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

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2.1 Einzelprozesse motorischer Energiewandlung 15

Verbesserungen in Kennfeldbereichen mit deutlich geringeren Wirkungsgraden

führen zu ungleich höheren Kraftstoffverbrauchs-Reduzierungen. Eine Wirkungs-

gradsteigerung um einen Prozent-Punkt ergibt z.B. bei einem Wirkungsgrad von

30% eine Verbrauchssenkung von etwa 10 g/kWh, und bei 20% Wirkungsgrad

werden bereits ca. 20 g/kWh erreicht. Aufgrund des sehr hohen Heizwertes von

Wasserstoff führen bereits niedrige Wirkungsgrade zu geringen spezifischen

Kraftstoffverbräuchen, verglichen mit Otto- und Dieselkraftstoffen sowie mit

Erdgas.

Neben einer Senkung der gesetzlich limitierten Schadstoffkomponenten HC,

CO, NO

und Partikel sind Gesetzgeber und Motorenhersteller überein gekom-

men, auch die Emission von Kohlendioxid (CO

) deutlich zu reduzieren, da dieses

neben anderen Treibhausgasen für die globale Erderwärmung und Klimaverände-

rung verantwortlich gemacht wird. Der Verband der Europäischen Automobilher-

steller ACEA (A

ssociation des Constructeurs Européens d’Automobiles) hat sich

gegenüber der Europäischen Union (EU) im Juli 1998 verpflichtet, den Ausstoß

von Kohlendioxid bis zum Jahr 2008 auf einen Wert von 140 g/km zu begrenzen.

Das entspricht gegenüber dem Grenzwert von 190 g/km aus dem Jahr 1995 einer

-Reduzierung von über 26%. Eine noch weitergehende Reduzierung wird

folgen. Innerhalb der EU wird derzeit ein Grenzwert von 120 g/km für das Jahr

2012 diskutiert, was einer weiteren Absenkung um 14,3% entsprechen würde.

Zwischen dem Kraftstoffverbrauch von Verbrennungsmotoren und der CO

Emission gibt es einen direkten Zusammenhang. Um die gesetzten Ziele einhalten

zu können, müssen deshalb die Kraftstoff-Flottenverbräuche aller in Europa an-

sässigen Automobilhersteller in den nächsten Jahren deutlich verringert werden.

Maßnahmen zur Reduzierung des Kraftstoffverbrauches führen somit unmittelbar

zur Senkung des CO

-Ausstoßes. Ausgehend vom Volumen des entlang einer

definierten Fahrstrecke verbrannten Kraftstoffes lässt sich die entsprechende CO

Emission aus der bekannten Bruttoreaktionsgleichung für die Verbrennung von

Kohlenwasserstoffen berechnen. Aus der Bruttoreaktionsgleichung folgt, dass die

Stoffmengen von Kohlenstoff und des bei der Verbrennung als Reaktionsprodukt

entstehendem Kohlendioxids gleich sind:

COC



(2.15)

Die Masse des Kohlenstoffes berechnet sich aus dem Massenanteil des Kohlen-

stoffes im Brennstoff und der Masse des Brennstoffes:

BBBC

Vcmcm  

(2.16)

Dann gilt für die Masse des bei der Verbrennung entstehenden Kohlendioxids

m 

(2.17)

Die emittierte CO

-Masse ist somit direkt abhängig von den kraftstoffspezifi-

schen Größen Massenanteil und Kraftstoffdichte und darüber hinaus von dem

16 2 Energieumsetzung im Verbrennungsmotor

Volumen des verbrannten Kraftstoffes. Der zwischen Otto- und Dieselkraftstoff

bestehende Dichteunterschied ist demnach die Hauptursache für die höhere Masse

des emittierten Kohlendioxids, bezogen auf ein bestimmtes Kraftstoffvolumen. Im

Hinblick auf den Massenanteil des Kohlenstoffes im Brennstoff gibt es zwischen

Otto- und Dieselkraftstoff keine signifikanten Unterschiede. Dieser liegt bei etwa

