Aufladung von Verbrennungsmotoren: Grundlagen · Berechnungen · Ausführungen 978-3-540-07300-0, 978-3-662-05914-2

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K. Zinner

Aufladung von Verbrennungsmotoren Grundlagen · Berechnungen ·Ausführungen

Springer-Verlag Berlin Heidelberg GmbH 1975

Dr.-lng. Dr.-lng. E. h. KARL A. ZINNER Direktor i. R., ehem. Leiter der Motorenforschung der M.A.N., Werk Augsburg, Honorarprofessor em. an der Technischen ｕｮｩｶ･ｲｳｴ＠ Munchen

Mit 185 Abbildungen

ISBN 978-3-540-07300-0 ISBN 978-3-662-05914-2 (eBook) DOI 10.1007/978-3-662-05914-2

Das Werk ist urheberrechtlich geschiitzt. Die dadurch begriindeten Rechte, insbesondere die der Obersetzung, des Nachdruckes, der Entnahme von Abbiidungen, der Funksendung, der Wiedergabe aui photomechanischem oder ｨｮｬｩ｣･ｭ＠ Wege und der Speicherung in Datenverarbeitungsanlagen bleibt auch bei nur auszugsweiser Verwertung vorbehalten. fiir gewerbliche Zwecke ist ｧ･ｭｂ＠ § 54 UrhG ei ne Vergiitung an den Verlag zu Bei ｖ･ｲｶｩｬｦｴｧｵｮ＠ zahlen, deren Hohe mit dem Verlag zu vereinbaren ist. © by Springer-Verlag Berlin Heidelberg 1975. Urspriinglich erschienen New York 1975 Ursprünglich erschienen bei beiSpringer-Verlag Springer-VerlagBerlin BerlinHeidelberg Heidelberg New York 1975 Library of Congress Cataloging in Publication Data Zinner, K 1905Aufladung von Verbrennungsmotoren. Bibliography: p. lncludes index. 1. Superchargers. 1. Title. TJ787.Z5 621.43'7 75-14207 Die Wiedergabe von Gebrauchsnamen, Handelsnamen, Warenbezeichnungen usw. in diesem Buche berechtigt auch ohne besondere Kennzeichnung nicht zur Annahme, daB solche Namen im Sinne der Warenzeichen- und Markenschutz-Gesetzgebung ais !rei zu betrachten ｷｲ･ｮ＠ und daher von jedermann benutzt werden diirften.

Vorwort

Die günstige Aufnahme, die mein in wenigen Exemplaren vervielfältigtes Vorlesungsmanuskript "Grundlagen der Aufladung" fand, hat mich ermutigt, dieses Manuskript zu erweitern und in Buchform herauszugeben. Das Buch wendet sich in erster Linie an den Motoreningenieur, der die Aufladung als wichtigstes Mittel zur Leistungssteigerung seiner Motoren anwendet und an den interessierten Studenten, der sich über die vielfältigen Probleme der Aufladung unterrichten will. Damit ist auch der Inhalt abgegrenzt: Das Buch befaßt sich nicht mit der Berechnung und Konstruktion von Auflade-Einrichtungen (Ladern) der verschiedenen Ausführungsarten - diese Aufgabe ist anderen Fachbüchern vorbehalten -, sondern mit den Problemen, die für das Zusammenwirken von Lader und Motor wichtig sind, und mit dem Einfluß des Laders auf das Betriebsverhalten des aufgeladenen Motors. Bei der Darstellung der Zusammenhänge habe ich mich um Verständlichkeit bemüht. Wenn auch für die quantitative Behandlung solcher Probleme heute der Elektronenrechner nicht entbehrt werden kann, sind doch m. E. solche Methoden, die noch ohne diesen auskommen, für das Verständnis gewisser Zusammenhänge besser geeignet. Bei dem Literaturverzeichnis mußte ich mich wegen der großen Zahl von Veröffentlichungen über Aufladung und aufgeladene Motoren auf die Stellen beschränken, die entweder die im Buch gegebene Darstellung unmittelbar beeinflußt haben, oder die mir als Beleg für manche Aussagen bekanntgeworden waren. Die Literaturangaben sind daher naturgemäß unvollständig. Versuchs- und Rechenergebnisse ohne Quellenangabe stammen aus der M.A. N. Augsburg, der ich für diese Hilfe, sowie für die Ausführung von notwendigen Fotoarbeiten zu Dank verpflichtet bin. Dank schulde ich vor allem auch meinen früheren Mitarbeitern in der M.A.N., den Herren Dr. -Ing. Fritz Eberle und Dipl.Ing. Heinrich Friedmann, die die Korrektur gelesen haben. Sie haben nicht nur Fehler korrigiert, sondern mir manche Hinweise auf eine richtigere oder bessere III

Darstellung gegeben. Das Schreiben des Textes in Entwurf und Reinschrift lag in den Händen von Fräulein Margot Kiolbassa, die Ausführung der Zeichnungsvorlagen und das Schreiben der Gleichungen in denen von Herrn Emil Teuchmann. Ohne die sorgfältige Arbeit dieser meiner Mitarbeiter, denen ich hierfür an dieser Stelle gleichfalls danke, wäre es nicht möglich gewesen, das Buch in der vorliegenden Form und damit zu dem Preis herauszubringen, zu dem es jetzt erhältlich ist. Schließlich habe ich dem Springer- Verlag für manche Hinweise in der Ausführung und für die Ausstattung des Buches zu danken.

Stadtbergen, Mai 1975

Karl Zinner

IV

Inhaltsverzeichnis o.

Einleitung . . . . . . . . .

. . . . .

1

1.

Begriffsbestimmung und Überblick über die verschiedenen Aufladeverfahren . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6

2.

. . . . . .

. .

Die Anfänge der Aufladung

10

2. 1

Ottomotoren .

10

2. 2

Dieselmotoren

12

2. 3

Flugmotoren .

17

2. 4

Die Anfänge der Abgasturbo-Aufladung

18

3.

Grundlagen der Laderauslegung

25

3. 1

Die Berechnung der Laderleistung

25

3. 2

Zusammenhang zwischen Luftdurchsatz und Motorleistung

28

3. 3

Zusammenhang zwischen Ladungsmenge im Zylinder und mittlerem indiziertem Druck . . . . . . .

32

3. 4

Der Liefergrad aufgeladener Viertaktmotoren

38

3. 5

Vereinfachte Berechnung der Spülluftmenge .

43

3. 6

Die schrittweise Berechnung des Ladungswechselvorganges

46

4.

Laderbauart und Ladercharakteristik .

54

4. 1

Einleitung .

4. 2

Lader nach der Verdrängerbauart

54

4. 3

Lader nach der Strömungsbauart .

58

5.

. . . . . . . . . .

Das Druck-Volumenstrom-Kennfeld des Motors

54

65

5.1

Zweitaktmotor

65

5. 2

Viertaktmotor

67

6.

Das Zusammenwirken des Laders mit dem Motor

70

6. 1

Die mechanische Aufladung

70

6. 2

Die Abgasturbo-Aufladung .

73

6. 2. 1

Unterschiede im Betriebsverhalten des Motors mit Abgasturbolader im Vergleich zur mechanischen Aufladung

. . . . . 73

V

6. 2. 2

Die Ermittlung des Betriebspunktes des Abgasturboladers

76

6. 2. 3

Die Berechnung des Turbinenersatzquerschnittes . . . .

81

6. 2. 4

Die rechnerische Erfassung der pulsierenden Beaufschlagung (Stoßaufladung) . . . • . . • . . . . . . . . . • . . . .

87

Diagramm zur Bestimmung des Betriebsverhaltens einstufiger Abgasturbolader . . . • • . . . . • . . . . . . . . .

95

Die geschlossene Berechnung des Gleichgewichtszustandes des Systems Motor und Abgasturbolader . . . . . . . .

97

6. 2, 5 6. 2. 6

7.

Einige thermodynamische. Fragen im Zusammenhang mit der Aufladung

107

7. 1

Expansionsendtemperatur im Zylinder und mittlere Auspufftemperatur 107

7. 2

Theoretische Möglichkeit zur vollständigen Gewinnung der Arbeit aus der Expansion vom Expansionsenddruck im Zylinder auf den Gegendruck . . . . . . . . . . . . •

110

7. 3

Der Aufwand für die Laderleistung

114

7. 4

Der Einfluß der Ladeluftkühlung

118

7.5

Die Abgasturbo-Aufladung als Mittel zur Steigerung des Wirkungsgrades . . . . . . . . • . . . . . . . . .

125

8.

Besondere Probleme der Abgasturbo-Aufladung

8. 1

Der Einfluß der Auspuffleitung

8. 1. 1

. . . . . . .

135 135

Fragen der Leitungszusammenfassung bei verschiedenen Zylinderzahlen und Zündabständen . . . . . . .

135

8. 1. 2

Vor- und Nachteile von Stau- und Stoßverfahren .

140

8.1. 3

Abwandlungen der Stoßaufladung .

144

8. 2

Das Beschleunigungsverhalten

146

8. 3

Das Drehmomentverhalten von Motoren mit Abgasturbolader .

157

8. 4

Besondere Maßnahmen zur Verbesserung der Beschleunigung und des Drehmomentverhaltens abgasturbo-aufgeladener Motoren

160

8. 5

Das Höhenverhalten . . . . . . . • . . .

172

8. 6

Einfluß der Aufladung auf die Abgasemission

181

8. 6.1

Dieselmotoren

181

8. 6. 2

Ottomotoren

182

9.

Abwandlungen von Aufladeverfahren

184

9. 1

Die Nachladung . . .

184

9. 2

Die Auspuffabtrennung

187

9. 3

Die Turbokühlung . .

187

VI

9. 3. 1

Die Turbokühlung von Viertakt-Dieselmotoren

187

9. 3. 2

Die Turbokühlung von Gasmotoren

193

9. 4

. . . . .

Das Supairthermal- Verfahren (Miller- Verfahren)

197

9. 4. 1

Das Miller- Verfahren bei Viertakt-Dieselmotoren

199

9. 4. 2

Das Miller- Verfahren bei Gasmotoren

201

9. 5

Die Doppelaufladung

205

9. 6

Die Comprex-Aufladung

206

9. 7

Das Hyperbar- Verfahren

212

10.

Konstruktionsmerkmale von Abgasturboladern

216

Läufer . . .

216

10. 1. 1

Stufenzahl

216

10.1. 2

Bauarten der Räder

216

10. 1. 3

Material und Herstellung der Verdichterräder

218

10. 1. 4

Material und Herstellung der Turbinenräder

220

10. 1

10.2

Anordnung der Lager

221

10.3

Lagerbauart und Schmierung

224

. . .

227

10. 4 11.

ａＺｾ､｡ｬｳ｣ｨｵ｢Ｍｧ･ｩ＠

Ausführungsbeispiele aufgeladener Motoren

11. 1

Motoren für Straßenfahrzeuge

229 229

11. 1. 1

Ottomotoren

229

11. 1. 2

Dieselmotoren

233

11. 2

Dieselmotoren für Schienenfahrzeuge und Schiffsantrieb

240

11.3

Mittelschnellaufende Dieselmotoren für Schiffsantrieb und stationäre Krafterzeugung .

245

Zweitakt-Großdieselmotoren . . . . . . . . . . . . . .

250

11.4 11. 4.1 11. 4. 2 11. 5

Besondere Probleme bei der Aufladung von Zweitaktmotoren

250

Typische Ausführungsbeispiele

252

Verbundverfahren, Treibgasverfahren

259

Literaturverzeichnis

265

Formelzeichen

273

Anhang

275

VII

0. Einleitung Wenn heute ein neues Werk zu einem Teilgebiet des Verbrennungsmotors herausgegeben wird, wie das mit dem vorliegenden Buch "Aufladung von Verbrennungsmotoren" der Fall ist, sind einige Worte zur Stellung dieser Kraftmaschine innerhalb des gesamten Sektors der Krafterzeugung berechtigt. Es drängen sich die Fragen auf, ob die hier behandelten Probleme für die nächste Zukunft noch genügend interessant und wichtig sind. Durch die "Energiekrise", die im Oktober 1973 durch die arabischen Ölförderländer ausgelöst worden war, ist deutlicher als vorher zum Bewußtsein gekommen, daß Kraftstoffe aus dem Erdöl nicht beliebig lange zur Verfügung stehen werden. Die notwendigen Anforderungen auf eine größere Umweltfreundlichkeit geben der Verbrennungskraftmaschine neue Probleme auf und machen ihr damit das Leben schwerer, als es in der Vergangenheit der Fall war. Trotzdem sind Prognosen über ein baldiges Ende des Verbrennungsmotors voreilig, da diese Kraftmaschine gerade wegen ihrer großen Wirtschaftlichkeit in Anschaffung und Betrieb und wegen ihrer Vielseitigkeit und Anpassungsfähigkeit nicht so leicht zu ersetzen ist. Auf die auch heute noch sehr attraktiven Forschungsprobleme des Verbrennungsmotors ist in Wort und Schrift schon öfters hingewiesen worden /0. 1/. Hier soll nur kurz zur Bedeutung des Verbrennungsmotors im allgemeinen und zu der des aufgeladenen im besonderen und zu seinem Platz innerhalb der anderen Wärmekraftmaschinen Stellung genommen werden. Als Kraftmaschine mit innerer Verbrennung hat es der Verbrennungsmotor mit der Konkurrenz aller anderen Kraftmaschinen zu tun, die chemisch gebundene in mechanische Energie verwandeln. Das sind 1. die Dampfturbine, 2. die Kolbendampfmaschine; diese war mit dem Ersatz der Dampflokomotive durch andere Lösungen als Konkurrent praktisch ausgeschieden; sie ist allerdings im Zusammenhang mit einem umweltfreundlichen Fahrzeugantrieb wieder etwas ins Gespräch gekommen; 3. die Gasturbine, 4. der Stirlingmotor, d. i. ein Hubkolbenmotor bzw. auch ein Kreiskolbenmotor mit äußerer Verbrennung,

1

5. die Verfahren der direkten Energieumwandlung von chemisch gebundener Energie in Elektrizität, insbesondere die Brennstoffzelle. Diese Verfahren haben heute allerdings für übliche industrielle Anwendung noch nicht die Marktreife erlangt. Es ist zweckmäßig, die Konkurrenz nach Anwendungsgebieten getrennt zu betrachten. Eine sichere Prognose, was in 50 Jahren sein wird, ist nicht möglich, doch die nächsten 20 bis 25 Jahre lassen sich überblicken.

Flugzeug: Der Verbrennungsmotor hat das Flugzeug in der Form, wie es bis zum Abschluß des Zweiten Weltkrieges eine Rolle spielte, überhaupt erst ermöglicht. Heute ist der Verbrennungsmotor in Verkehrsflugzeugen fast durchgehend, in Militärflugzeugen vollkommen durch die Gasturbine (Strahltriebwerk) abgelöst. Das Kolbentriebwerk wird zur Zeit nur in Sport-, Schul- und kleinere Reiseflugzeuge eingebaut, die Entwicklung neuer Motoren auf diesem Gebiet ist gering.

Schienenfahrzeug: Der klassische Antrieb der Lokomotive war die Kolben-Dampfmaschine, hier hat sie sich am längsten gehalten. Heute ist die Dampflokomotive weitgehend durch die elektrische Zugförderung oder durch die Diesellokomotive abgelöst. In Europa zum Beispiel mit dem dichten Streckennetz teilen sich elektrische und Diesel-Lokomotive in die Aufgaben der Zugförderung mit einem deutlichen Übergewicht der ersteren. Elektrische Zugförderung ist kapitalintensiv und daher nur bei dichtbefahrenen Strecken wirtschaftlich. Für lange Strecken und dünnbesiedelte Gebiete - z. B. in Nord- und Südamerika, Rußland und vielen Entwicklungsländern - ist die Diesellokomotive wirtschaftlicher, ebenso in Europa auf dünnbefahrenen Strecken. Versuchsweise wurde die Gasturbine schon frühzeitig in der Lokomotive

I 0. 2;

0. 3 I eingesetzt, einen nennenswerten Marktanteil hat sie sich aber bis

heute nicht erobert. Zur Zeit finden wir sie als "Booster-Triebwerk" in Kombination mit dem Dieselmotor 10.

41,

aber auch als alleinige Antriebsanlage für

schnelle und leichte Züge wird sie in neuerer Zeit in geringem Umfang angewandt

10.5; 0.61.

2

Schiff: Vor 25 Jahren glaubte man, daß die Gasturbine den Dampf im Schiffsantrieb weitgehend ablösen würde, da sie statt des doch ziemlich raumaufwendigen und bei hohen Drücken und Temperaturen auch störanfälligen Kessels nur eine vergleichsweise einfache Brennkammer benötigt. Man nahm damals auch an, daß die Gasturbine dieselben Brennstoffe verwenden könne wie die Dampfanlagen. Diese Erwartung hat sich bis jetzt nicht erfüllt, da die Gasturbine bei den für gute Wirkungsgrade notwendigen Eintrittstemperaturen mit dem Problem der Schwerölverbrennung noch nicht fertiggeworden ist. Verbrennung von Schweröl, das auf dem Weltmarkt nur rd. 60 o/o des Preises von Destillaten kostet, ist aber für einen wirtschaftlichen Schiffsantrieb notwendig. In der Handelsschiffahrt hat es Gasturbinen- Versuchsschiffe immer wieder gegeben, vor einigen Jahren wurde von der Seatrain Company ein Großexperiment mit 4 Gasturbinen-ContainerSchiffen mit je 44 000 kW (60 000 PS) Antriebsleistung begonnen /0.7/. Bisher scheint der Beweis einer besseren oder mit den anderen Antrieben vergleichbaren Gesamtwirtschaftlichkeit noch nicht erbracht worden zu sein. Anders liegen die Verhältnisse bei der Kriegsmarine, hier wird die Gasturbine wegen ihrer hohen Leistungskonzentration insbesondere bei sehr schnellen Schiffen gern angewandt, als Kraftstoff stehen Destillate zur Verfügung, da es hier auf billige Kraftstoffkosten nicht in dem Maße ankommt wie bei Handelsschiffen. In der Handelsschiffahrt beherrscht der Dieselmotor bis zu Leistungen von rd. 20 000 kW (27 200 PS) je Einheit das Feld. Dies hat er nicht zuletzt der Tatsache zu verdanken, daß er zumindest bei großen und mittleren Einheiten mit der Schwerölverbrennung fertiggeworden ist. Bei größeren Einheitsleistungen überwiegt zur Zeit die Dampfturbine, doch gibt es neuerdings schnelle Containerschiffe auch mit Dieselmotorenantrieb mit z. B. 2 x 29 400 kW (40 000 PS) /0. 8/, der wegen des niedrigeren Kraftstoffverbrauches um so attraktiver wird, je teurer der Kraftstoff ist. Die Atomkraft ist in Handelsschiffen zur Zeit nur als Versuchsanlage eingesetzt.

Stationäre Krafterzeugung: Bei Großkraftwerken, d. h. bei großen Leistungseinheiten von 100 MW aufwärts, dominiert die Dampfturbine. Auch Atomkraftwerke erzeugen die elektrische Leistung heute fast ausschließlich über den Dampf.

3

Die Gasturbine hat sowohl in Kombination mit der Dampfturbine als auch allein - in diesem Fall meist zur Deckung von Lastspitzen - stark an Bedeutung gewonnen. Die Verwendung des Verbrennungsmotors hat in der stationären Krafterzeugung - außer bei ganz kleinen Leistungen von wenigen kW, wenn kein Stromanschluß zur Verfügung steht - nur da Bedeutung, wo der Kraftstoff billig, d. h. fiskalisch nicht belastet ist. Das ist der Fall zum Beispiel bei Pipelines für Erdgas oder auch für flüssigen Kraftstoff, sowie in Ländern mit großen eigenen Erdgas- oder Erdölvorkommen. In Entwicklungsländern ohne großes elektrisches Verbundnetz ist eine lokale Dieselzentrale sehr wirtschaftlich. Dieselzentralen werden öfters zur Stromerzeugung für die Aluminium-Gewinnung gebaut /0.9/. Wenn Heizöl ohne oder mit geringer fiskalischer Belastung zur Verfügung steht, kann der Dieselmotor auch in Europa den Wettbewerb in der Stromerzeugung bestehen, nicht nur zur Spitzendeckung, sondern auch als Grundlastmaschine, siehe zum Beispiel Kraftwerk Gent

;o. 10, o. 11, o. 12/. Straßenfahrzeug: Sowohl beim Pkw als auch beim Lkw hat der Verbrennungsmotor die beherrschende Stellung. Trotz großer Entwicklungsfortschritte gibt es hier die Gasturbine zur Zeit nur in Versuchsausführungen. Stirlingmotor und Gasturbine kommen zwar wegen ihrer besseren Abgasqualität als Alternativen zum Verbrennungsmotor in Betracht, doch haben sie die Marktreife auf diesem Sektor noch nicht erlangt, der Stirlingmotor zur Zeit noch nicht die erforderliche Betriebsreife. Zur Marktreife gehört eine vergleichbare Gesamtwirtschaftlichkeit, die sich aus Anschaffungskosten und Betriebskosten einschließlich Unterhaltskosten zusammensetzt. Entweder das eine oder das andere oder beides sind bei diesen Alternativen zum Verbrennungsmotor noch beträchtlich größer. In fernerer Zukunft werden vielleicht einmal die Verfahren der direkten Energie-Umwandlung, die noch wesentlich abgasfreundlicher sind als Stirlingmotor und Gasturbine, im Straßenfahrzeug eine Rolle spielen. Da der Verbrennungsmotor noch nicht so bald ersetzt werden kann, ist die Verminderung der Schadstoffe in den Abgasen eine der wichtigsten Entwicklungsaufgaben. Die Aufladung kann auch hierzu einen Beitrag leisten. Die Schadstoffemission kann bekanntlich sowohl beim Otto- als auch beim Dieselmotor durch Abmagern des Gemisches, d. h. Erhöhen des Luftüberschusses und durch Spätzündung 4

verbessert werden. Beides vermindert aber die Leistungsausbeute. Durch Aufladen kann man diesen Leistungsverlust kompensieren, gegebenenfalls überkompensieren. Zum Abschluß der Einleitung soll festgestellt werden, daß der Dieselmotor immer noch die Kraftmaschine ist, die in einem sehr weitgespannten Leistungsbereich die chemische Energie des Kraftstoffes mit dem besten Wirkungsgrad in mechanische Leistung verwandelt. Dies hat um so mehr Bedeutung, je mehr man mit vorhandenen Kraftstoffenhaushalten muß. Auf dem Sektor des Verbrennungsmotors gibt es noch eine lebhafte Entwicklung. Wo noch Entwicklung ist, kann von baldigem Ende nicht die Rede sein. Die wichtigste Form der Aufladung, die das Thema des vorliegenden Buches bildet, ist die mit Hilfe der Abgasturbine, die Abgasturbo-Aufladung. Der Abgasturbolader und der Kolbenmotor ergänzen einander vorzüglich, da ersterer bestens geeignet ist, große Gasvolumina bei niedrigen Drücken zu verarbeiten, während der Kolbenmotor für hohe Drücke bei kleinem Volumen sehr gut geeignet ist. Die Aufladung ist zwar schon alt und hat bewährte Lösungen gefunden, aber es gibt auf diesem Gebiet immer noch etwas Neues. Vor 25 Jahren war die Abgasturbo-Aufladung von Zweitaktmotoren noch nicht betriebsreif, heute werden die großen Zweitaktmotoren für Schiffsantrieb sämtlich aufgP.laden, es gibt kaum mehr unaufgeladene Großmotoren. Die mit Aufladung erzeugten Mitteldrücke der Dieselmotoren sind in den vergangenen Jahren ständig gestiegen, der Gradient der Steigerung ist auch heute noch nicht kleiner. Die Abgasturbo-Aufladung für Lastkraftwagen gewinnt an Boden. Hier gibt es noch Probleme zu lösen, z. B. die Verbesserung des Drehmomentverhaltens und der Beschleunigung. Das Comprex- Verfahren, d. i. eine Stoßwellen-Aufladung rrüt Hilfe eines Zellenrades, ist in dieser Beziehung dem Abgasturbolader überlegen. Es ist erst in neuerer Zeit zur Betriebsreife entwickelt worden. In gewissen Abwandlungen der Abgasturbo-Aufladung liegen Möglichkeiten zur Wirkungsgradverbesserung und, wie schon erwähnt, Möglichkeiten zur Verbesserung der Abgasqualität. Es werden auch in Zukunft auf dem Gebiete der Aufladung noch Probleme zu lösen sein.

5

1. Begriffsbestimmung und Uberblick über die verschiedenen Aufladeverfahren Durch Aufladen will man gegenüber selbstansaugendem Viertakt- bzw. gegenüber dem nur gespülten Zweitaktmotor die Ladungsmenge und damit die Leistung erhöhen. Es wird verdichtete Ladung zugeführt. Aufladen ist das Vorverdichten der gesamten oder eines Teiles der Ladung außerhalb des Arbeitszylinders zum Zwecke der Ladungserhöhung im Zylinder. Bei der Aufladung wird demnach die Ladung außerhalb des Zylinders und im Arbeitszylinder verdichtet. Für das Verbundverfahren ist die mit einer Erzeugung von Nutzleistung verbundene zwei- oder mehrstufige Expansion charakteristisch, ohne daß die Kompression mehrstufig zu sein braucht. In der Praxis hat man es aber immer mit aufgeladenen Verbundmotoren, d. h. auch mit mehrstufiger Kompression zu tun. Sinn und Zweck der Aufladung sind auf jeden Fall eine Leistungserhöhung bei gegebener Motorgröße ohne Drehzahlerhöhung. Sowohl durch Aufladen als auch durch höhere Drehzahl wird eine größere Luft- oder Ladungsmenge in der Zeiteinheit durch den Motor durchgesetzt, die Leistung ist dem Luftdurchsatz etwa proportional. In beiden Fällen stößt man mit der Leistungserhöhung auf gewisse Grenzen, die durch den technischen Entwicklungsstand gegeben sind. Die Leistung des Verbrennungsmotors ist:

Pe =

z Fk s Pe n

z VHz Pe n -=-:....::..._C,

( 1. 1)

c,

wobei die Konstanten

c 1, c 2

vom Maßsystem und vom Arbeitsverfahren, d. h.

Viertakt oder Zweitakt, abhängen. Hierbei bedeuten P e die Nutzleistung, z die Zylinderzahl, VHZ das Hubvolumen eines Zylinders, p

e

den mittleren Nutzdruck, n die Drehzahl,

F k die Kolbenfläche und cm die mittlere Kolbengeschwindigkeit.

6

s den Kolbenhub,

Bei einem gegebenen Motor, für den z,

F k und s unveränderlich sind, kann man

die Leistung über n bzw. cm und über p e steigern. Durch Erhöhung der Drehzahl n bzw. der mittleren Kolbengeschwindigkeit cm steigen die Beanspruchungen durch die Massenkräfte mit dem Quadrat von c Nutzdruckes p

, durch das Erhöhen des mittleren m mit Hilfe der Aufladung wachsen die Gaskräfte (maximaler Ver-

e brennungsdruck), diese steigen aber höchstens linear mit der Ladungsmenge, d. h. mit der Leistung an, das Indikator-Diagramm wird durch Aufladung voller. Ab einem bestimmten Niveau sind erhöhte Gaskräfte leichter zu beherrschen als erhöhte Massenkräfte. Die thermische Belastung steigt sowohl mit der Drehzahl als auch mit der Aufladung etwa im gleichen Verhältnis zur Leistungssteigerung an. Hohe mittlere Kolbengeschwindigkeiten erfordern unbedingt leichte Triebwerksteile, was durch ausgefeilte Konstruktion und hochwertige Werkstoffe erreicht wird. Dies führt zu leichten, aber nicht zu robusten Motoren. Die Aufladung erfordert zur Aufnahme der erhöhten Gasdrücke eine Verstärkung der Konstruktion. Obwohl damit in der Regel auch eine Verringerung des Leistungsgewichtes erreicht wird - die Leistung steigt stärker an als das erforderliche Mehrgewicht - führt dies zu robusten Motoren. Die Rückwirkung der Leistungserhöhung durch Aufladen auf der einen und Drehzahlerhöhungauf der anderen Seite kann durch folgenden vereinfachenden Vergleich verdeutlicht werden. Mittlere Nutzdrücke von 10 bar (nichtaufge1adene ViertaktOttomotoren) bis 12 bar (mäßig aufgeladene Viertakt-Dieselmotoren) gehören ebenso wie mittlere Kolbengeschwindigkeiten von 10 m/ s (Lkw-Dieselmotoren) bis 14 m/s (Pkw-Ottomotoren) zum Stand der Technik. Mittlere Kolbengeschwindigkeiten von 20 m/s und darüber finden wir aber nur bei Rennmotoren, d. h. Maschinen, die die hohe Leistung nur verhältnismäßig kurzzeitig abzugeben brauchen und die in kurzen Perioden nachgesehen und überholt werden können. Mittlere effektive Drücke von 18 bis 20 bar und darüber bei mäßiger mittlerer Kolbengeschwindigkeit werden aber gerade bei Viertakt-Dieselmotoren für höchste Dauerbeanspruchung, d. h. für Schiffsmotoren angewandt. Die Vorteile der Aufladung bei gegebener Leistung sind: 1. kleinerer Raumaufwand (weniger Zylinder, der Motor wird kürzer), 2. kleineres Gewicht, besseres Leistungsgewicht,

7

3. bei Abgasturbo-Aufladung besserer Wirkungsgrad (flachere Kraftstoff- Verbrauchskurve), 4. geringerer Preis je kW, insbesondere bei großen Motoren, 5. kleinere Kühler, da für gleiche Leistung weniger Wärme abzuführen ist als bei Motoren ohne Aufladung, 6. die Abgasturbine bringt schon für sich eine merkliche Auspuffschalldämpfung, 7. geringerer Leistungsabfall mit abnehmender Außenluftdichte, 8. Verbesserung der Abgasqualität bei bestimmter Führung der Verfahren. Die Nachteile der Aufladung sind: 1. höhere mechanische und thermische Beanspruchung als beim nichtaufgeladenen Motor, 2. u. U. schlechteres Drehmomentverhalten, insbesondere bei hohen Aufladegraden, 3. u. U. schlechteres Beschleunigungsverhalten in bestimmten Fällen (hohe Aufladegrade).

)

nur bei Abgasturbo-Aufladung

Überblick über die verschiedenen Aufladearten Die Luft bzw. das Luft-Brennstoff-Gemisch wird im Auflade- Verdichter vorverdichtet, für den sich der Ausdruck Lader eingebürgert hat. Die Aufladesysteme kann man unterteilen nach 1. dem Laderantrieb, 2. der Laderkonstruktion, 3. der Art der Kupplung zwischen Hilfsmaschine und Motor bzw. der Kraftabnahme, 4. dem Arbeitsverfahren des Motors. 1. Laderantrieb a) fremde Kraftmaschine (Hilfsmotor, Elektromotor): Fremdaufladung, b) vom Verbrennungsmotor selbst angetrieben, Leistung von der Kurbelwelle abgezweigt: mechanische Aufladung, c) durch eine Turbine, die von den Auspuffgasen angetrieben wird: Abgasturbo-Aufladung,

8

d) ohne Lader, Druckwellen-Aufladung über ein Zellenrad ( Comprex- Verfahren).

2. Laderbauart a) Verdrängerbauart, Hubkolben- und Drehkolbenverdichter, z. B. Roots-,

Schraubenkolbenverdichter u. a.

b) Strömungsbauart, Kreiselradverdichter, radiale, axiale, oder halbaxiale Bauart.

3. Kupplung und Kraftabnahme a) Lader mit der Motorwelle gekuppelt, keine Turbine, Kraftabnahme an der Kurbelwelle: mechanische Aufladung; b) Lader mit der Turbine verbunden, Aufladegruppe freilaufend, Kraftabnahme an der Kurbelwelle: Abgasturbo-Aufladung; c) Lader und Turbine und Kurbelwelle mechanisch miteinander verbunden, Kraftabnahme an der Kurbelwelle: Verbundmotor; d) Lader mit Kurbelwelle des Motors verbunden, Kraftabnahme an der Turbinenwelle: Treibgasverfahren.

4. Arbeitsverfahren des Motors a) Ottomotor - Dieselmotor,

b) Viertakt - Zweitakt.

Von den Kombinationsmöglichkeiten, die sich nach obiger Aufstellung ergeben - z. B. Verbundverfahren mit Zweitakt-Dieselmotor, Lader nach Verdrängerbauart und gekuppelte Abgasturbine - wurden sehr viele wenigstens versuchsweise schon einmal ausgeführt, aber nur wenige Kombinationen sind so VOJ;'teilhaft, daß sie sich praktisch durchgesetzt haben. Besonders günstig ist die Verbindung des Hubkolbenmotors mit dem aus Radiallader und einer Abgasturbine bestehenden Abgasturbolader, die Kolbenmaschine ist für kleines Volumen und hohen Druck, die Strömungsmaschinen sind für großes Volumen und niedrigen Druck besonders gut geeignet.

9

2. Die Anfänge der Aufladung Hier sollen die Anfänge der geschichtlichen Entwicklung nur kurz gestreift werden.

2.1. Ottomotoren Bereits Gottlieb Daimler hat sich mit der Aufladung seiner Motoren befaßt, siehe DRP 34 926 vom Jahre 1885. Die Patentschrift wird durch folgende Sätze eingeleitet: "Bei diesem Motor kommen der Menge nach größere und von Verbrennungsrückständen freiere Gemischladungen als bisher üblich zur Verwendung. Dies wird dadurch erzielt, daß in dem Verbrennungsraum, in welchem nur auf jeden zweiten Hub eine Ladung und Verbrennung stattfindet, durch die auf der anderen Seite des Zylinders gebildete Pumpe zu obiger Hauptladung auf jeden Hub je eine Ladung Gemisch oder Luft beigepreßt wird."

Fi.( .

I.

Fi(. ' ·

Bild 2. 1 Aufgeladener Gas- bzw. Petroleummotor nach Patentschrift DRP 34926 von Gottlieb Daimler (1885)

Dem Bild 2. 1 und der näheren Beschreibung in der Patentschrift ist zu entnehmen, daß das Kurbelgehäuse des Tauchkolben- Viertaktmotors durch Schwungscheiben nahezu ausgefüllt war und daß - ähnlich wie bei Zweitaktmotoren mit Kurbelkasten,. 10

Spülpumpe - durch den aufwärtsgehenden Kolben Luft oder Gemisch in das Kurbelgehäuse gesaugt werden sollte. Dieses Gemisch wird bei jeder Umdrehung - also zweimal während eines Arbeitsspiels - durch ein im Kolben befindliches Ventil in den Arbeitszylinder gedrückt. Das Ventil wird in der Nähe des unteren Totpunktes gegen eine Federkraft aufgestoßen. Man hat es demnach mit einem dreifachen Ladungsvorgang zu tun: 1. nach der Expansion im Arbeitszylinder, Überschieben von Ladung vor Beginn des Ausschubhubes, 2. normales Ansaugen, 3. Nachladen aus dem Kurbelgehäuse am Ende des Saughubes. Bei diesem heute etwas seltsam anmutenden Nachlade- oder Aufladevorgang haben wir zu berücksichtigen, daß Gottlieb Daimler eine Drehzahlsteigerung von den damals mit rd. 150 ... 160 1/min laufenden stationären Gasmotoren auf 500 ... 800 1/min für seine Fahrzeugmotoren beabsichtigte. Wegen des zu kleinen Saugventils bekamen die Motoren bei höheren Drehzahlen zu wenig Luft bzw. Gemisch. Durch das beschriebene Aufladeverfahren war ein Ausgleich des schlechten Liefergrades beabsichtigt. Auch der Daimler-Zwillingsmotor, der erste von Wilhelm Maybach konstruierte V -Motor, war mit diesem Aufladeverfahren ausgerüstet, Bild 2. 2 /2. 1/. Von der Konzeption nach Bild 2. 2 sind etwa zehn Motoren gebaut worden. Der Nutzen, d. i. die Leistungssteigerung durch dieses Aufladeverfahren, scheint nicht groß gewesen zu sein. Daimler selbst hat dieses Verfahren bald wieder aufgegeben. Es ist anzunehmen, daß auch die Konstruktion mit dem Ventil im Kolben zu Schwierigkeiten geführt hat. Diese Mißerfolge mögen mit ein Grund dafür gewesen sein, daß Aufladeversuche an Fahrzeugmotoren durch die Firma Daimler erst nach dem Ersten Weltkrieg wieder aufgegriffen wurden, als die im Ersten Weltkrieg gewonnenen Erfahrungen mit der mechanischen Aufladung von Flugmotoren auf Renn-Motoren, später auch auf Motoren für Sportfahrzeuge übertragen wurden /2.2/. 1921 wurden die ersten Rennwagenmotoren mit "Kompressor" in Automobilrennen eingesetzt. Die Bezeichnung Kompressor hat bei Ottomotoren im Automobil und bei Dieselmotoren unterschiedliche Bedeutung. Beim Automobilmotor bedeutet diese Bezeichnung "Lader", beim Dieselmotor "Verdichter für die Luft zur Kraftstoffzerstäubung". 11

Bild 2. 2 "Zwillingsmotor" mit Nachladung durch KurbelgehäusePumpe von Gottlieb Daimler

Auf Grund der Erfolge mit den Rennmotoren wurden auch Tourenwagen mit Kompressor-Motoren ausgerüstet, siehe Beispiel nach Bild 2. 3. In diesem Fall wurde der Kompressor (Lader) in Roots-Bauart mit lotrechter Welle über Schaltkupplung und Getriebe von der Kurbelwelle aus angetrieben . Die aufgeladene Leistung war nicht als Dauerleistung gedacht, sondern nur als vorübergehende Spitzenleistung bei hchen Geschwindigkeiten und auf Steigungen. Der Lader wurde durch volles Durchtreten des Gaspedals eingeschaltet, das bei Nichtgebrauch des Laders nur bis zu einer Mittelstellung niedergedrückt werden durfte . Wegen der Gefahr des Klopfens bei Aufladung sollte und durfte der Kompressor nur bei höheren Motordrehzahlen eingeschaltet werden .

