung

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11.5 Kurbelgehäuseentlüftung Wie in den vorangegangenen Abschnitten beschrieben, hat der Übergang von der äußeren auf die innere Gemischbildung unmittelbare Auswirkungen auf die Auslegung und die Gestaltung des Einspritzsystems, des Zündsystems sowie das Ansaug- bzw. Aufladesystem. Daneben ergeben sich aber auch wesentliche Einflüsse auf die Auslegung weiterer Systeme wie das Kurbelgehäuseentlüftungssystem und das Tankentlüftungssystem, das im Abschnitt 11.7 beschrieben wird. Beim Betrieb von Hubkolbenverbrennungsmotoren gelangt, wie in [41, 42, 43] ausführlich dargestellt, insbesondere wegen der begrenzten Dichtheit der Kolbenringe, aber auch wegen Leckagen an Ventilführungen und der Lagerung des Turboladers ein Teil des Arbeitsgases als Blow-by-Gasstrom (Durchblase- oder Leckgasstrom) ins Kurbelgehäuse und muss dort zur Vermeidung von unzulässigen Überdrücken kontinuierlich abgeführt werden. Vor allem die hohen Kohlenwasserstoffbeladungen des Blow-by-Gases bilden den Hintergrund für gesetzliche Vorschriften [41, 42], die bei Ottomotoren einer Rückführung der Kurbelgehäuseentlüftungsgase in das Ansaugsystem des Motors vorschreiben. Insbesondere um direkte, aber auch indirekte, durch Verschmutzungen beziehungsweise Ablagerungen im Ansaugsystem verursachte Erhöhungen der Abgasschadstoffemissionen der Motoren zu vermeiden, müssen die mit dem Kurbelgehäuseentlüftungsgasstrom mitgeführten Schmieröltröpfchen unterschiedlicher Größe durch im Entlüftungsstrang angeordnete Ölnebelabscheider möglichst vollständig abgeschieden werden. Bild 11.46 zeigt für einen aufgeladenen Ottomotor mit Direkteinspritzung den Aufbau des Kurbelgehäuseentlüftungssystems mit Illustration der Blow-by-Gaspfade. Die Abscheidung von Groböl (Tröpfchen > 10 Pm, Spritzer, Wandfilm) erfolgt in Grobölabscheidern (z.B. strömungsberuhigte Bereiche analog Volumenabscheider, Prallplatten-, Spiral- oder Grobölzyklonabscheidern), die Abscheidung von Feinöl (Partikel < 10 Pm) bei der überwiegenden Zahl aktueller Entlüftungskonzepte in Feinölzyklonen. Die effektive Grob- und Feinölabscheidung in den genannten, ohne Zufuhr von Hilfsenergie betriebenen Abscheidern erfordert eine Mindestdruckdifferenz zwischen dem Kurbelgehäuse und dem Ansaugsystem des Motors in der Größenordnung von 5 bis 10 hPa. Durch die Einspritzung des Kraftstoffs direkt in den Zylinder ergeben sich bezüglich der Systemauslegung der Kurbelgehäuseentlüftung gegenüber konventionellen Ottomotoren mit Saugrohreinspritzung wesentliche Abweichungen, auf die im Folgenden näher eingegangen werden soll. Da die Turboaufladung von Ottomotoren mit Benzin-Direkteinspritzung ein interessantes Potenzial zur Verringerung der Leistungsgewichte und der Kraftstoffverbräuche bietet, was für die Zukunft eine wesentliche Verbreitung dieser Konzepte erwarten lässt, sollen diese hier bei den Betrachtungen im Vordergrund stehen. Ein wesentlicher Effekt beim Übergang von der Saugrohreinspritzung auf die BenzinDirekteinspritzung besteht im Entfall der Reinigungswirkung des Kraftstoffs im Ansaugsystem. Hierdurch steigt die Gefahr von Ablagerungen (Ölkoks) speziell in den Einlasskanälen, wodurch im Allgemeinen ähnlich wie auch bei entsprechenden Ablagerungen auf den Beschaufelungen des Turboladers und im Ladeluftkühler die Motorleistung, die Kraftstoffverbräuche und die Abgasemissionen des Motors negativ beeinflusst werden.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.46: Aufbau des Kurbelgehäuseentlüftungssystems eines aufgeladenen Ottomotors mit Direkteinspritzung und Illustration der Blow-by-Gaspfade

Aus diesem Sachverhalt resultiert die Forderung, die Schmierölbestandteile aus dem Entlüftungsgas so vollständig wie möglich abzuscheiden. Erschwerend wirkt dabei, dass sich durch die verhältnismäßig hohen spezifischen Mitteldrücke aufgeladener Ottomotoren mit Direkteinspritzung vergleichsweise feine Ölpartikelgrößenverteilungsspektren im Entlüftungsgas ergeben, die sich, bezogen auf gleiche für die Ölnebelabscheidung zur Verfügung stehende Druckdifferenzen, schwieriger abscheiden lassen. Die weitgehende Entdrosselung der Ansaugsysteme von Hochleistungs-Ottomotoren hat zur Folge, dass sich die für die Ölnebelabscheidung nutzbaren Druckdifferenzen zwischen Ansaugsystem und Kurbelgehäuse verringern. Bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung, die unter Verbrauchsgesichtspunkten in der Teillast im Ladungsschichtungsbetrieb mit Luftüberschuss betrieben werden, ergeben sich wegen den in diesen Betriebspunkten geringen Saug-

11.5 Kurbelgehäuseentlüftung

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rohrunterdrücken besonders ungünstige Bedingungen für die Feinölabscheidung. Die im Betrieb wechselnden Druckniveaus im Saugsystem aufgeladener Ottomotoren machen im Allgemeinen die Anordnung von zwei, bei einigen Aufladekonzepten sogar von drei Einleitstellen für die Rückführung der Entlüftungsgase in das Ansaugsystem und die Verwendung einer entsprechenden Zahl von Rückschlagventilen erforderlich. Durch die Anordnung von Rückschlagventilen steigen die Druckverluste in den Entlüftungssträngen und, insgesamt betrachtet, die Komplexitätsgrade der Entlüftungssysteme. Abweichend von den Verhältnissen bei Dieselmotoren, die in weiten Kennfeldbereichen mit erheblichem Luftüberschuss betrieben werden, werden bei Ottomotoren mit Quantitätsregelung mit dem Blow-by-Gas wesentliche Mengen, vor allem an schwer siedenden Kraftstoffkomponenten, aber auch bei der Verbrennung entstehendes Wasser, ins Kurbelgehäuse gefördert. Diese Kondensate können sich bei anhaltendem Schwachlast- und Kurzstreckenbetrieb, insbesondere bei nicht betriebswarmem Motor, im Kurbelgehäuse anreichern. Abgesehen von der hiermit verbundenen Verringerung der Schmierölqualität (Absinken der Viskosität) besteht die Gefahr, dass Wasser, aber auch Wasser-Kraftstoffkondensatgemische, im Winter einfrieren und den Grund für Funktionsstörungen in der Kurbelgehäuseentlüftung bilden. Eingefrorene Kondensate können zudem den Schmierölkreislauf verblocken und dadurch schwerwiegende Motorschäden verursachen. Aus diesem Grunde werden bei Ottomotoren und insbesondere Ottomotoren mit Direkteinspritzung vielfach so genannte PCV-Systeme (Positive Crankcase Ventilation) eingesetzt, bei denen Wasser und Kraftstoffkondensate mehr oder weniger vollständig durch die Durchspülung des Kurbelgehäuses mit Frischluft aus dem Kurbelgehäuse ausgetragen werden. Bild 11.47 zeigt eine Übersicht über verschiedene Kurbelgehäuseentlüftungskonzepte mit jeweiligen Vor- und Nachteilen. Grundsätzlich kann dabei zwischen Systemen mit Frischluftdurchströmung (PCV-Systeme) und Systemen ohne Belüftung des Kurbelgehäuses unterschieden werden. Ein weiteres Unterscheidungskriterium ist, ob das System mit einem Druckregelventil ausgerüstet ist, oder ob auf dessen Einsatz verzichtet wird. Bei aufgeladenen Ottomotoren mit Direkteinspritzung müssen große Kraftstoffmengen in kurzen zur Verfügung stehenden Zeiträumen zur Verbrennung aufbereitet werden. Hierdurch besteht insbesondere bei einer nicht optimal ausgelegten Gemischbildung die Gefahr, dass im Volllastbetrieb innerhalb verhältnismäßig kurzer Zeiträume große Mengen an flüssigem Kraftstoff in den Ölsumpf gefördert werden. Verschärfend wirkt in diesem Zusammenhang die allgemeine Tendenz zur Verlängerung der Ölwechselintervalle sowie der Trend hin zu Motorenkonzepten, die weltweit, das heißt auch bei unterschiedlichen Öl- und Kraftstoffqualitäten, betrieben werden müssen. Entsprechend den dargestellten Sachverhalten besteht bei der Auslegung des Kurbelgehäuseentlüftungssystems die Anforderung, dass einerseits die Schmierölbestandteile so vollständig wie möglich aus dem Entlüftungsgas abgeschieden und in den Ölsumpf zurückgeführt werden, andererseits Wasser und Kraftstoffkomponenten im Entlüftungsgas möglichst vollständig durch den Ölnebelabscheider hindurch in das Ansaugsystem des Motors gefördert werden müssen.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

11.5 Kurbelgehäuseentlüftung

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Bild 11.47 (links): Übersicht über verschiedene Kurbelgehäuseentlüftungssysteme für aufgeladene Ottomotoren mit Direkteinspritzung mit entsprechenden Vor- und Nachteilen: a) geregeltes TL-PCVSystem mit Strömungsumkehr, b) geregeltes TL/VL-PCV-System ohne Strömungsumkehr, c) geregeltes VL-PCV-System ohne Strömungsumkehr, d) geregeltes TL-PCV-System mit Sicherheitsventil, e) gesteuertes TL-PCV-System mit Strömungsumkehr, f) gesteuertes Entlüftungssystem g) gesteuertes TL-PCV-System; TL: Teillast, VL: Volllast, PCV: Positive Crankcase Ventilation

Ein technischer Ansatz zur selektiven Abscheidung der Ölanteile im Entlüftungsgas besteht darin, die unterschiedlichen Siedepunkte von Öl einerseits sowie Wasser und Kraftstoffkomponenten andererseits zu nutzen. Um Wasser und Kraftstoffkomponenten in einem möglichst großen Umfang in Dampfform durch den Abscheider hindurch in das Ansaugsystem zu führen, erweist es sich im Grundsatz als vorteilhaft, den Ölnebelabscheider in möglichst warmen Bereichen des Triebwerks, in Strömungsrichtung hinter dem Druckregelventil, das heißt im Unterdruckbereich, anzuordnen. Bei einer Anordnung des Ölnebelabscheiders in Strömungsrichtung hinter dem Druckregelventil herrscht im Abscheider im gedrosselten Teillastbetrieb des Motors ein mehr oder weniger starker Unterdruck. Dies bedingt jedoch, dass das abgeschiedene Öl aus dem Blow-by-Gas gegen eine hohe Druckdifferenz ins Kurbelgehäuse zurückgeführt werden muss, was besondere technische Maßnahmen wie Pumpen oder Schleusen erforderlich macht. Eine Alternative hierzu besteht darin, das abgeschiedene Öl während des Motorbetriebs in einem ausreichend dimensionierten Sammelvolumen zu speichern und dieses nach Abstellen des Motors ins Kurbelgehäuse zurücklaufen zu lassen. Hierzu sind sicher schaltende, im drucklosen Zustand offene Rückschlagventile erforderlich. Ein Beispiel für ein Kurbelgehäuseentlüftungsmodul für einen turboaufgeladenen V6Ottomotor mit Direkteinspritzung zeigt Bild 11.48. Das mit diesem Modul verwirklichte Entlüftungskonzept entspricht dem in Bild 11.47a dargestellten Funktionsschema. Bei diesem im V-Raum zwischen den beiden Zylinderbänken angeordneten Modul sind die Funktionskomponenten Grobölabscheider, Feinölabscheider, diskontinuierliche Ölrückführung über Sammelbehälter und Rückschlagventile, Kurbelgehäusedruckregelventil und die reingasseitigen Rückschlagventile in einem Modul vereint, Bild 11.48. Zudem sind in dem Gehäuseoberteil kernlos geformte Kühlwasserkanäle integriert, die den Vorteil einer schnellen Erwärmung des gesamten Moduls bieten und auf diese Weise einem Einfrieren des Entlüftungssystems auch bei niedrigen Umgebungstemperaturen sicher entgegenwirken. Ein wie in diesem Modul verwirklichter hoher Integrationsgrad bietet nicht nur wesentliche Vorteile bezüglich des Bauraumbedarfs sowie der Bauteil-, der Montage- und der Logistikkosten, sondern verringert auch die Zahl der konstruktiven Schnittstellen zum übrigen Motor. Hierdurch wird die Funktionssicherheit der Kurbelgehäuseentlüftung signifikant erhöht.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.48: Schnittdarstellung eines Kurbelgehäuseentlüftungsmoduls für einen turboaufgeladenen Di-Ottomotor mit Grobölabscheider, Feinölabscheider, diskontinuierlicher Ölrückführung über Sammelbehälter und Rückschlagventile, Kurbelgehäusedruckregelventil und reingasseitigen Rückschlagventilen [Quelle: Hengst]

11.6 Lufttaktventil In vielen Märkten stellen Ottomotoren in den nächsten Jahren nach wie vor das dominierende Antriebskonzept für mobile Anwendungen dar. Dabei gilt es, mit neuen Motoren schärfere Emissionsanforderungen zu erfüllen und aufgrund steigender Ölpreise in immer stärkerem Maße der Forderung nach geringem Kraftstoffverbrauch nachzukommen. Zusätzlich steigen auch Kundenwünsche bezüglich der Motorleistung und der Fahrzeugdynamik stetig an. Um diesen teilweise widersprüchlichen Forderungen gerecht zu werden, ist es unumgänglich, neue Technologien bei der Entwicklung von Ladungswechsel-

11.6 Lufttaktventil

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und Brennverfahren zu verfolgen. Ein vielversprechender Ansatz zur Erfüllung der oben genannten und teils widersprüchlichen Forderungen ist der Einsatz von Lufttaktventilen zur Laststeuerung. Damit können insbesondere Ottomotoren mit Direkteinspritzung eine weitere Verbesserung von Leistung und Verbrauch erfahren.

11.6.1 Technologiebeschreibung Das Lufttaktventil (LTV) stellt ein seit längerer Zeit bekanntes Verfahren dar [44, 45, 46], das sich im Vorentwicklungsstadium befindet und eine weitgehend freie und flexible Steuerung des Ladungswechsels ermöglicht. Dabei wird in jeder Ansaugleitung des Saugrohres ein schnell schaltendes Ventil zwischen Sammler und Einlassventil eingesetzt, wie es in Bild 11.49 schematisch dargestellt ist. Der Ladungswechsel mit konventionellem, mechanischem Ventiltrieb wird durch das elektromagnetisch frei ansteuerbare Lufttaktventil flexibler. Damit können weitgehend die Eigenschaften von elektromechanischen Ventiltriebsystemen bezüglich der Wahl der Ansteuerungszeitpunkte und damit des thermodynamischen Potenzials erreicht werden, ohne dass Zylinderkopfmechanik und Brennraumgeometrie vollständig neu gestaltet werden müssen. In neuerer Zeit wurden zum Lufttaktventil eine große Anzahl von Veröffentlichungen, Patentanmeldungen und Forschungsarbeiten publik, welche die Potenzialeinschätzungen dieser Technologie aus verschiedenen Blickwinkeln widerspiegeln, z.B. [44, 48, 49, 50, 51, 52, 55, 57].

Bild 11.49: Lufttaktventil am Ottomotor mit Direkteinspritzung

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Das Lufttaktventil eröffnet die folgenden Möglichkeiten zur Beeinflussung des Ladungswechsels beim Ottomotor mit Direkteinspritzung: ™ Drosselfreie Laststeuerung: Reduzierung der angesaugten Luftmasse ohne Drosselverluste durch die Zumessung mit dem Lufttaktventil, analog zur Reduzierung der Ventilöffnungsdauer mit mechanisch variablen Ventiltrieben. ™ Saugseitige Zylinderabschaltung: Flexible saugseitige Zylinderabschaltung zur Reduzierung der Ladungswechselarbeit mittels Lastpunktverschiebung; alternierende Schaltung verhindert das Auskühlen von einzelnen Zylindern. ™ Impulsaufladung: Erhöhung der Motorleistung im unteren Drehzahlbereich durch das Induzieren von Druckwellen im Ansaugrohr und ihr Einschließen im Brennraum. ™ Temperatursteuerung: Erwärmen und Abkühlen der angesaugten Luft durch Verdichtung und Expansion im Brennraum und im Zwischenvolumen zwischen Lufttaktventil und Einlassventil durch die Kolbenbewegung.

11.6.2 Bauprinzip und Randbedingungen Das Lufttaktventil stellt ein elektromagnetisch frei ansteuerbares Zusatzventil vor dem Zylinderkopf dar, dessen Öffnungs- und Schließvorgänge in Verbindung mit dem Einlass- und Auslassventil des Motors den Ladungswechsel bestimmen. Durch die grundsätzliche räumliche Trennung des Lufttaktventils von den Verbrennungsvorgängen im Brennraum ist eine Vielzahl von Ventilkonzepten (Drehklappe, Tellerventil, Drehschieber) anwendbar. Allen gemeinsam ist die Konzeption als Add-On-Lösung für bestehende Grundmotoren, Bild 11.49. Damit bleiben die Fertigungsprozesse des Motorenherstellers für die gesamte Motormechanik erhalten, was eine weite Verbreitung der Technologie begünstigt. Die Funktions- und Qualitätssicherung der zu adaptierenden Lufttaktventile kann damit beim Zulieferer liegen. Eine große Herausforderung ist die technische Realisierung des Lufttaktventils für eine spätere Massenfertigung. Bei der Auslegung müssen gleichzeitig die notwendige Schaltzeit, die Dichtigkeitsforderung, der zur Verfügung stehende Bauraum und der notwendige Strömungsquerschnitt berücksichtigt werden sowie ein Antrieb zur flexiblen und präzisen Schaltung im Motorzyklus vorhanden sein. Die Lufttaktventile müssen, bedingt durch ihre hochdynamische Arbeitsweise, sehr schnelle Schaltzeitanforderungen erfüllen, um den Ansaugquerschnitt zu verschließen und wieder freizugeben. Typische Schaltzeiten zur Realisierung eines entdrosselten Motorbetriebs im leerlaufnahen Bereich und zur Impulsaufladung betragen ca. 2,5 bis 3 ms. Der Querschnitt und die Innengeometrie des Lufttaktventils müssen bei der Auslegung so bemessen werden, dass keine Einschränkungen bei der Nennleistung des Motors auftreten. Ein kritisches Merkmal ist die Einhaltung einer sehr geringen Leckage der Ventile in der Größenordnung von kleiner 1 kg/h bei einer Druckdifferenz von 'p = 600 mbar über das geschlossene Verschlussorgan, welche über die Lebensdauer der Lufttaktventile weitgehend konstant bleiben muss.

11.6 Lufttaktventil

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Im Teillastbetrieb des Motors werden die Lufttaktventile zur Entdrosselung und im Volllastbetrieb zur Impulsaufladung eingesetzt. Daher sind sie praktisch ununterbrochen in Betrieb. Es werden folglich hohe Anforderungen an ihre Dauerhaltbarkeit gestellt. Die Ventile müssen für ca. 200 bis 300 Mio. Schaltvorgänge in einem Temperaturbereich von TUmgebung = –40 bis +130 °C ausgelegt werden. Die elektrische Versorgung kann aus dem 12-V-Bordnetz realisiert werden. Als typische Leistungsaufnahme werden, abhängig von der Drehzahl, des Druckniveaus im Saugrohr und der Schaltstrategie, ca. 10 bis 60 W pro Lufttaktventil (das heißt pro Zylinder) benötigt. Für die Lufttaktventile wird eine elektronische Regelung mit – auch aus dem Bereich der elektromechanischen Ventilsteuerungen bekannten – „Soft-Touch“-Funktionen benötigt, um insbesondere aus akustischen Gründen einen weichen Anschlag der Magnete im Antrieb zu gewährleisten. Die Daten eines als Drehklappe ausgeführten Lufttaktventils sind in Bild 11.50 dargestellt. Diese hohen Anforderungen für das schnelle und häufige Schalten von Ventilen mit geringer Verlustleistung macht eine umfangreiche Entwicklung neuer Antriebe für diesen Anwendungsfall erforderlich [47, 48, 49, 53].

Bild 11.50: Lufttaktventil von MAHLE: Prinzip: magnetgesteuerter Feder-MasseSchwinger mit Schwenkwinkel 45°, Schaltzeit: 2,7 ms, Leckage: < 1 m3/h bei 'p = 600 mbar, Kanalquerschnitt: 1300 mm2, selbstadaptive sensorlose Stromregelung, Bordnetzspannung: 12 V

11.6.3 Thermodynamisches Potenzial Einige der mit einem Lufttaktventil möglichen Verfahrensweisen werden im Folgenden genauer erläutert. Die zugrundeliegende Theorie wird beschrieben und zum Teil durch Messergebnisse belegt.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Entdrosselung zur Kraftstoffeinsparung beim Ottomotor mit Direkteinspritzung und homogenem Betrieb Bei der Entdrosselung von Ottomotoren stellt das Lufttaktventil das Regelungssystem zur Zumessung der benötigten Luftmasse dar. Die Funktion der Drosselklappe wird dabei durch das Lufttaktventil übernommen, mit welchem nun die Zumessung der Frischluft erfolgt. Durch das Lufttaktventil können in Verbindung mit einem konventionellen Ventiltrieb Steuerstrategien analog zum Frühen-Einlass-Schließen, Bild 11.51, und zum Späten-Einlass-Öffnen verwirklicht werden. Auch eine Kombination von früher und später Lufteinbringung ist durch ein zweimaliges Takten des Lufttaktventils im Motorzyklus möglich.

Bild 11.51: Entdrosselter Motorbetrieb mit LTV analog zum Frühen-Einlass-Schließen

Für die Entdrosselung spielt die minimale Öffnungsdauer (also eine sehr kurze Schaltzeit) des Lufttaktventils nur eine untergeordnete Rolle. Denn es kann auch schon durch eine entsprechende Positionierung des Lufttaktventil-Öffnungsfensters der Bereich vorgegeben werden, in dem Lufttaktventil und Einlassventil gleichzeitig geöffnet sind. Und nur während dieser Zeit wird Frischluft angesaugt. Allerdings ermöglicht eine kurze Schaltzeit ( < 3 ms) einen größeren Spielraum bei der Wahl der Lage des LTV-Öffnungsfensters relativ zur Ansaugphase. Bedeutende Punkte bei der Entdrosselung sind die Dichtigkeit des Ventils und das Totvolumen zwischen Einlassventil und Lufttaktventil. Besonders bei niedrigen Lasten und demzufolge kleinen Luftmassen spielen diese Faktoren regelungstechnisch eine bedeutende Rolle: Durch Leckageluft und Luft im Totvolumen ist bereits eine minimale Luftmenge vorgegeben, die auf jeden Fall in den Brennraum gelangt. Wird eine noch kleinere Luftmenge benötigt, so kann sie nicht mehr durch das Lufttaktventil eingeregelt werden. In so einem Fall muss dann wieder angedrosselt werden, um weniger Luft in den Totraum und somit in den Brennraum einzulassen.

11.6 Lufttaktventil

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Bild 11.52: Verbrauchsreduzierung durch Entdrosselung mit LTV an einem Vierzylinder-2-l-Ottomotor mit Direkteinspritzung (homogen) bei n = 2000 min–1 und pme = 2,0 bar

Bild 11.52 zeigt Versuchsergebnisse zur Entdrosselung mit dem Lufttaktventil. Wenn das Lufttaktventil so lange wie das Einlassventil geöffnet ist, wird der Lastpunkt konventionell durch das Schließen der Drosselklappe gehalten. Wird die Öffnungsdauer des Lufttaktventils bei gleich bleibender Einlassventilerhebung verkürzt, kann die Drosselklappe zunehmend geöffnet werden, und der Druck im Saugrohr steigt bis nahezu auf Umgebungsdruck an. Aufgrund der geringer werdenden Drosselverluste bei geöffneter Drosselklappe wird die Ladungswechselarbeit reduziert. Die verminderte Verlustarbeit führt zu einer Verringerung des Kraftstoffverbrauchs, der für den Vierzylinder-Ottomotor mit Direkteinspritzung, Bild 11.52, die Größenordnung von 6% gegenüber dem Basismotor im Drosselbetrieb beträgt. Für Motoren mit großem Hubraum ist die Entdrosselung noch effektiver in Bezug auf das Kraftstoffeinsparpotenzial, da der Motor im realen Fahrbetrieb wesentlich häufiger in Teillast-Betriebspunkten betrieben wird. Um das vollständige Potenzial aufzuzeigen, wurden Messungen mit dem Lufttaktventil zur entdrosselten Laststeuerung an einem Achtzylinder-Ottomotor mit Direkteinspritzung durchgeführt, deren Ergebnisse in Bild 11.53 und in Bild 11.54 dargestellt sind. Bild 11.53 zeigt einen Lastschnitt für die Drehzahl von 2000 min–1. Dabei ist der Verbrauch des mit dem Lufttaktventil entdrosselten Versuchsmotors im Vergleich zum Basismotor aufgetragen. Für den Betrieb mit dem Lufttaktventil wurden zusätzlich noch Maßnahmen zur Erhöhung der Ladungsbewegung im Brennraum eingesetzt. Die Messungen zeigen, dass die Verbrauchsreduzierungen abhängig von der Last zwischen 3% und 9% betragen. In den untersuchten Betriebspunkten konnte die Ladungswechselarbeit um ca. 50% reduziert werden. Für den Hochdruckwirkungsgrad ist der Lufttaktventilbe-

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trieb ebenfalls günstig. Er konnte um 0,5 bis 1,5 Prozentpunkte verbessert werden. Mit diesen Daten ist eine Kraftstoffverbrauchseinsparung im NEFZ-Zyklus von größer 5% zu erwarten. Es scheint realistisch, dass weitere Potenziale durch eine für den Lufttaktventilbetrieb optimierte Prozessführung und durch eine günstige Brennraumgeometrie erschlossen werden können. Besondere Erwähnung verdient an dieser Stelle auch folgender Aspekt: Die dargestellten Werte wurden an stationären Betriebspunkten gemessen. Bei vielen anderen Techniken ist eine Übertragung auf den transienten Fahrbetrieb nicht in vollem Umfang möglich. Bei einer Entdrosselungn durch den Lufttaktventilbetrieb kann diese Kraftstoffeinsparung jedoch auch im transienten Betrieb größtenteils realisiert werden. Zum einen wird durch die schnelle Schaltzeit des Lufttaktventils kein Vorhalt in der Applikation im Motorsteuergerät notwendig. Zum anderen steht im Saugrohr durch die Entdrosselung bereits Umgebungsdruck an. Ein zeitaufwändiger Befüllungsvorgang des Saugrohrs und des Sammlers entfällt daher.

Bild 11.53: Lastschnitt-Messungen des Kraftstoffverbrauchs mit Entdrosselung durch das Lufttaktventil an einem V8-Ottomotor mit Direkteinspritzung bei n = 2000 min–1

Bild 11.54: Verbrauchseinsparung durch Entdrosselung mit dem Lufttaktventil in Kombination mit saugseitiger Zylinderabschaltung (4/8) an einem V8Ottomotor mit Direkteinspritzung im Leerlauf bei n = 700 min–1

11.6 Lufttaktventil

313

Wird der Leerlauf bei n = 700 min–1 am Achtzylinder-Ottomotor mit Direkteinspritzung betrachtet, Bild 11.54, ergibt sich mit dem Lufttaktventil eine Verbrauchsreduzierung von 23% gegenüber dem Basismotor. Vier Lufttaktventile waren dabei zur Realisierung einer saugseitigen Zylinderabschaltung permanent geschlossen, während die vier arbeitenden Zylinder mit den Lufttaktventilen entdrosselt wurden. Die Verbrauchsminderung resultiert hier einerseits aus der Verringerung der Ladungswechselarbeit und andererseits aus der starken Erhöhung des Hochdruckwirkungsgrads der arbeitenden Zylinder durch die Lastpunktverschiebung zur höheren Last hin. „Millerverfahren“ in Verbindung mit Turboaufladung Der Millerprozess beim Ottomotor ist ein Verfahren, mit dem analog zum sehr frühen Schließen des Einlassventils die Temperatur der Ansaugluft im Brennraum aufgeladener Motoren gezielt reduziert wird [58]. Die Temperaturabsenkung kann zur Verringerung der Klopfneigung des aufgeladenen Motors genutzt werden. Die zur Verbrennung notwendige Luftmasse wird mit dem Lufttaktventil im Brennraum eingeschlossen, während sich der Kolben noch in der Ansaugphase befindet. Die verringerte Öffnungsdauer des Ansaugquerschnitts muss durch eine entsprechende Erhöhung des Ladedrucks ausgeglichen werden, um die benötigte Luftmasse vor dem Schließen des Lufttaktventils in den Brennraum zu fördern. Die durch einen Wärmetauscher vorgekühlte Luft wird mittels Expansion durch die Kolbenbewegung weiter stark abgekühlt und vom Einlassventil im Brennraum eingeschlossen. Damit ist ein höheres Verdichtungsverhältnis im Lader mit der daraus resultierenden höheren Verdichtungsendtemperatur realisierbar, was wiederum zu weiterer Drehmoment- und Leistungsanhebung des Motors ohne weitere thermische Brennraumbelastung genutzt werden kann. Impulsaufladung zur Drehmomentanhebung bei niedrigen Drehzahlen Ottomotoren mit Direkteinspritzung werden als aufgeladene Motoren und als Saugmotoren realisiert. Für beide Ausführungen kann das Lufttaktventil auch zur Impulsaufladung eingesetzt werden. Damit wird das Drehmomentansprechverhalten verbessert, insbesondere im unteren Drehzahlbereich. Die Anhebung des Drehmoments bei niedrigen Drehzahlen ohne Hubraumerhöhung ist ein wichtiges Ziel für neue Motorkonzepte. Sie ist notwendig, um ein gutes Beschleunigungsverhalten von Fahrzeugen mit ständig steigendem Gesamtgewicht sowie deren gewünschte Elastizität zu gewährleisten. Hohes Drehmoment bei niedrigen Drehzahlen ist weiterhin die Grundvoraussetzung für zukünftige Downsizing-Konzepte. Verbrauchsgünstige Fahrzeuge mit ausreichenden Fahrleistungen können dann die Umsetzung neuer Verbrauchsstrategien ermöglichen. Durch die gezielte Steuerung von Strömungs- und Schwingungsvorgängen mit Hilfe des Lufttaktventils werden Druckwellen im Ansaugtrakt erzeugt, welche zur Realisierung der Impulsaufladung eingesetzt werden. Somit kann bei jeder Motordrehzahl eine ideale Schwingrohraufladung realisiert werden, wodurch der Motor bei Volllast immer die maximale Füllung erhält. Zu Beginn der Ansaugphase ist das Lufttaktventil zunächst noch geschlossen. Nachdem das Auslassventil schließt, wird durch die Abwärtsbewegung des Kolbens ein starker Unterdruck im Brennraum und im Bereich zwischen Lufttaktventil und Einlassventil erzeugt. Beim Öffnen des Lufttaktventils strömt nun Frischgas mit ho-

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her Geschwindigkeit in den Zylinder. Im Saugrohr wird eine Unterdruckwelle ausgelöst, die in Richtung Sammler läuft und am offenen Saugrohrende reflektiert wird. Sie läuft als Überdruckwelle zurück zum Brennraum und wird dort vom schließenden Lufttaktventil oder vom schließenden Motor-Einlassventil eingeschlossen. Nicht nur im Brennraum befindet sich nun ein hoher Druck, sondern auch im Vorraum zwischen Lufttaktventil und Einlassventil. Er steht dort zu Beginn des nächsten Ladungswechsels immer noch zur Verfügung, um das Restgas über das offene Auslassventil aus dem Zylinder zu spülen. Der Effekt der Generierung von Druckwellen im Saugsystem zur Aufladung kann bei geringen Drehzahlen auch zweifach durchgeführt werden. Die Probleme bezüglich der Umsetzbarkeit des erhöhten Luftaufwands in Drehmoment (siehe weiter unten) werden dadurch verringert. Die Impulsaufladung mit dem Lufttaktventil kann an Otto- und Dieselmotoren eingesetzt werden und kann insbesondere zur signifikanten Verbesserung der Dynamik von Fahrzeugen mit Abgasturboaufladung beitragen, wie es in [50] ausführlich geschildert ist. Messergebnisse an einem Achtzylinder-Ottomotor mit Direkteinspritzung, die in Bild 11.55 dargestellt sind, zeigen das Potenzial der Impulsaufladung mit Lufttaktventil zur Drehmomenterhöhung im unteren Drehzahlbereich. Auf diese Weise konnte das Drehmoment gegenüber der Basis ohne Lufttaktventilbetrieb deutlich gesteigert werden. Bei n = 1000 min–1 wurde sogar eine Steigerung von 23% erreicht. Die genannten Werte wurden jeweils mit derselben festen kurzen Saugrohrlänge erzielt. Dieses Drehmoment kann sprunghaft von einem Zyklus zum nächsten aufgebaut werden, da kein Füllungsvorgang des Saugsystems den Drehmomentaufbau verzögert.

Bild 11.55: Drehmomentsteigerung durch Impulsaufladung mit dem Lufttaktventil an einem AchtzylinderOttomotor mit Direkteinspritzung und fester kurzer Saugrohrlänge

11.6 Lufttaktventil

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Ein Problem bei der Impulsaufladung besteht jedoch darin, dass der gesteigerte Luftaufwand häufig nicht in gleichem Maße zu einer Drehmomenterhöhung führt. Die Impulsaufladung bewirkt aufgrund ihrer Verfahrensweise (Verdichtung ohne Zwischenkühlung) eine Erhöhung der Temperatur der Frischluft im Brennraum, was die Klopfneigung erhöht. Als Folge dessen kann der Motor mit Impulsaufladung bei sehr niedrigen Drehzahlen nicht füllungsoptimal betrieben werden. Vorteilhaft erweist sich dabei das zweifache Öffnen des Lufttaktventils in der Einlassphase, mit der bei jedem Schaltvorgang jeweils nur geringere Druckdifferenzen über das Lufttaktventil aufgebaut werden müssen, um entsprechende Aufladeeffekte zu erreichen. Wärmeladung Bei der Wärmeladung wird das Lufttaktventil sehr spät im Ansaugzyklus nahe am unteren Totpunkt des Kolbens einmal kurz geöffnet. Dabei treten die bereits diskutierten hohen Strömungsgeschwindigkeiten mit der damit verbundenen Erwärmung der Frischluft im Brennraum auf. Während bei der Impulsaufladung diese Erwärmung aufgrund der erhöhten Klopfneigung ein unerwünschter Nebeneffekt ist, wird bei der Wärmeladung speziell diese Lufterwärmung gewünscht und ausgenutzt.

Bild 11.56: Wärmeladung an einem Vierzylinder-Ottomotor mit Direkteinspritzung (2,0 l, 4 V) bei n = 1000 min–1; Berechnung der mittleren Gastemperatur durch Ladungswechselanalyse

Bild 11.56 zeigt die kurbelwinkelaufgelöste Temperatur während eines Wärmeladungsvorgangs und im Vergleich dazu den konventionellen Ansaugungsvorgang bei vollständig geöffnetem Lufttaktventil. Im Wärmeladungsbetrieb fällt die Temperatur bei geschlossenem Lufttaktventil und geöffnetem Einlassventil durch die Expansion zunächst stark ab. Nach dem Öffnen des Lufttaktventils steigt die Lufttemperatur in kurzer Zeit

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

während des Einströmvorgangs auf ein im Mittel um 'TES = 23 K höheres Niveau bei Einlassschluss des Einlassventils an. Die Luftmasse nimmt bei dem gezeigten Vorgang um 3% gegenüber dem Ansaugvorgang mit offener Klappe zu. Damit ergibt sich eine hohe Luftmasse in Verbindung mit deutlich angehobener Lufttemperatur im Brennraum. Die Temperatur bei Verdichtungsende ist durch die Wärmeladung um ca. 'TVE = 40 K höher, was zur Unterstützung des Kaltstart- und Warmlaufvorgangs günstig ist. Zusammenfassende Bewertung In Verbindung mit einem konventionellen Ventiltrieb kann das Lufttaktventil den Ladungswechsel eines Ottomotors vielfältig beeinflussen. Dies eröffnet die Möglichkeit, das Lufttaktventil mit unterschiedlichen aktuellen und zukünftigen Entwicklungskonzepten zu kombinieren. In Bild11.57 sind zwei denkbare Technologiekombinationen aufgezeigt. Der erste Ansatz ist die Verwendung des Lufttaktventils zur Entdrosselung in erster Linie bei großvolumigen Ottomotoren. Damit kann die Ladungswechselarbeit sehr stark reduziert werden, was zur erheblichen Kraftstoffeinsparung bei Teillast und damit in den gängigen Testzyklen führt. In Verbindung mit dem Homogenbetrieb ist damit ein weltweit einsetzbares Gesamtsystem für Ottomotoren mit Direkteinspritzung zur Darstellung effizienter Motoren realisierbar. Das System ist im Vergleich zu konkurrierenden Technologien zur Entdrosselung wirtschaftlich sehr interessant, wie Bild 11.58 zeigt.

Bild 11.57: Motorentwicklungskonzepte, die vom Lufttaktventil wirkungsvoll unterstützt werden können

11.6 Lufttaktventil

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Bild 11.58: Einordnung der Lufttaktventil-Technologie (Air Pulse Valve) zur Entdrosselung von Ottomotoren basierend auf Darstellung nach [59]

Weiterhin wird zur Abgasnachbehandlung nur die bewährte und preisgünstige 3-WegeKatalysatortechnik benötigt. Die Möglichkeiten zur Kaltstartunterstützung und zur Impulsaufladung bei Beschleunigungsvorgängen können dann mit genutzt werden. Der zweite in Bild 11.57 dargestellte Ansatz ist die wirkungsvolle Unterstützung von Downsizing-Strategien für Ottomotoren. Die Entdrosselung spielt dabei eine geringere Rolle, da der Motor generell durch das geringere Hubvolumen in höheren Lastpunkten betrieben wird. Um die Nennleistung zu gewährleisten, wird in sinnvoller Weise ein groß dimensionierter Turbolader verwendet, der aber die bekannten Nachteile der Drehmomentschwäche im unteren Drehzahlbereich und bei transientem Motorbetrieb aufweist. Hier kann durch das Lufttaktventil das erforderliche Low-End-Torque bereitgestellt werden. Weiterhin ist durch die sofortige Anpassung (bereits im nächsten Zyklus) der Lufttaktventil-Schaltzeiten auf die Lastsprunganforderung ein sehr viel schnellerer Drehmomentaufbau im Vergleich zu drosselklappengeführten Systemen möglich. Auch hierbei können die Möglichkeiten zur Wärmeladung mit genutzt werden. Der hohe Entwicklungsaufwand, der sowohl in der Mechanik und Regelung des Lufttaktventils als auch in dessen Applikation an den Motor zu leisten ist, stellt den einzigen wesentlichen Nachteil dar. Demgegenüber können für alle Verfahren und Applikationen mit dem Lufttaktventil die weitgehende Variabilität aufgrund der frei ansteuerbaren Schalt-

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

zeitpunkte im Motorzyklus genutzt werden, Bild 11.59. Insbesondere ist hier die Möglichkeit einer zyklusselektiven und zylinderselektiven Schaltung zu nennen. Toleranzbedingte Ungleichverteilungen der Last auf die einzelnen Zylinder können damit durch das Steuergerät nachträglich kompensiert werden. Ebenso ist ein Wechsel der Betriebsart aufgrund geänderter Randbedingungen von einem Zyklus zum nächsten realisierbar, z.B. die Umschaltung von frühem Schließen des Lufttaktventils auf dessen spätes Öffnen.