86%. Unter Berücksichtigung des Verhältnisses der Molmassen von Kohlendioxid

und Kohlenstoff und den jeweiligen Brennstoffdichten ergibt sich eine CO

-Masse

von etwa 2,65 kg/Liter (Dieselkraftstoff) bzw. 2,36 kg/Liter (Ottokraftstoff). Auf

die Brennstoffmasse bezogen emittieren beide Kraftstoffsorten etwa 3,15 kg CO

pro kg Kraftstoff. Die von der ACEA festgelegte Grenze von 140 g/km entspricht

damit einem Kraftstoffverbrauch von etwa 5,3 Liter/100 km (Dieselkraftstoff)

bzw. 5,9 Liter/100 km (Ottokraftstoff). Abb. 2.8 verdeutlicht diesen Zusammen-

hang.

Abb. 2.8. CO

-Emission in Abhängigkeit des Kraftstoffverbrauchs

Um einen zuverlässigen Vergleich der Kraftstoffverbrauchswerte unterschiedli-

cher Fahrzeuge zu ermöglichen, sind genormte Messverfahren gesetzlich vorge-

geben. Grundlage für Europa ist der Europäische Fahrzyklus (EFZ), der im Laufe

der Jahre mehrmals geändert worden ist. Vor 1996 wurde der sogenannte Drittel-

mix angegeben. Seit 1996 gilt der Neue Europäische Fahrzyklus (NEFZ). Zur

Ermittlung des Kraftstoffverbrauchs nach dem NEFZ für ein bestimmtes Fahr-

zeugmodell wird die Masse des emittierten Kohlendioxids gemessen und gemäß

Gl. 2.17 der Kraftstoffverbrauch berechnet.

Wesentlichen Einfluss auf den Kraftstoffverbrauch bzw. die CO

-Emission hat

das Fahrzeuggewicht. In Abb. 2.9 sind der Kraftstoffverbrauch und die CO

Emission aller in Deutschland angebotenen Fahrzeuge für das Modelljahr 2004

aufgeführt. Ausgewertet wurden 970 ottomotorisch und 400 dieselmotorisch be-

triebene Pkw.

2.1 Einzelprozesse motorischer Energiewandlung 17

Abb. 2.9. Kraftstoffverbrauch und CO

-Emission in Abhängigkeit der Fahrzeugmasse

In erster Näherung steigt der Kraftstoffverbrauch linear mit der Fahrzeugmasse

an. Dieser Anstieg beträgt bei Fahrzeugen mit Ottomotoren etwa 0,7 Liter/100 km

pro 100 kg Mehrgewicht und bei Fahrzeugen mit Dieselmotor etwa 0,5 Li-

ter/100 km pro 100 kg zusätzlicher Fahrzeugmasse, wobei auch die mit steigender

Fahrzeugmasse höhere Motorleistung berücksichtigt werden muss. Während sich

der zyklusbezogene Kraftstoffverbrauch bei den Ottomotoren zwischen 3 und 22

Liter/100 km bewegt, verbrauchen die dieselbetriebenen Fahrzeuge zwischen 3

und 13 Liter/100 km. Der Dieselmotor weist in der Summe im Vergleich zum

Ottomotor einen volumetrischen Verbrauchsvorteil von 30-35% auf. Deutlich im

Diagramm sind die hochdrehenden Otto-Saugmotoren für Sportwagen zu erken-

18 2 Energieumsetzung im Verbrennungsmotor

nen, die durch einen sehr hohen Kraftstoffverbrauch charakterisiert sind. Auf-

grund der Tatsache, dass aufgeladene Ottomotoren heute noch überwiegend als

Leistungsvarianten ausgelegt sind, bestehen hinsichtlich des Kraftstoffverbrauches

im Vergleich zu den Saugmotoren nur geringe Unterschiede. Downsizing-

Konzepte nutzen die Verbrauchspotenziale sehr viel besser aus und weisen daher

einen deutlich niedrigeren Kraftstoffverbrauch auf als konventionelle Saugmoto-

ren.

