Golloch R. Downsizing bei Verbrennungsmotoren: Ein wirkungsvolles Konzept zur Kraftstoffverbrauchssenkung

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3.7 Kennwerte heutiger Verbrennungsmotoren 145

Abbildung 3.57 zeigt die Leistungsdaten von schnelllaufenden Dieselmotoren

im unteren Lastbereich bis 1.000 kW, in dem etwa 80% der erfassten Motoren

liegen. Auffallend ist die große Streubreite von etwa 50% des maximalen Dreh-

momentes bei gleicher Nennleistung. Die Ursache hierfür liegt in der im Vergleich

zu Pkw-Motoren etwas anderen Zielsetzung. Um mit einer Baureihe einen weiten

Leistungsbereich abdecken zu können, werden zum einen die Zylinderzahlen

variiert. Zum anderen erfolgt eine Leistungsanpassung über die Ladedrücke, so-

dass die spezifischen Leistungen sowie die maximalen Mitteldrücke über dem

gesamten Leistungsbereich stark streuen. Aufgrund der im Vergleich zu den Pkw-

Motoren geringeren Nenndrehzahlen werden bei gegebener Leistung deutlich

höhere Drehmomente erreicht bzw. erforderlich.

Um die tribologisch beherrschbaren, mittleren Kolbengeschwindigkeiten nicht

zu überschreiten, muss die Nenndrehzahl mit zunehmendem Bohrungsdurchmes-

ser sinken, siehe Abb. 3.58. Dabei liegen die maximalen, mittleren Kolbenge-

schwindigkeiten zum Großteil unterhalb von 14 m/s. Im Gegensatz dazu weisen

jedoch viele Nutzdieselmotoren weitaus geringere Kolbengeschwindigkeiten mit

< 10 m/s auf als Pkw-Dieselmotoren. Allein hieraus kann aber nicht darauf

geschlossen werden, dass diese Motoren tribologisch weniger hoch beansprucht

sind.

Abb. 3.58. Bohrung, Nenndrehzahl, Mittlere Kolbengeschwindigkeit und Hub-

Bohrungsverhältnis der erfassten Dieselmotoren

Die gesamte tribologische Beanspruchung relativ zueinander bewegter Oberflä-

chen wird neben hohen Gleitgeschwindigkeiten auch durch hohe mechanische

Belastungen geprägt. Die Motoren weisen geometrische Verdichtungsverhältnisse

zwischen 10,5 und 22 auf. Zur Begrenzung des Spitzendruckes von aufgeladenen

Dieselmotoren ist die Absenkung des Verdichtungsverhältnisses ein geeignetes

Mittel. Generell ist daher ein Trend zu niedrigen Verdichtungen mit zunehmen-

den, maximalen Mitteldrücken zu beobachten. Da die Klopfproblematik bei hete-

146 3 Downsizing

rogenen, dieselmotorischen Brennverfahren praktisch keine Rolle spielt, sollten

die Verdichtungen im Interesse eines niedrigen Kraftstoffverbrauchs möglichst

hoch gewählt werden. Eine Begrenzung erfolgt durch die von der Konstruktion

ertragbaren Zylinderspitzendrücke sowie durch die relevanten Schadstoffemissio-

nen.

Bei Betrachtung von Abb. 3.59 wird erneut deutlich, dass die Streubereiche von

spezifischer Leistung und effektiven Mitteldrücken aufgrund unterschiedlicher

Ladedrücke und Nenndrehzahlen größer sind als bei den Pkw-Dieselmotoren. So

streut beispielsweise die Leistungsdichte bei Mitteldrücken von etwa 23 bar um

den Faktor drei im Bereich von 16-48 kW/dm

. Insgesamt erreichen die Nutzdie-

selmotoren aufgrund des überwiegend geringeren Nenndrehzahlniveaus niedrigere

spezifische Leistungen.