Bild 11.59: Funktionsweise und Wirtschaftlichkeitsaspekte

11.7 Tankentlüftung Die Siedecharakteristik konventioneller Ottokraftstoffe bedingt, dass bereits bei den üblicherweise im Fahrzeugbetrieb herrschenden Temperaturen ein Bruchteil des Kraftstoffs im thermodynamischen Gleichgewichtszustand in Dampfform vorliegt. Dies hat zur Folge, dass, wie in [60] und [61] detailliert dargestellt, insbesondere bei hohen Umgebungstemperaturen und nach dem Abstellen des betriebswarmen Fahrzeugs leichtsiedende Kohlenwasserstoffe vor allem über die Tankentlüftung in die Atmosphäre gelangen können. Diese so genannten Verdampfungsverluste trugen in der Vergangenheit insbesondere in städtischen Ballungsgebieten wesentlich zur Luftverschmutzung bei. Aus diesem Grunde wurden, ausgehend von ersten gesetzlichen Vorschriften in den USA, Anfang der 1970er Jahre auf allen wichtigen Märkten Grenzwerte für die Verdampfungsemissionen

11.7 Tankentlüftung

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festgelegt, deren Einhaltung bei der Fahrzeugzertifizierung durch den so genannten SHED-Test (Sealed Housing of Evaporative Determination) nachgewiesen werden muss. Zur Erfüllung der gesetzlichen Anforderungen zur Verdampfungsemission werden die aus dem Tank durch die Tankentlüftung austretenden gasförmigen Kohlenwasserstoffe an der Aktivkohle eines Aktivkohlefilters (AKF) abgeschieden. Bild 11.60 zeigt in schematischer Darstellung den Aufbau eines Tankentlüftungssystems eines Fahrzeugs für den US-Markt. Der Tank ist über eine Betriebsentlüftungsleitung mit dem AKF verbunden. Durch diese Leitung werden im Stillstand und im Fahrbetrieb die aus dem Tank austretenden, mit Kohlenwasserstoffen beladenen Gase durch das AKF geleitet. Die gasförmigen Kohlenwasserstoffe werden weitgehend an der Aktivkohle des AKF adsorbiert, während die Luft über eine Öffnung im AKF in die Atmosphäre gelangt. Das tanknah angeordnete Roll-over-Ventil hat die Funktion, bei starker Schräglage oder bei einem Überschlag des Fahrzeugs einen Austritt von flüssigem Kraftstoff über die Entlüftungsleitung zu verhindern. Bei einem Anstieg des Umgebungsdrucks (beispielsweise bei Talfahrt) und bei einer Entleerung des Tanks (Fahrbetrieb) wird der Tank mit umgekehrter Strömungsrichtung über das AKF und die Entlüftungsleitung belüftet. Um eine Überladung des AKF mit Kohlenwasserstoffen und damit einen Durchschlag von Kraftstoffkomponenten zu verhindern, muss das Filter regelmäßig mit Umgebungsluft gespült werden. Hierzu wird bei laufendem Motor mit der Druckdifferenz zwischen Saugrohr (hinter der Drosselklappe) und Atmosphäre ein Teilstrom der Ansaugluft durch das Filter gesaugt. Da die Druckdifferenzen zwischen der Umgebung und dem Saugrohr im Fahrbetrieb in weiten Bereichen variieren, wird die Spülluftmenge in Abhängigkeit von der Last und Drehzahl des Motors über ein vom Motorsteuergerät angesteuertes elektrisches Regenerierventil dosiert. Die AKF-Spülluftmenge ist im Allgemeinen auf rund 1% der vom Motor angesaugten Ansaugluftmenge begrenzt. Die Zudosierung der AKF-Spülluft zur Ansaugluft beeinflusst unmittelbar die Gemischbildung des Motors. Da außerdem die Betriebsdauer des Regenerierventils annähernd der Lebensdauer des Fahrzeugs entspricht, werden an die langzeitstabile Dosiergenauigkeit des Regenerierventils hohe Anforderungen gestellt. Im Sinne eines guten Kompromisses zwischen den Kosten und der Funktion haben im Allgemeinen mit einer Frequenz von 10 bis 15 Hz Pulsweiten moduliert, mit variablem Puls-Pauseverhältnis angesteuerte elektromagnetische Taktventile als Regenerierventile auf dem Markt eine große Verbreitung gefunden. Proportionalventile, die gegenüber Taktventilen im Grundsatz den Vorteil eines kontinuierlichen Förderstroms durch das Ventil aufweisen, haben sich wegen eines hohen technischen Aufwands zur langzeitstabilen Kompensation von Störeinflüssen auf die Kennlinie (Temperaturen, Bordnetzspannungen, Reibung, Quell- und Setzerscheinungen im Ventilsitzelastomer) nicht durchsetzen können. Bei Fahrzeugen für den US-Markt besteht die gesetzliche Anforderung, dass nicht nur die im Stillstand und Fahrbetrieb aus dem Tank austretenden Kohlenwasserstoffe, sondern auch die bei der Betankung freigesetzten Gasmengen vom Fahrzeug aufgenommen werden müssen. Bei diesen ORVR-Konzepten (Onboard Refueling Vapor Recovery) wird eine im Vergleich zur Betriebsentlüftung mit einem erheblich größeren Durchmesser versehene Betankungsentlüftungsleitung zum Beispiel vom Tankeinfüllstutzen zum AKF geführt. Wegen

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

der im Vergleich erheblich größeren, kurzfristig zu speichernden Dampfmengen ist das Volumen des AKF bei ORVR-Konzepten in etwa um den Faktor vier vergrößert. Entsprechend vergrößern sich hierdurch auch die Spülluftmengen durch das AKF, die ohne negative Auswirkungen auf die Gemischbildung, die Abgasschadstoffemission und das Betriebsverhalten des Motors der Ansaugluft zugemischt werden müssen.

Bild 11.60: Systemübersicht Tankentlüftungssystem für den US-Markt

Besondere Anforderungen an die Kennliniencharakteristik von Regenerierventilen werden bei Motoren mit Benzin-Direkteinspritzung gestellt, die in der Teillast mit Schichtladung betrieben werden. Da diese Motoren in weiten Bereichen des Kennfeldes bei geringen Saugrohrunterdrücken betrieben werden, müssen, wie in [61] im Detail dargestellt, sowohl das Regenerierventil als auch die Leitungen große Querschnitte besitzen, um das AKF im Fahrbetrieb ausreichend spülen zu können. Andererseits muss im homogenen Betrieb mit hohen Saugrohrunterdrücken eine exakte Dosierung kleiner Spülluftmengen möglich sein. Ein Lösungsansatz für diese Aufgabenstellung besteht in einem Ventil mit pneumatischer Vorsteuerung. Bei diesem Ventil wirkt der Saugrohrunterdruck auf eine Membran, die bei hohen Unterdrücken am Abströmstutzen des Ventils über eine Ventilnadel den Volumenstrom vordrosselt. Die Dosierung des Gasstroms erfolgt wie bei konventionellen Taktventilen über den taktenden Magnetanker. Durch die Reihenschaltung von Magnetanker und Vordrossel lässt sich ein großer Dynamikbereich verwirklichen. Bild 11.61 zeigt ein derartiges Ventil in schematischer Darstellung.

Bild 11.61: Schematische Darstellung eines Taktventils mit pneumatischer Vorsteuerung

11.7 Tankentlüftung

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Ähnlich wie bei den im Abschnitt 11.5 behandelten Kurbelgehäuseentlüftungssystemen steigt, verglichen mit Saugmotoren, bei aufgeladenen Ottomotoren mit Direkteinspritzung auch der Komplexitätsgrad der Tankentlüftung. Um im Ladebetrieb eine Strömung vom Saugrohr über das Regenerierventil und das AKF in die Atmosphäre zu verhindern, wird in der Leitung zwischen dem Regenerierventil und dem vom Ladedruck beaufschlagten Bereich des Ansaugsystems, wie in Bild 11.62 dargestellt, ein Rückschlagventil angeordnet. Mit der Zielsetzung, das AKF auch im Laderbetrieb regenerieren zu können, ist diese Leitung zudem in Strömungsrichtung hinter dem Regenerierventil gegabelt, wobei der zweite Leitungsstrang in Strömungsrichtung vor den Lader geführt wird. Ein weiteres in dieser Leitung angeordnetes Rückschlagventil verhindert im Saugbetrieb bei weitgehend geschlossener Drosselklappe eine Bypassströmung um die Drosselklappe herum. Da im Saugbetrieb des Motors bei hohen Druckdifferenzen am Regenerierventil kleine Spülluftmengen exakt dosiert werden müssen, andererseits im Laderbetrieb bei geringen Druckdifferenzen zwischen dem Atmosphärendruck und dem Druck in der Vorsaugstrecke große Spülluftmengen durch das AKF erwünscht sind, besteht ein alternatives AKFSpülkonzept für aufgeladene Ottomotoren darin, sowohl in den vor als auch den hinter dem Lader ins Saugsystem mündenden Entlüftungsstrang je ein Regenerierventil anzuordnen, wobei beide Ventile unabhängig von einander von der Motorsteuerung angesteuert werden. In diesem Fall kann unter Umständen bei Entfall der Rückschlagventile das im Saugbetrieb wirksame Regenerierventil gezielt auf kleine Durchsätze bei hohen Druckdifferenzen ausgelegt werden, während das im Laderbetrieb wirksame Regenerierventil für den vor dem Lader ins Saugsystem mündenden Entlüftungsstrang auf große Durchsätze bei kleinen Druckdifferenzen hin optimiert werden kann. Es sei angemerkt, dass durch die Funktionsintegration von Komponenten der Tankentlüftung in das Kurbelgehäuseentlüftungssystem gegebenenfalls durch den Entfall von Einzelkomponenten wie zum Beispiel Rückschlagventilen die Gesamtsystemkosten für die beiden Funktionsumfänge reduziert werden können.

Bild 11.62: Schematische Darstellung eines Aktivkohlefilterregeneriersystems bei aufgeladenen Ottomotoren

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

11.8 Zuheizmaßnahmen für den Fahrzeuginnenraum 11.8.1 Einleitung Die Wirkungsgradsteigerung der Motorleistung von Ottomotoren mit Direkteinspritzung bringt unter anderem einen geringeren Eintrag von Verlustwärme in den Kühlmittelkreislauf mit sich. Beim Fahrtantritt im Winter bedeutet dies eine Verlängerung der Warmlaufphase. Somit wird eine komfortable Aufheizung des Innenraumes erst nach längerer Fahrt erreicht. Bei Fahrten im Teillastbereich durch Stadtfahrt oder Stop-and-Go-Verkehr wird sich die angestrebte Kühlmitteltemperatur von mindestens 85 °C möglicherweise während der gesamten Fahrtdauer nicht einstellen. Dieses Heizleistungsdefizit ist aus den Dieselmotoren mit Direkteinspritzung mittlerweile seit Anfang der 90er Jahre bekannt – mit den daraus folgenden Einbußen bezüglich Beseitigung des Scheibenbeschlagens und Aufheizen des Fahrgast-Innenraumes. Abhilfe schaffen Zuheizermaßnahmen, um die Ansprüche an Komfort und Sicherheit mit dem durch die Verbrauchsreduzierung verbundenen Umweltschutz zu vereinen.

11.8.2 Zuheizerausführungen Die nachfolgende Aufstellung zählt nur die Systeme auf, die beim Motorlauf zugeschaltet werden. Zudem erhebt die Aufstellung keinen Anspruch auf Vollständigkeit und beschränkt sich auf Serienapplikationen mit nennenswerter Stückzahl. Die Maßnahmen, das Heizleistungsdefizit durch eine Modifikation der innermotorischen Verbrennung auszugleichen, werden ebenso wenig berücksichtigt wie der Wärmespeicher und Latentwärmespeicher: ™ Elektrischer PTC-Zuheizer luftseitig ™ Elektrischer Kühlwasserheizer ™ Kraftstoffzuheizer ™ Visco-Heizer ™ Abgaswärme-Zuheizer. Auf den PTC-Zuheizer wird aufgrund des hohen Verbreitungsgrades detailliert eingegangen. Schätzungsweise 2/3 aller Zuheizer in verbrauchsoptimierten Fahrzeugen (Dieselmotoren und Ottomotoren mit Direkteinspritzung) nutzen heutzutage PTC-Zuheizer. Im Folgenden werden die verschiedenen Zuheizer beschrieben.

11.8 Zuheizmaßnahmen für den Fahrzeuginnenraum

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11.8.3 Elektrischer PTC-Zuheizer luftseitig Integration Der PTC-Zuheizer als Teil der Klimaanlage ist in den meisten Anwendungen parallel zum Wasserwärmetauscher in Luftrichtung als letzte von der Gebläseluft zu durchströmende Komponente platziert. Der Abgriff der erwärmten Luft für Defrost, Mannausströmer und Fußraum erfolgt unmittelbar nach dem PTC-Zuheizer, Bild 11.63. Über die Integration im Klimakasten hinaus gibt es vermehrt die Nachfrage nach Komfortverbesserung durch im Fahrzeuginnenraum lokal angeordnete Wärmequellen. In diesen „dezentralen Heizkonzepten“ ist der PTC-Zuheizer in einem Luftkanal eingeschoben und sorgt für zusätzliche Wärme, beispielsweise im Fond-Fußbereich.

Bild 11.63: Prinzipskizze [Quelle: catem]; 1 Verdampfer, 2 Wasserwärmetauscher 3 PTC-Zuheizer

Aufbau PTC-Keramikbausteine (Positiv Temperatur Coefficient), werden zwischen AluminiumLamellen platziert. Typischerweise sind diese PTC-Keramiken rechteckige, planparallele Bausteine mit flächiger Metallisierung, über deren Anzahl die Leistung definiert wird. Die elektrische Kontaktierung erfolgt mittels metallischer Kontaktbleche, die auf einer Seite in einem Kunststoffgehäuse die Anschlussschnittstelle darstellen. Die Stapelung mehrerer Lamellen mit der entsprechenden Anzahl von PTC-Keramiken ermöglicht somit auch den Aufbau unterschiedlich voneinander getrennter Heizstufen. Das schichtweise gestapelte Paket wird schließlich durch ein Federelement zusammengepresst und durch ein Kunststoffgehäuse zusammengehalten, Bild 11.64. Durch diese dauerhafte Pressung mittels Federdruck wird der elektrische Kontakt der parallel geschalteten PTCHeizwiderstände über die Lebensdauer gewährleistet. Gleichzeitig bewirkt der Federdruck eine sehr gute Wärmeanbindung der PTC-Keramiken, die sich bei Bestromung aufheizen und die Wärme über die Aluminiumlamellen an den Luftstrom abgeben.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.64: Stufiger PTC-Zuheizer [Quelle: catem]

Wirkungsweise der PTC-Charakteristik Der elektrische Widerstand der PTC-Bausteine ist von der Temperatur abhängig, Bild 11.65. Beim Einschalten unter kalten Bedingungen ist der elektrische Widerstand gering und die resultierende Leistungsaufnahme hoch. Mit steigender Temperatur (durch vorgewärmte Luft aufgrund erhöhter Kühlwassertemperaturen am Wasserwärmetauscher) nimmt auch der elektrische Widerstand der Bausteine zu und der Zuheizer regelt sich selbsttätig ab. Die Folge ist eine geringere Stromaufnahme. Die charakteristische Widerstandskurve sichert eine dem Heizleistungsbedarf gerechte Dynamik und verhindert zudem Übertemperaturen am Zuheizer selbst oder an umliegenden Bauteilen.

Bild 11.65: Widerstand/Temperatur-Charakteristik [Quelle: catem]

11.8 Zuheizmaßnahmen für den Fahrzeuginnenraum

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Leistungen Die Leistungsdefinition in 12-V-Bordnetzen erstreckt sich von 400 W Heizelementen bis zu maximal 2 kW. Der Generator ist hierbei das limitierende Element. Denkt man an höhere Bordnetzspannungen, ließen sich weitaus höhere elektrische Leistungen implementieren (42 V bis 3,5 kW; 500 V bis 6 kW). Bei dezentralen Heizelementen liegt die Leistung zwischen 200 W und 400 W, die paarig pro Fahrzeug eingesetzt werden. Ein erheblicher Nebeneffekt macht den elektrischen Zuheizer noch effektiver: Die zusätzliche Last über den Generator auf den Motor verkürzt die Kaltstartphase und bringt erhöhte Kühlwassertemperaturen mit sich. Ansteuerkonzepte Stufige PTC-Zuheizer werden mittels Relais nach Bedarf und vorliegenden Einschaltbedingungen zu- oder abgeschaltet. Das Konzept mit nur zwei Relais zur Aufteilung der Heizleistung in die Heizstufen 1 = 1/3; Heizstufe 2 = 2/3 und beide gesamt als 3. Heizstufe bei stufig ausgelegten Zuheizern ist am weitesten verbreitet. Die Integration einer Leistungssteuerung in den PTC-Zuheizer ermöglicht eine noch effizientere Ausnutzung der zur Verfügung stehenden elektrischen Energie und ein Energiemanagement durch Berücksichtigung der Lastzustände in unterschiedlichen Fahrsituationen. Solche Heizelemente kommunizieren mit dem im Fahrzeug vorhandenen Bus-System, wie z.B. Lin- oder CAN-Bus, und verfügen je nach Anforderung über zusätzliche Funktionen, wie z.B. Diagnosefähigkeit und Überlastschutz. Das Regeln der Heizleistung erfolgt auf das zur Verfügung gestellte DF-Signal (DF = Dynamofeld, Erregerfeld) im Generator und stellt die maximal mögliche Heizleistung bis annähernd 100% Generatorauslastung ein. Realisiert wird diese stufenlose Lastansteuerung durch periodisches Ein- und Ausschalten (PWM, Pulsweitenmodulation) der Heizkreise. Durch die geschickt versetzte Ansteuerung der Einzelheizkreise des PTC-Zuheizers werden die Strombelastungen auf das Bordnetz minimiert, und das bei gleichzeitiger Verbesserung des EMV-Verhaltens (EMV, elektro-magnetische Verträglichkeit). Die Verlustleistung der Transistoren wird über ein effizientes Kühlkonzept in den Luftstrom eingeleitet, Bild 11.66. Ein weiterer Vorteil der PTC-Zuheizer mit integrierter Leistungssteuerung ist die Wärmeverteilung über die komplette Wärmetauscherfläche, was eine bessere Temperaturhomogenität im austretenden Luftstrom nach dem Zuheizer mit sich bringt. Die Merkmale der PTC-Zuheizer mit integrierter Leistungssteuerung sind: ™ Hohe Leistungsdichte bei geringem Gewicht ™ Spontanes Aufheizen der durchströmenden Luft ™ Eigensicherheit durch Selbstregelung und limitierte maximale Oberflächentemperatur ™ Flexibles und langlebiges Konzept ™ Gute Integrationsfähigkeit in Fahrzeug-Heizsysteme ™ Kostengünstiges System ™ Verfügbarkeit von unterschiedlichen Ansteuermöglichkeiten ™ Zusätzliche Erwärmung des Motors ™ Entsprechende Generatorenleistung nötig.

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Bild 11.66: PTC Zuheizer mit integrierter Leistungssteuerung [Quelle: catem]

11.8.4 Elektrischer Kühlwasserheizer Integration Zum Einbringen der Heizleistung in das Kühlwasser ist der Heizer entweder als Durchflussheizer mit Schlauchanschlüssen, Bild 11.67, oder angeflanscht an den Motor in den Kühlwasserkreislauf eingebunden. Die kompakte Bauweise und die einfache Integration ermöglichen den relativ einfachen Einbau auch in bereits bestehende Fahrzeuge an den verschiedensten Stellen im Motorraum.

Bild 11.67: Elektrischer Kühlwasserheizer [Quelle: catem]

Aufbau Die Einzelheizkerne, deren Anzahl je nach gwünschter Leistung verändert werden kann, bestehen aus einem gewendelten Heizdraht. Dieser wird thermisch an das Aluminiumgehäuse angekoppelt und am unteren Ende elektrisch kontaktiert, während das andere Ende an

11.8 Zuheizmaßnahmen für den Fahrzeuginnenraum

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ein elektronisches Steuermodul herangeführt wird. Das Steuermodul ist elektrisch isoliert in das Aluminiumgehäuse verschraubt. Eine Kunststoffabdeckung realisiert den notwendigen Schutz der Elektrik-/Elektronikbauteile und bildet über den integrierten Signalstecker die Kontaktierung der Steuerelektronik mit dem Fahrzeug. Über das Aluminiumgehäuse wird der Kühlwasserheizer mit der Fahrzeugmasse verbunden. Ein auf der Elektronik verbauter Bolzen ermöglicht den Plusanschluss. Wirkungsweise Die Leistungselektronik steuert linear die einzelnen Heizkerne an, je nach der im Fahrzeug unter Berücksichtigung des DF-Signals zur Verfügung stehenden elektrischen Leistung. Die in den Heizwendeln entstehende Wärme wird über das Aluminiumgehäuse an das vorbeiströmende Kühlwasser abgegeben. Die Verlustleistung der Steuerelektronik wird ebenfalls durch einen optimierten inneren Aufbau an das Gehäuse abgeführt, um den Zuheizer möglichst lange betreiben zu können und ein vorzeitiges thermisches Abregeln zu verhindern. Bedingt durch den Eintrag der Heizleistung in das Kühlwasser und die damit verbundenen Verluste über die Oberfläche von Motor und Leitungen ist die Wirkung beim Kaltstart verzögert. Um möglichst effektiv die Zuheizleistung des Kühlwasserheizers zu nutzen, ist der Einbau im Heizungsvorlauf ratsam. Leistungen Bei den Leistungen unterliegt der elektrische Kühlwasserheizer den gleichen Leistungsbeschränkungen wie der elektrische PTC-Zuheizer. Die üblichen Leistungen liegen zwischen 1,5 kW und 2,0 kW. Die Merkmale der elektrische Kühlwasserheizer sind: ™ Kompakte Bauweise ™ Einfache Integration ™ Robustes, gewichtsoptimiertes Konzept ™ Elektronikansteuerung ™ Zusätzliche Erwärmung des Motors ™ Verzögerte Wirkungsweise durch Aufheizen des Kühlwassers ™ Entsprechende Generatorenleistung nötig.

11.8.5 Brennstoffzuheizer Integration Der Brennstoffzuheizer ermöglicht unter Nutzung der Primärenergie Kraftstoff eine vom Motor unabhängige Zuheizung. Die Heizgeräte sind im Kühlwasserkreislauf des Motors integriert. Die gewonnene Heizenergie wird vom fahrzeugeigenen Wärmetauscher abgenommen und als Warmluft über vorhandene Luftkanäle dosiert im Fahrzeuginnenraum verteilt. Mit der Restwärme im Kühlwasser wird der Motor erwärmt.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

Bild 11.68: Brennstoffzuheizer [Quelle: Eberspächer]

Aufbau Kernstück ist die kühlmittelumströmte und mit einem Glühstift ausgestattete Brennkammer. Weitere Bestandteile sind ein Verbrennungsluftgebläse und Sensoren wie Flammenund Temperaturfühler. Das Gehäuse nimmt das Steuergerät auf und stellt die Anschlüsse zur Kraftstoffzufuhr und der Verbrennungsluft dar. Die Einbindung in den Kühlmittelkreislauf erfolgt über Schlauchanschlüsse. Das Abgas wird durch einen Schalldämpfer abgeführt, Bild 11.68. Wirkungsweise Verbrennungsluft aus der Umgebung und Kraftstoff aus dem Fahrzeugtank werden in der Brennkammer vermischt und gezündet. Der Wärmetauscher gibt die Wärmeenergie mit einem sehr hohen Wirkungsgrad von > 80% an das fahrzeugeigene Kühlwassersystem weiter. Als einziges hier aufgeführtes System kann der Brennstoffzuheizer durch einen Aufrüstsatz zur Standheizung erweitert werden. Leistungen Durch die Unabhängigkeit des Systems lassen sich sehr große Heizleistungen realisieren. Im Pkw sind Leistungen zwischen 3 kW bis 5 kW üblich. Die Merkmale der Brennstoffzuheizer sind: ™ Motorunabhängig, keine wesentliche Belastung des elektrischen Bordnetzes ™ Große Heizleistungen erzielbar ™ Hoher Wirkungsgrad ™ Benötigt komplexe Infrastruktur durch Anschluss an Kraftstoffzufuhr, Kühlmittelkreislauf, Ansteuerung und Stromversorgung sowie den Austritt von Abgas ™ Zusätzliche Erwärmung des Motors ™ Verzögerte Wirkungsweise durch Aufheizen des Kühlwassers.

11.8 Zuheizmaßnahmen für den Fahrzeuginnenraum

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11.8.6 Visco-Heizer Integration Der Visco-Heizer benötigt einen Antrieb durch den Motor mittels Riemen und wird in den Kühlmittelkreislauf des Fahrzeugs eingebunden. Aufbau Das mechanisch arbeitende System besteht aus einem Gehäuse mit Schlauchanschlüssen, gefüllt mit viskosem Öl und einer Riemenscheibe, die die Drehbewegung an eine bewegliche Platte weiterleitet, Bild 11.69.

Bild 11.69: Visco-Heizer [Quelle: Ventech]

Wirkungsweise Durch Antrieb der Riemenscheibe bei Motorstart wird die bewegliche Platte im Gehäuse in Drehbewegung gesetzt und das Öl durchmengt. Die dabei entstehenden Scherkräfte setzen Wärmeenergie frei, die in das umströmende Kühlwasser abgegeben wird. Leistungen Die Leistung ist stark von der Drehzahl abhängig. Im Leerlauf lassen sich etwas über 1 kW Heizleistung realisieren. Die Nennleistung von 3 kW wird ab einer Drehzahl von 1500 min–1 erreicht. Ein weiterer Heizeffekt stellt sich durch die zusätzliche Motorbelastung ein. Die Merkmale der Visco-Heizer sind: ™ Einfaches Heizsystem ™ Zusätzliche Erwärmung des Motors ™ Geeignet für Fahrzeuge mit geringer Generatorleistung ™ Verzögerte Wirkungsweise durch Aufheizen des Kühlwassers ™ Drehzahlabhängige Heizleistung.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

11.8.7 Abgaswärme-Zuheizer Integration Der Abgaswärme-Zuheizer ist in den Abgasstrang eingebunden und mit Anschlüssen zur Verbindung an den Kühlmittelkreislauf versehen. Aufbau Das System besteht aus einem Wärmeübertrager, der in einen der beiden Stränge eingebettet ist. Der zweite Strang bildet den Gas-Bypass. Dieser Zweiteilung des Abgasstromes ist eine stufenlos regelbare Abgasklappe vorgeschaltet, Bild 11.70.

Bild 11.70: Abgaswärme-Zuheizer (Quelle: ArvinMeritor]

Wirkungsweise Der Abgaswärme-Zuheizer nutzt die im Abgas enthaltene Wärmeenergie. Diese beträgt bis zu einem Drittel des Brennwertes des eingesetzten Kraftstoffs. Die Abgastemperatur wird durch den Wärmetauscher auf das Kühlmittel übertragen. Zur Regulierung des Wärmeeintrags leitet die vor Wärmeüberträger und Bypass angeordnete Abgasklappe stufenlos den Abgasmassenstrom über den jeweiligen Strang. Der Bypass erfüllt unter den stark schwankenden Betriebsbedingungen, wie sehr hohen oder niedrigen Abgastemperaturen, zudem die Schutzfunktion, ein Verdampfen des Kühlmittels im Wärmeübertrager zu vermeiden und eine Kondensatbildung im Abgasstrang zu unterbinden. Leistungen Durch die Abhängigkeit von der Motordrehzahl und der Motorlast ist die abzugebende Leistung in das Kühlwasser stark schwankend und die Möglichkeit einer Zuheizung nicht immer gesichert. Bei Ottomotoren kann von einer Heizleistung zwischen 500 W im Leerlauf und einer Maximalleistung von bis zu 5 kW ausgegangen werden.

11.8 Zuheizmaßnahmen für den Fahrzeuginnenraum

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Die Merkmale der Abgaswärme-Zuheizer sind: ™ Verzögerte Wirkungsweise durch Aufheizen des Kühlwassers ™ Große Abhängigkeit der Heizleistung von der Motordrehzahl und der Motorlast ™ Aufwändiges System ™ Einbauort im Abgasstrang stellt extrem hohe Anforderungen an Werkstoffe und Auslegung.

11.8.8 Zusammenfassung und Ausblick Die Aufgabenstellung, das Heizleistungsdefizit auszugleichen, wird zunehmend flächendeckend über alle Fahrzeugklassen und Antriebsarten zu lösen sein. Zuheizermaßnahmen wie beschrieben leisten hierbei einen wirkungsvollen Beitrag, den Komfortansprüchen gerecht zu werden. Die Hauptmerkmale der zu wählenden Zuheizermaßnahme sind Kosten, Applikationsaufwand, Ansprechverhalten und bedarfsgerechte Heizleistung. Brennstoffzuheizer bieten in heutigen Fahrzeugen die größten Heizleistungen an und sind die einzigen Zuheizer mit der Option auf Ausbau zur Standheizung. Der AbgaswärmeZuheizer konnte sich aufgrund seines hohen Aufwands bei der Einbindung in das Fahrzeug ebenso wenig verbreiten wie der Visco-Heizer. Außerdem ist wie bei allen Systemen, die das Kühlwasser als Übertragungsmedium nutzen, das Ansprechverhalten verzögert. Unter dem Aspekt, dass ca. 50% aller Fahrten im Bereich von nur 6 km und einer Fahrtdauer von 15 Minuten vonstatten gehen, zeigt der PTC-Zuheizer luftseitig die schnellste Möglichkeit, den sicherheitskritischen Scheibenbeschlag zu entfernen und Wärme bedarfsgerecht zur Fahrzeugkabinenaufheizung zu liefern. Verbunden mit einem leistungsfähigen Generator sind elektrische Zuheizsysteme grundsätzlich in der Lage, das Heizleistungsdefizit von verbrauchsoptimierten Fahrzeugen auszugleichen. Hierbei hat der PTC-Zuheizer im Kosten/Nutzen-Vergleich die größten Vorteile zu bieten, was auch seine Vorrangstellung unter den Zuheizmaßnahmen unterstreicht. Die Bandbreite vom einfachen, stufig aufgebauten PTC-Zuheizer bis zum busfähigen PTC-Zuheizer mit integrierter Leistungssteuerung deckt jeden Komfortanspruch ab. Ohne Beschränkung der zur Verfügung stehenden elektrischen Energie in den heutigen 12-V-Bordnetzen wären noch größere Heizleistungen mit entsprechendem Komfortgewinn machbar. Hier bietet die Hybridisierung von Fahrzeugen eine Chance, Mehrwerte zu schaffen. Durch Bordnetze mit einem weitaus höheren Spannungsbereich wäre man in der Lage, elektrische Zuheizer mit bis zu 6 kW Heizleistung zu installieren.

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11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

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334

11 Einflüsse der Benzin-Direkteinspritzung auf weitere Motor-Einzelsysteme

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335

12 Benzin-Direkteinspritzung im elektrischen Hybridverbund

12.1 Einleitung Nachdem mit dem Dieselmotor mit Direkteinspritzung auf Grund seiner Verbrauchsvorteile in Europa sehr hohe Marktanteile erzielt wurden, gibt es eine große Anzahl von technischen Entwicklungen für den Ottomotor, um den Verbrauch zu senken. Gerade der Ottomotor bietet sich für die Hybridisierung an. Neben der Reduzierung der Reibungsverluste, Optimierung der Nebenaggregate, Einsatz des Energiemanagements und neuen Brennverfahren zeigt das „Downsizing“ und die Direkteinspritzung ein erhebliches Einsparpotenzial. Das Bild 12.1 erläutert die Pfade der Verbrauchsreduzierung durch Hybridisierung. Zwei Punkte betreffen direkt den motorischen Antrieb: die Erzeugung der Energie bei Lastpunkten mit besserem Wirkungsgrad und „Downsizing“ mit Lastpunktverschiebung. Der Nachteil des Zusatzgewichtes wird bei Weitem durch die positive Wirkung der Hybridkomponenten aufgehoben.

Bild 12.1: Pfade der Verbrauchsreduzierung, Mittelklasse Pkw [1]

336

12 Benzin-Direkteinspritzung im elektrischen Hybridverbund

Besonders wirksam ist das „Downsizing“ als Ersatz für den hubraumstarken Motor durch einen Motor mit geringem Hubraum, jedoch hoher Leistung und gutem Drehmoment. Dies gilt vor allem für den Ottomotor mit Direkteinspritzung, da auch noch der Kraftstoffverbrauch deutlich niedriger liegt. Um die notwendigen Fahrleistungen zu erhalten, benötigt man auch bei niedrigen Drehzahlen ein entsprechendes Drehmoment. Eine Variante, bei kleinem Hubraum ein sehr gutes Drehmoment zu erhalten, zeigt der gerade von [2] in Serie gebrachte 1,4 l Ottomotor mit Stufenaufladung. Hier handelt es sich um den Einsatz eines mechanischen Laders für niedrige Drehzahlen in Kombination mit einem Turbolader. Die damit erreichte Drehmomentsteigerung kann der Hybridantrieb auf Grund seiner elektrischen Antriebskomponenten ebenfalls sehr gut leisten. Das Bild 12.2 demonstriert den Drehmomentverlauf als Funktion der Drehzahl. Gegenübergestellt werden die Drehmoment-Drehzahlverläufe für einen 3,0 l Saugmotor mit einem 1,8 l turboaufgeladenen Motor mit der Möglichkeit der Drehmomentsteigerung durch den oder die Elektromotoren eines Hybridantriebs. Durch das elektrische „PowerBoost“ kann bei dem gezeigten 1,8 l-Motor zeitlich begrenzt das Drehmoment eines 3 l Hubraum-Motors erreicht werden.

Bild 12.2: Drehmomentverlauf mit einem „Electric-PowerBoost“-Konzept [1]

Ein weiterer Vorteil der Hybridkonzepte ist die Tatsache, dass sie speziell im niedrigen Last- und Drehzahlbereich einen guten Verbrauch ermöglicht, Bild 12.3. Die im Bild 12.2 gezeigte Drehmomenterhöhung ist natürlich ebenfalls möglich. Im Folgenden wird der Stand der Hybridantriebe dargestellt.

12.2 Hybridantriebe für Pkw

337

Bild 12.3: Arbeitsbereich Hybrid im Motorkennfeld [1]

12.2 Hybridantriebe für Pkw Als Hybridantrieb werden in der allgemeinen Definition Fahrzeuge mit zwei verschiedenen Antrieben und zwei unterschiedlichen Energiespeichern bezeichnet. Durch ein entsprechendes elektronisches Management können einige Vorteile gegenüber dem konventionellen Antrieb erzielt werden. Zum Beispiel Reduzierung des Verbrauchs an fossiler Energie dadurch, dass man dem Verbrennungsmotor im oder nahe dem Wirkungsgradbestpunkt betreibt und die Beschleunigung durch den Elektromotor unterstützt bzw. man mit dem Elektromotor anfährt. Dadurch ist auch ein Downsizing des Verbrennungsmotors möglich. Die teilweise Rückgewinnung der Bremsenergie trägt zur Verbesserung des Gesamtwirkungsgrades bei. Die Emissionen können durch die Gesamtoptimierung des Antriebsaggregates gering gehalten werden, im elektrischen Mode gleich Null. Geräuscharmut besonders im elektrischen Betrieb ist ein weiterer Vorteil. Im Gegensatz zum reinen Elektrofahrzeug haben Hybridfahrzeuge schon signifikante Stückzahlen erreicht. Die Ausführung von Hybridfahrzeugen kann man nach dem Schema in Bild 12.4 [3] unterteilen. Die Hybridfahrzeuge erlauben aber eine Reihe von neuen Technologien im gesamten Fahrzeugbereich wie Energie- und Antriebsmanagement, Abgasoptimierung, Wärmemanagement und Fahrleistungsoptimierung. Zahlreiche Komponenten sind noch in der Entwicklungsphase wie zum Beispiel Hochtemperaturelektronik (Silizium-Karbid), neue Getriebe, Abwärmerückgewinnung und weiterentwickelte Lithium-Ionen-Batterien. Mit der Hybridisierung entsteht eine neue Querschnittstechnologie, die weitere Synergien einschließt. Einzelne Fahrzeughersteller [4] sprechen daher heute schon nicht mehr von alternativen Antrieben, sondern von einer gezielten Weiterentwicklung des Otto- und Dieselmotors nach dem Motto „In Zukunft steckt in jedem Fahrzeug ein Teil Hybridisierung“.

338

12 Benzin-Direkteinspritzung im elektrischen Hybridverbund

Bild 12.4: Definition von Hybridantrieben [3]

Der Parallelhybrid erlaubt, dass der Antrieb gleichzeitig durch beide Antriebsaggregate erfolgen kann. Der serielle Hybrid hat immer einen elektromotorischen Antrieb; daher muss „on board“ Strom erzeugt werden. Dies kann durch die verschiedensten Aggregate erreicht werden, zum Beispiel durch Otto- oder Dieselmotoren, Gasturbine oder Brennstoffzelle. Der Vorteil ist, dass das stromerzeugende Aggregat möglichst wirkungsgradund emissionsoptimal betrieben werden kann. Der Mischhybrid stellt eine Kombination des seriellen und parallelen Hybrids dar, wobei der leistungsverzweigende Hybridantrieb eine weitere Variante, wenn nicht sogar die weitreichendste aller Hybridvarianten darstellt. Das konventionelle Getriebe (mechanisches Schalt- oder Automatikgetriebe) wird durch ein ein- oder mehrstufiges Planetengetriebe mit direkter Einkopplung von mindestens zwei E-Maschinen ersetzt. Diese äußerst kompakte Einheit stellt ein stufenloses Getriebe (ECVT) dar, mit der alle Hybridfunktionen Start/Stopp, Rekuperation und teil- oder voll elektrisches Fahren dargestellt werden können. Im Bild 12.5 werden Vor- und Nachteile der verschiedenen Systeme gegenübergestellt.