In den unteren Diagrammen von Abb. 2.9 ist die zum Kraftstoffverbrauch äqui-

valente CO

-Emission dargestellt. Infolge der höheren Dichte von Dieselkraftstoff

fällt der Unterschied der massebezogenen Kohlendioxidemission zwischen Diesel-

und Ottomotoren etwas moderater aus als beim volumenbezogenen Kraftstoff-

verbrauch. Der CO

-Vorteil des Dieselmotors gegenüber dem Ottomotor beträgt

daher etwa 22-28%. Anhand der Diagramme wird sehr deutlich, dass die überwie-

gende Anzahl der heute angebotenen Fahrzeuge die von der ACEA für das Jahr

2008 zugesagte Grenze der CO

-Emission in Höhe von 140 g/km klar überschrei-

tet. Abgesehen von den reinen Sportfahrzeugen sowie den schweren Luxuslimou-

sinen werden von den konventionellen Pkw bis zu 400 g/km Kohlendioxid emit-

tiert. Um die Grenze der ACEA dennoch einhalten zu können, sind der Anteil

kleiner und verbrauchsgünstiger Fahrzeuge sowie der Dieselanteil zu erhöhen und

im Rahmen der Motorenentwicklung weitere Wirkungsgradverbesserungen zu

realisieren.

Der Verband der Automobilindustrie (VDA) gibt seit dem Jahr 1978 für jedes

Modelljahr der deutschen Personenkraftwagen die verkaufsgewichteten durch-

schnittlichen Kraftstoffverbrauchswerte heraus. Abb. 2.10 zeigt die zeitliche Ent-

wicklung sowohl des durchschnittlichen Kraftstoffverbrauchs als auch der ent-

sprechenden CO

-Emission. Demnach ist der Kraftstoffverbrauch – bis auf einen

zeitweiligen Anstieg Mitte der Achtziger Jahre, der durch die Einführung der

Abgaskatalysatortechnologie bedingt war – kontinuierlich gesunken.

Abb. 2.10. Zeitlicher Verlauf von Kraftstoffverbrauch und CO

-Emission in Deutschland

2.1 Einzelprozesse motorischer Energiewandlung 19

Der ebenfalls für das Jahr 2003 vereinbarte Zielkorridor von 165-170 g/km

Kohlendioxidemission wurde bereits im Jahr 2000 erreicht. Maßgeblich hierfür

war jedoch der deutlich gestiegene Anteil von Diesel-Pkw. Um die Zielmarken für

2008 von 140 g/km erreichen zu können, bedarf es weitreichender Anstrengungen,

da es zunehmend schwieriger wird, Wirkungsgradpotenziale auszuschöpfen, zu-

mal gleichzeitig die Schadstoffemissionen gesenkt werden müssen. Deutlich wird

dies auch an der seit dem Jahr 2001 flacher verlaufenden Kurve für die CO

Emission.

In Verbindung mit den in den letzten Jahren deutlich gestiegenen Kraftstoff-

preisen hat der Wirkungsgradvorteil des Dieselmotors zu einer signifikanten Er-

höhung des Dieselanteils in Deutschland geführt, wobei sich Deutschland auf

westeuropäischer Ebene mit einem Anteil von etwa 40% (im Jahr 2003) im Mittel-

feld bewegt, siehe Abb. 2.11.