Abb. 3.59. Spezifisches Drehmoment und Leistungsdichte von Nutzdieselmotoren

Die auf das Motorhubvolumen bezogene Leistung ist bei den Nutzdieselmoto-

ren aufgrund der stark unterschiedlichen Nenndrehzahlen daher im Gegensatz zu

den Pkw-Dieselmotoren kein uneingeschränkt geeigneter Kennwert zur Beurtei-

lung des spezifischen Leistungsvermögens. Als Vergleichskennwert bleibt daher

in erster Linie das spezifische Drehmoment bzw. der maximale, effektive Mittel-

druck. Analog zu den Pkw-Dieselmotoren können Nutzdieselmotoren als Hoch-

lastkonzepte bezeichnet werden, sofern sie effektive Mitteldrücke von mindestens

20 bar erreichen. Die Spitzenwerte in der Größenordnung von über 30 bar liegen

jedoch erheblich über denen von Pkw-Dieselmotoren und erfordern zweistufige

Aufladeverfahren und eine sehr stabile Motorkonstruktion. In diesem Zusammen-

hang sei darauf hingewiesen, dass diese Motoren erheblich längere Laufzeiten

erreichen müssen als Dieselmotoren für den Einsatz in Pkw. Mit maximalen, ef-

fektiven Mitteldrücken von etwa 30 bar (entspricht ca. 240 Nm/dm

) ist die Firma

MTU Friedrichshafen GmbH bei den motorischen Hochlastkonzepten weltweit an

der Spitze angesiedelt.

4 Relevante Subsysteme und Prozesse

4.1 Aufladung

Mit dem Trend zu steigenden Leistungsdichten und den Maßgaben zur Senkung

von Kraftstoffverbrauch und Schadstoffemissionen gewinnt auch die Aufladung

zunehmend mehr an Bedeutung. Im Gegensatz zu Großmotoren, Hochleistungs-

diesel- und Nfz-Dieselmotoren, bei denen praktisch keine Saugmotorvarianten

mehr angeboten werden, sieht die Situation bei Pkw-Motoren (noch) etwas anders

aus. Bedingt durch das für Pkw-Motoren charakteristische, instationäre Betriebs-

verhalten mit häufigen Lastwechseln sind die nachteiligen Begleiterscheinungen

der Aufladung besonders spürbar. Jedoch haben Fortschritte in der Aufladetechnik

– zu nennen ist hier beispielsweise die Regelung durch variable Turbinengeomet-

rie – den Anteil aufgeladener Dieselmotoren bei Pkw in den letzten Jahren auf

weit über 90% erhöht. Großen Anteil haben zudem neue Werkstoffe und höher

belastbare Lager, sodass die Massenträgheit von Turboladerlaufzeugen innerhalb

der letzten knapp 30 Jahre um etwa 80% verringert werden konnte [ALL02].

Ottomotoren, die in Deutschland derzeit einen Anteil von etwa 60% der gesam-

ten Motoren aufweisen, werden bisher aufgrund ihres sehr spontanen Ansprech-

verhaltens, des breiten, nutzbaren Drehzahlbandes sowie der relativ hohen Leis-

tungsdichte überwiegend als Saugmotoren angeboten. Aber auch hier hat nahezu

jeder Hersteller bereits mindestens eine aufgeladene Variante im Programm, die

innerhalb der Motorenbaureihe den oberen Leistungsbereich markiert. Während

die ottomotorische Aufladung früher nahezu ausschließlich zur Leistungssteige-

rung eingesetzt wurde – ein bekanntes Beispiel ist der BMW 2002 Turbo aus den

siebziger Jahren des letzten Jahrhunderts – kommt heute zunehmend der Downsi-

zing-Gedanke zum Tragen. Der Anteil aufgeladener Ottomotoren wird daher wei-

ter ansteigen.