2.2. Dieselmotoren Auch Rudolf Diesel hat sich während der Entwicklungszeit des Dieselmotors mit der Aufladung befaßt /2. 3; 2. 4/. Anfang 1896 reichte er als Zusatz zum Hauptpatent Nr . 67 207 eine Patentanmeldung ein, deren erster Anspruch lautet: "Eine Ausführung des in Patent Nr. 67 207 gekennzeichneten Verfahrens, bei 12

10/40/65 PS MercedesBild 2. 3 Vierzylinder-Motor, 2, 6 Liter, mit Kompressor (1921/22)

welchem zwecks mehrstufiger Kompression an dem Verbrennungsraum der Einzylindermotoren eine Vorkompressionspumpe mit Zwischenbehälter angeschlossen wird, wobei die Leistung durch Verändern des Druckes in dem Zwischengefäß geregelt werden kann." Das Patent wurde unter der Nummer DRP 95 680 mit Priorität vom 6. 3. 1896 erteilt. In der Beschreibung wird erwähnt, daß die Luft im Zwischenbehälter gekühlt werden kann (Ladeluftküh1ung!). Auf Grund der mit dem ersten mehrfach umgebauten Versuchsmotor gewonnenen Erfahrungen wurde 1896 ein neuer Einzylindermotor konstruiert und gebaut, mit dem Ende 1896 die Versuche aufgenommen werden konnten. Bei diesem im Viertaktverfahren arbeitenden Kreuzkopfmotor, Bild 2. 4, war die Kolben-Unterseite als Ladepumpe ausgebildet. Diese arbeitet im Zweitakt, es wird dem Zwischenbehälter also nahezu die doppelte Luftmenge zugeführt, als sich der Arbeitszylinder selbst ansaugen würde. Das verhältnismäßig kleine Saugventil und das Druckventil der Unterseiten-Ladepumpe waren gesteuert, da Diesel automatische Ventile wegen der Drehzahl nicht für vorteilhaft hielt, Bild 2. 5. 13

Bild 2. 4 Zylinder des Versuchsmotors 250 / 400, Kolbenunterseite als Ladepumpe (1896)

Bild 2. 5 Gesteuertes Druckventil zum Versuchsmotor 250/ 400 (1896)

Diesel setzte große Hoffnung in dieses Verfahren zur Verwirklichung seines Zieles . Nachdem seine vorherigen Versuche den großen Einfluß der mechanischen Reibung - die er in seinen theoretischen Überlegungen zu stark vernachlässigt hatte - gezeigt hatten, wollte er mit der Aufladung über Erhöhen der indizierten Leistung den Einfluß der mechanis chen Reibung verringern . Die an demselben Motor mit und ohne Ladepumpe durchgeführten Versuche brachten folgendes Ergebnis : mit Ladepumpe

ohne Ladepumpe

indizierter Mitteldruck pi

9, 6 (10, 6)

indizierter Wirkungsgrad 11 i

24

31, 9

o/o

mechanischer Wirkungsgrad 11m

65

75, 6

o/o

effektiver (Nutz)-Wirkungsgrad 11

15, 7

24, 2

o/o

396

258

spezifischer Kraftstoffverbrauch mittlerer Nutzdruck

p

e

e b

e

6, 25

6, 5 ... 7

kp / cm

2

g / PS · h 2 4, 9 ... 5, 3 kp/cm

Die Leistung ist durch die Aufladung tatsächlich um rd. 30 o/o gestiegen. Diesel richtete aber sein Augenmerk nur auf den Wirkungsgrad . Er hatte sich zum Ziel gesetzt, den wirtschaftlichsten Motor mit niedrigem Kraftstoffverbrauch zu 14

schaffen, die Aufladung war für ihn nur ein erhofftes Mittel zu diesem Zweck. Für ihn war mit dem obigen Ergebnis das Urteil über die Aufladung nach der negativen Seite gesprochen. Rudolf Diesel hat nach diesem Ergebnis die Aufladeversuche als Irrweg bezeichnet /2.3/ und nie wieder aufgegriffen. Das gleiche Aufladeverfahren, wie von Rudolf Diesel benutzt - Kolbenunterseite eines Kreuzkopf- Viertaktmotors als Ladepumpe -, wurde erst Ende der 20er Jahre wieder erfolgreich aufgegriffen. Bei richtiger Auslegung wird dabei nicht nur eine beträchtliche Leistungssteigerung, sondern auch eine geringe Verbesserung des Kraftstoffverbrauches erreicht. Ursachen des Mißerfolges dieses Aufladeverfahrens bei Rudolf Diesel. In den Indikator-Diagrammen nach Bild 2. 6 und Bild 2. 7 finden wir einige Hinweise, warum bei den Versuchen Diesels der Nutzwirkungsgrad so viel schlechter gewesen ist als für den Motor ohne Aufladung. Auf jedes Arbeitsspiel der im Viertakt arbeitenden Zylinder-Oberseite gibt es zwei Arbeitsspiele der als Ladepumpe ausgebildeten Unterseite, die sich im .Indikator-Diagramm voneinander unterscheiden. Bei dem einen Takt ist das Saugventil des Motors geschlossen, die Luft wird in den Aufnehmer hineingeschoben und da bis auf 2, 1 kp/cm 2 Überdruck über der Atmosphäre verdichtet. Beim nächsten Arbeitsspiel der Unterseite ist das Saugventil des Motors geöffnet (Ansaughub), die Verdichtung geht nur auf 1, 1 kp/ cm 2 und die Luft wird mit diesem Druck in den Arbeitszylinder des Motors geschoben. Die Druckspitze mit 2, 1 kp/cm 2 Überdruck und die dafür aufgewandte Arbeit ist unnötig, sie hätte sich durch Ausführen des Zwischenbehälters mit größerem Volumen vermeiden lassen. Der mittlere indizierte Druck für die Vorkompression ergibt sich (da die beiden Arbeitsspiele der Pumpe auf das eine des Motors bezogen werden müssen) zu 1, 094 + 0, 902 = 1, 996 kpfcm 2, das ist für einen mittleren indizierten Druck von 9, 6 kp/cm 2 viel zu hoch. Die Leistung der Vorkompressionspumpe läßt sich durch größeren Zwischenbehälter, durch größeren schädlichen Raum (Verkleinern des Luftaufwandes, Erniedrigen des Ladedruckes) und durch größere Ventilquerschnitte an der Ladepumpe verringern.

15

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Bild 2. 6 Indikator-Diagramm des Arbeitszylinders Versuchsmotor 250/400 (1896) (handschriftlicher Eintrag von Rudolf Diesel)

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Indikator-Diagramm der Ladepumpe Versuchsmotor 250/400 (1 896)

Diese Merkmale sind an den spä teren Motoren mit Aufladung durch Unterseitenladepumpe zu finden, siehe Bild 2. 8, das einen Teilschnitt durch den ersten Kreuzkopf- Viertaktmotor mit Aufladung durch Kolbenunt erseitenpumpen der Firma Werkspoor darstellt, der in dem Tanks chiff "Megara" der Anglo Saxon Petrol Com pany z um E inba u kam /2 . 5/.

16

Bild 2. 8 WerkspoorDieselmotor, Aufladung durch Kolbenunterseitenpumpen (1929)

2.3. Flugmotoren Auf die Anfangsgeschichte der Aufladung von Flugmotoren kann hier nicht näher eingegangen werden. Bei der Bedeutung, die dieses Verfahren gerade für Flugmotoren besitzt - in 5 km Höhe ist die Außenluftdichte nur 60 %, in 10 km nur 33

% der Dichte am Boden, entsprechend würde sich beim unaufgeladenen Motor

die Leistung vermindern -,ist dieses Gebiet sehr vielseitig und umfangreich . Als erster Lader-Flugmotor gilt ein Zweitakt-Umlaufmotor von Murray-Willat, der 1910 den absoluten Ladedruck bzw. Spüldruck der Bodenleistung bis 5, 2 km Höhe halten konnte. Im Ersten Weltkrieg hat sich eine große Anzahl von Flugmotoren bauenden Firmen mit der - mechanischen - Aufladung befaßt, die auch am Ende des Krieges zum praktischen Einsatz kam. Die Abgasturboladung von Otto-Flugmotoren wurde be reits 1917 von Rateau in Frankreich versucht, fand aber noch keine praktische Bewährung. Während die mechanische Aufladung mit Hilfe von Radialverdichtern über Getriebe, die zum Teil mit mehreren Gängen, dann sogar stufenlos regelbar ausgeführt wurden, zu hoher Vollkommenheit entwickelt wurde, erreichte die Abgasturboladung von Otto-Flugmotoren erst kurz vor Beginn des Zweiten Weltkriegs ihre Betriebsreife. Der erste Zweitakt-Diesel-Flugmotor mit Abgasturbo-Aufladung wurde Ende 1939 in der praktischen Flugerprobung eingesetzt / 2. 6 / .

17

2. 4. Die Anfänge der Abgasturbo-Aufladung Die Entwicklung der Abgasturbo-Aufladung für Dieselmotoren ist eng mit dem Namen und den Patenten des Schweizer Ingenieurs Alfred Büchi verknüpft. Mit der Priorität vom 16. 11. 1905 erhielt Büchi ein Patent DRP Nr. 204 630 auf eine Maschinenanlage, bei der ein mehrstufiger Axialverdichter, ein Viertakt-Dieselmotor und eine mehrstufige Abgasturbine durch eine gemeinsame Welle miteinander verbunden sind, Bild 2. 9. Die von außen angesaugte Luft sollte im Axialverdichter auf 3 bis 4 kp/ cm 2 verdichtet, die Auspuffgase hinter dem Motor sollten auf den Expansionsenddruck im Zylinder, d. i. rd. 16 kp/cm 2 aufgestaut werden. Hierdurch sollte die gesamte Arbeit gewonnen werden, die sonst beim Verbrennungsmotor durch unvollständige Expansion verlorengehL Dieser Gewinn ist auf dem von Büchi angegebenen Wege zwar theoretisch möglich, dem Aufstauen bis auf den Expansionsenddruck stehen aber zwei praktische Hinderungsgründe entgegen. Erstens wird dadurch die Ausschubarbeit stark erhöht, womit ein großer Teil des Leistungsgewinnes in der Turbine wieder aufgezehrt wird, zweitens vergrößert das Aufstauen - wenn keine besonderen Maßnahmen getroffen werden - die Restgasmenge im Zylinder und verkleinert damit wesentlich die Ladungsmenge. Auf die thermodynamischen Zusammenhänge wird im Kapitel 7 näher eingegangen.

Bild 2. 9 Verbundmotor nach Büchi (DRP 20 4630)

Die ersten Versuche hat Büchi in den Jahren 1911 bis 1914 in der Maschinenfabrik Gehrüder Sulzer in Winterthur durchgeführt /2. 7/, Bild 2. 10 zeigt das Schema der Anlage. Um Erkenntnisse auf möglichst breiter Basis zu gewinnen, war der 18

Bild 2. 10 Versuchsanlage für Büchi-Aufladung in den Werkshallen der Firma Gebr. Sulzer, Winterthur (1911. .. 1914)

Verdichter fremd angetrieben, die Auspuffgase des Dieselmotors wurden einer Abgasturbine zugeführt, die getrennt vom Motor abgebremst werden konnte. Hierdurch ließen sich Aufladedruck, Luftmenge und Temperaturen beliebig einstellen und deren Einfluß auf Leistung und Wirkungsgrad überprüfen. Die Ideen Büchis wurden zunächst nicht praktisch ausgeführt. Die Erkenntnisse aus den Versuchen mögen aber Büchi zu einem abgewandelten Verfahren geführt haben, das er in der Schweiz im Jahre 1915 anmeldete. Die Merkmale dieses Verfahrens waren, daß der Ladedruck bei voller Belastung höher ist als der Druck vor der Turbine (demnach kein so hohes Aufstauen wie ursprünglich) und daß eine Ventilüberschneidung angewendet wird, die durch gleichzeitiges Offenhalten von Einlaß- und Auslaßventil gekennzeichnet ist. Mit Hilfe dieser Ventilüberschneidung und durch das Druckgefälle zwischen Ladedruck und Druck vor der Turbine sollten am Ende des Ausschubhubes die Restgase aus dem Zylinder herausgespült werden. Ferner ist hier die gemeinsame Kupplung von Motor, Lader und Turbine verlassen, die Turbine treibt den Lader an. Auch dieses in Deutschland durch das Patent DRP Nr. 454107 19

(Priorität vom 2. 11. 1915} geschützte Verfahren konnte Büchi im und nach dem Ersten Weltkrieg zunächst nicht praktisch ausführen . Im Jahre 1923 wurde die Frage der Abgasturbo-Aufladung vom deutschen Verkehrsministerium aufgegriffen, und zwar aufInitiative von Ministerialrat Laudahn. Das Verkehrsministerium gab im Jahre 1923 zwei Passagierschiffe für den OstpreußenDienst in Auftrag, nämlich die Motorschiffe "Preußen" und "Hansastadt Danzig" /2. 8,

2. 9/. Jedes Schiff hatte 2 Zehnzylinder-Viertaktmotoren, die von der Vul-

kan-Werft Stettin in M.A.N. -Lizenz gebaut waren und deren Leistung durch Abgasturho-Aufladung von 1750 auf 2500 PS gesteigert werden sollte. Di.e von der VulkanWerft Harnburg nach den Angaben Büchis gebauten Abgasturbolader, Bild 2. 11, waren getrennt vori den Motoren auf dem Flur aufgestellt, für jeden Motor ist nur eine einzige nicht unterteilte Auspuffleitung vorhanden. Durch eine Druschaltklappe in der Auspuffleitung konnten die Abgasturbolader außer Betrieb gesetzt, die Motoren also auch ohne Aufladung gefahren werden. Bei diesen Ausführungen handelt es sich um die erste erfolgreiche Anwendung der Abgasturbo-Aufladung überhaupt.

Bild 2. 11 Aufladegebläse mit Antrieb durch Abgasturbine auf MS "Preußen" (1925) Der mittlere indizierte Druck wurde bis auf 11 kp / cm 2 gesteigert, die gewünschte Leistungssteigerung in der Größenordnung über 40 o/o war vorhanden, die Maschine war gut überlastbar, und man gewann die grundlegende Erkenntnis, daß der Abgasturbolader sich selbst regelt. Trotz dieser erfolgreichen Ausführungen war das Eis für die Abgasturbo-Aufladung noch nicht gebrochen.

20

Bei einer kleinen Druckdifferenz zwischen Ladedruck und Auspuffdruck macht das Ausspülen der Restgase Schwierigkeiten, mit einem ungenügenden Wirkungsgrad des Abgasturboladers wird das gewünschte positive Spülgefälle u. U. gar nicht erreicht. Im Jahre 1925 meldete Büchi ein weiteres Patent über das sogenannte Druckwellen- Verfahren an. Nach der Schweizer Patentschrift Nr. 122 664 vom 30 . 11. 1925 (DRP Nr . 568 855)

sollen die Abgasleitung zwischen der Verbren-

nungskraftmaschine und der Abgasturbine, sowie der Eintrittsquerschnitt der letzteren so bemessen sein, daß nach Beginn des Auspuffens eines Verbrennungszylinders der Druck vor der Turbine ansteigt und gegen Ende desselben absinkt. Das wird durch Unterteilung der Auspuffleitung in einzelne Stränge verhältnismäßig kleinen Querschnittes in der Weise erreicht, daß nur Zylinder mit einem bestimmten Mindest-Zündabstand in denselben Leitungsstrang auspuffen. Die einzelnen Leitungsstränge werden in getrennte Düsenkammern der Abgasturbine geführt, siehe Schema Bild 2. 12. Durch diese Maßnahme wird zweierlei erreicht:

Bild 2. 12 Sechszylinder- Viertakt-Dieselmotor mit Abgasturbolader und unterteilter Auspuffleitung

1.6

2.5

3.4

Kurbelanordnung

Erstens wird durch den sich beim Auspuffstoß aufbauenden hohen Druckberg der Expansionsverlust beim Übertritt in die Auspuffleitung v ermindert, und damit wird der Abgasturbine mehr Energie zugeführt, als dies bei einem gleichbleibenden Druck mit dem gleichen Mittelwert der Fall wäre; zweitens wird gerade während der Spülperiode ein tiefes Drucktal in der Auspuffleitung erzeugt, das in erhöhtem Maße zum Ausspülen der Restgase und zum Durchspülen von Luft durch den Zylinder benützt wird. Die Wirkung der Leitungsunterteilung auf den Druckverlauf wird durch das Bild 2. 13 verdeutlicht.

21

Bild 2. 13 Druckverlauf in einem Leitungsstrang der Auspuffleitung des Sechszylindermotors Schwarze Balken: Auslaß offen Einlaß offen Weiße Balken: Bezeichnungen s. S. 25

Wenn heute von der Büchi-Aufladung gesprochen wird, ist stets dieses System mit der unterteilten Auspuffleitung gemeint. 1926 führte Büchi mit diesem Verfahren Versuche bei der Schweizer Lokomotiv- und Maschinenfabrik (SLM) in Winterthur durch. Die erste Anlage zeigt Bild 2. 14. Von dem Motor gingen die Auspuffgase in 4 Einzelleitungen zu einer am Fuß der Maschine angebrachten Sammelleitung und von da zur Turbine; es war schon ein Ladeluftkühler vorgesehen.

Bild 2. 14 Vierzy linder- Viertakt-Dieselmotor von SLM- Winterthur, Büchi-Aufladung (1926)

22

Der von BBC Baden konstruierte und gebaute Abgasturbolader hatte eine axiale Aktionsturbine und einen zweistufigen Radialv erdichter, Bild 2. 15, er stand getrennt von dem Motor am Boden. Später wurden die Versuche an einem Sechszylindermotor fortgesetzt, bei dem die Auspuffgase aus je 3 Zylindern in 2 untenliegenden Sammelleitungen vereinigt und in getrennte Düsenkammern der Turbine geführt wurden, Bild 2.. 16.

Bild 2. 15 Zweistufiges Aufladegebläse mit AbgasturboAntrieb, Bauart BBC-Baden (1926)

Bild 2. 16 Sechszylinder- Viertakt-Dieselmotor von SLM, Büchi-Aufladung (1927)

23

Die Versuche waren sehr erfolgreich, eine Leistungssteigerung von 50 o/o wurde leicht erreicht, kurzzeitig konnte der Motor bis 100 o/o aufgeladen werden. Die Maschine bei SLM wurde von Professor Stodola von der ETH Zürich eingehend untersucht, und das Ergebnis dieser Untersuchungen wurde 1928 in der VDI-Zeitschrift /2. 10/ veröffentlicht. Bereits 1926 hatten die guten Versuchsergebnisse den Ausschlag zur Bildung des Büchi-Syndikats gegeben, in dem sich Alfred Büchi, die Schweizer Lokomotiv- und Maschinenfabrik Winterthur und Brown, Boveri & Cie, Baden, zusammenschlossen. Das Büchi-Syndikat gab in den folgenden Jahren Lizenzen über das Aufladeverfahren an eine große Reihe von Firmen in verschiedenen europäischen und außereuropäischen Ländern. Bei der folgenden Entwicklung wurde bald als wesentlich erkannt, daß die Auspuffleitungen nicht nur eng, sondern auch kurz sein müssen, um die Auspuffdruckwellen im Stoßverfahren besser auszunützen. Der Abgasturbolader rückte immer näher an den Motor heran und wurde schließlich - wie heute allgemein ausgeführt - unmittelbar an den Motor angebaut.

24

3. Grundlagen der Laderauslegung Die Größe des Laders ist durch den Volumendurchsatz

V

m 3 / s und durch das von

ihm zu erzeugende Druckverhältnis p 2 jp 1 bestimmt.

3.1. Die Berechnung der Laderleistung Bezeichnungen: Index 0:

Außenzustand (Umgebungszustand)

Index 1:

Zustand vor Lader, berücksichtigt etwaige Drosselverluste

z. B. Filter oder Schalldämpfer. Index 2:

nach Lader

Index E:

vor Motoreinlaß

wenn kein Ladeluftkühler verwendet wird, ist Zustand E = Zustand 2. Index A:

in der Auspuffleitung nach Motorauslaß

Index 3:

vor Turbine

Index 4:

nach Turbine

bei quasistationärer Betrachtung der Zustände in der Auspuffleitung und Vernachlässigung der Strömungsverluste ist p 3 Index z bezieht sich auf Zustand im Zylinder, d. h.

=

pA

1z, 2z, 3z .... sind die Eckpunkte des Indikator-Diagrammes. Das theoretische Indikator-Diagramm für Viertaktmotoren mit mechanischer Aufladung zeigt Bild 3. 1. Beim Indikator-Diagramm des vollkommenen Zweitaktmotors fällt die Ladungswechselschleife, die durch die schräg schraffierte Fläche zwischen den Linien p 1 und p 2 in Bild 3. 1 gekennzeichnet ist, weg. Die indizierte Arbeit des vollkommenen Motors A.

lv

setzt sich aus dem Hochdruck-

teil ,

(3. 42)

Wärmeübergangsglied

Zylindervolumenfunktion

D

z

dVz dlj)

rllz

=

Cv

v;

= TVH

Tz

oKW-1

dQ dlj)

dV,

OKW-1

dlj)

21t J 360

)" . 2 tp . [ sm4>+ys1n

m

3

°KW

49

tj!E wird aus dem Druck vor Einlaß pE und dem Zylinderdruck pz gebildet,

q, A

aus pz und dem Druck hinter dem Auslaß p 3

ljJE

=

(3. 43)

Die beiden Differentialgleichungen ( 3. 37) und ( 3. 38) für den Druck- und Temperaturverlauf können nur schrittweise gelöst werden.

Die Rechnung beginnt ausgehend von dem Druck im Zylinder bei Auslaß öffnet

Für den Druck p 3 in der Auspuffleitung kann, wenn vorhanden, der gemessene Druckverlauf eingesetzt werden.

t

Pz

Ｈ ｾＩ＠ d4>

n-3

n-2

Bild 3. 12

n-1

n

n

Berechnung des Druckverlaufes

In Bild 3. 12 bedeutet die Linie a die Neigung der Druckverlaufslinie im Punkt n beim n-ten Rechnungsschritt mit geschätztem (p ) , die nicht zum Anschluß an z n die Druckverlaufskurve führt; b ist die Neigung der Druckverlaufslinie bei Wiederholung des n-ten Rechnungsschrittes mit korrigiertem (p ) .

z n

Parallel dazu wird nach demselben Verfahren der Temperaturverlauf im Zylinder berechnet.

50

Bei der praktischen Auswertung obiger Differential-Gleichungen kann man das Glied für den Wärmeübergang häufig vernachlässigen oder summarisch berücksichtigen, z. B. 10 bis 40° Temperaturerhöhung der Frischladung während des Einströmvorganges je nach Zylindergröße und Ladelufttemperatur. Steht für die Berechnung des Druck- und Temperaturverlaufs kein Elektronenrechner zur Verfügung, ist es einfacher und es geht schneller, nur den Druckverlauf mit der Gl. (3. 37) zu berechnen und die Temperatur T , die ja - abgez sehen von dem gegebenenfalls zu vernachlässigenden Wärmeübergangsglied nur im Ausströmglied vorkommt, wie folgt zu ermitteln. Solange der Einlaß geschlossen ist, kann isentrope Expansion von der Temperatur bei Auslaß öffnet T A .. angenommen werden z . o. Tz = Tz A.ö.

(

Pz PzA.ö.

)x;

(3. 44)

1

Die Temperatur bei Auslaß öffnet T A .. ergibt sich aus P A .. und der z . o. z . 0. Zustandsgleichung mit Hilfe der zunächst geschätzten Ladungsmenge. Während der Einlaßperiode kann die Temperatur Tz n der Ladung im Zylinder beim n-ten Rechnungsschritt nach der Mischungsregel mit überlagerter adiabater Zustandsänderung berechnet werden.

[ (Pz )n J-x Tz'n ( Pz )n-1 'K-1

(3. 45)

Zeigern Zeiger n-1

Tzn =

'

(3. 46)

n-ter Schritt, vorhergehender Schritt .

Als Beispiel einer solchen Rechnung - die ohne Rechenautomaten durchgeführt wurde -ist in Bild 3. 13 Druck- und Temperaturverlauf im Zylinder eines großen Zweitaktmotors mit unsymmetrischem Steuerdiagramm (umkehrgespülter Motor mit Nachladeschieber, d. i. ein Drehschieber hinter dem Auslaßkanal, der den Auslaß vorAbdeckungdurch den Kolben schließt) wiedergegeben.

a ist der ge-

rechnete und b der gemessene Druckver lauf, Tz der gerechnete Temperaturverlauf und c der Spüldruck.

51

Bild 3. 13 Gerechneter (a) und gemessener (b) Druckverlauf und gerechneter Temperaturverlauf (T ) im Zylinder eines großen ｾｷ･ｩｴ｡ｫｭｯｲｳ［＠ c: Spüldruck

.-=t-T---T-----,---"iU-'-T--,------,----t=-=--r+----,1200

K 1-\--l+-t--+--+-+--+-+-1-!1-----11000

800

t Tz

ｾＭＫＱｲｨ［ＶＰ＠

120

160

200

240oKW 200

IP-

Obzwar sich wegen des veränderlichen Druckverlaufes in der Auspuffleitung - die Rechnung wurde mit konstantem Druck p 3 durchgeführt - einige Unterschiede zwischen gemessenem (Linie b) und gerechnetem (Linie a) Druckverlauf im Zylinder ergeben, ist die Übereinstimmung bei A. s. gut. Durch Druck und Temperatur in diesem Punkt ist die Ladungsmenge bestimmt. Durch wiederholte Durchrechnungen mit geänderten Steuerzeiten sucht man zu bestimmen, unter welchen Bedingungen die Ladungsmenge im Zylinder ein Maximum wird. Solche Rechnungen lohnen sich auch dann, wenn sie ohne Rechenautomaten durchgeführt werden, denn eine experimentelle Optimierung wäre bei größeren Motoren sehr kostspielig. Auch für Viertaktmotoren wurden Optimierungsrechnungen zur Ermittlung der günstigsten Steuerzeiten vielfach durchgeführt, Luftdurchsatz und Ladungsmenge fallen bei solchen Rechnungen gleichzeitig an. Bild 3. 14 zeigt den Druckverlauf im Zylinder eines hochaufgeladenen Dieselmotors mit verschiedenen Öffnungszeiten des Auslaßventils A. ö. Je früher geöffnet wird, desto kleiner ist der Arbeitsaufwand zum Ausschieben der Ladung, desto größer ist aber auf der anderen Seite der Verlust an Expansionsarbeit. Aus beiden ist ein Optimum zu finden. In Bild 3.15 ist z. B. in Kurve 1 die Summe der beiden Verlustflächen aus Bild 3. 14 über der Steuerzeit aufgetragen. Man erkennt bei 4>A .. = 75 .o. ein ausgesprochenes Minimum dieser Verlustfläche.

52

0

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12

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I

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Bild 3. 14 Druckverlauf im Zylinder eines Viertakt-Dieselmot ors bei verschiedenen Öffnungszeiten des Auslaßv entils

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350

300

250

150

100

50

Bild 3. 15 Expansions- und Ausschubverlust in Abhängigkeit vom Öffnungsbeginn des Auslaßventils

0 tp A .

ö.

I

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I

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v-1

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v3 \

4

"K.,

"·'---.-

100 ° KWv.UT 60 40 -

'K

verläuft - im ersten Fall Wärmeabfuhr, im zweiten Wär-

mezufuhr während der Verdichtung -, wird die Laderarbeit und der Laderwirkungsgrad im allgemeinen auf die isentrope Verdichtung bezogen, wie in Kap. 2 schon näher ausgeführt. Die Lader werden in die beiden großen Gruppen 1. nach Verdrängerbauart 2. nach Strömungsbauart eingeteilt. Die erste Bauart wird in Hubkolben- und Drehkolbenbauart unterteilt, Beispiele für letztere sind Vielzellen-Rotationskompre ssoren, Roots- und Schraubenverdichter. Bei den Ladern nach Strömungsbauart unterscheiden wir radiale, axiale und halbaxiale Ausführungen. Über das Verhalten eines Laders gibt das

V-H-Kennfeld Aufschluß,

in dem die

Förderhöhe H (oder das Druckverhältnis p 2 jp 1 , bei konstanter Eintrittstemperatur ist H nur eine Funktion von p 2 jp 1 ) in Linien konstanter Drehzahl und konstanten Wirkungsgrades über dem Volumenstrom

V m 3 ; s aufgetragen ist.

Obwohl sich die verschiedenen Konstruktionen natürlich auch auf das Kennfeld auswirken, lassen sich die charakteristischen Merkmale von Verdrängerbauart und Strömungsbauart für jede Gruppe gemeinsam darstellen.

4. 2. Lader nach der Verdrängerbauart Der einfachste Vertreter dieser Bauart- ist der Hubkolbenverdichter, der allerdings zur Zeit nur noch bei großen Zweitaktmotoren in Parallel- oder Hintereinanderschaltung mit dem Abgasturbolader angewandt wird. Hier wird er - in

54

Verbindung mit einem Kreuzkopf - häufig doppeltwirkend ausgeführt, um sein nicht unbeträchtliches Bauvolumen besser auszunützen. Aus dem schematischen Bild 4. 1 geht der Einfluß des schädlichen Raumes und des Austrittsdruckes p 2 auf das Füllvolumen V F (= Ansaugvolumen) hervor. Durch Rückexpansion der im schädlichen Raum eingeschlossenen Luftmenge wird das Ansaugvolumen um so mehr verkleinert, je größer der schädliche Raum und je höher der Austrittsdruck p 2 ist, vergleiche V F 1 und V F 2 .

V Bild 4. 1 p- V -Diagramm eines Hubkolbenverdichters

schädlicher

Der geförderte Volumenstrom

Raum

V1

m. Q,

ist proportional dem Hubvolumen VHL'

der Drehzahl nL und dem Füllgrad AF des Laders, wobei letzterer außer vom Druckverhältnis auch noch von der Drehzahl (Drosselverluste) etwas abhängt. Die Erwärmung der Luft beim Einströmen kann man wegen ihres geringen Einflusses vernachlässigen. (4.1)

Dadurch ergeben sich die für alle Lader nach der Verdrängerbauart charakteristischen Linien konstanter Drehzahl im

V-H-Kennfeld,

die leicht gegen die Ordi-

natenachse geneigt sind, Bild 4. 2. Die Verdichtungslinie im Kolbenverdichter verläuft nahezu isentropisch, bei gekühlten Wandungen wird etwas Wärme abgeführt, also n ",;;;X . Der Mehraufwand gegenüber der isentropen Verdichterleistung ist in erster Linie durch die Drosselverluste und die mechanische Reibung des Triebwerks bestimmt, die mit wachsender Drehzahl zunehmen, ferner durch die Undichtigkeitsverluste in 55

den Ventilen und an den Kolben, deren Einfluß mit wachsender Drehzahl abnimmt .

..& P,

Bild 4. 2 Drehzahllinien im V-H-Kennfeld eines Verdichters nach Verdrängerbauart

Wegen des großen Bauvolumens von Hubkolbenverdichtern werden bei kleineren Motoren - sofern L 1,4

mäßig

Schraubenkolben

mittel bis hoch 1 :3 ... 5

mittel

mittel u= 100. .. 150

steil

keine, n > 1,4

gut

Radial

mittel bis hoch 1:3,5( ... 12)

groß

sehr hoch u=250... 450 (700)

flach bis schräg

ja, n > 1,4

hoch

Axial

niedrig 1:1,2 ... 1,6

sehr groß

hoch u=200... 400

mäßig steil bis Pumpgrenze

ja, n > 1,4

bei großer Menge sehr hoch

64

5. Das Druck-Volumenstrom-Kennfeld des Motors Um das Zusammenwirken eines Laders mit dem Motor beurteilen zu können, braucht man auch dessen Kennlinien, d. h. die Abhängigkeit des Luftdurchsatzes von der Motordrehzahl und dem Ladedruck; außerdem ist der Einfluß der Ladelufttemperatur und des Gegendruckes hinter dem Motor auf den Luftdurchsatz wissenswert. Es ist zweckmäßig, das Kennfeld des Motors in demselben Maßstab aufzustellen wie das des Laders, d. h. mit dem auf den Zustand vor Lader (nicht vor Motor) bezogenen Volumenstrom

V1

als Abszisse und dem Druckverhältnis p 2 jp 1 als

Ordinate.

5.1. Zweitaktmotor Dieser soll zuerst behandelt werden, da dieses Kennfeld verhältnismäßig einfach ist. In Kapitel 3 haben wir kennengelernt, daß der Zweitaktmotor zur Berechnung der durchströmenden Menge durch eine "gleichwertige Öffnung" ersetzt werden kann, da es hinsichtlich des Mengendurchsatzes - wenn man von dem Einfluß der Pulsationen auf den Gesamtdruck absieht - gleichgültig ist, ob die Schlitze in der Zeiteinheit wenige Male langsam oder viele Male schnell geöffnet und geschlossen werden. Nach der früher angegebenen Gleichung ist der Massenstrom durch den Motor (5. 1)

und der Volumenstrom

(5. 2)

(5. 3)

Wenn TE dem Druck pE - etwa über den Laderwirkungsgrad oder durch den Ladeluftkühler - fest zugeordnet ist, gibt es bei konstantem Druck p 3 hinter dem Motor nur eine Durchsatzlinie, Bild 5.1. 65

Bild 5. 1 Volumendurchsatz als Funktion des Druckverhältnisses beim Zweitaktmotor

c:[

----II c[' ｾ＠

a."' ----

Polytropenexponent n1 > n2

Wird bei einem Motor ohne Ladeluftkühlung - z. B. über einen besseren Laderwirkungsgrad, d. h. kleineren Polytropen-Exponenten n - die einem bestimmten n-1 Il Ladedruck zugeordnete Temperatur TE niedriger, TE = T 1 (p 2 jp 1 ) , dann wird der Durchsatz V1 und ｾ＠ größer, gestrichelte Linie T E 2 . Der Einfluß des Laderwirkungsgrades auf den Durchsatz ist allerdings, wie aus dem folgenden Beispiel hervorgeht, klein. Nach Gl. (5. 3) ist

Beispiel:

P2/Pl

1.

nl

1, 6;

2.

n2

1, 5;

2;

1)

ad-i

'11 ad-i

Tl

V1

""' 1/ ｾﾷ＠

293 K

0, 76;

TEl

380 K;

vll

1, 0

0, 85;

TE2

369 K;

v12

1, 014

Wenn der Druck pA hinter den Auslaßschlitzen von der Last abhängig ist, wie z. B. bei einem Motor mit Abgasturbine, verändert sich das wirksame Spülgefälle. In das Druck- Volumenstrom-Kennfeld sind verschiedene Durchsatzlinien abhängig vom Gegendruck einzuzeichnen, wie das schematisch in Bild 5. 2 gemacht wurde.

Die Linie für den Volumenstrom verläuft dann entsprechend dem steigenden Gegendruck hinter dem Motor etwa nach der stark ausgezogenen Parabel in Bild 5. 2. Angenäherte Berechnung dieser Parabel siehe Kap. 6. 2.1. 2.

66

Bild 5. 2 Volumendurchsatz bei verschiedenen Gegendrücken

Durchsatz mit nachgeschalteter Abgasturbine

ci:"

w

c.

Die Aussage, daß der Luftdurchsatz bei Zweitaktmotoren nur vom Luftzustand vor dem Einlaß (Ladeluftzustand) und vom Gegendruck, nicht von der Motordrehzahl abhängig ist, darf nicht auf die Zylinderluftmenge, d. h. auf die Luftaufteilung erweitert werden. Bei gleichem Luftdurchsatz und fallender Drehzahl steigt der Luftaufwand, da die gleiche Luftmenge auf eine kleinere Anzahl von Arbeitsspielen bezogen wird. Größerer Luftaufwand heißt aber vor allem größere durchgespülte Luftmenge. Die Zylinderluftmenge hängt in erster Linie vom Ladeluftzustand ab und wird durch den Luftaufwand nur im Maße des veränderten Spülerfolges beeinflußt.

5. 2. Viertaktmotor Beim Viertaktmotor setzt sich der Volumenstrom aus angesaugter und durchgespülter Menge zusammen

V1 ""'

VH

ｾ＠

Ｚｾ＠

TE S

313+ 6 tE

+ Clred

Fred

IIIE,3

ｾ＠

ｾ＠

•

(5. 4)

Das erste Glied ist der Drehzahl verhältig, Bild 5. 3, das zweite vom Druckverhältnis und der Ventilüberschneidung abhängig, die Drehzahl erscheint in diesem Gliede nicht. Wenn die Ventilüberschneidung klein ist, wird auch das zweite Glied sehr klein. Die ausgezogenen Linien in Bild 5. 3 gelten für Motoren ohne Ventilüberschneidung, die gestrichelten für Motoren mit Ventilüberschneidung und (positivem) Spülgefälle. 67

Es stellt sich die Frage, mit welchem Ähnlichkeitsmaßstab die Kennfelder verschiedener und verschieden großer Motoren gemeinsam aufgetragen werden können. Bei Zweitaktmotoren ist dies offenbar der durch die effektive gleichwertige Öffnung dividierte Volumenstrom, denn dieser ist nur von Drücken und Temperaturen abhängig. Bei Viertaktmotoren, bei denen die Steuerorgane im Zylinderdeckel liegen, ist bei geometrischer Ähnlichkeit der Ventilquerschnitt der Kolbenfläche, die Luftgeschwindigkeit in den Ventilen der Kolbengeschwindigkeit proportional.

:1'

/

/

/

/

/

/

/

/

/

Bild 5. 3 Drehzahllinien im Druck- VolumenstromKennfeld des Viertaktmotors ohne Ventilüberschneidung ------------

Da bei Viertaktmotoren

mit Ventilüberschneidung

v1

ist, wird mit 1\ ·V · ｾ＠ 1 H 2

Fk :

Kolbenfläche

z:

Zylinderzahl

cm

mittlere Kolbengeschwindigkeit

c

2s·n

v·1

m

=

/\1

sn

z Fk2-

;

Y1

Cm

- - =/\1_4_ z Fk

-m s

(5. 5)

Bei gleicher Kolbengeschwindigkeit und ähnlichen Steuerquerschnitten geht unabhängig vom Hubverhältnis die gleiche Luftmenge durch die Ventile. Die Forderung auf geometrische Ähnlichkeit für vorliegende Betrachtung erstreckt sich daher

68

nicht auf das Hubverhältnis, sondern auf die Ventilquerschnitte und Ventilerhebung. Bilder 5. 4 a und 5. 4 b zeigen als Beispiel den auf die Kolbenfläche bezogenen Volumenstrom für zwei verschieden große Motoren mit unterschiedlicher Drehzahl, die beweisen, daß eine solche Ähnlichkeitsbetrachtung berechtigt ist, obwohl in diesem Fall die Zylinderköpfe keineswegs geometrisch ähnlich ausgebildet waren. Sie hatten allerdings beide je 2 Einlaß- und 2 Auslaßventile.