Abb. 2.11. Anteil Diesel-Pkw in Europa sowie zeitliche Entwicklung des Diesel-Pkw-

Anteils in Deutschland

Dabei kommt der steigende Dieselanteil der Erreichung dieses Ziels sehr ent-

gegen. Jedoch sind auch zukünftig Wirkungsgradsteigerungen sowohl bei Otto-

als auch bei Dieselmotoren erforderlich, da die Fahrzeugmassen infolge zuneh-

mender Komfortanforderungen seitens des Kunden und trotz Leichtbau nicht

merklich abgesenkt werden können. Infolge des hohen Entwicklungsstandes von

Verbrennungsmotoren sind Quantensprünge nicht mehr zu erwarten. Vielmehr

kommt es darauf an, mit gezielten Maßnahmen kostengünstige und großserien-

taugliche Verbesserungen umzusetzen, die den Wirkungsgrad bei gleichzeitiger

Reduzierung des limitierten Schadstoffausstoßes steigern können.

20 2 Energieumsetzung im Verbrennungsmotor

In Abhängigkeit des für den betrachteten Motor geplanten Anwendungsgebie-

tes (Stationäranlagen, Schiffe, Schienenfahrzeuge, Nutzfahrzeuge, Personenkraft-

wagen etc.) werden einzelne Maßnahmen, die unter den jeweiligen Randbedin-

gungen als besonders vorteilhaft gelten, zu Konzepten zusammengefasst. Diese

Konzepte sind in der Regel auch innerhalb eines Anwendungsgebietes unter-

schiedlich. [TEE97] zeigt beispielsweise für das Segment kompakter Hochleis-

tungsdieselmotoren Möglichkeiten und Potenziale zur Kraftstoffverbrauchssen-

kung auf. Die Gründe für unterschiedliche Technologiekombinationen können

sowohl wirtschaftlicher als auch technischer Natur sein. So werden beispielsweise

kostenintensive Technologien bei Pkw eher im Luxussegment umgesetzt, als im

Kleinwagenbereich. Andererseits macht es möglicherweise keinen Sinn, bestimm-

te Maßnahmen z.B. bei größeren Motoren umzusetzen, wenn die Vorteile nur bei

kleinvolumigen Motoren praktisch genutzt werden können. Aus diesen Gründen

gibt es grundsätzlich keinen Königsweg bei der Kombination einzelner Technolo-

gien zu motorischen Gesamtkonzepten.

2.1.4 Wärmefreisetzung und Wärmeübergang

Der reale Brennraum stellt ein instationäres, offenes System mit zeitlich und ört-

lich veränderlichen Größen dar. Während eines Arbeitsspiels laufen Stoff- und

Energietransportprozesse ab, die zur bnderung der Zustandsgrößen des Arbeitsga-

ses sowie der umgebenden Systemgrenzen führen. Zur Beschreibung der komple-

xen physikalischen und chemischen Prozesse bei der Verbrennung werden unter-

schiedliche Modellkategorien verwendet. Für einen detaillierten Überblick über

die Modellbildung und Simulation der Verbrennung sei z.B. auf [MER01,

MER04, STI03] verwiesen.

Wärmefreisetzung

Im Rahmen der nulldimensionalen Modellierung wird die Verbrennung durch

Zufuhr von Wärme dargestellt. Der sogenannte Brennverlauf oder auch Brennrate

ist die Ableitung der durch die Verbrennung freigesetzten Wärme nach der Zeit

bzw. dem Kurbelwinkel und setzt sich aus dem Produkt von unterem Heizwert

und momentan verbrannter Brennstoffmasse zusammen. Er beschreibt damit den

zeitlichen Verlauf der Energiefreisetzung im Brennraum.



(2.18)

Der Verlauf der momentan umgesetzten Brennstoffmasse entzieht sich einer

messtechnischen Erfassung, sodass der Brennverlauf z.B. auf Basis des gemesse-

nen Zylinderdruckverlaufs berechnet werden muss. Dieses geschieht mit Hilfe des

ersten Hauptsatzes der Thermodynamik:

2.1 Einzelprozesse motorischer Energiewandlung 21

dQ dQdQ dQ

dU dV

ddd dd d

MM MM M

  

(2.19)

