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

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4.1 Aufladung 155

In Abb. 4.5 ist die spezifische Verdichterarbeit in Abhängigkeit der relevanten

Parameter dargestellt. Danach nimmt die Arbeit zur Verdichtung der Luft mit

steigendem Druckverhältnis, steigender Lufttemperatur zur Beginn der Verdich-

tung und sinkendem isentropen Verdichterwirkungsgrad zu. Da der Verlauf der

Verdichterarbeit in Abhängigkeit des Druckverhältnisses degressiv steigenden

Charakter aufweist, sind möglichst hohe Verdichterdruckverhältnisse in einer

Stufe anzustreben.

Abb. 4.5. Spezifische Verdichterarbeit (ideales Gas)

Im Falle einer mehrstufigen Verdichtung reduziert eine Zwischenkühlung der

Ladeluft aufgrund des Temperatureinflusses die Verdichtungsarbeit spürbar. Der

Grenzfall der isothermen und reversiblen Verdichtung liefert eine geringere Ver-

dichtungsarbeit als die isentrope Verdichtung. Neben einer Arbeitsersparnis bei

der Verdichtung führt eine möglichst niedrige Temperatur zu Beginn der Verdich-

tung auch auf eine niedrige Verdichtungsendtemperatur und damit auf eine hohe

Luftdichte. In der Praxis entspricht



etwa der Umgebungstemperatur. Auf dem

Weg zum Verdichter sollte die Luft nach Möglichkeit nicht an heißen Bauteilen

vorbeigeführt werden, damit eine unnötige Aufheizung vermieden werden kann.

Verdichterbauarten und Verdichterkennfeld

Die für den motorischen Betrieb relevanten Verdichter lassen sich in die zwei

Gruppen der Verdrängerlader und Strömungsverdichter einteilen. Der Unterschied

besteht in dem Mechanismus der Verdichtung.

Innerhalb der Gruppe der Verdrängerlader wird darüber hinaus zwischen den

Verdichtern mit und ohne innerer Verdichtung differenziert. Eine innere Verdich-

tung liegt dann vor, wenn die Luft längs des Weges durch den Verdichter eine

zunehmende Drucksteigerung erfährt. Verdrängerlader ohne innere Verdichtung

fördern das Luftvolumen bis zum Austritt aus dem Verdichter, und erst hier wird

die Luft infolge des Staudruckes komprimiert. Durch die Realisierung einer inne-

156 4 Relevante Subsysteme und Prozesse

ren Verdichtung kann die aufzuwendende Verdichterarbeit grundsätzlich reduziert

und der Verdichterwirkungsgrad erhöht werden [HIE03].

Strömungsverdichter arbeiten stets mit innerer Verdichtung. Sie sind als Radi-

alverdichter oder Axialverdichter ausgeführt. Bei den Verdrängerladern kommen

im Wesentlichen der klassische Hubkolbenverdichter, der Spirallader, Ro-Lader,

Pierburg-Lader, Schraubenverdichter sowie der Roots-Lader zum Einsatz. Im

Gegensatz zu den anderen Verdrängerladern arbeitet der häufig eingesetzte Roots-

Lader ohne innere Verdichtung. Die verschiedenen Ausführungsformen sowie die

grundlegende Funktion der Verdrängerlader sind in Abb. 4.6 skizziert.

Abb. 4.6. Querschnitt durch unterschiedliche Verdrängerlader [HAI00], [HIE03]

Die prinzipiellen Unterschiede im Betriebsverhalten werden im Verdichter-

kennfeld deutlich, welches das Verdichterdruckverhältnis als Funktion des in den

Verdichter eintretenden Luftvolumenstromes darstellt. Im Verdichterkennfeld

werden zudem die Linien konstanter Laderdrehzahl

sowie Linien konstanten

isentropen Verdichterwirkungsgrades

angegeben.

4.1 Aufladung 157

Abb. 4.7 zeigt die grundsätzlichen Unterschiede in den Kennfeldern von

Verdrängerlader und Strömungsverdichter. Charakteristisch sind beim Verdrän-

gerlader die nach links geneigten Linien konstanter Laderdrehzahl, wonach mit

zunehmendem Ladedruck der Volumenstrom sinkt. 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 die Leckage- bzw. Spaltverluste infolge einer Rückexpansion der

Luft über die Spalte innerhalb des Verdichters.