Die Aufladung selber ist fast so alt wie der Verbrennungsmotor selbst. Im Lau-

fe der Zeit wurden viele unterschiedliche Aufladeverfahren entwickelt, wobei sich

jedoch nur einige wenige am Markt durchgesetzt haben. Für Downsizing-

Konzepte kommen gemäß der Forderung nach hohen Ladedrücken in erster Linie

nur die Abgasturboaufladung, die mechanische Aufladung und kombinierte, mehr-

stufige sowie Verfahren mit elektrischer Unterstützung zum Einsatz. Andere Auf-

ladeverfahren, wie z.B. die Druckwellen- (Comprex-) oder Schwingrohraufla-

dung, eignen sich aus verschiedenen Gründen nicht für den Hochlastbetrieb.

148 4 Relevante Subsysteme und Prozesse

4.1.1 Aufladetechnische Grundlagen

Ziel der Aufladung eines Verbrennungsmotors ist die Steigerung der in den

Brennraum während des Ladungswechsels transportierten Ladungsmasse. Das

geschieht zweckmäßigerweise durch Vorverdichtung der Luft und führt – in Ver-

bindung mit einer entsprechenden Erhöhung der zugeführten Brennstoffmasse –

zu einer Anhebung von Drehmoment und Leistung.

Wie in Kap. 3.1 verdeutlicht, ist konsequentes Downsizing ohne ein leistungs-

fähiges Aufladesystem nicht umzusetzen. Die Erhöhung der Ladungsdichte ist die

einzige, praktisch realisierbare Möglichkeit, den Mitteldruck in weiten Bereichen

an die Anforderungen im motorischen Betrieb anzupassen. Zur Erinnerung sei hier

nochmals die Gleichung zur Berechnung des Mitteldruckes für luftansaugende

Motoren dargestellt, aus der die wesentlichen Einflussparameter deutlich werden:

Llmi

LLme

min

OKK



(4.1)

Nach DIN 6262 kann die Aufladung in verschiedene Verfahren eingeteilt wer-

den. Neben der Fremdaufladung, bei der die Energie zur Dichtesteigerung von

einer externen Energiequelle aufgebracht wird und die für reale Motoranwendun-

gen praktisch keine Rolle spielt, kommen nahezu ausschließlich Selbstaufladever-

fahren zum Einsatz. Bei der Selbstaufladung stammt die zur Vorverdichtung der

Luft benötigte Energie aus der im Verbrennungsmotor umgesetzten Brennstoff-

energie. Praktische Bedeutung haben dabei insbesondere die Abgasturboaufla-

dung, die mechanische Aufladung und die Resonanzaufladung erlangt. Darüber

hinaus kommen sehr vereinzelt die Druckwellen- oder Comprex-Aufladung und

kombinierte Aufladeverfahren sowie neuerdings die Impulsaufladung zum Ein-

satz. Die genannten Verfahren werden in den weiteren Kapiteln detaillierter be-

schrieben.

Abb. 4.1. Komponenten eines einfachen Abgasturbo-Aufladesystems

4.1 Aufladung 149

Beispielhaft sind in Abb. 4.1 die möglichen Komponenten für ein einfaches

Abgasturbo-Aufladesystem dargestellt, wobei Verdichter und Turbine mechanisch

miteinander gekoppelt sind. Mit Hilfe der vor und nach den Komponenten ange-

gebenen Nummern werden die Zustandsgrößen des jeweiligen Mediums (Luft

oder Abgas) indiziert.

Der thermodynamische Zustand der in den Verdichter eintretenden Luft wird

mit dem Index 1, der Zustand nach Verdichter mit dem Index 2 gekennzeichnet.

Für den Ladeluftkühler gelten die Indizes 2 bzw. 3, für den Motor die Indizes 3

bzw. 4 und für die Abgasturbine die Indizes 4 und 5. Dabei wurde generell voraus

gesetzt, dass die Leitungen zwischen den einzelnen Komponenten verlustfrei sind,

sodass sich die Zustandsgrößen längs der Leitungen nicht verändern. Sollte diese

Voraussetzung nicht gegeben sein, so werden für Zwischenkomponenten weitere

Indizes verwendet, die den Zustand des Fluids unmittelbar vor oder nach der je-

weiligen Komponente beschreiben.