Der Brennverlauf beeinflusst die innere Energie des Arbeitsgases, den Zylin-

derdruckverlauf und damit die Volumenänderungsarbeit sowie indirekt die

Wandwärmeverluste. Dabei sind Verluste durch Blow-by sowie die Ver-

dampfungsenthalpie in der Regel zu vernachlässigen. Der Heizverlauf dQ

/dĳ

kennzeichnet die gesamte, über die Systemgrenzen transportierte Brennstoff-

Wärme, ist ein Maß für die Aufheizung des Arbeitsgases und umfasst damit so-

wohl den Brennverlauf als auch die Wandwärmeverluste. Dieser Heizverlauf ist

zunächst das Ergebnis der auf Basis der Druckindizierung durchgeführten Pro-

zessrechnung. Der eigentliche Brennverlauf kann dann durch Addition der Wand-

wärmeverluste unter Verwendung eines geeigneten Ansatzes, z.B. dem von

WOSCHNI, berechnet werden. In diesem Zusammenhang ist eine exakte mess-

technische Erfassung des Zylinderdruckverlaufs hinsichtlich Winkellage und Hö-

he von außerordentlich großer Bedeutung. Bereits geringe Fehler von 0,2 bar oder

0,5 °KW können Fehler im zweistelligen Prozentbereich in der Berechnung des

Brennverlaufs sowie des Mitteldruckes verursachen.

Der Integralwert des Brennverlaufs entspricht der ab Verbrennungsbeginn (VB)

bis zu einem bestimmten Zeitpunkt umgesetzten Brennstoffwärme und wird als

Summenbrennverlauf oder Durchbrennfunktion bezeichnet:



(2.20)

Wird der Summenbrennverlauf auf die insgesamt zugeführte Brennstoffwärme

bezogen, kennzeichnet dies den Anteil der zu einem bestimmten Zeitpunkt umge-

setzten Energie, und man erhält die sogenannte Umsetzrate oder den normierten

Summenbrennverlauf, der Werte zwischen null und eins annimmt:







gesB



(2.21)

Der Brennverlauf wird von vielen Prozess- und konstruktiven Parametern, wie

z.B. Last, Drehzahl, Aufladegrad, Brennraumgeometrie, Verdichtungsverhältnis

usw. beeinflusst und hat damit Auswirkungen auf viele motorische Kenngrößen

(z.B. Mittel- und Spitzendruck, Wirkungsgrad sowie maximale Temperatur) und

auf die Schadstoffbildung. Unterschiedliche Brennverfahren weisen eigene, cha-

rakteristische Brennverläufe auf. Daher lassen sich anhand des Brennverlaufes

wichtige Informationen über die Energiefreisetzung während der Verbrennung

gewinnen. Als Beispiel für sehr charakteristische Brennverläufe und Umsetzraten

sind in Abb. 2.12 die Verläufe vom Gleichraum-, Gleichdruck- und Seiliger-

Prozess angegeben. Diese Prozesse beinhalten eine ideale Verbrennung. Beim

Gleichraum-Prozess wird die gesamte Brennstoffenergie im oberen Totpunkt und

damit unendlich schnell umgesetzt. Der zugehörige Brennverlauf ist ein unendlich

schmales und hohes Rechteck.

22 2 Energieumsetzung im Verbrennungsmotor

Abb. 2.12. Brennverläufe und Umsetzraten der geschlossenen Kreisprozesse

Bei der Gleichdruck-Verbrennung wird das Maximum der Wärmefreisetzung

aufgrund des mit steigendem Kurbelwinkel progressiv zunehmenden Brennraum-

volumens erst am Ende der Verbrennung erreicht. Der Seiliger-Prozess kombiniert

die beiden anderen Verläufe miteinander. Um möglichst geringe Wandwärmever-

luste und Emissionen von Lärm und Stickoxiden zu erhalten, ist eine gemäßigte

Verbrennung mit einer Brenndauer von mehr als 20 °KW anzustreben. Abb. 2.13

zeigt beispielhaft einen Teillast-Brennverlauf eines Hochleistungsdieselmotors mit

Direkteinspritzung und Abgasturboaufladung.