1,8 ＮＭｾ＠ ＱＬＸＮＭｾ＠

t

1,6

t

er

1,6

;:,.. ｾ＠

er

1,4

---ｾＱＬＲ＠ 1'0 o.____.J....__ _. .,12_ _ _3,L.._m--L../s-4

V,jzFKBilder 5. 4a und 5. 4b Auf die Kolbenfläche bezogener Durchsatz zweier verschieden großer Motoren, links 400 mm Bohrung und 460 mm Hub, rechts 220 mm Bohrung und 300 mm Hub

Diese Betrachtung hat den Vorteil, daß es für neue Motoren genügt, einen oder zwei Punkte im Kennfeld zu berechnen und den Verlauf der Drehzahllinien dann auf Grund von Ähnlichkeitsüberlegungen zu konstruieren.

69

6. Das Zusammenwirken des Laders mit dem Motor 6.1. Die mechanische Aufladung Bei der mechanischen Aufladung wird der Lader vom Motor angetrieben, Motordrehzahl und Laderdrehzahl stehen - wenn kein Schalt- oder stufenlos regelbares Getriebe verwendet wird, was aber ein Ausnahmefall ist - in festem Übersetzungsverhältnis zueinander. Die Betriebspunkte im Kennfeld sind durch die Schnittpunkte der durch das Übersetzungsverhältnis einander zugeordneten Motor- und Laderdrehzahllinien im Druckverhältnis-Volumenstr om-Kennfeld gegeben. In der Regel wird man das Übersetzungsverhältnis ü zwischen der Drehzahl eines gegebenen Motors und der des zur Aufladung verwendeten Laders so bestimmen, daß bei dem Vollastpunkt das gewünschte - durch den mittleren Nutzdruck bedingte - Druckverhältnis erreicht wird. Alle weiteren Betriebspunkte bei veränderter Drehzahl ergeben sich dann aus den Kennfeldern, siehe Bild 6. 1 und Bild 6. 2.

ohne VÜ

··-

Bild 6. 1 Kennfeld eines Viertaktmotors mit mechanisch angetriebenem Verdränger-Lader (schematisch) ausgezogen: Drehzahllinien des Motors ohne strichpunktiert: mit Ventilüberschneidung gestrichelt: Drehzahllinien des Laders

Bild 6.1 stellt schematisch das Kennfeld eines Viertaktmotors mit mechanischer Aufladung durch einen Lader nach der Verdrängerbauart dar. Der Schnittpunkt der Linien von voller Motordrehzahl nM und voller Laderdrehzahl nL =

Ü·

nM ergibt

den durch den Kreis bezeichneten Vollastbetriebspunkt. Mit abnehmender Motor70

drehzahl nimmt auch der Ladedruck längs der Betriebslinie ab. Der Verlauf dieser Betriebslinie hängt natürlich stark von dem tatsächlichen Laderkennfeld ab. Die Abnahme des Ladedruckes mit fallender Motordrehzahl wäre dann am geringsten, wenn der Liefergrad des Laders mit fallender Drehzahl stärker zunimmt als der des Motors. Aus dem Bild 6. 1 ist leicht abzulesen, daß durch Erhöhen des Übersetzungsverhältnisses und Verkleinern der Ventilüberschneidung bei sonst unveränderter Ausführung die Betriebslinie nach oben rückt. Das Zusammenwirken eines mechanisch angetriebenen Laders nach der Strömungsbauart mit einem Viertaktmotor ist in Bild 6. 2 dargestellt.

V1 m% Bild 6. 2 Kennfeld eines Viertaktmotors mit mechanisch angetriebenem Radiallader (schematisch) ausgezogen: Drehzahllinien des Motors gestrichelt: Drehzahllinien des Laders strichpunktiert: Betriebslinie

Man erkennt daraus, daß der Ladedruck mit fallender Motordrehzahl wesentlich stärker abnimmt als beim Lader nach der Verdrängerbauart, was aus dem Zusammenhang zwischen Drehzahl und Druckverhältnis verständlich wird.

Bezüglich des Zusammenhanges von Motordrehmoment MM und Motordrehzahl nM bei den verschiedenen Anwendungsgebieten unterscheiden wir

71

a) konstante Motordrehzahl:

nM

=

konst;

MM

=

veränderlich

z. B. Antrieb elektrischer Generatoren, b) Propellercharakteristik: z. B. Antrieb von Festpropellern bei Schiff und Flugzeug, c) Fahrzeugcharakteristik:

nM

veränderlich

MM

veränderlich

z. B. Antrieb von Straßen- und Schienenfahrzeugen. Das Drehmoment ist dem mittleren effektiven Druck proportional und kann auch durch diesen ausgedrückt werden. Da es im Fall a nur einen von der Last unabhängigen Betriebspunkt gibt, sind von der Charakteristik her gesehen, mechanische Lader nach der Verdrängerund der Strömungsbauart gleich gut für diese Betriebsweise geeignet. Die Auswahl richtet sich nach Bauaufwand, Druckhöhe und Wirkungsgrad. Im Fall b nimmt der Ladedruck mit fallender Motordrehzahl bei der mechanischen Aufladung durch Lader der Strömungsbauart stärker ab als durch Lader der Verdrängerbauart. Das ist kein Nachteil, da der Ladedruck für Teillasten wegen des mit fallender Drehzahl stark abnehmenden Nutzdruckes immer ausreicht, wenn er für Vollast hoch genug war. Die starke Abnahme des Ladedruckes ist in diesem Fall sogar erwünscht, da ein hoher Ladedruck Motorleistung und damit Kraftstoffverbrauch kostet und daher besser für solche Betriebspunkte gar nicht erst erzeugt wird, wo er nicht benötigt wird. Für die Propellercharakteristik ist daher der mechanisch angetriebene Lader nach der Strömungsbauart besser geeignet. Im Fall c wird ein möglichst hohes Drehmoment bei niedriger Motordrehzahl, möglichst sogar ein mit fallender Drehzahl ansteigendes Drehmoment verlangt, um wachsende Fahrwiderstände bei niedriger Geschwindigkeit wenigstens zum Teil ohne Schalten aufnehmen zu können. Hierzu ist der Lader nach Strömungsbauart nicht, der nach Verdrängerbauart besser geeignet, wenn auch mit letzterem ein mit fallender Drehzahl konstant bleibender Ladedruck nur innerhalb eines beschränkten Bereiches werden kann.

72

Da es bei Zweitaktmotoren abweichend vom Viertaktmotor nur eine von der Motordrehzahl unabhängige Durchsatzlinie (Drossellinie, da der Widerstand des Motors wie der einer Öffnung konstanten Querschnittes aufgefaßt werden kann) gibt, unterscheiden sich die Betriebslinien mit den verschiedenen Laderbauarten nicht grundsätzlich voneinander. Bei dem Verdrängerlader sind die Drehzahllinien steil und die Luftmenge ist etwa proportional der Drehzahl. Jene schneiden die Parabel des Volumenstromes durch den Motor automatisch bei etwa quadratisch mit der Drehzahl ansteigendem Druck, Bild 6. 3. Bei dem Lader nach der Strömungsbauart nimmt der Druck quadratisch mit der Drehzahl zu, das gibt keinen wesentlichen Unterschied. Bei veränderlichem Gegendruck hinter dem Motor verhalten sich aber Verdrängerund Radiallader auch bei Zweitaktmotoren wegen der gänzlich anderen Lage der Laderdrehzahllinien unterschiedlich, was z. B. bei Motoren mit Abgasturbolader und mechanisch angetriebenen parallelen Kolbenpumpen beachtet werden muß .

..ln 4

n

Kapselgebläse - - Radialgebläse

Bild 6. 3 Kennfeld eines Zweitaktmotors mit mechanisch angetriebenen Ladern (schematisch) Nach dem Vorhergesagten ist es nicht schwierig, auch das Betriebsverhalten für andere Regelgesetzmäßigkeiten, z. B. veränderliches Übersetzungsverhältnis zwischen Motor und Lader, zu finden.

6.2. Die Abgasturbo-Aufladung 6. 2.1

Unterschiede im Betriebsverhalten des Motors mit Abgasturbolader im Vergleich zum Motor mit mechanischer Aufladung

1) Die Drehzahl des A TL und damit der Ladedruck sind der Motordrehzahl nicht unmittelbar zugeordnet, der Betriebspunkt des A TL stellt sich als

73

Gleichgewichtszustand zwischen Laderleistung und Turbinenleistung ein. Zunächst soll nur qualitativ festgehalten werden, daß die Drehzahl des A TL mit der Gasmenge ( d. i. Durchsatz durch den Motor mL) und der Auspufftemperatur

=

Temperatur vor Turbine, also mit der Motorlei-

stung, zunimmt, nicht unmittelbar mit der MotordrehzahL 2) Die Drehzahllinien im Druckverhältnis-Volumenstrom-Kennfeld des Motors verschieben sich wegen des unterschiedlichen Gegendruckes hinter dem Motor etwas im Vergleich zu denen bei mechanischer Aufladung.

6.2.1.1

Viertakt

Die Lage der Durchsatzlinien ist von der bei mechanischer Aufladung nur wenig verschieden, der höhere Druck p A behindert etwas die Spülung, durch größere Ventilüberschneidung wird aber bei hohen Lasten in der Regel doch eine große Spülmenge erreicht. Bei kleinen Lasten tritt u. U. Rückspülung ein, Bild 6. 4.

'TlrL 2 > 'Tln 1

0:

--.....

er !I

0: -........

&

Rückspülung da PA> PE

Bild 6. 4 Volumenstrom in Abhängigkeit vom Druckverhältnis beim Viertaktmotor mit ATL (schematisch,ohne LLK) ausgezogen: Durchsatzlinie ohne Ventilüberschneidung gestrichelt: Durchsatzlinie mit Ventilüberschneidung für 2 verschiedene Wirkungsgrade des Abgasturboladers 1JTL

Qualitativ lassen sich über das Betriebsverhalten des Viertaktmotors mit Abgasturbolader für die 3 Fälle a) konstante Motordrehzahl

b) Propellercharakteristik

c) konstantes Drehmoment (als Sonderfall der Fahrzeugcharakteristik) folgende Aussagen machen, Bild 6. 5.

74

Vollastpunkt c[

ｾ＠

c. II c[

--LU

c.

v1 m3/s Bild 6. 5 Betriebslinien des Viertaktmotors mit ATL (schematisch) a: Betriebslinie für volle Motordrehzahl b: Betriebslinie für Propellercharakteristik c: Betriebslinie für volles Drehmoment

a)

Die Betriebspunkte liegen auf der zu der Motordrehzahl gehörenden Durch-

satzlinie. Mit fallendem Drehmoment nimmt die der Turbine zugeführte Energiemenge ab, der Gleichgewichtszustand zwischen Lader- und Turbinenleistung pendelt sich auf einem niedrigeren Druckniveau ein, im Leerlauf ist der Ladedruck nur ein Bruchteil des Vollastdruckes. b)

Neben der mit dem Drehmoment abnehmenden Energie der Auspuffgase nimmt

mit fallender Drehzahl auch der Durchsatz ab, der Ladedruck fällt daher ziemlich stark mit abnehmender Drehzahl. c)

Infolge kleineren Durchsatzes bei kleinerer Drehzahl liegt der Gleichgewichts-

zustand bei niedrigerem Ladedruckni veau, allerdings ist der Abfall nicht so schnell wie bei der Propellercharakteristik. 6. 2. 1. 2

Zweitakt

Infolge des mit wachsendem Durchsatz ansteigenden Gegendruckes hinter dem JY!otor ist die Parabel p 2 / p 1 über

V1

steiler als bei dem nur gespülten bzw. nur

mechanisch aufgeladenen Motor, Bild 6. 6. Diese Durchsatzparabel kann man aus "gleichers wertiger Öffnung" F red und Turbinenersatzquerschnitt F Tred gebildet (vereinfachend) dadurch bestimmen, daß ein Ersatzquerschnitt F

2

2

Fred Frred 2

2

Fred + FTred

75

und in Gl. (5. 2) in Kapitel 5 statt des Querschnittes F

d eingesetzt wird. Da es re hier - von sekundären Einflüssen abgesehen - nur eine Betriebslinie gibt, müssen - für reine Abgasturbo-Aufladung - die Betriebspunkte für die oben genannten unterschiedlichen Fälle auf der gleichen Linie liegen, wobei sich der Ladedruck aus dem Gleichgewichtszustand ergibt.

Bild 6. 6 Betriebslinien des Zweitaktmotors mit ATL (schematisch); ausgezogen: Betriebslinie mit mechanischer Aufladung; dünn gestrichelt: Durchsatzlinien für steigenden Gegendruck PA; stark gestrichelt: Betriebslinie mit ATL

6. 2. 2 Die Ermittlung des Betriebspunktes des Abgasturboladers Die in den Kapiteln 6. 2. 2 bis 6. 2. 5 dargelegten Rechenmethoden stammen noch aus einer Zeit, in der elektronische Rechenanlagen zur Lösung solcher Probleme kaum zur Verfügung standen. Gerade weil sie noch mit Hilfe einer Handrechnung durchgeführt werden konnten, sind sie zur Darlegung der Zusammenhänge, auf die es hier in erster Linie ankommt, gut geeignet. Bezüglich der Beaufschlagung der Abgasturbine sind folgende Fälle zu unterscheiden: 1. Stauturbine, Stauverfahren (Beaufschlagung der Turbine mit konstantem Druck) Die Auspuff gase von den einzelnen Zylindern werden in einen gemeinsamen Sammelbehälter (Auspuffsammelleitung) geleitet, die Druckstöße vergleichmäßigen sich. Die Auspuffgase strömen der Turbine mit nahezu konstantem Druck zu. Der Reaktionsgrad der Turbinenradbeschaufelung ist frei wählbar. 2. Reine Auspuffturbine Hier müßte der Zylinderdruck gleich im Auspuffkanal vollständig in Geschwindigkeit umgewandelt und als Geschwindigkeitsenergie zur Turbine transportiert werden. In diesem Fall würde kein Rückstau hinter dem Zylinder eintreten, die Geschwin76

digkeitsenergie müßte an ein Aktionsrad abgegeben werden. Wegen des stark veränderlichen Druckverhältnisses (teilweise Überschall), des veränderlichen Ventilquerschnittes und der großen Strömungsverluste in der Leitung ist ein solches Verfahren mit sehr großen Verlusten verbunden und daher in reiner Form praktisch nicht verwirklichbar. 3. Stoß- oder Impulsverfahren (pulsierende Beaufschlagung) Es werden Auspuffdruck- und Geschwindigkeitswellen in einzelnen Auspuffleitungen verhältnismäßig kleinen Querschnittes erzeugt und es werden Zylinder mit geeigneter Zündversetzung in diesen Einzelleitungen zusammengefaßt. Die Energie wird zum größten Teil als Druckwelle zur Turbine transportiert, daher tritt auch ein Rückstau am Motor mit veränderlicher Druckhöhe ein, was sich auf die vom Kolben zu leistende Ausschubarbeit auswirkt. Die Geschwindigkeitswelle transportiert nur einen kleinen Teil der Gesamtenergie.

Zum Verständnis der Vorgänge ist es zweckmäßig, bei der Berechnung des Leistungsgleichgewichtes vom Stauverfahren (konstanter Druck p 3 ) auszugehen; das Stoßverfahren kann dann durch zusätzliche Beiwerte für den pulsierenden Mengenstrom und die pulsierende Energie berücksichtigt werden. Wenn pulsierende Beaufschlagung vorliegt, ergibt die Berechnung aus den Mittelwerten von Druck und Temperatur des Auspuffgases vor der Turbine einen scheinbaren Wirkungsgrad, da die Energiezufuhr zur Abgasturbine nicht richtig erfaßt wird. Folgende Bedingungen sind für den Beharrungszustand des freilaufenden Abgasturboladers erfüllt /6. lj: 1. Die effektive Laderleistung ist gleich der effektiven Turbinenleistung ( 6. 1)

2. Der Massenstrom durch die Turbine steht in einem bestimmten Verhältnis zum Massenstrom durch den Verdichter. In der Regel - d. h. wenn kein mechanischer Lader parallel zum Abgasturbolader vorhanden ist und wenn kein Abgas abgeblasen wird - ist der Massenstrom durch die Turbine rhT gleich dem durch den Lader mL vermehrt um den Kraftstoffstrom mB mT

=

ml + ri'le

=

ml

1 + Ages Lmin Ages Lmin

(6. 2)

77

= 1 fiT höchstens . ｾ＠ 14,0 kg Luft/kg Kraftstoff ist, wird mit f... ｾｳ＠ mm 7 o/o größer als fiL. Bei aufgeladenen Dieselmotoren, die mit wesentlich größe-

Da L

rem Verbrennungsluftverhältnis als 1 arbeiten und bei denen außerdem noch eine gewisse Luftmenge, die sich an der Verbrennung nicht beteiligt, durch den Zylinder gespült wird, kann man für den Vollastpunkt durchschnittlich mit fiT = 1, 03 fiL rechnen. Die Luftmenge eines parallel zum Abgasturbolader geschalteten mechanischen Laders muß gegebenenfalls in der Bilanz berücksichtigt werden. Die Bedingungen 1 und 2 genügen zur Errechnung des Betriebspunktes eines unabhängig vom Motor - z. B. in Verbindung mit einer als Heißgaserzeuger dienenden Brennkammer - arbeitenden Abgasturboladers. Für die Zusammenarbeit mit dem Motor kommt noch dazu, daß 3. der Betriebspunkt auf der zu der betreffenden Motordrehzahl gehörenden Durchsatzlinie liegen muß; 4. mit Druckverhältnis und Volumenstrom des Leistungsgleichgewichtes auch die Drehzahl bei einem bestimmten Abgasturbolader festgelegt ist. Da Lader und Turbine in der Regel auf einer Welle sitzen, ist nL = nT. Die Gl. (6. 1) wird wie folgt aufgelöst:

• H

ad-L

mL

Hierbei ist

1]

1

-11--. Odi-L

mT Had-T lladi-T

(6. 3)

11m ｾ＠ •

m der durch die Lagerreibung (gegebenenfalls auch Labyrinthreibung

und Scheibenreibung der Radrückseite) bedingte mechanische Wirkungsgrad des Abgasturboladers, ß ein Faktor, der die pulsierend zugeführte Energie beim Stoßverfahren berücksichtigt. Für Stauaufladung ist ß Da sich

1]

= 1.

adi-L aus der gemessenen Druck- und Temperatursteigerung mit genü-

gender Genauigkeit ermitteln läßt,

1]

adi-T wegen der Wärmeabstrahlung der heißen

Turbine aber nicht, ist es zweckmäßig, die Lagerreibungsverluste der gemeinsamen Welle der Turbine zuzuschlagen und zu schreiben: 1Jadi-L =

78

1J L ;

11adi-T

11m

= 11r •

Das Produkt (6. 4)

läßt sich bei stationärer Beaufschlagung aus Druck- und Temperaturmessungen recht genau bestimmen, w·eil zur Ermittlung von Had-L und Had-T nur die Druckverhältnisse und die Eintrittstemperaturen in Lader und Turbine - die im Verhältnis der absoluten Werte in die Rechnung eingehen - gemessen zu werden brauchen, nicht die von den Strahlungsverlusten beeinflußten Temperaturdifferenzen zwischen Ein- und Austritt. Gl. ( 6. 3) wird weiter aufgelöst: (6. 3a)

Hierbei bedeutet der Fußzeiger L: Luft und A: Abgas. Mit

Ta t = -1)L 11r ß T 1

llL und --1 = 35

xc

'

erhält man die Drucksteigerung im Lader als Funktion des Druckverhältnisses in der Turbine, der Wirkungsgrade und des Verhältnisses der Eintrittstemperaturen: (6. 5)

Diese Gleichung wird als erste Hauptgleichung des Abgasturboladers bezeichnet. für die Drücke sind die Gesamtdrücke einzusetzen. Wenn der Lader aus dem Raum ansaugt oder wenn in der Leitung auf dem Wege zum Lader kein Druckverlust eintritt, ist p 1 gleich dem Außendruck p 0 . Da die Strömungsenergie am Austritt des Abgasturboladers nicht mehr ausgenützt werden kann, pflegt man für p 4 den statischen Druck einzusetzen, wobei der Verlust der Austrittsenergie sich im Wirkungsgrad ausdrückt.

Das Druckverhältnis p 4 jp 3 bzw. den reziproken Wert ltT aus der zweiten Hauptgleichung des Abgasturboladers:

p 3 jp 4 gewinnt man

(6. 6)

79

In Gl. (6. 6) ist F Tred die gleichwertige Öffnung für die Hintereinanderschaltung von Leitrad und Laufrad der Turbine einschließlich Durchflußbeiwert,

Cl

ist der

Mengenbeiwert für pulsierenden Durchsatz; für Stau-Aufladungist a = 1.

ljJT

ist

die Durchflußfunktion bei Ersatz der Turbine durch F Tred:

(6. 6a)

ljlr=

Um zu einer allgemeinen Beziehung (unabhängig von den Abmessungen) zu kommen, werden die Glieder, in denen der Druck auftritt, auf eine Seite gebracht, nachdem durch p 3 jRT 3 ersetzt wurde.

(6. 7)

Ein anschauliches Bild über das Betriebsverhalten eines Abgasturboladers gewinnt man, wenn man die Gl. (6. 5) und (6. 7) zu einem Diagramm vereinigt. Hierbei wird das Lader-Druckverhältnis p 2 jp 1 für ein gegebenes Verhältnis mT/mL (z. B. = 1, 03) und k 1 (z. B. = 1, 1) als Funktion von ｾ＠ über dem Druckverhältnis p 3 jp 4 in der Turbine aufgetragen. Das Produkt \j}T· p 3 trägt man zweckmäßigerweise für konstanten Gegendruck p 4 über p 3 / p 4 nach unten auf, Bild 6. 7. Schon mit Hilfe dieses Diagramms allein kann man verfolgen, wie sich die Änderungen verschiedener Parameter auf den Gleichgewichtszustand auswirken. a) Wenn z. B. Pkt. 1 ein gegebener Gleichgewichtszustand ist, würde durch Verbessern des Wirkungsgrades 'T}L 'T}T um 12, 5 o/o etwa Pkt. 2 erreicht werden, d. h. ein höherer Ladedruck allein durch besseren Wirkungsgrad. b) Die Änderung der Temperatur T 3 wirkt sich doppelt aus. Einmal wächst

v'T';

\j}T·p 3 mit (Pkt. 3") und damit auch p 3 jp 4 (Pkt. 3' ), da sich der größere Volumendurchsatz stärker aufstaut. p 2 /p 1 wächst sowohl mit dem größeren p 3 /p 4 als auch mit größerem

80

ｾ＠

(Pkt. 3).

q3

c) Bei einer gegebenen Motorleistung läßt sich der Ladedruck durch den Querschnitt (Leitrad) der Abgasturbine beeinflussen. Wenn F Tred verkleinert wird, wächst l)/T· p 3 (Pkt. 4 11 ), damit auch p 3 jp 4 (Pkt. 4' ). Bei sonst gleichen Verhältnissen steigt p 2 jp 1 (Pkt. 4) an. 1,0 2,6

1,2

1,4

1,6

1,8

2,0

2,4 2,2 2,0

t 1,8 c["

-...___

a:' 1,6 1,4 1,2 1.0 0 0,2 0,4

bar 1, 2 1,0

L _ _ L _ _ _ L _ _ _ L _ _ _ j_

1,2

____j__

____j__

__J__

___j__

___j__

1,8

__J

2,0

Bild 6. 7 Diagramm zur Ermittlung des Betriebspunktes des Abgasturboladers

6. 2. 3 Die Berechnung des Turbinen-Ersatzquerschnittes In der Mengengleichung (6. 6) ist für die aus Leitrad und Laufrad bestehende Turbine ein Ersatzquerschnitt eingeführt, dessen genaue Bestimmung verwickelt ist, da er sowohl vom Gefälle als auch von der Drehzahl der Turbine und den Durchflußbeiwerten abhängt. Eine für viele Fälle ausreichende Berechnung ist auf folgendem Wege möglich: Bild 6, 8 zeigt schematisch die Abwicklung des Gitters einer Axialturbine, Bild 6. 9 das Gitter einer Radialturbine. Bei der Axialturbine 81

ist die Umfangsgeschwindigkeit am Eintritt und Austritt des Laufrades gleich, bei der Radialturbine verschieden.

Bild 6, 8 Geschwindigkeits-Dreiecke u. Bezeichnungen bei der Axialturbine

Abwicklung Schnitt A-A

Bild 6. 9 Geschwindigkeits-Dreiecke u. Bezeichnungen bei der Radialturbine

Mit der Schaufelzahl z, der Schaufelhöhe h, der mittleren Kanalbreite am und dem Durchflußbeiwert

Fleit(effl =

1-L

ergibt sich der effektive Leitradquerschnitt F leit ( eff) zu

Zteit hleit Omteit llteit

und der effektive Laufradquerschnitt F lauf (eff) zu 82

Flauf (effl =

zlauf hlauf Omlauf ll1auf •

Die Fußzeiger (eff) werden in Zukunft weggelassen. Der Massenstrom durch die Turbine mT läßt sich mit den Bezeichnungen nach den Bildern 6. 8 und 6. 9 wie folgt anschreiben: (6. 8)

9 sp ist die zunächst noch unbekannte Dichte am Leitradaustritt, '? 4 die Dichte nach dem Laufrad und c 0 die aus dem Gesamtgefälle gebildete theoretische Geschwindigkeit c 0 =

1 2Had-T',

F Tred der gesuchte Ersatzquerschnitt.

Das Gesamtgefälle setzt sich aus Gefälle in Leit- und Laufrad zusammen, wobei von der Radialturbine als dem allgemeineren Fall ausgegangen wird:

T1

Hleit =

(

2 2 ) c21eit- c11eit '

_ _!_( 2 2 w21auf

Hlauf -

2

w11auf

+

2_

u,

2) '

(6, 9)

U2

H Aus Gl. (6. 9) wird mit Hilfe von Gl. (6. 8) gebildet 2 Co

=

(

)2

rhr

F: . ｾ＠ 1e1t

sp

2 -c11eit

+(

F

rhr )2 2 n -W11auf lauf t'4

2 2 + u,U2

(6. 10)

Es wird eingesetzt:

e:

2 w11auf laufcJ

_

( 6. 11)

und umgeformt:

( Fleit

ｾ＠

ｾｳｰ＠

)2

+F21 lauf

l

•

(6. 12)

83

Der Klammerausdruck der linken Seite der Gl. (6. 12) wird gleich k 32 gesetzt

2

k3 = 1

+ + Eleit

Elauf-

{u, )2 +(Ca Uz )2 ·

(6. 13)

\Ta

Gl. (6.12) gibt in Verbindung mit Gl. (6. 8)

(F1eit

ｾＮｰ［ＨｬＬｲＫｩＺＭ＠

k2 3

und daraus

( f=ieit Flauf)

2

( (l(l,sp )2 + ｾ･ｩｬ＠ 2

(6. 14)

F1auf

Für Axialturbinen ist u 2 2

k3

=

1 + ｾ｜･ｩｴ＠

u 1 und k 32 vereinfacht sich damit zu

+Elauf"

In Bild 6.10 ist das Verhältnis des Ersatzquerschnittes zum Laufradquerschnitt F Tred/k 3 · F lauf über dem Verhältnis Leitradquerschnitt zu Laufradquerschnitt F 1 .t/F 1 f für verschiedene Verhältnisse der Dichten e1 au aufgetragen.

q4 j 9sp nach Gl. ( 6. 14)

t

0

0,2

0,4

0,6

0.8

1,0

Fleit/Fiauf-

1,2

1,4

Bild 6. 10 Diagramm zur 16 Ermittlung des Ersatzquer, schnittes F Tred

r(4 / ｾｳｰ＠ hängt vom Druckverhältnis ltT = p 3 jp 4 , vom Reaktionsgrad und vom Turbinenwirkungsgrad (Expansionsexponent) ab, siehe Bild 6. 11. Der Reaktions-

grad von Abgasturbinen liegt in der Regel zwischen 0, 5 und 0, 55, kleine Abweichungen beeinflussen die Bestimmung von F Tred nur sehr wenig.

84

Bild 6. 11 Dichteverhältnis vor und hinter dem Laufrad '14 / ｾ＠ sp als Funktion von dem Druckverhältnis in der Turbine n:T und dem Reaktionsgrad r. Innerer adiabater Turbinenwirkungsgrad 1J adi-T = 0, 85, Verlustziffer I.P* = 0, 9 5

1,0 ｾＭＬ＠

ｾｳｰ＠

f

ＰＬＹｴＭｾｆＢｯ［Ｚ］｟ｩＮＡｪ＠

ｾ Ｔ＠

1,2

1,6 ＱＮｾ＠

1,8

2,0

Ttr-+-

Die Zusammenfassung der Bilder 6. 10 und 6. 11 zu einem Diagramm ist in größerem Maßstab im Anhang unter 1 wiedergegeben. Wenn - wie das meistens der Fall sein wird - nicht die aus Durchflußmessungen bestimmten effektiven, sondern die geometrischen Austrittsquerschnitte aus Leitrad und Laufrad zur Verfügung stehen, ist in Gl. (6. 14) der Gitter-Beiwert k 3 durch den Beiwert k' 3 zu ersetzen, d. h., der Ersatzquerschnitt F Tred bleibt unverändert, wenn die effektiven Leit- und Laufschaufelquerschnitte durch die geometrischen, und k 3 durch k' 3 ersetzt werden. k' 3 läßt sich natürlich nicht aus der Gl. (6. 13) errechnen, sondern nur durch Messung bestimmen. In Zahlentafel 6. I sind Messungen an einer Axialturbine am Brennkammerprüfstand (stationäre Beaufschlagung) aufgetragen, aus denen der Gitterbeiwert k' 3 ermittelt wurde. /p aufgeführt, wobei p 3 In Spalte 1 ist das Gesamtdruckverhältnis p 3 ges ges 4 aus dem statischen Druck p 3 stat und der Zuströmgeschwindigkeit (Volumenstrom durch Querschnitt) ermittelt wurde. p 4 ist der gemessene statische Druck hinter der Turbine, mT der gemessene Massenstrom. Die Werte F Tred in Spalte 3 sind aus der Gl. (6. 6) für den Mengenstrom errechnet, wobei a in dieser Gleichung wegen der stationären Beaufschlagung gleich 1 gesetzt wurde. Wir erkennen, daß der Ersatzquerschnitt nicht konstant ist sondern vom Druckverhältnis abhängt. In Spalte 4 ist der durch k' 3 dividierte Ersatzquerschnitt aus

85

Gl. (6. 14) mit Hilfe der geometrischen Leit- und Laufradquerschnitte ausgerechnet. Aus Gleichsetzen von F Tred in Spalte 3 und 4 ergibt sich der Wert k' 3 , der trotz der Vereinfachungen in diesem Fall nur zwischen 1, 041 und 1, 029 schwankt, also nahezu konstant ist.

Zahlentafel 6. I: 1

Turbinenersatzquerschnitt abhängig vom Druckverhältnis 2

3

4

fiT

F Tred

F Tred k' 3

kg/s

cm

2

cm 2

1, 193

0, 794

65, 2

62, 7

1, 040

1, 309

1, 02

66, 5

63, 9

1, 041

1, 427

1, 21

67, 1

64, 8

1, 036

1, 566

1, 40

68, 0

66, 1

1, 029

1, 714

1, 602

69, 9

67, 4

1, 037

1, 886

1, 803

71, 3

69, 0

1, 033

2, 037

1, 996

72, 8

70, 2

1, 037

2, 130

2, 095

73,4

71, 0

1, 034

P3ges P 4stat

5

k'

3

Bei Radialturbinen ist die Austrittsgeschwindigkeit u 2 von u 1 verschieden, man muß daher mit dem vollständigen Ausdruck für k 3 rechnen (6. 13a) wobei !::, (u/ co)

2

= (u2/ co)

2

- (u1 I co)

2

ist. Nur bei Kenntnis der effektiven Leit-

und Laufradquerschnitte und der verschiedenen Geschwindigkeiten läßt sich der Turbinenersatzquerschnitt mit Gl. (6. 13) und Gl. (6. 14) ausrechnen. Wenn statt der in der Praxis meist nicht bekannten effektiven Querschnitte für Leit- und Laufrad die geometrischen eingeführt werden, tritt anstelle des Beiwertes k 3 in Gl. (6.13) der Beiwert k' 3 . Werden die Gitterverluste durch einen zusätzlichen Faktor k berücksichtigt, kann für k' 3 geschrieben werden: ｫｾ＠

86

=

(6. 15)

Ähnlich wie bei. der Axialturbine muß man den Ersatzquerschnitt F Tred einmal aus Meßergebnissen nach Gl. (6. 6), dann F Tred/k' 3 aus geometrischen Leit- und Laufradquerschnittenna ch Gl. (6. 14) berechnen. Aus Gleichsetzen dieser beiden Ersatzquerschnitte erhält man den Beiwert k' 3 , in dem aber - im Gegensatz zur Axialturbine - der Einfluß der unterschiedlichen Umfangsgeschwind igkeiten am Laufradeinund -austritt enthalten ist. Dieser kann auf folgende Weise eliminiert werden. Man setzt

Die Faktoren k' 4 wurden aus einer größeren Zahl von Meßergebnissen für optimale Turbinenwirkungsg rade auf die genannte Weise ermittelt und in Bild 6. 12 über dem Druckverhältnis

I 6. 2 I

der Turbine aufgetragen. Die größeren Werte von k' 4 entsprechen größeren Werten für das Verhältnis FleitiFlauf"

0,98

1

0,96

).. ...

t 0,94

J.y-y -----x-).. fy YX y

111-

k4

X

0,92

X

y

X

X

Bild 6. 12 Aus Meßergebnissen errechneter Faktor k' in Abhängigkeit vom f>ruckverhältnis p 3 lp 4

...

...

.; .

0

+ 0

0,90

l

I"'

+

...

... oo

••

+0

).. .1. y

X

y

xY

...

.

•

ｾ＠

0

•

•

0

•

0

0,88

1,1

1,2

1,3

1,7

1,8

1,9

Für Bildung von F Tred aus gegebenen geometrischen Querschnitten muß man umgekehrt k' 3 aus einem geschätzten k' 4 und I:J.(ulc 0 ) 2 nach Gl. (6.15) ermitteln und in Gl. (6. 14) einsetzen .

.6. 2. 4 Die rechnerische Erfassung der pulsierenden Beaufschlagung ( Stoßaufladung)

I 6. 3 I

Auch bei der Stoßaufladung wird der Druck vor der Turbine in der Regel mit einem trägen (Quecksilber-) Manometer gemessen, das bei genügend kleiner Länge und kleinem Volumen der Zuführungsleitung den arithmetischen Mittelwert des Druckverlaufes mit guter Annäherung anzeigt. Exakt läßt sich dieser Wert nur durch

87

Aufnahme des Druckverlaufes und Mittelwertbildung durch Planimetrieren gewinnen. Auch ein Thermoelement zeigt im Abgasstrom eine Temperatur an, die nur angenähert dem arithmetischen Mittelwert - nicht dem Mengenmittelwert - des Temperaturverlaufes entspricht. Zur Berücksichtigung des der Turbine bei der Stoßaufladung pulsierend zugeführten Mengenstromes hatten wir einen Beiwert a , zur Berücksichtigung der mit veränderlichem Gefälle zugeführten Energie einen Beiwert ß eingeführt, die die tatsächlichen Werte auf diejenigen beziehen, die bei konstanten Mittelwerten des Druckund Temperaturverlaufes vorhanden sein würden. Den aus den Meßwerten von trägen Instrumenten bei Stoßaufladung errechneten Wirkungsgrad des Abgasturboladers nennt man scheinbaren Wirkungsgrad - da die Energiezufuhr zur Turbine hierbei nicht richtig erfaßt wird - und bezeichnet ihn mit 1JTV" Nach den obigen Ausführungen können wir schreiben:

"llrv = "IIL "!Ir

ll 1-'

mL

=

Had-L

rilr ( H

(6. 16)

)

ad-T m

Hierbei ist (H d T) das bei pulsierender Beaufschlagung am Motor aus trägen a - m Anzeigen bestimmte mittlere adiabate Gefälle in der Abgasturbine. Das Wesen der Beiwerte a und ß wird am besten an Hand einfacher Beispiele erklär1 Wir nehmen an, daß eine inkompressible Flüssigkeit mit dem Gefälle p 3 - p 4 durch eine Düse bestimmten Querschnittes fD strömen soll, und wir vergleichen den Mengenstrom rh

, bei dem während der Periode von 1 Sekunde sich das Gefälle pu 1s plötzlich von einem niedrigen Wert auf einen hohen Wert ändert, mit dem Mengen-

strom rhstat' der sich in der gleichen Zeitdauer bei stationärem Durchfluß mit dem arithmetischen Mittelwert des pulsierenden Gefälles einstellen würde. Nach Bild 6. 13 ermittelt man für den Mengenstrom unschwer:

1. stationärer Durchfluß:

Da ＠ｾ 3 und fD konstant sein sollen, ist

2. pulsierender Durchfluß:

88

ｭｰｵｬｾ＠

=

ｾ＠

k

m5101 =

y2'=1 +

k

"Vi,5=1 =

+"'\f"5=1 k

k 1,58 .

= k (

t + +2) = ｾ＠

1,5 .

Bild 6. 13 Eine Periode mit der Annahme von zwei verschiedenen Druckstufen und deren Mittelwert

p3

5

p

4 3

---------- -----------

p3m

p3

2

p4 0

_1_5 2

a

=

rTipuls

a

-.-mstat

=

1,5 1•58

=

15

0,95

Durch den gleichen Düsenquerschnitt strömt bei pulsierender Beaufschlagung eine kleinere Menge als bei stationärem Durchfluß mit einem Druckgefälle, das dem arithmetischen Mittelwert des pulsierenden Druckverlaufes entspricht, a

ist im-

mer kleiner als 1. Damit bei pulsierender Beaufschlagung die gleiche Menge wie bei stationärer strömt, muß die Düse entsprechend größer gemacht werden, also f

_

fostat

Dpuls -

a

Für die Berechnung des Energiestromes wird angenommen, daß bei beiden Beaufschlagungsarten die gleiche Menge durch die Düse bzw. durch das Turbinengitter strömt. Zu diesem Zweck muß das Turbinengitter für pulsierende Beaufschlagung um den Wert 1/a

größer gemacht werden.

Die Leistung ist das Produkt aus Mengenstrom und Gefälle. Wenn wir auf den gleichen Mengenstrom beziehen, z. B. 1 kg/ s, können wir die Gefälle direkt miteinander vergleichen. 1. stationär:

3,5-1 = 2,5 .