Abb. 4.7. Kennfelder von Verdrängerlader und Strömungsverdichter (schematisch)

Der erreichbare Ladedruck ist demnach nahezu unabhängig von der Laderdreh-

zahl, hängt jedoch entscheidend von den konstruktiven Randbedingungen ab. Das

Fördervolumen wird hingegen direkt von der Laderdrehzahl und vom Laderbau-

volumen bestimmt. Verdrängerlader fördern die Luft im Gegensatz zu den Strö-

mungsverdichtern relativ diskontinuierlich. Neben der Anregung von Druck-

schwingungen in den Ladeluftleitungen verursachen Verdrängerlader höhere Ge-

räusche und arbeiten bis zu Druckverhältnissen von etwa

= 2. Vorteile bestehen

jedoch in der Nutzung des gesamten Kennfeldes, da kein instabiler Betrieb – wie

etwa beim Radialverdichter – gegeben ist.

Strömungsverdichter arbeiten nach dem physikalischen Prinzip der Umwand-

lung kinetischer Energie in potenzielle bzw. Druckenergie. Der bedeutendste

Strömungsverdichter für den Einsatz in Hubkolbenmotoren ist der Radialverdich-

ter, bei dem die Luft axial einströmt und nach der Kompression radial aus dem

Verdichterlaufrad austritt. Dabei wird die Luft durch die Zufuhr von mechanischer

Energie über das Verdichterlaufrad (Rotor, Impeller) zunächst beschleunigt und

somit auf ein hohes Energieniveau gehoben. Im nachfolgenden Leitrad (Diffusor)

und im Spiralgehäuse wird die Strömung wieder verzögert, sodass die kinetische

Energie in Druckenergie umgewandelt wird.

158 4 Relevante Subsysteme und Prozesse

Abb. 4.8 zeigt eine Übersicht über die Geschwindigkeitskomponenten an einem

Radialverdichterrad mit unterschiedlichen Schaufelwinkeln. Hierbei wird zwi-

schen absoluten und relativen Strömungen unterschieden.

Abb. 4.8. Strömungsvektoren und Geschwindigkeitsdreiecke im Radialverdichter-Laufrad

Relativ zum rotierenden Verdichterlaufrad bewegen sich die Fluidteilchen auf

Bahnkurven, die im Wesentlichen durch die Form der Schaufeln vorgegeben sind.

Die Absolutbewegung resultiert aus der Überlagerung von Relativbewegung mit

der Laufraddrehung:

uwc



(4.29)

Die Vektorgleichung lässt sich für den Laufradeintritt (Index 1) und den Lauf-

radaustritt (Index 2) jeweils als Geschwindigkeitsdreieck darstellen. Die Um-

fangsgeschwindigkeit u an der jeweiligen Stelle berechnet sich aus dem Produkt

von Kreisfrequenz und Laufradradius:

Dnru  

(4.30)

Relativ- und Absolutgeschwindigkeit werden in Komponenten parallel und

senkrecht zur Umfangsgeschwindigkeit zerlegt. Die Parallelkomponente (Index u)

wird als Umfangskomponente, die dazu orthogonale Komponente als Meridian-

komponente (Index m) bezeichnet.

Die Wirkrichtung der Absolutgeschwindigkeit

c wird durch den Winkel Į be-

schrieben, die Richtung der Relativgeschwindigkeit

w durch den Schaufelwinkel

ȕ. Beide Winkel beziehen sich auf die positive Umfangsgeschwindigkeit. Spitze

Winkel führen somit zu positiven Umfangskomponenten, stumpfe Winkel zu

negativen Umfangskomponenten. Für die Umfangs- und Meridiankomponenten

sowohl für den Laufradeintritt als auch für den Laufradaustritt gilt schließlich:

4.1 Aufladung 159

cos cc

(4.31)

ucww

 

cos

(4.32)

sinsin   wwcc

(4.33)

Die Meridiankomponenten der Relativ- und Absolutgeschwindigkeit sind

gleich und können aus dem Volumenstrom mittels der Kontinuitätsgleichung

berechnet werden. Bei der Querschnittsfläche ist die Querschnittsverengung durch

die Schaufeldicke und den Grenzschichteinfluss zu berücksichtigen.