12.2 Hybridantriebe für Pkw

339

Serieller Hybrid

Paralleler Hybrid

Starter/Generator (Mild Hybrid)

Rein elektrische Achsantrieb

Kombinierter VM-elekt. Achsantrieb

E-Maschine starr mit VM gekoppelt

+ Starter/Generator-Funktion

+ Starter/Generator-Funktion

+ Starter/Generator-Funktion

+ Rein elektrisches Fahren

+ Boost-Funktion

+ Boost-Funktion (ISG)

+ Rekuperation mit voller Leistung

+ Rekuperation

+ Einfacher Aufbau

+ Stromversorgung bei 0 km/h

+ Rein elektrisches Fahren

+ Geringe Kosten

+ Optimales Energiemanagement

+ Optimales Energiemanagement möglich

+ 42 V Leistung

+ Komfortabler Motorstart auch bei v > 0 km/h

+ Sofortiger VM-Start bei v > 0 km/h – Hohes Gewicht (dreifach installierte Nennleistung) + Relativ kleine PM E-Motoren – Boost-Funktion nur elektrisch durch + Stromversorgung auch bei 0 km/h Überlast – Kosten – Hohe Kosten – Hohes Gewicht – Hohes Gewicht

– Komplizierter Aufbau

– Aufwändiges Packaging

– längerer Triebstrang

+ auch mit Riementrieb (RSG) – VM kann nicht abgekoppelt werden – begrenzte Rekuperation (Schleppmoment des Motors) – kein reiner E-Betrieb – geringe Verbrauchseinsparung

Bild 12.5: Technische Beurteilung von Hybridantrieben nach [5]

Neben der technischen Betrachtung spielen die Marktanforderungen eine wichtige Rolle. In [5] werden aus Marketingsicht die globalen Gründe für den Einsatz alternativ angetriebener Fahrzeuge analysiert. Zunächst zeigen die politischen und rechtlichen Rahmenbedingungen deutliche Unterschiede: Europa ™ Flottenverbrauchsreduzierung bis 2008: 140 g CO2/km (Selbstverpflichtung) ™ Verbrauchsziel bis 2010: 120 g CO2/km durch CO2-Besteuerung USA ™ Erfüllung ZEV-Mandat (Zero Emission Vehicles) ab 2010: Mercedes Benz benötigt 2% ZEVs (BZ: Brennstoffzelle, EV: Electrical Vehicles) und 2% AT-PZEVs (Advanced Technology Partial Zero Emission Vehicles, (Hybrid)) oder 4% ZEVs (Gesetz) ™ Verschärfung der CAFE-Grenzwerte (Corporate Average Fuel Economy) auf 30 mpg (ca. 8 l/100 km) bis 2010 (Gesetzesvorlage mit hoher Wahrscheinlichkeit) ™ Ab 2009 Vorschriften zur Reduzierung von CO2-Emissionen von Pkws und leichten Nfz in Kalifornien (Gesetzesvorlage) Japan ™ Ab 2010 klassenabhängige CO2-Steuer (Gesetz): [JAMA/KAMA-Ankündigung (Japan/Korea Automobile Manufacture Association): Vorerfüllung der Grenzwerte bereits ab 2005] ™ Ab 2009 Verbrauchsreduzierung auf 140 g CO2/km (JAMA/KAMA-Selbstverpflichtung) ™ Staatliche Förderung von alternativen Antrieben durch Steuervorteile (Hybrid: bis –73% Vehicle Acquisition Tax, bis –75% Annual Vehicle Tax) und direkte Incentives

340

12 Benzin-Direkteinspritzung im elektrischen Hybridverbund

China ™ Schon jetzt zeichnet sich in China ein großer Energiebedarf ab, so dass auch dort alternative Kraftstoffe (erneuerbare) und sparsame Fahrzeugkonzepte (Hybrid) sehr wichtig sind. Aber auch die Verkehrsverhältnisse sind Basis für unterschiedliche Technologieansprüche: Europa

™ Ausgewogene Mischung von Autobahn (hohe Geschwindigkeiten) und Stadtverkehr

™ Dynamisches Fahrprofil

Hybride Otto-Hybrid (möglich) Diesel-Hybrid (möglich) Diesel (Präferenz)

USA

™ Signifikanter Anteil von Highwayfahrten ™ Charakteristischerweise gleichförmiger Verkehrsfluss im moderaten Geschwindigkeitsbereich

Japan

China

Otto-Hybrid oder Diesel Dieselmotoren wären ideal aber restriktive Abgasgesetzgebung und unzureichende Kraftstoffversorgung

™ Stadtverkehr mit hohem Anteil Stop & Go ™ Kaum höhere Geschwindigkeiten ™ Kein Dieselkraftstoff für Pkw ™ Durchschnittlich kurze Fahrstrecken

Hybride!

™ Hoher Anteil am Stadtverkehr ™ Geringe eigene Erdölvorkommen ™ Kaum höhere Geschwindigkeiten über längere Strecken

Alternative Kraftstoffe

Otto-Hybride als logische Konsequenz, auch getragen von Techologiebegeisterung

Hybride

Die Prognosen über den Marktanteil von Hybridfahrzeugen schwanken erheblich. Eine optimistische Studie aus den USA [6] zeigt für das Jahr 2022 ca. 50% Hybridfahrzeuge der neu in den US-Markt kommenden Fahrzeuge. Dies wären immerhin 6 Millionen pro Jahr. Andererseits sind die Stückzahlprognosen Japan und Europa bescheiden. Unabhängig von den Prognosen kann man erkennen, dass die Hybridtechnik auf dem Vormarsch ist. Marktführer sind heute Toyota und Honda, beide bereits in der 2. Generation. Beim Toyota Prius, RX 400h und anderen Modellen handelt es sich um Vollhybride und beim Honda Civic um einen „Mild Hybrid“. Wie aus Bild 12.6 erkennbar ist, hat die Zahl der von Toyota in den USA verkauften Hybridfahrzeuge im Jahr 2005 fast die Zahl von 300000 Einheiten erreicht. Inzwischen hat auch der Chevrolet Silverado als „Mild Hybrid“ mit ISAD-(Integrierter Starter, Generator und Dämpfer) Hybrid-Technik [7] eingesetzt.

12.2 Hybridantriebe für Pkw

341

Bild 12.6: Hybridmarkt in den USA (Stand: 07/2005)

Die folgende Auflistung zeigt weitere in Serie angebotene bzw. angekündigte Hybridfahrzeuge: Micro

Mild

Citroen C2 Start / Stop (2005)

Full

Lexus RX 400h (2005)

Citroen C3 Start / Stop (2005)

Lexus RX 250h (2007)

VW 3L Lupo (2003)

Lexus GS 600h (2007)

Chevrolet Silverado (2004)

Toyota Prius (1999)

Citroen C4 Hybrid Hdi (2006)

Toyota Prius (2004)

GMC Sierra (2004)

Toyota Prius (2006)

Honda Civic IMA (2004)

Ford Escape Hybrid (2005)

Honda Civic IMA (2006)

Ford Mercury Mariner (2006)

Honda Insight IMA (1999)

Chevrolet Tahoe (2007)

Peugeot 307 Hybrid Hdi (2006)

CMC Yukon (2008)

Audi Q7 Mild- (oder Full-) Hybrid (2008)

342

12 Benzin-Direkteinspritzung im elektrischen Hybridverbund

Das Toyota-Hybridsystem THS II ist dem THS I (Prius) gefolgt, welcher im Dezember 1997 [8] erstmalig in Serie gegangen ist. Der plötzliche Erfolg der Hybridisierung ist aus einem Strategiewechsel von Toyota erkennbar. Der Prius II hat gegenüber dem Prius I wesentlich bessere Fahrleistungen. Vom THS I sind weltweit mehr als 120000 Fahrzeuge verkauft worden. Der Systemaufbau der Prius II [9] ist aus dem Bild 12.7 zu erkennen. Das Bild 12.8 gibt eine Gegenüberstellung der Kenndaten von THS II zu THS I.

Bild 12.7: Systemausführung des Toyota Prius II [9]

Bild 12.8: Gegenüberstellung der Kenndaten von THS II zu THS I

12.2 Hybridantriebe für Pkw

343

Besonders hervorzuheben sind die Verbesserung des Ottomotors, der in Zukunft durch die Direkteinspritzung der geeinete Partner für die Hypridisierung sein wird und die Leistungs- und die Drehmomentsteigerungen der elektrischen Antriebe bei gleichzeitig höherer Spannung von THS I zu THS II. Sie wurde von 274 auf 500 V gesteigert. Der AC-Synchron-Permanentmotor zeigt optimale Werte bezüglich des eingesetzten Gewichts und Volumens. Auch der Generator wurde verbessert, zum Beispiel Drehzahlsteigerung von 6500 auf 10000 min–1. Das Gleiche gilt auch für die Verbesserung der Nickel-Metallhydridbatterie, deren Leistungsdichte von 880 W auf 1250 W pro kg erhöht wurde. Die erzielten Kraftstoffverbräuche in den Fahrzyklen in den offiziellen Fahrmodi sind in der Tabelle angegeben, wobei die unterschiedlichen Daten in l/100 km umgerechnet wurden. Verbräuche im offiziellen Testmodus: Testmode

THS II Prius 2

THS Prius 1

10 – 15 M

35,5 (km/l)

2,82 l/100 km

31 (km/l)

3,23 l/100 km

US-Comb

65,8 (mpg)

3,57 l/100 km

57,6 (mpg)

4,08 l/100 km

EEC

104 (g CO2/km)

4,33 l/100 km

120 (g CO2/km)

5,00 l/100 km

Allerdings sind die erzielten Verbräuche im Praxisverbrauch deutlich unterschiedlich zu dem offiziellen Test. Ein von Auto-Motor-Sport [10] durchgeführter Vergleich ergab folgende Werte: Praxisverbrauch Normrunde (Auto-Motor-Sport): Fahrzeugtyp

l/100 km

g CO2/km

Audi A3 1,6 FSI

6,6

158

Honda 1,3 IMA

5,4

130

Toyota Prius II

5,5

133

Volkswagen 1,9 l TDI

4,9

131

Es ist zu erkennen, dass der Ottomotor mit Direkteinspritzung (FSI) den höchsten und der Dieselmotor mit Direkteinspritzung den niedrigsten Kraftstoffverbrauch aufweisen. Die Hybridfahrzeuge liegen beim Kraftstoffverbrauch in der Mitte, beim CO2-Ausstoß auf gleicher Höhe wie das Dieselfahrzeug. Da beide Systeme beachtliches Entwicklungspotenzial haben, ist der Ausgang des „Rennens“ nicht abzusehen. Zu berücksichtigen ist dabei die geringe Beschleunigungsfähigkeit des Honda im Vergleich mit den anderen Fahrzeugen. Das Honda IMAKonzept arbeitet im Gegensatz zum Toyota Prius II als „Mild Hybrid“ [11] mit einem 15 kW Elektromotor, welcher zwischen dem Motor und dem Getriebe platziert ist. Der Gleichstrommotor arbeitet mit 144 V; als Energiespeicher wird eine Nickel-MetallHydrid-Batterie mit 158 V und 5,5 Ah verwandt. Das Bild 12.9 zeigt die generelle Auslegung des Systems.

344

12 Benzin-Direkteinspritzung im elektrischen Hybridverbund

Bild 12.9: Das Honda IMAKonzept [11]

Im Lexus GS 450 h [12] kombiniert Toyota die Hybrid-Technologie mit elektrischem Hinterradantrieb. Der GS 450 h ist mit 250 kW (340 PS) Leistung (Kombination von Direkt- und Saugrohreinspritzung) ausgestattet und schafft die Disziplin von null auf 100 km/h in sechs Sekunden. Sein mittlerer Kraftstoffverbrauch ist mit 7,9 l Super je 100 km angegeben. Der Lexus RX 400 h verfügt neben dem Verbrennungsmotor und der vom Toyota Prius bekannten Anordnung vom leistungsverzweigenden Getriebe mit Elektromotor und Generator über eine zusätzliche E-Maschine an der Hinterachse, die den Allradantrieb herstellt. Im Vergleich zum Toyota Prius II weist der RX 400 h, neben dem zweiten Fahrmotor, auch eine höhere Systemspannung auf. Zudem wurde der vordere Elektromotor durch Erweitern des Drehzahlbereiches in der Leistung mehr als verdoppelt. Die Nickel-Metallhydridbatterie wurde ebenfalls in der Leistung nahezu verdoppelt, Bild 12.10 [12].

Bild 12.10: Schnitt durch das Hybridgetriebe des Lexus RX 400 h [12]

12.2 Hybridantriebe für Pkw

345

Für 2007 hat Lexus den LS 600 h angekündigt. Der V8-Ottomotor (eine Kombination von Direkt- und Kanaleinspritzung) bringt es auf 320 kW (435 PS), dazu kommt noch die Leistung des Elektromotors. Demnach soll das System im LS 600 h eine Leistungsausbeute haben wie ein Zwölfzylinder-Benzinmotor. Die Leistungen in den Lexus-Fahrzeugen werden unter anderem durch die Arbeitsweise der E-Motoren erreicht. Gegenüber denen im Prius arbeiten die E-Motoren im Lexus mit doppelter Drehzahl und haben eine Drehzahl von 13 000 min–1. Die Betriebsspannung beträgt im aktuellen Prius über 500 V, im Lexus sind es 650 V. Eine mitentscheidende Komponente ist die Batterie für Hybridantriebe. Die folgende Übersicht zeigt verschiedene Batterievarianten [13]: Batterietyp spez. Energie Wh/kg

spez. Leistung W/kg

Energiedichte Wh/l

Leistungsdichte W/l

Kosten EUR / KWh

Bleisäure

32

430

68

910

100 – 150

Nickel Cadmium

35

700

100

2000

225 – 350

Nickel-Metallhydrid

40

1200

100

3000

225 – 300

Lithium-Ionen

70

2000

150

4200

?

Durch die FEV [1] wurden die CO2-Emissionen im neuen europäischen Fahrzyklus verglichen. Das Bild 12.11 zeigt das Ergebnis von sieben Hybridfahrzeugen. Im Bild 12.12 [14] wird eine Abschätzung über die Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und der zusätzlichen Systemkosten gegeben. Diese fallen umso weniger ins Gewicht, wenn durch die Hybridisierung andere Eigenschaften, die einen hohen Kundenwert haben, leichter realisiert werden können, zum Beispiel automatisches Einparken.

Bild 12.11: CO2-Emissionen im NEDC-Zyklus [1]

346

12 Benzin-Direkteinspritzung im elektrischen Hybridverbund

Bild 12.12: CO2-Emissionen als Funktion von Hybridantrieben und Kosten [12]

Durch die Diskussion zum Thema CO2, aber auch durch die beschriebenen technischen Möglichkeiten arbeiten alle Fahrzeughersteller intensiv an der Hybrideinführung von neuen Fahrzeugen. Wie schon aus den Detailbeschreibungen zu dem Thema Hybrid erkennbar ist, gibt es kaum einen Bereich, welcher nicht von der Hybridisierung betroffen ist. Das Bild 12.13 zeigt die Beeinflussung der einzelnen Baugruppen und Funktionen. Ganz besonders eignen sich Ottomotoren mit Direkteinspritzung, die trotz des „Downsizings“ durch den elektrischen Antrieb eine Drehmomentsteigerung gegenüber den im Hubraum größeren Motor bieten könnten. Dazu kann man noch weitere Querschnittsaufgaben zählen, z.B. die Themen Akustik und Schwingungen (NVH) und elektromagnetische Verträglichkeit (EMV). Aufgrund der Komplexität der Hybridsysteme sind modellbasierte Verfahren und Einzelsowie Gesamtsystemanalysen wichtiger Bestandteil des Entwicklungsprozesses [16, 17].

Bild 12.13: Durch Hybridisierung betroffene Fahrzeugbereiche [15]

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Literatur [1] FEV-Motorentechnik Broschüre. Aachen, Mai 2006 [2] Krebs, R.: Twincharger und Downsizing – Neue Wege zu einer nachhaltigen CO2-Minderung. VDA, Technischer Kongress. Frankfurt, 2006 [3] Köhle, S.: Entwicklungsziele, Fahrzeugbeschreibung und erste Messergebnisse des VW Bora mit Hybridantrieb und Energiemanagement. Braunschweig: GZVB, 2004; Antony, P. et al.: Handbuch der Kraftfahrzeugtechnik. Wiesbaden: Vieweg, 2005 Noreikat, K. E. et al.: Hybride Fahrzeugantriebe. Die Evolution zum Mehrwerthybrid. VDIBericht 1565, Düsseldorf [4] Borgmann, K. et al.: Effiziente Dynamik als Lösung des Zielkonflikts zwischen Kundenwunsch und Gesetzesanforderung. In: Technischer Kongress VDA (Tagungsband). Frankfurt, 2006 [5] Miska, J.: Hybridfahrzeuge – Produktausprägungen als Antwort auf Kundenanforderungen. Braunschweig: GZVB, 2004 [6] National Research Council / National Academy of Sciences, USA: The Hydrogen Economy: Opportunities, Costs, Barriers, and R&D Needs. 2004 [7] Kozlowski, F. et al.: Der ISAD-Starter-Generator. Eine Innovation im Antriebsstrang zur Reduktion des Treibstoffverbrauchs geht in Serie. Braunschweig: GZVB, 2004 [8] Harada, I.: Entwicklung eines neuen Toyota Hybrid Fahrzeuges. In: Motor und Umwelt, AVL, Graz, 7.+8. September 2000 (Tagungsband) [9] Muta, K. et al.: Development of a New Generation Hybrid System THS II – Drastic Improvement of Power Performance and Fuel Economy. SAE, SP 1833, 2004 [10] Hack, G. et al.: Die Liter-Leistung. www.auto-motor-sport.de; Honda: Pressematerial, 2004 [11] Brachmann, Th.: Development of Powertrain for the Civic IMA. A Gasoline-Electric-HybridVehicle. Offenbach: Honda RD-Center, 2004; Iigima, T.: Development of Hybrid Systems for 2006 Compact Sedan. SAE International SP_2008, Warren, 2006 [12] Adachi, M. et al.: Development of a New Hybrid Transmission for RWD CAR. SAE International SP_2008. Warren, 2006 [13] Köhler, U.: Batterien für Elektro- und Hybridfahrzeuge in Hybrid-, Batterie und Brennstoffzellen-Elektrofahrzeuge. Expert Verlag, 2005 [14] Rabe, M.: Synthetische Kraftstoffe für nachhaltige Antriebe von morgen. In: Technischer Kongress, VDA (Tagungsband). Frankfurt, 2006 [15] Nietschke, W.: Hybrid-Hype oder technologische Chance. MTZ-Konferenz Motor 2006. Wiesbaden: Vieweg Verlag, 2006 [16] Kraft, D. et al.: Modellgestützte Entwicklung von Komponenten für elektrische Hybridfahrzeuge. Robert Bosch GmbH [17] Kraft, D. et al.: Hybridkonzepte aus Sicht der Robert Bosch GmbH. Tag des Hybrids, 2005

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13 Betriebsstoffe

13.1 Ottokraftstoffe 13.1.1 Einleitung Auf Basis von Erdöl wird eine Vielzahl unterschiedlichster Produkte hergestellt. Nach der Aufbereitung des Erdöls (Reinigung, Destillation, Nachverarbeitung, Veredlung) entstehen unter anderem zwei Kraftstofftypen, die entsprechend ihrer motorischen Eignung als Otto- und Dieselkraftstoff eingesetzt werden. Insbesondere aufgrund ihrer hohen Energiedichte, der flüssigen Form und der damit verbundenen Handhabbarkeit sowie ihrer guten Wirtschaftlichkeit sind sie besonders für die Energieversorgung des Straßenverkehrs geeignet. Hier haben sie sich seit mehr als 100 Jahren bewährt, wobei die anwendungstechnischen Eigenschaften der Kraftstoffe ständig an die Motorenentwicklung angepasst werden bzw. diese überhaupt erst ermöglichen.

13.1.2 Allgemeine Grundlagen Erdöl als Rohstoff für Kraft- und Schmierstoffe Erdöle bestehen aus Kohlenwasserstoffverbindungen, überwiegend sind es Alkane (Paraffine) und Cycloalkane (Napthene). Erdöl ist ein Gemenge aus unzähligen Kohlenwasserstoffverbindungen. Jede dieser Verbindungen ist gekennzeichnet durch den molekularen Aufbau, das heißt, durch das Gefüge der Kohlenstoff- und Wasserstoffatome in unterschiedlicher „Bauweise“. Sie haben eigene, sich von denen der anderen unterscheidende typische Eigenschaften, so zum Beispiel eine bestimmte Siedetemperatur, die zwischen –163 °C und +600 °C oder sogar noch darüber liegen kann, eine bestimmte Dichte oder andere physikalische Eigenschaften, die für die Anwendung in Verbrennungsmotoren wichtig sind wie beispielsweise Klopffestigkeit, Zündwilligkeit, Dampfdruck, Viskosität und Kälteeigenschaften. Neben den Kohlenwasserstoffen enthalten die meisten Erdöle Sauerstoff-, Schwefel- und Stickstoffverbindungen. Allgemeines zu Verarbeitungsverfahren/Raffinerietechnik In den Raffinerien, in denen aus dem Erdöl Kraftstoffe, Schmierstoffe und sonstige Produkte hergestellt werden, werden die Erdöl-Bestandteile nach Siedelage getrennt, chemisch und physikalisch umgewandelt und in Spezialverfahren chemisch behandelt. Durch Kombination verschiedener Verfahren entstehen die gewünschten Fertigprodukte. Als bekannte Trennungsverfahren sind das Destillieren, das Absorbieren, das Filtern und das

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13 Betriebsstoffe

Extrahieren bekannt. Zu den Umwandlungsverfahren zählt man Polymerisieren, Isomerisieren, Hydrocracken, Alkylieren, Reformieren und schließlich die Konversion (Cracken), Bild 13.1. Die chemischen Behandlungsverfahren dienen dazu, die unerwünschten Bestandteile aus dem Erdöl oder seinen Fraktionen zu entfernen oder in andere, nicht störende Verbindungen umzuwandeln. Zu diesen Verfahren zählt man auch die Raffination als Nachbehandlung zum Zwecke des „Reinigens“. In einer Erdöldestillationsanlage wird das Rohöl durch fraktionierte Destillation und Kondensation in seine verschiedenen schweren Bestandteile zerlegt und es werden damit die Grundprodukte für die weitere Verarbeitung geliefert. Die Destillation ist die erste Verarbeitungsstufe in jeder Raffinerie. Das Destillieren ist ein rein physikalischer Vorgang, denn die Kohlenwasserstoff-Moleküle werden dabei nur nach ihrer Größe getrennt, nicht aber chemisch verändert. Das Rohöl wird zu diesem Zweck im Röhrenofen auf weit über 100 °C erhitzt und der atmosphärischen Destillierkolonne zugeführt. Dabei werden Teile des Rohöls in den gasförmigen Zustand gebracht. Die flüssig verbleibenden Teile sammeln sich am Boden der Destillierkolonne. Die Kondensation der einzelnen Anteile erfolgt kontinuierlich und die jeweiligen Produkte werden seitlich von den einzelnen Etagenböden der Destillierkolonne abgeleitet und nach Abkühlung zu den Lagertanks geführt. Die gewonnenen Produkte sind neben gasförmigen Bestandteilen Leichtbenzin, Schwerbenzin, Petroleum, leichtes und mittelschweres Gasöl sowie Rückstand. Der am Boden der atmosphärischen Kolonne anfallende so genannte „atmosphärische Rückstand“ dient als Einsatzmaterial für den Vakuumteil der Destillationsanlage. Hier werden die höhersiedenden Anteile des Erdöls bei Unterdruck „molekülschonend“ weiterdestilliert. In einem zweiten Ölerhitzer wird der Rückstand erneut erhitzt und seine Dämpfe werden einer unter Vakuum stehenden Destillierkolonne zugeführt. Die fraktionierte Kondensation erfolgt in gleicher Weise wie bei der atmosphärischen Destillation in verschiedenen Höhenlagen der Kolonne.

Bild 13.1: Grundzüge der Raffinerie-Arbeitsverfahren

13.1 Ottokraftstoffe

351

Als wesentliche weitere Raffinerieschritte bzw. -verfahren sind das Cracken, Reformieren und Polymerisieren zu nennen. Das Zerbrechen großer, langkettiger (hochsiedender) Moleküle in kleinere Moleküle nennt man Cracken (to crack, zerbrechen). Hier entsteht zum Beispiel durch das Cracken eines langkettigen Alkans ein kurzkettiges Alkan oder Alken. Im thermokatalytischen Cracken wird das Einsatzprodukt in einem Erhitzer auf über 400 °C erwärmt. In einem Reaktor wird das Einsatzprodukt mit einem Katalysator in Kontakt gebracht, der zum Beispiel aus kleinen Perlen bzw. Kugeln aus Silikaten besteht und eine Temperatur von etwa 550 °C hat. Dadurch werden die in den Reaktor eingesetzten Produkte zu Heizgas, Flüssiggas, Benzin, Dieselkraftstoff, Heizöl und – als Rückstand – zu unerwünschtem Kohlenstoff gecrackt. Der Kohlenstoff setzt sich auf der Katalysator-Oberfläche ab, die später wieder regeneriert werden muss, da sie durch den Kohlenstoff deaktiviert würde. Die meisten der Reformingverfahren, die unter Anwesenheit eines Katalysators ablaufen, sind dem Prinzip nach ein katalytisches Cracken oder Hydrocracken mit nachfolgendem Molekülumbau (Konversion), das auf verschiedene Weise vor sich gehen kann. Meist wird dabei Wasserstoff abgespalten (Dehydrier-Prozess) und ganze Molekülgruppen werden umgelagert. Das Polymerisieren ist ein Verfahren, mit dessen Hilfe die in großen Mengen anfallenden gasförmigen Kohlenwasserstoffe wieder zu größeren Molekülen zusammengefügt werden. Auch dieser Prozess wird meist katalytisch durchgeführt. Heutige moderne Raffinerien sind meist sehr komplex ausgestattet. Sie besitzen einige bzw. mehrere so genannter Konversionsanlagen, in denen ein großer Teil der schwereren Produktströme in die heute stärker gefragten leichteren Produkte umgewandelt werden. Von allen Produkten oder Produktgruppen, die in Raffinerien erzeugt werden, sind Kraftstoffe mengenmäßig die bedeutendsten. Einen Überblick über die Produkte einer Raffinerie bezogen auf die eingesetzte Menge an Einsatzprodukten (Erdöl, Additive, etc.), gibt Bild 13.2.

Bild 13.2: Erzeugnisse der deutschen Raffinerien in 2005

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13 Betriebsstoffe

13.1.3 Ottokraftstoffkomponenten und Ottokraftstoffaufmischung Bei den vorstehend geschilderten Raffinerieverfahren entstehen sehr unterschiedliche Komponenten, die aus verschiedenen Kohlenwasserstoffverbindungen bestehen, aus denen Ottokraftstoffe aufgemischt werden. Dabei sind Verfügbarkeit und Preis der einzelnen in Verbindung mit den anwendungstechnischen Eigenschaften die entscheidenden Parameter für die Aufstellung der Mischrezepturen des Kraftstoffes, wobei die Anforderungen durch die Anwendung drastisch gestiegen sind (komplexere Motortechnik wie Direkteinspritzung sowie Verbesserungen im Abgas- und Komfortverhalten). Der fertig aufgemischte Ottokraftstoff ist ein bei Raumtemperatur flüssiges, etwa von 30 bis 200 °C siedendes Gemisch aus ca. 200 Kohlenwasserstoffverbindungen. Neben den Kohlenwasserstoffgruppen Aromaten, Paraffine/Naphtene und Olefine können auch sauerstoffhaltige Verbindungen (Alkohole und Ether) enthalten sein, wie beispielsweise Ethanol, Tertiärbutanol und Methyltertiärbutylether (MTBE). Die Kohlenwasserstoffe werden heute fast ausschließlich aus Erdöl gewonnen. Die Kombination der einzelnen Komponenten beeinflusst die chemisch-physikalischen Kennwerte eines Kraftstoffes, die wiederum die anwendungstechnischen Eigenschaften beeinflussen. Nach Fertigstellung des jeweiligen Basis-Kraftstoffes einschließlich der typischen Raffinerieadditive wie Oxidationsinhibitoren, etc. – dieser entspricht bereits den Mindestanforderungen der Kraftstoffnorm EN 228 – werden dann zur Verbesserung der anwendungstechnischen Eigenschaften den Kraftstoffen spezielle chemische Wirkstoffe (Additive) zugegeben. Erst nach der Einmischung dieser firmenspezifischen Additivpakete (dies geschieht im Regelfall bei der Beladung der Tankwagen) ist ein heutiger Markenkraftstoff „marktreif“, Bild 13.3. Die Wirksamkeit der Additive ist dabei ein wesentliches Unterscheidungsmerkmal der Kraftstoffqualität der verschiedenen Anbieter, auch bei Markenherstellern.

Bild 13.3: Marktreife von Kraftstoffen durch Performance-Additive

13.1 Ottokraftstoffe

353

Ottokraftstoffe werden zur Zeit in den Qualitäten/Sorten SuperPlus, Super, Normal sowie als Premiumprodukte, wie z.B. „ultimate 100“, angeboten; aus Umweltgründen alle unverbleit. Verbleite Sorten sind in Europa, mit wenigen Ausnahmen, vom Markt verschwunden. Ein wesentliches Unterscheidungsmerkmal dieser Sorten ist die Oktanzahl, ein Maß für die Klopffestigkeit eines Ottokraftstoffes. Zur Aufmischung der verschiedenen Sorten werden – vereinfacht gesagt – die Produktströme aus verschiedenen Herstellungsprozessen beim Aufmischen unterschiedlich kombiniert.

13.1.4 Anforderungen an Ottokraftstoffe und ihre praktische Bedeutung Das im vorstehenden Abschnitt beschriebene, überaus komplexe Gemisch aus RaffinerieProduktströmen, sauerstoffhaltigen Komponenten und Additiven muss natürlich in seiner Zusammensetzung und seinen Eigenschaften auf den praktischen Einsatz abgestimmt werden. Dabei stellt eine problemlose motorische Anwendung in Fahrzeugen, aber auch die Lagerung (teilweise über sehr lange Zeiträume) sowie die Verteilung eine Vielzahl der unterschiedlichsten Anforderungen. Zur Erfüllung dieser Anforderungen müssen bestimmte Kenndaten eingehalten werden, die über die Güte eines Kraftstoffes Auskunft geben. Die Qualitätsmindestanforderungen an Ottokraftstoff sind in der DIN EN 228, Ausgabe März 2004, geregelt. In Bild 13.4 sind die wichtigsten Kenndaten für Ottokraftstoffe zusammengefasst und ihre Bedeutung für den praktischen Fahrbetrieb stichwortartig erläutert.

Bild 13.4: Kenndaten von Ottokraftstoffen (Auszug aus DIN EN 228, Ausgabe März 2004)

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13 Betriebsstoffe

In Deutschland ist die Qualität und Auszeichnung von Kraftstoffen in der 10. BundesImmissionschutz-Verordnung (BImSchV) geregelt und in einer zugehörigen Kraftstoffqualitätsverordnung (KQV) die Einhaltung der gesetzlichen Vorgaben festgelegt. Die KQV enthält neben allen Anforderungen aus der Produktanforderungsnorm DIN EN 228 auch die so genannten Ablehnungsgrenzwerte für jedes Merkmal. Die Ablehnungsgrenzwerte berücksichtigen die Unschärfe (Präzision) eines jeden Prüfverfahrens welches angewandt wird, um eine Kraftstoffeigenschaft zu überprüfen. Wird bei Überprüfung der Kraftstoffqualität, zum Beispiel durch Umweltämter, festgestellt, dass ein Grenzwert unter- oder überschritten wird, so wird dies erst dann geahndet, wenn die Abweichung größer ist als die durch den Ablehnungsgrenzwert zugestandene größere Toleranz. Diese Mindestanforderungen der Norm DIN EN 228 wurden in den vergangenen Jahren ständig verschärft, wobei die Reduzierung des Schwefelgehalts hierbei eine besondere Bedeutung einnimmt. Schwefel – ein natürlicher, aber unerwünschter Bestandteil des Rohöls Der Schwefelgehalt nimmt zum einen Einfluss auf Emissionen von Schwefeldioxid bzw. -trioxid und Partikeln, zum anderen hat ein hoher Schwefelgehalt negative Auswirkungen auf Lebensdauer und Wirkungsgrad von Abgaskatalysatoren. Somit stellt schwefelfreier Kraftstoff (maximaler Schwefelgehalt von 10 ppm) eine wesentliche Voraussetzung für die Einführung von emissionsarmen Ottomotoren mit Direkteinspritzung dar. Bei höher schwefelhaltigen Ottokraftstoffen wird eine häufigere Regeneration des NOx-Speicherkatalysators notwendig und damit kann das Verbrauchsminderungspotenzial der Ottomotoren mit Direkteinspritzung nicht voll ausgeschöpft werden. Teilweise vergiften Schwefelkomponenten auch die aktiven Oberflächen von NOx-Katalysatoren irreversibel. So wurde über die Anforderungen des Gesetzgebers (seit dem 1.1.2005 gilt EU-weit ein maximaler Schwefelgehalt von 50 ppm) hinaus von der Mineralölindustrie in Deutschland die Sorte SuperPlus schon zum 1.1.2000 freiwillig mit einem maximalen Schwefelgehalt von 50 ppm flächendeckend angeboten. Im April 2000 konnte die Deutsche BP AG sogar erstmals schwefelfreien (maximaler Schwefelgehalt von 10 ppm) SuperPlusOttokraftstoff im Großraum München anbieten. Zum März 2001 konnte die freiwillige Reduzierung auf einen maximalen Schwefelgehalt von 10 ppm (schwefelfrei) für den Kraftstoff SuperPlus bundesweit ausgedehnt werden. Weitere Maßnahmen zur schnelleren Absenkung der Schwefelgehalte wurden durch die Bundesregierung mittels steuerlicher Anreize bereits im Jahr 1999 beschlossen. So wurden alle Kraftstoffe mit einem Schwefelgehalt größer 50 ppm (schwefelarm) ab November 2001 und alle Kraftstoffe mit einem Schwefelgehalt größer 10 ppm ab Januar 2003 mit einer Zusatzsteuer von ca. 0,015 €/l beaufschlagt. Dies führte dazu, dass schon seit Anfang 2003 in Deutschland praktisch alle Otto-, aber auch alle Dieselkraftstoffe mit einem Schwefelgehalt von max. 10 ppm und damit „schwefelfrei“ angeboten werden, Bild 13.5. Die Einführung schwefelfreier Ottokraftstoffe wird von der Fahrzeugindustrie als Voraussetzung für die Einführung von Ottomotoren mit Direkteinspritzung und die zukünftig erforderlichen hochwirksamen Abgasnachbehandlungssysteme zur Erfüllung der Abgasgesetzgebung gefordert. Geringer Schwefelgehalt, sprich schwefelfreier Kraftstoff, führt aber auch bei herkömmlichen Ottomotoren zu einer längeren Lebensdauer des Katalysators.

13.1 Ottokraftstoffe

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Bild 13.5: Entwicklung des Schwefelgehaltes im Ottokraftstoff

Flüchtigkeit – eine Grundvoraussetzung Die Neigung des Ottokraftstoffes zur Verdampfung, somit seine Flüchtigkeit, ist die wesentliche Voraussetzung zum Einsatz im Ottomotor und zugleich ein wesentliches Qualitätsmerkmal. Die Flüchtigkeit wird durch zwei Kraftstoffeigenschaften charakterisiert, den Siedeverlauf und den Dampfdruck. Da Ottokraftstoff ein Gemisch aus vielen Kohlenwasserstoffen ist, hat es keinen definierten Siedepunkt, sondern einen Siedebereich, der etwa zwischen 30 °C und 200 °C liegt. Der Siedeverlauf beschreibt den Anteil verdampfter Flüssigkeit bei zunehmender Temperatur und ist im Zusammenhang mit dem Dampfdruck wichtig für das Start- und Fahrverhalten sowie für den gleichmäßigen „runden“ Motorlauf eines Ottomotors. Von großer Bedeutung ist dabei das verdampfte Volumen bis 70 °C. Dieser Anteil soll für ein leichtes Anspringen des Motors groß, zur Vermeidung von Dampfblasenbildung hingegen nicht zu groß sein. Der verdampfte Kraftstoffanteil bis 100 °C bestimmt neben der Warmlaufphase vor allem die Betriebsbereitschaft und das Beschleunigungsverhalten des warmen Motors. Der bis 180 °C verdampfte Anteil ist wichtig für das Kaltstartverhalten und der Anteil ab ca. 180 °C muss möglichst gering sein, um Schmierölverdünnung zu vermeiden. Die motorischen Anforderungen an den Siedeverlauf lassen somit kaum noch Optimierungsspielraum hinsichtlich Emissionsverhalten. Der Dampfdruck beschreibt die Verdampfungsneigung eines Kraftstoffs. Er beeinflusst, gemeinsam mit dem bis 70 °C verdampften Kraftstoffanteil, das Verhalten beim Kaltstart und im betriebswarmen Zustand des Motors. Witterungsbedingt müssen Ottokraftstoffe der Jahreszeit und der jeweiligen Region angepasst werden. So haben sie im Sommer einen geringeren Dampfdruck als im Winter. Der niedrigere Dampfdruck im Sommer ist notwendig, um Dampfblasenbildung und somit Störungen im Motorbetrieb zu vermeiden.