2. pulsierend: Hier muß zunächst festgestellt werden, wie sich der Mengenstrom von 1 kg/ s auf die Periode von 1 s aufteilt. Bei p 3 - p 4

= 1, 0 ist der Mengenstrom halb so groß

wie bei p 3 - p 4 = 4, also gehen im ersten Abschnitt 1/3, im zweiten 2/3 des Mengenstromes durch die Düse 89

Hpuls

ß=

_!_1+1._4 3 3

=

ß=

Hpuls Hstat

_!_+!.._=30 3 3 • 3,0 =12 2,5 J

DerEnergiebeiwert ß der Stoßbeaufschlagung ist stets größer als 1, da bei dem höheren Gefälle ein verhältnismäßig größerer Anteil der Gesamtmenge, als dem Zeitabschnitt entspricht, durch die Düse strömt. Sofern die mit trägen Instrumenten gemessenen Mittelwerte von Druck- und Temperaturverlauf eingesetzt werden, ist daher der scheinbare Wirkungsgrad bei pulsierender Beaufschlagung stets größer als der tatsächliche. Die Werte a und ß weichen um so mehr von 1 ab und daher wird der scheinbare Wirkungsgrad um so größer, je mehr sich das Gefälle eine Zeitlang dem Wert Null nähert. Dies geht deutlich aus dem nächsten Beispiel, Bild 6.14, hervor.

p

p3

5 4

3

--------- --------

2

PJm

p3

p4 Bild 6. 14 Eine Periode mit der Annahme von zwei verschiedenen Druckstufen und P 3 = p 4 während einer halben Periode

0 15 2

ls

Mengenstrom: mstat ｾ＠

a

=

1

Ｑ Ｑ ﾷｾ Ｒ＠

0=1 =

1,42 ,

= 0, 707

I

Gefälle: 1(3-1)=2,0.

90

Damit bei der pulsierenden Beaufschlagung, bei der während der Hälfte der Zeit das Gefälle 0 ist, die gleiche Menge durch die Düse strömt, muß diese 1/ a

1, 42 mal größer sein als im stationären Fall. 1(5-1)=4,0

4,0

2,0

2 •

Insbesondere dann, wenn das Gefälle während eines Teiles der Periode Null oder nahe Null ist, wird die tatsächliche Energiezufuhr zur Turbine viel größer, als aus der trägen Anzeige von Druck und Temperatur errechnet wird. Der "scheinbare" Wirkungsgrad des Abgasturboladers wird damit sehr hoch. In der Auspuffleitung des Motors haben wir es mit einem kompressiblen Gas zu tun, bei dem sowohl Druck als auch Temperatur und Geschwindigkeit zeitlichen Schwankungen unterworfen sind. Die Berechtigung, die Energieumwandlung in der Abgasturbine quasistationär zu betrachten, d. h. in einzelne kleine stationäre Abschnitte zu zerlegen, leitet sich aus der Tatsache her, daß die Schaufeltiefe der Turbine klein gegenüber den Wellenlängen der Druckschwankungen ist. Es ist auch zu beachten, daß bei Anwendung der Stoßaufladung das Turbinenzuströmgehäuse meist in mehrere Kammern unterteilt ist, außer etwa bei großen Zweitaktmotoren, bei denen - mit Rücksicht auf den sich bei Teilbeaufschlagung verschlechternden Wirkungsgrad -meist für jeden Leitungsstrang ein gesonderter Abgasturbolader mit Vollbeaufschlagung eingesetzt wird. Bei geteilten Zuströmgehäusen und verschiedenen Drücken in den einzelnen Kammern beeinflussen sich die Strömungszustände gegenseitig. Die Berechnung der Durchflußbeiwerte nach der folgenden Methode stellt daher nur eine Näherung dar, die bei Axialturbinen recht gut stimmt, aber bei Radialturbinen - wegen der möglichen Rückförderung, wenn in einer Kammer sich das Gefälle dem Wert Null nähert - größere Abweichungen bringen kann. Die Gesamtperiode von der Länge a wird in n einzelne Abschnitte mit den Längen a 1 , a 2 ... an zerlegt, denen die Druck- und Temperaturhöhen P 31 , P 32 ... P 3 n bzw. T 31 , T 32 ... T 3 n zugeordnet sind.

Die arithmetischen Mittelwerte des Druck- und Temperaturverlaufes sind damit ( 6. 17)

91

Der Anteil des Mengenstromes durch die Turbine für den Abschnitt n ist dann bei pulsierender Beaufschlagung (6. 18) Die Gesamtmenge der Periode a bei stationärer Beaufschlagung mit p 3 m und T 3 m wird

und daraus der Mengenbeiwert

a

L [lllrn (>3n ｾ＠ ljJTm (>3m

yr;;;;

an] 0

(6. 19)

Für eine exakte Rechnung wäre \j./Tn aus dem Verhältnis des Gesamtdruckes P 3 n stat + p 3 n dyn zum Druck p 4 zu bilden, wobei p 3 dyn aus der Geschwindigkeit über die Kontinuitätsgleichung gewonnen werden müßte.

Da mit der obigen Rechnung die Menge für jeden einzelnen Abschnitt schon bestimmt ist, läßt sich der Energiebeiwert ß über die Gl. (6. 20) ermitteln.

ß

L

[(Had-T)n rilrn]

(Had-T)stat

L

(6. 20)

rilrn

Über die Größe der Beiwerte a und ß

bei pulsierender Beaufschlagung seien

im folgenden einige Angaben gemacht. In Bild 6. 15 ist ein mäanderförmiger Druckverlauf (mit konstanter Temperatur T 3 ) für 3 verschiedene Fälle angenommen. Die Form des Druckverlaufes und die Amplituden sind für alle Fälle gleich, nur die mittleren Druckhöhen sind verschieden. Man erkennt daraus, daß die Beiwerte a und ß sich um so mehr dem Wert 1 nähern, je höher der mittlere Druck ist. In dem nächsten Bild 6.16 ist dreimal derselbe Druckverlauf aufgetragen, wobei bei gleicher Mengen-Mitteltemperaturvon 600

°e

für die hohe und niedrige Druck-

stufe verschieden hohe Temperaturen angenommen worden sind. Bei dem obersten Druckverlauf ist die Temperatur für die hohe und niedrige Druckstufe gleich, bei der mittleren sind die Temperaturen um 153

°e,

bei den unteren um 410

°e

ver-

schieden. Es sei noch einmal betont, daß die mittlere Temperatur nicht als arith-

92

bar

a

ß

0,688

1.730

0,928

1.118

0,990

1,020

Bild 6. 15 Beiwerte a und ß bei verschiedener Lage der Druckstufen

1.8-r-----.

ｨＺｏｉＭＱｾＫ｟ｊＧ＠

p3

14 - - 0.25 2,0-.-------. 1,6 - - 1,2 0,25 2,3-.----. 1,9 - - 1,5 0,25

0,25

0,25

0,25

4>-

metischer Mittelwert, sondern als Mengenmittelw ert unter Berücksichtigu ng der verschiedenen Zeitabschnitte und des bei den verschiedenen Drücken verschiedenen Mengenstrome s gebildet wurde. Wir erkennen, daß der Einfluß der Temperatur insgesamt nicht sehr groß ist, mit den dem Druckverlauf überlagerten Temperaturschwanku ngen wird der Energiebeiwer t ß größer, das Verhalten von a ist nicht eindeutig.

Temp.= konst. t=600°C

2.0

bar 1. 5 ___

1,2

t 2,0

t=600°C

0,916

1,140

0,912

1,158

0,925

1,195

Temp.-Änderung adiabatisch t=670°C

1,5 - - -

2,0

ß

60QO

p3 1.2

a

517°

Temp.-Änderung stärker t=800°C

1,5

Bild 6. 16 Beiwerte a und ß bei gleichen Druckstufen aber unterschiedlic her Temperatur

1,2

93

Bild 6. 17 zeigt einen gemessenen Druckverlauf, der oben in drei Druckstufen (einschließlich der Gefällstufe 0), in der Mitte in 4, unten in 15 eingeteilt wurde. Wir erkennen, daß die Einteilung in nur 4 Druckstufen zu grob ist, da sich beim Übergang auf 15 Druckstufen ein merklicher Unterschied für

ｾＭｲＦ＠

.,[h ｾｴ＠ ｾ＠

a

ß

0,856

1,293

0,812

1,328

0,800

1,425

a und ß ergibt.

Bild 6. 17 Aufteilung des Druckverlaufs in eine verschiedene Anzahl von Druckstufen zur Ermittlung von a und ß

Es erhebt sich die Frage, ob ein Kriterium gefunden werden kann, nach dem sich die Größe der Beiwerte

CL

und ß aus dem Druckverlauf abschätzen läßt.

In dem Bild 6. 18 ist der Druckverlauf für einen Zweierstoß (zwei Zylinder je Auspuffleitungsstrang) und in Bild 6. 19 für einen Dreierstoß aufgetragen. Der arithmetische Mittelwert wird mit p 3 m' die Druckspitzen werden mit p 3 max und die Drucktäler mit p 3 . bezeichnet. m1n

ｾｏｲＭＬ

bar

p3

Bild 6. 18 Beispiel eines Druckverlaufs mit 2 Zylindern an einem Auspuffleitungsstrang ( Zweierstoß)

94

p4 1,0 1'---------=-'--------""''"f----

0

p 3 > p 2 - ist aber bei Viertaktmotoren möglich, wobei in diesem Fall die Turbinenleistung größer wird als die Laderleistung; der Leistungsüberschuß kann zur Steigerung der Nutzleistung verwendet werden.

7. 3. Der Aufwand für die Laderleistung 7. 3. 1 Darstellung der Laderleistung durch den auf die Kolbenfläche bezogenen Mitteldruck Zwischen Leistung und Mitteldruck besteht folgender Zusammenhang:

Pe

=

Pe i nVH '

wobei i die Anzahl der Umdrehungen je Arbeitsspiel ist, also und i

=

(7. 9)

1 für Zweitakt

2 für Viertakt.

Genauso kann man auch die effektive Laderleistung P L auf die Kolbenfläche des Motors beziehen: (7 .10)

Die Laderleistung ist nach früheren Ausführungen

(7. 11)

114

Den Luftdurchsatz durch den Motor können wir, sofern er mit

mL identisch ist,

ausdrücken durch:

wobei Luftdichte

Q1 und Luftaufwand ' \ auf den Ansaugzustand bezogen sind

(7. 12)

(7. 13)

Pm Lader=

Da der Faktor

'K

'M.-1

=

3, 5 von 'K

n; R und T 1 sich kürzen und da Gleichung p

= 1, 4 für Luft kommt, da die Größen

VH;

/1. 1 und 'Tl L dimensionslos sind, hat in dieser

L d die gleiche Dimension wie p 1 . a er

m

Wird der Ausdruck p 1 /1. 1 /11 L in die Konstante k zusammengefaßt, läßt sich Pm Lader über p 2 /p 1 für verschiedene Werte k in einem Bild 7. 5 darstellen.

bar

'K=1,4

｡ｲＭＫＬ｟ｾ＠

ｴＶｲＭｾＫ＠ ｾ＠ ｾＴＭ｟Ｎ］＠

E

2,0

3,5

4,0

Bild 7. 5 Ermittlung der Laderleistung für p 1 = 1 bar, ausgedrückt als Mitteldruck des Motors

115

7. 3. 2

Unterschiede im Kraftstoffverbrauch bei mechanischer Aufladung und Abgasturbo-Aufladung

Voraussetzung für den Vergleich ist gleicher Ladedruck und gleiche Ladelufttemperatur (und damit auch gleiche Ladeluftdichte

1 ) zur Erzielung gleichen mittleren indizierten Druckes bei etwa gleichem Verbrennungsluftüberschuß im Zylinder ｾ＠

und etwa gleichem Luftdurchsatz (durch Anpassung der Ventilüberschneidung) für gleiche thermische Beanspruchung. Damit ist auch die Laderleistung gleich. Bei mechanischer Aufladung ist die Laderleistung von der Kurbelwelle des Motors abzuzweigen, die demnach die Motorleistung um diesen Betrag vermindert, bei Abgasturbo-Aufladung nicht.

1. Viertakt-Motor Im Viertaktmotor wird ein Teil der Laderleistung über die Ladungswechselschleife zurückgewonnen und zwar ist der Rückgewinn bei mechanischer Aufladung wegen der größeren Druckdifferenz p 2 - p 3 größer. Angenähert können wir damit rechnen, daß der Druckverlauf im Zylinder beim Ansaughub für gleichen Ladedruck für beide Aufladearten gleich bleibt und daß sich der Druckverlauf während des Ausschubhubes entsprechend dem Gegendruck verschiebt

/7. 4/.

Letzteres ist bei Stoßaufladung wegen des stark schwankenden Druckes vor der Turbine allerdings nur eine Annäherung; der über dem Kolbenweg aufgetragene mittlere Druck in der Auspuffleitung während des Auschubhubes liegt hier meist etwas niedriger als der zeitliche Mittelwert des Druckes Psm· Wenn peATL den effektiven Mitteldruck des Motors mit A TL und p

L den des Motors mit em mechanischem Lader für gleichen Ladedruck und gleichen Luftdurchsatz bedeuten, können wir die Differenz zwischen diesen beiden wie folgt ausdrücken: ｦｾｐ･＠

=

Pe ATL- Pe ml :::; Pm Lader- ( P3 ATL- P3 md ｾ＠

Differenz der Gegendrücke hinter Motor

(7 .14)

P3mL""' P, ' APe =

PmLader-P3ATL +P1 ·

Der prozentuale Unterschied des effektiven Druckes (bzw. bei gleicher Drehzahl der Leistung), der auch wegen der in beiden Fällen gleichen absoluten Kraftstoffmenge (gleiches p.) gleich dem Unterschied im spezifischen Kraft1

116

stoffverbrauch ist, wird dann Pm Lader - P3 ATL

+ P1

(7. 15)

Pe ATL

Die Laderleistung nimmt bei wachsender Aufladung wegen des wachsenden Luftaufwandes und Ladedruckes stark zu. Unter bestimmten Annahmen für Luftaufwand, Ladedruck und Wirkungsgrad ergeben sich für Viertakt-Dieselmotoren folgende auf die Kolbenfläche bezogene mittlere Drücke des Laders und folgende Unterschiede zwischen mechanischer und Abgasturbo-Aufladung, Tabelle 7. I.

Tabelle 7. I

Aufwand für die Laderleistung bei Viertakt-Dieselmotoren

ohne 1 2

peATL Pm Lader FLader

3

4

ｾ［＠

Pe llb peATL

b

e

eATL

mit Ladeluftkühlung

11

14

16

18

0, 7

1, 3

2, 4

3, 75

5, 3

o/o

7, 8

11, 8

17

23, 4

30

o/o

4, 5

8

13

17

23

bar

9

bar

Wie aus Zeile 3 hervorgeht, beträgt bei einem mittleren effektiven Druck von 18 bar die Laderleistung bereits rd. 30 o/o der Motorleistung. Der Leistungsunterschied zwischen mechanischer Aufladung und Abgasturbo-Aufladung ist aber geringer ( ｾ＠

23 o/o), da bei mechanischer Aufladung irrfolge des größeren

Druckunterschiedes vor und hinter dem Motor ein größerer Anteil der Laderleistung über die Ladungswechselschleife zurückgewonnen wird als bei Abgasturbo-Aufladung. Eine so hohe Aufladung mit mechanischem Lader kommt praktisch nicht in Frage, da erstens der mittlere effektive Druck von 18 auf rd. 14 bar sinken und da sich zweitens der Kraftstoffverbrauch gegenüber dem Motor mit ATL um 23 o/o verschlechtern würde.

117

2. Zweitakt-Motoren Bei Zweitaktmotoren wird von der Laderleistung praktisch nichts über die Ladungswechselschleife zurückgewonnen, da sich der Ladungswechsel in der Nähe des UT bei verhältnismäßig kleinen Kolbenbewegungen abspielt. Bei hohem Ladedruck müßte man hinter dem Motor drosseln, um mit einem hohen Ladedruck auch eine große Ladungsmenge zu erreichen, d. h. die durchgespülte Menge in erträglichen Grenzen zu halten. Auch damit ist beim Zweitaktmotor der spezifische Luftdurchsatz (Luftdurchsatz je kW· h, Luftverbrauch) wegen des höheren Spülluftanteils höher. Aus beiden Gründen 1. höherer Luftverbrauch, 2. kein Rückgewinn über positive Ladungswechselarbeit, wird die mechanische Aufladung von Zweitaktmotoren uninteressant. Der Verlust an Laderleistung ist viel zu hoch, hier wird das mechanische Gebläse praktisch nur zum Spülen angewandt. Bei einem großen Zweitakt-Schiffs-Dieselmoto r mit Abgasturbo-Aufladung mit z. B. p e = 10 bar beträgt die Laderleistung bereits rd. 25 o/o der Motorleistung. Der mechanisch aufgeladene Motor mit der notwendigen Drosselung des Auspuffes für genügende Ladungsmenge würde bei gleichem Ladedruck demnach nur auf p e

= 7, 5 bar und

einen um 25 o/o verschlechterten Kraftstoffverbrauch kommen. Das lohnt eine mechanische Aufladung selbstverständlich nicht.

7. 4. Der Einfluß der Ladeluftkühlung Die Temperaturerhöhung der Luft oder der Ladung im Lader hängt vom Druckverhältnis, vom Laderwirkungsgrad und von dem Wärmeaustausch mit den Wandungen, d. i. von der Laderbauart, ab. Bei großen Druckverhältnissen kann die Eintrittstemperatur in den Motor, sofern keine Ladeluftkühlung angewandt wird, hohe Werte annehmen, was sich in doppelter Hinsicht nachteilig auf den Motor auswirkt. 1. Für die Ladungsmenge im Zylinder ist die Dichte vor dem Einlaß maßgebend.

(7. 16)

Die Dichtesteigerung ist also u. U. beträchtlich kleiner als die Drucksteigerung, nur bei isothermer Verdichtung, n = 1, ist das Dichteverhältnis gleich dem Druckverhältnis.

118

2. Mit der höheren Ladelufttemperatur steigt die thermische Belastung des Motors stark an, da das gesamte Temperaturniveau des Kreisprozesses von der Kompressions-Anfangstemperatur im Zylinder, d. h., in erster Linie von der Lufteintrittstemperatur in den Zylinder abhängig ist. Bei aufgeladenen Motoren ist daher die Ladeluftkühlung, die ja bereits von Rudolf Diesel vorgeschlagen wurde, das wichtigste und einfachste Mittel zur Leistungssteigerung, das um so wirksamer ist, je höher das Druckverhältnis im Lader wird. Über die Verminderung des Wärmeverlustes und über die Verbesserung des mechanischen Wirkungsgrades - höhere Leistung ohne Erhöhen des Druckniveaus - ist die Ladeluftkühlung auch ein Mittel zur Senkung des Kraftstoffverbrauches. Tabelle 7. II zeigt die Temperaturerhöhung in einem Lader nach der Strömungsbauart (Wärmeabfuhr im Lader vernachlässigbar) abhängig von der Ansaugtemperatur, dem Laderwirkungsgrad und dem Druckverhältnis, Bild 7. 6 zeigt die entsprechenden Temperaturen bei Laderaustritt.

0

1,0

1,5

2,0

3,5

4,0

Bild 7. 6 Temperatur t2 am Laderaustritt in Abhängigkeit von dem Druckverhältnis P2/P1, der Eintrittstemperatur t 1 und dem inneren adiabaten Laderwirkungsgrad 1] ad-i

119

Tabelle 7. II

Temperaturerhöhung

t.T

T2

-

Tl

im Lader bei polytropischer Verdichtung

1, 5

p2/pl

2, 0

2, 5

3, 0

3, 5

4, 0

Tl= 293

46, 5

84

115

142

165, 5

187

K

Tl= 313

50

90

124

152

177

200

K

Tl = 293

44, 5

79, 5

108, 5

134

156, 5

177

K

T 1 =313

48

85

116, 5

143

167

189

K

Tl = 293

42, 5

75

102,5

126

147

167

K

Tl= 313

45

80

109

134, 5

157

179

K

'Tlad-i = 0,765

'Tlad-i = 0, 81

'Tl ad-i = 0, 86

Mit Wasser von Umgebungstemperatur als Kühlmittel lohnt sich die Ladeluftkühlung schon ab dem Druckverhältnis 1, 5:1; bei Druckverhältnissen über 2, 0 sollte mit Rücksicht auf die thermische Motorbelastung und die davon abhängige Betriebssicherheit auf jeden Fall Ladeluftkühlung angewandt werden. Mit Wasser als Kühlmittel für den Ladeluftkühler ist es meist ohne zu großen Aufwand möglich, die Ladeluft auf ein Temperaturniveau herunterzukühlen, das nur wenige Grad über der mittleren Kühlmitteltemperatur liegt. Die Tabelle 7. III gibt Beispiele für gemessene Wasser- und Lufttemperaturen und abgeführte Wärmemengen bei einigen aufgeladenen Dieselmotoren wieder. Aus der Tabelle 7. III geht zunächst hervor, daß die Lufttemperatur nach dem Ladeluftkühler nur wenige Grad über der Kühlwasser-Eintrittstemperatur beträgt, siehe Zeilen 6 und 11, insbesondere Spalten 1 und 4. Das Wasser wird hierbei in der Regel im Kreuzstrom zur Luft geführt, so daß die Luftaustrittstemperatur nahe an die Wasseraustrittstemperatur herankommt. Aus den Temperaturen der 120

Tabelle 7. III

Beispiele für die Wirkung der Ladeluftkühlung bei aufgeladenen Dieselmotoren 1

2

3

4

Lokmittels chnellauf. motor Schiffsmotor Viertaktmotoren normal Tropen

1 Kühlmittel für LLK

Wasser

2 Rückkühlung des Kühlmittels durch

Luft

langsam I. Schiffsmot. Zweitaktmotor

Seewasser

3 Leistung/ Zylinder

kW

153

736

736

2670

4 Drehzahl

1 min

1500

430

430

106

5 Mitteldruck

bar

12, 9

17' 6

17' 6

10, 2

oe

55

18, 5

32, 5

31

oe

60

26, 5

40, 5

38, 5

2, 2

2, 84

2, 79

2, 08

oe

24

27

44, 5

29

6

Kühlw{ vor LLK

7 temp.

nach LLK

8 Druckverh. im Lader 9

{vor Lader

Luft10 t emp.

nachLader

oe

127

172

190

117

11

nachKühler

oe

65

48

57

39

6, 46

8, 45

7' 7 8

9, 85

12 spezif. Luftdurchsatz

ｾ＠

kW·h

13 Kühlwärme im Ladeluftkühler 1 )

o/o

5, 2

12, 2

11, 55

8, 06

14 Kühlwärme für Kolben, Zylinderbüchse und Zylinderkopf 1 )

o/o

15, 5

10, 6

11, 0

13, 60

o/o

20,7

22, 8

22, 55

21, 66

15 Summe 1 ) aus 13 u.14

1 ) in o/o der Kraftstoffwärme

121

Spalten 2 und 3 ist ferner zu schließen, daß der Ladeluftkühler des hier aufgeführten mittelschnellaufenden Schiffsmotors relativ kleiner ist als die Ladeluftkühler der beiden anderen Motoren. Allerdings muß man dabei berücksichtigen, daß bei hohen Druckverhältnissen die Kühlung der Ladeluft mit Rücksicht auf die Unterschreitung der Taupunkttemperatur (Wasserausscheidung) oft absichtlich begrenzt wird. Es sei schon hier darauf hingewiesen, daß auch mit Luft als Kühlmittel ein Herunterkühlen der Ladeluft auf rd. 15

°e

über der Umgebungslufttemperatur mög-

lich ist, siehe Kap. 11.1. 2. Auf die wachsenden Vorteile der Luft zu Luft Ladeluftkühlung bei Fahrzeugmotoren durch Anwenden neuer Technologien in der Leichtmetall-Bearbeitung wird in /7.5/ hingewiesen. Die Erfahrung lehrt, daß die Wärmemenge, die durch den Ladeluftkühler abgeführt wird, von den Zylinderwandungen nicht mehr abgeführt zu werden braucht. Die im LLK abzuführende Wärme wird bei hoher Aufladung manchmal sogar größer als die Kühlwärme für die den Brennraum bildenden Teile, siehe Tabelle 7. III, Zeilen 13 und 14, Spalten 2 und 3. Die Summe dieser Größen ist bei aufgeladenen Motoren mit LLK erstaunlich niedrig und wenig unterschiedlich, Spalte 15. Das ist für die Frage des Kühleraufwandes wichtig. Natürlich wird der gesamte Kühleraufwand für den ladeluftgekühlten Motor größer, da dieser mit größerer Leistung eingesetzt wird und da - sofern niedrige Ladelufttemperaturen erreicht werden sollen - der Ladeluftkühler mit einer geringeren Temperaturdifferenz zwischen Kühlmittel und Luftaustritt aus dem Kühler arbeiten muß, aber der Aufwand ist doch nicht so viel höher wie aus der allein im LLK abzuführenden Wärmemenge geschlossen werden könnte. Überschlägig kann man rechnen, daß bei gleichem Ladedruck und Senkung der Temperatur der Ladeluft um 10

°e

die Dichte um rd. 3 o/o steigt. Damit könnte

man für gleichbleibendes Luftverhältnis und gleichbleibenden spezifischen Kraftstoffverbrauch die Leistung um 3 o/o steigern. Da mit der niedrigeren Temperatur aber der Kraftstoffverbrauch besser wird - nach empirisch gefundenen Werten rd. 0, 5 o/o für 10

°e

niedrigere Lufttemperatur -, beträgt die Leistungs-

steigerung für gleiches Luftverhältnis sogar "" 3, 5 o/o. Für gleichbleibende thermische Belastung - gekennzeichnet durch die Temperatur von brennraumnahen Bauteilen - ist durch die Senkung der Ladelufttemperatur manchmal sogar eine noch höhere Leistungssteigerung möglich, als dem konstanten Luftverhältnis entspricht. So geht zum Beispiel aus Messungen der Kolbentemperatur an einem Ein122

zylinder- Versuchsmotor in Abhängigkeit von der Lufteintrittstemperatur bei gleicher Leistung auf der einen, in Abhängigkeit von der Leistung bei gleicher Lufteintrittstemperatur auf der anderen Seite hervor /7. 6/, daß für 10

°e

niedri-

gere Lufttemperatur eine 5 o/o höhere Leistung bei gleicher Kolbentemperatur möglich wäre. Der Einfluß der Ladelufttemperatur auf Wärmebelastung und Verbrauch läßt sich heute mit Hilfe der Kreisprozeßrechnung ziemlich treffsicher voraussagen. Tabelle 7. IV zeigt nach Rechnungen der M. A. N. Augsburg die Änderung bestimmter Betriebswerte für einen mittelschnellaufenden Dieselmotor mit Aufladung und Ladeluftkühlung bei Steigerung der Lufteintrittstemperatur in den Motor (verursacht durch höhere Außenlufttemperatur oder geringere Wärmeabfuhr im Ladeluftkühler) um 40

°e.

Die Ausgangsleistung entsprach einem mittleren Nutz-

druck von 17, 6 bar und einer Drehzahl von 430 1 /min. Von den Veränderlichen: zugeführte Kraftstoffwärme QB' Turbinenersatz-Querschnitt F T red , Eintrittsdruck der Luft in den Motor pE und Wandwärme QW (als Maßstab für die thermische Belastung) wurden jeweils 2 konstantgehalten. Am interessantesten in diesem Zusammenhang sind die Werte der Spalte 4, die durch entsprechende Anpassung von F T red und QB so abgestimmt wurden, daß Ladedruck pE und Wandwärme QW konstant blieben. Man erkennt, daß unter dieser Voraussetzung für die um 40

°e

höhere Ladelufttemperatur der effektive

Mitteldruck um 14, 7 % und der effektive Wirkungsgrad um 2, 0 % abnehmen. Für 10

°e

niedrigere Ladelufttemperatur würden demnach die effektive Leistung um

3, 7 % und der effektive Wirkungsgrad um 0, 5 % zunehmen, was mit empirischen Werten recht gut übereinstimmt. Nach Spalte 3, zu deren Berechnung F T red konstant angenommen wurde (womit sich der Ladedruck pE ändert), ergibt sich bei gleichbleibender Wandwärme QW eine Leistungsänderung von 4, 2 %je 10

°e

Änderung der Lufteintrittstemperatur.

Aus diesen wenigen Beispielen, die sich leicht vermehren ließen, erscheint die Aussage genügend gestützt, daß die Ladeluftkühlung bei gleichen Kriterien für die Belastungsgrenze eine wesentlich höhere Aufladung erlaubt und damit das wirksamste und billigste Mittel zur Leistungssteigerung aufgeladener Motoren ist. Dazu kommt noch der günstige Einfluß der Ladeluftkühlung auf die Schadstoffemission in den Abgasen, siehe Kap. 8. 6.

123

Tabelle 7. IV

Einfluß einer Erhöhung der Lufteintrittstemperatur in den Zylinder um 40 °C auf die Betriebswerte eines hochaufgeladenen ViertaktDieselmotors mit Ladeluftkühlung bei einem Ausgangsmitteldruck pe von 17, 6 bar

2

1

11m 1

6

m

ges

3

4

QB=konst

QB =variabel

QB =variabel

F Tred=konst F Tred=variabel

F Tred=konst

pE=konst

pE=variabel

pE=konst

Qw=konst

Qw=konst

-2, 6

-5, 1

-13, 7

-7' 15

+34, 9

+43,4

+18,7

+14, 2

%

+4, 2

0

-6, 2

0

o/o

-1, 10

-1, 23

-15, 4

-13, 7

%

+14, 3

+16, 2

0

0

%

0

+6, 8

0

-7' 2

%

0

0

-14, 4

-12, 7

%

-1, 1

-1, 23

-1, 0

-1, 0

%

-1, 13

-1, 25

-16, 8

-14, 7

%

-1, 13

-1, 25

-2, 4

-2, 0

%

ges

L'.F Tred FTred

10

L'11le 1"Je

m

: Gesamtluftdurchsatz, T 3 : Temperatur vor Turbine, ges pE: Ladeluft druck vor Motor, pi: indizierter Mi tteldruck, p e: mittlerer Nutzdruck

QW: Wandwärme,

F Tred: Turbinenersatzquerschnitt, QB:

1] i: indizierter Wirkungsgrad,

124

1] e= effektiver Wirkungsgrad

Kraftstoffwärme,

7. 5. DieAbgasturbo-Aufladung als Mittel zur Steigerung des Wirkungsgrades In Kap. 7. 3 ist der unterschiedliche Einfluß von mechanischer und AbgasturboAufladung auf die Leistung und den Wirkungsgrad des Motors kurz behandelt worden. Von Interesse ist aber auch der Einfluß der Aufladung auf den Wirkungsgrad· im Vergleich zum nichtaufgeladenen Motor. Da der mittlere Reibungsdruck merklich langsamer ansteigt als der mittlere effektive Druck, wird der mechanische Wirkungsgrad mit dem durch die Aufladung steigenden Mitteldruck besser. Daraus resultiert in der Regel, daß der Unterschied im Kraftstoffverbrauch zwischen nichtaufgeladenen Motoren und mechanisch aufgeladenen Motoren gering ist, sofern höhere Mitteldrücke betrachtet werden. Nur bei niedrigen Mitteldrücken (und hohen Drehzahlen) macht sich der Aufwand für die Leistung des mechanischen Laders in einer Kraftstoffverbrauchsverschlechterung bemerkbar. Da beim Motor mit Abgasturbo-Aufladung der Aufwand für die Laderleistung wegfällt, ist hier der Kraftstoffverbrauch besser als bei nichtaufgeladenen Motoren. Wenn man Motoren mit gleicher Höchstleistung vergleicht (h. h. also weniger Zylinder beim aufgeladenen Motor), stellt sich die Verbesserung des Kraftstoffverbrauches sogar über den ganzen Lastbereich ein, siehe Bilder 7. 7 und 7. 8. Die günstige Wirkung der Abgasturbo-Aufladung auf den Wirkungsgrad von Dieselmotoren läßt sich auf folgende Hauptfaktoren zurückführen:

1. Mit wachsendem Mitteldruck wird der mechanische Wirkungsgrad besser. 2. Die Aufladung ermöglicht einen hohen Verbrennungsluftüberschuß bei gleichzeitig hohem Mitteldruck. Mit dem Verbrennungsluftüberschuß wird der indizierte Wirkungsgrad besser, siehe Kap. 3.2, Tabelle 3.I und Bild 3.4. 3. Die Anwendung der Ladeluftkühlung vermindert die Wärmeverluste und verbessert damit den Kraftstoffverbrauch, siehe Kap. 7. 4. 4. Bei Viertaktmotoren kommt noch ein Leistungsgewinn über eine positive oder kleinere negative Ladungswechselschleife (p 3

< p 2 ) als beim nichtaufgeladenen

Motor hinzu, der bei gegebenem Ladedruck um so größer ist, je besser der

125

Wirkungsgrad des Abgasturboladers und je höher die Auspufftemperatur ist. Der hohe Verbrennungsluftüberschuß nach Pkt. 2 wirkt allerdings einer Steigerung der Auspufftemperatur etwas entgegen. g PS·h

320 _g_

I

280

\

kW·h

Ｇﾷｾ＠

t 260

\'

ＢｾＧ＠

be

240 220 200

220

0 0

ｾ＠

..... ......

_

ｾＭｲ］ＮＺ＠

500 500

1000

200 180

·-

:.:-..:::::-----1000 1500

P-

kW PS

160

1500 2000

Bild 7. 7 Kraftstoffverbrauchskurven eines Neun-ZylinderDieselmotors ohne Aufladung (gestrichelt), eines SechsZylinder-Dieselmotors mit mechanischer Aufladung (strichpunktiert), mechanischer Lader unter Halblast abgeschaltet, und eines Sechs-Zylinder-Dieselmotors mit AbgasturboAufladung (ausgezogen). Drehzahl und Leistung nach der Propeller-Charakteristik

320.----------,-----------,----------, g ｫｗﾷｨｾＭＫ＠ ＲＸＰｾｔＭＱＫ＠

t ＲＶＰｾＭＬ｟＠

be

ＲＴＰｾＭＬＱ＠

220 ｾ｟Ｚ＠ ＲＰｲＭＫｾ＠

0 I 0

_ _Ｚｾ］ＭＮ｟､＠ 500 500

10bo

10p0 15bO P-

kW PS

1500 2000

Bild 7. 8 Kraftstoffverbrauchskurven eines NeunZylinder-Dieselmotors ohne Aufladung (gestrichelt) und eines Sechs-Zylindermotorsmit AbgasturboAufladung (ausgezogen) für 2 verschiedene Drehzahlen

126

Bei optimaler Ausnützung der genannten Möglichkeiten lassen sich bei ViertaktDieselmotoren effektive Wirkungsgrade von 45 % erreichen, das sind Kraftstoffverbrauchswerte unter 190 g/kW·h (140 g/PS·h) /7.7; 7.8/. Allerdings muß für einen guten Kraftstoffverbrauch auch ein hohes Drucksteigerungsverhältnis der Verbrennung p

fp gewählt werden, um den Gleichraumanteil der Verbrennung hochzmax c zuhalten. Bild 7. 9 gibt aus der Schrifttumsstelle /7. 8/ den Verlauf der wichtigsten

Betriebswerte in Abhängigkeit vom mittleren Nutzdruck wieder, Bild 7. 10 den Verlauf der verschiedenen Wirkungsgrade. Der Versuchsmotor M.A. N. Typ K6V30/45 hatte 6 Zylinder in Reihe, 300 mm Bohrung und 450 mm Hub und wurde mit 400 1/min (mittlere Kolbengeschwindigkeit c

m

= 6 m/ s) betrieben.

140

t

Pzmax "",

100

Pzmax

80

;"

60

k-

40

V

"....,...

--

ｾ＠

ｾ＠

.t :: 200· 260

Jｾ［ｉ＠

ｾ＠

ｾ＠

V

/

PE

/

V

/

./

/V

6001

ｾ＠

/

bar

V

/

/

/

3,0 bar

2,6

....... 1

VpJ

1,4 1,0

lkiffll tn

e 200·

180 ｾＭＷＮ＠

0

2

4

6

8

10

12

14

Pe-

16 bar 20

Bild 7. 9 Betriebswerte des M.A. N. -Versuchsmotors Typ K6V30/45 in Abhängigkeit vom Mitteldruck p . b : spezifischer Kraftstoffverbrauch, p3, t 3 : ｩＺ＾ｲｵ｣ｾ＠ und Temperatur vor Turbine, pE: Ladedruck, p : Höchstdruck im Zylinder zmax 127

100 n = 400 1/rriin = konst.

%

60

f'

ｾ＠

/

/

/

I

X

•

X

'Tlg

-·

'Tlv

-

'Tle

__,..

'!

0

r-·-·

I

-;---I

40

20 L...

/

ｾ＠

'Tlm _":::.