Zum Verständnis der aufladetechnischen Grundlagen ist zunächst die Definiti-

on einiger Kenngrößen erforderlich. Der Aufladegrad

ist das Verhältnis der

Luftdichten vor und nach dem Verdichter:

(4.2)

Das Verdichterdruckverhältnis

ist definiert als Quotient von Totaldruck p

vor und nach dem Verdichter, wobei sich der Totaldruck aus dem statischen

Druck

p, der Dichte ȡ und Strömungsgeschwindigkeit c zusammensetzt.



(4.3)

mit





(4.4)

Für kleine Strömungsgeschwindigkeiten und damit kleine Mach-Zahlen ist der

Einfluss auf den Totaldruck zu vernachlässigen, sodass das Verdichterdruckver-

hältnis mit guter Näherung dem Quotienten der statischen Drücke entspricht. So

beträgt der Fehler für Luft bei einer Strömungsgeschwindigkeit von 30 m/s und

Raumtemperatur etwa 0,53%. Für die weiteren Überlegungen soll daher auf die

Berücksichtigung der Strömungsgeschwindigkeit verzichtet werden. Innerhalb des

Turboverdichters und der Abgasturbine sind gasdynamische Effekte aufgrund der

teilweise sehr hohen Strömungsgeschwindigkeiten jedoch nicht zu vernachlässi-

gen. Eine detaillierte Beschreibung gasdynamischer Grundlagen ist z.B. in

[MER00] zu finden.

Der Luftbedarf des Motors zur Darstellung hoher Mitteldrücke lässt sich auf

Grundlage von Gl. 4.1 berechnen. Für die Dichte der Luft und den inneren sowie

mechanischen Wirkungsgrad gelten die folgenden Beziehungen:

150 4 Relevante Subsysteme und Prozesse

Llh

ASL



(4.5)

emi

Hb 



KKK

(4.6)

Werden die Gln. 4.5 und 4.6 in Gl. 4.1 eingesetzt, so folgt für die pro Arbeits-

spiel und bezogen auf das Zylinderhubvolumen erforderliche Luftmasse:

min

Lpb

mee

ASL



(4.7)

Der gesamte, auf das Motorhubvolumen bezogene Luftbedarf des Motors in

Form des Luftmassenstromes ergibt sich dann zu

min

eme

bp L in

  



(4.8)

Dabei ist die im Rahmen der Ventilüberschneidung benötigte Spülmasse der

Luft noch nicht berücksichtigt, sodass effektiv ein höherer Luftmassenstrom, der

vom Verdichter bereit gestellt werden muss, erforderlich ist. Zur Abschätzung der

zur Verbrennung erforderlichen minimalen und maximalen Brennstoff- und Luft-

massenströme von Pkw-Otto- und -Dieselmotoren seien beispielhaft zwei moder-

ne 6-Zylinder-Motoren betrachtet, Abb. 4.2. Dabei liegt der minimale Durchsatz

im Leerlauf-Nulllast-Betriebspunkt und der maximale Durchsatz im Nennpunkt.

Abb. 4.2. Brennstoff- und Luftmassenstrom für den Leerlauf und den Nennpunkt von Pkw-

Otto- und –Dieselmotoren (Spülluftmassenstrom nicht berücksichtigt)

4.1 Aufladung 151

Die Diagramme in Abb. 4.2 geben die auf das Motorhubvolumen bezogenen

Luft- und Brennstoffmassenströme sowie die als Spreizung bezeichneten Luftmas-

senstrom- bzw. Brennstoffmassenstrom-Verhältniswerte von Leerlauf und Nenn-

punkt wieder, wobei die Spreizungen wie folgt definiert sind:

Leerlauf

Nennpunkt



(4.9)

Leerlauf

Nennpunkt



(4.10)