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13 Betriebsstoffe

Gleichzeitig wird ein geringerer Dampfdruck zur Verminderung möglicher Verdampfungsemissionen aus dem Kraftstoffsystem, also aus Umweltgesichtspunkten, gewünscht. Bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung können aufgrund der verkürzten Zeit zur Gemischaufbereitung, insbesondere bei Systemen mit Schichtladung, besondere Anforderungen entstehen. Klopffestigkeit und die Oktanzahlen ROZ, MOZ Die bekannteste Eigenschaft des Ottokraftstoffs ist die Klopffestigkeit mit dem dazugehörigen Maß der „Oktanzahl“. Mit „Klopffestigkeit“ ist das Verhalten des Ottokraftstoffs gemeint, nicht unkontrolliert durch Selbstentzündung, sondern ausschließlich präzise durch den Zündfunken gesteuert zu verbrennen. Aufgrund hoher Temperaturen und starker Druckwellen im Brennraum kann klopffreudiger Kraftstoff dazu neigen, sich selbst zu entzünden. Problematisch an der unkontrollierten Verbrennung ist die dadurch verursachte thermische und mechanische Überbeanspruchung des Motors. Die Selbstentzündung erzeugt eine Stoßwelle mit extremen Drücken und hohen Temperaturen, wodurch Motorteile in Schwingungen geraten können. Dies erzeugt das typische „klopfende“ oder „klingelnde“ Geräusch. Die Folgen reichen von einem merkbaren Leistungsverlust bis hin zu gravierenden Motorschäden wie etwa durchgebrannte Kolben. Klopffeste Kraftstoffe vermeiden solche Spontanverbrennungen. Erkennbar ist dieser Ottokraftstoff an entsprechend hohen Oktanzahlen. Das Maß für die Oktanzahl wurde willkürlich gewählt. Es liegt zwischen 0 und 100. Um den genauen Wert für einen bestimmten Kraftstoff zu ermitteln, wird dieser mit einer Mischung aus klopffestem Isooktan (Oktanzahl 100) und klopffreudigem n-Heptan (Oktanzahl 0) verglichen. Man unterscheidet Motor-Oktanzahl (MOZ) und Research-Oktanzahl (ROZ). Die Motor-Oktanzahl beurteilt die Klopffestigkeit des Kraftstoffs aufgrund der härteren Bedingungen schärfer. Die ROZ fällt immer höher aus als die MOZ, da insbesondere die hohe Gemischvorwärmung bei der Motormethode den Wert reduziert: Je empfindlicher ein Kraftstoff gegenüber thermischer Beanspruchung ist, desto niedriger fällt seine MOZ aus. Als Grundregel gilt, dass für den motorischen Betrieb die Oktanzahl möglichst hoch sein sollte, da sie die maximal mögliche Verdichtung des Motors festlegt und so die erzielbare Leistung sowie den Kraftstoffverbrauch wesentlich mitbestimmt. Bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung ergibt sich aufgrund der systembedingten Innenkühlung durch den eingespritzten Ottokraftstoff ein verringerter Oktanzahlbedarf. Daher kann die Verdichtung erhöht werden, was den Wirkungsgrad verbessert. Detergentien und Frictionmodifier – Leistungsspektrum der Additive Neben einer sorgsamen Auswahl der Kraftstoffkomponenten sind chemische Zusätze – die so genannten „Performance-Additive“ – Garanten einer störungsfreien Verbrennung und somit für geringe Emissionen. In der Praxis werden üblicherweise Beimischungen von 0,1 bis 0,3 Prozent vorgenommen. Letztlich ist es die Kombination aus hochwertigen, ausgewählten Basiskraftstoffen und leistungsstarken Additiven, die zu den Hightech-Kraftstoffen führen. Die Entwicklung neuer, stets auf die aktuellen Motoren abgestimmter Additive, ist eine wesentliche Aufgabe der Forschung und Entwicklung von Mineralölgesellschaften. Da-

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bei muss ein leistungsstarkes Additiv eine gute Breitenwirkung zeigen, das heißt es muss seine Wirksamkeit in den verschiedenen Kraftstoffsorten sowie in den unterschiedlichsten Fahrzeugen unter allen Betriebsbedingungen entfalten und darf keine schädlichen Nebenwirkungen hervorrufen. Als Additive kommen eine ganze Reihe unterschiedlicher chemischer Verbindungen zum Einsatz, die als Additivpaket dem Basiskraftstoff bei der Abfüllung in die Tankwagen zugemischt werden. Im Wesentlichen sind dies für Ottomotoren Reinigungs- und Reinhalteadditive (Detergentien), Korrosionsinhibitoren und so genannte Frictionmodifier. Anfang der 1970er Jahre veränderten sich die Motorkonzepte der Fahrzeugindustrie auf Grund der Einführung von Abgasgrenzwerten. Die immer präziser gesteuerte Verbrennung machte es erforderlich, störende Rückstände an allen Problemzonen – von Vergaser und Einspritzventilen bis hin zu Einlassventil und Kolben bzw. Kolbenringen – gar nicht entstehen zu lassen. Dies geschah über Detergent-Additive. Angesichts der weiterentwickelten Motoren gilt es, auch unter schärferen Bedingungen beim Ansaugsystem die volle Reinhaltewirkung zu gewährleisten. Eine zusätzliche Forderung an Detergent-Additive besteht darin, bereits gebildete Ablagerungen – zum Beispiel durch die Benutzung unadditivierten Kraftstoffs – wieder abzubauen. Langzeitversuche mit verschiedenen Motoren zeigen, dass dies möglich ist, allerdings in unterschiedlichen Größenordnungen. Die Additiv-Wirksamkeit ist nicht nur eine Frage unerwünschter Rückstände und dadurch bedingter Störungen des Motors. Die so erzielte höhere Sauberkeit an den Einlassventilen, im Verbrennungsraum und an den Injektoren (vor allem Injektoren von Ottomotoren mit Direkteinspritzung) spiegelt sich in einer geringeren Reparaturanfälligkeit, einer Verbesserung der Abgasemissionen und einer Verringerung des Kraftstoffverbrauchs wider. Für die Konzeption von Ottomotoren mit Direkteinspritzung ergeben sich für die Motorenbauer insbesondere Herausforderungen bei der Auslegung der Motoren hinsichtlich erhöhter Abgasrückführraten und Kurbelgehäuseentlüftung. Denn durch die Direkteinspritzung des Kraftstoffs kommen die darin enthaltenen Detergent-Additive nicht mehr mit den Einlassventilen in Berührung und können somit die Ablagerungsbildung an den Einlassventilen weder verhindern noch gebildete Ablagerungen abbauen. Da der Kraftstoff bei Transport, Lagerung und Anwendung unweigerlich mit Sauerstoff und Luftfeuchtigkeit in Kontakt kommt, kann es zu Korrosionen an Leitungen und Behältern kommen. Die Korrosionsprodukte können wiederum in der Verteilerkette und im Betrieb Schäden und Störungen verursachen. Hier setzt man Korrosionsinhibitoren (Antioxidantien) ein. Diese verhindern die Oxidation der Metalloberflächen durch einen äußerst dünnen Schutzfilm zuverlässig und dauerhaft. Einige Kraftstoffanbieter setzen auch Additive zur Reibungsverminderung bzw. als Verschleißschutz ein. Das kann bei bestimmten Kraftstoffpumpen, insbesondere bei Pumpen für Motoren mit Direkteinspritzung, einen vorzeitigen Verschleiß beim Betrieb mit extrem schwefelarmen Kraftstoffen vermeiden. Zusätzlich ermöglicht die Verringerung des Reibungswiderstands eine Senkung des Kraftstoffverbrauchs, was insbesondere bei großvolumigen Motoren und niedrigen Geschwindigkeiten nachweisbar ist.

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13 Betriebsstoffe

13.1.5 Kraftstoffeinflüsse auf die Abgasemissionen Da die Verbrennung von Kraftstoffen im Motor immer unvollständig sein wird, lassen sich Schadstoffe im Abgas nicht vollkommen vermeiden. Die Zusammensetzung und die Eigenschaften des Kraftstoffs beeinflussen die Abgasemissionen. Auch eine wirkungsvolle Additivierung, die den Motor und die kraftstoffführenden Teile sauber hält, wirkt sich positiv auf die Abgasemissionen aus. In den Jahren 1992 bis 1996 erarbeitete die Europäische Kommission in Zusammenarbeit mit der Mineralöl- und der Automobilindustrie das so genannte „Auto Oil I Programme“ (AOPI). Dabei wurden neue Grenzwerte für Emissionen von Fahrzeugen sowie neue Richtlinien für Kraftstoffqualitäten mit Gültigkeit in der EU ab dem Jahr 2000 festgelegt. Die neuen Kraftstoffrichtlinien wurden in der DIN EN 228 für Ottokraftstoffe festgeschrieben und weisen ein deutliches Emissionsminderungspotenzial aus. Die wesentlichen Änderungen der Gesetzgebung für Ottokraftstoffe ab dem Jahr 2000 betrafen unterschiedliche Grenzwerte, die in Bild 13.6 im Detail dargestellt sind.

Bild 13.6: Wesentliche Änderungen in der Gesetzgebung für Ottokraftstoffe (DIN EN 228)

Diese Grenzwerte wurden ab dem Jahr 2005 noch weiter verschärft. Somit sind heute weitere Absenkungen im maximalen Schwefelgehalt und im maximalen Aromatengehalt festgelegt und bereits umgesetzt. Ein besonderes Problem besteht darin, dass sich Änderungen am Kraftstoff oft entgegengesetzt auf die verschiedenen Schadstoffkomponenten auswirken. So wirkt sich besonders leichtflüchtiger Ottokraftstoff beim Kaltstart positiv auf die Schadstoffbildung aus. Das wiederum hat aber negative Auswirkungen auf die Verdampfungsverluste. Diese gegenläufigen Einflüsse auf die gleichzeitig zu berücksichtigenden verschiedenen Schad-

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stoffe gelten für alle denkbaren Maßnahmen, die durch Modifikationen des Kraftstoffs die Schadstoffe im Abgas zu verringern. Hinzu kommen Anforderungen aus der Produktion und der Anwendungstechnik, die den Handlungsspielraum weiter einengen. Trotz dieser Zwänge, die eine Kraftstoffverbesserung zur Quadratur des Kreises werden lassen, verzeichnen neue Qualitätskraftstoffe immer wieder beachtliche Erfolge. So gelang es Aral Mitte 2004 durch Einführung seiner neuen Premiumprodukte „ultimate 100“ und „ultimate Diesel“ Kraftstoffe bereitzustellen, die alle Anforderungen der World Wide Fuel Charter, Category 4 für hochentwickelte und zukünftige Fahrzeuge erfüllen. In dieser Charter definiert die weltweite Automobilindustrie ihre Qualitätsstandards für Kraftstoffe – eine wichtige Voraussetzung für die Entwicklung noch leistungsfähigerer und noch umweltfreundlicherer Motoren. Damit wurden die Weichen gestellt für eine neue Kraftstoffgeneration, die geringeren Kraftstoffverbrauch bei mehr Leistung und geringere Emissionen ermöglicht.

13.1.6 Ottokraftstoffe mit Bioanteil: Bio-Ethanol und Ethyl-Tertiär-Buthyl-Ether (ETBE) Der aus dem Griechischen/Neulateinischen abgeleitete Begriff „biogen“ heißt soviel wie „durch Tätigkeit von Lebewesen entstanden, aus abgestorbenen Lebewesen gebildet.“ Biogene Stoffe sind also natürlichen Ursprungs. Mit der Direktive 2003/30/EC fordert die EU ihre Mitgliedstaaten auf, sicherzustellen, dass bis Ende 2005 mindestens 2% und bis zum 31.12.2010 mindestens 5,75% der zum Transport bestimmten Kraftstoffe aus erneuerbaren Quellen stammen, im Wesentlichen also biogenen Ursprungs sind. Zur Zeit gibt es in den EU Mitgliedstaaten unterschiedliche Aktivitäten zu Einführung von Kraftstoffen mit Bioanteil. Es gibt zahlreiche Möglichkeiten zur Nutzung bzw. Umwandlung von Biomasse. Biomasse kann zum einen durch Verbrennung einer direkten energetischen Nutzung (Wärme/Strom) zugeführt werden. Zum anderen kann durch nicht stöchiometrische, thermische Umsetzung der Biomasse mit Luft (Vergasung) ein CO- und H2-reiches Gasgemisch hergestellt werden. Dieses Gasgemisch kann nun entweder der energetischen Nutzung, oder aber der stofflichen Nutzung zugeführt werden. Bei der stofflichen Nutzung wird das auch als Synthesegas bezeichnete Produkt der Vergasung in chemischen Prozessen umgewandelt in Methanol, oder aber durch die Fischer-Tropsch-Synthese in Kohlenwasserstoffe. Alternativ kann Biomasse auch im klassischen Sinne durch die Alkoholvergärung zu Ethanol umgesetzt werden, der durch weitere chemische Umsetzung (Veretherung) zum Ethyl-Tertiär-Buthyl-Ether (ETBE) konvertiert werden kann. Kraftstoffe mit Bioanteil: Bio-Ethanol Die seit jeher zur Erzeugung von Trinkalkohol verwendete Umwandlung der verschiedenen Zuckerverbindungen mittels Hefen wird als Vergärung bezeichnet. Rohstoffe können heute nahezu alle pflanzlichen Ausgangsprodukte wie Korn, Mais, Kartoffeln und Zuckerrüben ebenso sein wie holzartige Stoffe (Lignozellulosen). Der große Nachteil aller Verfahren ist, dass die Hefen bei ca. 14% Ethanolgehalt absterben (wie bei der Wein-

360

13 Betriebsstoffe

gärung) und der bis dahin gebildete Alkohol destillativ abgetrennt werden muss. Je nach Rohstoff und Produktionsmethode ist der klimaschutzpolitische Vorteil von Ethanol im Vergleich zu Ottokraftstoff unterschiedlich. Bei der Produktion von Ethanol aus Weizen mit Braunkohle als Prozessenergie wird keine CO2-Einsparung erreicht. Bis zu 90 Prozent der CO2-Emissionen kann man verringern, wenn dagegen Ethanol aus Zuckerrohr gewonnen und die Abfallbiomasse (Bagasse) als Prozessenergie eingesetzt wird. Eine mögliche Verwendung von Ethanol besteht in der „Reinform“ als E85 (85% Ethanol und 15% Ottokraftstoff). E85 findet Verwendung in speziellen Fahrzeugen, den so genannten Flexible-Fuels-Fahrzeugen, die bisher eine gewisse Verbreitung in den USA und in Schweden gefunden haben. Die Verwendung von Bioethanol als Kraftstoffkomponente (Beimischungen bis 5% als E5 bzw. 10% als E10) ist mit technischen Hürden verbunden, die insbesondere auf das Verhalten mit Wasser und auf die so genannte Dampfdruckanomalie zurückzuführen sind. Hintergrund ist die vollkommene Mischbarkeit von Alkoholen mit Wasser. Wird einem Ottokraftstoff Ethanol zugemischt, so verändert sich sein Verhalten gegenüber Wasser. Überschreitet die Wassermenge einen Grenzwert, der insbesondere vom Alkoholgehalt und von der Temperatur abhängt und mit fallender Temperatur sinkt, kommt es zu einer Trennung in eine obere Kohlenwasserstoff-Alkohol- und eine untere Alkohol-Wasser-Phase. Diese untere Phase ist nicht für den Betrieb von Motoren geeignet. Ein ebenso nicht ganz einfach zu überwindendes Problem stellt das Dampfdruckverhalten von Ethanol dar. Wird Ethanol einem Ottokraftstoff beigemischt, ergibt sich ein höherer Dampfdruck als für die ideale Mischung zweier Flüssigkeiten zu erwarten wäre. Obwohl der Dampfdruck des Ethanols unter dem des Ottokraftstoffs liegt, kann der Dampfdruck der Mischung größer als der des verwendeten Ottokraftstoffs sein. Dies hat auch Auswirkungen auf die Qualität von Kraftstoffen, falls ethanolhaltige und ethanolfreie Kraftstoffe, die beide auf den maximalen Dampfdruckwert eingestellt sind, innerhalb der Versorgungskette vermischt werden. Aus diesem Grunde wird häufig als Alternative die Veretherung mittels eines in Raffinerien vorhandenen Stoffstroms bevorzugt, die zu der hochwertigen Kraftstoffkomponente ETBE führt. Zur Zeit ist in Europa entsprechend der Norm für Ottokraftstoffe (EN228) eine maximale Zumischung von bis zu 5 Vol-% Ethanol zu Ottokraftstoffen unter Einhaltung des maximalen Sauerstoffgehalts möglich. An einer Erweiterung bis max. 10 Vol-% (E10) wird gearbeitet. Hierzu gibt es jedoch Vorbehalte seitens der Automobilindustrie, da mit einem höheren Ethanolgehalt erhebliche Probleme mit Aluminiumbauteilen, u.a. Korrosion an Kraftstoffpumpen von Ottomotoren mit Direkteinspritzung auftreten können. Kraftstoffe mit Bioanteil: Ethyl-Tertiär-Buthyl-Ether (ETBE) Aus dem wie oben dargestellten Bioethanol lässt sich durch Veretherung ETBE herstellen. ETBE hat ähnliche Kraftstoffeigenschaften wie das schon seit Jahren erfolgreich als Kraftstoffkomponente (Oktanzahlbooster) verwendete MTBE (Methyl-Tertiär-ButhylEther). So besitzt ETBE sehr hohe Oktanzahlen (Research- und Motoroktanzahl) und es existiert im Gegensatz zu Ethanol auch keine ausgeprägte Dampfdruckanomalie. Auch die Emissionen von ETBE-haltigem Ottokraftstoff sind vergleichbar oder sogar besser als die von MTBE-haltigem Kraftstoff. Daher wurde bereits im März 2004 in deutschen Raffinerien begonnen, ETBE als Blendkomponente für Ottokraftstoffe einzusetzen.

13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren

361

13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren Die Entwicklung moderner Motorkonzepte mit hoher Leistungsdichte bei reduziertem Kraftstoffverbrauch und Emissionswerten, wie zum Beispiel beim Ottomotor mit Direkteinspritzung, stellen an die Schmierstoffe hohe Anforderungen. Schmierstoffe sind somit Konstruktionselemente, ohne die eine zuverlässige Funktion der Verbrennungsmotoren und der Getriebe nicht denkbar wären. Moderne Hochleistungsschmierstoffe sind in der Lage, auch höchste Anforderungen abzudecken, insbesondere vor dem Hintergrund hoher thermischer Belastungen der Aggregate und zunehmend verlängerte Ölwechselintervalle.

13.2.1 Schmierstoffarten Schmierstoffe für Kraftfahrzeuge werden entsprechend dem Einsatz in folgende Gruppen unterteilt: ™ Motoröle für 4-Takt-Motoren ™ Motoröle für 2-Takt-Motoren ™ Getriebeöle für Handschaltgetriebe ™ Getriebeöle für Automatikgetriebe ™ Getriebeöle für Achsgetriebe ™ Hydrauliköle ™ Fette ™ Universalöle für Landmaschinen. Zur Schmierung von Pkw-Ottomotoren mit Direkteinspritzung kommt die Gruppe der Motoröle für 4-Takt-Motoren zum Einsatz. Die Anforderungen und Leistungseigenschaften derartiger Motoröle werden nachfolgend beschrieben.

13.2.2 Aufgaben des Motoröls Das Motoröl hat vielfältige Aufgaben zu erfüllen und muss bei unterschiedlichsten Betriebsbedingungen sowohl beim Kaltstart als auch bei hoher thermischer Belastung uneingeschränkt leistungsfähig sein. Nachfolgende Hauptaufgaben muss das Motoröl sicher erfüllen: ™ Schmierung von aufeinander gleitenden Teilen zur Reduzierung von Verschleiß und Reibung ™ Kühlung des Motors durch Wärmeabführung ™ Kräfte vom Kolben/Pleuel auf die Kurbelwelle übertragen

362

13 Betriebsstoffe

™ Abdichten zwischen Kolben, Kolbenringen und Zylinderlaufbahn ™ Korrosionsschutz verhindert Rostbildung durch Neutralisation saurer Verbrennungsprodukte.

13.2.3 Anforderungen an das Motoröl Ein Schwerpunkt bei der Entwicklung moderner Motorkonzepte ist die Verbrauchs- und Emissionsreduzierung bei gleichzeitig hoher Leistungsdichte und Fahrdynamik sowie deutlich verlängerter Ölwechselintervalle. Hierbei ist das Leistungsvermögen des Motoröls von wesentlicher Bedeutung, um einen dauerhaft optimalen und sicheren Betrieb zu gewährleisten. Daraus ergeben sich umfangreiche Anforderungen an das Motoröl. ™ Verschleißschutz: weitestgehende Reduzierung von Verschleiß an Motorbauteilen wie Ventiltrieb, Kolben, Kolbenringen, Zylinderlaufbahnen, Lagern, Zahnrädern ™ Motorsauberkeit: Verhinderung von Ablagerungen, insbesondere im Kolbenbereich sowie Vermeidung von Schlammbildung im Ölkreislauf (Ölpumpe, Ölwanne, Ventildeckel, Zylinderkopf) ™ Alterungsstabilität: Vermeidung der Bildung von Ölalterungsprodukten bei hohen Öltemperaturen ™ Elastomerverträglichkeit: neutral gegenüber Elastomer-Werkstoffen ™ Stabile Viskositätslage: optimales Viskositäts-Temperaturverhalten bei allen Betriebstemperaturen bzw. Betriebsbedingungen mit guter Scherstabilität und geringem Verdampfungsverlust. Darüber hinaus sind auch Umweltaspekte wie das Potenzial zur Kraftstoff- und Ölverbrauchsminderung sowie die Katalysatorverträglichkeit von Bedeutung.

13.2.4 Aufbau von Motorölen Moderne Motoröle bestehen in Abhängigkeit der jeweiligen Leistungsklasse aus einem oder mehreren Grundölen sowie unterschiedlichen Additiven. Zum Einsatz kommen heute überwiegend Mehrbereichsöle, die sich in etwa aus folgenden Bestandteilen zusammensetzen, Bild 13.7. Komponente

ca. Anteil [%]

Grundöl

78

VI-Verbesserer

10

Detergents

3

Dispersants

5

Verschleißschutz

1

Sonstige

3

Bild 13.7: Komponenten eines typischen 4-Takt-Motoröls [6]

13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren

363

Die sorgfältige Auswahl und Abstimmung der Basisölkomponenten sowie der Additive ist von entscheidender Bedeutung und ergibt letztendlich ein leistungsstarkes Motoröl.

13.2.5 Viskosität Die Viskosität ist die Eigenschaft einer Flüssigkeit, ihrer Verformung einen Widerstand entgegenzusetzen. Dünnflüssige Öle (niedrige Viskosität) weisen einen geringen Verformungswiderstand auf (Leicht-Lauf-Effekt), während bei zähflüssigen Ölen (hohe Viskosität) der Verformungswiderstand groß ist, bei gleichzeitig guter Tragfähigkeit des Schmierfilms. Die Viskosität ist eine temperaturabhängige Größe, das heißt mit zunehmender Temperatur nimmt die Viskosität ab und steigt bei niedrigen Temperaturen an. Das ViskositätsTemperaturverhalten wird durch die Kenngröße des Viskositätsindex (VI) beschrieben. Je geringer die Viskosität bei unterschiedlichen Temperaturen sich verändert, desto höher ist der Viskositätsindex eines Motoröls, Bild 13.8. Der natürliche Viskositätsindex eines Öles kann durch die Zugabe so genannter VI-Verbesserer angehoben werden, Bild 13.9. Schmieröle, deren Viskosität sich nur unter dem Einfluss von Temperatur und Druck, nicht aber bei unterschiedlichen Schergefällen ändert, nennt man Newtonsche Flüssigkeiten. Hierzu gehören Einbereichsmotoröle, die keinen VI-Verbesserer enthalten. Bei Mehrbereichsmotorölen, die VI-Verbesserer enthalten, ist die Viskositätsänderung außer von der Temperatur und dem Druck auch noch vom Schergefälle abhängig, d.h., mit zunehmendem Schergefälle nimmt die Viskosität ab. Diese Öle bezeichnet man als nicht Newtonsche Flüssigkeiten, Bild 13.10. Das Schergefälle wird über die Geschwindigkeit am bewegten Bauteil dividiert durch die Schmierfilmdicke definiert, die Einheit ist [s–1], Bild 13.11.

Bild 13.8: Temperatur-Viskositäts Verhalten [7]

Bild 13.9: Viskositätsänderung durch VI-Verbesserer [7]

364

Bild 13.10: Viskosität und Schergefälle [7]

13 Betriebsstoffe

Bild 13.11: Schergefälle [7]

In Verbrennungsmotoren treten in den Bereichen der Hauptlager sowie Kolben und Zylinderlaufbahnen relativ hohe Schergefälle von ca.10–5 bis ca. 10–6 s–1 auf, bei gleichzeitig hohem Temperaturniveau. Um hier zu praxisnahen Viskositätsangaben zu kommen, wurde die HTHS-Viskosität (High Temperature High Shear) eingeführt. Hierbei wird die Viskosität bei einer Öltemperatur von 150 °C und einem Schergefälle von 10–6 s–1 in einem Rotationsviskosimeter bestimmt, die Einheit ist [mPa · s]. Durch die Festlegung von Grenzwerten für die HTHS-Viskosität soll letztendlich die Schmiersicherheit eines Motoröls bei hohen Öltemperaturen und hohem Schergefälle im Motor gewährleistet werden. Die Absenkung des Grenzwertes der HTHS-Viskosität bietet ein weiteres Potenzial zur Kraftstoffsverbrauchsminderung. Hierfür müssen jedoch durch konstruktive Maßnahmen im Motor die Voraussetzungen geschaffen werden. Viskositätsklassen für Motoröle Die Viskosität ist die bekannteste Kenngröße von Motorölen. Es wird zwischen Einbereichs- und Mehrbereichsmotorölen unterschieden, wobei heute überwiegend Mehrbereichsöle in der Praxis eingesetzt werden, das heißt diese Öle erfüllen sowohl die Viskositäts-Anforderungen im jeweiligen Tieftemperaturbereich als auch die bei 100 °C. Die Mehrbereichsmotoröle sind somit ganzjährig einsetzbar. Die Einteilung der Motorenöle wird mit den SAE-Klassen (Society of Automotive Engineers) beschrieben, Bild 13.12. Mehrbereichsöle mit niedriger Viskositätsklasse, wie SAE 0W-30 oder SAE 0W-40, werden als Leichtlauföle bezeichnet und verringern den Kraftstoffverbrauch, da die Reibleistung sinkt.

13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren SAE-Klasse

365

Kälteviskosität max. Viskosität

Viskosität 100 °C

HTHS 150 C

cP

max. Grenzpumptemperatur °C

mm2/s min

mm2/s max

mPa – s min

0W

6200 bei –35

–40

3,8

–

–

5W

6600 bei –30

–35

3,8

–

–

10W

7000 bei –25

–30

4,1

–

–

15W

7000 bei –20

–25

5,6

–

–

20W

9500 bei –15

–20

5,6

–

–

25W

13000 bei –10

–15

9,3

–

–

20

–

5,6

2,6

30

–

9,3

2,9

40

–

12,5

2,9 1)

40

–

12,5

3,7 2)

50

–

16,3

3,7

60

–

21,9

3,7

1) gilt für 0W-40, 5W-40, 10W-40

2) gilt für 15W-40, 20W-40, 40

Bild 13.12: Viskositätsklasseneinteilung der Motoröle nach SAE J 300 (06.2001)

13.2.6 Grundöle In 4-Takt-Motorölen werden heute im Wesentlichen Mineralöl-Raffinate, Hydrocracköle sowie synthetische Kohlenwasserstoffe eingesetzt. Diese Grundölkomponenten kommen sowohl einzeln als auch in unterschiedlichen Mischungen zum Einsatz, so dass die daraus formulierten Motoröle im allgemeinen Sprachgebrauch als mineralölbasisch, teilsynthetisch oder vollsynthetisch bezeichnet werden. Durch die Auswahl der Grundöle werden wichtige Eigenschaften wie Viskosität, Verdampfungsverlust sowie die Additivansprechbarkeit festgelegt. Vor diesem Hintergrund werden die Grundöle nach ATIEL (Association Technique de l’Industrie Europeenne des Lubrifiants) in fünf Gruppen unterteilt, Bild 13.13.

Gruppe

Zusammensetzung

Schwefelgehalt

Viskositätsindex

I

< 90% (m/m) gesättigte Kohlenwasserstoffe

> 0,03% (m/m)

• 80 < 120

II

• 90% (m/m) gesättigte Kohlenwasserstoffe

” 0,03% (m/m)

• 80 < 120

” 0,03% (m/m)

• 120

III

• 90% (m/m) gesättigte Kohlenwasserstoffe

IV

Polyalphaolefine (PAO)

V

alle anderen nicht in Gruppe I, II, III, IV enthaltenen (z.B. Ester)

Bild 13.13: Einteilung der Basisflüssigkeiten nach ATIEL [8]

366

13 Betriebsstoffe

Mineralöl-Raffinate Diese Gruppe der Grundöle wird heute noch vielfach in Motorölen eingesetzt, da sie relativ kostengünstig herzustellen sind. Die Herstellung erfolgt aus dem Rohöl über atmosphärische Destillation, Vakuumdestillation, Solvent-Raffination, Entparaffinierung und Hydrofinishing. Hierbei entstehen Raffinate mit unterschiedlichen Viskositäten, wobei für den Einsatz in Motorölen bevorzugt benachbarte Destillationsschnitte gewählt und zur Viskositätseinstellung gemischt werden. Diese Raffinate zeigen eine normale Alterungsbeständigkeit, relativ hohe Verdampfungsverluste, insbesondere bei niedrigviskosen Ölen, sowie ein mäßiges Kälteverhalten und einen Viskositätsindex von 90 bis 100. Hydrocracköle Ausgangsprodukte für die Hydrocracköle sind das Vakuumgasöl oder langkettige Normalparaffine aus der Entparaffinierung von Raffinaten. Die langkettigen Molekülstrukturen dieser Produkte werden dann in speziellen Crackanlagen in kürzere Schmierstoffmoleküle zerbrochen (gecrackt) und die ungesättigten Bruchstellen werden mit Wasserstoff abgesättigt (hydriert). Die daraus gewonnenen Produkte durchlaufen dann eine Vakuumdestillation (unterschiedliche Viskositätsschnitte) sowie eine Endparaffinierung. Die Hydrocracköle besitzen gegenüber den Mineralöl-Raffinaten einen deutlich höheren Viskositätsindex von 120 bis 150 und ein verbessertes Kälteverhalten. Synthetische Kohlenwasserstoffe Der Herstellungsprozess für synthetische Kohlenwasserstoffe benötigt, wie bei den Mineralöl-Raffinaten und Hydrocrackölen, Kohlenwasserstoffe aus dem Rohöl. Als Ausgangsprodukt wird hierbei Rohbenzin eingesetzt, das zunächst ein Crackverfahren durchläuft, bei dem kurzkettige Olefine entstehen. Diese Produkte können dann mit entsprechenden Verfahren zu unterschiedlichen synthetischen Ölen weiterverarbeitet werden: ™ Synthetische Kohlenwasserstoffe PAO (Poly-D-Olefine) und PIB (Poly-iso-Butene) ™ Synthetische Ester ™ Polyglykole. Für Motoröle kommen überwiegend PAO’s, teilweise auch synthetische Ester als Basisflüssigkeit zum Einsatz. Die synthetischen Kohlenwasserstoffe haben auf Grund ihrer maßgeschneiderten Molekülstruktur einen sehr hohen natürlichen Viskositätsindex, ein sehr gutes Tieftemperaturverhalten sowie einen geringen Verdampfungsverlust und eine gute Alterungsstabilität. Die unterschiedlichen Herstellungsprozesse der Grundöle für die Anwendung in Kraftfahrzeugen sind in dem nachfolgend stark vereinfachten Schema zusammengefasst, Bild 13.14.

13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren

367

Bild 13.14: Grundöle für Kfz-Anwendungen [7]

13.2.7 Additive Die vielfältigen und hohen Anforderungen, die an Motoröle gestellt werden, können nicht ausschließlich über das Grundöl abgedeckt werden. Vor diesem Hintergrund werden dem Motoröl Additive zugegeben, deren Aufgabe es ist, die Leistungsfähigkeit des fertigen Motoröls zu verbessern. Bei den Additiven wird grob zwischen oberflächen- bzw. grenzflächenaktiven Substanzen und denen, die die Grundöleigenschaften verbessern, unterschieden. Die oberflächen/grenzflächenaktiven Additive besitzen einen oleophilen und einen polaren Teil. Der oleophile Teil ist für die Löslichkeit im Grundöl verantwortlich und der polare Teil enthält die jeweiligen Wirkkomponenten, die sich an Oberflächen anlagern. Es werden organische (aschefrei) oder metallorganische (aschebildend) Komponenten eingesetzt, Bild 13.15. Auch die Grundöleigenschaften können über Additivkomponenten verbessert werden, in dem diese das Temperatur-Viskositätsverhalten und das Tieftemperaturverhalten sowie die Elastomerverträglichkeit günstig beeinflussen. Darüber hinaus sorgen Additivkomponenten für einen ausreichenden Alterungsschutz des Motoröls, der insbesondere bei verlängerten Ölwechselintervallen und sehr hoher thermischer Belastung von Bedeutung ist. Der Einsatz von Schauminhibitoren verringert die Schaumbildung des Motoröls, da diese die Ölalterung beschleunigt sowie die Viskosität und Kompressibilität verändert. Dadurch wird die Leistungsfähigkeit des Motoröls beeinträchtigt (hydraulische Steuervorgänge, Fördervolumen / Ölpumpe), Bild 13.16.

368

13 Betriebsstoffe

Additiv-Typ

Typische Komponentengruppe

Funktion

Detergent

Sulfonate, Carbamate

Verhinderung von lack- und kohlehaltigen Ablagerungen, insbesondere im Bereich der Kolbenringzone (keep clean / clean up / Peptisierung)

Dispersant

Phenolate, PolyisobutenylBernsteinsäure-Derivate, Phosphate

Verhinderung von Schlammbildung und -Ablagerungen durch Solubilisierung und Peptisierung

Extrem Presure / Antiwear

Zinkdithiophosphate, Phospor-, Schwefelverbindungen

Verhinderung von Verschleiß bei extremer Belastung und hohem Temperaturniveau durch Aufbau einer Schutzschicht an der Oberfläche der Gleitpartner

Friction Modifier

Synthetische Ester, Phosphonate

Verringerung des Reibungskoeffizienten, insbesondere bei Mischreibung von Gleitpartnern durch Bildung einer Schutzschicht

Korrosions-/ Rostschutz

Sulfonate, Fettsäureamide

Schutz vor korrosivem Angriff durch Sauerstoff und Wasser (Säuren) durch Aufbau einer Barriere an den Metalloberflächen

Metalldesaktivatoren

Benzotriazole, Thiadiazole

Verhindert das Übertreten von katalytisch wirksamen Metallionen ins Motoröl durch Bildung eines passivierenden Schutzfilms auf der Oberfläche

Neutralisation von sauren Verbrennungsrückständen

Bild 13.15: Oberflächen-/grenzflächenaktive Additive

Additiv-Typ

Typische Komponentengruppe

Funktion / Wirkung

ViskositätsindexVerbesserer (VI)

Polymethacrylate PMA, Olefin-Copolymere OCP, Styrol/Dien-Copolymere

Verbesserung des Viskositäts-Temperaturverhaltens durch eindickende Wirkung bei hohen Temperaturen

Pour-Point-Erniedriger

Polymethacrylate PMA, alkylierte Naphthaline

Verbesserung des Tieftemperaturverhaltens durch Verhinderung des Zusammenwachsens der Paraffinkristale bei niedrigen Temperaturen

Seal swell agents

Ester Aromaten Ketone

Verhindern das Schrumpfen von Dichtungen durch Einlagerung der Additive ins Elastomer

Antioxidantien

Phenolische Inhibitoren, Aminische Inhibitoren

Verzögerung des Ölalterungsprozesses durch Inhibierung von Radikalreaktionen

Schauminhibitoren

Silikonöle

Reduzierung der Schaumbildung durch Erhöhung der Oberflächenspannung des Motoröls

Bild 13.16: Additive, die die Grundöleigenschaften verbessern

Die Auswahl und Dosierung der Additive muss sehr sorgfältig vorgenommen werden, da die Komponenten teilweise an den metallischen Oberflächen konkurrieren und sich so in ihrer Wirksamkeit beeinträchtigen können. Die Multifunktionsadditivpakete müssen, entsprechend dem geforderten Leistungsprofil, ihre Wirksamkeit in umfangreichen Testreihen unter Beweis stellen.

13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren

369

13.2.8 Leistungsklassen von Motorölen In den USA wurden schon 1925 Leistungskriterien für Motoröle durch die API-Klassifikationen (American Petroleum Institute) festgelegt. Obwohl die Testkriterien auf den nordamerikanischen Markt ausgerichtet waren, hatte die API-Klassifikation über Jahrzehnte weltweite Bedeutung. Daneben hatten auch die MIL-L-Spezifikationen (US Military Lubricants Specifiction) eine gewisse Bedeutung für Motoröle. In den 1970er Jahren wurden dann für Europa in den CCMC-Spezifikationen (Comitơe des Constructeurs d’Automobiles du Marchơ Commun) Testkriterien speziell für die europäischen Anforderungen entwickelt und eingeführt. Diese Spezifikationen wurden 1996 durch die ACEA-Spezifikationen (Association des Constructeurs Europơens d’Automobiles) abgelöst, die bis heute in Europa gültig sind. Die hier geforderten motorischen Tests werden in Zusammenarbeit zwischen der Automobil-, Additiv- und Ölindustrie im CEC (Coordinating European Council for the Development of Performance Tests for Transportation Fuels, Lubes and other Fluids) entwickelt und nach dem Regelwerk des Europäischen Qualitätsmanagement-Systems EELQMS für Motoröle (European Engine Lubricant Quality Management System) durchgeführt und registriert. Zunehmend fordern die europäischen Fahrzeughersteller Leistungsnachweise für Motoröle in so genannten in-house Testprozeduren gemäß eigener Zulassungskriterien, unter anderem für Motoröle für verlängerte bzw. flexible Ölwechselintervalle und sonstigen speziellen Eigenschaften mit teilweise namentlicher Freigabe der Produkte. Im Wesentlichen werden in den Spezifikationen, Klassifikationen sowie den Betriebsstoffvorschriften der Fahrzeughersteller Motoröl-Kenndaten wie die SAE-Viskositätsklassen, HTHS-Viskosität, Scherstabilität und Dichtungsverträglichkeit festgelegt sowie motorische Leistungskriterien wie Kolben-/Motorsauberkeit, Ventiltrieb-/Zylinder-/Lagerverschleiß, Öloxidation, Öleindickung, Ölverbrauch und Kraftstoffminderverbrauchseigenschaften. Die unterschiedlichen Leistungsklassen definieren Prüfprozeduren für Motoröle in PkwOtto- und Dieselmotoren sowie in schweren Nutzfahrzeugmotoren. Im Weiteren soll hier detailiert auf die aktuellen ACEA-Spezifikationen, API-Klassifikationen und Herstellervorschriften eingegangen werden, die für Pkw-Ottomotoren relevant sind. ACEA-Spezifikationen Bild 13.17 gibt einen Gesamtüberblick der bisherigen ACEA-Spezifikationen hinsichtlich der Einsatzbereiche sowie eine Zuordnung der jeweiligen Öltypen zu den Klassen. Premium-Leichtlauf-Motoröle weisen teilweise, gemäß den ACEA-Anforderungen, eine abgesengte HTHS-Viskosität auf und dürfen nur in für diesen Öltyp freigegebenen Aggregaten eingesetzt werden. Hier sind unbedingt die jeweiligen Herstellervorschriften zu beachten. LOW- bzw. MID-SAPS-Motoröle (Sulphated Ash, Phosphorus, Sulphur) sind aschearme Motoröle, die besonders für Abgasnachbehandlungssysteme mit DPF (Diesel Partikel Filter) geeignet sind.

370

13 Betriebsstoffe

ACEA

Status

A1

aktuell

Einsatzbereich

Öltyp

A2

2004 zurückgezogen

A3

aktuell

Premium-Motoröle

A5

aktuell

Premium-Leichtlauf-Motoröle

Leichtlauf-Motoröle Standard-Motoröle Pkw-Ottomotoren

B1

aktuell

Leichtlauf-Motoröle

B2

2004 zurückgezogen

Standard-Motoröle

B3

aktuell

Premium Motoröle

B4

aktuell

Premium-Motoröl

B5

aktuell

C1

aktuell

Pkw- und leichte NfzDieselmotoren

Premium-Leichtlauf-MotoröleI Low SAPS-Motoröl

C2

aktuell

Low SAPS-Motoröl

C3

aktuell

Low SAPS-Motoröl

E1

2001 ausgelaufen

E2

aktuell

Standard Motoröl

E3

2004 zurückgezogen

Premium Motoröl

E4

aktuell

E5

2004 zurückgezogen

Standard Motoröl

Schwere Nfz-Dieselmotoren

Premium-Motoröl Standard/Premium-Motoröl

E6

aktuell

Premium-Motoröl

E7

aktuell

Premium

Bild 13.17: Gesamtübersicht ACEA-Spezifikationen

Die ACEA European Oil Sequences (Stand 2002) wurden mittlerweile überarbeitet und im Oktober 2004 neu veröffentlicht. Hierbei sind unter anderem die ACEA-Kategorien A und B für Pkw-Otto- und leichte Dieselmotoren zusammengelegt worden, Bild 13.18.