Das vom Verdichterrad auf das Fluid übertragene Drehmoment berechnet sich

aus dem Impulsmomentensatz und führt zur sogenannten Eulerschen Hauptglei-

chung:



1122 uuVV

crcrmM 



(4.34)

Die spezifische, d.h. auf den Massenstrom bezogene Leistung entspricht im Fall

der adiabaten Verdichtung der totalen Enthalpiedifferenz:



 



121122

hhcucu



(4.35)

Die totale spezifische Enthalpie setzt sich aus der spezifischen Enthalpie und

der absoluten Strömungsgeschwindigkeit zusammen. Die Komponente c

nimmt

nur bei einem Vordrall – hierbei tritt die Strömung infolge einer Vorleitbeschaufe-

lung mit einer Drallbewegung in den Verdichter ein – einen Wert ungleich Null

an. Verläuft diese Drallströmung in Richtung der Raddrehung, wird der Vordrall

als Mitdrall bezeichnet und es gilt Į

< 90°. Aus Gl. 4.35 wird deutlich, dass ein

Mitdrall zu einer Reduzierung der Enthalpiedifferenz bzw. des Druckverhältnisses

führt. Er bietet jedoch Vorteile hinsichtlich der Lage der Pumpgrenze.

Aus den Geschwindigkeitsdreiecken lässt sich die Eulergleichung durch An-

wendung des Cosinussatzes für die Relativgeschwindigkeit w in anderer Form

schreiben:

cuucucucw   2cos2

22222

(4.36)







212

wwuucchh  



(4.37)

Gleichung 4.37 beschreibt die Energiewandlung im Schaufelbereich und bein-

haltet damit auch weitgehend die Verluste der Schaufelströmung. Verluste, die

außerhalb des Schaufelbereiches entstehen, werden hierbei jedoch nicht erfasst.

Die Differenz der totalen Enthalpien am Verdichterein- und –austritt ist nähe-

rungsweise proportional zur Druckdifferenz. Im Sinne eines hohen Verdichter-

druckverhältnisses ist demnach eine möglichst hohe Verdichterdrehzahl anzustre-

ben. Da sich die Energieumsetzung im Laufrad ausschließlich durch Geschwin-

160 4 Relevante Subsysteme und Prozesse

digkeitsänderungen beschreiben lässt, ergeben unterschiedlich große Laufräder

bzw. Verdichter bei identischen Ein- und Ausströmbedingungen theoretisch exakt

das gleiche Verdichterkennfeld, welches entsprechend der Baugröße im Luft-

durchsatz verschoben ist. In der Realität zeigt sich jedoch, dass das Leistungsver-

mögen des Verdichters aufgrund der nur bedingt gültigen bhnlichkeitsgesetze

beim Übergang zu kleineren Baugrößen sinkt.

Aufgrund der höheren Druckverhältnisse sind Radialverdichter für den Einsatz

in Hubkolbenmotoren besser geeignet als Axialverdichter. Aus dem Verlauf der

Linien konstanter Verdichterdrehzahl wird deutlich, dass eine Ladedruckerhöhung

nur durch eine Steigerung der Laderdrehzahl möglich ist. Die Breite des nutzbaren

Kennfeldes nimmt beim Strömungsverdichter mit zunehmendem Druckverhältnis

ab. Nach links wird das Kennfeld durch die sogenannte Pumpgrenze limitiert. Im

Bereich kleiner Luftdurchsätze und hoher Druckverhältnisse reißt die Schaufel-

strömung im Verdichterrad ab, sodass es zu Druckschwingungen im Lader und in

den nachfolgenden Ladeluftleitungen, dem sog. Pumpen, kommt. Das Verdichter-

pumpen muss unter allen Umständen vermieden werden, da beträchtliche Schäden

sowohl am Verdichter als auch am Aufladesystem entstehen können. Dabei ist die

Pumpgrenze keine fixe Linie eines Verdichters, sondern neben dem Strömungs-

feld innerhalb des Verdichters auch von den angeschlossenen Leitungen und Vo-

lumina abhängig. Erreicht die Strömung im engsten Querschnitt des Verdichters –

dies ist meist im Verdichtereintritt der Fall – Schallgeschwindigkeit, ist eine wei-

tere Durchsatzsteigerung auch durch Erhöhung der Verdichterdrehzahl nicht mehr

möglich. Daher laufen alle Linien konstanter Laderdrehzahl bei maximalem

Durchsatz auf den Punkt ʌ

= 1 zu. Diese Grenze des maximalen Volumenstroms

wird als Stopfgrenze bezeichnet.