Aufgrund der Qualitätsregelung sowie des Magerbetriebs im Leerlauf (

Ȝ § 10)

ist die Spreizung des Luftmassenstroms zwischen Leerlauf und Nennpunkt beim

Dieselmotor mit einem Wert von

L,Diesel

= 6,3 um ein Vielfaches niedriger als

beim stöchiometrisch betriebenen Ottomotor (

L,Otto

= 37). Der Dieselmotor bietet

daher grundsätzlich bessere Voraussetzungen für die Aufladung, insbesondere für

die Abgasturboaufladung. Eine einfachere Kombination des Ottomotors mit einem

Abgasturbolader ist bei Einsatz der Benzindirekteinspritzung gegeben, da hierbei

zum einen im unteren Kennfeldbereich ein Magerbetrieb möglich ist und zum

anderen die Phase der Ventilüberschneidung deutlich ausgeweitet werden kann,

was zu höherer Spülmasse führt. Damit ist es möglich, die Spreizung des Luftmas-

senstroms zu reduzieren.

Die im Zeitraum der Ventilüberschneidung durchströmende Spülmasse kann

relativ einfach berechnet werden, indem man den Einlass- und Auslassventilquer-

schnitt jeweils als Drossel betrachtet und einen Ausströmvorgang beschreibt, siehe

Abb. 4.3.

Abb. 4.3. Drosselstellen als Ersatzsystem für den Einlass- und Auslassquerschnitt

Da diese Betrachtungsweise auch hinsichtlich der Strömungsvorgänge in einer

Abgasturbine Gültigkeit besitzt, soll hierauf näher eingegangen werden. Für den

Massenstrom durch eine Drosselstelle gilt während des Spülvorganges bei luftan-

saugenden Motoren

3433,

 TRAm

SpülL



(4.11)

152 4 Relevante Subsysteme und Prozesse

Der wirksame Drosselquerschnitt eines Zylinders A berechnet sich als zeitlicher

Mittelwert der beiden Querschnitte von Einlass und Auslass und ist mit der jewei-

ligen Durchflusszahl gewichtet:



dAA

redred

(4.12)

2222

AAEE

redred







(4.13)

Die Durchflussfunktion

verwendet die Drücke vor dem Einlassventil bzw.

nach dem Auslassventil. Dann folgt für den Massenstrom durch die Drosselquer-

schnitte eines Zylinders:

,11,1,

SpülL

SpülSpülSpülSpülL

VVVm







 

(4.14)

343

 TRAV

Spül



(4.15)

Der auf den Zustand vor Verdichter bezogene Spülmassenstrom des Motors

steigt mit der Dichte und Temperatur des Arbeitsgases vor Einlass, mit steigenden

Querschnitten und mit zunehmendem Spülgefälle, das durch das Druckverhältnis

innerhalb der Durchflussfunktion beschrieben werden kann. Die Spülmasse

muss daher bei der Auslegung des Verdichters berücksichtigt werden, da sie den

Luftvolumenstrom durch den Verdichter u.U. beträchtlich erhöht.

Verdichterarbeit

Für die Berechnung der Verdichterleistung gelten der 1. Hauptsatz der Thermody-

namik für stationäre Fließprozesse, der 2. Hauptsatz sowie die kanonische Zu-

standsgleichung, vergleiche [BAE92]. Die kinetische und potenzielle Energie des

strömenden Mediums soll zunächst unberücksichtigt bleiben. Dann gilt für eine

Zustandsänderung vom Zustand i zum Zustand j folgendes:

ijtijij

hhwq  

(4.16)



ijij

jqdsT

mit:

irrij

dsTj

(4.17)

 dpvhhdsT

(4.18)

Dann setzt sich die spezifische technische Arbeit aus spezifischer Strömungs-

bzw. Druckänderungsarbeit und Dissipationsenergie zusammen und entspricht der

Differenz aus Enthalpieänderung und übertragener Wärme:

4.1 Aufladung 153

ijijijtij

qhhjdpvw  

(4.19)

Die zur Verdichtung des Fluids erforderliche Arbeit ist also umso kleiner, je

mehr Wärme während der Verdichtung abgegeben wird. Dieser Sachverhalt wird

näherungsweise bei der mehrstufigen Verdichtung mit Zwischenkühlung ausge-

nutzt und später genauer beschrieben. Abb. 4.4 veranschaulicht die spezifische

Strömungsarbeit und die Enthalpieänderung beispielhaft für den Verdichterpro-

zess, wobei potenzielle und kinetische Energien der Luft vernachlässigt sind.