V

4

8

12 Pe--

16

bar

20

Bild 7. 10 Wirkungsgrad des vollkommenen Verfahrens 11 v, Gütegrad 1J g = 11 i/ 'Tl V' mechanischer Wirkungsgrad 11m und effektiver Wirkungsgrad 11 e bei konstanter Drehzahl; M.A. N.- Versuchsmotor Typ K6V30/45

Beim freilaufenden Abgasturbolader ist das Druckverhältnis in der Turbine durch den Ladedruck, die Abgastemperatur bei Turbineneintritt und den Wirkungsgrad des Abgasturboladers gegeben. Da dieses Druckverhältnis im Vergleich zur Entspannung im Motor klein ist, haben die Abgase hinter der Turbine immer noch eine verhältnismäßig hohe Temperatur. Durch Vergrößern dieses Druckverhältnisses kann unter Inkaufnahme einer höheren Ausschubarbeit den Auspuffgasen eine höhere Energiemenge entzogen werden, womit die gewonnene Turbinenleistung größer wird als die benötigte Laderleistung; der Überschuß wird zur Vermehrung der Motornutzleistung herangezogen. Um die Anpassung des freilaufenden Abgasturboladers an die veränderlichen Betriebsbedingungen beizubehalten, ist es bei Viertaktmotoren zweckmäßig, die Überschußleistung der Auspuffenergie in einer gesonderten Turbinenstufe aufzunehmen, die ihre Leistung über ein Getriebe an die Kurbelwelle abgibt. Das Schema eines solchen Verbundverfahrens mit der Nutzturbine I und der Kompressorturbine II zum Antrieb des Laders zeigt Bild 7. 11. Mit einer solchen Anlage, bei der allerdings die Nutzturbine nicht an den Motor angekuppelt war, sondern über einen Lader abgebremst wurde (dessen Luftförderung über eine verstellbare Drossel ins Freie abgeblasen, also vernichtet wurde), sind in der M.A.N. Augsburg mit dem Versuchsmotor Typ KV30/45 einige Ver-

128

b

Bild 7. 11 Schema eines Verbundverfahrens mit Nutzturbine I und Kompressorturbine II zum Antrieb des Laders. L : Ladeluftkühler

suche durchgeführt worden / 7 . 3; 7. 9 / . Die aus der Abbremsung berechnete Nutzturbinenleistung wurde unter Einsetzen eines erreichbaren Getriebewirkungsgrades der Nutzleistung des Motors zugeschlagen . Damit wurde, ausgehend von dem inzwischen auf 45, 6 o/o verbesserten Wirkungsgrad mit freilaufendem ATL (be = 136,5 g / PS.h, Hu = 10150 kcal / kg),

ein optimaler Wirkungsgrad von 46,5 o/o

errechnet, also eine Verbesserung von rd . 2 o/o, Bild 7. 12. Der praktischen Ausnützung solcher Wirkungsgrade, die bisher, soviel bekannt wurde, an anderer Stelle auch im Versuch noch nicht erreicht oder unterschritten wurden, steht der dazu notwendige Aufwand entgegen. Durch den hohen Luftüberschuß der Verbrennung A z nützt man den hohen Ladedruck nicht aus, der hohe Zünddruck pzmax macht eine schwere Maschine erforderlich bzw. er begrenzt die Leistung. Während man bei mittelschnellaufenden Viertakt-Dieselmotoren Mitteldrücke von nahe 20 bar mit Höchstdrücken von 120 bar im Zylinder erreicht,

fp ｾ＠ 6, war dieses Verhältnis bei dem oben genannten zmax e Versuchsmotor 120/15 = 8; 15 bar statt 20 bar mittlerer Nutzdruck bedeutet

d. i. ein Verhältnis p

einen Leistungsverzicht von 25

o/o. Dazu kommt noch, daß für einen optimalen

Wirkungsgrad die mittlere Kolbengeschwindigkeit nicht allzu hoch sein darf, um die mechanischen Reibungsverluste niedrigzuhalten. Der erwähnte Versuchsmotor 129

hatte nur eine mittlere Kolbengeschwindig keit von 6m/ s, was gleichfalls einen Verzicht auf einen Teil der sonst mit der gleichen Anlage erreichbaren Leistung in der Größenordnung von 25 o/o bedeutet, da mittlere Kolbengeschwindig keiten von 8 m/ s und darüber für mittelschnellaufend e Motoren heute üblich sind. Wenn auch aus diesen Gründen der mit dem Dieselmotor erreichbare Wirkungsgrad von 45 o/o noch nicht in der Praxis ausgenützt wird, wurden doch die Möglichkeiten einer weiteren Wirkungsgradverb esserung rechnerisch untersucht, siehe /7. 3; 7. 9/. bar

-V-- -· ·t3

2,4

1--

;::-

·-· --- ·_::::;.::::. ::;.:::=- =I

fo"'

........

2,2

I

I

I / 1/ I

/

2,0

I

600

200

I

//

h8 PE

I

1,6

g kW.h 1,4 220

,/

/pE

/

I

g PS·h

l'

160

'/

,.')I,

1,2 1,0

/)_ ｾ＠ ....

200

150

Ｂｾ＠

/

be

180 0

2

4

6

8

10

--

--- 130

140

r--

12 14 Pe-

t

be

bar 18

Bild 7. 12 Vergleich des Kraftstoffverbrauc hes be' des Ladedruckes pE und der Temperatur t 3 vor der Turbine des ATL bei Betrieb ohne (ausgezogen) und mit Nutzturbine (gestrichelt). Strichpunktiert: Temperatur bei Eintritt in die Nutzturbine. M.A.N.Versuchsmotor Typ K6V30/45 Für die Rechnungen wurde das Hochdruck-Diagram m des Versuchsmotors mit dem gleichen Ladeluftzustand und der gleichen zugeführten Brennstoffmenge zugrunde gelegt, so daß sich die Rechnung auf den Ladungswechsel nach Kap. 3. 6 und auf die Bilanzen der Strömungsmaschin en beschränken konnte. Da die zusätzliche Nutzturbine mit dem höheren Aufstauen der Auspuffgase hinter dem Motor die Restgasmenge im Zylinder erhöht und damit die Leistung verringert, wurden den weiteren Berechnungen die Anordnungen nach Bild 7. 13 und Bild 7. 14 zugrunde gelegt, die 130

den nachteiligen Einfluß der durch das höhere Aufstauen vermehrten Restgasmenge im Zylinder vermeiden. Schema 7. 13 zeigt ein Verbundverfahren mit Nutzturbine und zwei unabhängig voneinander öffnenden Auslaßventilen. Wenn die Ventile entsprechend dem Steuerschema Bild 7. 15 gesteuert werden, wirkt das Ventil b als Spülventil, d. h., der weitaus größte Teil der Auspuffgase strömt über das Ventil c mit hohem Druck erst durch die Nutzturbine I und dann durch die Verdichterturbine II, während durch das Ventil b gegen Ende des Ausschubhubes die Restgase, also nur ein kleiner Teil der Ladung, expandieren und schließlich durch die Spülluft gegen den niedrigeren Vordruck der Turbine II ausgespült werden.

Bild 7. 13 Schema eines Verbundverfahrens mit Nutzturbine und zwei Auslaßventilen b und c mit verschiedenen Steuerzeiten, von denen eines als Spülventil oder als Ventil zur Vorauspuffabtrennung geschaltet werden kann

Es wurde ausgerechnet, daß mit diesem Verfahren eine Verbesserung des Wirkungsgrades um 4, 7 o/o erreicht werden kann. Ausgehend von rd. 45 o/o des Versuchsmotorswürde dies einen Wirkungsgrad von etwas über 47 o/o (45 mal 1,047) für das Verfahren mit Nutzturbine und Spülventil bedeuten. 131

Bild 7. 14 Schema eines Verbundverfahrens mit Nutzturbine und zusätzlichen Auslaßschlitzen in der Zylinderbüchse zur Vorauspuff-Abtrennung

UT

120

0 120

/

I 180

UT

OT

I

\

V

Auslaß

1\

Spülvent.

\ 240

/

300

K

I ｾ＠

\

j

1\

Einlaß

\

I ｾ＠

360 'P-

60

120

"'--

180°KW

Bild 7. 15 Steuer-Diagramm und Zeitquerschnitt für das Verfahren mit Nutzturbine und Spülventil, Bild 7. 13

Wenn die Ventile mit einer Anordnung nach Bild 7. 13 nach dem Steuerschema des Bildes 7 .16, Kurven 2 gesteuert werden, würde durch das Ventil c nur ein kleiner Teil der Auspuffgase mit hohem Druck durch die Turbine I strömen (Vorauspuffabtrennung) , der Hauptteil durch das Ventil b mit niedrigerem Druck in die Turbine II expandieren bzw. ausgeschoben werden. 132

UT

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Auslaß

300

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Bild 7. 16 Steuer-Diagramm Aufladeverfahren (Kurven 1), Abtrennung nach Schema 7. 13 puff-Abtrennung nach Schema Zylindermantel (Kurven 3)

Einlaß

60

°KW

und Zeitquerschnitt für das übliche für das Verfahren mit Vorauspuffdurch Ventil (Kurven 2) und Voraus7. 14 mit zusätzlichen Schlitzen im

Bei diesem Verfahren ist zu beachten, daß das Ergebnis stark von dem verwirklichbaren Zeit- bzw. Winkelquerschnitt der Ventile abhängt. Der Motor hat 2 Einlaß- und 2 Auslaßventile, die beim üblichen Verfahren jeweils gemeinsam geöffnet und geschlossen werden. Da bei dem beschränkten Platz im Zylinderkopf nur ein kleines zusätzliches Ventil untergebracht werden kann, ist bei der Rechnung angenommen, daß dieses Zusatzventil als Vorauspuffventil c, die beiden großen Auslaßventile als Ausschubventile b arbeiten. Damit ergibt sich der Zeitquerschnitt nach den Kurven 2 des Bildes 7. 16, der trotz größerer Gesamtquerschnittsfläche viel kleiner ist als der Zeitquerschnitt nach Kurve 1 für die übliche Aufladung, da infolge der versetzten Steuerzeit und der jeweilig kurzen Öffnungsdauer eines Ventils viel Zeitquerschnitt verlorengeht. Der errechnete Wirkungsgradgewinn mit diesem Verfahren betrug 3, 7 o/o. Andere Schaltungen der Ventile mit anderer Aufteilung in Vorauspuff und Ausschub waren noch ungünstiger. Werden nach Bild 7. 14 für den Vorauslaß besondere Schlitze im Zylindermantel angebracht und die beiden Auslaßventile im Zylinderkopf für den Ausschub der Rauptgasmenge beibehalten, ergibt sich ein Verlauf der offenen Ventilquerschnitte nach den Kurven 3 in Bild 7. 16, die einen wesentlich größeren Zeitquerschnitt als die Kurven 2 ergeben. Damit wurde eine Wirkungsgradverbesserung um 6, 7 o/o errechnet, was ausgehend von 45 o/o einen Gesamtwirkungsgrad von rd. 48 o/o ergeben würde. 133

Diese Rechnungen sollen verdeutlichen, daß es zwar nicht unmöglich, aber schwierig und aufwendig ist, den an sich schon hohen Wirkungsgrad des Dieselmotors noch weiter zu verbessern. Zur absoluten Höhe dieser Wirkungsgrade ist noch zu bemerken, daß beim Dieselmotor der Wirkungsgrad mit dem Zylinderdurchmesser bei sonst gleichen Bedingungen zwar nicht sehr viel, aber doch etwas ansteigt und daß V -Motoren wegen des besseren Verhältnisses der Zylinderzahl zur Anzahl der Grundlager etwas geringere Reibungsverluste haben. Wirkungsgrade von ::::::: 43 o/a wurden mit mittelschnellaufenden Dieselmotoren größerer Abmessungen auch bei üblichen mittleren Kolbengeschwindigkeiten und Mitteldrücken schon erreicht, s. Kap. 11.3 /11.21/. In der gleichen Größenordnung liegen auch die optimalen Wirkungsgrade von aufgeladenen langsamlaufenden Zweitakt-Dieselmotoren /0.12/.

134

8. Besondere Probleme der Abgasturbo-Aufladung 8.1. Der Einfluß der Auspuffleitung 8.1. 1 Fragen der Leitungszusammenfassung bei verschiedenen Zylinderzahlen und Zündabständen Die erste praktisch augewandte und erfolgreiche Ausführung der Abgasturbo-Aufladungwar eine solche mit gemeinsamer Auspuffsammelleitung, also eine StauAufladung, doch ist der Durchbruch erst mit der Verwirklichung der in der Schweizer Patentschrift Nr. 122 664 vom 30. 11. 1925 (DRP 568 855) von Alfred Büchi niedergelegten Ideen gelungen. Danach sollen die Auspuffleitung und der Eintrittsquerschnitt in die Abgasturbine so bemessen sein und die Steuerzeiten so gewählt werden, daß der Druck in der Auspuffleitung nach Öffnen des Auslasses (Vorauspuff) über den Druck in der Ladeluftleitung steigt, aber gegen Ende des Ladungswechsels, d. h. während der Spülperiode unter den Aufladedruck sinkt. Bei Viertaktmotoren muß das Auslaßventil je nach Drehzahl und Aufladehöhe 40 ... 70 °KW v. UT öffnen, um den Druck im Zylinder vor dem Ausschubhub (vom Kolben zu leistende Arbeit) genügend abzubauen. Zur Verwirklichung eines genügend großen Spülquerschnittes schließt das Auslaßventil bei aufgeladenen Motoren 40 ... 60 °KW n. OT, womit sich eine gesamte Öffnungszeit von 260 ... 310 °KW ergeben würde. Damit die Spülung nicht gestört wird, dürfte der nächste Zylinder erst nach einem Zündabstand etwa in dieser Größenordnung in den gleichen Leitungsstrang puffen. Glücklicherweise darf dieser Abschnitt kleiner sein, da erstens etwas Zeit zwischen Öffnen des Auslasses und starkem Druckanstieg in der Leitung verstreicht und da zweitens auch die Wellenlaufzeit von dem auspuffenden zum spülenden Zylinder in Abzug zu bringen ist. Mit einem Zündabstand von 240 °KW für Viertaktmotoren und 120 °KW für Zweitaktmotoren

für die in denselben Leitungsstrang auspuffenden Zylinder kommt man

daher gut zurecht, so daß man zum Beispiel für einen Sechszylindermotor bei StoßAufladung zwei, bei einem Neunzylindermotor drei Leitungsstränge für beide Arbeitsverfahren benötigt. Bild 8. 1 zeigt den am Auspuffstutzen des Zylinders Nr. 1 gemessenen Druckverlauf in der Auspuffleitung und die durch schwarze (Auslaß) und weiße (Einlaß) Balken dargestellten Öffnungszeiten der Ventile. Man erkennt den mit einer gewissen 135

Verzögerung nach Öffnungsbeginn des Auslaßventils einsetzenden Druckanstieg. Die Druckwelle des Auspuffstoßes vom Zylinder Nr. 3 kommt rd. 240 + 30 °K nach A. ö. des Zylinders Nr. 1 an diesem Zylinder an, das ist also ein merklich längerer Abstand als 240 °KW. Bei Einsetzen des Druckanstieges ist das Auslaßventil von Zylinder Nr. 1 zwar noch nicht ganz geschlossen, eine Rückspülung von Auspuffgas in den Zylinder ist jedoch nicht vorhanden, da sich Zylinderdruck und Druck in der Auspuffleitung erst bei Schluß des Auslaßventils schneiden. Der Druckanstieg im Zylinder während der Spülperiode ist durch das Einströmen von Ladeluft bedingt.

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Bild 8. 1 Beispiel für den Druckverlauf vor der Turbine p 3 und in einem Zylinder Pz 1 bei Dreier-Stoß-Aufladung (3 Zylinder puffen in einen Leitungsstrang) Wie weiter unten noch näher ausgeführt wird, ist der symmetrische Dreierstoß (drei Zylinder mit gleichem Zündabstand von je 240 °KW in einem Auspuffleitungsstrang) der günstigste für Stoß-Aufladung, obwohl ein Zündabstand von zum Beispiel 360 °KW (bzw. 180 °KW bei Zweitakt) eine längere Spülperiode ermöglichen würde.

Aus der oben genannten Regel für den Mindestzündabstand ergibt sich zwanglos, daß ein Vierzylindermotor für Stoß-Aufladung 2, ein Achtzylindermotor 4 Auspuffleitungen mit einem zweifach bzw. vierfach unterteilten Turbinenzuströmgehäuse (bei einem Abgasturbolader) benötigt. Ein Fünzylindermotor mit symmetrischer Kurbelversetzung benötigt 3, ein Siebenzylindermotor 4 Leitungen, wobei je einmal 1 Zylinder, die übrigen Zylinder paarweise in je einen Leitungsstrang auspuffen.

136

Beispiele von Leitungsaufteilung und Zylinderzusammenfassung für ViertaktReihenmotoren (die bei gleicher Zündfolge auch für Zweitaktmotoren gelten würden) siehe Bild 8. 2, Beispiele für V -Motoren Bild 8. 3.

4 Zylinder Reihe,

Zündfolge: 1-3-4-2 oder 1-2-4-3

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Zündfolge: 1-2-4-5-3 oder 1-3-5-4-2 4

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720°KW 432+288°KW · 288+432°KW

Zündfolge: 1-3-5-6-4-2 oder 1-2-4-6-5-3

: 240 + 240 + 240 °KW 240 + 240 + 240 °KW

6 Zylinder Reihe,

Zündfolge: 1-4-2-6-3-5 oder 1-5-3-6-2-4

ｾ＠ - 0J_ 0_l ｾＮ｟｣ｰ 7 Zylinder Reihe,

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240 +240 + 240 °KW 240+240+240°KW

Zündfolge: 1-2-4-6-7-5-3 oder 1-3-5-7-6-4-2

ｾ＠

8 Zylinder Reihe,

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720 °KW

308+412 °KW 412 +308°KW 308 + 412 °KW

Zündfolge: 1-2-4-6-8-7-5-3 oder 1-3-5-7-8-6-4-2

ｾ＠ 360 +360°KW

360 + 360°KW 360 + 360°KW 360+ 360°KW

Bild 8. 2 Beispiele für Leitungsaufteilung und Zylinderzusammenfassung für Stoß-Aufladung, Viertakt-Reihenmotor

137

10 Zylinder V,

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Zündfolge: 1-2-4-5-3

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720°KW +-1

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240+240+240°KW •-

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240+240+240°KW •

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450 +270°KW 270 +450°KW 270 +450°KW 450 +270°KW

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: 288 + 432 °KW 432 + 288°KW

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Zündfolge: 1-5-3-6-2-4

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240 + 240 + 240°KW

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240 + 240 + 240°KW

Zündfolge: 1-7-4-6-8-2-5-3

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: 270 + 450°KW 450 + 270°KW : 450 + 270°KW I 270 + 450°KW

Bild 8. 3 Beispiele für Leitungsaufteilung und Zylinderzusammenfassung für Stoß-Aufladung bei Viertakt- V -Motoren Ohne hier auf Einzelheiten näher eingehen zu können, muß doch darauf hingewiesen werden, daß die Stoß-Aufladungaus folgenden Gründen ihre Vorteile um so mehr einbüßt, je ungleichmäßiger die Zündabstände der in denselben Leitungsstrang auspuffenden Zylinder werden und je größer das Verhältnis Anzahl der Auspuffleitungsstränge zur Zylinderzahl ist: 1. Der Wirkungsgrad des Abgasturboladers, ausgedrückt durch das Verhältnis der mechanischen Energie zu der tatsächlich mit dem Auspuffgas zugeführten Energie (nicht der aus Mittelwerten gewonnenen scheinbaren Energie) wird mit dem stärker schwankenden Druck schlechter. 2. Der Wirkungsgrad wird auch mit der Teilbeaufschlagung wesentlich schlechter. Mit wechselnden Teilbeaufschlagungen hat man es aber immer zu tun, wenn die Kammern des ATL mit wechselnden Drücken beaufschlagt werden, da dann hoher Druck in der einen und niedriger Druck in einer anderen Kammer zusammenfallen. 138

3. Besonders ungünstig auf den Wirkungsgrad wirkt es sich aus, wenn eine Kammer eine Zeitlang überhaupt nicht durchströmt wird, da dann Ventilationsverluste an den Turbinenschaufeln auftreten, bei Radialturbinen u. U. Rückströmen. 4. Wenn der Zündabstand der in einen Leitungsstrang puffenden Zylinder wesentlich länger wird als die Auslaßperiode eines Zylinders, entleert sich dieser Leitungsstrang (d.h. der Druck darin nähert sich dem Druck hinter der Turbine), wobei der folgende Auspuffstoß den Leitungsstrang erst auffüllen muß, bevor ein nennenswertes Druckgefälle erzeugt wird. Damit geht Druckenergie, die für die Umwandlung in Turbinenleistung am wirksamsten ist, verloren, d. h. sie wandelt sich in Wärme um. Bild 8. 4 zeigt als Beispiel den Druckverlauf in einem Auspuffleitungsstrang eines hochaufgeladenen Achtzylinder-Dieselmotors mit symmetrischem Zweier-Stoß, d. h. vierfach unterteilter Auspuffleitung. In diesen Leitungsstrang puffen Zyl. 1 und Zyl. 8 aus, die Meßstelle befindet sich nahe an Zyl. 1, ebenso die Abgasturbine. Aus diesem Bild kann folgendes entnommen werden: a) Der Druckberg des Auspuffstoßes vom Zylinder 8 ist merklich höher als der vom Zylinder 1, obwohl sich die Druckmeßstelle in der Auspuffleitung am Zylinder 1 befindet. Das ist darauf zurückzuführen, daß sich der Auspuffstoß vom Zylinder 1 in zwei Druckwellen gabelt, und zwar in eine unmittelbar zur Turbine laufende und in eine, die nach der anderen Seite zum Zylinder 8 läuft und erst dort vom geschlossenen Rohrende reflektiert wird. Der Auspuffstoß vom Zylinder 8, der am Leitungsende sitzt, tritt ungegabelt in die Leitung ein. b) Wegen des langsamen Abklingens des Druckes in der Auspuffleitung (kleiner Querschnitt der Düsensegmente) unterschreitet - im Gegensatz zum Dreier-Stoß, siehe Bild 8. 1 - der Druck im Zylinder den Ladedruck erst verhältnismäßig spät, was für optimale Abstimmung ein späteres Öffnen des Einlaßventils als bei dem Dreier-Stoß erfordern würde. c) Auch nach Beendigung der Spülperiode sinkt der Druck in der Auspuffleitung weiter ab und nähert sich dem Druck hinter der Turbine. Es läßt sich leicht extrapolieren, daß bei noch größerem Zündabstand als 360 °KW - z. B. 1 x 432 °KW und 1 x 288 °KW bei unsymmetrischem Zweier-Stoß oder 1 x 720 °KW bei Anschluß nur eines Zylinders an einen Auspuffleitungsstrang - Perioden ohne Durchströmung der Turbine mit den erwähnten nachteiligen Folgen auf den Wirkungsgrad auftreten.

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Bild 8. 4 Beispiel für den Druckverlauf vor der Turbine p 3 und in einem Zylinder Pzl bei symmetrischem Zweier-Stoß

Insbesondere die Nachteile unter den Punkten 3 und 4 sind bei dem symmetrischen Dreier-Stoß vermeidbar, weshalb dieser bei der Stoßaufladung am günstigsten abschneidet. Bei Zweitaktmotoren kommt noch dazu, daß bei 120 °KW Zündabstand der Auspuffstoß vom folgenden Zylinder am Ende der Spülperiode des vorangehenden Zylinders einsetzt, so daß bei symmetrischem Steuer-Diagramm ein gewisser Nachlade-Effekterzeugt wird. Aus diesen Gründen ist es bei den durch 3 teilbaren Zylinderzahlen leichter, eine gute Aufladewirkung durch die Stoß-Aufladung zu erzielen als bei anderen Zylinderzahlen. 8. 1. 2 Vor- und Nachteile von Stau- und Stoßverfahren Ursprünglich waren die Vorteile der Stoß-Aufladung so bedeutend, daß die StauAufladungmit Ausnahme von Sonderfällen - z. B. bei Hintereinanderschaltung von mechanischem Lader und Abgasturbolader - praktisch nicht angewandt wurde. Dies hing mit den anfangs verhältnismäßig niedrigen Wirkungsgraden der Abgasturbolader und auch mit den niedrigen Aufladegraden, d. h. niedrigen Ladedrükken zusammen, die im Laufe der Entwicklung nur allmählich anstiegen. Je höher das vom Lader zu erzeugende Druckverhältnis wird und je besser der Wirkungsgrad des Abgasturboladers ist, desto mehr treten die Vorteile der Stau-Aufladung in Erscheinung. Aus diesem Grunde wird sie heute in zunehmendem Maße angewandt. Ein rechnerischer Vergleich zwischen Stoß- und Stau-Aufladungist in /8. 1/ behandelt.

Die Stau-Aufladung hat, von der Seite des Motors aus betrachtet, folgende Vorteile:

140

1. Einfachere Leitungsführung und daher billigere Auspuffleitung, bessere Unterbringungsmöglichkeiten der Leitungen insbesondere bei V -Motoren. 2. Geringere Ausschubarbeit des Kolbens, da der Auspuffstoß rasch abgebaut und nicht von einem kleinen Gitterquerschnitt der Turbine reflektiert wird. Damit ergibt sich etwas besserer Kraftstoffverbrauch bei hohen Mitteldrücken. 3. Gleichmäßigere Aufladeverhältnisse unabhängig von der Zylinderzahl und gleichmäßigere Luftaufteilung auf die einzelnen Zylinder auch bei den für StoßAufladung ungünstigen ( 5, 7 oder 1 0) Zylinderzahlen. Damit ist die thermische Beanspruchung vergleichmäßigt.

Als Nachteile der Stau-Aufladung sind in bezug auf den Motor aufzuführen: 1. Der Überschneidungspunkt zwischen Ladedruck und Gegendruck wird viel später, d. h. erst bei einem höheren Mitteldruck erreicht als bei Stoß-Aufladung, dadurch ergibt sich bei Teillast Rückspülung von Auspuffgas. 2. Das Spülgefälle ist auch bei Vollast etwas schlechter, da hier der Druck in der Auspuffleitung während der Spülperiode nicht unter den Mittelwert sinkt wie bei Stoß-Aufladung. Dadurch wird der Luftdurchsatz - gleiche Ventilüberschneidung vorausgesetzt - auf Kosten der Spülmenge geringer. 3. Der Motor hat eine schlechtere Beschleunigung aus 2 Gründen: a) Es ist die bei Teillast der Turbine zugeführte Energie wegen der fehlenden Druckberge kleiner. Das Auffüllen der großen Auspuffleitung erfordert Zeit. b) Es ist insbesondere bei Teillast und niedriger Drehzahl der Restgasgehalt im Zylinder irrfolge der Rückspülung größer. Damit ist für einen gegebenen Ladedruck die Luftfüllung kleiner, es wird die Rußgrenze früher erreicht und es steht ein geringerer Leistungsüberschuß zur Beschleunigung zur Verfügung. 4. Der kleinere Luftdurchsatz führt zu einer etwas höheren Auspufftemperatur. Allerdings wird über den besseren Wirkungsgrad des gleichmäßig beaufschlagten Abgasturboladers der unter 2. erwähnte Nachteil häufig wettgemacht.

Für den Abgasturbolader bringt die Stau-Aufladungpraktisch nur Vorteile, keine Nachteile. Zu diesen Vorteilen gehören im wesentlichen:

141

1. Größere Schluckfähigkeit des mit konstantem Druck beaufschlagten Turbinengitters und damit eine kleinere Turbine. 2. Geringe Anregung von Schaufelschwingungen (die Anregung ist um so höher, je mehr Kammern das Turbinen-Zuströmgehäuse besitzt) und damit größere Sicherheit gegen Schaufelbrüche. 3. Vermeidung der durch die pulsierende Beaufschlagung hervorgerufenen Kreiselmomente, die eine ungünstige Lagerbeanspruchung zur Folge haben. 4. Besserer Wirkungsgrad der Abgasturbine ohne stoßweise und ohne wechselnde Teilbeaufschlagung. Bild 8. 5 zeigt vergleichsweise den Verlauf einiger Betriebswerte eines VierzehnZylinder- V -Motors im Stoß- und im Stau- Verfahren. Bemerkenswert ist der im Stauverfahren um rd. 6 g/kW· h bessere Kraftstoffverbrauch, wobei allerdings zu berücksichtigen ist, daß bei einem Vierzehnzylindermotor die Nachteile des Stoßverfahrens besonders stark in Erscheinung treten. Entscheidend für die Anwendung des Stauverfahrens ist die Frage, ob die auf jeden Fall schlechtere Beschleunigung für den jeweils vorliegenden Verwendungszweck ausreicht. Für Fahrzeugmotoren, die eine gute Beschleunigung benötigen, ist die Stau-Aufladung ungünstig. Bei Schiffsmotoren ist sie aber durchaus diskutabel. Je kleiner das Verhältnis der eingebauten Leistung zu den zu beschleunigenden Massen ist, desto eher kann man auf eine gute Beschleunigung verzichten. Die Zeit, die man zum Hochfahren des Motors benötigt, spielt dann im Vergleich zu dem Zeitaufwand, den man zur Beschleunigung des ganzen Systems benötigt, eine geringe Rolle. Es ist nicht unbegründet, daß die Stau-Aufladung bei Zweitakt-Großdieselmotoren schon viel früher eingesetzt wurde und viel häufiger angewandt wird als bei Viertaktmotoren. Diese Tatsache ist auf folgende Umstände zurückzuführen:

1. Bei Zweitaktmotoren macht sich der Vorteil der Stau-Aufladung gegenüber der Stoß-Aufladung schon bei niedrigeren Mitteldrücken bemerkbar. 2. Beim Anfahren, bei niedrigen Lasten und Drehzahlen und beim Beschleunigen - in diesen Fahrzuständen ist die Stoß-Aufladung der Stau-Aufladungauf jeden Fall überlegen - wird bei Zweitaktmotoren in der Regel eine Hilfseinrichtung angewandt, die die mangelnde Luftlieferung in diesen Fahrzuständen überwindet. Beispiele für solche Hilfseinrichtungen siehe Kap. 11. 4. 2. 142

3. Große Motoren haben große Massen zu bewegen und zu beschleunigen. Die Beschleunigung großer Massen hängt stärker von der tatsächlichen Vollastleistung des Motors ab als von dem Zeitaufwand, der zum Erreichen der Vollastleistung benötigt wird.

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Bild 8. 5 Vergleich von Auspufftemperatur tA' Druck vor Zylinder p , Zünddruck p und spezifischem Kraftstoffverbrauch 15 für einen mitfelschnellaufenden 14-Zylindermit Stoß- (gestrichelt) und Stau-Aufladung V Ｍｄｩ･ｳｬｭｯｴｾｲ＠ (ausgezogen). Mitsubishi-M.A. N. -Motor Typ 14V40/54, 5720 kW, p = 18 bar bei 400 1/min, Propellercharakteristik

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143

8.1. 3 Abwandlungen der Stoß-Aufladung Die unter 8.1. 1 erwähnten Nachteile der Stoß-Aufladungtreten insbesondere für Motoren mit nicht durch 3 teilbaren Zylinderzahlen um so stärker in Erscheinung, je höher die Aufladung wird. Aus diesem Grunde wurde nach Lösungen /8.2/ gesucht, die diese Nachteile vermeiden, ohne daß man die Nachteile der Stau-Aufladung nämlich schlechteres Teillastverhalten und schlechtere Beschleunigung - in Kauf nehmen muß. Zu diesen Lösungen gehören a) der symmetrische Vierer-Stoß (4 Zylinder puffen in eine Auspuffleitung) bei durch 4 teilbaren Zylinderzahlen 1 b) der Pulse-Converter 1 c) Kombinationslösungen aus Stoß-Aufladungmit Pulse-Converter und Ausgleichsbehältern und Multistoß-Pulse-Converter /8.3/. Allen diesen Verfahren ist gemeinsam, daß der Abgasturbolader weniger Kammern besitzt, als bei der reinen Stoß-Aufladung erforderlich wären. Dadurch werden erstens die Perioden vermieden, in denen die einzelnen Kammern des A TL zeitweise überhaupt nicht durchströmt sind, und zweitens wird die durch den Arbeitskolben zu leistende Ausschubarbeit geringer. Da der Auspuffstoß jedes einzelnen Zylinders bei der geringeren Unterteilung des Turbinenzuströmgehäuses auf einen größeren Turbinenquerschnitt trifft, wird der Druck in der Auspuffleitung gerade beim Ausschubhub schneller abgebaut. Die zuerst erwähnte Tatsache verbessert den Wirkungsgrad des Abgasturboladers, die zweite den des Motors, d. h., die geringere Ausschubarbeit erhöht etwas den Mitteldruck des Motors bei gleicher zugeführter Kraftstoffmenge. Ein Beispiel des Druckverlaufes in der Auspuffleitung für symmetrischen ViererStoß ist aus Bild 8. 6 zu ersehen. Um die Störung durch den folgenden Auspuffstoß zu begrenzen, ist es zweckmäßig, das Auslaßventil früher zu schließen, d. h. 15 ... 25 °KW n. OT. Es läßt sich allerdings auch durch eine solche Steuerzeit nicht vermeiden, daß der Druck in der Auspuffleitung noch bei geöffnetem Auslaßventil etwas über den Zylinderdruck ansteigt. In dem gezeigten Fall ist der Druck in der Auspuffleitung am Ende der Spülperiode nur wenig höher als der Druck im Zylinder. Die hierdurch bedingte Rückspülung ist aber auch bei größerer Druckdifferenz wegen des kleinen Öffnungsquerschnittes gering, wie sich durch Nachrechnung leicht nachweisen läßt. Außerdem wird aus dem Auspuffstutzen in der Regel nicht Auspuffgas, 144

sondern Spülluft mit Auspuffgas vermischt zurückspült. Da der Ladedruck während der Spülperiode in der Regel höher ist als der Druck im Zylinder, geht diese Rückspülung nicht bis in die Ladeluftleitung.

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Bild 8. 6 Beispiel für den Druckverlauf vor der Turbine p 3 und in einem Zylinder pzl bei symmetrischem Viererstoß

Die ersten Ausführungen von Pulse-Convertern gehen auf Birmann zurück /8. 4/. Auch beim Pulse-Converter werden enge Auspuffleitungen mit der gleichen ZylinderZusammenfassung wie beim reinen Stoß- Verfahren verwendet, diese führen aber nicht in getrennte Düsenkammern der Turbine, sondern sie vereinigen sich vor der Turbine im Pulse-Converter, Bild 8. 7. Dort wird die in den Auspuffstößen enthaltene Druckenergie zum Teil in kinetische Energie verwandelt, die in einem nachgeschalteten Diffusor wieder in Druckenergie zurückverwandelt werden soll. Da diese Energieumwandlungen mit großen Verlusten verbunden sind, verzichtet man allerdings meist auf den Diffusor und hat hinter der Zunge, die die beiden Abgasleitungen trennt, nur ein Mischrohr, in dem die einzelnen pulsierenden Gasströme ihren Impuls austauschen.

Bild 8. 7 Skizze eines Pulse-Converters 145

Durch entsprechende Bemessung von Auspuffleitung, Mischrohr und Turbinenquerschnitt kann erreicht werden, daß die in die Nachbarleitung zurücklaufenden Druckwellen klein sind, so daß keine oder nur eine geringe Störung der Spülung stattfindet. Infolge der vergleichmäßigten Beaufschlagung der Turbine ist deren Wirkungsgrad wesentlich besser als bei getrennten Düsenkammern. Pulse-Converter werden mit gutem Erfolg zur Zusammenfassung von je 2 Leitungen mit Zweier-Stoß, z. B. bei Achtzylindermotoren, aber auch zur Zusammenfassung einer Zweier-Stoß-Leitung mit einem Einzelstoß bei 5- und 7 -Zylindermotoren angewandt. Bezüglich der weiteren Kombinations-Möglichkeit und insbesondere der Multistoß-Aufladung sei auf das Schrifttum verwiesen /8. 3; 8. 5/.

8.2. Das Beschleunigungsverhalten Der bei der mechanischen Aufladung mit der Motorwelle verbundene Lader liefert immer den zu der betreffenden Motordrehzahl gehörenden Ladedruck. Hier gibt es kein Nachhinken der Laderdrehzahl hinter der MotordrehzahL Der Abgasturbolader dagegen ist mit dem Motor nur durch Leitungen verbunden, seine Drehzahl und damit der Ladedruck sind nicht von der Motordrehzahl, sondern in erster Linie von der Motorleistung abhängig. Im Leerlauf, insbesondere im kleinen Leerlauf (d. h. Leerlauf bei niedrigster Motordrehzahl) ist der Ladedruck sehr klein. Wenn in diesem Zustand plötzlich eine höhere Leistung verlangt wird, muß der Abgasturbolader erst über eine vergrößerte Abgasmenge und eine höhere Auspufftemperatur auf höhere Drehzahl gebracht werden, die Luftlieferung hinkt der Leistungsanforderung nach. Bezüglich der Beschleunigung können drei Grundfälle unterschieden werden /8. 6/, siehe Bild 8. 8 und Bild 8. 9. In den Bildern 8. 8 und 8. 9 sind verschiedene Belastungsfälle schematisch in das übliche Druckverhältnis-Volumenstrom-Kennfeld eingetragen. Hierin bedeuten nMl die niedrigste, nM 2 die höchste zulässige MotordrehzahL Der Punkt A entspricht dann dem Betriebspunkt bei kleinem Leerlauf, der Punkt C dem Leerlauf bei voller Motordrehzahl, B dem höchsten Drehmoment bei niedriger und D dem höchsten Drehmoment bei voller MotordrehzahL Die dick ausgezogenen Linien entsprechen den verschiedenen Betriebszuständen (konstante Motordrehzahl, konstantes Drehmoment) im Beharrungszustand, die strichpunktierten den Änderungen außerhalb 146

des Beharrungszustandes. Im Beschleunigungsfall I würde von Leerlauf auf Vollast beschleunigt werden, und zwar von A nach B bei der niedrigen und von C nach D bei der hohen MotordrehzahL Der zuletzt genannte Fall kann zum Beispiel bei Generatorantrieb vorkommen.

Bild 8. 8 Beschleunigungsfälle I (von Leerlauf auf Volllast bei konstanter Motordrehzahl) und II (höchstes Drehmoment bei veränderlicher Motordrehzahl) im Kennfeld (schematisch) Beschleunigungsfall II von B nach D heißt Erhöhung der Motordrehzahl bei vollem bzw. hohem Drehmoment . Da hierbei auf der einen Seite der Ladedruck, d . h. die Abgasturboladerdrehzahl, schon erhöht ist, und da auf der anderen Seite nicht nur der Abgasturbolader, sondern auch das Triebwerk des Motors mit dem Triebwerk der angehängten Arbeitsmaschine zu beschleunigen sind - was auch Zeit erfordert ist dies offenbar der für den Abgasturbolader am wenigsten kritische Beschleunigungsfall. Im Fall III wird von dem niedrigen Leerlauf auf volles Drehmoment bei voller Drehzahl beschleunigt (Fahrzeug, Schiff), was die stärkste Drehzahländerung

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des Abgasturboladers erfordert.

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Bild 8. 9 Beschleunigungsfall III (vom niedrigen Leerlauf auf volles Drehmoment bei voller Motordrehzahl im Kennfeld (schematisch)

v, 147

Um die Verhältnisse näher zu studieren, wurde bei einem mittelschnellaufenden Dieselmotor mit Gleichstrom-Generator die Belastung durch Einlegen eines Schalters plötzlich von Leerlauf auf volle Belastung gesteigert. In Bild 8. 10 sind - der Belastungsvorgang ist von rechts nach links z u lesen - eine Zeitmarke, darüber der Strom mit überlagerter Totpunktmarke, dann die Spannung und ganz oben ein Signal für die Laderdrehzahl aufgetragen. Beim Einlegen des Schalters steigt der Strom sofort auf den vollen Wert an, die Spannung sinkt infolge Drehzahleinbruchs des Motors etwas ab.

Spannung ｾ ､｢＠

Strom '--J--J

ＺＮﾷ

Ｑ ＺＮ Ｚ

ｾ ＺＮ ｾ ﾷＺＢ＠

r Totpunkt I

t

I

.::::::::::::::::."::::::::::::::::::::::::::::::::::::;.

Bild 8. 10 Strom-, Spannung s- und Laderdreh zahlve rlauf b ei p lötzlicher Belas tungsste igerung

Spannung

...................................................