ACEA

Anforderungen

A1 / B1 – 04

Mehrbereichsmotoreöl XW-20, XW-30 und XW-40 für Benzin- und leichte Dieselmotoren. Geeignet für die Verwendung reibungsarmer, niedrigviskoser Öle mit einer HTHS-Viskosität von 2,6 bis 3,5 mPa ˜ s bei 150 °C. Diese Öle sind nicht für alle Motortypen geeignet. Einsatz nur bei entsprechender Herstellerfreigabe

A3 / B3 – 04

Scherstabile, stay-in grade Motoröle für Benzin und leichte Dieselmotoren mit hoher Leistung und mit / ohne verlängerte Ölwechselintervalle, wenn diese vom Hersteller vorgeschrieben sind. HTHS-Viskosität > 3,5 mPa ˜ s bei 150 °C. Niedrigviskose Ganzjahresöle für erschwerte Betriebsbedingungen nach Herstellervorschrift.

A3 / B4 – 04

Scherstabile, stay-in grade Motoröle für Benzin- und DI Dieselmotoren mit hoher Leistung. Auch für den Einsatz geeignet, der unter B3 beschrieben ist. HTHS-Viskosität > 3,5 mPa ˜ s bei 150 °C.

A5 / B5 – 04

Scherstabile, stay-in grade Motoröle für verlängerte Ölwechselintervalle in Benzin- und leichte Dieselmotoren mit hoher Leistung, die geeignet sind, reibungsarme und niedrigviskose Öle mit einer HTHS-Viskosität von 2,9 bis 3,5 mPa ˜ s bei 150 °C zu verwenden. Diese Öle sind nicht für alle Motortypen geeignet. Einsatz nur bei entsprechender Herstellerfreigabe

Bild 13.18: ACEA Spezifikationen für Otto und Dieselmotoren (Stand 2004) [9]

13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren

371

Die ACEA-Spezifikationen werden von den europäischen Kfz-Herstellern als Basisvoraussetzung verlangt. Darüber hinaus müssen dann teilweise verschärfte und weiterführende Tests für eine spezifische Herstellerfreigabe durchgeführt werden. API-Klassifikationen Die API-Klassifikationen unterscheiden zwischen den Kategorien S (Service Fill) für Ottomotoren und C (Commercial) für Dieselmotoren. Das folgende Bild 13.19 gibt einen Gesamtüberblick der einzelnen Kategorien. Ottomotoren (S = Service Fill)

Dieselmotoren (C = Commercial)

Kategorie

Status

Einführungsjahr

Kategorie

Status

Einführungsjahr

SM

gültig

2004

CI-4 PLUS

gültig

2005

SL

gültig

2001

CI-4

gültig

2002

SJ

gültig

1997

CH-4

gültig

1998

SH

1994

CG-4

gültig

1995

SG

1989

CF-4

gültig

1990

SF

1980

CF-2

gültig

1994

1972

CF

gültig

1968

CE

SC

1964

CD-II

1985

SB

1930

CD

1955

SA

1925

CC

SE

1994

obsolete SD

1985

obsolete 1961

CB

1994

CA

40er Jahre

Bild 13.19: Gesamtübersicht API-Klassifikationen

Die derzeit gültigen API-Klassifikationen für Ottomotoren basieren überwiegend auf Test-Sequenzen mit US-amerikanischen Motortechnologien und Fahrprofilen, Bild 13.20. Seit der Einführung der SH-Kategorie müssen die jeweiligen Prüfläufe gemäß dem CMA Code of Practice (Chemical Manufacturers Association) angemeldet und registriert werden. API

Anforderungen

SJ

Entspricht API SH mit zusätzlichen Anforderungen hinsichtlich Hochtemperaturablagerungen sowie Verdampfungsverlust. Strengere read-across Regeln bei der Austauschbarkeit von unterschiedlichen Basisflüssigkeiten.

SL

Entsprich API SJ mit verschärften Anforderungen an die Hochtemperaturbeständigkeit, Verdampfungsverlust sowie den Verschleißschutz

SM

Entspricht API SL mit verschärften Anforderungen an den Verschleiß-, Korrosionsschutz und das Alterungsverhalten. Begrenzung von Phosphor und Schwefelgehalten im Motoröl

Bild 13.20: Aktuelle API-Klassifikationen für Ottomotoren

372

13 Betriebsstoffe

Hersteller

Spezifikation

Einsatzbereich / Anforderungen

BMW

Longlife-01

spez. Ottomotoren ab Bj. 2001 mit flexiblen Ölwechselintervallen HTHS > 3.5 mPa ˜ s ACEA A3 + in-house Tests mit erhöhten Anforderungen an Verschleiß, Gasgehalt im Öl, Schlamm, Viskositätsanstieg, Abrieb

Longlife-01 FE

spez. Ottomotoren ab Bj. 2001 mit flexiblen Ölwechselintervallen HTHS > 3.5 mPa ˜ s ACEA A3 + in-house Tests mit erhöhten Anforderungen an Verschleiß, Gasgehalt im Öl, Schlamm, Viskositätsanstieg, Abrieb, spez. Kraftstoffminderverbrauchstest

Longlife-04

spez. Ottomotoren ab Bj. 2004 mit flexiblen Ölwechselintervallen HTHS > 3,5 mPa ˜ s ACEA A3 + in-house Tests mit erhöhten Anforderungen an Verschleiß, Gasgehalt im Öl, Schlamm, Viskositätsanstieg, Abrieb

MB

Blatt 229.1

Ottomotoren HTHS > 3,5 mPa ˜ s ACEA A2/A3 + spezifische Anforderungen an Schlamm

Blatt 229.3

Ottomotoren – flexible Ölwechselintervalle 15.000 bis 20.000 km je nach Motorölqualität HTHS > 3,5 mPa ˜ s ACEA A3 + spezifische Anforderungen an Schlamm, Kraftstoffminderverbrauch, Dichtungsverträglichkeit

Blatt 229.5

Ottomotoren - flexible Ölwechselintervalle bis 30 000km HTHS > 3,5 mPa ˜ s ACEA A3 + spezifischen Anforderungen im M111E Schlammtest, Kraftstoffminderverbrauch, Dichtungsverträglichkeit

Opel

GM-LL-A-025

Ottomotoren mit flexiblen Ölwechselintervall bis 30.000 km HTHS > 3,5 mPa ˜ s ACEA A3 + in-house Teste mit verschärften Anforderungen an Oxidationstabilität, Verschleiß, Luftabscheidvermögen, Kraftstoffminderverbrauch

VW

Norm 502 00

Ottomotoren mit 15.000km Ölwechselintervallen

AUDI

HTHS > 3,5 mPa ˜ s

SEAT

Spezifische Teste mit erhöhten Anforderungen an: Verschleiß, Schlamm, Dichtungsverträglichkeit

SKODA Norm 503 00

Ottomotoren mit Wartungsintervallverlängerung (WIV) Leichtlauföle, HTHS 2,9 bis 3.4 mPa ˜ s Spezifische Teste mit erhöhten Anforderungen an: Schlamm, Oxidationsstabilität, Fuel Economy, Verschleiß, Dichtungsverträglichkeit

Norm 503 01

Ottomotoren mit Wartungsintervallverlängerung (WIV) Leichtlauföle, HTHS > 3,5 mPa ˜ s spezifische Teste mit erhöhten Anforderungen an: Schlamm, Oxidationsstabilität, Fuel Economy, Verschleiß, Dichtungsverträglichkeit

Norm 504 00

Ottomotoren mit Wartungsintervallverlängerung (WIV) MID SAPS Motoröl, HTHS min. 3,5 spezifische Testanforderungen an: Schlamm, Oxidationsstabilität, Fuel Economy, Verschleiß, Dichtungsverträglichkeit

Bild 13.21: Hersteller-Spezifikationen von Ottomotoröle

13.2 Schmierstoffe für Ottomotoren

373

Die API-Klassifikationen haben in Europa an Bedeutung verloren, da diese auf Grund der spezifischen Anforderungen der europäischen Fahrzeugtechnologien, Fahrprofile sowie Betriebsbedingungen in Gänze nicht abdecken können, werden aber teilweise noch von einigen europäischen Fahrzeugherstellern in den Betriebsstoffvorschriften genannt.

13.2.9 Betriebsstoffvorschriften der Pkw-Hersteller Die Betriebsstoffvorschriften der einzelnen Fahrzeughersteller und deren Anforderungen sind ganz speziell auf die jeweiligen Motortechnologien und Anwendungsfälle abgestimmt. Hierbei spielen zunehmend die thermische Belastung der Aggregate, verlängerte Ölwechselintervalle, Kraftstoffminderverbräuche sowie die Auswirkung des Motoröls auf das Abgasnachbehandlungssystem eine wesentliche Rolle. Die hier gestellten Anforderungen übertreffen in der Regel die der ACEA-Spezifikationen und API-Klassifikationen. Bild 13.21 gibt einen allgemeinen Überblick über die aktuellen Motoröl-Spezifikationen einiger Fahrzeughersteller für den Einsatz in Ottomotoren mit und ohne Direkteinspritzung. Einhergehend mit der Weiterentwicklung der Motor- und Schmierstofftechnologien müssen auch die Motorölspezifikationen entsprechend angepasst werden. So ist es nicht auszuschließen, dass zukünftig auch eigene Leistungsklassen für Ottomotoren mit Direkteinspritzung eingeführt werden. Hierbei ist auf die Katalysatorverträglichkeit sowie auf die Ablagerungsbildung im Ansaugtrakt und besonders auf die Einlassventilsauberkeit zu achten, da beim Ottomotor mit Benzin-Direkteinspritzung reinigende Kraftstoffadditive im Bereich der Einlassventile nicht wirksam sind. Dies erfordert eine sorgfältige Abstimmung der Grundöle und der Additive bzw. der Additivdosierung des Motoröls. Darüber hinaus müssen weitere Anforderungen an die Verschleißsicherheit auch im Falle lokaler Ölverdünnung, die Reibungsverminderung, das Schmutzaufnahmevermögen, die Neutralisation des NOx-Eintrags sowie verlängerte Ölwechselintervalle berücksichtigt werden.

13.2.10 Ausblick Der Ottomotor mit Direkteinspritzung hat das Potenzial zur Kraftstoffeinsparung, das durch den Einsatz von qualitativ hochwertigen und leistungsstarken Leichtlaufmotorölen weiter ausgebaut werden kann. Das Konstruktionselement Motoröl leistet auch hier einen entscheidenden Beitrag, um den Kunden letztendlich eine umweltfreundliche und leistungsstarke Motorentechnologie anbieten zu können.

374

13 Betriebsstoffe

Literatur [1] [2] [3] [4] [5] [6] [7] [8] [9]

Deutsche BP AG: Das Buch vom Erdöl, 1989 Mineralöl-Wirtschaftsverband: MWV-Jahresbericht/Mineralöl-Zahlen 2005. Hamburg: MWV, 2006 ARAL AG: Ottokraftstoffe – Anforderungen, Qualitäten, Perspektiven. Bochum: ARAL AG, 2000 ACEA: World Wide Fuel Charter 2002. Brüssel: ACEA, 2002 van Basshuysen; Schäfer: Handbuch Verbrennungsmotor, 4. Auflage. Wiesbaden: Vieweg Verlag, 2007 Castrol: Schmierstoffwissen, Grundwissen Motorenöl. www.bp.com Aral: Schmierstoffe, Grundlagen. Fachreihe Forschung und Technik, 1997 Aral: Archiv ACEA: ACEA European Oil Sequences. www.acea.be 2004

375

14 Motorkonzepte

14.1 Serienkonzepte 14.1.1 Geschichte Aus den Erfahrungen des Flugzeugmotorbaus, wo die Benzin-Direkteinspritzung schon seit den 1920er Jahren zum Einsatz kam, entwickelten die Firmen Gutbrod und Goliath im Zusammenarbeit mit Bosch Zweitaktmotoren mit Direkteinspritzung, die in den Serienfahrzeugen Gutbrod Superior und Goliath GP 700 zum Einsatz kamen. Beide Fahrzeuge verwendeten einen unter der Leitung von Hans Scherenberg seit 1949 entwickelten 2 Zylinder-Zweitaktmotor mit 600 cm3 und 26 PS. Die Motoren waren mit einer modifizierten Dieseleinspritzanlage von Bosch ausgerüstet. Damit hatten die Fahrzeuge sehr gute Fahrleistungen und einen günstigen Benzinverbrauch, der ca. 30% günstiger als bei der Vergaservariante war. Vor dem Hintergrund der positiven Ergebnisse, die mit der Benzin-Direkteinspritzung bei Zweitaktmotoren erzielt wurden, wurde Anfang 1952 bei Daimler-Benz mit der Entwicklung einer Benzin-Direkteinspritzung für einen 3,0-Liter-Pkw-Motor begonnen. Bereits Ende 1952 lagen so positive Ergebnisse vor, dass mit der Fahrzeugerprobung dieses Motorkonzepts gestartet werden konnte. Nach erfolgreicher Serienentwicklung wurde der mit dem 3,0-Liter-Einspritzmotor (W198) ausgerüstete Daimler-Benz 300 SL Sportwagen ab dem Sommer 1954 in Serie produziert, Bild 14.1. Bild 14.2 zeigt einen Schnitt durch den Reihensechszylindermotor des 300 SL [1].

Bild 14.1: Mercedes-Benz 300 SL

376

14 Motorkonzepte

Bild 14.2: Mercedes 300 SL, Brennraum des Serienmotors [1]

Technische Daten des W198: Bauart

Reihensechszylinder mit Direkteinspritzung

Hubraum

2996 cm3

Bohrung x Hub

85 mm x 88 mm

Leistung

215 PS bei 5800 min–1

Drehmoment

280 Nm bei 4600 min–1

Verdichtungsverhältnis

8,55 : 1

Gemischaufbereitung

Direkteinspritzung, mechanisch geregelt; Sechsstempel-Einspritzpumpe

Einspritzdruck

45 bar

Ventile

hängend, 2 je Zylinder, obenliegende Nockenwelle, Antrieb durch Duplex-Rollenkette

Schmierung

Trockensumpfschmierung

Der für die Gemischregelung verwendete Klappenstutzen, die in Reihenbauart mit Leckölsperre ausgerüstete Sechsstempeleinspritzpumpe sowie die nach außen öffnenden Einspritzdüsen ohne Leckleitung wurden von der Firma Bosch geliefert und unterschieden sich jeweils in ihrem prinzipiellen Aufbau nicht oder nicht wesentlich von den Komponenten, die bei den genannten Zweitaktmotoren verwendetet wurden. Zur Anpassung des Luft-Kraftstoffgemisches in der Höhe (Passfahrten) wurde der Regler der Einspritzpumpe allerdings mit einer Barometerdose versehen. Der Abspritzdruck der Einspritzdüsen betrug ca. 45 bar. Trotz einer erheblichen Verringerung des Kraftstoffverbrauchs durch die Direkteinspritzung konnte die maximale Leistung des Motors um ca. 10% gesteigert werden. Besonders hervorzuheben ist bei diesem Motorkonzept die hohe Elastizität auch bei sehr niedrigen Motordrehzahlen sowie ein direktes und verzögerungsfreies Ansprechen des Motors auf Laständerungen.

14.1 Serienkonzepte

377

Insbesondere vor dem Hintergrund der verhältnismäßig niedrigen Kraftstoffpreise und der Entwicklung der Einspritztechnik in Richtung Saugrohreinspritzung sind die Entwicklungsaktivitäten auf dem Gebiet der Benzin-Direkteinspritzung in den 1960er und 1970er Jahren praktisch vollständig zum Erliegen gekommen.

14.1.2 Konzepte mit Schichtladung: wand- und luftgeführte Brennverfahren Erst durch die Entwicklung von Common-Rail-Einspritzsystemen und modernen, leistungsfähigen Motorsteuerungen, die viele Variationsmöglichkeiten zur Beeinflussung und Anpassung der Einspritzung bieten, wurde die Benzin-Direkteinspritzung wieder für viele Fahrzeughersteller interessant. Ein erster Vertreter der modernen Generation war der von Mitsubishi auf der IAA 1995 vorgestellte GDI-Motor (Gasoline Direct Injection) mit Benzin-Direkteinspritzung, Bild 14.3. Markteinführung war 1996 in Japan und 1997 in Europa. Das Abgas wurde mittels selektivem, kontinuierlich arbeitendem Reduktionskatalysator mit Iridiumbeschichtung und 3-Wege-Katalysator gereinigt. Die NOx-Konvertierungsrate betrug nur ca. 60%.

Bild 14.3: Prinzip des Mitsubishi GDI

Technische Daten: Hubraum

1,8 Liter

Leistung

90 kW/ 122 PS bei 5500 min–1

Zylinderanzahl

4 (16 Ventile) 5 Gang Schaltgetriebe

Einspritzsystem

Benzin Direkteinspritzung (GDI)

Höchstgeschwindigkeit

200 km/h

0 bis 100 km/h

10,4 s

Verbrauch

ca. 8,5 bis 9 Liter auf 100 km

378

14 Motorkonzepte

Im Gegensatz zum Mercedes 300 SL, bei dem die Direkteinspritzung vorrangig zur Leistungssteigerung eingesetzt wurde, steht bei den Direkteinspritzungskonzepten mit Ladungschichtung die Reduktion des Kraftstoffverbrauchs im Mittelpunkt. Der MitsubishiMotor verwendet ein sogenanntes wandgeführtes Verfahren, bei dem der Kraftstoff durch eine spezielle Kolbenmulde unterstützt durch einen so genannten Reverse-Tumble zur Zündkerze hin geleitet wird, Bild 14.3. Im unteren Last- und Drehzahlbereich kann somit eine Schichtung der Zylinderladung erreicht werden, wobei im Bereich der Zündkerze ein zündfähiges Luft-Kraftstoffgemisch vorhanden ist, während sich im Zylinderrandbereich lediglich Luft befindet. Durch das global magere Gemisch können der Ladungswechsel entdrosselt und die Ladungswechselverluste verringert werden. Somit sind in der Praxis Kraftstoffverbrauchseinsparungen von bis zu 10% möglich. Zur Abgasreinigung kommt ein selektiv, kontinuierlich arbeitender Reduktionskatalysator mit Iridiumbeschichtung zum Einsatz. Dieser Katalysator ist mit einem herkömmlichen Dreiwege-Katalysator zu einem sogenannten Tandemkat zusammengefasst. Aufgrund der geringen Temperaturbeständigkeit ist der Katalysator in Unterbodenlage montiert. Mit diesem Katalysatorprinzip wird allerdings nur eine NOx-Konvertierungsrate von 60% erreicht. Toyota hatte im Jahre 1996 auf dem japanischen Markt einen Motor mit Schichtladung unter der Bezeichnung D4 eingeführt. Wie beim Mitsubishi handelte es sich um ein wandgeführtes Verfahren, bei dem jedoch statt einer Tumble- eine Drallströmung zur Unterstützung der Gemischbildung verwendet wurde. Der Kolben besaß eine asymmetrische, tellerförmige Mulde, in die der Injektor im Schichtbetrieb einspritzte. Letzterer war wie beim Mitsubishi unter den Entlassventilen angeordnet. Die für die Schichtung notwendige Drallströmung wurde mit Hilfe eines tangential in den Brennraum mündenden Drallkanals erzeugt. Der zweite Einlasskanal, der sogenannte Füllungskanal, wurde dabei verschlossen. Zur Abgasreinigung kamen zwei motornahe Vorkatalysatoren sowie ein am Unterboden montierter NOx-Speicherkatalysator. Somit wurde eine NOx-Konvertierungsrate von über 90% erreicht. Zur Regeneration des Speicherkatalysators musste allerdings häufig auf ein fettes Gemisch umgestellt werden, so dass sich dadurch Verbrauchsnachteile ergaben. Die Einführung in Europa und den USA wurde hauptsächlich durch die ungenügende Abgasreinigung verhindert. Als dritter Hersteller brachte Nissan 1998 einen Motor mit Direkteinspritzung auf den Markt. Es handelte sich um einen V6-Motor mit Schichtladung nach dem wandgeführten Verfahren. Wie Toyota verwendete Nissan eine Drallunterstützung zur Ladungsschichtung. Die etwas flachere unsymmetrische Kolbenmulde sollte Schwankungen in der Luftströmung verringern. Ein so genannter Casting Net Injector, der unterhalb der Einlassventile eingebaut war, erzeugte ein asymmetrisches Kraftstoffspray um einen gleichmäßigen Wandfilm auf dem Kolbenboden zu generieren, der leicht verdampfen konnte. Zur Abgasreinigung kam ein Dreiwege-Unterbodenkatalysator zum Einsatz. Die japanischen NOx-Abgasgrenzwerte wurden nur im Neuzustand erreicht. Aus Emissionsgründen war eine Einführung in Europa und den USA nicht möglich.

14.1 Serienkonzepte

379

Im Jahr 2000 brachte PSA Peugeot Citroën (Peugeot Société Anonyme) im Peugeot 406 und im Citroen C5 einen Motor mit Direkteinspritzung mit der Bezeichnung 2,0 HPI (HighPressure Direct-Injection) auf den Markt. Der Motor basierte im Wesentlichen auf dem Mitsubishi GDI-Motor und verwendete ebenfalls ein wandgeführtes durch einen ReverseTumble unterstütztes Verfahren. Der Motor mit 1997 cm3 Hubraum leistete 103 kW und war laut PSA 10% sparsamer als die Saugrohrvariante, dabei aber drehmomentstärker und schadstoffärmer. Der Einspritzdruck der Kraftstoffhochdruckeinspritzung lag zwischen 30 und 100 bar. Im Gegensatz zu Mitsubishi kam bei PSA allerdings neben zwei kleinen Vorkatalysatoren eine Kombination aus Dreiwege-Katalysator und NOx-Speicherkatalysator zum Einsatz. Letzterer musste alle 60 Sekunden für 3 Sekunden im fetten Betrieb regeneriert werden. Im selben Jahr kam ein weiterer Motor mit wandgeführtem Schichtladeverfahren auf den Markt: der VW FSI (Fuel Stratified Injection) im Lupo, Bild 14.4. Es handelte sich um eine Weiterentwicklung des MPI-Motors EA111 mit 1,4 Litern Hubraum und 74 kW. Mit der Direkteinspritzung konnte die Leistung auf 77 kW erhöht werden. Bei dem FSI-Verfahren handelte es sich um ein wandgeführtes Verfahren mit Luftunterstützung. Der Kolben verfügte einlassseitig über eine Kraftstoffmulde und auslassseitig über ein Strömungsmulde, die die Luft in die gewünschte Richtung umlenkte [2]. Die Einlasskanäle wurden als Füllungskanäle ausgelegt, konnten aber wahlweise im unteren Kanalquerschnitt mit einer Strömungsklappe verschlossen werden, so dass sich eine starke Tumbleströmung ausbildete, die die Gemischbildung unterstützte. Das Hochdruckeinspritzventil mit einem Strahlwinkel von 70° und einem Strahlneigungswinkel von 20° war unterhalb der Einlasskanäle positioniert. Die Zündkerze war wie beim Basismotor zentral angeordnet.

Bild 14.4: Lupo FSI [2]

380

14 Motorkonzepte

Durch die Kraftstoffinnenkühlung konnte das Verdichtungsverhältnis von 10,5 beim Basismotor auf 12 angehoben werden. Der Verbrauchsvorteil durch die Verdichtungserhöhung betrug ca. 2,3%. Im Schichtmodus wurde der Motor nahezu entdrosselt betrieben (psaug > 900 mbar) und erreichte dadurch Luftverhältniszahlen von 1,8 bis 3. Die Verbrauchsvorteile im mageren Schichtbetrieb waren betriebspunktabhängig und betrugen nach VW-Angaben 10% in der mittleren Teillast und erreichten bis zu 44% im Leerlauf. Die intensive Ladungsbewegung des FSI-Motors führte außerdem zu einer sehr guten AGR-Verträglichkeit. So konnten im Homogenbetrieb bis zu 25% AGR-Rate eingestellt werden, ohne einen nennenswerten Anstieg der HC-Emissionen zu verzeichnen. Dies führte zu einer weiteren Verbrauchseinsparung. Obwohl bei der Einführung des Lupo FSI noch die Euro III Gesetzgebung gültig war, erreichte der Motor bereits die strengeren Euro IV Werte. Dazu kam ein motornaher kleinvolumiger Vorkatalysator mit Dreiwege-Beschichtung, kombiniert mit einem am Unterboden angeordneten NOx-Speicherkatalysator, zum Einsatz. Als erster Fahrzeughersteller weltweit hatte VW einen dem NOx-Katalysator nachgeschalteten NOx-Sensor verwendet, um eine optimale Konvertierung der Stickoxide zu erreichen. Technische Daten VW FSI: Hubraum

1390 cm3

Zylinderzahl

4

Verdichtung

12 : 1

Leistung

77 kW bei 6200 min–1

Drehmoment

130 Nm bei 4250 min–1

Abgasrückführung

elektrische AGR-Ventil mit zentraler Einleitung

Nockenwellenverstellung

Einlassnockenwelle mit 40° Verstellbereich

Motorsteuerung

Bosch MED7

Zündung

Einzelfunkenspule

Zylinderinnenströmung

schaltbares Tumbleklappensystem

In der Folgezeit wurden die FSI-Motoren in den weiteren Hubraumgrößen mit 1,6 l, mit 2,0 l und mit 3,2 l in anderen VW-Modellen (Golf, Passat) angeboten. Die heutigen FSIMotoren fahren allerdings nur noch im Homogenmodus und verzichten vollständig auf den Schichtbetrieb, so wie es auch bei allen aufgeladenen FSI-Motoren der Fall ist. Im Jahr 2002 brachte die Konzerntochter Audi ebenfalls einen Motor mit Direkteinspritzung mit der Bezeichnung FSI auf den Markt. Im Vergleich zur VW-Version erfuhr dieser aber eine komplette Überarbeitung des Vierventil-Aluminium-Zylinderkopfes und der Kolbengeometrie, weil es sich hier um ein rein luftgeführtes Verfahren handelte, Bild 14.5. Über eine stufenlos verstellbare Ladungsbewegungsklappe wurde eine starke Tumbleströmung erzeugt und durch die Kolbenmulde so umgelenkt, dass der eingespritzte Kraftstoff durch die Luftströmung zur Zündkerze hin transportiert wurde.

14.1 Serienkonzepte

381

Bild 14.5: Luftgeführtes FSI-Konzept von Audi [3]

Technische Daten Audi FSI: Bauart

4-Zylinder-Reihenmotor mit Direkteinspritzung

Hubraum

1984 cm3

Bohrung x Hub

82,5 mm x 92,8 mm

Ventile pro Zylinder

4

Nockenwellen

2

Nennleistung

110 kW bei 6000 min–1

Max. Drehmoment

200 Nm bei 3250 bis 4250 min–1

Emissionsstufe

Euro 4

CO2-Emission

170 g/km

Der Kraftstoff wurde mittels einer bedarfsgeregelten Hochdruckpumpe der Firma Bosch Typ HDP2 zu den Hochdruckventilen gefördert. Der Kraftstoff wurde unter einem flachen Winkel von 22,5° in den Brennraum eingespritzt; dadurch wurde der Kontakt mit dem Kolbenboden vermieden. Zur Reinigung des Abgases besaß der Motor von Audi zwei Katalysatoren. Neben dem motornahen Dreiwege-Katalysator befand sich am Unterboden ein zusätzlicher NOxSpeicherkatalysator, der wie der VW-Motor einen NOx-Sensor am Katalysatorausgang besaß. Der Speicherkatalysator war kennfeld- und temperaturgesteuert. Im selben Jahr debütierte Alfa Romeo im Typ 156 mit dem JTS (Jet Thrust Stoichiometric) genannten Zweiliter-Vierzylinder-Direkteinspritzmotor. Die Injektoren befinden sich unterhalb der Einspritzkanäle, die als reine Füllungskanäle ausgelegt sind und keine Beeinflussung der Ladungsbewegung zulassen. Wie bei den meisten bisherigen Verfah-

382

14 Motorkonzepte

ren handelt es sich bei Alfa Romeo um ein wandgeführtes Verfahren. Der Kolben weist eine kleine zur Auslassseite hin verschobene Mulde auf, um den Kraftstoff zur Zündkerze zu lenken. Das Verfahren wurde hauptsächlich auf hohe Drehmoment- und Leistungswerte ausgelegt und übertrifft den entsprechenden Saugmotor um ca. 10%. Die Ladungsschichtung findet nur in einem kleinen Kennfeldbereich unterhalb 2000 min–1 und 4 bar effektiven Mitteldruck statt. Die Euro IV Emissionsgrenzwerte können ohne spezielle NOx-Abgasnachbehandlung durch sehr hohe Abgasrückführraten eingehalten werden. Technische Daten Alfa Romeo JTS: Bauart

Reihe

Zylinderzahl

4

Hubraum

1970 cm3

Leistung

121 kW (165 PS) bei 6400 min–1

max. Drehmoment

206 Nm bei 3250 min–1

Bohrung x Hub

83,0 mm x 91,0 mm

Verdichtung

11,3 : 1

Ventile/Zylinder

4

Im Herbst 2002 brachte DaimlerChrysler mit dem M271 DE einen Motor mit Direkteinspritzung der „ersten Generation“ auf den Markt, Bild 14.6. Der Motor war als 200 CGI (Charged Gasoline Injection) in den C-Klasse-Modellen erhältlich. Es handelt sich dabei um einen 1,8 l 4-Zylindermotor mit zwei verstellbaren Nockenwellen, Lanchester-Ausgleichswellen, mechanischer Aufladung und wandgeführter Direkteinspritzung, welche bei DaimlerChrysler als Direkteinspritzung der ersten Generation bezeichnet wird [4]. Unter Direkteinspritzung der zweiten Generation versteht man die strahlgeführte Direkteinspritzung.

Bild 14.6: M271 DE mit wandgeführter Direkteinspritzung [4]

14.1 Serienkonzepte

383

Technische Daten DaimlerChrysler 200 CGI: Bauart

Reihe

Zylinderzahl

4

Hubraum

1796 cm3

Leistung

125 kW (170 PS) bei 5300 min–1

Bohrung x Hub

82,0 mm x 85,0 mm

Verdichtung

11 : 1

Ventile/Zylinder

4

max. Drehmoment

250 Nm bei 3000 min–1

Einspritzdruck:

max. 120 bar

Der Vierventilzylinderkopf enthält zwei Tumblekanäle, von denen einer zur Drallerzeugung mit einer Drallklappe verschlossen werden kann. Die Zündkerze ist zentral angeordnet, die Einspritzdüse um 42° geneigt unterhalb der Einlassventile. Der Kolben besitzt eine exzentrische Mulde auf der Einlassseite ähnlich wie bei dem Verfahren von Toyota. Zur Abgasnachbehandlung wird ein motornaher Stirnwandkatalysator, eine geschaltete Kühlstrecke und ein motorferner NOx-Speicherkatalysator mit NOx-Sensor eingesetzt. Ford präsentierte seinen 1,8 Liter SCi (Smart Charge Injection) Motor mit wandgeführter Direkteinspritzung auf dem 24. Internationalen Wiener Motorensymposium 2003. Die Serieneinführung folgte im gleichen Jahr. Der Motor ist seither im Mondeo erhältlich. Technische Daten Ford 1,8 SCi: Bauart

Reihe

Zylinderzahl

4

Einbaulage

Frontmotor quer

Hubraum

1798 cm3

Leistung

96 kW (130 PS) bei 6000 min–1

Bohrung x Hub

83,0 mm x 83,1 mm

Verdichtung

11,3 : 1

Ventile/Zylinder

4

max. Drehmoment

175 Nm bei 4250 min–1

Kraftstoff

Super (95 ROZ)

Das Triebwerk basiert auf der 4-Zylinder Duratec-Reihe und ist komplett aus Aluminium gefertigt. Der Kolben besitzt eine asymmetrische Mulde. Über stufenlos verstellbare Ladungswechselklappen in den Sekundärkanälen kann eine Drallströmung generiert werden, die die Verbrennung und den Transport des Kraftstoffs im Schichtladebetrieb zur

384

14 Motorkonzepte

Zündkerze unterstützt. Der Schichtmodus erstreckt sich auf 50% des Last- und 60% des Drehzahlbereichs des gesamten Motorkennfelds. Der maximale Einspritzdruck von 120 bar wird mit einer Einzylinder-Hochdruckeinspritzpumpe (HDP2) mit Durchsatzregelung der Firma Bosch erzeugt. Speziell auf den Schichtladebetrieb ist auch die HochenergieZündanlage mit direkt auf den Zündkerzen angeordneten Einzelzündspulen (coil-on-plug) und Gleitfunkenzündkerzen mit Vierfach-Elektrode abgestimmt. Der Motor erreicht mit zwei Dreiwege- und einem zusätzlichen NOx-Speicherkatalysator die Schadstoffnorm Euro IV.

14.1.3 Konzepte mit homogenem Gemisch Aufgrund der Erfahrungen mit den ersten wand- und luftgeführten Brennverfahren, die im realen Fahrbetrieb den theoretischen Verbrauchsvorteil der Direkteinspritzung nicht im erhofften Maß umsetzen konnten sowie der problematischen Abgasnachbehandlung (DeNOx-Kat) gingen viele Hersteller dazu über, Konzepte mit homogener Direkteinspritzung und stöchiometrischem Gemisch einzuführen. Diese nutzen schon einen Teil der Vorteile, die die direkte Einbringung des Kraftstoffs in den Brennraum mitbringt, können jedoch nicht das volle Potenzial zur Verbrauchsreduzierung der Benzin-Direkteinspritzung umsetzten. Das erlaubt die Verwendung des Dreiwege-Katalysators. Im Jahre 2000 brachte Renault als erster europäischer Hersteller mit dem 2,0 16V IDE (Injection Directe Essence, interne Bezeichnung F5R, 103 kW) einen Motor mit Direkteinspritzung auf den Markt, Bild 14.7. Allerdings setzte Renault im Gegensatz zu der japanischen Konkurrenz auf ein rein homogenes Direkteinspritzkonzept [5]. Kerze und Einspritzdüse waren dabei wie beim strahlgeführten Verfahren räumlich sehr eng angeordnet.

Bild 14.7: Schnitt durch den Renault 2,0 16V IDE [5]

14.1 Serienkonzepte

385

Technische Daten Renault IDE: Hubraum:

1998 cm3

Leistung:

103 KW/ 140 PS bei 5500 min–1

Zylinderanzahl:

4 (16 Ventile)

Einspritzsystem:

Benzin Direkteinspritzung, 40 bis 100 bar

Drehmoment:

195 Nm

Verdichtung:

11,5 : 1

Der Kolben enthielt eine symmetrische Mulde. Die Last wurde ausschließlich quantitativ geregelt. Der Vorteil des Renault-Motors ergab sich alleine aus der möglichen Verdichtungssteigerung durch die Kraftstoffinnenkühlung des Brennraums. Das Abgas konnte mit einem konventionellen Dreiwege-Katalysator gereinigt werden. Zusätzlich ist eine Abgasrückführung installiert. Der Motor erreichte damit die Euro III Abgasnorm. Von Opel erfolgte im Mai 2003 die Einführung eines 2,2-Liter-Motors mit Direkteinspritzung im Modell Signum. Bei dem Aggregat mit der Bezeichnung DIRECT ECOTEC handelt es sich um ein homogenes Konzept mit seitlicher Düsen- und mittiger Zündkerzenlage und flachem Kolben. Bei Opel wurde auch ein Motor mit Ladungsschichtung mit Kolbenmulde und Drallströmung entwickelt. Eine Vergleichsstudie ergab allerdings, dass die höheren Systemkosten und der höhere Kraftstoffpreis des erforderlichen Super-PlusKraftstoffs für die geschichtete Variante durch den im Kundenbetrieb erreichten Kraftstoffverbrauchsvorteil gegenüber der homogen-stöchiometrischen Variante nicht kompensiert werden können. Technische Daten Opel DIRECT ECOTEC: Anzahl Zylinder

4 in Reihe

Hubraum

2198 cm3

Ventile/Zylinder

4

Bohrung x Hub

86,0 mm x 94,6 mm

Verdichtungsverhältnis

12,0 : 1

max. Leistung

114 kW (155 PS) bei 5600 min–1

max. Drehmoment

220 Nm bei 3800 min–1

Kraftstoff

Super (ROZ 95)

Schadstoffnorm

Euro 4

Im Januar 2003 hat auch BMW mit der Serienproduktion eines Ottomotors mit Direkteinspritzung begonnen. In den Modellen 760i und 760Li sind die 12-Zylinder-Motoren mit homogener Direkteinspritzung erhältlich. Der Kraftstoff wird mittels eines Einlochinjektors eingespritzt, der unterhalb der Einlasskanäle eingebaut ist. Der Kolben besitzt ein-

386

14 Motorkonzepte

lassseitig eine leichte Mulde, die die Luftbewegung und damit die Gemischbildung unterstützt. Die Einlasskanäle wurden auf optimale Leistung ausgelegt. Durch den Einsatz der variablen Ventilsteuerung Valvetronic konnte bei einer um 3% höheren Leistung und einem 5% höheren Drehmoment der Kraftstoffverbrauch um 10% gegenüber konventionellen Vierventilmotoren abgesenkt werden. Technische Daten BMW 760: Zylinderzahl

V12

Ventile pro Zylinder

4

Hubraum

5972 cm3

Hub x Bohrung

80 mm x 89 mm

Leistung

327 kW (445 PS) bei 6000 min–1

Max. Drehmoment

600 Nm bei 3950 min–1

Bereits im Abschnitt 14.1.2 wurden die FSI-Motoren von VW und Audi vorgestellt. Momentan werden diese fast ausschließlich homogen betrieben. Lediglich im Audi A3 werden der 1,6-Liter-Motor und der 2,0-Liter-Motor noch geschichtet betrieben. Bei den Motoren mit Homogenkonzept besitzt der Kolben eine andere Muldengeometrie. Die Mulde ist symmetrisch und zentral im Kolben ausgeführt, Bild 14.8.