Das maximale Druckverhältnis der Radialverdichter wird durch die größt mög-

liche Umfangsgeschwindigkeit am äußeren Rand der Schaufeln bestimmt und ist

damit vom Werkstoff des Verdichterrades abhängig. Bei Laufrädern aus Alumini-

um-Legierungen sind heute maximale Umfangsgeschwindigkeiten von etwa 550

m/s beherrschbar. Eine Steigerung ist nur durch Einsatz hochfester Werkstoffe,

beispielsweise Titan, zu realisieren, wobei diese nicht nur teuer sondern auch

schwerer sind und damit das Ansprechverhalten des Motors – bei gleichem Ver-

dichterraddurchmesser – negativ beeinflussen. Die höheren, realisierbaren Um-

fangsgeschwindigkeiten von Titan ermöglichen bei gleichem Ladedruck jedoch

eine Reduzierung des Verdichterraddurchmessers, sodass der durch die höhere

Werkstoffdichte verursachte Nachteil im Beschleunigungsverhalten nicht wirksam

wird.

Um die bei bestimmten Umgebungsbedingungen experimentell ermittelten

Verdichterkennfelder generell nutzen zu können, werden die Kennfeldgrößen von

den Zustandsgrößen des Fluids unabhängig gemacht, indem sie auf standardisierte

bzw. vom Hersteller angegebene Bezugsumgebungsbedingungen umgerechnet

werden. Diese Vorgehensweise gilt grundsätzlich für alle Strömungsmaschinen,

also auch für die Abgasturbine, und basiert auf strömungsmechanischen bhnlich-

keitsgesetzen und der Betrachtung der Strömungsmaschine als Drossel [SCH98].

Für die Verdichter-Kennfeldgrößen Drehzahl, Massenstrom und Volumenstrom

gilt dann:

4.1 Aufladung 161

bez



bzw.

bez





(4.38)

bez





(4.39)

Die bezogenen oder reduzierten Kenngrößen sind im Kennfeld der jeweiligen

Strömungsmaschine eingetragen. Um die tatsächlichen Kenngrößen berechnen zu

können, die sich bei den geänderten Zustandsgrößen Druck und Temperatur erge-

ben, müssen die Gln. 4.38 und 4.39 entsprechend umgestellt werden.

Für konventionelle, abgasturboaufgeladene Motoren reicht gewöhnlich der Ein-

satz ungeregelter Strömungsverdichter aus. Sollen jedoch sehr hohe Verdichter-

druckverhältnisse bei breiten Drehzahlspreizungen – also breite und hohe

Verdichterkennfelder – realisiert werden, müssen auch beim Verdichter

Maßnahmen zur Regelung eingeführt werden. Grundsätzlich gibt es die

Möglichkeiten einer Vordrallregelung, kennfeldstabilisierende Maßnahmen

(KSM) sowie die Möglichkeit des Einsatzes von Verstelldiffusoren. Bei hohen

Druckverhältnissen hat sich die Regelung mittels eines Vordralls bewährt. Der

Verdichter ist hierbei auf der Lufteintrittsseite mit einem verstellbaren Leitgitter

versehen, das der einströmenden Luft einen Drall aufprägt, sodass die Pumpgrenze

insbesondere bei hohen Druckverhältnissen in Richtung kleinerer Volumenströme

verschiebt. Mit Hilfe der kennfeldstabilisierenden Maßnahme wird einerseits die

Pumpgrenze nach links und andererseits die Stopfgrenze nach rechts verschoben.

Ursächlich für dieses Verhalten ist ein Bypass, der bei niedrigen Durchsätzen eine

Rezirkulation um den Verdichtereintritt ermöglicht und bei hohen Durchsätzen als

zusätzlicher Zuströmquerschnitt wirkt. Mit einem beschaufelten Austrittsdiffusor

kann mit der Wahl des Schaufelwinkels der Förderstrom durch den Verdichter

beeinflusst werden, sodass die Strömungsverzögerung unter geringeren Verlusten

erfolgt als beim unbeschaufelten Diffusor. Allerdings ist die Kennfeldbreite

deutlich geringer, sodass sich beschaufelte Austrittsdiffusoren für den

Fahrzeugeinsatz eher weniger eignen [SCH04d].