-

""""""""'"""'"'""'""'"'"""""'

Bild 8. 11 D ruckve rlauf in der Auspuffleitung bei plötzliche r B elastungssteige rung

148

In Bild 8. 11 ist neben Strom, Spannung und Zeitmarke auch der Druckverlauf in der Auspuffleitung aufgezeichnet. Man erkennt, daß die Druckamplituden nach Einschalten der Belastung nach einer gewissen Verzögerung - die durch die Reaktion des Füllungsreglers bedingt ist, der die Füllung erst nach einem bestimmten Drehzahlabfall auf voll ziehen kann - sofort auf einen hohen Wert ansteigen und sich in diesem Fall auch nach längerer Zeit kaum mehr ändern. In Bild 8. 12 ist eines der Oszillogramme ausgewertet. Die Stromstärke I steigt nach Einschalten der Belastung sogar mit einem gewissen Überschwingen sofort auf den vollen Wert an, das anfängliche Leistungsdefizit wird aus dem Schwungmoment der sich drehenden Massen gedeckt. Dadurch sinkt die Motordrehzahl um etwa 40 1/min ab, mittlerer Druck vor Turbine und Laderdrehzahl beginnen erst nach einem Verzug /). t, der in diesem Fall rd. 0, 3 s betrug, zu steigen. Obwohl die volle Laderdrehzahl bis dahin noch lange nicht erreicht ist, beginnt die Motordrehzahl schon nach 1 s zu steigen, d. h., in diesem Augenblick ist bereits ein Überschußdrehmoment über das vom Generator abverlangte vorhanden. Es dauert aber etwa 3 s bis die der Vollast entsprechende Motordrehzahl, rd. 6 s bis die volle Laderdrehzahl erreicht ist.

3000

15000

A

I

('....

2500

1/min

10000

ＭＫＧｴｬｾ＠

i t

nM

5000

,_ 420.-

V

1/min 400

·- ｾＧ＠

0 380

Ｑ｜ｾ＠

/

ｾ＠

vｾ＠

nr

ｾ＠

2000

---

I

PA

1,6

/

1500

bar

1

nM

\

t

1

/

1,0 5

6

s

0

7

Bild 8. 12 Verlauf von Stromstärke I, Laderdrehzahl nT, mittlerem Druck in der Auspuffleitung p A und Motordrehzahl n bei plötzlicher Belastung eines Dieselmotors zum Antrieb eineW Generators

149

Dieses ausgesprochen günstige Verhalten in der Beschleunigung hängt natürlich damit zusammen, daß der Motor verhältnismäßig niedrig aufgeladen war, Das Volllastdrehmoment des Dieselmotors entsprach nur einem mittleren Nutzdruck von 9 bar, der nichtaufgeladene Motor hat einen solchen von 6, 5 bar, also nur eine Aufladung von rd. 38

o/o. Wie aus dem nächsten Bild 8, 13 hervorgeht, kann der

nichtaufgeladene Motor aber bereits einen mittleren Nutzdruck von rd. 7, 9 bar erzeugen, wenn auch mit erhöhtem Kraftstoffverbrauch, erhöhter Auspufftemperatur und gegebenenfalls rußendem Auspuff. Wenn der Regler das Füllungsgestänge auf voll gezogen hat, besteht anfangs - d. h. bei noch nicht erhöhter Laderdrehzahl nur ein Leistungsdefizit entsprechend 9 - 7, 9

1, 1 bar, das bei der Beschleuni-

=

gung des Laders verhältnismäßig schnell aufgeholt wird. Da der Füllungsanschlag auf eine Kraftstoffeinspritzung entsprechend p

e

ｾ＠

10 bar eingestellt war, steht dann

für die weitere Beschleunigung auf die Vollastdrehzahl ein gewisser Überschuß zur Verfügung.

800 - - Lader ausgebaut - - - mit Aufladung

tA

V __

/

200

0

2

ｾ＠

4

V

......... .... ,... ｾ＠

....

/

I

6

Pe-

8 bar 10

Bild 8, 13 Kraftstoffverbrauch B, spezifischer Verbrauch b und mittlere Auspufftemperat6r tA eines Dieselmotors mit AbgasturboAufladung (gestrichelt) und mit ausgebautem Lader

Als Anhaltspunkt läßt sich sagen, daß die Beschleunigung eines abgasturbo-aufgeladenen Viertakt-Dieselmotors noch zufriedenstellend ist, wenn das Trägheitsmoment des Abgasturbolader-Laufzeuges klein und der mittlere effektive Druck des Diesel150

= 10 bar ist. Mit einem kurzen Rauchstoß muß man e allerdings rechnen, wenn nicht - etwas auf Kosten der Beschleunigung - eine lade-

motors nicht höher als p

druckabhängige Füllungsbegrenzung gemacht wird, siehe z. B. /8.7/ und Bild 8.17. Zur Beurteilung des Beschleunigungsverhaltens verschiedener Abgasturbolader ist ein Vergleichswert geeignet, der auf folgendem Wege gewonnen werden kann: Die Drehzahlbeschleunigung hängt vom polaren Massenträgheitsmoment des LaufST und dem Überschußdrehmoment

zeuges

L\MT der Abgasturbine über dem

Leistungsbedarf des Laders ab:

dw

dt=

6Mr

dnr dt

;

Elr

=

_1_ 6Mr er 2Tt

(8. 1)

Die im Laufzeug gespeicherte kinetische Energie Ek bei der Drehzahl nTb bzw. Winkelgeschwindigkeit

E

=

0r

k

w; .

2

Wb ist

(8. 2)

Der Fußzeiger b soll anzeigen, daß diejenige Winkelgeschwindigkeit einzusetzen ist, die zum Erreichen einer gewünschten Förderhöhe (Had-L)b , auf die man sich beim Vergleich verschieden ausgeführter und verschieden großer Laufzeuge festlegen .muß, notwendig ist. Die Zeitdauer für eine Beschleunigung aus dem Stillstand würde man durch Division von Ek durch das Integral des Überschußmomentes bis zum Erreichen der Winkelgeschwindigkeit von

Wb

erhalten. In der Regel geht allerdings die Beschleunigung nicht

w = 0 aus, sondern von einer Laderdrehzahl, die durch die Ausgangsbelastung

gegeben ist, von der die Beschleunigung beginnt. Das Integral des Überschußmomentes ist nicht ohne weiteres bekannt, die Beschleunigung des Läufers könnte man allerdings über das Ungleichgewicht von Turbinen- und Laderleistung schrittweise über die vollständige Prozeßrechnung in Abhängigkeit von der schrittweise vermehrten Kraftstoffzufuhr berechnen. Das bedeutet einen erheblichen Rechenaufwand.

151

Für den Vergleich verschiedener Konstruktionen soll daher ein Beschleunigungskennwert B wie folgt definiert werden:

(8. 3)

Im Zähler steht die im Läufer beim Vergleichszustand b gespeicherte kinetische Energie, im Nenner der Durchsatz durch den Lader und die adiabatische Förderhöhe als Maßstab für das bis zum Zustand b zur Verfügung stehende Überschußmoment. Außerdem ist der Gruppenwirkungsgrad l]L I]T noch erhalten, denn je besser dieser Wirkungsgrad bei einer bestimmten zur Verfügung stehenden Gasenergie wäre, desto schneller wäre die Beschleunigung.

Die Dimension von Gl. (8. 3) ist

1N·m s 2 -s2 m3 kg N·m

----;:----,---,-=----,- =

s

rii3

s .

k9

Je größer der Kennwert B ist, desto schlechter ist die Beschleunigung. Obwohl bei bei B die Dimension Zeit herauskommt, muß darauf hingewiesen werden, daß dieser Vergleichswert wegen der oben gegebenen Definition nicht der tatsächlichen Beschleunigungszeit gleichzusetzen ist.

Im Interesse einer schnellen Beschleunigung des Laufzeuges soll 8 klein, ferner Had-L für eine gegebene Winkel- bzw. Umfangsgeschwindigkeit so groß wie möglich sein (hohe Druckziffer). Für eine gegebene Radgröße soll

V1

groß, d. h. die

Lieferziffer soll groß sein.

Bei geometrischer Ähnlichkeit ist 8T

ｾ＠

D 5 . w-

ｾ＠

und V 1

ｾ＠

D 2 . Für gleiche

Förderhöhe wird der Beschleunigungs- Vergleichswert

d. h. bei größeren Rädern für größere Motoren wird die Beschleunigungszeit automatisch höher, sofern die Rotoren geometrisch ähnlich ausgeführt werden. Mit Rücksicht auf die Beschleunigung ist es u. U. günstiger, mehrere kleine Lader zu verwenden, als einen großen.

152

Das polare Massenträgheitsmoment 0T wird auch bei gleicher Größe durch die Konstruktion stark beeinflußt. In Bild 8. 14 ist der Vergleichswert B für folgende Laufzeugkonstruktionen aufgetragen: 1. Außenlagerung, Laderrad aus Stahl mit rückwärtsgekrümmten Schaufeln und Axialturbine. Die Außenlagerung hat ein schweres Laufzeug zur Folge, das Laderrad aus Stahl hat hohes Trägheitsmoment, die rückwärtsgekrümmten Schaufeln geben niedrige Druckziffer und die Axialturbine erfordert eine schwere Turbinenscheibe. 2. Innenlagerung, Laderrad aus Leichtmetall, gerader Schaufelaustritt, Axialturbine. Die Innenlagerung gibt ein wesentlich leichteres Laufzeug, das Leichtmetallader rad hat kleines Trägheitsmoment, der gerade Schaufelaustritt gibt höhere Druckziffer. 3. Innenlagerung, Laderrad aus Leichtmetall, gerader Schaufelaustritt, Radialturbine. Die Radialturbine läßt sich mit dünnen Wandstärken ausführen, daher hat sie ein niedrigeres Massenträgheitsmoment als die Axialturbine.

15

s

t10 B 5

. __ ------- •• Ｎｾ＠

·----·

........

"'

1

I

2

...,

0 0

0,5

I

1,0

v-

1,5

m3js

2,0

Bild 8. 14 Beschleunigungskennwerte B für Abgasturbinenläufer verschiedener Konstruktion. 1: Axialturbine, Außenlager, Laderrad aus Stahl; 2: Axialturbine, Innenlager, Laderrad aus Leichtmetall; 3: Radialturbine, Innenlager, Laderrad aus Leichtmetall

Der Verlauf der gestrichelten und ausgezogenen Linie läßt erkennen, daß die Rotoren keineswegs geometrisch ähnlich waren, d. h., daß Scheiben- und Schaufeldicken nicht proportional mit dem Durchmesser gewachsen sind. Zur Aufladung von Motoren

153

für Straßenfahrzeuge kommt praktisch nur eine Konstruktion nach Pkt. 3 in Betracht, die in bezug auf das Beschleunigungsverhalten den anderen Konstruktionen merklich überlegen ist. Außerdem hat bei den kleinen Abmessungen dieser Aufladegruppen die Radialturbine einen wesentlich besseren Wirkungsgrad als die Axialturbine. Das Nachhinken des Abgasturboladers bei plötzlicher Leistungsanforderung fällt um so stärker ins Gewicht, je höher der Aufladegrad des Motors ist. Wenn zum Beispiel der mittlere effektive Druck eines Viertakt-Dieselmotors für Vollast 14 bar beträgt und der Motor unaufgeladen, d. h. bei dem niedrigen Ladedruck des Leerlaufes maximal - ohne zu rauchen - 7 bar abgeben könnte, würde das Leistungsdefizit bei plötzlicher Einschaltung der Vollast 14 - 7 = 7 bar betragen. Wenn unter dieser Voraussetzung das Füllungsgestänge sofort auf voll gezogen werden würde, wäre die eingespritzte Kraftstoffmenge viel größer, als bei der im Zylinder vorhandenen Luftmenge verbrannt werden kann, der Auspuff würde kohlschwarz rauchen. Um das zu verhindern, muß langsamer Füllung gegeben werden. Am besten ist es, die Füllung abhängig vom Ladedruck oder von der Laderdrehzahl zu begrenzen. Durch den begrenzten Leistungsüberschuß der Turbine über die Verdichterleistung dauert es eine gewisse - von der Konstruktion und der Motorgröße abhängige - Zeit, bis überhaupt die Vollast in Anspruch genommen werden kann. Bei Generatoranlagen kann man sich durch Einbau großer Schwungmassen etwas helfen, um den Drehzahleinbruch bei plötzlicher Lastaufschaltung erträglich zu halten. Im folgenden werden Beispiele für das Beschleunigungsverhalten eines hochaufgeladenen Viertakt-Dieselmotors und eines großen Zweitakt-Dieselmotors mit rd. 4000 kW bzw. rd. 11 000 kW gebracht. In Bild 8. 15 sind vergleichsweise Beschleunigungszeiten eines hochaufgeladenen Viertaktmotors mit Stoß- (schwarze Balken) und Stau-Aufladung (weiße Balken) aufgetragen. Der Motor war hierbei durch eine Wasserbremse abgebremst, deren Leistungsaufnahme auf einen mittleren Nutzdruck des Motors von 16 bar bei 400 1 /min eingestellt war. Durch Zurücknahme der Einspritzmenge bei unveränderter Füllung der Wasserbremse wurden Drehzahl und Leistung erniedrigt. Ausgehend von den Drehzahlen 245,

175 und 135 1/min mit Mitteldrücken etwa entsprechend der

Propellerkurve (bei 135 1/min p ::::::; 2 bar) wurde plötzlich volle Füllung gegeben e und die Zeit gemessen, bis die volle Leistung entsprechend der Bremseneinstellung pe = 16 bar und 400 1/min erreicht wurde. Das dauert ausgehend von 135 1/min bei 154

Stoß-Aufladung 25 s und bei Stau-Aufladung 90 s. Während der Beschleunigung war die Auspuffarbe schwarz, eine ladedruckabhängige Füllungsbegrenzung war nicht angewandt worden. Aus anderen Versuchen ist zu entnehmen, daß die Beschleunigungszeit sich nicht viel ändert, d. h. nicht nennenswert größer wird, wenn immer nur so viel Kraftstoff eingespritzt wird, wie an der Rußgrenze verbrannt werden kann. Der zu viel eingespritzte Kraftstoff führt wegen Luftmangels nur zu schwarzem Auspuff, ohne daß er zu einer Mehrleistung und damit zu einer besseren Beschleunigung beiträgt.

300

f1/min c:

::c 250

2 .c. -6 200

-

-

=

Stoß-Aufladung Stau Aufladung

(])

[:9, c:

0

5r 150 J. 100 0

w

w

ｾ＠

ｾ＠ ｾ＠ ｾ＠

ｾ＠

ｾｳｯ＠

Beschleunigungszeit t -

Bild 8. 15 Vergleich der Beschleunigungszeiten bei Stoß- und Stau-Aufladung für einen mittelschnellaufenden Dieselmotor, Belastung nach Propellercharakteristik bis zum Erreichen des Vollastpunktes p = 16 bar und 400 1/min, rd. 4000 kW

e

Um zu zeigen, daß die Beschleunigung um so langsamer geht, je größer der Motor und je größer die durch diesen Motor zu beschleunigenden Massen sind, ist in Bild 8. 16 die Hochfahrkurve eines großen Zweitaktmotors wiedergegeben, der in ein Schiff mit direktem Propellerantrieb eingebaut ist. Es handelt sich hierbei um ein Aufladeverfahren mit Staubetrieb der Abgasturbine und Zusatzluftlieferung durch Kolbenunterseitenpumpen, wobei diese Zusatzluft bei niedriger Last injektorartig in den Lader eingeführt wird, bei höherer Last aber parallel zum ATL direkt in die Aufladeleitung. Bei Stau-Aufladung liefert die Abgasturbine im Teillastgebiet nur wenig Energie, ohne die Hilfsluft der Unterseiten wäre es hier nicht möglich, das zur Spülung notwendige positive Spülgefälle zu erzeugen. Die Einführung dieser Luft in den Lader bei Teillast ist notwendig, um Pumpen des A TL zu vermeiden. Der Druckabfall p

nach 115 s ist auf das Umschalten von Injektor- auf Parallelbetrieb us zurückzuführen, siehe auch Kap. 11. 4. 2. 155

Einesteils wegen der großen Massen des ATL-Läufers - es wurden 2 ATL mit einem Laderrad-Durchmesser von 760 mm verwendet - anderenteils wegen der bei Stau-Aufladung sehr geringen Überschußenergie der Abgasturbine geht die Beschleunigung sehr langsam, es dauert 2 1/2 Minuten, bis rd. 80 o/o der Motorleistung (Drehzahl nach Propeller-Charakteristik) erreicht sind. Von da bis zur Vollast geht allerdings die Beschleunigung wesentlich schneller. 100 1/min

80

t 60

nM

40

4000

20

2000 0

0

80 100 120 5 140 tBild 8. 16 Verlauf von Motordrehzahl n , Laderdrehzahl nT, Druck vor den Einlaßschlinen pE und Druck vor aer Injektordüse p (durch Unterseitenpumpen erzeugt) bei einem ｩｾｳｓ｣ｨｦ＠ eingebauten langsamlaufenden Zweitakt-Dieselmotor mit rd. 11000 kW 0

20

40

60

Grundsätzlich ist die Stoß-Aufladung für die Beschleunigung des Abgasturboladers wesentlich günstiger als die Stau-Aufladung, da bei ersterer mit der Füllungsgabe ein größeres Überschußdrehmoment an der Turbine zur Verfügung steht. Bei der Stoß-Aufladungwird der mit der größeren eingespritzten Kraftstoffmenge verstärkte Auspuffstoß in der engen Leitung unmittelbar als Druck- und Geschwindigkeitswelle zur Turbine transportiert, während bei der Stau-Aufladung der Druck im Auspuffsammler nur allmählich ansteigt, was um so länger dauert, je größer das Volumen des Auspuffsammlers ist. Besondere Maßnahmen zur Verbesserung des Beschleunigungsverhaltens abgasturbo-aufgeladener Motoren werden in einem eigenen Kap. 8. 4 besprochen, da diese in der Regel mit der Verbesserung des Drehmomentverhaltens konform gehen. 156

8.3. Das Drehmomentverhalten von Motoren mit Abgasturbolader Für den Motorbetrieb mit konstanter Drehzahl (Generatorantrieb) oder nach Propellergesetzmäßigkeit (Festpropeller bei Schiffen) bestehen hinsichtlich der Zusammenarbeit des Abgasturboladers mit dem Motor keine Schwierigkeiten, der Abgasturbolader regelt sich selbst und der benötigte Ladedruck ist - im Beharrungszustand immer sichergestellt. In vielen Fällen wird aber ein hohes Drehmoment auch bei niedrigen Motordrehzahlen verlangt, wie zum Beispiel beim Fahrzeugantrieb oder bei Mehrmotoren-Getriebe-Anlagen für Schiffe, wenn zum Beispiel einer von zwei Motoren ausfällt oder außer Betrieb gesetzt wird. Solange die Aufladegrade noch mäßig waren, z. B. mittlere Nutzdrücke von 9 ... 10 bar bei Viertakt-Dieselmotoren, war auch das Drehmomentverhalten dieser Motoren noch befriedigend. Je höher aber der Aufladegrad wird, desto ungünstiger ist auch das Drehmomentverhalten abgasturbo-aufgeladener Motoren. Am ungünstigsten verhalten sich Motoren mit Stau-Aufladung, wie aus einer Betrachtung der beiden Hauptgleichungen(6. 5)und(6. 6)aus dem Kap. 6. 2. 2 bzw. des Diagrammes Bild 6. 7 leicht festgestellt werden kann. Wenn angenommen wird, daß bei einem Viertaktmotor zum Beispiel der Durchsatz mT bei halber Motordrehzahl auf die Hälfte sinkt, würde der Wert ljJTp 3 aus Gl. (6. 7) auch halb so groß werden, wenn a F Tred und T 3 unverändert bleiben. Damit sinkt aber das Druckverhältnis in der Turbine auf rd. 1/4, womit sich auch das Druckverhältnis im Lader auf rd. 1/4 vermindern würde. Bei Viertaktmotoren mit Ventilüberschneidung tritt eine gewisse Verbesserung des Drehmomentverhaltens dadurch ein, daß bei halber Motordrehzahl der Durchsatz größer als die Hälfte des Vollastdurchsatzes ist, womit der Ladedruck nicht so stark abfällt wie oben angenommen. Am stärksten wird aber das Drehmomentverhalten durch die Stoßaufladung beeinflußt. Bei der niedrigen Motordrehzahl bleibt mehr Zeit zwischen den einzelnen Auspuffstößen, bei der unveränderten Bemessung der Abgasturbine bilden sich tiefere und längere Drucktäler aus, da die Gasmenge des einzelnen Auspuffstoßes und Ausschubvorganges mehr Zeit zum Abfluß durch die Turbine hat, bis der nächste Auspuffstoß kommt. Je mehr sich aber das Drucktal im Druckverlauf p 3 dem Druck p 4 nähert, desto kleiner wird der Beiwert a für den pulsierenden Durchfluß und desto größer wird ß für die pulsie157

rende Energie. Ein kleineres a

entspricht einer scheinbaren Verengung der

Turbine, ein größeres ß einer scheinbaren Verbesserung des Turbinenwirkungsgrades. Beide Einflüsse wirken sich in der Richtung aus, daß der Ladedruck bei Stoßaufladung längst nicht so stark mit der Drehzahl abfällt wie bei Stau-Aufladung. Die wichtigsten Möglichkeiten zur Verbesserung des Drehmomentverhaltens abgasturbo-aufgeladener Motoren sind etwa folgende: 1. Stoß-Aufladung, in Verbindung mit geeigneter Auslegung der Auspuffleitung (kleiner Querschnitt, kleine Länge und damit kleines Volumen). Die Stoß-Aufladungwirkt über die Beiwerte a und ß auf das Drehmomentverhalten ein, wie vorher besprochen. 2. Auslegung des Abgasturbolader-Kennfeldes. Lader und Abgasturbine müssen so bemessen werden, daß die optimalen Wirkungsgrade 1J L und lJT bei dem Luftdurchsatz für niedrige Motordreh zahlen, d. h. beim Betriebspunkt Mdm

ax

für rd. 55 ... 60 o/o der Vollastdrehzahl liegen.

Bei den Luftdurchsätzen bzw. Betriebspunkten für volle Motordrehzahl fährt der Abgasturbolader in einem Bereich schlechten Wirkungsgrades, was dem Ansteigen des Ladedruckes auf Grund des vermehrten Durchsatzes entgegenwirkt. Diese Auslegung wird in der Regel noch mit der Maßnahme verbunden, daß bei hoher Motordrehzahl der Ladedruck nicht ausgenützt, d. h. weniger Kraftstoff eingespritzt wird, als an sich zum Erreichen einer möglichst hohen Leistung zulässig wäre. 3. Abblasen von Abgas vor der Turbine oder von Luft nach dem Lader bei hohen Motordreh zahlen. Diese Maßnahme verschlechtert durch Verkleinern des Verhältnisses rhT/rhL die Abgasturbolader-Bilanz. Es wird dadurch verhindert, daß der Abgasturbolader bei hohen Motordrehzahlen eine unzulässig hohe Drehzahl erreicht, da er ja nach Pkt. 2 so ausgelegt ist, daß er schon für mittlere Motordrehzahlen einen hohen Ladedruck liefert. Das Abblasen von Abgas ist thermodynamisch günstiger als das von Luft, aber in der Ausführung etwas komplizierter. Beides wirkt sich über eine (scheinbare) Verschlechterung des Abgasturbolader-Wirkungsgrades aus.

Die Maßnahmen 1 und 2 in Verbindung mit einer entsprechenden Regelung der Einspritzmenge genügen schon, ein mit fallender Motordrehzahl ansteigendes 158

Drehmoment zu erzeugen, siehe Bild 8. 17. Der Motor, dessen Betriebskurven dort wiedergegeben sind, ist mit einer vom Ladedruck abhängigen Füllungsbegrenzung ausgerüstet, die die Einspritzmenge bei Motordrehzahlen unterhalb 1200 1lmin begrenzt

I 8. 7 I.

Ohne diese Begrenzung würden die gestrichelten Werte erreicht,

d. h. ein Rußwert von rd. 4 nach Bosch-Rauchgastester (40 o/o) würde überschritten werden.

t ｾ＠

Md8oo

750 700 180

4

ｾｉ＠

ｦ￟ｾｪＺｬ＠ Pe

kW

_,.,... ｾ＠

I 140

Pe

80

ｾＯ＠

9

PS

200

/

120 100

L..--

70 240

Bild 8. 17 Drehmoment Md, Leistung Pe, spezifischer Kraftstoffverbrauch be und Rußwert R nach Bosch-RauchQ'astester vom Lkw-Dieselmotor Volvo TD 96 18.7 I an der Füllungsbegrenzung

160

/

120

60

ＡＺｾ［ｬ｢ＭＫ ＲＱＰｾＭ

L __ _ｾ＠

_ __ L_ _ｾ＠

_ _ _ _L __ _ｾ＠

f

R

1000

2200

Bei Verzicht auf die maximale Leistung kann ein noch besseres Drehmomentverhalten erzielt werden, Bild 8. 18 18. 81. Allerdings beträgt hier der mittlere effektive Druck bei voller Motordrehzahl nur 9 kplcm 2 , was immerhin einen Verzicht auf 1 0 ... 15 o/o der vollen Leistung bedeutet, die bei anderer Auslegung der Einspritzung wahrscheinlich ohne weiteres zu erreichen wäre. Andere Möglichkeiten zur Verbesserung des Drehmomentverhaltens, die etwas aufwendiger sind, werden zusammen mit dem Beschleunigungsproblem im nächsten Kapitel besprochen. 159

t

1300 N·m

1100 Md1000

130

V

...........

kp·m

Md ｾ＠

..........

110

.....

ｾ＠

800 180

t

Pe

kW 160

V

150 140 130 120

100

...........

900

l

I

/

.....-

.......

--... Pe

bar 15

t

14 13 p 12 e

90

11 10

80

9

Bild 8. 18 Betriebswerte des Lkw-Dieselmotors Mack ENDT 67 5 an der Füllungsbegrenzung I 8. 8 I

24.0

PS

'

220 200

I

180 -

1800

nM--

1/min 2200

8.4. Besondere Maßnahmen zur Verbesserung der Beschleunigung und des Drehmomentverhaltens abgasturbo-aufgeladener Motoren Im folgenden werden einige Möglichkeiten - ohne Anspruch auf Vollständigkeit zur Verbesserung von Beschleunigung und Drehmoment aufgezählt und kurz besprochen, die allerdings einen - unterschiedlich großen - Aufwand erfordern und daher bisher nur beschränkt zur Anwendung gekommen sind.

8. 4. 1

Regeleingriff am Abgasturbolader

1. 1 Leitschaufel verstellung auf der Turbinenseite, 1. 2 Verengen der Turbinen-Zuströmspirale, 1. 3 Abblasen von Luft oder Abgas.

8. 4. 2

Umschalten der Auspuffgase von mehreren Auspuffleitungssträngen auf ein Düsensegment oder auf die Turbine nur eines Abgasturboladers, falls der Motor mit 2 oder mehreren Aufladegruppen ausgerüstet ist.

160

8. 4. 3 Abgestimmte Saugleitung in Verbindung mit ATL nach Cser 8. 4. 4 Anwendung eines fremd- oder vom Motor angetriebenen Zusatzverdichters 4. 1 dem Verdichter des Abgasturboladers vor- oder nachgeschaltet, 4. 2 dem Verdichter des Abgasturboladers parallelgeschaltet. Einführen der Parallelluft 4. 2. 1 über Injektor in die Ladeluftleitung, 4. 2. 2 auf das Verdichterlaufrad, 4. 2. 3 in den Diffusor des Verdichters. 4. 3 Mechanischer Verdichter, umschaltbar von der Reihenschaltung zum A TL auf parallele Luftzuführung.

8. 4. 5

Zusatzantrieb des ATL 5. 1 mechanisch vom Motor aus über eine Überholkupplung, 5. 2 durch Elektromotor gleichfalls über Überholkupplung, 5. 3 ölhydraulisch über ein auf der Welle des ATL sitzendes Peltonrad, 5. 4 durch Umblasen und Aufheizen der Umblaseluft über eine Brennkammer.

B. 4. 6

Zuführen von Druckluft aus einem Speicher 6. 1 in die Ladeluftleitung, 6. 2 in die Ansaugleitung des ATL mit Rückschlagklappe, 6. 3 in einen Auspuffleitungsstrang oder in ein getrenntes Düsensegment, 6. 4 direkt in den Zylinder über ein gesteuertes Ventil (Zuladung). Eine Anwendung dieser Methoden richtet sich nach den speziellen Anforderungen, d. h. danach, ob die Beschleunigungshilfe nur in großen Zeitabständen oder für ständig wechselnde Fahrzustände benötigt wird, außerdem danach, was für einen zusätzlichen Aufwand man sich erlauben kann.

8. 4. 7

Klassifizierung und Beurteilung der Beschleunigungshilfen Eine Klassifizierung soll wie folgt vorgenommen werden: 7. 1 die Beschleunigungshilfe ist im wesentlichen nur zum Anfahren, d. h. bei schneller Belastung des Motors aus dem Leerlauf heraus notwendig und wird nur mit bestimmten zeitlichen Abständen angewandt; 161

7. 2

die Beschleunigungshilfe wird in kurzen Abständen, d. h. beliebig oft benötigt, soll aber mit geringstem Raumaufwand nachträglich eingebaut werden können;

7. 3

die Beschleunigungshilfe wird in kurzen Zeitabständen benötigt, ein gewisser zusätzlicher Raum- und Bauaufwand ist aber zulässig.

Zu 7. 1

Beschleunigungshilfen mit größeren zeitlichen Abständen der Anwendung.

Zunächst muß festgehalten werden, daß sich die Zuführung fremdverdichteter Luft - sei es als einmaliger Luftstoß zum Beschleunigen oder kontinuierlich - parallel zum Abgasturbolader, also direkt in die Ladeluftleitung, bei Zweitakt- und Viertaktmotoren verschieden auswirkt. Dies kann aus der unterschiedlichen Lage der Drehzahlkennlinien im Druck- Volumenstrom -Kennfeld (s. Kap. 5) unschwer abgelesen werden. In Bild 8. 19 ist die Pumpgrenze des Abgasturboladers und die Durchsatzkennlinie eines Zweitaktmotors einschließlich dahintergeschalteter Abgasturbine (die von der Motordrehzahl unabhängig ist) aufgetragen, im Bild 8. 20 das gleiche für einen Viertaktmotor mit den Drehzahllinien nMl' nM 2 und nM 3 . Die Strecken a sollen den vom Abgasturbolader geförderten Volumenstrom, die Strecken b den Fremdluftstrom angeben. B 1 und B 2 sind Betriebspunkte im Druck- Volumen-Kennfeld des Motors, ersterer bei niedrigem, letzterer bei hohem Ladedruck. A 1 und A 2 wären die dazugehörenden, wegen der Pumpgrenze aber nicht in allen Fällen verwirklichbaren Betriebspunkte im Laderkennfeld. Man erkennt, daß der Zweitaktmotor bei hohem Druckverhältnis (hoher Mitteldruck) die Förderung einer gewissen Luftmenge entsprechend der Strecke b 2 parallel zum A TL zuläßt, während bei abnehmendem Druckverhältnis wegen des immer kleiner werdenden Abstandes zwischen MotorDurchsatzlinie und Pumpgrenze unbedingt einmal der Punkt kommen muß, in dem der ATL durch die Fremdluft ins Pumpgebiet gedrückt wird. Bei Viertaktmotoren sind die Verhältnisse gerade umgekehrt. Hier wird bei niedrigem Druckverhältnis eine verhältnismäßig große Parallelluftmenge entsprechend b 1 vom A TL ohne Pumpen vertragen, während bei hohem Druckverhältnis ein Parallelluftzusatz den Lader gerade in dem Gebiet der mittleren Motordrehzahlen ins Pumpgebiet drücken würde, in dem der Parallelluftzusatz zur Verbesserung des Drehmomentes nötig wäre.

162

-er w

a.

II

c[ N

a.

v, Bild 8. 19 Pumpgrenze des Laders und Motorbetriebslinie beim Zweitaktmotor (schematisch)

-a: w

a. II

er N

a.

=t:b

a1

___ _...

1

./

A,

•

8,

v, Bild 8. 20 Pumpgrenze des Laders und Motorbetriebslinien beim Viertaktmotor (schematisch)

Aus diesem Grunde ist es bei Viertaktmotoren am günstigsten, den zum Beschleunigen benützten Luftstoß nach 8. 4. 6. 1 aus dem Speicher direkt in die Ladeluftleitung zu schicken. Im Gegensatz zum Zweitaktmotor ist - da dieser Luftstoß in der Regel zeitlich beschränkt ist - ein Pumpen des Laders kaum zu befürchten. Hierbei steht den Arbeitszylindern sofort eine dem Druckaufbau in der Ladeluftleitung entsprechende Luftmenge zur Verfügung, d. h., die Einspritzmenge kann gleichzeitig mit dem Luftstoß erhöht werden, ohne daß der Auspuff wegen Luft163

mangels rußt. Über die bedeutend größere Überschußleistung der Turbine im Vergleich zum Verfahren ohne Zusatzluft - vom Lader wird ja nur ein Teil der gesamten Luftmenge verdichtet, die durch den Motor und damit durch die Turbine strömt beschleunigt der Abgasturbolader wesentlich schneller, und es scheint, daß das Verfahren mit gutem Erfolg auch bei Motoren mit hohen Mitteldrücken angewandt werden kann. Die Größe des Speichers richtet sich nach der Motorgröße bzw. Motorleistung und dem Speicherdruck; die Größe des Kompressors, durch den der Speicher kontinuierlich aufgeladen wird, hängt außer von der Motorleistung auch von der Häufigkeit ab, mit der die Beschleunigungshilfen in Anspruch genommen werden. Mit Rücksicht auf die Kompressorgröße und Kompressorleistung - damit der Speicher nicht zu groß wird, muß die Luft mit hohem Druck gespeichert werden - darf eine Beschleunigungshilfe dieser Art nicht zu häufig in Anspruch genommen werden, d. h. nur mit Abständen von einigen Minuten. Das Verfahren nach 8. 4. 6. 2 ist aufwendiger, da eine größere Luftmenge und Rückschlagklappen an der Ansaugleitung des Laders benötigt werden, es kommt daher praktisch nur für Zweitaktmotoren in Betracht. Das Verfahren nach 8. 4. 6. 3 ist nicht so wirkungsvoll, da die zugeführte Luft nicht unmittelbar für die Verbrennung genutzt wird, sondern erst über ihre Arbeitsleistung in der Turbine die vergrößerte Ladeluftmenge erzeugen muß. Das Verfahren nach 8. 4. 6. 4 erfordert einen hohen Aufwand sowohl an zusätzlichen Einrichtungen am Motor als auch zu der Erzeugung des notwendigen höheren Speicherdruckes. Es scheidet aus diesen Gründen praktisch aus.

Zu 7. 2

Beschleunigungshilfen mit kleinem Aufwand, beliebig wiederholbar

Hierfür kommen in erster Linie die Beschleunigungshilfen über den Regeleingriff am Abgasturbolader nach Pkt. 8. 4. 1 in Betracht, in zweiter Linie das Verfahren mit Umschalten der Auspuffgase nach Pkt. 8. 4. 2. Alle diese Methoden laufen darauf hinaus, daß für den Beschleunigungsvorgang ein kleinerer Turbinenquerschnitt als für den Normalbetrieb zur Verfügung steht, womit sich bei gleichem Durchsatz ein größeres Gefälle in der Turbine und eine höhere Turbinenleistung einstellen.

164

Leitschaufelverstellung nach 8. 4. 1. 1 hat in erster Linie eine Verbesserung des Drehmomentverhaltens und erst in zweiter Linie bessere Beschleunigung zum Ziel. Soviel bekanntgeworden ist, war zumindest bei Axialturbinen das praktisch erzielte Ergebnis bedeutend schlechter als erwartet. Das hängt zum großen Teil damit zusammen, daß die Leitschaufeln mit Spiel eingebaut werden müssen, damit sie im heißen Zustand nicht klemmen. Die Leitschaufeln werden wärmer als die Ringe, in denen sie gelagert sind. Gerade im zugedrehten Zustand und bei niedrigen Abgastemperaturen, d. h. bei dem engen Querschnitt für niedrige Motordrehzahlen, wird aber die Strömung im Leitkanal durch die durch den Spalt strömenden Gasmengen empfindlich gestört. Dadurch tritt ein erheblicher Wirkungsgradverlust ein, der den möglichen Gewinn an Turbinenleistung wieder zunichte macht. Bei Radialturbinen ist die Aussicht auf einen Gewinn besser, da die notwendigen Umlenkungen durch die Schaufeln geringer sind. Durch entsprechende Bemessung der Zuströmspirale kann man bei Radialturbinen auch ohne Leitschaufeln die richtige Anströmung des Turbinenrades erreichen. Aber auch hier muß man berücksichtigen, daß ein verstellbarer Leitapparat gewisse Spalte benötigt und daß daher seine Wirkung etwas schlechter ist als bei Einbau eines nichtverstellbaren Leitapparates kleineren Querschnittes. Auch bei Konstruktionen, bei denen nicht die einzelnen Schaufeln, sondern mehrere Schaufelgruppen verstellt wurden

I 8. 9 I,

waren die Erfolge geringer als erwartet.

Es sind auch schon Leitapparate erprobt worden, bei denen zur Verkleinerung des Düsenquerschnittes einzelne Düsen vollständig abgedeckt wurden. Diese Methoden haben zu keinem Erfolg geführt, da durch das Abdecken (Teilbeaufschlagung) der Wirkungsgrad verschlechtert wird. Auch mit der Methode des Verengens der Zuströmspirale bei Radialturbinen nach 8. 4. 1. 2, was eine Verkleinerung des Eintrittsquerschnittes und damit eine Erhöhung der Eintrittsgeschwindigkeit in das Laufrad zur Folge hat, sind bis jetzt keine ausreichenden Erfolge bekanntgeworden. Von den Regeleingriffen am Abgasturbolader verspricht das Abblasen von Abgas nach Pkt. 8. 4. 1. 3 die günstigste Wirkung. Bei diesem Verfahren wird im Gegensatz zur Leitschaufelverstellung der Abgasturbolader von vornherein auf einen kleineren Durchsatz ausgelegt. Er kann für diesen Betriebszustand optimal gestaltet werden, während man mit den zugedrehten Leitschaufeln nach Pkt. 8. 4. 1. 1 wegen der Spaltverluste diesen OptirDalzustand nicht erreicht. Bei hohen Durchsätzen wird abgeblasen, damit bei den hohen Leistungen nicht zu hoher Ladedruck und zu hohe 165

Laderdrehzahl auftreten. Das Abblasen (Abblasen von Abgas ist wirkungsgradmäßig etwas günstiger als das Abblasen von Luft) entspricht einer gewissen Verschlechterung des Abgasturbolader-Wirkungsgrades bei hohen Lasten, die man sich um so eher erlauben kann, je weniger Motor und ATL in diesem Betriebsbereich an ihrer thermischen Belastungsgrenze arbeiten und je seltener bzw. je kürzer die Betriebszustände mit höchster Leistung benötigt werden. Das Abblasen von Abgas bzw. auch von Luft zur Verbesserung des Drehmomentund des Beschleunigungsverhaltens aufgeladener Motoren, Bild 8. 21, ist schon öfters beschrieben und serienmäßig angewandt worden /8. 10; 8. 11; 8,12; 8. 13/ .