Abb. 2.13. Realer Brennverlauf eines Hochleistungsdieselmotors bei Teillast

Die Verbrennung beginnt bei etwa 363 °KW. Deutlich ist im Kurbelwinkelbe-

reich von 365-370 °KW die beim heterogenen Dieselbrennverfahren charakteristi-

sche Vormischverbrennung („Vormisch-Peak“) zu erkennen, innerhalb derer der

während des Zündverzugs eingespritzte Kraftstoff sehr schnell umgesetzt wird,

2.1 Einzelprozesse motorischer Energiewandlung 23

was durch den hohen Gradienten des Brennverlaufs zum Ausdruck kommt. Im

Rahmen der nachfolgenden Diffusionsverbrennung läuft die Verbrennung „wei-

cher“, d.h. mit niedrigeren Brennverlaufs-Gradienten, ab. Die Umsetzung des

eingespritzten Kraftstoffes ist hier mischungskontrolliert. Durch die bei modernen

Dieselmotoren verwendeten Einspritzsysteme mit sehr hohen Einspritzdrücken ist

eine Reduzierung des Zündverzugs und damit des Anteils vorgemischter Verbren-

nung zu beobachten, sodass ein deutlich vorgemischter Verbrennungsanteil nur im

unteren Lastbereich auftritt [CHM98].

Bei vorgemischten Flammen, die im Rahmen der ottomotorischen Verbrennung

auftreten, ist die Brennrate stark von der Intensität der Ladungsturbulenz abhän-

gig. Damit sinkt bei Ottomotoren die Brenndauer mit steigender Last. Infolge der

thermodynamischen Randbedingungen innerhalb des Brennraumes sind die Ge-

schwindigkeiten der chemischen Reaktionen wesentlich höher als die Mischungs-

geschwindigkeiten von Luft und Kraftstoff. Die lokale Dichte dieser kinetischen

Energie bestimmt daher den Brennverlauf. Die Quellen für die Ladungsturbulenz

sind beim konventionellen SRE-Ottomotor die kinetischen Energien der Einlass-

strömung sowie der Quetschströmung aus dem Raum zwischen Kolben und Zy-

linderkopf. Beim Dieselmotor mit Direkteinspritzung und – in geringerem Maße –

beim DI-Ottomotor kommt als weitere Quelle die kinetische Energie der Ein-

spritzstrahlen dazu, die ihrerseits speziell beim Dieselmotor einen dominierenden

Anteil aufweist.

Wärmeübergang

Die Berechnung des Brennverlaufs setzt die Kenntnis der kurbelwinkelabhängigen

Wandwärmeverluste voraus. Dieser Wärmeübergang vom Arbeitsgas an die

Brennraumwände stellt einen erheblichen Verlust dar und setzt sich aus einem

konvektiven und einem Strahlungsanteil zusammen. Beide Anteile sind zueinan-

der phasenverschoben. Während die auftretende Gasstrahlung beim Ottomotor

von untergeordneter Bedeutung ist, muss die in der dieselmotorischen Diffusions-

flamme auftretende Rußstrahlung unbedingt berücksichtigt werden, da deren An-

teil am gesamten Wärmeübergang insbesondere bei Volllast mit hohen, temporä-

ren Rußkonzentrationen bis zu 50% betragen kann [BOU91]. Innerhalb der Brenn-

raumwand erfolgt die Wärmeübertragung durch Wärmeleitung. Kühlmittelseitig

tritt vorwiegend Konvektion auf. Neben den Auswirkungen auf den Wirkungsgrad

beeinflusst der Wandwärmeübergang die thermische Bauteilbelastungen sowie

über die Temperatur des Arbeitsgases auch die Reaktionskinetik für die Schad-

stoffbildung.