Ladeluftkühlung

Die während der Verdichtung der Luft ablaufende Zustandsänderung führt über

die isentrope Zustandsgleichung sowie den isentropen Wirkungsgrad des Verdich-

ters stets zu einer gleichzeitigen Temperaturerhöhung der Luft. Das eigentliche

Ziel der Aufladung, nämlich die Steigerung der Luftdichte, wird damit zu einem

Teil unwirksam, wenn man die reale Verdichtung mit der isothermen Verdichtung

vergleicht. Schon aus dem Bestreben nach einer möglichst hohen Motorleistung

ist die anschließende Kühlung der verdichteten Luft außerordentlich zweckmäßig.

Die reale Verdichtungsendtemperatur berechnet sich in Abhängigkeit des Ver-

dichterdruckverhältnisses und des isentropen Verdichterwirkungsgrades zu:

162 4 Relevante Subsysteme und Prozesse





(4.40)

Bei einem gewünschten Druckverhältnis ist die Verdichtungsendtemperatur

umso niedriger, je höher der isentrope Verdichterwirkungsgrad ausfällt. Ein hoher

Verdichterwirkungsgrad wirkt sich somit auch positiv auf die erforderliche Bau-

größe des nachfolgenden Ladeluftkühlers aus.

Die folgenden Überlegungen sollen zeigen, welchen signifikanten Einfluss die

Ladeluftkühlung auf die Luftdichte und damit auf Motorleistung hat. Im Falle

eines Motor ohne Kühlung der Luft wird die Luftdichte neben dem Isentropenex-

ponenten durch das Verdichterdruckverhältnis und dem isentropen Verdichterwir-

kungsgrad festgelegt:







sVV

(4.41)

Das Ergebnis für das Verhältnis der Dichten

/ȡ



ohne Ladeluftkühlung bzw.

/ȡ



für den Fall einer vollständigen Rückkühlung auf Ansaugtemperatur zeigt

das linke Diagramm von Abb. 4.9. Die vollständige Rückkühlung liefert erwar-

tungsgemäß die höchste Dichte. Ohne Ladeluftkühlung sinkt die Luftdichte mit

sinkendem isentropen Verdichterwirkungsgrad spürbar ab. Der Effekt der Rück-

kühlung auf die Dichteänderung ist dabei umso größer, je höher das Verdichter-

druckverhältnis und je niedriger die isentropen Verdichterwirkungsgrade sind. Bei

einem Verdichterdruckverhältnis von 3 und einem isentropen Verdichterwir-

kungsgrad von 70% beträgt die Dichte im Vergleich zum Saugbetrieb ohne Lade-

luftkühlung etwa das 2-fache.

Abb. 4.9. Dichte- und Temperaturänderung ohne und mit Ladeluftkühlung

4.1 Aufladung 163

Mit vollständiger Ladeluftkühlung auf die Ansaugtemperatur entspricht die

Dichteänderung genau dem Verdichterdruckverhältnis. Bei hoch aufgeladenen

Motoren ist daher auf eine leistungsfähige Ladeluftkühlung praktisch nicht zu

verzichten. Zudem ist der Einsatz der Ladeluftkühlung besonders bei der mechani-

schen Aufladung zweckmäßig, da die eingesetzten Aufladeaggregate meist über

vergleichsweise niedrige isentrope Verdichterwirkungsgrade verfügen. Aus dem

rechten Diagramm ist zu ersehen, dass auch aus Gründen niedriger Verdichtungs-

endtemperaturen und die damit gestellten Anforderungen an die Leistungsfähig-

keit der Ladeluftkühlung möglichst hohe isentrope Verdichterwirkungsgrade vor-

teilhaft sind.