Bild 8. 21 Regelschema mit einer Auspuff-Abblaseregelung mit Steuerung des Abblaseventils durch den Ladedruck

Es sei insbesondere auch darauf aufmerksam gemacht, daß bei abgasturbo-aufgeladenen Ottomotoren für Rennwagen zusätzlich zur Abblase-Regelung noch Drosselklappen unmittelbar vor und hinter dem Lader verwendet worden sind, Bild 8. 22, /8.11/, die beim Wegnehmen von Gas geschlossen werden und damit die Verdichterleistung stark verkleinern, womit der Rotor für den nächsten kurz darauf folgenden Beschleunigungsvorgang in Schwung gehalten wird. Die viel häufigere praktische Anwendung der Abblase-Regelung im Vergleich zur Leitschaufelverstellung - obwohl diese auch schon frühzeitig /8.10/ beschrieben und versuchsweise angewandt wurde - läßt darauf schließen, daß die Leitschaufelverstellung e ntweder heikle konstruktive Probleme aufgibt oder nicht genügend wirksam ist oder beides.

166

=Luft eingespritzter Kraftstoff verdampfter Krattstoff ｾ＠ ｾａｵｳｰｦ＠

Bild 8. 22 Schema einer Regelung mit Drosselklappen vor und hinter dem Lader zur Verminderung des Drehzahlabfalles bei Schaltvorgängen

Es sei hier auch noch die Verbindung des Abgasturboladers mit abgestimmten Saugleitungen erwähnt, über die Cser /8. 14/ einige Versuchsergebnisse mitgeteilt hat. Die auf eine niedrige Motordrehzahl abgestimmten Saugleitungen erhöhen den Ladedruck und den Liefergrad im Teildrehzahlgebiet und sind bei voller Motordrehzahl unwirksam. Außerdem sprechen sie bei einer Beschleunigung schnell an und wären damit als Beschleunigungshilfe geeignet. Das Schema und einige Versuchsergebnisse gehen aus den nächsten Bildern 8. 23 und 8. 24 hervor.

Bild 8. 23 Schema der kombinierten Aufladung nach Cser

167

Als Nachteile sind zu erwähnen: Die abgestimmten Leitungen und der Aufnehmer müssen unmittelbar am Motor, d. h.

im Motorraum selbst angebracht werden, wo

der Platz von vornherein beengt ist. Nach den bisher mitgeteilten Versuchsergebnissen, Bild 8. 24, ist die Anhebung des Ladedruck-Niveaus bzw. des Liefergrades bei mittleren Motordrehzahlentrotz des auf pe ｾ＠

9, 6 bar bei voller Motordrehzahl

beschränkten mittleren Nutzdruckes bescheiden und damit ist auch die Verbesserung von Drehmoment-Kurve und Beschleunigung gering. 1,8

f·7

Aufladung nach Cser -·-- - - Turboaufladung

1,6

Ages

1,5

1,4 1,3

1,2

_..,... V

--

/

-

.... .......

,----

-....... v .......,ｾＭ ａｾｳ＠

.....

Bild 8. 24 Betriebswerte eines Lkw-Dieselmotors mit Aufladung nach Cser. A. ges: Gesamtluftverhältnis, tA: Auspufftemperatur, Pe: mittlerer Nutzdruck, be: spezifischer Kraftstoffverbrauch

Der Aufwand für das Verfahren nach 8. 4. 2 - Umschalten der Auspuffgase -, das in der deutschen Patentschrift DPS 850 965 beschrieben wird, ist nicht mehr ganz so gering. Man benötigt zusätzliche Leitungen, Ventile und eine Steuerautomatik für diese Ventile. Bei stationären Zuständen sind mit diesem Verfahren gute Ergebnisse erzielt worden. Es wurde in der M.A. N. im Hinblick darauf erprobt, daß bei Ausfall eines Turboladers bei einem mit 2 Turboladern ausgerüsteten Viertakt-Schiffsmotor der Motor eine möglichst hohe Leistung abgeben sollte. Bei niedrigen Motordrehzahlen wurde hierbei ein relativ hoher Mitteldruck erreicht. Hierbei waren keine Umschalt-

168

ventile eingebaut worden, sondern die Auspuffleitungen wurden durch Einbau von entsprechenden Zwischenstücken miteinander verbunden. Der nicht in Betrieb befindliche ATL wurde abgas-und luftseitig abgeschottet. Instationär wurde dieses Verfahren einmal von einem Lizenznehmer der M.A. N. bei einem großen Zweitaktmotor versucht, aber nie praktisch angewandt. Ein schnelles Umschalten war nicht möglich. Bei instationären Vorgängen ist zu befürchten, daß bei den UmschaUvorgängen Leistungseinbrüche in der Energiezufuhr zum A TL eintreten, wodurch die Wirkung stark herabgesetzt wird. Bei der für Viertakt-Fahrzeugmotoren üblichen bzw. sogar notwendigen Stoß-Aufladunghat dieses Verfahren nach 8. 4. 2 den Nachteil, daß durch das Zu schalten der Zylinder auf nur einen A TL bzw. auf nur ein Düsensegment der notwendige Abstand der Auspuffstöße voneinander - bei Viertaktmotoren mindestens 240 °KW - nicht mehr gewahrt bleibt. Damit geht ein großer Teil des Stoßeffektes verloren, der gerade bei Teillast bzw. niedriger Motordrehzahl besonders wirksam ist. Eine praktische Anwendung dieses Verfahrens bei Fahrzeugmotoren kommt wohl kaum in Frage.

Zu 7. 3

Ständig bereite Beschleunigungshilfen mit erhöhtem Bauaufwand

Diese Verfahren laufen darauf hinaus, daß die Leistung zur Verdichtung der Ladeluft nicht nur den Auspuffgasen entnommen wird, sondern daß hierfür ständig oder zeitweise auch andere Energiequellen eingesetzt werden. Solche Maßnahmen sind insbesondere bei Zweitaktmotoren notwendig, bei denen der Abgasturbolader das für die Spülung notwendige positive Spülgefälle (Ladedruck höher als Druck vor Turbine) nicht bei allen Betriebszuständen liefern kann. Einige der hierfür eingesetzten Maßnahmen werden im Zusammenhang mit den besonderen Problemen der Zweitaktaufladung besprochen. Alle diese Maßnahmen lassen sich aber auch für Viertaktmotoren zur Verbesserung von Beschleunigung und Drehmoment anwenden. In diesem Zusammenhang sei das Nachschalten eines mechanisch vom Motor angetriebenen Verdichters in Reihe mit dem Lader der Aufladegruppe erwähnt. Bei zu niedriger Auspuffenergie übernimmt der mechanische Lader die Verdichtung der Ladeluft, mit steigender Leistung des Motors nimmt der Anteil der Verdichtungsleistung durch den Abgasturbolader immer mehr zu, der Anteil des mechanischen

169

Laders immer mehr ab. Ein Ausführungsbeispiel zu einem Fahrzeugmotor ist in Kap. 11. 1. 2 erwähnt . Eine elegante Methode, die allerdings auch einen gewissen Zusatzaufwand erfordert, ist der Antrieb der Abgasturboladerwelle über ein Getriebe und einen Freilauf von der Motorwelle aus, wie sie zum Beispiel bei den Zweitakt-Lok-Motoren von General-Motors EMD 567 bzw. EMD 645 angewandt wird, Bilder 8. 25 und 8. 26

/8.15/.

Bild 8. 25 Lokomotiv-Zweitakt - Dieselrnotor mit AbgasturboAufladung, Electromotive Division von GMC, Typ 567 D

Bei niedrigen Motorleistungen, bei denen die Auspuffenergie unzureichend ist, wird die Abgasturboladerwelle vom Motor aus angetrieben. Mit steigender Motorleistung übernimmt die Abgasturbine einen immer steigenden Anteil der Laderleistung, bis sie schließlich allein zur Deckung der Laderleistung ausreicht . In diesem Fall löst sich der mechanische Antrieb über den Freilauf. Durch Umblasen, d. i. das Herumführen eines Teils der vom Lader gelieferten Luft um den Motor zur Turbine und Aufheizen dieser Umblaseluft auf die Auspufftemperatur nach Pkt. 8. 4. 5. 4, ist es möglich, den Abgasturbolader unabhängig von der Motordrehzahl in dem dem Vollastpunkt des Motors entsprechenden Betriebspunkt zu halten, d. h. einen hohen Ladedruck im ganzen Betriebsbereich sieherzustellen. Da das Aufheizen über einen Wärmetauscher von den Abgasen hinter der Turbine nicht für die erforderliche Temperatur ausreicht, hat die Wärmezufuhr 170

über eine Brennkammer zu erfolgen. Bei Zweitaktmotoren kann man wegen der von der Motordrehzahl unabhängigen Durchsatzlinie, d. h. größere durchgespülte Luftmenge bei niedrigen Drehzahlen, auf das Umblasen verzichten und kann sich auf das Aufheizen beschränken. TURBINE -AUSPUFF

TURBINE-EINTRITT

Bild 8. 26 Abgasturbolader mit mechanischem Antrieb zum Motor nach Bild 8. 25

Durch eine Überschlagsrechnung läßt sich leicht feststellen, daß das zu einer merklichen Erhöhung des Kraftstoffverbrauches führt. Es werde angenommen, daß der Motor einen Luftdurchsatz von 6 kg/kW· h im Vollastpunkt (Fahrzeug-Dieselmotor) besitzt. Bei halber Motordrehzahl und gleichem Ladedruck sollen rd. 60 o/o hiervon durch den Motor gehen (bei Ventilüberschneidung wird bei niedriger Motordrehzahl ein relativ höherer Anteil durchgespült), 40 o/o, d. s. rd. 2, 4 kg/kW· h, müssen umgeblasen werden. Zur Aufheizung dieser 2, 4 kg um 550 °C werden rd. 350 kcal= 35 g Kraftstoff je der vom Motor erzeugten kW· h benötigt. Bei einem Kraftstoffverbrauch von 220 g / kW· h (162 g / PS· h) ist das ein zusätzlicher Verbrauch von 16 o/o. Dies ist natürlich eine erhebliche Verbrauchssteigerung, wenn sie in einem großen Betriebsbereich in Anspruch genommen werden muß, d. h., wenn der Motor häufig in Teildrehzahlbereichen fährt. Die Verbrauchssteigerung würde sich etwas vermindern, wenn man bei Teillast mit einem niedrigen Ladedruck auskommt. Trotz solcher Verbrauchssteigerungen werden neuerdings solche Verfahren mit Umblasen und Wärmezufuhr über eine Brennkammer angewandt, siehe Kap. 9. 7. 171

8.5. Das Höhenverhalten Bei nichtaufgeladenen und mechanisch aufgeladenen Motoren geht man allgemein von der Voraussetzung aus, daß der indizierte mittlere Druck bzw. die indizierte Leistung (bei konstanter Drehzahl) der Luftmenge im Zylinder proportional ist, d. h., daß das Luft-Kraftstoffverhältnis unverändert gehalten wird. Da der Liefergradvom Druck unabhängig ist, mit der Temperatur aber etwas ansteigt (siehe Kap. 3. 4) und da bei feuchter Luft der Wasserdampfgehalt zu berücksichtigen ist, sehen die Umrechnungsformeln /8. 16/ vor, daß die indizierte Leistung dem um den Teildruck des Wasserdampfes verminderten Außendruck direkt proportional und der 0, 7ten Potenz der Außentemperatur umgekehrt verhältnisgleich ist. Diese Potenz berücksichtigt den mit steigender Temperatur wachsenden Liefergrad. Bei Motoren mit Abgasturbo-Aufladung hängt die Ladungsmenge nicht unmittelbar vom Außenzustand, sondern davon ab, wie der Abgasturbolader auf geänderten Ansaugzustand und geänderte Leistung reagiert, d. h., mit was für einem Zustand er die Luft bzw. das Gemisch dem Motor vor dem Einlaß zur Verfügung stellt. Das Problem der Leistungsumrechnung wird noch dadurch etwas verwickelter, daß aufgeladene Dieselmotoren häufig mit reichlichem Verbrennungsluftüberschuß gefahren werden, so daß die Leistungsgrenze nicht durch das Luftverhältnis im Zylinder und durch die von diesem abhängige Auspufftrübung, sondern durch andere Faktoren gebildet werden kann. Diese Faktoren können sein: Die Laderdrehzahl, der höchste Gasdruck im Zylinder, die Auspufftemperatur (z. B. mit Rücksicht auf die thermische Beanspruchung der Auslaßventile oder der Turbinenschaufeln) oder die thermische Belastung der Bauteile, die den Verbrennungsraum bilden. In der Regel wird bei der Ausgangsleistung unter Normbedingungen nur bei einem der erwähnten Faktoren der zulässige Grenzwert erreicht, andere sind noch vom Grenzwert entfernt. Die zulässige Leistung bei Aufstellbedingungen muß so gewählt werden, daß bei keinem dieser Faktoren die zulässige Grenze überschritten wird. Die durch den aufgeladenen Motor bei abnehmendem Außendruck erreichbare Leistung kann auch durch die Auslegung des Abgasturboladers beeinflußt werden. Wenn zum Beispiel durch entsprechende Anpassung des A TL (Höhenlader mit höherem Druckverhältnis, Ladeluftkühlung) dafür gesorgt wird, daß der Zustand der Luft vor dem Einlaß bei dem niedrigeren Außendruck gleich ist wie bei dem Ausgangszustand

172

unter Normbedingungen, braucht überhaupt kein Leistungsabzug mit zunehmender Höhe gemacht zu werden. In diesem Fall bleibt nämlich die Ladungsmenge im Zylinder praktisch unverändert und auch der Gesamtluftdurchsatz durch den Motor - der die Auspufftemperatur beeinflußt - wird bei dem niedrigeren Außendruck nicht niedriger. Durch die Tatsachen, daß die Leistung des abgasturbo-aufgeladenen Motors durch verschiedene Faktoren begrenzt sein kann, daß sich der Gleichgewichtszustand des ATL abhängig von dem Außenzustand und dem gewählten Betriebspunkt des Motors einstellt und daß schließlich der Abgasturbolader den Betriebsbedingungen in verschiedener Weise (z. B. Düsenringverengung oder kleinerer ATL) angepaßt werden kann, ist das Problem der Leistungsfestsetzung in Abhängigkeit von Außendruck und -temperatur sehr komplex. Das geht schon aus der Vielzahl der Veröffentlichungen über experimentelle und rechnerische Untersuchungen hervor. Grundsätzlich läßt sich heute mit der in 6. 2. 6 beschriebenen Rechenmethode die bei geänderten Außenbedingungen vom Motor erreichbare Leistung an den Belastungsgrenzen mit genügender Genauigkeit bestimmen. Tabelle 8. I zeigt ein Beispiel einer solchen Rechnung für einen abgasturbo-aufgeladenen Dieselmotor mit Ladeluftkühlung, der im Ausgangszustand einen mittleren effektiven Druck von 12, 43 bar besitzt /8.17/. In Spalte 1 der Tabelle 8. I sind die wichtigsten Daten, und zwar Meßwerte für den Ausgangszustand bei einem Außendruck 0, 981 bar und einer Ansaugtemperatur von 3 01 K aufgetragen. Die Werte der übrigen Spalten 2 bis 7 sind Rechenergebnisse, die mit unveränderten geometrischen Daten des Motors und des Abgasturboladers und mit einem aus den Meßwerten der Spalte 1 abgeleiteten Brennverlauf gewonnen wurden. Für alle diese Spalten gilt der Außendruck p 0 = 0, 674 bar entsprechend einer Seehöhe von rd. 3500 m. Die Ansaugtemperatur wurde für alle Beispiele unverändert mit T 0 = 301 K angenommen, da durch die Rechenbeispiele nur der Einfluß des Außendruckes herausgestellt werden sollte. Für die Berechnung der Werte in Spalte 2 bis 4 wird die gleiche Wärmemenge wie im Ausgangszustand zugeführt (QB = konstant, Zeile 14), der Wirkungsgrad des Abgasturboladers 'T]TV (Zeile 10) wurde bei einem Ausgangswert von 51, 1 o/o von 48, 5 bis 53, 5 o/o variiert. Für die Regelgesetzmäßigkeit QB = konstant, die sowohl bei Straßenfahrzeugen als auch bei Traktionsmotoren überwiegend angewandt wird, ist Voraussetzung, daß der Motor hinsichtlich Abgasturboladerdrehzahl, Auspufftemperatur, Wärmebelastung und Luftüberschuß (Abstand von der Rußgrenze) bei 17 3

Tabelle 8. I

Beispiele der Umrechnung von Motorendaten auf geänderten Umgebungsdruck bei konstanter Motordrehzahl und konstanter Ansaugtemperatur 301 K. Viertaktmotor mit LLK Ausgangszust

1

Fall Nr. 1 Barometer-Druck

Po

bar

0, 981

2 Druck vor Lader

pl

bar

0, 961

3 Druck nach Lader

p2

bar

2, 026

4 Druck vor Motor

p

bar

1, 987

5 Druckverhältnis im Lader

Tt

6 Verdichterarbeit

Had-L

7 Volumenstrom bei Ansaugzustand

2, 108 71, 17

V

kJ/kg 3 m js

8 Massenstrom durch Lader

m

kgjs

0,0309

9 Turboladerdrehzahl

nL

1/min

22150

10 ATL-Gesamtwirkungsgrad

1J ATL

%

51, 1

11 Temperatur vor Turbine

T3

K

760

12 Druck vor Turbine

p3

bar

1, 7 40

13 Druck nach Turbine

p4

bar

0, 966

14 zugeführte Kraftstoffenergie

QB

kJ/A

15 an Brennraumwand abgef. Energie

Qw

kJ/A

16 Verb rennungsl uftve rhäl tni s

>..

17 max. Gastemperatur im Zylinder

T

18 max. Gasdruck im Zylinder 19 innere Arbeit des Motors

pzmax L.

kJ/A

20 indizierter Wirkungsgrad

l] i

%

43, 9

21 mittlerer indizierter Druck

Pi

bar

14, 26

22 mechanischer Wirkungsgrad

11m

%

86, 6

23 mittlerer effektiver Druck

Pe

bar

12, 35

24 Höhenleistung zu Ausgangsleistung

a

17 4

sp

zmax

1

Fall 6 und Fall 7 unterscheiden sich voneinander durch den Einspritzzeitpunkt

37' 04

3, 96 1, 991

z

25 spezifischer Kraftstoffverbrauch bei Höhenleistung zu dem bei Ausgangsleistung

+)

sp

1, 606

K

1666

bar

83, 7 sp

16, 26

1 1

1]A TL veränderlich

1]ATL

QB wie in Fall 1

QW wie in Fall 1

=

konst nL wie in Fall 1 6 +)

7 +)

0, 674

0, 674

0, 674

0, 649

0, 655

0, 660

0, 660

1, 773

1, 841

1, 689

1, 389

1, 389

1, 729

1, 800

1, 651

1, 363

1, 363

2, 611

2, 724

2, 837

2, 579

2, 105

2, 105

94, 47

99, 13

103, 94

92, 21

71, 17

71, 17

1, 975

2, 059

2, 140

1, 965

1, 618

1, 618

0, 0259

0, 0270

0, 0281

0, 0258

0, 0213

0, 0213

27300

27300

27300

25900

22150

22150

48, 5

51, 1

53, 5

51, 1

51, 5

51, 5

841

814

798

805

768

766

1, 470

1, 504

1, 539

1, 439

1, 17 5

1, 17 5

0, 689

0, 691

0, 693

0, 688

0, 684

0, 684

37, 04

37, 04

37, 04

34, 80

27,49

27, 86

4, 28

4, 21

4, 13

3, 96

3, 17

3, 31

1, 668

1, 727

1, 798

1, 761

1, 825

1, 798

1836

1799

1762

1736

1786

1817

74, 9

76, 6

78, 5

72, 6

65, 5

69, 5 12, 55

2

3

4

5

0, 674

0, 674

0, 674

0, 654

0, 651

1, 708 1, 668

15, 89

15, 98

16, 07

15, 03

12, 17

42, 9

43, 1

43, 3

43, 2

44, 3

45, 0

13, 94

14, 02

14, 09

13, 18

10, 70

11, 04

86,4

86, 4

86, 5

85, 8

83, 5

83,9

12, 04

12, 11

12, 19

11, 31

8, 93

9, 26

0, 975

0, 980

0, 985

0, 915

0, 723

0, 750

1, 025

1, 021

1, 015

1, 025

1, 027

1, 007

175

der Ausgangsleistung noch Reserven besitzt, denn die Laderdrehzahl nL (Zeile 9), die Eintrittstemperatur in die Turbine T 3 (Zeile 11) und die Wandwärme QW (Zeile 15) steigen, das Verbrennungsluftverhältnis A. (Zeile 16) nimmt bei diesen z

Voraussetzungen ab. Gleichzeitig fällt auch der Spitzendruck im Zylinder pz max (Zeile 18), der Motor wird also mechanisch entlastet. Der Einfluß des Abgasturbolader-Wirkungsgrades auf die Ergebnisse ist mit Ausnahme auf die Auspufftemperatur unbedeutend, die Leistung nimmt bei dem um 31, 5 o/o niedrigeren Außendruck nur um 2, 5 ... 1, 5 o/o ab. Spalte 5 gibt die Rechenwerte für unveränderte Wärmebelastung, ausgedrückt durch QW = konstant, wieder, der Abgasturboladerwirkungsgrad ist unverändert angenommen. Die Leistung sinkt in diesem Fall bei dem um 31, 5 o/o verminderten Außendruck um 8, 5 o/o auf 91, 5 o/o der Ausgangsleistung, was durch entsprechende Verminderung der Einspritzmenge QB erreicht wird. Laderdrehzahl und Auspufftemperatur steigen gegenüber dem Ausgangszustand an, Verbrennungsluftverhältnis und Spitzendruck nehmen ab.

Für die Rechenwerte in Spalten 6 und 7 wurde gleiches Druckverhältnis wie im Ausgangszustand angenommen, d. h. konstante LaderdrehzahL Da in diesem Fall - bei gleicher Ansaugtemperatur - auch der Volumenstrom durch den Motor nahezu konstant bleibt, arbeitet der Abgasturbolader sowohl verdichter- als auch turbinensei tig im gleichen Punkt des Kennfeldes. Nur für diese Regelgesetzmäßigkeit ist also - ohne Kenntnis des Abgasturbolader-Kennfeldes und der Lage des Betriebspunktes - die Annahme gleichbleibenden Abgasturbolader- Wirkungsgrades berechtigt. Wegen der Gleichgewichtsbilanz von Turbinen- und Verdichterleistung muß auch die Turbinen-Eintrittstemperatur etwa in gleicher Höhe liegen wie im Ausgangszustand, kleinere Unterschiede sind durch sekundäre Einflüsse bedingt, z. B. etwas unterschiedliche Auswirkung der pulsierenden Beaufschlagung bei dem verschiedenen Druckniveau.

Die Spalten 6 und 7 unterscheiden sich nur durch den Einspritz- bzw. Zündzeitpunkt. Während für 6 der Einspritzzeitpunkt gleich ist wie im Ausgangszustand 1 und nur der Brennverlauf nach gewissen Gesetzmäßigkeiten /8. 18/ dem niedrigeren Druckniveau angepaßt wurde, ist zur Berechnung der Werte in Spalte 7 ein um 2 °KW früherer Einspritzbeginn angenommen worden. Für 6 ergibt sich eine Leistungsminderung um 27, 7 auf 72, 3 o/o, für 7 eine solche um 25, 0 auf 7 5 o/o, die Leistungs176

minderungist also deutlich niedriger als der Dichte-Abfall der Außenluft um

o/o. Der indizierte Mitteldruck fällt für den zuletzt genannten Leistungspunkt gar nur um 22, 5 o/o. Daß die Leistung für gleichen Volumenstrom durch den Motor

31, 5

und gleichen Betriebspunkt des Abgasturboladers nicht der Dichte der Außenluft proportional ist, hängt damit zusammen, daß sich die Aufteilung der Wärmeverluste in Wandwärme und Abgaswärme bei dem veränderten Druckniveau Ｈｑｗｾ＠

p 0 ' 78 ) verschiebt. Da das Verhältnis Wandwärme zu Kraftstoffwärme bei dem niedrigeren Druck ansteigt, kann zum Erreichen gleicher Auspufftemperatur (gleiches Verhältnis Auspuffwärme zu Kraftstoffwärme) relativ mehr Kraftstoff eingespritzt werden, als dem Dichteverhältnis entspricht.

Es muß festgehalten werden, daß bei dieser Regelgesetzmäßigkeit "gleiches Laderdruckverhältnis" die Laderdrehzahl und die Auspufftemperatur unverändert oder nahezu unverändert bleiben, der Spitzendruck im Zylinder und die Wandwärme werden niedriger. Der Abgasturbolader ist demnach bei dieser Regelgesetzmäßigkeit gleich, der Motor sowohl mechanisch als auch thermisch niedriger belastet. Nur das Verbrennungsluftverhältnis wird etwas kleiner, was aber in der Regel kein Hinderungsgrund für eine solche Regelgesetzmäßigkeit ist, da dieses bei aufgeladenen Dieselmotoren nicht an der Grenze liegt. In dem erwähnten Beispiel ist mit

?\

z

1, 798 (Spalte 7, Zeile 16) auch für den niedrigen Außenluftdruck noch genügend

Luftüberschuß vorhanden.

Da die schrittweise Kreisprozeßrechnung nach obigen Beispielen aufwenr'':; ist und da derartige Rechenprogramme nicht allgemein zur Verfügung stehen, wird von dem CIMAC (Conseil International des Machines

a Combustion)

folgende Formel für

aufgeladene Viertaktmotoren sowohl zur Korrektur von Prüfstandsergebnissen auf den Normalzustand als auch zur Umrechnung der Leistung für geänderte Aufstellbedingungen empfohlen

I 8. 19 I. (8. 4)

a

K

K-0,7 (1-K) ( Ｇｉｊｾｲ＠

-1)

(8. 5)

1

( Px - Q x Ps )m P, - Q r Psr

(l)" (Tcr)q . Tx

Tex

(8. 6)

177

Hierin bedeuten: Leistungsfaktor a

Feuchtigkeitsfaktor

p

effektive Leistung

P.

indizierte Leistung

p

absoluter Druck der Außenluft

l

Sättigungsdruck des Wasserdampfes absolute Temperatur der Außenluft

T

T

absolute Temperatur des Kühlmittels am Eintritt zum Ladeluftkiihler

c

relative Feuchtigkeit in% mechanischer Wirkungsgrad des Motors bei Referenzbedingunge n

11 mr

Indices r

Referenzzustand, der entweder der Normzustand oder ein vom Hersteller anzugebender Ersatzzustand sein kann, bei dem der Motor seine volle Listenleistung abgeben kann

x

beliebiger Zustand

Für die Exponenten wurden folgende Zahlenwerte festgelegt: Tabelle 8. II

Exponenten für Druck- und Temperatur-Abhän gigkeit m

n

Aufgeladener Viertakt-Dieselmo tor ohne Ladeluftkühler

0, 7

2, 0

Aufgeladener Viertakt-Dieselmo tor mit Ladeluftkühler

0, 7

1, 2

q

1, 0

Für die Berechnung des spezifischen Kraftstoffverbrauch es wurde die vereinfachende Annahme zugrunde gelegt, daß der auf die indizierte Leistung bezogene Verbrauch sich nicht ändert, was allerdings nur angenähert gilt. Damit ändert sich

178

der auf die effektive Leistung bezogene Verbrauch umgekehrt wie der mechanische Wirkungsgrad, der aus den Gleichungen 8. 4 ... 8. 6 wie folgt abgeleitet werden kann: 'Timr 'Timx

(8. 7)

K

(lbr

(8. 8)

Die Exponenten der Tabelle 8. II gelten für eine bei Normbedingungen und Aufstellbedingungen unveränderte Motorausführung und sie wurden so gewählt, daß in beiden Fällen etwa dieselbe Auspufftemperatur (Eintrittstemperatur in die Turbine) erreicht wird. Dies ergibt - mit Ausnahme des Verbrennungsluftverhältnisses - die stärkste Leistungsreduktion mit abnehmendem Druck bzw. zunehmenden Temperaturen, so daß man bei Anwendung dieser Formel nicht auf die Kenntnis angewiesen ist, welcher Faktor die Ausgangsleistung des betreffenden Motors bei Normbedingungen begrenzt.

Die fast immer gegebene Tatsache, daß bei aufgeladenen Dieselmotoren das Verbrennungsluftverhältnis nicht an der zulässigen Grenze liegt, erlaubt, daß der Einfluß der Feuchtigkeit vernachlässigt, der Faktor a also gleich null gesetzt wird. Wenn bei dem in Frage stehenden Motor die Auspufftemperatur - bzw. auch die Laderdrehzahl, sofern eine Änderung des Außendruckes betrachtet wird - noch Steigerungen zulassen, wird der Leistungsabzug mit obiger Formel nicht vom Normzustand aus, sondern von einem Ersatzzustand aus berechnet, bei dem die zulässige Auspufftemperatur bzw. die zulässige Laderdrehzahl erreicht ist. Nach empirischen Ergebnissen /8. 20; 8. 21/ können für gleiche zugeführte Kraftstoffmenge (Regelstange der Einspritzpumpe am Anschlag) folgende Änderungen der wichtigsten leistungsbegrenzenden Betriebswerte angenommen werden, siehe Tabelle 8.III:

179

Tabelle 8. III

Richtwerte für Änderung einiger Betriebsdaten von aufgeladenen Viertakt-Dieselmotoren bei Änderung des Außenzustandes der Luft bei konstanter Einspritzmenge

je 1000 m größerer Höhe bei gleicher Außentemperatur

}

mittlerer Nutzdruck

fällt

spezifischer Verbrauch

steigt

Laderdrehzahl

steigt

6 ... 8

Zünddruck

fällt

3 ... 4 %

Verbrennungsluftverhältnis

fällt

6 ••• 7

Temperatur vor Turbine

steigt

30 ... 40 oe o.LLK

steigt

15 ... 20

thermische Belastung

mittlerer Nutzdruck

1. .. 2 %

%

o/o

o.LLK

steigt leicht

m.LLK

fällt

)

0, 5 ... 1 %

spezifischer Verbrauch

steigt

Laderdrehzahl

steigt leicht

o.LLK

fällt leicht

m.LLK

Zünddruck

fällt

1, 5 ... 2

Ansaugtemperatur

Verbrennungsluftverhältnis

fällt

3 ... 4

Temperatur vor Turbine

steigt

saugdruck

steigt thermische Belastung

180

e m.LLK

steigt stärker

je 10 °e höherer

bei gleichem An-

0

""'

%

%

20 °e

o.LLK

6 ... 10 oe

m.LLK

steigt stärker

o.LLK

steigt leicht

m.LLK

8. 6. Einttun der Aufladung auf die Abgasemission 8. 6. 1 Dieselmotoren Das unterschiedliche Verhalten von Motoren ohne, mit mechanischer und mit Abgasturho-Aufladung ist in erster Linie auf den Unterschied im Luft-Kraftstoff- Verhältnis zurückzuführen. Motoren mit mechanischer Aufladung haben im Teillastgebiet höheren Verbrennungsluftüberschuß als nicht aufgeladene, während sich die Luftverhältnisse bei höherer Last einander nähern. Motoren mit Abgasturbo-Aufladung verhalten sich umgekehrt. Hier ist das Luftverhältnis im niedrigen Teillastgebiet wenig unterschiedlich, mit steigender Leistung nimmt der Verbrennungsluftüberschuß bei nichtaufgeladenen Motoren schnell, bei abgasturbo-aufgeladenen nur langsam ab. Leider sind Veröffentlichungen, in denen Zahlenwerte über die Abgasemission desselben Motors ohne und mit Aufladung gebracht werden,

zur Zeit noch sehr

spärlich. Für die Rußemission von Dieselmotoren gibt es eine deutliche Grenze des minimal zulässigen Verbrennungsluftverhältnisses, das vom Gemischbildungsverfahren und der Zylindergröße abhängt. Die Leistung des nichtaufgeladenen und des mechanisch aufgeladenen Motors wird in der Regel durch Erreichen dieser Grenze bestimmt, d. h., die Einspritzmenge je Arbeitsspiel wird auf diese Grenze eingestellt. Wenn durch äußere Umstände, z. B. höhere Ansaugtemperatur oder geringerer Luftdruck (Gebirge), dieser Grenzwert überschritten wird, oder wenn durch innere Umstände, z. B. verschmutzte oder verschlissene Einspritzdüsen oder Einspritzpumpen, die Gemischbildung gestört wird, ist rußender Auspuff die Folge. Dagegen kann man sich eigentlich nur durch genügenden Sicherheitsabstand von der Rußgrenze bei Einstellung der maximalen Einspritzmenge (Füllungsanschlag) schützen. Dieselmotoren mit Abgasturbolader fahren in der Regel nicht an der Rußgrenze, sondern an der Grenze der thermischen oder mechanischen Belastung bestimmter Bauteile. Die auf die Leistung bezogene Rußmenge ist wegen des l-.öheren Luftüberschusses von vornherein geringer. Eine Abnahme der Außenluftdichte hat höhere Auspufftemperatur zur Folge, auf die der Abgasturbolader mit höherer Drehzahl, d. h. Steigerung des Ladedruckes reagiert. Auch kleinere Störungen in der Einspritzung werden z. T. über die Erhöhung des Kraftstoffverbrauches mit höherer Auspufftemperatur und damit höherer Laderdrehzahl ausgeglichen. Diesem deut181

liehen Vorteil des abgasturbo-aufgeladenen Motors im hohen Lastgebiet steht der Nachteil in der Beschleunigungsphase gegenüber, in der durch Luftmangel starkes Rußen auftreten kann, siehe Kap. 8. 2. Beim Fahrzeugmotor sollte daher ein solcher Zustand auf jeden Fall durch eine ladedruckabhängige Füllungsbegrenzung vermieden werden, auch wenn dies etwas auf Kosten der Beschleunigung geht. Auch die auf die Leistung bezogene CO-, C H - und NO -Emission wird mit der X

y

X

Aufladung kleiner, letztere allerdings meist nur dann, wenn durch eine Ladeluftkühlung der höhere Luftüberschuß nicht durch höhere Kreisprozeß-Temperaturen kompensiert oder überkompensiert wird. Bild 8 . 27 gibt ein Beispiel für Meßergebnisse von einem luftgekühlten Fahrzeug-Dieselmotor ohne und mit Aufladung wieder /8.22/ . Danach sinkt die CO-Emission durch die Aufladung auf etwas mehr als die Hälfte, sogar fast unabhängig von der eingestellten Höchstlast; die NO -Emission X

wird beim aufgeladenen Motor ohne LLK etwas höher als beim nichtaufgeladenen, beim Motor mit LLK sinkt sie auf etwa 3/4. Auch die C H -Emission ist bei Aufx y ladung und Ladeluftkühlung nur etwas mehr als halb so groß wie ohne Aufladung. Bild 8. 27 Einfluß der Aufladung auf die Abgasemission eines luftgekühlten LastwagenDieselmotors. 1: ohne Aufladung; 2: mit Aufladung; 3 und 4 : mit Aufladung und Ladeluftkühlung

Leistung :

100 %

123%

123%

I 8 . 22 I

154%

8. 6. 2 Ottomotoren Bei Ottomotoren ist bekanntlich das zulässige Luftverhältnis durch Zündgrenzen stärker eingeengt, siehe Kap . 3. 2, Bild 3. 4. Mit Rücksicht auf die erzielbare Leistung arbeiten Otto-Motoren häufig im Luftmangelgebiet mit 'A

etwas unter 1. z Das konnte man sich früher bei Ottomotoren erlauben, da hierbei im Gegensatz zu

Dieselmotoren infolge des ganz anderen Gemischbildungsvorganges nicht Ruß, 182

sondern das unsichtbare, aber giftige CO und gleichfalls kaum sichtbare unverbrannte Kohlenwasserstoffe emittiert wurden. Im Zusammenhang mit der Umweltgesetzgebung ist eine solche Betriebsweise nicht mehr zulässig. Die zur Umsetzung von CO und C H X

y

im Auspuffsystem nachgeschalteten thermischen und katalytischen

Reaktoren erfordern ein noch fetteres Gemisch als üblich und führen damit zu höherem Kraftstoffverbrauch und neben dem Installations- und Wartungsaufwand zu einer Verteuerung des Betriebes. Andere Möglichkeiten der Verminderung der Schadstoffemission liegen in der Abmagerung des Gemisches, d. h.