Bild 14.8: Audi 2,0 FSI Homogenkonzept

14.1 Serienkonzepte

387

Als einziger Hersteller kombiniert die Toyota-Tochter Lexus im GS 450 h und im kommenden LS 460 die Benzin-Direkteinspritzung mit der Saugrohreinspritzung. Je nach Leistungsanforderung kommt die Direkteinspritzung oder beide Systeme zusammen zum Einsatz. So sollen die Vorteile beider Verfahren kombiniert werden. Im Saugrohr werden 12-Loch-Düsen verwendet, die den Kraftstoff mit 4 bar einspritzen. Für die Direkteinspritzung werden Doppelspaltinjektoren verwendet. Der Einspritzdruck beträgt hier bis zu 130 bar. Die Einlasskanäle und der speziell geformte Kolbenboden erzeugen einen Drall, der je nach Systemaktivität das Luft-Kraftstoffgemisch optimal verwirbeln soll. Bei niedriger Lastanforderung soll die Saugrohreinspritzung für eine optimale Gemischbildung sorgen. Bei hoher Last hingegen soll die Direkteinspritzung für optimale Motorleistung sorgen. Durch die Innenkühlung nimmt die Luftdichte zu und gleichzeitig wird die Klopfneigung verringert, wodurch die Verdichtung erhöht werden kann, was vor allem dem Wirkungsgrad zugute kommt. Der Motor wird bis auf den Kaltstart homogen betrieben. Im Kaltstart wird mit einer zusätzlichen Direkteinspritzung im Verdichtungstakt eine Schichtladung erzeugt, um die Abgastemperatur zu erhöhen und die Katalysatoranspringzeit zu verkürzen.

14.1.4 Konzepte mit Aufladung Alle bisher auf dem Markt befindlichen Motoren mit Aufladung und Direkteinspritzung besitzen Konzepte mit homogener Gemischbildung. So zum Beispiel die Turbo-FSIMotoren von VW und Audi. Bei VW ist der 2,0 TFSI beispielsweise im Golf, bei Audi im A4 erhältlich. Der Reihen-4-Zylinder-Motor besitzt einen Turbolader mit Ladeluftkühlung. Die vier Ventile pro Zylinder werden von zwei obenliegenden Nockenwellen gesteuert [7]. Technische Daten VW; Audi TFSI: Motor

4-Zylinder in Reihe

Hubraum

1984 cm3

Bohrung x Hub

82,5 mm x 92,8 mm

Max. Leistung

147 kW (200 PS) bei 5100 min–1

Max. Drehmoment

280 Nm bei 1800 bis 5000 min–1

Verdichtung

10,3 : 1

Emissionsklasse

Euro 4

Eine Hochleistungsvariante des 2,0 TFSI wird im neuen Audi S3 eingesetzt. Zukünftig werden auch Derivate dieses Aggregats im Seat Leon Cupra und im Golf GTI Edition 30 eingebaut. Im Vergleich zur Basisvariante des 2,0 TFSI wurde die Leistung von 147 auf 195 kW angehoben. Um dies zu ermöglichen, wurden umfangreiche Überarbeitungen am Grundmotor durchgeführt. Dazu gehören Optimierung der Ladergeometrie, Verstei-

388

14 Motorkonzepte

fungsmaßnahmen am Kurbelgehäuse, verstärkte Pleuel mit neuen Lagern, modifizierte Kolben und eine neue hochwarmfeste Zylinderkopf-Aluminiumlegierung. Die Brennraumgestaltung wurde optimiert, um Probleme wie Vorentflammung oder Extremklopfer zu unterbinden. Immerhin treten Spitzendrücke bis zu 110 bar und Mitteldrücke bis zu 22 bar auf. Bild 14.9 zeigt eine Abbildung des Motors.

Bild 14.9: Audi 2,0 TFSI Hochleistungsvariante im S3 mit Direkteinspritzung und Abgasturboaufladung [6] Technische Daten Audi TFSI: Motor

4-Zylinder in Reihe

Hubraum

1984 cm3

Bohrung x Hub

82,5 mm x 92,8 mm

Max. Leistung

195 kW (265 PS) bei 6000 min–1

Max. Drehmoment

350 Nm bei 2500 bis 5000 min–1

Verdichtung

9,8 : 1

Emissionsklasse

Euro 4

VW hat unter dem Kürzel TSI einen 1,4-Liter-Motor mit kombinierter Turbo- und Kompressoraufladung in den Markt eingeführt. Erstmals werden bei einem Motor mit Direkteinspritzung diese beiden Aufladungstechnologien gemeinsam verwendet. Ziel war es, einen geringen Kraftstoffverbrauch bei gleichzeitig hohem Drehmoment zu erreichen, Bild 14.10. Durch eine Reduzierung des Hubraums und die damit verbundenen geringeren Reibverluste werden ein niedriger spezifischer Verbrauch und damit hoher Wirkungsgrad erreicht. Da Motoren mit Abgasturbolader in der Regel eine ausgeprägte Anfahrschwäche

14.1 Serienkonzepte

389

aufweisen, das sogenannte Turboloch, wurde zusätzlich zu dem konventionellen Abgasturbolader ein mechanischer Lader eingebaut, der den Motor schon bei niedrigen Drehzahlen mit genügend Luft versorgen kann. Technische Daten VW TSI: Motor-Bauart

4-Zylinder-Reihenmotor

Hubraum

1390 cm3

Bohrung x Hub

76,5 mm x 75,6 mm

Max. Leistung

125 kW (170 PS) bei 6000 min–1

Max. Drehmoment

240 Nm bei 1500 bis 4750 min–1

Verdichtung

10,0 : 1

Emissionsklasse

Euro 4

Bild 14.10: VW 1,4-Liter-TSI-Motor, Prinzipbild der Ladungsführung [7]

Bei niedrigen Drehzahlen dient ein mittels Riemen mechanisch angetriebener Kompressor zur Steigerung des Drehmoments. Bei erhöhter Drehzahl setzt beim sogenannten Twincharger zusätzlich der Abgasturbolader mit Wastegateregelung ein. Dabei sind

390

14 Motorkonzepte

Kompressor und Abgasturbolader in Reihe geschaltet. Der Kompressor wird über eine Magnetkupplung betätigt, die in einem Modul mit der Wasserpumpe integriert ist. Eine Regelklappe sorgt dafür, dass die für den Betriebspunkt notwendige Frischluft zum Abgasturbolader oder zum Kompressor gelangt. Im reinen Abgasturboladerbetrieb ist die Regelklappe geöffnet und die Luft nimmt dann den von herkömmlichen Turbomotoren bekannten Weg über den Frontladeluftkühler und die Drosselklappe in das Saugrohr. BMW entwickelte zusammen mit PSA (Citroën, Peugeot) eine neue Motorenfamilie. Die ersten drei Varianten werden als 4-Zylinder-Motoren mit 1,6 Litern Hubraum im Mini zur Anwendung kommen. Der Mini Cooper S erhält einen Motor mit Twinscroll-Turboaufladung und Direkteinspritzung. Beim Twin-Scroll-Turbolader sind im Abgaskrümmer und Turbolader die Kanäle von jeweils zwei Zylindern voneinander getrennt. Die Anordnung führt dazu, dass sich der Ladeeffekt bereits bei 1400 min–1 einstellt. Durch das schnelle Ansprechen des Laders wird das bekannte Turboloch vermieden. Technische Daten BMW/PSA: Motor-Bauart

4-Zylinder-Reihenmotor

Hubraum

1600 cm3

Max. Leistung

128 kW (175 PS) bei 5500 min–1

Max. Drehmoment

240 Nm bei 1400 bis 4000 min–1

Verdichtung

10,5 : 1

Seit September 2006 hat BMW den ersten Reihen-Sechszylindermotor mit Twin-TurboAufladung auf dem Markt [8, 9]. Der Motor mit Aluminiumkurbelgehäuse ist im Topmodell der 3er-Reihe, dem 335i Coupe erhältlich. Laut BMW steht mit dem High Precision Injection erstmals eine gemeinsam mit Siemens entwickelte strahlgeführte BenzinDirekteinspritzung mit homogener Gemischbildung zur Verfügung, die zu spürbaren Verbrauchsreduzierungen führt. Der piezogesteuerte Injektor ist zentral zwischen den Ventilen angeordnet, Bild 14.11. Der Kraftstoff kann so kegelförmig und gleichmäßig in den Brennraum eingespritzt werden. Durch den Einsatz von zwei Ladern reagiert der Motor deutlich spontaner auf Lastwechseländerungswünsche des Fahrers. Technische Daten BMW 335i: Motor-Bauart

6-Zylinder-Reihenmotor

Hubraum

2979 cm3

Bohrung x Hub

84 mm x 89,6 mm

Max. Leistung

225 kW (306 PS) bei 5800 min–1

Max. Drehmoment

400 Nm bei 1300 bis 5000 min–1

Verdichtung

10,2 : 1

14.1 Serienkonzepte

391

Bild 14.11: Schnitt durch den BMW-Motor, zentrale Lage von Injektor und Zündkerze

In der Neuauflage des GT (ab 2007) baut Opel eine hubraumkleinere Variante des bereits zuvor erwähnten 2,2-Liter ECOTEC DIRECT Motors ein. Das neue Aggregat verfügt über einen Hubraum von 2,0 Litern, eine variable Ventilsteuerung, einen Ladeluftkühler und einen zweiflutigen Turbolader, der ein schnelles Ansprechen aus niedrigen Drehzahlen verspricht. Technische Daten (vorläufige Werte) Opel: Anzahl Zylinder

4 in Reihe

Hubraum

1998 cm3

Ventilsystem

16V

Bohrung x Hub

86,0 mm x 86,0 mm

Verdichtungsverhältnis

9,2 : 1

Maximale Leistung

194 kW (264 PS) bei 5300 min–1

Maximales Drehmoment

353 Nm bei 2000 bis 5200 min–1

14.1.5 Konzepte mit Schichtladung: strahlgeführte Brennverfahren Im Gegensatz zu den ersten Motoren mit Schichtladung nach dem wand- und luftgeführten Brennverfahren, die nicht die erhofften Verbrauchsvorteile in die Praxis umsetzen konnten, verspricht die Einführung der nächsten so genannten zweiten Generation von

392

14 Motorkonzepte

Motoren mit Benzin-Direkteinspritzung mit strahlgeführten Brennverfahren ein deutlich größeres Potenzial zur Kraftstoffverbrauchseinsparung. Als erster Hersteller brachte DaimlerChrysler im Jahre 2006 einen Motor der zweiten Generation der Benzin-Direkteinspritzung mit strahlgeführter Direkteinspritzung und Schichtladung auf den Markt. Der Motor mit der Kennung M272 DE 35 ist im Fahrzeug CLS 350 CGI erhältlich [10], Bild 14.12. Es handelt sich um einen 3,5 Liter V6-Motor mit zentral im Vierventil-Zylinderkopf angeordnetem Piezoinjektor mit nach außen öffnender Düse, einer sogenannten A-Düse, entwickelt mit Bosch. Die Zündkerze wurde von ihrer zentralen Lage in Richtung der Auslassventile verschoben und leicht geneigt, so dass ihre Elektroden im Randbereich des Einspritzstrahls positioniert sind. Der Kraftstoff wird mit bis zu 200 bar und drei Einzeleinspritzungen in den Brennraum eingebracht. Für die Druckerzeugung kommt eine mengengeregelte Drei-Stempel-Hochdruckpumpe zum Einsatz. Durch die gegenüber den wand- und luftgeführten Verfahren erhöhten Schichtladungsbereich wird bei der strahlgeführten Direkteinspritzung eine größere Kraftstoffeinsparung erzielt als beim Vorgänger der ersten Generation.

Bild 14.12: DaimlerChrysler M272 DE [11]

Zur Reduzierung der Abgasemissionen kommt eine zweiflutige externe Abgasrückführung zum Einsatz, Bild 14.13. Zwei motornahe Dreiwege-Katalysatoren sorgen in der komplett zweiflutig ausgeführten Abgasanlage für ein schnelles Erreichen der Light-offTemperatur im Kaltstart. Die nachfolgenden NOx-Speicherkatalysatoren sind zum Schutz vor zu hohen Temperaturen am Unterboden montiert. Sie besitzen ein aktives Temperaturfenster von 250 bis 500 °C. Zur präzisen Regelung der NOx-Katalysatoren sind davor je ein Temperatursensor und danach je ein NOx-Sensor eingebaut. Letztere dienen auch zur Absicherung der NOx-Grenzwerteinhaltung über der gesamten Lebensdauer des Fahrzeugs.

14.1 Serienkonzepte

393

Bild 14.13: Abgasanlage des CLS 350 CGI [11]

Mit dem strahlgeführten Brennverfahren ist es gelungen, den Kennfeldbereich, in dem eine Ladungsschichtung möglich ist, gegenüber den Brennverfahren der ersten Generation deutlich auszuweiten. Geschwindigkeiten bis deutlich über 120 km/h können damit im Fahrzeug CLS 350 CGI im Schichtmodus gefahren werden [10]. Das Verbrauchspotenzial des Motors im Vergleich zur Variante mit Saugrohreinspritzung ist in Bild 14.14 dargestellt.

Bild 14.14: Schichtbereich und Verbrauchspotenzial im Kennfeld, Direkteinspritzung im Schichtbetrieb gegenüber Saugrohreinspritzung und O = 1-Betrieb [11]G

394

14 Motorkonzepte

In großen Teilen des Kennfelds können zweistellige Verbrauchseinsparungen realisiert werden. Verglichen mit der Variante mit Saugrohreinspritzung erreicht der Motor mit Direkteinspritzung im NEFZ einen Verbrauchsvorteil von 10%. Darüber hinaus hat er eine um 15 kW höhere Leistung und ein 15 Nm höheres Drehmoment. Im Betriebspunkt n = 2000 min–1, pme = 2 bar wird ein spezifischer Kraftstoffverbrauch von beachtlichen 290 g/kWh erzielt. Technische Daten DaimlerChrysler M272 DE[10]: Zylinder-Anordnung/-Zahl

V6

V-Winkel

90°

Hub x Bohrung

86 mm x 92,9 mm

Hubvolumen

3498 cm3

Ventile pro Zylinder

4

Verdichtung

12,2 : 1

Leistung

215 kW (292 PS) bei 6400 min–1

Drehmoment

365 Nm bei 3000 bis 5100 min–1

Spez. Verbrauch im Bestpunkt

240 g/kWh

Verbrauch bei 2000 min –1, 2 bar

290 g/kWh (Saugrohreinspritzung: 360 g/kWh)

Für die erste Jahreshälfte 2007 plant BMW die Markteinführung neuer Motoren mit strahlgeführter Direkteinspritzung, zunächst im neuen 3er Cabrio. Neben dem bereits beschriebenen Motor mit Reihen-Sechszylindermotor und Twin-Turbo-Aufladung und der Benzin-Direkteinspritzung High Precision Injection (HPI) werden auch zwei Saugvarianten des Motors mit Schichtbetrieb vorgestellt. Diese Motoren sind alle mit dem identischen Einspritzsystem wie der homogen betriebene Turbomotor ausgerüstet. Gleichzeitig ist ein Zweiliter-Vierzylinder ebenfalls mit Benzin-Direkteinspritzung und Schichtbetrieb angekündigt. Die Motoren zeichnen sich durch eine zentrale Injektorlage und einer in unmittelbarer Nähe dazu angeordneten Zündkerze aus. Als Injektor kommt ein nach außen öffnender Piezoinjektor mit ölgedämpftem Thermokompensator zum Einsatz [8]. Die bekannten Vorteile dieser Technik sind die geringe Verkokungsneigung und die sehr geringen Schaltzeiten von 200 Ps des Injektors, wodurch neben Mehrfacheinspritzungen auch Voll- und Teilhübe möglich sind. Eine Dreizylinder-Axialkolbenpumpe mit integriertem Mengensteuerventil für eine kombinierte Druck- und Mengenregelung erhöht den Kraftstoffdruck auf maximal 200 bar. Über eine gemeinsame Rail mit Drucksensor gelangt der Kraftstoff über kurze Einzelleitungen zu den Injektoren. Die wichtigsten technischen Daten der neuen Motoren mit Direkteinspritzung von BMW sind in Bild 14.15 zusammengefasst. Bild 14.16 zeigt den Schichtbereich des Motors mit Benzin-Direkteinspritzung und strahlgeführtem Brennverfahren. In einem großen Last- und Drehzahlbereich kann der Motor verbrauchsgünstig mit magerem Gemisch betrieben werden. Im Bestpunkt wird

14.1 Serienkonzepte

395

ein effektiver spezifischer Verbrauch von ca. 240 g/kWh angegeben, was einem guten Motor mit Saugrohreinspritzung entspricht. Geschichtet Typ Motorbauart / Zylinderzahl

320i

325i

1995

Hub x Bohrung

90,0 x 84,0

335i (Twin-Turbo)

330i

Reihe / 4

Hubraum [cm3]

Leistung [kW (PS)]

Homogen

Reihe / 6 2996

2979

88,0 x 85,0

89,6 x 84,0

125 (170)

160 (218)

200 (272)

225 (306)

bei [min–1]

6700

6100

6700

5800

max. Drehmoment [Nm]

210

270

320

400

bei [min–1]

4250

2400–4200

2750–3000

1300–5800

Verdichtung : 1 ECE-Verbrauch [l/100 km] gesamt

12,0 6,6

7,9

10,2 8,1

9,9

Bild 14.15: Technische Daten [12, 13]:

Bild 14.16: Schichtbereich des BMW Brennverfahrens im Kennfeld [14]

Auch im FEV-Streuband ist der große Verbrauchsvorteil des Motors mit strahlgeführtem Brennverfahren im Vergleichspunkt bei n = 2000 min–1 und pme = 2 bar zu erkennen, Bild 14.17. Gegenüber dem vergleichbaren Motor mit der variablen Ventilsteuerung VALVETRONIC, der im Streuband bereits sehr günstig liegt, kann der Verbrauch um ca. 13% auf 295 g/kWh gesenkt werden. Dies unterstreicht das hohe Potenzial der BenzinDirekteinspritzung mit strahlgeführten Brennverfahren zur Verbrauchsreduzierung und Effizienzsteigerung bei Teillast. In diesem Bereich werden Kraftstoffverbräuche von Dieselmotoren erreicht.

396

14 Motorkonzepte

Bild 14.17: Verbrauch des Motors mit strahlgeführtem Brennverfahren im FEV-Streuband für Ottomotoren [14]

14.2 Konzepte für den Motorsport und Impulse für die Serienentwicklung 14.2.1 Einleitung Die Firma Audi entwickelte einen Renn-Ottomotor mit Direkteinspritzung und Schichtladung, mit dem die Überlegenheit der Direkteinspritzung auch im Motorsport unter Beweis gestellt werden sollte. Dieser Motor wurde sowohl im 24-Stundenrennen von Le Mans als auch in der auf dem gleichen Reglement basierenden American Le Mans Serie AMLS eingesetzt. Das Reglement für Sportprototypen in Le Mans lässt sowohl Turboals auch Saugmotoren zu, die, entsprechend ihrer technischen Komplexität, über Luftmassenbegrenzer und eine hubraumabhängige Ladedruckbegrenzung in ihrer Leistung angeglichen werden. Damit soll eine weitestgehende Chancengleichheit für die unterschiedlichsten technischen Konzepte geschaffen werden. Rennmotoren werden entsprechend ihrem ganz speziellen Einsatzzweck entwickelt. Grundsätzliche Entwicklungsschwerpunkte gelten aber praktisch immer, unabhängig vom Einsatzgebiet, Bild 14.18. Während die ersten drei genannten Größen weitgehend vom Reglement her bestimmt werden, sind die nachfolgenden zu einem Teil das Ergebnis der geometrischen Dimensionen, zum anderen Teil abhängig vom Wirkungsgrad. Eine positive Differenzierung kann daher nur über einen möglichst hohen Wirkungsgrad erfolgen, der sich wiederum im Wesentlichen aus dem mechanischen und dem thermischen Wirkungsgrad zusammensetzt.

14.2 Konzepte für den Motorsport und Impulse für die Serienentwicklung Baugröße

so klein wie möglich

Gewicht

so niedrig wie möglich

Haltbarkeit

Renndistanz + 10 m

Schwerpunkt

so tief wie möglich

Leistung

soviel wie möglich

Drehmoment

soviel wie möglich

Wirkungsgrad

so hoch wie möglich

Verbrauch

so niedrig wie möglich

Fahrbarkeit

so gut dosierbar wie möglich

397

Bild 14.18: Generelle Entwicklungspunkte für einen Rennmotor

Die Verbesserung dieses thermischen Wirkungsgrades war die Motivation für die Entwicklung der FSI-Technologie im Rennsport. Ziel war und ist, durch Direkteinspritzung die im Kraftstoff enthaltene Energie besser auszunutzen als dies mit herkömmlichen Gemischaufbereitungs- und Brennverfahren möglich ist.

14.2.2 Benzin-Direkteinspritzung im Rennsport Benzin-Direkteinspritzung wurde bereits vor mehr als 100 Jahren eingesetzt und in den 1950er Jahren von verschiedenen Firmen sowohl für Sportmotoren als auch für Straßeneinsätze entwickelt. Allerdings kamen diese Bemühungen nie über das Versuchsstadium hinaus oder erforderten exotische Kraftstoffe. Audi hat es sich zur Aufgabe gestellt, eine Einspritztechnologie zu entwickeln, die beim härtesten Langstreckenrennen der Welt seine Tauglichkeit für die Serie unter Beweis stellen sollte. Typisch für Le Mans ist der extrem hohe Volllastanteil von über 72% und die Renndistanz von über 5600 km, was einer kompletten Formel-1-Saison entspricht. Den Kennfeld-Betriebsbereich für das 24-h-Rrennen von Le Mans zeigt Bild 14.19. Eine sorgfältige Analyse dieser Randbedingungen führte zur Entscheidung für ein homogenes Gemischbildungsverfahren. Hierzu ist es erforderlich, mit Hilfe von sorgfältig abgestimmten Einlasskanälen einen Tumble zu erzeugen, das heißt, eine gerichtete Luftbewegung im Zylinder, die in Verbindung mit einem entsprechenden Einspritzventil eine möglichst homogene Vermischung von Luft und Kraftstoff erreicht. Die Gemischverteilung im Brennraum für das 24-h-Rennen von Le Mans zeigt Bild 14.20. Auf die Auswirkungen dieses Verfahrens, das bei dem 24-h-Rennen von Le Mans mit handelsüblichem Kraftstoff funktionieren muss, wird später noch genauer eingegangen werden.

398

14 Motorkonzepte

Bild 14.19: Betriebsbereiche beim Ottomotor mit Direkteinspritzung und Lastanteile während einer Le Mans Runde

Bild 14.20: Gemischverteilung im Brennraum

14.2.3 V8 Biturbo mit Direkteinspritzung für das 24-h-Rennen von Le Mans Das für das 24-h-Rennen konzipierte Fahrzeug, der „R 8“, hat sich aufgrund seiner ausgefeilten Technik zum erfolgreichsten Sportwagen für diesen Einsatz entwickelt. Die Entscheidung, einen turboaufgeladenen Motor für diesen Einsatzzweck zu entwickeln, ba-

14.2 Konzepte für den Motorsport und Impulse für die Serienentwicklung

399

sierte auf der Überlegung, einen möglichst hohen Wirkungsgrad durch niedrige Drehzahlen zu erzielen. Weiterhin bietet ein Turbomotor ein hervorragendes Leistungs- und Gewichtsverhältnis. Der unter diesen Aspekten entwickelte und sehr erfolgreiche 3,6 l V8Biturbo-Motor bildete daher eine gute Ausgangsbasis für die Weiterentwicklung der Direkteinspritzung, Bild 14.21.

Bild 14.21: Röntgenbild des V8-Motors

Dieser Motor, übrigens der erste reinrassige Rennmotor von Audi seit den Tagen der legendären Silberpfeile der neunzehnhundertdreißiger Jahre, wurde als 90° V8 in volltragender Bauweise konstruiert. Der Kurbeltrieb besteht aus einer 180° Kurbelwelle mit HPleuel, die aus hochfestem Stahl gefertigt sind. Die vier obenliegenden Nockenwellen werden über Zahnräder angetrieben. Kurbelgehäuse und der unten abschließende Trockensumpf sind aus Aluminium. Der gesamte Motor wiegt 175 kg und ist durch seine kompakte Bauweise harmonisch ins Fahrzeug integriert, Bild 14.22 und Bild 14.23.

Bild 14.22: Der Motor im Fahrzeug

400

14 Motorkonzepte

Bild 14.23: Der Motor im virtuellen Vorbau

Der Zylinderkopf weist vier Ventile pro Zylinder auf, die von den zwei obenliegenden Nockenwellen durch Tassenstößel betätigt werden. Die Kerze sitzt zentral im dachförmigen Brennraum, Bild 14.24. Der Kolben ist flach bis auf die Aussparungen für die Einund Auslassventile. Das Verdichtungsverhältnis beträgt 12,2 :1. Da bereits bei der Konzeption des Zylinderkopfes die Direkteinspritzung berücksichtigt wurde, konnte die Umstellung an dieser Stelle relativ problemlos erfolgen, Bild 14.25.

Bild 14.24: Zylinderkopf MPI

14.2 Konzepte für den Motorsport und Impulse für die Serienentwicklung

401

Bild 14.25: Zylinderkopf FSI

Der Einspritzdüse kommt zusammen mit der bereits erwähnten Kanalgeometrie die zweite Schlüsselrolle im Verfahren mit Direkteinspritzung zu. Sie muss den erforderlichen Kraftstoff innerhalb von 2 bis 6 ms möglichst fein zerstäubt liefern. Die Lösung für diese Aufgabe stellt eine Mehrlochdüse dar. Hierfür waren Untersuchungen mit unterschiedlichsten Düsen und Strahlkonfigurationen erforderlich, Bild 14.26. Zu einer guten Gemischaufbereitung zwischen Kraftstoff und Luft ist beim Verfahren mit Direkteinspritzung des V8-Motors eine gesteuerte Luftbewegung (Tumble) im Brennraum erforderlich. Dieser Tumble wird durch die Geometrie der Einlasskanäle erzeugt und bildet neben der Düsengeometrie das Kernstück des Verfahrens. Ziel der Kanalentwicklung, die sowohl in Versuchen als auch durch 3D CFD-Berechnung erfolgte, ist eine speziell ausgeprägte Tumbleströmung möglichst verlustarm über den gesamten genutzten Drehzahlbereich zu erzeugen.

Bild 14.26: Düsenvarianten

402

14 Motorkonzepte

Alle beteiligten Komponenten wurden sowohl auf dem Prüfstand als auch durch Simulationsrechnung optimal aufeinander abgestimmt, um ein sehr homogenes Gemisch zu erhalten. Dieser Motor hat mittlerweile in 81 Langstreckenrennen 48 Siege und 50 weitere Podiumsplätze bis Juli 2006 errungen und die Leistungsfähigkeit des Verfahrens mit Direkteinspritzung bewiesen. Der genutzte Drehzahlbereich reicht dabei von 3000 bis 7500 min–1. Die Einführung der Direkteinspritzung bei diesem Motor hatte neben einer Verbrauchsreduzierung um 8 bis 10% auch Auswirkungen auf die Verbrennung. Entsprechend dem gestiegenen indizierten Mitteldruck, Bild 14.27, stieg auch das Motordrehmoment bei sonst unveränderten Randbedingungen um bis zu 8%. Ein am Prüfstand schwer messbarer, für den Fahrer aber sehr bedeutsamer Vorteil ist die entscheidend bessere Dosierbarkeit der Leistung. Sie ist in Bild 14.28 und Bild 14.29 an den unterschiedlichen Gaspedalbewegungen bzw. deren Gradienten zu erkennen. Diese Messungen wurden zeitgleich in derselben Kurve mit zwei Rennfahrzeugen vorgenommen, die von einem MPI- bzw. einem Motor mit Direkteinspritzung angetrieben wurden.

Bild 14.27: Vergleich der Verbrennung beim MPI und FSI“ (Druckverlauf)G

Bild 14.28: Bezogener Drosselklappenwinkel / maximaler Drosselklappenwinkel

14.2 Konzepte für den Motorsport und Impulse für die Serienentwicklung

403

Bild 14.29: Gradient des DK-Winkels [°/m]

14.2.4 Übertragung auf einen 2 l Serienmotor mit Direkteinspritzung und Turboaufladung Fast alle eingangs erwähnten generellen Entwicklungspunkte für Rennmotoren können nahezu ohne Einschränkung auch auf Serienmotoren übertragen werden, Bild 14.30. Wesentliche Unterschiede ergeben sich in der angestrebten Lebensdauer in den unterschiedlichsten klimatischen Randbedingungen und vor allem darin, dass diese Motoren nicht von Rennfahrern gefahren werden. Trotzdem haben der 2,0-l-Serienmotor mit Direkteinspritzung und Turboaufladung, Bild 14.31, und der 3,6 l V8-Biturbomotor für Le Mans viele Gemeinsamkeiten. Beide arbeiten mit der homogenen Gemischbildung, die Fahrspaß und Sportlichkeit bei geringem Verbrauch bietet. Die Einspritzdrücke liegen bei beiden Motoren im Bereich bis 120 bar. Die Verdichtung des Serienmotors liegt etwas niedriger als die des V8-Motors, ist jedoch mit 10,5 :1 ebenfalls hoch. Dementsprechend günstig liegen auch die daraus resultierenden Wirkungsgrade.

Baugröße

so klein wie möglich

Gewicht

so niedrig wie möglich

Leistung

soviel wie möglich

Drehmoment

soviel wie möglich

Wirkungsgrad

so hoch wie möglich

Verbrauch

so niedrig wie möglich

Fahrbarkeit

so gut dosierbar wie möglich

Bild 14.30: Generelle Entwicklungspunkte für einen Rennmotor/Serienmotor

404

14 Motorkonzepte

Bild14.31: 2,0-l-Serienmotor mit Direkteinspritzung und Turbobaufladung

Der TFSI-Motor ist auch mit einen 4-V-Zylinderkopf ausgestattet. Die zwei obenliegenden verstellbaren Nockenwellen werden hier von einer Kette angetrieben. Die Ventilbetätigung erfolgt durch Rollenschlepphebel. Die Zündkerze befindet sich in der Brennraummitte, die Einspritzdüse in fast gleicher Position wie beim V8 3,6-l-Motor, Bild 14.32. Die Luftbewegung wird hier ebenfalls durch Tumblekanäle erzeugt. Bei niedrigen, leerlaufnahen Drehzahlen wird dies durch verstellbare Tumbleklappen unterstützt.

Bild 14.32: Schnitt durch den Zylinderkopf in der Einspritzdüsenebene (2,0-l-Serienmotor mit Direkteinspritzung und Turboaufladung)

14.2 Konzepte für den Motorsport und Impulse für die Serienentwicklung

405

Da dieser Motor als Nachfolger für den erfolgreichen 1,8 l 5-Ventil-MPI-Motor entwickelt wurde, können hier unter Angleichung der unterschiedlichen Hubräume die Verbesserungen durch die Direkteinspritzung unmittelbar aufgezeigt werden, Bild 14.33. Neben der Verbesserung des Drehmoments um ca. 10% gegenüber den auf 2 l hochskalierten 1,8-lMPI-Motor ist besonders bemerkenswert, dass der Drehmomentaufbau 300 bis 500 min–1 früher erfolgt. Diese Spontaneität lässt sich ebenfalls im Verlauf des Ladedrucks erkennen.

Bild 14.33: Volllastvergleich 1,8-T-MPI-Motor/2,0-l-Motor mit Direkteinspritzung und Turboaufladung

14.2.5 Gegenüberstellung der Motoren mit Direkteinspritzung für den Rennsport und für die Serie Es ist aufgrund der großen prinzipiellen Ähnlichkeit der beiden Motoren nicht verwunderlich, dass die Verbesserungen gegenüber dem jeweiligen MPI Vorgängermotor mit konventioneller Saugrohreinspritzung und Gemischaufbereitung sich in vergleichbaren Dimensionen bewegen, Bild 14.34.

Kraftstoffverbrauch Leistung und Drehmoment Fahrbarkeit und Ansprechverhalten

Bild 14.34: Resultate der Entwicklung

R8

2,0 l Turbo

–8% bis –10%

–10% bis –12%

+9%

+10%

+

+

406

14 Motorkonzepte

14.2.6 Zusammenfassung und Ausblick Die erfolgreiche Einführung der Direkteinspritzung im 3,6-l-V8-Biturbomotor für Le Mans ist ein Meilenstein in der Sportmotorenentwicklung. Erstmals seit den frühen Versuchen an Pkw-Motoren in den 1950er Jahren ist es gelungen, mit handelsüblichem bleifreiem Kraftstoff und bei Drehzahlen, wie sie im Alltagsverkehr durchaus üblich sind, ein Gemischaufbereitungsverfahren darzustellen, das auch sehr extremen Anforderungen gerecht wird. Die Vorteile im Hinblick auf Verbrauchsreduzierung bei gleichzeitiger Steigerung des Drehmoments und der Leistung wurden dargestellt. Ebenso die deutlichen Verbesserungen bei Ansprechverhalten und Dosierbarkeit. Diese im Rennsport erprobte Technologie fand erstmals bei dem 3,2-l-V6-Motor und nun auch beim 2,0-l-Motor eine erfolgreiche Serienanwendung. Es kann davon ausgegangen werden, dass bei der Weiterentwicklung dieser Technologie weitere Verbesserungen erzielt werden. Es ist noch erhebliches Potenzial beim Verbrennungsverfahren und bei der Einspritztechnik vorhanden, sei es in der Verkleinerung der Düsen oder in der Anwendung der bereits aus dem 3,0-l-V6-TDI-Motor bekannten Piezotechnik. Diese kann, in Verbindung mit einem weit über den jetzt üblichen 100 bis 120 bar angehobenen Einspritzdruck für eine weiter verbesserte Gemischaufbereitung sorgen. Damit rückt auch eine Qualitätsregelung in den Bereich des Möglichen. Die damit verbundene Entdrosselung des Ansaugbereichs und eine extreme Magerlauffähigkeit wird zu einer weiteren, erheblichen Verbrauchsabsenkung führen.

14.3 Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung 14.3.1 Einleitung Bei Ottomotoren war das Zweitaktprinzip bereits sehr früh – noch vor dem Patent von Nikolaus August Otto – im Einsatz. Den heutigen leichten Fahrzeug-Zweitaktmotor in seinen Grundsätzen stellte Julius Söhnlein in einer Patentanmeldung 1891 vor: Erstmals wurden bei diesem Motor Einlassvorgang, Überström- und Auslassvorgang alleine vom Arbeitskolben gesteuert. Heute stellen Zweitaktmotoren mit innerer Gemischbildung mit effektiven Wirkungsgraden von über 50% die effizienteste Wärmekraftmaschine dar, allerdings arbeiten diese nach dem Dieselverfahren. Bei diesen in großen Schiffen eingesetzten Motoren – Langsamläufern mit Einzelzylinderhubräumen von teilweise über 1,5 m3 und Zylinderleistungen von mehr als 3000 kW bei Drehzahlen von etwa 100 min–1 – ist das Zweitaktprinzip mit Direkteinspritzung das Standardverfahren. Bei Ottomotoren war der Wunsch nach Vermeidung der beträchtlichen Spülverluste – dies ist mit Direkteinspritzung auch bei schlitzgesteuerten und damit den Tugenden des einfachen Zweitaktmotors entsprechend leicht und kompakt bauenden Motoren möglich – nahe liegend und in [19] bereits 1950

14.3 Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung

407

treffend formuliert: „Der mit rund 25% Kraftstoffersparnis bedeutende, in Aussicht stehende Gewinn an Wirtschaftlichkeit gibt dem Bestreben nach betriebsreifer Gestaltung der inneren Gemischbildung bei Zweitakt-Benzinmotoren besonderen Reiz“.

14.3.2 Historie Dieser heute noch gültigen Aussage entsprechend hatten umfangreiche Arbeiten an Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung bereits in der Zeit zwischen den beiden Weltkriegen begonnen [20]. Die außerordentlich hohen Potenziale beim Zweitaktmotor führten 1952 auch zum überhaupt ersten Serieneinsatz der Direkteinspritzung im Fahrzeug. Diesem in Bild 14.35 dargestellten Konzept des Zweitakt-Ottomotors mit Direkteinspritzung blieb mit einer bescheidenen Stückzahl der große Erfolg trotz der mit bis zu 30% angegebenen Verbrauchsminderung zu diesem Zeitpunkt jedoch versagt. In Zusammenhang mit der in weiterer Folge auftretenden Erdölkrise und vor allem mit dem Einsetzen von Emissionsrahmenbedingungen gab es erneut Ansätze, den Zweitaktmotor mit innerer Gemischbildung auszuführen. Intensive Aktivitäten zur Entwicklung eines Zweiradantriebes unternahm die französische Firma Motobecane. Die Mengenregelung erfolgte auf interessantem optoelektronischem Weg, da die Möglichkeit zur vollelektronischen kennfeldbasierten Regelung noch nicht gegeben war. In kleiner Serie begann der Einsatz 1971 mit einem Einzylinder-Motorradmotor mit 125 cm3 Hubraum, 1978 folgte der in Bild 14.36 gezeigte Dreizylinder-Motorradmotor mit 350 cm3 (28 kW/7200 min–1, 36 Nm/6500 min–1).

Bild 14.35: Goliath/Gutbrod Superior Zweizylinder-Zweitaktmotor für Pkw-Antrieb (Vh = 0,9 dm3; 28 kW / 4000 min–1)

408

14 Motorkonzepte

Bild 14.36: Motobecane 350 cm3 (links), Schnittdarstellung Einzelzylinder (rechts) [21]

Ansätze, die bereits von Pkw-Viertaktmotoren in Großserie verfügbaren kostengünstigen Komponenten verwenden und zudem elektronische Motorsteuerungen einsetzen zu können, wurden mit so genannten Semidirekteinspritzkonzepten verfolgt; ein Beispiel eines seriennahen Motorkonzeptes ist der 1986 in Kooperation mit der TU Graz entwickelte 50 cm3-Motor von PUCH [22, 40], Bild 14.37. Dieser kann mit Einspritzung in die Überströmkanäle und wegen dem vergleichsweise langen, der Gemischbildung zur Verfügung gestellten Zeitraum unter geringer thermischer Belastung und mit moderatem Einspritzdruck arbeiten, was die Verwendung eines serienmäßigen Saugrohreinspritzventils ermöglicht. Zur effizienten Bereitstellung des Einspritzdrucks ohne elektrische Kraftstoffpumpe wird die Kurbelgehäusedruckamplitude verwendet, um über eine Membran und eine Druckübersetzung den erforderlichen Druck von etwa 2,5 bar bereitzustellen [22]. Nachteilig bei dieser „Indirekten Einspritzung“ ist naturgemäß die mit den Steuerzeiten des Überströmkanals limitierte Einbringung von Kraftstoff in den Zylinder, die keine vollständige Vermeidung der Spülverluste ermöglicht. Trotz dieser Einschränkung konnte damit eine wesentliche Verbesserung gegenüber Konzepten mit äußerer Gemischbildung erzielt werden, Bild 14.38. Seitens mehrerer Entwicklungsstellen wurden Ende der 1980er Jahre grundlegende Arbeiten zur Direkteinspritzung bei Zweitaktmotoren durchgeführt [23, 24, 25], auf deren Basis in weiterer Folge auch die Chancen des Zweitaktmotors als Pkw-Antriebsaggregat bewertet und Lösungsansätze dazu aufgezeigt wurden [26, 27]. Bild 14.39 und Bild 14.40 zeigen die in [24] untersuchten geometrischen Anordnungen und damit erzielte Funktionsergebnisse.