Abb. 4.4. Spezifische Strömungsarbeit und Zustandsänderung bei der Verdichtung

Um die spezifische Strömungsarbeit berechnen zu können, benötigt man die

Zustandsgleichung

v = v(p) des strömenden Fluids. Diese meist sehr komplizierte

Gleichung wird in der Regel durch eine einfache Zustandsänderung, der

sogenannten Polytrope, angenähert, wobei die Eintritts- und Austrittszustände

bekannt sein müssen. Die Polytrope ist aus dem konstanten Polytropenverhältnis

definiert:

.11 const

dpv

dsTdq

dpv

dsT

dpv

irr



 

(4.20)

Da das Polytropenverhältnis für alle Abschnitte der Zustandsänderung konstant

ist, gilt sie auch für den gesamten Prozess. Sonderfälle von Polytropen sind die

Isentrope (

µ = 1), die Isenthalpe (µ = 0) und die Isobare (µ ĺ). Polytrope Zu-

standsänderungen werden vorwiegend für Prozesse idealer Gase verwendet. Für

den sogenannten Polytropenexponenten gilt dann:



1

NPN

(4.21)

Aus der Polytropengleichung

vpvp

 

(4.22)

kann die Zustandsgleichung dann sehr einfach berechnet werden und liefert

schließlich für die spezifische Strömungsarbeit:

154 4 Relevante Subsysteme und Prozesse







dpv

(4.23)

Turboverdichter und Abgasturbinen sind im Gegensatz zu Kolbenverdichtern

ungekühlt und damit als adiabate Arbeitsmaschinen mit dq = 0 zu betrachten. Im

Falle einer isentropen und adiabaten Zustandsänderung im Verdichter entspricht

die spezifische technische Arbeit der spezifischen Strömungsarbeit, und es liegt

ein reversibler Prozess vor:

sVsVst

hhhTRdpvw ' 





1,2

1,12

(4.24)

Eine gekühlte, also nicht-adiabate, und reversible Verdichtung ermöglicht für

den Fall einer isothermen Zustandsänderung noch geringere Verdichtungsarbeiten

als dies bei der rein isentropen Verdichtung möglich ist. Aus der polytropen Zu-

standsänderung p·v = const. folgt für die Verdichterarbeit:





121,,12

ln qTRdpvw

VrevTt

 

(4.25)

Dabei sei angemerkt, dass diese Verdichtung zwar reversibel ist, aber eben

nicht isentrop, da zur Realisierung einer isothermen Zustandsänderung Wärme

abgegeben werden muss. Da reale Prozesse stets verlustbehaftet sind, ist die zum

des Verdichters aufzuwendende Arbeit größer als die nach dem reversiblen Pro-

zess berechnete Arbeit. Zur Beschreibung dieser thermodynamischen Verluste

wird der isentrope Verdichterwirkungsgrad definiert. Wird zudem das Arbeitsfluid

als ideales Gas betrachtet, bei dem sich die Enthalpiedifferenz aus dem Produkt

von isobarer Wärmekapazität und Temperaturdiffenz berechnen lässt, gilt:







1,2

,12

TTc





(4.26)

Für die isentropen Zustandsänderungen können die Temperaturen sehr einfach

aus dem Druckverhältnis berechnet werden. Für ideale Gase gilt:



(4.27)

Zur Berechnung der effektiven Verdichterleistung müssen die Reibungsverluste

Berücksichtigung finden. Dies erfolgt mit Hilfe des mechanischen Wirkungsgra-

des des Verdichters, sodass für die Verdichterleistung zusammenfassend gilt:

sVmV

stV

KKK



,12



(4.28)