Bevor die Luft dem Brennraum jedoch zugeführt wird, ist es auch aus anderen

Gründen zweckmäßig, die verdichtete und erwärmte Luft herunterzukühlen. Zum

einen ist eine Luftkühlung besonders bei aufgeladenen Ottomotoren eine wichtige

Voraussetzung, um der Klopfproblematik entgegen treten zu können. Damit kön-

nen entweder der Ladedruck oder das Verdichtungsverhältnis weiter erhöht oder

der Zündzeitpunkt zur wirkungsgradsteigernden Verlagerung der Verbrennung

vorverlegt werden. Niedrige Anfangstemperaturen führen unmittelbar zu niedri-

gen, prozessbedingten Spitzentemperaturen und damit zu geringen Stickoxidemis-

sionen und thermischen Bauteilbelastungen. Bei luftansaugenden Motoren mit

Qualitätsregelung wie beispielsweise dem Dieselmotor kann die Ladeluftkühlung

dazu benutzt werden, das Luftverhältnis bei bestehendem Ladedruck anzuheben

und damit sowohl das Temperaturniveau als auch die Rußemission zu senken.

Andererseits kann das Ladedruckniveau unter Beibehaltung der Motorlast sowie

des Luftverhältnisses abgesenkt werden.

Den zahlreichen Vorteilen stehen jedoch auch einige Nachteile gegenüber. Die

zusätzlichen Komponenten wie der Ladeluftkühler sowie die erforderlichen Lei-

tungen sind mit nicht unerheblichen Mehrkosten und mit zusätzlichem Bauraum-

bedarf verbunden. Da eine effektive Ladeluftkühlung zur Leistungssteigerung

auch den Luftmassenstrom erhöht, müssen größere Verdichter eingesetzt werden,

die das Ansprechverhalten des Motors grundsätzlich negativ beeinflussen. Zudem

ist darauf zu achten, dass kurze Leitungen sowie Wärmetauscher mit geringen

Druckabfallraten eingesetzt werden, damit die prinzipiellen Vorteile der Ladeluft-

kühlung auch im transienten Betrieb nutzbar sind. Während die meisten Ladeluft-

kühlsysteme Luft-Luft-Wärmetauscher verwenden, kann das Ansprechverhalten

mit Luft-Wasser-Wärmetauschern spürbar verbessert werden, da das bei plötzli-

cher Laststeigerung „aufzufüllende“ Luftvolumen hierbei deutlich verringert wer-

den kann. Die verdichtete Luft ist in diesem Fall nicht bis zum Luftkühler am

Fahrzeugbug zu führen. Aufgrund der erhöhten Kosten ist dieses LLK-System

bisher nicht weit verbreitet. Bei hochaufgeladenen Motoren werden infolge der

auf engem Raum umgesetzten hohen Energiemengen u.a. hohe Prozesstemperatu-

ren erreicht. Daher sind eine leistungsfähige Ladeluftkühlung bzw. Maßnahmen

zur Absenkung des Temperaturniveaus von besonderer Bedeutung. Das nach

Miller [MIL57] benannte Verfahren ist eine besondere Variante der Ladeluftküh-

lung, die innerhalb des Brennraumes erfolgt.

In Abb. 4.10 sind die isentrope Verdichterarbeit sowie der ideale Motorprozess

von konventionellem und Miller-Verfahren im p,v-Diagramm dargestellt.

164 4 Relevante Subsysteme und Prozesse

Abb. 4.10. Darstellung des Miller-Verfahrens im Vergleich zum konventionell aufgelade-

nen vollkommenen Motor

Durch ein frühes Schließen des Einlassventils (FES) deutlich vor dem unteren

Totpunkt in Kombination mit einer Anhebung des Ladedruckes ist bei ES bereits

die gewünschte Ladungsmenge im Zylinder. Aufgrund der weiteren Kolbenbewe-

gung in Richtung UT expandiert das Arbeitsgas auf einen geringeren Druck und

kühlt sich dabei ab. Bei der anschließenden Kompression steigt zwar der Druck

entsprechend dem Verdichtungsverhältnis an, jedoch erfolgt diese Zustandsände-

rung auf einem deutlich niedrigeren Temperaturniveau. Daher sind auch die Spit-

zentemperaturen – unter der Voraussetzung gleicher Ladelufttemperatur zu Be-

ginn der Verdichtung – beim Miller-Verfahren niedriger und führen zu geringeren

thermischen Belastungen und Stickoxidemissionen. Bei Ottomotoren wird mit

dem Miller-Verfahren zudem die Klopfgrenze positiv beeinflusst.

Abb. 4.11. Verdichtungsendtemperatur bei isentroper Verdichtung in Abhängigkeit der

Ventilsteuerzeit ES (Miller-Verfahren)