14.3 Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung

409

Bild 14.37: Konzeptmotor PUCH Maxi 50 cm3 [22]

Bild 14.38: Volllastvergleich PUCH Konzeptmotor vs. Vergasermotor und Kurbelgehäuseeinspritzung Emissionen und spez. Verbrauch [22]

Bild 14.39: Injektor-Anordnungen [24]

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14 Motorkonzepte

Bild 14.40: Teil- und Volllastverhalten verschiedener Einspritzsysteme nach Bild 14.39 [24]

Die konzeptbedingt beim Zweitaktmotor nur sehr kurze zur Verfügung stehende Zeit für den Einspritz- und Gemischbildungsvorgang (aus der Gemischbildungsphase von unter 60° Kurbelwinkel zwischen Auslassschluss- und Zündzeitpunkt resultiert bei hohen Drehzahlen eine Zeit im Bereich von | 1 ms!) stellt außerordentlich hohe Ansprüche an das Benzineinspritzsystem. Die bei den ersten Anwendungen eingesetzten, auf Dieselsystemen basierenden Einspritzanlagen stellten vor allem wegen ihrer Kosten und Komplexität ein Hindernis für die Serienumsetzung dar. Um diese Nachteile der konventionellen Hochdruckeinspritzung zu umgehen, wurden verschiedene Konzepte zur Hochdruckerzeugung [28] und zur Unterstützung der Zerstäubung durch Zuführung von Luft außerhalb des Brennraumes [26, 29, 30] untersucht und vorgestellt. Ein interessanter Ansatz dazu wurde im Rahmen des EU-Projektes DOLCE (Zusammenarbeit von Piaggio, Institut Francais du Petrole, Magneti Marelli, ROSI und der TU Graz) untersucht und weiterentwickelt [31]. Bei diesem wird über ein Niederdruck-Einspritzventil Kraftstoff in einen Kompressorzylinder gebracht. Das dort entstehende KraftstoffLuftgemisch wird von einem mechanisch angetriebenen Einspritzkolben über ein druckbetätigtes Einspritzventil zur gewünschten Zeit in den Hauptbrennraum eingeblasen, Bild 14.41. Der zeitliche Ablauf eines derartigen Arbeitsspieles ist ebenfalls in Bild 14.41 dargestellt. Die mit einem DOLCE Prototypfahrzeug mit Katalysator erzielten Emissionen sind in Bild 14.42 dargestellt und Serienfahrzeugen mit konventionellem Zweitaktmotor, Vier-

14.3 Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung

411

taktmotor sowie einem Konzeptmotor mit Sekundärluftsystem und Katalysator gegenübergestellt. Einen Überblick über die zahlreichen Entwicklungsrichtungen und -trends geben unter anderem [32, 33, 34, 35].

Bild 14.41: Schnitt durch den Zylinderkopf des 125 cm3 Zweitakt-Motors (DOLCE) mit Direkteinspritzung nach dem FAST-Prinzip [31]

Bild 14.42: Emissionen im Fahrzyklus ECE R40 für das DOLCE-Fahrzeug und verschiedene Vergleichsfahrzeuge [31]

14.3.3 Serienkonzepte Gute Voraussetzung für eine Serienanwendung bei Zweitaktmotoren weisen die luftunterstützten Systeme auf, mit denen bei geringen Einspritzdrücken gute Gemischbildung auch bei extrem kurzen Zeitfenstern zur Kraftstoffeinbringung möglich ist. 1995 erfolgte der Ersteinsatz eines derartigen Systems in einem Außenbordmotor. Eine weitere intensive Entwicklung im Hinblick auf einen Fahrzeugeinsatz erfolgte bei mehreren Herstellern, Bild 14.43 [34], und führte bis zu Flottenversuchen; ein Serieneinsatz im Pkw ist bis heute jedoch aus mehreren Gründen noch nicht erfolgt und auch nicht absehbar.

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14 Motorkonzepte

Bild 14.43: Orbital Dreizylinder Pkw-Motor [34] Vh = 0,8 dm3, Peff=58 kW/4500 min–1 und zugehörige Orbital Einspritzeinheit [36]

Ein grundsätzlich unterschiedliches Hochdruck-Einspritzkonzept wurde etwa zur gleichen Zeit (1995) in einem V6 Außenbordmotor unter dem Markennamen Johnson in Serie eingeführt. Dessen elektronisch geregeltes Ficht Fuel Injection EFI Einspritzsystem [28, 37], Bild 14.44, nutzt die kinetische Energie einer bewegten Masse, die durch abrupte Verzögerung in Druckenergie gewandelt, auf den Kraftstoff aufgebracht und dieser damit eingespritzt wird.

Bild 14.44: Ficht Fuel Injektor [37]

14.3 Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung

413

Eine auf der Umkehrung des Verfahrens, also dem Abbremsen einer Flüssigkeitssäule basierende und damit dem Prinzip eines hydraulischen Widders entsprechende Druckstoßeinspritzung wurde bzw. wird ebenfalls für die Anwendung in Otto- und Dieselmotoren entwickelt [32]. Bei kleinvolumigen Zweiradantrieben ist der Kostenaspekt von besonders kritischer Bedeutung. Das erste im Zweirad umgesetzte Serienkonzept zur inneren Gemischbildung, die Piaggio 50 cm3 FAST Engine [30, 38], setzte 1997 dazu einen Vergaser und eine ähnlich der in Bild 14.41 beschriebenen mechanische Einblasung ein. Heute werden mehrere Zweitakt-Ottomotoren für Zweiräder mit elektronisch geregelten Direkteinspritzsystemen ausgerüstet, was angesichts des erheblichen Mehraufwandes und der Motormehrkosten von etwa 80 bis 100% für kleine Motoren bemerkenswert ist. Ein ausgeführtes Beispiel eines kleinvolumigen Zweiradmotors von Aprilia zeigt Bild 14.45, das Schema des Einspritzsystems ist in Bild 14.46 dargestellt.

Bild 14.45: Schnitt des Aprilia DiTech 50 cm3 Zweitakt-Motors

414

14 Motorkonzepte

Bild 14.46: Schema der aSDI Zweitakt-Einspritzung [33]

Bild 14.47: Yamaha V6-Zweitaktmotor mit Hochdruckdirekteinspritzung HPDI [19]

14.3 Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung

415

Auch eine den Systemen von Viertakt-Pkw-Motoren prinzipiell entsprechende Hochdruck-Direkteinspritzung wird bei Zweitakt-Serienmotoren im Außenbordbereich eingesetzt, Bild 14.47.

14.3.4 Anwendungen und Ausblick Zweitaktmotoren mit innerer Gemischbildung werden heute für unterschiedliche Anwendungen eingesetzt: Diese erstrecken sich vom ursprünglichen Gebiet des Zweiradantriebes, Bild 14.48, auf Außenbordmotoren [40], Bild 14.47, Jet-Ski-Antriebe [41], Bild 14.49 und Bild 14.50, sowie Schneeschlittenantriebe.

Bild 14.48: Aprilia SR 50 R Factory (BJ 2006), Einzylinder-ZweitaktMotor, elektronisch geregelte Direkt-Einspritzung, Hubvolumen 49 cm3, Leistung 4 kW bei 7750 min–1, Automatikgetriebe

Bild 14.49: Rotax Zweizylinder-Zweitaktmotor für Personal Watercraft, Hubvolumen 951 cm3, 93 kW, frischwassergekühlt, Einlass membranventilgesteuert, Orbital Direkteinspritzung

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14 Motorkonzepte

Bild 14.50: Kawasaki Dreizylinder-Zweitaktmotor für Personal Watercraft. Direkteinspritzung, Hubvolumen 1071 cm3, B x H = 80 x 71 mm, Pmax = 96 kW, Mmax = 138 Nm [41]

Ebenso vielfältig wie die Anwendungen ist die Vielfalt an Konzepten und Einspritzsystemen bei Zweitakt-Ottomotoren. Bisher ist hier noch keine Konvergenz auf wenige oder einheitliche Technologien festzustellen; diese ist auch zukünftig noch nicht absehbar. Mit der bei Pkw-Motoren mittlerweile etablierten Technologie der Hochdruck-Direkteinspritzung stehen nun auch geeignete Serienkomponenten zur Hochdruckerzeugung und Kraftstoffeinspritzung zur Verfügung. Anhand eines von der Firma Bombardier Rotax initiierten Forschungsprojektes [44] sollen die Herausforderungen und Potenziale der Hochdruck-Direkteinspritzung zur weiteren Senkung der Emissionen auch bei höchsten Drehzahlen und spezifischen Leistungen erläutert werden. Die Untersuchungen wurden mit einem adaptierten automotiven Magnetventilsystem mit einem Kraftstoffdruck von 130 bar durchgeführt, wobei die eingesetzte Kegel-Dralldüse einen Kegelwinkel von 60° sowie einen statischen Durchfluss von 19,6 g/s aufwies. Als Forschungsmotor wurde ein Einzylinderaggregat mit einem Hubraum von 500 cm3 und einem Verdichtungsverhältnis H =11,6 eingesetzt, der bei der Nenndrehzahl von 8000 min–1 einen effektiven Mitteldruck von etwa 9 bar erreicht. In Bild 14.51 sind die bei diesem Motor verwendeten Steuerzeiten und die bei innerer Gemischbildung möglichen Einspritzphasen in einem Kreisdiagramm dargestellt. Diese sind beim Zweitakt- bzw. Viertaktmotor jeweils für eine frühe (homogene) und eine späte (geschichtete) Einspritzstrategie zu sehen [43]. Zur räumlichen Anordnung der Einspritzdüse und Zündkerze [34], der geometrischen Gestaltung des Brennraums und Auslegung der Düse wurden mittels 3D-CFD-Simulation Ladungsbewegung und Gemischbildung untersucht und ausgelegt; diese sind im Schnitt in Bild 14.52 dargestellt.

14.3 Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung

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Bild 14.51: Kreisdiagramm der Einspritzphasen für Hochdruckdirekteinspritzung bei Zweitaktmotoren (2-T) und Viertaktmotoren (4-T) für frühe und späte Einspritzstrategie [43]

Bild 14.52: Schnitt durch den Zylinder mit verschiedenen Zündkerzenpositionen [44]

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14 Motorkonzepte

In Bild 14.53 ist das verwendete Berechnungsgitter mit Membrankasten (links), Überströmkanälen, Kurbelgehäuse einschließlich Kolbenunterraum, Brennraum (zwei Varianten) und Auslasskanälen zu sehen. Die Ergebnisse in Bild 14.54 zeigen für eine geometrische Ausführung die Ladungszusammensetzung zum Zündzeitpunkt bei den Einspritzstrategien „frühe (homogene)“ und „späte (geschichtete)“ Einspritzung. Deutlich ist die wesentlich homogenere Ladung bei der früheren gegenüber der späten Einspritzung zu sehen. Im Auslassbereich (rechts) zeigt sich allerdings auch der Vorteil der späten Einspritzung. Durch den extrem späten Einspritzbeginn gelangt kein Kraftstoff-Luftgemisch in den Auslasstrakt. So können bei der späten Einspritzstrategie die zweitakttypischen Spülverluste fast vollständig vermieden werden.

Bild 14.53: Berechnungsgitter der 3D-CFD-Simulation des Vollmotors [44]

Bild 14.54: Ladungszusammensetzung („Equivalence ratio“, 1/O) zum Zündzeitpunkt bei früher Einspritzung links (Einspritzbeginn = 160° KW) und bei später Einspritzung rechts (Einspritzbeginn = 250° KW) [45]

14.3 Zweitakt-Ottomotoren mit Direkteinspritzung

419

Die Funktionsergebnisse aus den experimentellen Untersuchungen, Bild 14.55, zeigen die Vorteile der Hochdruck-Direkteinspritzung gegenüber anderen Gemischbildungssystemen. Sowohl beim Verbrauch als auch bei den HC-Emissionen erzielt die HochdruckDirekteinspritzung im Vergleich zur herkömmlichen Gemischaufbereitung (Vergaser  100%) deutliche Vorteile. Durch späte Einspritzung können die HC-Eimissionen um etwa 95% reduziert werden. Die als Nachteil der frühen Einspritzung auftretenden höheren HCEmissionen können durch die Verwendung eines Oxidationskatalysators mehr als kompensiert werden. Mit früher Einspritzung kann im Mitteldruck sogar ein geringer Vorteil sowie die Voraussetzung für Nenndrehzahlen deutlich über 7000 min–1 erreicht werden.

Bild 14.55: Vergleich der HC-Emissionen und des Verbrauches verschiedener Gemischbildungssysteme bei Nenndrehzahl und Nennmoment [44]

Abschließend bleibt festzustellen, dass eine sowohl hinsichtlich Funktion als auch Kosten überzeugende Lösung der Emissionsthematik die entscheidende Frage für das langfristige Überleben des Otto-Zweitaktmotors ist. Äußere Gemischbildung wird wegen der bei einfachen schlitzgesteuerten Motoren unvermeidlichen Spülverluste und der damit verbundenen Emissions- und Wirkungsgradprobleme bei emissionsgeregelten Anwendungen kein zukunftssicheres Konzept darstellen. Innere Gemischbildung ist ein, wenn nicht der entscheidende Ansatz dazu.

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14 Motorkonzepte

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15 Benzin-Direkteinspritzung in den Märkten der Triade

15.1 Einleitung Nachdem die Benzin-Direkteinspritzung im Automobilbau bis Mitte der 1990er Jahre eine Randerscheinung war, hat sie sich seit dem Jahr 2000 als System etabliert, mit dem sich alle großen Autohersteller auseinandersetzten. Die Märkte der Triade entwickeln sich aufgrund unterschiedlicher Rahmenbedingungen sowie Entwicklungs- und OEM-Strategien weder zeitgleich noch mit identischen Lösungsansätzen. In Zukunft wird die Benzin-Direkteinspritzung insbesondere in Märkten mit harten Emissions-, Leistungs- und Verbrauchsforderungen eine noch wichtigere Rolle spielen und den Ottomotor zu einer verbesserten Wettbewerbsfähigkeit gegenüber konkurrierenden Antriebskonzepten verhelfen.

15.2 Die Märkte der Triade Die im Kapitel 2 Geschichte der Benzin-Direkteinspritzung skizzierten Ansätze für die Umsetzung im Automobilbau haben sich in den 1950er Jahren nicht durchsetzen können. Erst 1996 mit der Einführung der ersten Mitsubishi-Modelle mit Benzin-Direkteinspritzung wurden die Bemühungen wieder schlagartig verstärkt. In Japan, aber insbesondere in der westeuropäischen Automobil- und System-Zulieferindustrie war man von den werblich aggressiven Auslobungen einer Verbrauchsenkung um 25% überrascht. Die ersten, unter großem Zeitdruck entwickelten Serien europäischer Hersteller, erfüllten die Erwartungen genau so wenig wie die japanischen Entwicklungen. Nach einer initial großen Euphorie setzte schnell Ernüchterung ein. Die versprochenen Verbrauchseinsparungen von 25% im Verbrauchszyklus waren schon in der theoretischen Herleitung nicht zu halten. Im tatsächlichen Fahrbetrieb stellte sich statt dessen häufig überhaupt keine relevante Verbesserung der Verbrauchswerte ein. Der Zusatznutzen des leicht erhöhten Drehmomentes und der erhöhten Leistung gegenüber der Saugrohreinspritzung stand in ungünstigem Verhältnis zu den hohen Systemkosten. Neben den Entwicklungsaufwendungen und kostentreibenden Applikation der Magerbrennverfahren waren diese begründet in den hohen Komponentenkosten einschließlich der teuren Abgasnachbehandlung (NOx-Katalysatoren), die in der Anlaufphase noch keine Skaleneffekte in der Produktion boten. Insbesondere die Systeme des wandgeführten Brennverfahrens waren gegenüber guten Saugrohreinspritzsystemen nicht

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15 Benzin-Direkteinspritzung in den Märkten der Triade

spürbar überlegen, aber erheblich teurer in der Herstellung. Auch die zahlreichen anderen Systemansätze waren unter Kosten-Nutzen Aspekten nicht attraktiv. Dies führte zu einer großen Verunsicherung der Anbieter über die Zukunft der Benzin-Direkteinspritzung. Einige neu eingeführte Motoren und zahlreiche Motorenprojekte wurden gestrichen, zurückgestellt, schnell wieder abgesetzt oder kamen langsamer auf Produktionsstückzahlen als prognostiziert. Ein Großteil der Pkw-Hersteller haben sich auf Vorentwicklungsaktivitäten und Kleinprojekte beschränkt, die technischen Möglichkeiten ausgelotet und den Markt beobachtet. Die Presseberichterstattung fiel in den ersten 6 Jahren entsprechend verhalten und sogar negativ aus, denn die Produktleistung entsprach nicht den Erwartungen. Mehrere Parallelentwicklungen leiteten schließlich einen Umschwung im Glauben an das Potenzial ein. Eine Rahmenbedingung war der Zwang von Verbrauchseinsparungen im Zuge steigender Rohölpreise und gesetzgeberische Initiativen zur Reduktion des CO2Ausstoßes. Zum anderen wurden die Emissionsgrenzen gesenkt. Dies traf insbesondere Dieselmotoren, die zwar über bessere CO2-Werte, aber funktionsbedingt auch über schlechtere Partikel- und Stickoxid-Emissionen als der Ottomotor verfügen und somit über noch aufwändigere Abgasnachbehandlung noch teurer wurden. Entscheidend aber waren neue Erkenntnisse über zusätzlich realisierbare Vorteile, die sich mittels der Technik erschlossen. Neben der deutlichen Reduktion der Schadstoffemission im Vergleich zur ersten Generation wurden die Verbrauchseinsparungen nun bei richtiger Systemauslegung mit 15% realistisch beziffert. Hierfür gibt es technisch alternative Ansätze. Einer ist Downsizing des Hubraums mittels Aufladung, die bei Ottomotoren mit Direkteinspritzung ein hohes Synergiepotenzial bietet. Der andere oder zusätzliche Ansatz ist das strahlgeführte Brennverfahren, dass sich insbesondere für Motoren ab 6 Zylindern als attraktiv erweisen kann. Schon die erste Generation der genannten Turbo-Motoren mit Direkteinspritzung, die von Audi als Leistungsversionen entwickelt und im Volkswagenkonzern ab 2003 breit eingeführt wurden, führte zu sehr positiven Pressereaktionen. Bei den eingeführten Modellen stand nicht primär die Verbrauchseinsparung durch Hubraumreduktion, sondern das hohe Drehmoment über einen breiten Drehzahlbereich im Vordergrund. Es gelang hiermit, die öffentliche Wahrnehmung zum Positiven zu verändern und eine wettbewerbsfähige Alternative zum Dieselmotor in Aussicht zu stellen, der seinen Anteil in Europa in den Jahren zwischen 1989 und 2005 von 15 auf 50% steigern konnte. In Analogie waren es also auch beim Ottomotor die Direkteinspritzung und die Turboaufladung, die dem Dieselmotor schon Jahre vorher zum Siegeszug verholfen haben. In Japan entwickelte sich der Markt weniger sprunghaft. Zwar zogen Toyota, Nissan und Honda mit Motorprojekten nach, die Stückzahlen und die angebotene Modellpalette blieben bis auf die von Toyota allerdings stark begrenzt. Toyota, 2004 mit knapp 90% Anteil im japanischen Markt der Benzin-Direkteinspritzer weit vorne, stellte 2003 gleichfalls von Magerbrennverfahren auf stöchiometrische Verbrennung um. Mitsubishi, der Pionier auf dem Markt, war zu diesem Zeitpunkt schon wieder ausgestiegen und hatte kein Modell mehr im Angebot. Als weiterer großer japanischer OEM kam Mazda 2005 mit einem Ottomotor mit Direkteinspritzung und Turboaufladung als Leistungsvariante in kleiner Stückzahl in die Märkte der Triade.

15.2 Die Märkte der Triade

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Als letztes wurde der US-amerikanische Markt erschlossen. Begonnen hat BMW mit seinem 12-Zylindermotor als Homogenkonzept. Erst Toyota und später Audi rückten mit nennenswerten Stückzahlen nach. Von den großen US-amerikanischen OEMs wurde GM als erste mit einem aufgeladenen Hochleistungsmotor 2006 und anschließend mit einem 3,6 l V6-Motor aktiv. Treiber waren höhere Leistungsanforderung bei niedrigem Verbrauch sowie gute Emissionen, möglichst unter Vermeidung der teuren Sekundärlufteinblasung. Entscheidend für den Erfolg in den USA wird sein, ob ein Downsizing mit Zylinderreduktion von 8 auf 6 Zylinder und Turboaufladung auf Endkundenakzeptanz stößt und damit den teuren Hybrid und Diesel-Motorkonzepten Paroli bieten kann. Wenn schwefelarme Kraftstoffe zur Verfügung gestellt werden und die Systemkosten sinken, haben mittelfristig auch strahlgeführte Magerbrennverfahren bei den hubraumstarken USMotoren eine gute Marktchance. Bild 15.1 zeigt die Marktersteinführung nach Herstellern und Brennverfahren.

Bild 15.1: OEM-Markteinführung nach Brennverfahren

15.3 Ausblick In den Märkten Europas, Japans und USA wird sich die Benzin-Direkteinspritzung weiter etablieren und sich im Portfolio aller namenhaften OEMs finden. Treiber sind neben der CO2-Reduktion die gute Drehmomententfaltung und Leistungssteigerung, insbesondere im Zusammenhang mit der synergetisch wirkenden Aufladung. Diese hat schon dem Dieselmotor in Westeuropa zum Durchbruch verholfen. Da die Emission der stöchiometri-

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15 Benzin-Direkteinspritzung in den Märkten der Triade

schen Verbrennung unter Einsatz bekannter Dreiwege-Katalysatortechnik selbst die strengsten weltweiten Abgasnormen erfüllt, gibt es für die Verbreitung keine substanzielle Barriere. Über Kostenfortschritte bei der Katalysatortechnik zur Entstickung werden sich auch für die strahlgeführten Magerbrennverfahren Potenziale insbesondere bei Motoren mit mehr als vier Zylindern erschließen. Während sich die Benzin-Direkteinspritzung als Attribut zur Profilierung und Markenimagesteigerung nur noch begrenzt eignet, wird sie eine hohe Bedeutung haben, um Ottomotoren wettbewerbsfähig zu halten und die zukünftig gesteigerten weltweiten Anforderungen an Verbrauch, Emission und Leistung bei am Markt erzielbaren Preisen zu erfüllen. Die Marktentwicklung zeigt Bild 15.2.

Bild 15.2: Marktentwicklung der Benzin-Direkteinspritzung

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16 Ausblick

16 Ausblick Die Senkung des Kraftstoffverbrauchs und die Reduzierung der Schadstoffemissionen steht nicht nur heute, sondern wird auch in den nächsten Jahren im Mittelpunkt der Motorenentwicklung für Kraftfahrzeuge stehen. Nicht nur der Dieselmotor mit Direkteinspritzung, auch der Ottomotor mit Direkteinspritzung verfügt trotz des heute hohen technischen Standes noch über ein enormes Potenzial im Hinblick auf die Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs. Aktuelle Statements aus der Fachwelt [1] bescheinigen insbesondere dem Ottomotor bei konsequenter Weiterentwicklung und Umsetzung seiner technischen Möglichkeiten einen Kraftstoffverbrauch, der nahe heutiger und auch zukünftiger Dieselmotoren liegen kann. Mit dem klar erkennbaren Trend der Direkteinspritzung beim Ottomotor in Kombination mit Aufladung weist der Ottomotor nicht nur einen niedrigen Kraftstoffverbrauch und geringe Schadstoffemissionen, sondern auch eine gehörige Portion Fahrspaß auf. Für den Betrieb im unteren und mittleren Last- und Drehzahlbereich, bei dem eine Schichtladung sinnvoll und zukünftig auch mehr und mehr eingesetzt werden wird, ist besonders das strahlgeführte Gemischbildungs- und Verbrennungsverfahren geeignet. Nach heutigem Entwicklungs- und Kenntnisstand erfordert dieses Konzept noch umfangreiche Forschungs- und Entwicklungsarbeiten, bis das volle Potenzial im Hinblick auf Wirkungsgradsteigerung bei gleichzeitig niedrigsten Schadstoffemissionen genutzt werden kann. Dabei muss es bei dieser Art der Einspritzung in den nächsten Jahren gelingen, die Gemischbildung zuverlässig so umzusetzen, dass eine ideale Schichtung zwischen Frischgemisch und umgebender Luft und/oder umgebendem Abgas durch Abgasschichtung unter allen Randbedingungen, in denen ein Schichtladungsbetrieb wünschenswert ist, realisiert wird. Erste Motoren mit strahlgeführter Direkteinspritzung von DaimlerChrysler und BMW wurden im Markt eingeführt [2, 3]. Weitere Hersteller werden in den nächsten Jahren sicherlich diesem Trend folgen. Für den optimalen Motorbetrieb mit strahlgeführter Direkteinspritzung kommt dem Einspritzsystem besondere Bedeutung zu. Heutige Einspritzdrücke bis 200 bar wurden bereits bei den ersten zwei von DaimlerChryler und BMW im Jahr 2006 bzw. 2007 im Markt eingeführten Motoren erzielt. Forschungsarbeiten mit deutlich höheren Einspritzdrücken im Bereich über 300 bar – eventuell bis 500 bar und mehr – werden heute bereits durchgeführt [4] und zeigen im Ansatz weiteres Potenzial in der Reduzierung des Kraftstoffverbrauchs und in der Erzielung niedrigster Schadstoffemissionen. Notwendigkeit und Zeitrahmen für die Entwicklung von Einspritzsystemen, die diesen Drücken auf Dauer gewachsen sind, werden ganz wesentlich davon bestimmt, ob es gelingt, die erforderlichen höheren Pumpen-Antriebsleistungen zu kompensieren und somit das Potenzial in einen effektiven Vorteil umsetzen zu können.

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Bisher ist die Forschung und Entwicklung bei der Direkteinspritzung in Ottomotoren noch am Anfang der Entwicklung und nicht so weit fortgeschritten, dass insbesondere die strahlgeführte Direkteinspritzung mit Magerbetrieb und Schichtladung weltweit zum Einsatz kommen kann. Daher wird die Direkteinspritzung beim Ottomotor von nahezu allen Automobilherstellern zurzeit und auch in den nächsten Jahren mit homogener Gemischbildung und in vielen Fällen in Kombination mit der Aufladung im Markt eingeführt. Dies hat einerseits den Vorteil einer deutlich höheren spezifischen Leistung als bei Motoren mit äußerer Gemischbildung und sie bieten damit eine besondere Fahrfreude, andererseits können in Verbindung mit der bewährten Abgasnachbehandlung des DreiwegeKatalysators weltweit alle derzeit und in nächster Zukunft geltenden Abgasgesetze erfüllt werden. Dadurch wird der weltweite Einsatz der Direkteinspritzung beim Ottomotor möglich. Angesichts von inzwischen mehreren Hunderttausend produzierten Ottomotoren mit Direkteinspritzung und der anfänglichen Dominanz der Japaner in den Jahren von 1995 bis 2000 haben die wichtigsten europäischen Fahrzeughersteller in den letzten Jahren deutlich aufgeholt und ihre Motorenpalette um Ottomotoren mit Direkteinspritzung erweitert. Diese waren zunächst als wandgeführte Verfahren mit einem kleinen Anteil an Schichtladungsbetrieb im Motorkennfeld ausgeführt. Wegen der hohen Kraftstoffpreise in Europa wird insbesondere für den europäischen Markt angenommen, dass in wenigen Jahren Ottomotoren mit Direkteinspritzung einen erheblichen Marktanteil neben den konventionellen Ottomotoren mit äußerer Gemischbildung und den Dieselmotoren erreichen werden, Bild 16.1.

Bild 16.1: Marktentwicklung motorischer Antriebssysteme in Europa bis 2010 [5]

Die Aufteilung von Ottomotor und Dieselmotor wird nach dieser Studie in den nächsten Jahren in Europa annähernd auf dem Stand von heute bleiben. Beim Ottomotor werden die Direkteinspritzung, die variable Ventilsteuerung und die Aufladung mit Downsizing

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in den nächsten Jahren gegenüber der konventionellen Saugrohreinspritzung zunehmen. Darüber hinaus werden sich auch zunehmend Kombinationssysteme aus den verschiedenen Ottomotoren-Technologien wie Direkteinspritzung und Aufladung durchsetzen. Alternative Antriebe wie der Hybridantrieb sind in den nächsten Jahren in Europa wegen der vorherrschenden unterschiedlichen Rahmenbedingungen zu der Verkehrssituation in Japan und den USA, vor allem in Kalifornien, nur in geringer Stückzahl zu erwarten. Interessant ist, dass Hybridantriebe auch in Japan und in den USA bis heute nur wenig vertreten sind. Alternativen zum Ottomotor und Dieselmotor als Antrieb für Kraftfahrzeuge haben begrenzt nur der 4-Takt-Gasmotor, der Hybridantrieb, der Wasserstoffmotor als Hubkolben- oder Wankelmotor und die Brennstoffzelle. Jedoch sind bei all diesen so genannten alternativen Antrieben die heute an einen Verbrennungsmotor für Personenkraftwagen gestellten extrem vielfältigen Anforderungen nur teilweise erfüllbar, oder die Kosten sind im Vergleich zum Verbrennungsmotor heute noch deutlich zu hoch und somit wirtschaftlich nur schwer zu vertreten. Auch in den realen CO2-Emissionen sind nicht die Vorteile erzielbar, die immer wieder durch die Befürworter solcher Antriebe propagiert werden, da diese Antriebe in der Regel nur speziell auf die gültigen Testzyklen für die Abgasgesetzgebung entwickelt werden. Im realen Fahrbetrieb sowohl in Europa als auch in Ländern wie die Vereinigten Staaten und Kanada lassen sich bei vergleichbaren Fahrzeugkonzepten bisher keine geringeren Verbräuche feststellen, Bild 16.2.

Bild 16.2: Verbrauchsvergleich: Hybrid versus Verbrennungsmotor [5]

Während der Kraftstoffverbrauch in gesetzlich vorgeschriebenen Fahrzyklen für die Hybridfahrzeuge niedriger als für die Fahrzeuge mit Ottomotor und Dieselmotor ist, ergibt sich im realen Fahrbetrieb bei den Hybridfahrzeugen ein höherer Kraftstoffverbrauch als beim Fahrzeug mit Dieselmotor. Im Vergleich zum Fahrzeug mit Ottomotor schmilzt der Verbrauchsvorteil der Hybridfahrzeuge ebenfalls deutlich, was im Wesentlichen an dem höheren Gewicht für den Hybridantrieb gegenüber dem Verbrennungsmotor liegt. Darüber hinaus liegen die Kosten für Hybridantriebe erheblich über den Kosten für den Ottomotor

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und auch deutlich über den Kosten für den Dieselmotor. Bei einer Abschätzung der zukünftigen Entwicklungsmöglichkeiten von Otto- und Dieselmotor ergibt sich für beide Antriebskonzepte noch ein erhebliches Verbesserungspotenzial, wenn man für diese vergleichbare Kosten wie für den Hybridantrieb ansetzt. Während der Hybridantrieb besonders für den städtischen Betrieb geeignet ist und dabei Vorteile gegenüber dem heutigen Ottomotor bietet, dürfte der Ottomotor bei konsequenter Entwicklung hin zur Direkteinspritzung zumindest bei Überland- und Autobahnbetrieb Vorteile gegenüber dem Hybridantrieb bieten, und das bei deutlich geringeren Kosten für den Antrieb selbst. Untersuchungen und Analysen aus der Automobilindustrie bestätigen diese Einschätzung und sehen die heutige Hybridtechnik mit Verbrennungsmotor und relativ großem Elektromotor bisher nur dort als sinnvoll an, wo die regionalen Verkehrssituationen für dessen Einsatz besonders günstig sind [6]. Auch die Brennstoffzelle wird sich trotz der bis zum Jahr 2000 vorherrschenden Euphorie mit einer damals angekündigten Markteinführung bis zum Jahr 2005 nach allen heute vorliegenden Kenntnissen und Erfahrungen mit der Entwicklung dieses Antriebs nicht innerhalb der nächsten Jahre im Markt etablieren. In [6] wird ausgeführt, dass die Brennstoffzelle nicht in den nächsten 25 bis 30 Jahren im Automobil in größerem Umfang als Antriebsaggregat eingesetzt wird. Alle Automobilhersteller teilen diese Meinung, wobei einige wie GM und Honda die Brennstoffzelle ab dem Jahr 2015 serienreif sehen, während andere wie Volkswagen und Nissan die Brennstoffzelle nicht vor 2030 so weit entwickelt sehen, dass sie für den Serieneinsatz im Fahrzeug tauglich ist [6, 7], Bild 16.3. Ein wesentlicher Problempunkt dabei sind die enorm hohen Kosten für den Brennstoffzellenantrieb. Darüber hinaus sind auch die dafür notwendigen Kraftstoffe, zum Beispiel Wasserstoff, sowohl in ihrer Herstellung als auch in der Darstellung der dafür erforderlich Infrastruktur problematisch, da diese kostenintensiv und mit einem schlechten Wirkungsgrad behaftet sind. Dies trifft sowohl für Wasserstoff aus fossilen wie auch aus regenerativen Energien zu.

Bild 16.3: Entwicklung der Antriebskonzepte für Pkw [7]

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Zu erkennen ist im Bild 16.3, dass ab 2015 zunehmend der Hybridantrieb als Kombination von Ottomotor und Elektromotor zum Einsatz kommen wird. Ab 2025 wird mit dem Einsatz des Hybridantriebs aus Kombination von Dieselmotor und Elektromotor gerechnet. Erst ab dem Zeitraum zwischen dem Jahr 2035 und dem Jahr 2045 werden die ersten Brennstoffzellenantriebe in größeren Stückzahlen im Pkw erwartet. Grund hierfür ist, dass bisher kaum Wasserstoff aus regenerativen Quellen vorhanden ist und die Wasserstoff-Erzeugung aus fossilen Energien zu teuer und ineffizient ist. Wird die Weiterentwicklung des Ottomotors mit Direkteinspritzung in den nächsten Jahren ähnlich konsequent wie beim Dieselmotor in den letzten 20 Jahren durchgeführt, sind mit diesem Pkw-Antrieb Prozesswirkungsgrade und ein Kraftstoffverbrauch im Bereich heutiger sparsamster Dieselmotoren bei gleichzeitiger Einhaltung strengster Emissionsgrenzwerte möglich. Unter Anbetracht dieser noch vorhandenen Möglichkeiten bei der Optimierung wird der Ottomotor auch nach jetzt 130 Jahren noch lange Zeit das dominierende Antriebsaggregat für den Personenkraftwagen bleiben. Bestätigt sich der in [7] vorausgesagte Trend zum Hybridantrieb als Kombination aus Verbrennungsmotor und Elektromotor, so ist unter Berücksichtigung von Energieeffizienz und Abgasemissionen bei angemessenen und noch akzeptablen Kosten der Ottomotor mit Direkteinspritzung in Kombination mit einem Elektromotor mit kleiner Leistung im Vergleich zum Verbrennungsmotor ohne Hybridelemente als die beste Lösung für den zukünftigen Pkw-Antrieb zu sehen. Dabei wird der Ottomotor eine strahlgeführte Direkteinspritzung beinhalten und sollte nur zum Antrieb im Fahrbetrieb genutzt werden. Der Elektromotor sollte sowohl als Generator zur Wandlung der beim Verzögern des Fahrzeugs erzeugten Bremsenergie in elektrische Energie als auch zum Antrieb beim Start, bei Anfahrvorgängen und beim Betrieb in so genannten verkehrsberuhigten Zonen zum Einsatz kommen. Darüber hinaus sollte der Elektromotor bei Beschleunigungsvorgängen bei Bedarf eine BoosterFunktion übernehmen und in Kombination mit der Batterie für die Energieversorgung des Bordnetzes sorgen. Dadurch wird der Verbrennungsmotor von Aufgaben befreit, für die er heute zusätzlich zum Antrieb eingesetzt wird, im Grunde jedoch dafür nicht besonders geeignet ist. Wird der zukünftige Verbrennungsmotor als Ottomotor mit Direkteinspritzung oder als Dieselmotor mit Direkteinspritzung in erster Linie nur noch als reiner Fahrzeugantrieb eingesetzt, während die weitere Energieversorgung im Fahrzeug durch Hybridisierung erfolgt, sind Schadstoffemissionen auf nahezu Nullniveau möglich bei einem Kraftstoffverbrauch, der um bis zu 50 % unterhalb des heutigen Niveaus liegen kann. Auf den Fahrspaß wird man trotzdem nicht verzichten müssen.