Die Komplexität der zeitlich und örtlich veränderlichen Prozesse innerhalb des

Brennraumes verhindert eine exakte analytische Beschreibung insbesondere des

gasseitigen Wandwärmeüberganges. Die Problematik war Gegenstand vieler wis-

senschaftlicher Untersuchungen, die zu unterschiedlichen Wärmeübergangsmodel-

len geführt haben; einen Überblick hierzu liefert z.B. [EIG00]. Das in der Praxis

bekannteste Modell ist der halbempirische Ansatz von WOSCHNI [WOS70], der

von [HUB90] erweitert worden ist. Ausgehend vom Newton´schen Ansatz für den

Wandwärmestrom gilt:

24 2 Energieumsetzung im Verbrennungsmotor



GasiWi

TTA



(2.22)

Dabei wird der Brennraum in der Regel in die Bereiche Kolben, Zylinderkopf

und vom Kolben freigegebener Teil der Laufbuchse unterteilt. Das Modell von

WOSCHNI zur Berechnung des Wärmeübergangskoeffizienten

Į geht von einer

stationären, vollturbulenten Rohrströmung aus, ist z.B. in [MER04] detailliert

beschrieben und berechnet sich zu

53,02,0

8,08,0

93,127



(2.23)

Die charakteristische Geschwindigkeit

w muss für unterschiedliche Motoren,

Betriebszustände und Kurbelwinkelbereiche angepasst werden. Alle Parameter in

Gl. 2.23 sind kurbelwinkelabhängig. Es ist ersichtlich, dass der Wärmeübergangs-

koeffizient und damit die prozentualen Wandwärmeverluste mit steigenden Zylin-

derdrücken sowie sinkenden Kolbendurchmessern zunehmen. Großmotoren haben

damit deutlich geringere Wärmeverluste als kleinere Motoren. Durch zunehmende

Gastemperatur sinkt zwar der Wärmeübergangskoeffizient, jedoch steigen die

Wandwärmeverluste aufgrund der dominierenden Temperaturdifferenz zwischen

Gas und Brennraumwand gemäß Gl. 2.22 an.

Bei aufgeladenen Motoren ist die Berechnung der Wärmeverluste im Auslass-

krümmer von entscheidender Bedeutung, um die Abgastemperatur und damit die

Abgasenthalpie vor der Turbine mit guter Näherung berechnen zu können. Auch

hier ist der Newton´sche Ansatz zu wählen, wobei für den Wärmeübergangskoef-

fizienten die Berechnung nach [ZAP69] gute Ergebnisse liefert. Mit zunehmen-

dem Abgasmassenstrom und sinkendem Auslasskanaldurchmesser nimmt der

Wärmeübergangskoeffizient zu. Daneben ist der Wärmeübergang noch vom Aus-

lassventilhub, den Auslassventildurchmesser sowie der Gastemperatur abhängig.

2.1.5 Schadstoffbildung und -reduzierung

Bei vollständiger Verbrennung von kohlenwasserstoffhaltigen Brennstoffen ent-

steht gemäß der Bruttoreaktionsgleichung ausschließlich Kohlendioxid (CO

) und

Wasser (H

O). Im Fall von Luftüberschuss mit Ȝ > 1 besteht das Abgas zusätzlich

aus unverbranntem Sauerstoff (O

) und Stickstoff (N

). Da reale Verbrennungs-

prozesse jedoch niemals vollständig und höchstens bis zum chemischen Gleich-

gewicht ablaufen, treten darüber hinaus auch zahlreiche Schadstoffe auf. Hierzu

gehören neben Kohlenmonoxid (CO) die unverbrannten Kohlenwasserstoffe (HC),

Stickoxide (NO

) und Ruß bzw. Partikel (PM). Aufgrund ihrer gesundheits- und

umweltschädigenden Wirkung sind diese Schadstoffe seit vielen Jahren gesetzlich

limitiert.

In Abb. 2.14 sind die für Europa geltenden Schadstoffgrenzwerte für Otto- und

Diesel-Pkw-Motoren dargestellt. Während beim Ottomotor CO und HC die we-

sentlichen Schadstoffe sind, treten beim Dieselmotor hauptsächlich NO

und Par-