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Literatur [1] List, H.: Eröffnungsvortrag. 18. Tagung Motor und Umwelt. Graz, 2006 [2] Waltner, A.: Die Zukunftstechnologie des Ottomotors: strahlgeführte Direkteinspritzung mit Piezo-Injektor. 26. Wiener Motorensymposium, 2006 [3] Klüting, M.; Melcher, T.: Effiziente Dynamik – ein integraler Ansatz für die BMW Antriebe der Zukunft. 14. Aachener Kolloquium Fahrzeug- und Motorentechnik, 2005 [4] Spicher, U.; Kubach, H.; Hänsche, J. P.: Die strahlgeführte Direkteinspritzung als Zukunftskonzept für Ottomotoren. MTZ-Konferenz Motor 2006, Stuttgart, 2006 [5] Mikulic, L.: Die Zukunft des Automobils: Herausforderungen für die Mercedes Car Group. 13. Aachener Kolloquium, 2004 [6] Rabe, M.: Keine Begrenzung nach oben und unten. In: Automobil Industrie (2006), Nr. 9 [7] Aussage und Bericht von Nissan im Februar 2006

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Sachwortverzeichnis Sachwortverzeichnis 10.15-Mode-Testzyklus 224 f. 10-Mode-Testzyklus 224 f. 11-Mode-Testzyklus 224 f. 1-Zylinder-Radialkolbenpumpe 127 3-Wege-Ventil 128 3-Zylinder-Axialkolbenpumpe 128 3-Zylinder-Radialkolbenpumpe 127 14-Zylinder-Sternflugmotor 15 50%-Umsatzpunkt 66 A Abdichten 362 Abgasemissionen 358 Abgasgegendruck 171 Abgasgesetzgebung 192 –, Europa 219 –, USA 221 –, Japan 224 Abgaskatalysator 354 Abgasnachbehandlung 57, 201 – bei Magergemisch 234 ff. – bei stöchiometrischem Betrieb 230 Abgasrückführrate (AGR-Rate) 46 f. Abgasrückführung (AGR) 69 f., 95 f., 229 Abgasrückhaltung 96 Abgasrücksaugung 96 Abgasschichtung 70, 203 –, Konzepte 70 Abgastemperatur 288 Abgasturboaufladung 170, 198 Abgasturbolader 15, 170, 209, 389 Abgaswärme-Zuheizer 322, 330 Abgaszusammensetzung 213 Ablagerungen 56, 215, 273, 362 – auf Einlassventilen 289 f. Ablehnungsgrenzwerte 354 Abmagerungsfähigkeit 142 Abspritzdruck 18 ACEA-Selbstverpflichtung 193, 227 ACEA-Spezifikation (Association des Constructeurs Européens d’Automobiles) 227, 369 f. AC-Synchron-Permanentmotor 343 Additive 95, 352, 356, 362 f., 367 –, Komponenten 367 A-Düse 120, 139 ff., 392 Advanced-Technology-PZEV (AT-PZEV) 222

AD-Verfahren (Allstoff-Direkteinspritzung) 23 aerodynamische Kräfte 33 AGR (Abgasrückführung) 69 f., 95 f., 229 AGR-Rate 46 f. AGR-Verträglichkeit 380 Alfa Romeo JTS (Jet Thrust Stoichiometric) 381 Alkane 349 Alterungsbeständigkeit 366 Alterungsstabilität 362, 366 Aluminiumlegierungen 279 Aluminiumoxidschicht 292 Anfahr- und Dynamikverhalten 211 Anker 131 Anregungspegel 103, 106 Ansaugluftvorwärmung 94 Ansprechverhalten 155, 211 Antioxidantien 357 Antriebsleistung 124 API-Klassifikation (American Petroleum Institute) 369, 371 Aromatengehalt 358 ATIEL (Association Technique de l’Industrie Europeenne des Lubrifiants) 365 atmosphärische Destillation 366 atmosphärischer Gasmotor 3 Audi 2.0 TFSI 48, 198, 387 Aufbau von Motorölen 362 Aufheizstrategien 238 – für Abgaskatalysatoren 147 Aufladung 48, 57, 161, 205, 387 Ausbreitungsgeschwindigkeit der Verbrennung 37 Auslassventil 287 –, Werkstoff 288 Auslenkung 76 Außenbordbereich 415 Außenbordmotor 411 f., 415 äußere Abgasrückführung 95 äußere Gemischbildung 29 Aussetzergrenze 266 Austrittsgeschwindigkeit 33 Auto Oil I Programme (AOPI) 358 Autofrettage 130 Axialkolbenpumpe 125, 128 B Barometerdose 18 Basisflüssigkeiten 365

434 Batterie –, Bleisäure-, Nickel-Cadmium-, NickelMetallhydrid-, Lithium-Ionen- 345 Bauteiltemperatur 287 f. Bauvolumen 153 Benzin-Direkteinspritzung 7, 31 Beschichtungen 282 Beschleunigungsklopfen 88 Beschleunigungsverhalten 157 Betriebsmoden 107 Betriebsmodenwechsel 106 Betriebsmodus 250 Betriebspunktverlagerung 206 Betriebsstoffvorschriften 373 Betriebsstrategien 31 Bio-Ethanol 359 Biogen 359 biogener Kraftstoff 109 Biomasse 359 Blitzlampe 273 Blow-by 278 Blow-by-Gas 289 Blow-by-Gasstrom 301 Blower 165 BMW 760i 385 BMW High Precision Injection (HPI) 390, 394 BMW VALVETRONIC 49 Bogenentladungsphase 265 Bogenphase 75, 264 BPI-Verfahren (Bowl Prechamber Ignition) 51 f. Breitbandlambdasonde 237 Brennfleckradius 272 Brennfunktion 61, 66 Brennraumablagerungen 273 Brennraummoden 102 Brennstoffzuheizer 327, 331 Brennverfahren 55, 60, 62, 102 –, luftgeführte 60 –, strahlgeführte 62 –, wandgeführte 55 –, wand-/luftgeführte 197 BTL (Biomass to Liquid) 108 Bundes-Imissionsschutz-Verordnung (BimSchV) 354 Bus-System 325 C CAFE-Grenzwerte (Corporate Average Fuel Economy) 339 California Air Resources Board (CARB) 221 Casting Net Injector 378

Sachwortverzeichnis CCMC-Spezifikation (Comitée des Constructeurs d’Automobiles du Marché Commun) 369 CEC (Coordinating European Council for the Development of Performance Tests for Transportation Fuels, Lubes and other Fluids) 369 CGI (Charges Gasoline Injection) 382 Chevrolet Silverado 340 Chromoxidschicht 292 CLS 350 CGI 392 CO2-Ausstoß 343 CO2-Emissionen 345 f. CO2-Steuer 339 Combined Combustion System (CCS), VW 108 Common-Rail-Einspritzsystem 121 Common-Rail-Einspritzung 70 Common-Rail-Hochdruck-Direkteinspritzung 121 ff. Cordierit 240 Corporate Average Fuel Economy (CAFE) 193, 226 Cracken 351 CVS-Messverfahren (Constant-Volume-Sampling) 225 Cycloalkane 349 D Daimler-Benz 300 SL 19 f. Daimler-Benz-Flugmotoren 12 ff. DaimlerChrysler M271DE 382 Dampfdruck 355, 360 Dampfdruckanomalie 360 Dampfdruckverhalten 360 Dampfmaschine 3 Dämpfungsscheibe 256 Dauerhaltbarkeit 269 deflagrative Verbrennung 90 degenerative Kettenverzweigung 91 DENOX-Katalysator 234 Desorption 215 Destillation 350 Destillationsschnitte 366 Detergentien (Reinigungs- und Reinhalteadditive) 357 Detergents 362 Detonation 90 Detonationswelle 89 detonative Verbrennung 90 Dichtungsverträglichkeit 369 Diesel-Knocking-Index (DKI) 105 Dieselmotor mit Direkteinspritzung 335, 343 Diesotto, DaimlerChrysler 108 Differenzdruck 46 Diffusion 75 Diffusionsverbrennung 145

Sachwortverzeichnis DIN EN 228, 353 Diodenlaser 272, f Direkteinspritzung 1, 29, 335 – der ersten Generation 382 – der zweiten Generation 62, 198 – mit geschichtetem Gemisch 1, 52 – mit homogenem Gemisch 1, 43 –, strahlgeführte 198 Direkt- und Kanaleinspritzung 345 Direkt- und Saugrohreinspritzung 344 direktes Verbrennungsgeräusch 243 Direktstart 203 Dispersants 362 Dissoziationsreaktion 97 DKI (Diesel-Knocking-Index) 105 DLC-Beschichtung (Diamond Like Carbon) 124 Doppeleinspritzung 147, 239 Doppelspaltinjektoren 387 Downsizing 44, 205 ff., 317, 335 ff., 424 –, Konzept 25, 203, 244, 313 – mit Lastpunktverschiebung 335 Downspeeding 209 ff. Drallbewegung 56 Dralldüse (Swirl-Nozzle) 133 ff., 141 Drall-Einspritzventil 49 drallfreie Brennverfahren 23 Drallkanal 40, 46 Drallklappe 41, 299, 383 Drall-Reynolds-Zahl (SRN) 134 Drallströmung 6, 16, 39, 60, 378 Drallzahl 40 Drehkolbenlader 165 Drehmoment 151 ff. –, Aufbau 156 –, Konzept 157 Drehschwingungen 246 Dreifacheinspritzung 147 Dreiwege-Katalysator 230 Dreizylinder-Turbo-Aggregat 255 Drosselblende 258 Drosselklappe 29 –, schaltbare 247 Drosselregelung 53 Drosselverluste 29, 292 Druckdämpfer 127 Druckgradienten 100, 103 Druckluftzerstäubung 44 Druckreduzierung 46 Druckschwankung 130 Drucksteuerventil 123, 127, 130 Druckstoßeinspritzung 413 Druckübersetzung 408 Druckwelle 85, 90

435 Druckzerstäubung 44 Durchbruchsphase 75, 264 Durchflussprüfstand 40 Durchschlag 267 Düse 401 Düsenöffnungsquerschnitt 42 Dynamikverhalten 211 E E10 360 E5 360 E85 360 eBooster, Elektrischer Booster 180 EELOMS (European Engine Lubricant Quality Management System) 369 effektiver spezifischer Kraftstoffverbrauch 189 effektiver Wirkungsgrad 190 f. EH-Tuner 276 Einbereichsmotoröle 363 Einblasung 413 Eindringtiefe 136 Einlasskanal 39 Einlassmündungsgeräusch 105 Einlassventile 287 Einlassvorgang 37 Einsatz des Energiemanagements 335 Einspritzdruck 36, 42, 63, 71 Einspritzdüsen 9, 131 ff. – nach außen öffnend 19 Einspritzkolben 410 Einspritzstrategie 97, 107, 143 ff. Einspritzsystem 117 Einspritzung von Methanol 12 Einspritzverlaufsformung 123 Einspritzzeit 143 Einspritzzeitpunkt 145 Einspritzstrahl 36 Einzylinder-Hochdruck-Einspritzpumpe 384 Elastomerverträglichkeit 362, 367 Electric-Power-Boost-Konzept 336 elektrisch unterstütze Abgasturbolader 180 elektrische Antriebskomponenten 336 elektrischer „Power-Boost“ 336 elektrischer Booster (eBooster) 180 elektrischer Kühlwasserzuheizer 326 Elektroden 74 Elektrodenabstand 266 Elektrodenspitze 269 Elektrodentemperatur 269 elektromagnetische Einspritzventile 131 ff. elektronisches Management 337 Emissionen 69 Emissionsgrenzwerte 218 Emissionsverhalten 148

436 Endgasbereich 85 Energie- und Antriebsmanagement 337 Energiemanagement 325 entdrosselter Teillastbetrieb 245 Entdrosselung 310 f., 317 Entflammung 74 – magerer Gemische 37 Entflammungsgrenze 76 Entparaffinierung 366 Entrainmentströmung 36, 38 Erdöl 349 Erstarrungssimulation 281 ETBE 359 f. Ethyl-Tertiär-Buthyl-Ether (ETBE) 359 f. EU-Abgasgrenzwerte 220 Euro 1 bis Euro 6 219 f. exotherme Reaktion 233 Extra Urban Driving Cycle (EUDC) 221 Extremklopfen 87 Exzenter 127 F Fackelstrahl 52, 269 Fahrleistungsoptimierung 337 Fahrzeugverbrauch 224 Fahrzyklus 192 Faservlies 241 FAST Engine 413 FCP-Verfahren (Ford Combustion Process) 22 Fehlzündung 79 Feinölabscheidung 301 Fenimore-NO 99 Fette 361 Feuerstegbereich 85, 215 FEV-Streuband 158 Ficht Fuel Injection 412 Filterelement 295 Filtermonolith 240 Flame-Quenching 145, 215 –, Effekte 70 Flammenausbreitung 81, 269 Flammenfortpflanzung 74 Flammenfront 80 Flammenkern 266, 269 Flammenkernbildung 76, 269 Flammenzündeinrichtung 4 Flottenverbrauch 193 Flottenverbrauchsreduzierung 339 Flottenwert 193 Flüchtigkeit 355 Flügellader 165 Flügelzellenlader 168 Flugmotoren 7, 11

Sachwortverzeichnis Flugzeugmotorbau 375 Fokuslage 273 Folgefunken 266 Ford-PROCO 22 Ford SCi (Smart Charge injection) 383 Fremdzündung 74 Frictionmodifier 357 Frischgasverluste 12 FSI (Fuel Stratified Injection) 379 FSI-Technologie 397 FSI-Verfahren 58 FTP 75 Testzyklus (Federal Test Procedure) 221, 223 Füllungsbewegung 298 Füllungserhöhung 69, 154 Füllungskanal 40, 46, 58, 379 Füllungssteigerung 38 Füllungszunahme 44 Funkenabriss 77 f. Funkenbrenndauer 265 Funkendauer 79, 265 Funkendruchbruch 263, f Funkenkopf 264, f Funkenlage 267 Funkenschwanz 265 Funkenstrecke 267 Funkenüberschlag 75, 262 G Gas Guzzler Tax (GGT) 193, 226 Gasentladung, elektrische 264 Gasmotor 270 GDI (Gasoline Direct Injection) 377 Gemischabkühlung 44 Gemischaufbereitung 42 Gemischbildung 31, 45, 55 Gemischbildungsprozess 32 Gemischbildungsverfahren 25, 38, 55, 410 Gemischführung 37 Gemischregler 15 Gemischtransport 37 Geräuschpegel 107 Geräuschqualität 105 gerichtete Strömung 37, 39 Gesamtwirkungsgrad 337 gesättigte Kohlenwasserstoffe 365 geschichtetes Gemisch 52 Getriebeöle 361 Gewichtsverhältnis 399 Gleichgewichtszustand 217 Gleichraumprozess 53, 93, 194 Gleitfunke 79, 268 Gleitfunkenkonzept 268 Glimmentladungsphase 265

Sachwortverzeichnis Glimmphase 75, 264 Glühzündung 85 Goliath GP 700 17, 375 Grobölabscheider 301 Großgasmotor 270 Grundöle 362, 365, 367 Grundöleigenschaften 368 Grundölkomponenten 365 GTL (Gas to Liquid) 108 Gutbrod Superior 375 H Hakenzündkerze 74 Halsquerschnitt 174 Hartoxidschicht 282 Haselwander-Motor 5 Haupteinspritzung 105 HCCI (Homogeneous Charge Compression Ignition) 2, 93 HC-Emission 65, 69, 124, 145 HC-Rohemission 147 Heißgaskorrosionsbeständigkeit 288 Heizenergie 327 Heizleistung 327 Heizleistungsdefizit 322, 331 Heizwert 191 Heptan 356 Herstellungsprozess der Grundöle 366 Hesselman-Motor 15 Heulgeräusch 251 High Precision Injection (HPI) 390, 394 Hochaufladung 12 Hochdrehzahlklopfen 88, 157, 205 Hochdruckeinspritzventile 131 ff. Hochdruckerzeugung 410 Hochdruckkraftstoffpumpe 124 ff. Hochdruckpumpe 121, 250 Hochdruckschichtstart 239 Hochlastkonzept 205 Hochleistungsschmierstoffe 361 Hochspannungserzeugung 263 Hochtemperaturelektronik 337 Hochtemperaturwerkstoffe 291 Höhenleistung 12 f. Hohlkegel 136, 139 Hohlkegelstrahl 23 Hohlkehlbereich 290 Hohlkehlengestaltung 288 homogen kompressionsgezündete Verbrennung 89 ff, Homogen Split (HOSP) 239 Homogenbetrieb 30, 68, 80 homogene Direkteinspritzung 384 – Gemischbildung 50

437 – Gemischzusammensetzung 29 homogenes Gemisch 43 Homogenisierung 36 Homogen-Modus 380 Honda Civic IMA 340 Honda-IMA-Konzept 343 HPI (High-Pressure Direct-Injection) 379 HPI-Verfahren 58 HTHS-Viskosität (High Temperature High Shear) 364, 369 Hubring 127 Hybrid 337 –, Gesamtsystem 346 –, Marktübersicht 341 Hybridantriebe 337 f. Hybridfahrzeuge 337, 340 f., 345 Hybridmotoren 20 Hybridtechnik 340 Hybridverfahren 16, 21 Hybridisierung 331, 337, 343, 345 Hydrauliköle 361 Hydraulischer Widder 413 Hydrocracken 351 Hydrocracköle 365 f. Hydrofinishing 366 I Impulsaufladung 308 indirekte Einspritzung 408 indirektes Verbrennungsgeräusch 243 Indizierung 151 Induktion 263 Induktionszeit 91 Inertgas 54 Ingenieurkeramik 124 inhomogene Gemischbildung 16 Injektor 21 f. Innenkühlung 12, 44, 154, 195 Innenverdampfung 69 innere Abgasrückführung 96 innerer spezifischer Kraftstoffverbrauch 189 innerer Wirkungsgrad 191 Ionisation 272 IRVW-Futura (Integrated Research Volkswagen) 23 f. ISAD-Hybrid-Technik (Integrierter Starter, Generator und Dämpfer) 340 Isentropenexponent 54 Isolator 267 Isooktan 356

438 J JAMA/KAMA-Selbstverpflichtung (Japan/Korea Automobile Manufacturers Association) 339 JC08-Zyklus 224 Jetfilter 241 Jet-Ski-Antrieb 415 JTS (Jet Thrust Stoichiometric) 381 K Kalotte 288 kalte Flamme 91 Kälteverhalten 366 Kaltstart 327 Kaltstartbetrieb 148, 239 Kaltwiederholstart 268 Katalysatorwirksamkeit 237 katalytisch aktive Schicht 232 katalytischer Werkstoff 232 Kavitation 126 Kegelwinkel 141 kennfeldbasierte Regelung 407 keramisch-monolithischer Filter 240 Kilowatt (kW) 153 Klappenstutzen 17 Klappensystem 47 Klingeln 86 Klopfen 85 ff. klopfende Verbrennung 85 Klopffestigkeit 356 Klopfgrenze 86 Klopfneigung 88, 154 Klopfregelung 87 Klopfsensor 255 Klopfverhalten 44, 195 Koaleszenz 35 Kohlendioxid (CO2) 189, 214 Kohlenmonoxid (CO) 213 f. Kohlenwasserstoffe (HC) 213 f. Kolben 277 Kolbenmulde 21 Kolbenpumpe 124 Kolbensekundärbewegung 255 Kollision 35 kombinierte Aufladesysteme 209 kombinierte Aufladung 184 Kommandogerät 15 Kompensationselement 132 Komplexität der Hybridsysteme 346 Kompressibilität 367 Kompression, polytrope 154 Kompressionshubeinspritzung 30 Kompressorzylinder 410 Konstantton 251

Sachwortverzeichnis Konvertierung 230 Koppler 132, 140 Körperschallsensor 87 Korrosionsinhibitoren 357 Korrosionsschutz 362 Kraftstoffanlagerungen 56 Kraftstoffaufbereitung 32 Kraftstoffdruck 45 Kraftstoffeinsparung 68 Kraftstoffersparnis 69 Kraftstoffinnenkühlung 380 Kraftstoffnorm EN 228 352 Kraftstoffqualität 253 Kraftstoffumsetzung 37 Kraftstoffverbrauch 73, 189 Kraftstoffverbrauchskennfeld 192 Kraftstoffverdampfung 195 Kraftstoffverdunstungsemissionen 222 Kraftstoffverteilerleiste 121, 129 Kraftstoffverteilerrohr 129 Kraftstoffvordruckpumpe 121 Kraftstoffzusammensetzung 95 Kreisdiagramm 416 kritische Weberzahl 35 Kühlmitteltemperatur 322 Kühlung 361 Kurbelgehäuse 418 –, Entlüftung 301 Kurzzeitfrequenzanalyse 246 L Ladedruck 171 Ladeluftkühler 161 Ladeluftkühlung 206 Ladungsbewegung 39, 56, 60, 299 Ladungsbewegungsklappe 380 Ladungsschichtung 4, 29, 42, 69 Ladungsverdünnung 97 Ladungswechsel 307 Ladungswechselarbeit 313 Ladungswechselphase 29 Ladungswechselverfahren 306 Ladungswechselverluste 29, 54, 67, 69, 194 O/4-RohrGG295G O-RegelungGG231G O-SondeGG231G Laserzündkerze 273 Laserzündung 272 Lastpunktverschiebung 210 Laststeuerung 307 f. Latentwärmespeicher 322 Lebensdauerbetrachtung 283 Leckagen 124 Leckleitung 17

Sachwortverzeichnis Leckölsperre 9 Leerlaufverhalten 12, 67 Leerlaufvibrationen 250 Leichtbauventile 291 Leichtlaufmotoröl 373 Leichtlauföle 364 Leistung 151 ff. –, effektive Pe 151 –, indizierte Pi 151 –, innere Pi 151 Leistungsbremse 151 Leistungselektronik 327 Leistungsgewicht mG 153 Leistungssteigerung 156 f. leistungsverzweigender Hybridantrieb 338 leistungsverzweigendes Getriebe mit Elektromotor und Generator 344 Leuchtgasmotor 3 LEV-Stufen 222 Lexus-Motoren 51, 340, 344 f., 387 Lichtleiter 273 Lichtleiterendoskop 81 Liefergrad 30, 44, 60 Light-Off-Temperatur 233 Literleistung Pl 153 Lochanordnung 138 Low Emission Vehicle (LEV) 221 Luftansaugsystem 292 Luftfilter 292 Luftfunke 268 Luftfunkenkonzept 267 luftgeführte Brennverfahren 60 ff., 377, 380 Luftgleitfunkenkonzept 268 Luftkammer 119 Luftschallpegel 105 Lufttaktventil 306 ff. luftunterstütze Systeme 411 luftunterstützte NiederdruckDirekteinspritzung 118 Luftunterstützung 379 luftverdichtendes Brennverfahren 16 M Magerbetrieb 50 Magerbrennverfahren 51 magere Gemische 269 Magerlaufgrenze 77, 269 magnetische Induktion 263 magnetische Sättigung 263 Magnetron 276 MAN-FM-Verfahren (Fremdzündung Mittenkugel) 21, 23 Marktentwicklung 425 – Benzin-Direkteinspritzung 426

439 Maskierung 48 Masseelektrode 266 Massenkräfte 255 Massenstrommesser (HFM) 295 maximale Mitteldrücke 158 mechanische Aufladung 209 mechanische Motorgeräusche 243 mechanische Verluste 54 mechanischer Lader 389 mechanischer Wirkungsgrad 191 Medienschmierung 124 Megaklopfen 87 Mehrbereichsöle 362, 364 Mehrfacheinspritzung 63, 140, 145 ff., 239 Mehrlochdüse 8, 137 f., 141, 401 Mehrlocheinspritzventil 137 f. Mehrlochventil 76 Mehrquantenionisation 272 Membrankasten 418 Membranpumpe 125 Mengenregelung 29, 117, 126, 407 Mengenregelventil 258 Mengensteuerventil 127 Mercedes-Benz – 300 SL 375 – C180 CGI 209 – CGI (Charges Gasoline Injection) 382 – M272 DE 35 392 Mikrowellenzündung 276 Mild Hybrid 343 Millerprozess 313 –, Verfahren 313 MIL-L-Spezifikationen (American Military Lubricants Specification) 369 Mineralöl-Raffinate 365 f. Mischhybrid 338 Mitsubishi GDI (Gasoline Direct Injection) 58, 154, 196, 377 Mitteldruck, innerer Mitteldruck pmi , 152 Mittelelektrode 266 mittlere Kolbengeschwindigkeit 157 Molekülstruktur 366 Monolith 232 Motobecane 407 Motor Vehicle Emissions Group (MVEG) 221 Motorbelastung 153 Motorkennfeld 68 Motor-Oktanzahl (MOZ) 356 Motoröle 361 Motoröl-Kenndaten 369 Motorprüfstand 151 Motorsauberkeit 362 Motorsport 396

440 MPC-Verfahren (Mitsubishi-CombustionProcess) 23 Muldenkolben 40, 58 Multifunktionsadditivpakete 368 Muschelkurven 192 N nach außen öffnende Einspritzdüse (A-Düse) 76, 120, 139 f., 392 Nadeldüsen 8 Nadelhub 23 Nagelgeräusch 105 Natriumfüllung 288 Nd:YAG-Laser 272 Nebenschluss-Resonator 295 negativer Temperaturkoeffizient 91 Nenndrehzahl 157 Neuer Europäischer Fahrzyklus (NEFZ) 221 New European Driving Cycle (NEDC) 221 New Long Term Emissions Standard 224 Newtonsche Flüssigkeiten 363 n-Heptan 356 Nickel-Metallhydrid-Akku 343 f. Niederdruck-Einspritzventil 410 Niederdruck-Gemischeinblasung 118 Niedrigviskose-Öl 366 NOx-Adsorberkatalysator 235 NOx-Emission 65, 69, 145 NOx-Sensor 235, 380 NOx-Speicherkatalysator 50, 235, 378 NTC-Messung 280 Nutzarbeit 151 O oberflächen-/grenzflächenaktive Additive 368 Oberflächenspannung 33 Oberflächen-Volumenverhältnis 44, 206 OCP-Einspritzventil 118 offene Filterstrukturen 241 f. Öffnung im AKF 319 Öffnungsrampe 133 Oktanzahl 356 Ölablagerungen 79 Ölabscheidung 290 Ölalterung 367 Ölalterungsprodukte 362 Öleindickung 369 Ölkreislauf 362 Ölnebelabscheider 301 Öloxidation 369 Ölpumpe 362 Ölrückführung 305

Sachwortverzeichnis Ölverbrauch 369 Ölverdünnung 124 Ölwanne 362 Ölwechselintervall 361 f., 367, 369 Olefine 366 On Board Diagnose (OBD) 219, 221 Opel DIRECT ECOTEC 46, 385 optischer Durchbruch 272 Orbital 412 ORVR-Konzept (Onboard Refueling Vapor Recovery) 319 OSKA-Verfahren 23 f. Otto, Nikolaus August 3 f. Ottokraftstoffe 349, 352 Ottomotor mit Direkteinspritzung 336, 343 Overmixing 145 Oxidationskatalysator 234 P Panzerung 289 PAO (Poly-D-Olefine), Synthetische KohlenwasserstoffeGG366G paralleler Hybrid 338 f. Partial-Zero-Emission-Vehicle (PZEV) 222 Partikelabscheidegrad 241 Partikelemission 25, 63, 214, 220 Partikelfilter 240 PCV-System (Positive Crankcase Ventilation) 303 Performance-Additive 356 Pfeifgeräusch 251 Pferdestärke (PS) 153 PIB (Poly-iso-Butene), Synthetische Kohlenwasserstoffe 366 Piezo-Aktuator 132, 139 Piezo-Einspritzventil 132 f. Piezo-Injektor 392, 394 Piezostack 132 Planetengetriebe 338 Plasma 74, 272 Plasmakanal 265 Plasmaquelle 276 PM-Kat•GG242G Polyglykole 366 Polymerisieren 351 Praxisverbrauch 343 Primärsiliziumkristalle 279 Primärwicklung 262 PROCO-Verfahren (Programmed Combustion) 22 f. Prompt-NO 99 Proportionalventil 319 PTC-Keramikbaustein (Positiv Temperatur Coefficient) 323

Sachwortverzeichnis PTC-Zuheizer 323 Pulsation 124, 127 Pulsationswellen 250 Pumpenelement 9 f. Pumpenleistung 117, 123 Pumpgrenze 163 Pumpquelle 273

441

Q Qualitätsmindestanforderung 353 Qualitätsregelung 16, 29 Quantitätsregelung 16, 43 Quenchingeffekt 215, 266 Querschnittstechnologie 337 Quetschspalte 56 Quetschströmung 37

Reverse Tumble 41, 378 Ringspaltbereich 215 Ringträger 280 Rohbenzin 366 Rohluftleitung 292 Rohöl 366 Rollenprüfstand 225 Rotationsviskosimeter 364 Rotorunwucht 251 Rückgewinnung der Bremsenergie 337 Rückschlagventil 321 Rußablagerungen 79 Rußbildung 56 Rußemission 69, 73, 145 Rußpartikel 240 Rußpartikelfilter 240

R Radialkolbenpumpe 125, 127 f. Radikal 91 Radikalkettenreaktion 91 Raffinate 366 Raffinerietechnik 349 Rail 129 f. Raildruckverlauf 130 Rauigkeit 254 Rauigkeitsanalyse 103 Rayleigh-Zerfall 33 Reaktionswilligkeit 97 Reaktionszone 83 Reduktionskatalysator 378 Reduktionsmechanismus 234 Reduktionsvorgänge 230 Reformingverfahren 351 Regeneration 201 Regenerationsphase 235 Regenerierventil 319 Registeraufladung 183 Reibmitteldruck pmr 153 Reibungsleistung Pr 124, 152, 346 Reibungsminderung 117 Reibungsverluste 67, 152 Reinigungs- und Reinhalteadditive 357 Reinluftleitung 292, 295 Rekuperation 338 – von Bremsenergie 335 Relativgeschwindigkeit (Luft-Kraftstoff) 33 Renault IDE (Injection Directe Essence) 197, 384 Research-Oktanzahl (ROZ) 356 Restgasanteil 95, 229 Restgasausspülung 12 Restgasgehalt 12 Restgasgemisch 101

S SAE-Viskositätsklassen 369 Saughubeinspritzung 29, 36 Saugrohr 292 Saugrohreinspritzung 29 Saugrohreinspritzventil 408 Saugrohrwandfilm 45 SC03 224 Schadstoffemissionen 98, 192 Schadstoffentstehung 213 Schadstoffkomponenten 213 Schadstoffkonzentrationen 215 Schadstoffnachbehandlung 69 Schaumbildung 367 Schauminhibitoren 367 Schergefälle 363 f. Scherstabilität 362, 369 Schichtladebetrieb 68 Schichtbereich 63 Schichtbetrieb 30, 57 Schichtladekonzept 21 Schichtladung 22, 194, 377 Schichtladungsbetrieb 43 Schichtung, ideale 203 Schirmventil 16 Schlammbildung 362 Schließimpuls 256 Schließzeit 263 Schmelzstifte 280 Schmierfilm 363 Schmierfilmdicke 363 Schmierölverdünnung 355 Schmiersicherheit 364 Schmierstoffe 361 Schmierung 361 Schneeschlittenantriebe 415 Schockwelle 272

442 Schrägkante am Pumpenkolben 9 Schraubenlader 165 Schraubenverdichter 167 Schubabschaltung 17 schwefelarme Kraftstoffe 425 schwefelfrei 354 schwefelfreier Kraftstoff 50 Schwefelgehalt 237, 354, 365 Schwefelvergiftung 237 Schwimmervergaser 3 Schwingrohraufladung 296 SCi (Smart Charge injection) 383 Sekundärluft 239 Sekundärlufteinblasung 233, 425 Sekundärspannung 263 Sekundärwicklung 262 Selbstentzündung 356 Selbstreinigung 1 f., 268 Selbstzündung 85, 89, 100 –, homogene, kontrollierte 1 f. Semidirekteinspritzkonzepte 408 serieller Hybrid 338 f. SHED-Test (Sealed Housing of Evaporative Determination) 319 Siedeverlauf 355 Siedetemperatur 349 Siemens/OCP-System (Orbital Combustion Process) 118 Siliziumcarbid (SiC) 240 Sintermetallfilter 241 Solvent-Raffination 366 Speichereinspritzsystem 70, 121 Speicherkatalysator 235 spezifischer Kraftstoffverbrauch 189 Spirallader 169 Spitzendruck 102 Sportmotorenentwicklung 406 Spraylücke 137 Spraywinkel 141 Spritzdüsenvergaser 3 Spulenzündanlage 75 Spulenzündung 261 Spülverluste 406, 408, 418 stabile Viskositätslage 362 Starter/Generator (Mild Hybrid) 339 Startleistung 12 Start-Stopp-Betrieb 203 Stauaufladung 172 Steifigkeit 288 Steuerzeiten 416 Stickoxidbildung 217 Stickoxide (NOx) 213 Stickoxidemissionen (NOx) 216 Stickstoffdioxid (NO2) 214

Sachwortverzeichnis Stickstoffmonoxid (NO) 214 Stop-and-Go-Verkehr 322 Stopfgrenze 163 f. Stoßaufladung 172 Strafsteuer 193 strahlgeführte Brennverfahren 62 ff., 273, 391 ff., 424 strahlgeführte Direkteinspritzverfahren 25 strahlgeführte Gemischbildung 38 Strahlkonfiguration 401 Strahlzerfall 32, 34 f. Strömungsgeräusch 245 Strömungsgeschwindigkeit 76, 79 Strömungsklappe 379 Strömungssimulation (CFD) 294 Strömungsverdichter 162 Strömungsverdichterlader 165 Strömungsverhalten 36 Strömungswirbel 37 Struktursteifigkeit 292 Stufenaufladung 336 stufenloses Getriebe (ECVT) 338 Super Ultra Low Emissions Vehicle (SULEV) 193, 222 Supercharger 165 synthetische Ester 366 synthetische Kohlenwasserstoffe PAO (Poly-D-Olefine)GG366G synthetische Kohlenwasserstoffe PIB (Poly-iso-Butene) 366 synthetische Kohlenwasserstoffe 365 f. T Taktventil 319 Tankentlüftung 318 TCCS (Texaco Controlled Combustion System) 21 TCP-Verfahren (Texaco Combustion Process) 21 Teilhub 133 Temperaturgradient 90 Temperaturfeld 283 Temperaturhistorie 97 Temperaturwechselanrisse 284 Templugs 280 Testzyklus 192, 218 ff., 224 f. TFSI 387 thermische Belastung 361 thermische Explosion 90 thermische NO-Bildung 99 thermische Rückkopplung 91 thermischer Wirkungsgrad 194 thermomechanische Beanspruchung 289 Thermoschockbeständigkeit 62 THS II, THS I 342

Sachwortverzeichnis Tickergeräusch 257 TIER 1, TIER 2 222 Toleranzen 282 Toyota – D4 378 – Prius II 342 – Prius 340, 342 Toyota-Hybridsystem THS II, THS I 342 Trägerkörper (Monolith) 232 Trägermaterial 232 Transitional Low Emission Vehicle (TLEV) 221 Treibhauseffekt 189 Trennungsverfahren 350 Triade 423 Tribologiepartner 287 Tribosystem 287 Tropfenbildung 32 Tropfendurchmesser 33, 35, 45, 120, 136 Tropfengröße 42, 72 Tropfenlebensdauer 42 Tropfenzerfall 34 TSI 388 Tumblebewegung 56 Tumbleintensität 48 Tumblekanal 41, 383 Tumbleklappe 299 Tumbleströmung 39, 41, 48, 58, 60 Tumblezahl 41 Turboaufladung 25 Turbolader 251 –, Hauptgleichung 171 Turboloch 165, 184 f. turbulente Strömung 39 Turbulenz 39 Turbulenzentstehung 37 Twin-Scroll-Turbolader 390 U UDDS (Urban Dynamometer Driving Schedule) 223 Überströmbohrung 269 Überströmkanäle 408, 418 Ultra Low Emission Vehicle (ULEV) 221 Umsatzschwerpunkt 57 Umschaltvorgang 250 Umwandlungsverfahren 350 Umweltaspekte 362 Umweltschutz 322 Universalöle 361 unverbleit 353 unverbrannte Kohlenwasserstoffe 56 US EPA (Environmental Protection Agency) 221

443 US06 224 US-City-Zyklus 223 US-Highway-Zyklus 224 V V8 Biturbo mit Direkteinspritzung 398 Vakuumdestillation 366 Valvetronic 386 variable Turbinengeometrie 174 variable Ventilsteuerung 194 variable Verdichtung 94 VDV (Vibration-Dose-Value) 107 Ventildeckel 362 Ventil 287 Ventilführungen 287, 290 Ventilnadel 131 Ventilschaft 288 Ventilsitz 289 Ventilsitzringe 287 Ventilsitzringwerkstoff 289 Ventilteller 288 Ventiltellerverformung 288 Ventiltriebsfunktion 288 Ventilüberschneidung 12 Ventilüberschneidungsstrategie 105 Ventilunterschneidung 97 Verarbeitungsverfahren 349 Verbrauch 98 Verbrauchseinsparung 158 Verbrauchskennfeld 191 verbrauchsoptimierte Antriebsübersetzung 209 Verbrauchsreduzierung 226, 335 Verbrennung 37, 55, 74, 88 ff. –, vollständige ideale 213 Verbrennungsanregung 101 Verbrennungsaussetzer 79 Verbrennungsgeräuschcharakteristik 105 Verbrennungsrückstände 268 Verbrennungsschwerpunkt 66 Verbrennungsspitzendruck 100, 288 Verbrennungsstabilität 197 Verdampfung 36, 45 f. Verdampfungsenthalpie 38 Verdampfungspotenzial 36 Verdampfungsprozess 36 Verdampfungsverlust 365 f. Verdichterkennfeld 162 Verdichtungsverhältnis 44, 94 Verdieselung 209 Verdränger 162 Verdrängerlader 165 Verformungen 292 Vergleichsprozess, offener 194 Verkokung 62, 137, 145, 289

444 Vermischung 36 Verschleiß 362 Verschleißschutz 362 Verschleißverhalten 292 Verschmutzung 79, 141 Versottung 57 Verstellerpropeller 14 Vibration-Dose-Value (VDV) 107 Vielfachlichtleiter-Messtechnik 81 Vielstoffmotoren 20 Vielstoffverfahren 16 Visco-Heizer 322, 329 Viskosität 363 Viskositätseinstellung 366 Viskositäts-Index (VI) 363, 365 f. Viskositäts-Index-Verbesserer, VI-Verbesserer 362 f. Viskositätsklassen 364 Viskositätsklasseneinteilung 365 Viskositäts-Temperaturverhalten 362 f. Vollhub 133 Volllastbereich 287 Vorbeifahrgeräusch 243 Vorkammerzündkerze 51 –, gespült 271 –, ungespült 269 Vormischflamme 80 Vorreaktion 91 Vorspray 139 VST-Lader 175 VTG-Lader 174 VW – 1.4 TSI 209 – 2,0 TFSI 48, 387 – FSI (Fuel Stratified Injection) 197, 379 – TSI 388 W Wabenfilter 240 Wall Flow Filter 240 Walzenströmung 41 Wandauftrag 216 Wandfilm 45, 56 wandgeführte Brennverfahren 55 ff., 377, 424 wandgeführtes Schichtladeverfahren 379 ff. Wandwärmeübergang 37 Wandwärmeverluste 29, 54 Wärmekapazität 97 Wärmeladung 315, 318 Wärmeleitung 75 Wärmemanagement 337 Wärmequellen 323 Wärmespeicher 322

Sachwortverzeichnis Warmfestigkeit 288 Warmluftzumischung 294 Wash-Coat, Zwischenschicht 232 Weber-Zahl We 33, 35 Wirbel 39 Wirbelströmung 39 Wirkungsgrad 53, 190 –, vollkommener Motor 195 Wirkungsgraderhöhung 53 Wirkungsgradsteigerung 322 World Wide Fuel Charter 359 Z Zeitfenster 411 Zeldovic-Kettenreaktion 216 Zerfallsmechanismen 35 Zero-Emission-Vehicle-Mandat (ZEV) 222 Zerstäuben 33 Zerstäubung 45, 410 Zerstäubungsgüte 35 f., 139 Zerstäubungspumpe 5 Zertropfen 33 Zerwellen 33 ZEV-Mandat (Zero Emission Vehicles) 339 Zirkoniumdioxid (ZrO2) 231 Zirkulator 276 Zuheizermaßnahmen 331 Zulassungskriterien 369 Zündbedingungen 37 Zünddauer 23 Zündenergie 262 Zünderflugmotoren 8 Zündkerzenspalt 79 Zündplasma 76 Zündspannungsreserve 266 Zündspannungsverlauf 77 Zündspule 262 f. Zündung 55, 74 – magerer Gemische 75 Zündungsendstufe 262 f. Zündverzug 92 Zündverzugszeit 91 Zündwilligkeit 75 Zusatzaufladung 180 Zusatzgewicht durch Hybridkomponenten 335 zusätzliche Erwärmung des Motors 325 Zweimassenschwungrad 246 Zweipunkt-Lambdasonde 237 Zweiradantrieb 407 Zweiräder 413 zweistufige Aufladeeinheiten 209 zweistufige Aufladung 184 Zweitakt-Gegenkolbenmotor 6 Zweitaktmotoren 24, 406

Sachwortverzeichnis Zweitakt-Ottomotor 413 Zweitaktprinzip 406 zweite Generation der BenzinDirekteinspritzung 392 Zwischenkompression 97 Zwischenschicht (Wash-Coat) 232

445 Zwölfzylinder-Flugmotor 10 f. Zylinderabschaltung 308, 313 Zylinderinnenströmung 83 Zylinderkopf 362 Zylinderleistung 152 Zylinderreduktion 425