Wahl von Verbrennungsluftverhältniss en A.z

deutlich über 1 (Verminderung der CO- und C H -Emission) und in der Spätzündung X y

(Verminderung der NO -Emission durch niedrigere Verbrennungstemperaturen). X

Beide Maßnahmen haben eine merkliche Erniedrigung der Spitzenleistung zur Folge, auch eventuell nachgeschaltete Reaktoren verzehren etwas Leistung. Die Anwendung des Abgasturboladers soll hier in erster Linie diesen Leistungsabfall kompensieren. Der abgasturbo-aufgeladene Motor gibt dann die gleiche, bzw. sogar eine etwas höhere Leistung als der nichtabgasverbesserte nichtaufgeladene Motor mit einer Abgasemission, die sogar noch etwas günstiger sein kann als die des abgasverbesserten nichtaufgeladenen Motors. Leider liegen im Schrifttum über das tatsächlich Erreichte noch kaum quantitative Angaben vor. Zum Teil wird angegeben /8.23/, daß bei Ottomotoren mit Abgasturbo-Aufladung in Verbindung mit thermischen Abgasreaktoren eine bedeutende Verbesserung des Abgasverhaltens erreicht werden kann, allerdings unter Inkaufnahme der Erhöhung des Kraftstoffverbrauches, da mit reichem Gemisch gefahren werden mußte. Andere Autoren /8.24/ weisen auf eine beträchtliche Verbrauchsverbesserung des aufgeladenen Motors im Vergleich zu einem gleichstarken Saugmotor größeren Zylinderinhaltes hin, wobei die Abgasemission nur wenig verändert war. Offensichtlich kommt es bei Ottomotoren stark auf die jeweilige Abstimmung an. Wenn demnach bei den üblichen Ottomotoren die Aufladung nur einen indirekten Einfluß auf das Abgasverhalten hat - nämlich Leistungssteigerung des durch Maßnahmen zur Abgasverbesserung in seiner Leistung gedrückten Motors -, ist doch nicht auszuschließen, daß sie unter bestimmten Voraussetzungen ähnlich wie bei Dieselmotoren auch direkt in das Abgasverhalten eingreifen kann. Eine dieser Voraussetzungen wäre vor allem eine starke Verschiebung der Zündgrenze in das Gebiet des höheren Luftüberschusses, wie sie zum Beispiel durch Schichtladeverfahren zu erreichen ist. 183

9. Abwandlungen von Auflodeverfahren 9.1. Die Nachladung Dieses Verfahren hat heute unter dem Aspekt der Abgasturbo-Aufladung nur historisches Interesse. Der stets mit Hilfe eines mechanisch angetriebenen Laders bewirkten Nachladung liegt der Gedanke zu Grunde, in den durch den Ansaughub (Viertakt) oder durch übliche Spülung mit niedrigem Spüldruck (Zweitakt) gefüllten Zylinder zusätzlich etwa s höher verdichtete Luft oder Ladung kurz v or Kompressionsbeginn hineinzudrücken. Hierbei - und darin liegt der Vorteil - braucht nur ein Teil der Ladung auf ein höheres Druckniveau verdichtet zu werden, womit im Vergleich zur Aufladung an Laderleistung gespart werden kann. Die Nachladung wurde bei großen Zweitakt-Dieselmotoren in der Form angewandt, in der über den üblichen Spülkanälen sogenannte Nachladekanäle angeordnet waren. Diese waren mit der Spülluftleitung über Rückschlagventile verbunden, um ein Rückschlagen der Auspuffgase im Expansionshub zu vermeiden, Bild 9. 1. Zum

Bild 9. 1 Gesteuerte Nachladekanäle bei einem großen ZweitaktDies elmotor, Bauart Gebr. Sulzer, Winterthur 184

Nachladen wurde der Druck in den Auspuffkanälen über ein gesteuertes Ventil um 0, 3 ... 0, 4 bar über den Druck in den Spülkanälen erhöht /9. 1/. Bei Viertaktmotoren hat die Nachladung insbesondere für Großgasmaschinen ( Gichtgasmaschinen in Hüttenwerken) eine Rolle gespielt. Bild 9. 2 zeigt eine Dreikanal-Steuerung für eine Gichtgasmaschine der M. A. N., Bild 9. 3 das Steuerschema hierzu. Vor Ende des Ausschubhubes öffnet das Einlaßventil, wobei aber zunächst nur die Verbindung zu dem Kanal freigegeben wird, in dem sich Luft mit einem Überdruck von 0, 2 ... 0, 3 bar über dem atmosphärischen Druck befindet. Diese Luft spült, da ja das Auslaßventil noch offen ist, die Restgase aus dem Zylinder hinaus. Bei steigendem Hub des Einlaßventils wird über den mitbewegten Schieber die Verbindung zu dem unter Überdruck stehenden Kanal geschlossen, die Verbindung zu den unter atmosphärischem Druck stehenden Luft- und Gaskanälen geöffnet. Beim Saughub wird Luft und Gas in den Zylinder gesaugt. Am Ende des Saughubes werden diese Verbindungen mit dem abnehmenden Ventilhub geschlossen, die Verbindung zum Überdruckkanal wird geöffnet. Dadurch strömt Luft höheren Druckes in den Zylinder ein, es wird nachgeladen.

Bild 9. 2 Dreikanal - Steuerung für eine Viertakt-Großgasmaschine mit Restgasausspülung und achladung, Bauart M . A .

185

Der Erfolg dieser Spülung und Nachladung war gut, 30 o/o Leistungssteigerung waren mit einem geringen Leistungs-Aufwand für die Luftverdichtung möglich. Da die mit Zylinder-Durchmessern bis zu 1500 mm ausgeführten Großgasmaschinen ein sehr niedriges Verdichtungsverhältnis, d. h. V C: (VH +V C) rd. 1:4 hatten, war die Restgasmenge groß; durch deren Ausspülung wurde allein schon ein merklicher Leistungsgewinn erzielt. Außerdem war es wegen des großen Kompressionsraumes möglich, große Ventile unterzubringen, die Drosselverluste waren zusammen mit der niedrigen Kolbengeschwindigkeit gering. Damit konnte auch während der verhältnismäßig kurzen Nachladezeit genügend Luft in den Zylinder gebracht werden. Bei schnellaufenden Motoren höheren Verdichtungsverhältnisses sind die Aussichten eines solchen Verfahrens schlecht. Es ist schwierig, genügend große Ventilquerschnitte für ein Zusatzventil unterzubringen, dieses Ventil darf nur kurzzeitig

Verdichtungshub

Saughub

Expansionshub

Ausschubhub

ansaugen von gasreichem Gemisch

UT

OT

Bild 9. 3

OT

UT

OT

Steuerschema zum Motor nach Bild 9. 2

öffnen und damit werden auch die Zeitquerschnitte klein. Die starke Drosselung erfordert ein hohes Druckniveau für die Spül- und Nachladeluft, womit der Aufwand an Verdichtungsarbeit trotz kleiner zu verdichtender Menge hoch wird. Diese Gründe sind wahrscheinlich dafür maßgebend, daß eine erfolgreiche Ausführung der Nachladung bei modernen Motoren nicht bekanntgeworden ist, obwohl der Gedanke auf Verwirklichung eines solchen Verfahrens manchmal wieder aufgetaucht ist. Heute ist man in der Lage, mit Hilfe von Ladungswechsel- bzw. ganzen Kreisprozeßrechnungen nachzuweisen, was man von solchen Verfahren im speziellen Fall erwarten kann und was nicht.

186

9.2. Die Auspuffabtrennung

Diesem Verfahren, das insbesondere für Zweitaktmotoren konzipiert wurde, liegt der Gedanke zu Grunde, nur die Vorauspuffenergie mit einem wesentlich höheren Druckniveau als bei der Abgasturbo-Aufladung üblich ist, zur Arbeitsleistung in der Turbine heranzuziehen, d. h. von dem Ausschubvorgang (Viertakt) oder dem Spülvorgang (Zweitakt) abzutrennen. Die durch Ausschieben oder Spülen aus dem Zylinder zu entfernenden Verbrennungsgase werden nicht durch die Turbine geleitet. Bei diesem Verfahren wird zwar das Gefälle in der Turbine, d. h. die auf die Mengeneinheit bezogene Enthalpie größer, aber der Massenstrom durch die Turbine fiT wird kleiner, in der Regel sogar wesentlich kleiner als der Massenstrom durch den Lader mL. Dazu kommt noch, daß mit dem notwendigen Umschalten von Auspuffen auf Spülen Zeitquerschnitt verlorengeht, d. h., die Drosselverluste sind höher. Das wurde bei der Befürwortung solcher Verfahren häufig übersehen. Ob eine Vorauspuffabtrennung Aussicht auf Gewinn hat, hängt entscheidend davon ab, ob zusätzliche Querschnitte genügender Größe für den Vorauspuff im Zylinderkopf oder Zylindermantel untergebracht werden können. Auch hier kann die Kreisprozeßrechnung eine Aussage über den möglichen Erfolg oder Nichterfolg bei der spe:z;iellen Konstruktion machen. Versuche zur Ausnützung der Vorauspuffenergie bei Zweitaktmotoren haben keinen befriedigenden Energiegewinn gebracht /9. 2/. Über das Ergebnis eines Rechenbeispiels für Viertaktmotoren mit 2 Abgasturbinen verschiedenen Eintrittsdrukkes siehe unter Kap. 7. 5. Eine praktische Bedeutung hat die Vorauspuffabtrennung bisher nicht erlangt.

9.3. Die Turbokühlung 9. 3. 1

Die Turbokühlung von Viertakt-Dieselmotoren

Wie in Kap. 7. 4 dargelegt, kann die Leistung des aufgeladenen Motors durch die Ladeluftkühlung nicht unbeträchtlich gesteigert werden. Die Grenze des erreichbaren Minimums der Ladelufttemperatur ist durch die Kühlmitteltemperatur gegeben. Aus praktischen und wirtschaftlichen Gründen (Kühlergröße) liegt im Vollastpunkt die Ladelufttemperatur stets merklich höher als die Eintrittstemperatur des Kühlmittels in den Ladeluftkühler.

187

Der starke Einfluß der Ladelufttemperatur auf die Leistung legt den Gedanken nahe, die Temperatur des Kühlmittels für die Ladeluft durch einen besonderen Kältekreislauf möglichst niedrig zu halten. Solche Verfahren, sowohl in Verbindung mit einer Absorptions-Kältemaschine (wobei der Energieaufwand für die Kälteerzeugung den Auspuffgasen oder dem Kühlwasser entnommen werden würde) als auch in Verbindung mit einer Kompressions-Kältemaschin e sind öfters vorgeschlagen worden. In der Schrifttumsstelle

19. 3 I

sind die auf die Leistungssteigerung bezogenen zusätz-

lichen Kosten und der zusätzliche Gewichtsaufwand eines Kreislaufes mit Kompressions -Kältemaschine für bestimmte Annahmen berechnet worden. Wenn auch die berechneten Zahlenwerte mit 7, 6 ... 10, 95 J..IPS (1959) und 5, 12 ... 7, 12 kgiPS etwas niedriger liegen als die Leistungskosten und das Leistungsgewicht (letzteres allerdings nur für langsam- und mittelschnellaufende Motoren) des aufgeladenen Motors selbst, scheint der apparative Aufwand diesen Weg der Leistungssteigerung doch nicht zu lohnen

19.41.

Auch die Turbokühlung bietet die Möglichkeit, die durch die Kühlmitteltemperatur gegebene Grenze zu unterschreiten

19. 5 I.

Das Schema der Turbokühlung, bei der

ein zweiter Abgasturbolader als sogenannte Turbokühlgruppe TKG hinter dem Abgasturbolader ATL geschaltet ist, geht aus Bild 9. 4 hervor. Um die bereits früher getroffene Festlegung der Bezeichnungen für die Zustände bei Lader- und Turbinen-

I

2

LA

[J K,

sl

I

LK

4

t ATL

Bild 9. 4 Aufgeladener Motor mit Turbokühlung. TA:Turbine, LA: Lader des Abgasturboladers A TL; LK: Lader; TK: Turbine der Turbokühlgruppe TKG; K 1 , K 2 : Kühler

188

8

TK

Eintritt sowie -Austritt beibehalten zu können, folgt die Numerierung der Zustände in diesem Bild nicht konsequent der Strömungsrichtung. Die im Lader LA verdichtete Luft wird, gegebenenfalls nach Zwischenkühlung durch den Kühler K 1 , im Lader LK der Turbokühlgruppe TKG weiter verdichtet. Dieser Lader wird durch die Turbine TK der Kühlgruppe angetrieben, in der die Luft nach Durchströmen eines Kühlers K 2 expandiert. Leistungsgleichgewicht in der Kühlgruppe tritt, da sich die Eintrittstemperaturen in den Lader (Zustand 5) und in die Turbine (Zustand 7) nur wenig voneinander unterscheiden, nur dann ein, wenn das Expansionsverhältnis in der Turbine TK erheblich größer ist als das Druckverhältnis im Lader LK. Das Druckverhältnis in der Turbine muß z. B. rd. doppelt so hoch sein als das Druckverhältnis im Lader, wenn der Gesamtwirkungsgrad der Turbokühlgruppe 50 o/o beträgt. Das erfordert, daß der Druck nach dem Lader LA (Zustand 2) erheblich höher liegt als der Ladedruck bei Eintritt in den Zylinder (Zustand 8). Dieser höhere Druck nach dem Lader LA kann wiederum nur durch ein größeres Gefälle in der Turbine TA erreicht werden, d. h. durch stärkeres Aufstauen der Auspuffgase im Vergleich zu dem üblichen Aufladeverfahren mit Abgasturbolader und Ladeluftkühlung. Zur Ermittlung der Temperatursenkung durch die Turbokühlgruppe dient das Diagramm Bild 9. 5, das für eine Ansaugtemperatur t 1 = 20 °C, einen Wirkungsgrad des Abgasturboladers 1]ATL = 0, 60 und einen Wirkungsgrad der Turbokühlgruppe 1]TKG

= 0, 55 berechnet worden ist. Die Gleichgewichtsbilanz für die beiden

Turbomaschinen wird nach der Abgasturbolader-Hauptgleichung, Kapitel 6. 2, Gl. (6. 5) ermittelt. Die Benützung des Diagrammes soll an Hand des gestrichelt eingezeichneten Beispiels dargelegt werden. Für ein Druckverhältnis in der Abgasturbine TA von p 3 jp 4

= 2, 0 und eine Auspufftemperatur von 923 K (650 °C) erhält man ein Druck-

verhältnis im Lader LA von p 2 jp 1 = 2, 90. Der Druckverlust im Kühler K 1 wird vernachlässigt, so daß p 5 jp 1 = p 2 jp 1 ist. Wird der Ladedruck p 8 2, 4mal so hoch wie der Ansaugdruck p 1 angenommen, dann beträgt der Quotient aus Druckverhältnis im Lader LK und Druckverhältnis in der Turbine TK Tt LK/ TtTK

= 0, 83. Setzt

man außerdem voraus, daß die Temperaturen T 5 und T 7 gleich sind, ergibt sich das Druckverhältnis in der Turbine TK zu p 7 jp 8 = 1, 48 und damit das des Laders LK der Turbokühlgruppe zu p 6 jp 5 = 1, 23. Rechnet man mit einer Rückkühlung der Luft im Kühler K 2 auf t 7 = 55 °C (Kühlmittel-Eintrittstemperatur 40 ... 45 °C), so 189

ｾ＠

Bild 9. 5 Diagramm zur Ermittlung der Temperatursenkung in einer Kühlturbine. Wirkungsgrad des Abgasturboladers 'TJA TL = 0, 60; Wirkungsgrad der Tufboifühlgruppe 'Tl TKG = 0, 55; innerer adiabater WirKungsgrad der Kühlturbine 'TJi-ad = 0,785; T 1 = 293 K

2,6

--;::,

-+---+-- 9- 2.2 +--+--+----+ ｾＭＫ

＠ｾ "

t 1,8 +--+--+---7%0-f---+--

beträgt die Temperatursenkung in der Kühlturbine t 7 - t 8 = 28 K. Damit wird die Ladelufttemperatur t 8 = 55 ° - 28 ° = 27 °C, die nunmehr erheblich niedriger liegt als die Kühlmitteltemperatur von 40 ... 45

°c.

Die in der Kühlturbine erreichbare Temperatursenkung ist um so höher, je höher der Druck vor der Turbokühlgruppe über dem Ladedruck liegt. Der Erfolg der Turbokühlung hängt also davon ab, wie weit die Leistung des Abgasturboladers durch Erhöhen des Gefälles in der Turbine TA erhöht werden kann, ohne daß das höhere Aufstauen der Auspuffgase hinter dem Motor den durch die kältere und damit vergrößerte Luftladung erzielten Gewinn wieder zunichte macht.

In den Rechnungen nach der Schrifttumsstelle

I 9. 6 I

wurde das Verfahren mit Tur-

bokühlgruppe jeweils mit dem entsprechenden Verfahren des abgasturbo-aufgeladenen Motors mit Ladeluftkühlung unter gleichen Voraussetzungen verglichen. Gleiche Voraussetzungen heißt zum Beispiel, gleicher Ladedruck und damit auch etwa gleiches Druckniveau im Zylinder als Maßstab für die mechanischen Beanspruchungen, gleiches Verbrennungsluftverhältnis, gleicher Wirkungsgrad des ATL und gleiche 190

Kühlmitteltemperatur für die Ladeluftkühler. Vereinfachende Annahmen bzw. ein vereinfachter Rechnungsgang wirken sich auf den Vergleich von Turbokühlverfahren mit dem üblichen Aufladeverfahren nur wenig aus. Durch das höhere Aufstauen der Auspuffgase beim Turbokühlprozeß wird zunächst die Spülung behindert, mit weiter steigendem Druck p 3 aber auch die Ladungsmenge verkleinert, was beides der Ladungserhöhung über die durch die Turbokühlung erniedrigte Ladelufttemperatur entgegenwirkt. Ab einer bestimmten Aufstauhöhe wird keine Steigerung der Ladungsmenge und damit auch keine Leistungssteigerung mehr zu erreichen sein. Die Rückwirkung des erhöhten Aufstauens auf die Frischladung im Zylinder hängt auch von dem Auspuffsystem ab, in der Rechnung wurde Stoß-Aufladung angenommen. In Bild 9. 6 ist die Steigerung des mittleren Nutzdruckes des Verfahrens mit Turbokühlung p

gegenüber dem Verfahren mit Ladeluftkühlung p 0 über dem Drucke e verhältnis Auspuffdruck zu Ladedruck pA/PE für ein bestimmtes Beispiel aufgetragen. Die Kurven beginnen mit p

e

fp e 0

= 1, d. h. mit dem ladeluftgekühlten Motor

ohne bzw. wirkungsloser Kühlgruppe. Mit steigendem Druck pA nimmt die Leistungssteigerung durch Turbokühlung bis etwa pA/PE = 0, 97 zu, mit noch höherem Aufstauen nimmt der Leistungsgewinn wieder ab. In dem Beispiel nach Bild 9. 6 ist der Ladedruck mit pR = 2, 5 kp/cm 2 (2, 45 bar) konstant gelassen, ebenso die Tempe-, ratur nach den Ladeluftkühlern mit 40 °C (313 K) und der Gesamtwirkungsgrad des ATL mit 1JATL = 0, 6. Es wurden für die Turbokühlung zwei Ladeluftkühler eingesetzt, wie im Schema Bild 9. 4 gezeigt. Der Ladeluftkühler K 1 vor der Turbokühlgruppe ist nicht unbedingt notwendig. Sein Weglassen verschlechtert allerdings etwas den Erfolg der Turbokühlung, da der Lader LK der Kühlgruppe dann Luft mit höherer Eintrittstemperatur zu verdichten hat, was in die Leistungsbilanz eingeht. Die Rechnung nach Bild 9. 6 wurde für 3 Verbrennungsluftverhältnisse A.z, nämlich mit 1, 5; 1, 7 und 2, 0 durchgeführt, die maximale Leistungssteigerung beträgt nur knapp 10

o/o. Der Kraftstoffverbrauch ist für das Verfahren mit Turbokühlung wegen

der ungünstigeren Ladungswechselschleife bei dem höheren Aufstauen geringfügig höher. In den Rechnungen nach /9. 6/ wurden neben dem Verbrennungsluftverhältnis

A.

auch noch der Ladedruck, der Wirkungsgrad der Turbomaschinen, die z Anzahl der Kühler und die Höhe der Lufttemperatur nach den Kühlern (die von der Temperatur des Kühlmittels abhängig ist, z. B. Entnahme des Kühlwassers aus dem Netz oder Rückkühlung durch Radiatoren) variiert. Wie aus Bild 9. 7 her191

vorgeht, ist der Einfluß des Abgasturbolader- und des Kühlgruppen-Wirkungsgrades (letzterer wurde wegen der kleineren Abmessungen um 5 Punkte kleiner

= 0, 7 - welcher Wert z. Z. allerdings noch nicht realisiert ist - könnte eine Leistungssteigerung um 16 o/o angenommen als der des ATL) sehr groß, mit 1]ATL

durch die Turbokühlung erreicht werden.

1,12 r----,------,--,-------,----- -,-----,

1,00 L _ _ - L _ L _ _ _ L _ _ J L __

l:,

_ j __ _L _ __

_ j __

___j

］ｬｴＺｾ［ｲＱＰａｺｪ＠

mLI--1 0,70

0,75

0,80

0,85 0,90 PA/PE-

0,95

1,00

Bild 9. 6 Einfluß des Luftverhältnisses A. auf die durch Turbokühlung errefchbare Leistungssteigerung p /P 0 ; pA/pE: Verhältnis des ｄｲｾ｣ｫｳ＠ hinter zu dem Druck vor dem Motor. pE = 2, 5 bar, t 5 und t 7 = 40 °C, 1]ATL = 0, 6

Etwas größer wäre die Leistungssteigerung auch, wenn der Vergleich der beiden Verfahren nicht auf gleiches Verbrennungsluftverhältnis A. z' sondern auf gleiche thermische Belastung bezogen wird, wie sie etwa durch den Wärmestrom an die Wandungen des Verbrennungsraumes gekennzeichnet ist. Trotz höherer Leistung ist nämlich bei dem Verfahren mit Turbokühlung, bezogen auf gleiches Verbrennungsluftverhältnis A. , der Wärmestrom in die Wandungen niedriger als bei dem z Verfahren nur mit Ladeluftkühlung. Die niedrigere Ladungstemperatur überwiegt den Einfluß der Leistung. Die Auspufftemperatur wird allerdings unter Voraussetzung gleicher Wandwärme für die Turbokühlung wesentlich höher, was bei der thermischen Beanspruchung von Auspuffventilen und Turbinenschaufeln zu berücksichtigen wäre. Da das Zweitaktverfahren noch viel empfindlicher auf ein erhöhtes Aufstauen der Auspuffgase reagiert, sind hier die Aussichten der Turbokühlung von vornherein

192

Bild 9. 7 Einfluß des Abgasturbolader-Wirkungsgrades l]ATL auf die erreichbare Leistungss'Eelgerung. pE = 2, 5 bar, X = .. 1' 7; 1]ATL - 1] TKG = 0, 05; Z Kühler

1,18 1,16

1JATL= 0,79-' V

1,14

/

t 1,12 Pe 1,10 Pe01,08

/

1,06

/ / /// / 1,02 / / // / 1,00 1,04

/

/ /

ｾ＠

/

v

..---ＰＬｾ＠

/

/

ｾ＠

--

ｾＭ

...........

--

1,02 ...-...--=

_§__1011-----+ beo ' 1,00'--=--"""'------"==---..J""""-----'--------"---_L_------' 0,70

0,75

0,80

0,85

0,90

0,95

1,00

PA/PE-

geringer als bei Viertaktmotoren. Zusammenfassend kann festgestellt werden, daß sich die Turbokühlung für Dieselmotoren nach dem heutigen Erkenntnisstand nicht lohnt. Der Aufwand einer zweiten Aufladegruppe, nämlich der Turbokühlgruppe,

und

eines zweiten Ladeluftkühlers für eine Leistungssteigerung von nur rd. 10 o/o ist zu hoch. Die Erhöhung des Ladedruckes - unter Inkaufnahme eines höheren Zünddrukkes mit entsprechender Gestaltung des Triebwerkes - ist wesentlich einfacher und billiger. Daher ist die Turbokühlung bei Dieselmotoren, obzwar sie schon frühzeitig vorgeschlagen und immer wieder einmal aufs Neue aufgegriffen und versucht wurde,

nie praktisch eingesetzt worden.

9. 3. 2 Die Turbokühlung von Gasmotoren Etwas mehr Aussicht auf Erfolg hat die Anwendung der Turbokühlung bei Gasmotoren, da bei diesen die Leistung in der Regel nicht durch das Luftverhältnis, sondern durch das Verbrennungsklopfen begrenzt ist. Die Klopfgrenze hängt weit stärker von der Temperatur bei Verbrennungsbeginn (Kompressionstemperatur) und damit von der Ladelufttemperatur ab als von dem Verbrennungsluftverhältnis.

193

Vorausberechnungen über die durch Turbokühlung erreichbaren Leistungssteigerungen sind nur dann möglich, wenn die Klopfgrenze als Funktion der wichtigsten Parameter bekannt ist, die durch die Turbokühlung beeinflußt werden können. Diese Parameter sind zum Beispiel Temperatur und Druck bei Verbrennungsbeginn und das Luftverhältnis. In der Schrifttumsstelle /9.7/ sind die Möglichkeiten und die Ergebnisse der Vorausberechnung der durch Turbokühlung bei Gasmotoren erreichbaren Leistungssteigerung näher beschrieben. Da die Klopfgrenze außer von den Betriebsdaten auch stark von den konstruktiven Gegebenheiten des Motors wie Zylindergröße, Gestalt des Verbrennungsraumes, Temperatur der Wandungen, Lage der Zündstelle u. a., außerdem selbstverständlich vom Kraftstoff abhängt, wurden zunächst KlopfgrenzenDiagramme für zwei verschieden große Motoren und zwei verschiedene Arbeitsverfahren (Zündkerzenzündung und Zündung durch Zündkraftstoff-Einspritzung) aufgenommen. Als Kraftstoff wurde Erdgas verwendet, dessen Hauptbestandteil Methan ist und das für stationäre aufgeladene Gasmotoren in erster Linie in Frage kommt. Bild 9. 8 zeigt als Beispiel das Klopfgrenzen-Diagramm für Dieselgasmotoren.

80.----,----,----,-----,----,

'

bar

'

\

\

\

\

ＴＰｌＭｾ＠

760

194

800

840

880 Tvs-

920

K 960

Bild 9. 8 Druck pVB und Temperatur T V der Ladung bei Ver｢ｲ･ｮｵｧｾｩ＠ bei Betrieb an der Klopfgrenze in Abhängigkeit vom Luftverhältnis "'J.,. • Erdgas, ausgezogen: Dieselgasfuotor mit 400 mm Bohrung und 385 1 /min; gestrichelt: Dieselgasmotor mit 160 mm Bohrung und 1200 1/min

In dem Klopfgrenzen-DiagrammBild 9. 8 ist der Druck bei Verbrennungsbeginn pVB über der Temperatur bei Verbrennungsbeginn T VB für die bei Klopfbeginn zulässige Leistung für verschiedene Verbrennungsluftverhältnisse A.z aufgetragen. Diese Größen wurden aus den Meßwerten an den beiden Motoren verschiedener Zylindergröße mit variierter Ladelufttemperatur und auch geändertem Ladeluftdruck durch eine reale Kreisprozeßrechnung ermittelt. Für die Berechnung des Turbokühlprozesses müssen neben der Bilanz des Abgasturboladers und der Turbokühlgruppe die dem Motor zugeführte Gasmenge und damit die Leistung so abgestimmt werden, daß sich die aus der Kreisprozeßrechnung ergebenden Parameter pVB' tVB und A.z an der durch das Diagramm gegebenen Klopfgrenze liegen. Da sowohl Turbokühlprozeß als auch der korrespondierende 1,30 ｾＬ＠

01[\\

1,25

t _&__ 1,20 Peo

/

1,15

I

1.10 1,05 1.00

t

V/ /

V

I

I

I

\

I

I I

/

/

1. 00 ILL_--"-l_

1,00

ｾ Ｐ＠ 0 . 9 6 1 3 : 1 : 1 -

I

Ｍｾﾷ］＾＠

I

Bild 9. 9 Vergleich der durch Turbokühlung erreichbaren Leistungssteigerung bei zwei verschiedenen Motorgrößen. Pe/Peo= Änderung des mittleren Nutzdruckes; q fq 0 : Änderung des ｗ￤ｲｭ･ｶ｢｡ｴ｣ｨｾｳ＠ durch Turbokühlung in Abhängigkeit vom Druckverhältnis hinter und vor dem Motor. Ausgezogen: Dieselgasmotor mit 400 mm Bohrung und 385 1/min; gestrichelt: Dieselgasmotor mit 160 mm Bohrung und 1200 1/min

ｱｾＺＰＬＹＶ＠

____L_

___L__

_ j __

_j____j

t 1.00

Bild 9. 10 Einfluß des Verbrennungsverfahrens auf die durch Turbokühlung erreichbare Leistungssteigerung bei 2 verschiedenen Ladedrücken pE. Bezeichnungen wie in Bild 9. 9. Ausgezogen: Ottogasverfahren; gestrichelt: Dieselgasverfahren, beide bei dem Motor mit 400 mm Bohrung und 385 1/min

195

Prozeß mit Ladeluftkühlung mit demselben Programm und mit denselben Randbedingungen berechnet wurden, wirken sich Fehler in den Annahmen in ähnlicher Weise aus. Als Ergebnis der Rechnungen ist einmal festzuhalten, daß die durch Turbokühlung erreichbaren prozentualen Leistungssteigerungen sich bei den beiden Motoren verschiedener Zylindergröße und bei den beiden Verfahren mit verschiedener Zündeinleitung nicht sehr voneinander unterscheiden, siehe Bilder 9. 9 und 9. 10. Dadurch wird die Aussage des Rechenergebnisses gefestigt, das Ergebnis erlaubt eine gewisse Verallgemeinerung. Die erreichbare Leistungssteigerung beträgt demnach nahezu 2 6 ... 2 8 o/o und liegt damit wesentlich höher als bei Dieselmotoren. Allerdings muß dabei mit einem Ansteigen der Auspufftemperatur und auch der durch die Wandwärme gekennzeichneten Wärmebelastung gerechnet werden. Wenn die Leistung statt durch das Klopfen durch die thermische Beanspruchung (gleichbleibende Wandwärme) begrenzt ist, wäre der Leistungsgewinn durch Turbokühlung etwas geringer. In einer Patentanmeldung der Daimler-Benz AG (Auslegeschrift des deutschen Bundespatentamtes Nr. 1212778 vom 26. 4. 1962) ist eine Variation der Turbokühlung nach dem Schema Bild 9. 11 angegeben. Nach diesem Schema benötigt man nur einen Lader LA, der sowohl durch die Abgasturbine TA als auch durch die Kühlturbine TK angetrieben wird. Der Lader LA verdichtet eine größere Luftmenge, als der Motor zur Aufladung benötigt, die Überschußluft wird nach Kühlung im Kühler K 1 abgezweigt und expandiert in der Kühlturbine TK bis auf die Atmosphäre. Die durch

7

4

1

t ATL

Bild 9.11

196

6

Schaltung der Turbokühlung nach DT- PS 1212 778

die Entspannung heruntergekühlte Luft kühlt ihrerseits in einem zweiten Wärmetauscher K 2 die Ladeluft vor Eintritt in den Motor. Wie die Berechnungen in 19.7 I ergeben haben, ist mit diesem Verfahren praktisch dieselbe Wirkung zu erreichen wie bei dem Verfahren mit gesonderter Turbokühlgruppe, genügend große Wärmetauscher vorausgesetzt. Der Vorteil des Verfahrens nach Schema Bild 9. 11 ist der, daß man mit einstufiger Verdichtung auskommt, der Nachteil, daß man eine gesonderte Turbomaschinenkonstruktion mit einem Verdichter und mit 2 Turbinenrädern stark unterschiedlicher Größe auf einer Welle (was eine optimale Auslegung außerordentlich erschweren würde) benötigt. Für Gasmotoren ist die Turbokühlung vereinzelt praktisch angewandt worden, siehe zum Beispiel

19. 8 I.

9. 4. Das Supairthermal-Verfahren ( Miller-Verfahren) Dieses von Frank Miller angeregte und verwirklichte Verfahren, das zum Beispiel in

I 9. 9;

9. 10 I beschrieben ist, unterscheidet sich von dem üblichen Aufladeverfah-

ren durch den veränderlichen Schließzeitpunkt des Einlaßventils. Mit steigender Last, d. i. mit steigender Aufladung wird das Einlaßventil immer früher geschlossen, so daß der Zylinder nur unvollkommen mit Frischladung gefüllt wird. Vor dem Verdichtungshub, d. h. noch während des Ansaughubes, expandiert die Ladung im Zylinder bis zum äußeren Totpunkt und kühlt sich dabei ab. Die Verdichtung beginnt - allerdings auf Kosten der mit gleichem Ladedruck sonst erreichbaren Ladungsmenge - von einem niedrigeren Temperaturniveau aus als bei voller Füllung des Zylinders. Ein im Vergleich zum effektiven Kompressionsverhältnis vergrößertes Expansionsverhältnis mit Hilfe des geänderten Schließzeitpunktes des Einlaßventils ist schon von Letomb für nicht aufgeladene Ottomotoren vorgeschlagen worden, siehe

19. 11 I.

Hier hatte diese Maßnahme den Sinn, bei einem durch die Klopfgrenze beschränkten effektiven Verdichtungsverhältnis den indizierten Wirkungsgrad durch die verlängerte Expansion zu verbessern. Bei nichtaufgeladenen Motoren hat man zu berücksichtigen, daß mit der verringerten Füllung des Zylinders die aus einem gegebenen Hubraum erreichbare Leistung vermindert und damit auch der mechanische Wirkungsgrad verschlechtert wird.

197

Bei aufgeladenen Motoren kann dieser Nachteil der verringerten Zylinderfüllung dadurch kompensiert werden, daß der Ladedruck entsprechend erhöht wird. Man kann den Sinn des Verfahrens bei Dieselmotoren auch durch die andere Aufteilung der Verdichtung im Lader und im Motorzylinder erklären, Bild 9.12. Während bei der üblichen Aufladung nach dem theoretischen Diagramm der Pkt. 2, d. i. der Zustand bei Laderaustritt, mit dem Pkt. 1z, d. i. der Zustand bei Verdichtungsbeginn im Zylinder, zusammenfällt, siehe Bild 9. 12 links, liegt der Pkt. 2 nach dem Millerverfahren schon in der Verdichtungslinie, Bild 9. 12, rechts.

p

3z

p

4z

3z

V

V

Bild 9. 12 Vergleich der p- V -Diagramme nach dem vollkommenen Viertaktverfahren mit Abgasturbo-Aufladung (links) und dem Millerverfahren (rechts) Da bei gleicher Temperatur des Kühlmittels im Ladeluftkühler die Möglichkeit besteht, durch Ladeluftkühlung die Temperatur tE vor Zylindereinlaß unabhängig vom Laderdruckverhältnis p 2 jp 1 etwa gleichzuhalten, ist die Temperatur bei Verdichtungsbeginn im Pkt. 1z beim Millerverfahren niedriger als bei der üblichen Aufladung mit LLK (ATL-Verfahren). Man kann die Druckhöhe pE ｾ＠

p 2 mit Hilfe des

Druckverhältnisses im Lader beim Millerverfahren nun so wählen, daß die Drücke im Pkt. 1z bei ATL- und Millerverfahren gleich sind, siehe Bild 9. 12; in diesem Fall hat man bei letzterem gleichen Kompressionsdruck, etwa gleichen Höchstdruck (dieser hängt etwas von der ausgenützten Mehrleistung ab), eine niedrigere Anfangsund Verdichtungstemperatur und eine größere Ladungsmenge, die bei gleichem A. z eine höhere Leistung ermöglicht. Man kann aber auch den Druck pE im Millerverfahren (bei gleicher Steuerzeit, d. h. gleicher Verkürzung der Kompression im Zylinder wie oben) so wählen, daß man gleiche Ladungsmenge erreicht, dann sind Temperatur und Druck im Pkt. 1z niedriger als beim ATL-Verfahren. Bei gleichem Ver198

brennungsluftverhältnis '/1.

und gleicher Leistung werden dann die Drücke und z Temperaturen im gesamten Hochdruck-Diagramm niedriger, und damit sinken die

mechanischen und thermischen Beanspruchungen. Selbstverständlich sind auch Zwischenwerte möglich, d. h. eine nur teilweise Ausnützung der möglichen Leistungserhöhung bei etwas niedrigeren Drücken und Temperaturen. Die Wahl des gleichen Ladedruckes pE im Miller- wie beim ATL- Verfahren hat wenig Sinn, da dann wegen der verringerten Ladungsmenge die Leistung von vornherein niedriger wird. Über die isentrope Zustandsänderung von Zustand 1 nach Zustand 2 auf der einen, vom Zustand E (pE ::::::: p 2 ; tE leicht ausrechnen,

< t 2 ) nach Zustand 1z auf der anderen Seite, läßt sich

daß für den verlustlosen Kreisprozeß bei 40 o/o höherem La-

dedruck pE' d. h. 1,4mal so hohes Druckverhältnis im Lader, und Kühlung auf die gleiche Eintrittstemperatur tE die Ladungsmenge im Millerverfahren rd. 10 o/o größer wird. Wählt man bei gleicher Steuerzeit nur eine Steigerung des Ladedruckes um 30 o/o, bleibt die Ladungsmenge bei beiden Verfahren etwa gleich, absoluter Druck und absolute Temperatur im Pkt. 1z werden beim Millerverfahren aber um rd. 10 o/o niedriger. Die nach obiger Darlegung nicht unbeträchtlichen Vorteile des Millerverfahrens berücksichtigen nur das Hochdruck-Diagramm. Es ist aber zu beachten, daß man den höheren Ladedruck beim Millerverfahren nicht geschenkt bekommt, sondern über ein höheres Aufstauen des Druckes vor der Turbine erzeugen muß. Das wirkt sich auf den Ladungswechsel (Ausschubarbeit, Restgasmenge) aus und verringert den Gewinn des Hochdruckteiles. Dieser Einfluß auf die gesamte durch das Millerverfahren erreichbare Leistungssteigerung wird häufig unterschätzt. Nur durch vollständige reale Kreisprozeßrechnungen unter Einschluß von Wärmeübergang und Ladungswechsel läßt sich der wirkliche Vorteil des Millerverfahrens im Vergleich zur üblichen Aufladung ermitteln.

9. 4. 1

Das Millerverfahren bei Viertakt-Dieselmotoren

In Tabelle 9. I sind Rechenergebnisse, die durch Kreisprozeßrechnungen nach Kap. 6. 2. 6 gewonnen wurden, für hochaufgeladene Viertaktmotoren nach üblicher Aufladung und nach dem Millerverfahren einander gegenübergestellt. Dem Vergleich wurde ein mittlerer effektiver Druck von 24 kp/cm 2 (23, 54 bar) zugrunde gelegt. Bei dem Millerverfahren wurde ein von 4, 16 auf 4, 9 bar steigender Ladedruck angenommen, gegenüber 3, 35 bar beim ATL- Verfahren. Bei dem Ladedruck 199

von 4, 16 bar wird zwar ein um rd. 17 bar niedrigerer Höchstdruck im Zylinder erreicht - der wesentlich niedrigere Zünddruck wird häufig als besonderer Vorteil des Millerverfahrens in Anspruch genommen - doch nur unter Inkaufnahme höherer Wandwärme (Maßstab für thermische Belastung) und kleineren Verbrennungsluft-Überschusses. Erst bei dem auf 4, 9 bar gesteigerten Ladedruck wird dasselbe Verbrennungsluftverhältnis von

"-z = 1, 7 4 und etwa auch dieselbe Auspufftemperatur erreicht

wie bei dem Vergleichsverfahren. Der spezifische Luftdurchsatz ist um 2, 5 o/o

Tabelle 9. I

Rechnerischer Vergleich der Aufladung mit Ladeluftkühlung (Spalte 1) mit dem Miller- Verfahren (Spalten 2 ... 4) bei einem hochaufgeladenen Viertakt-Dieselmotor. Die Ausgangswerte (Spalte 1) sind an einem Einzylinder-Motor mit nachgeahmter Abgasturbo-Aufladung gemessen

LLK

Millerverfahren

1

2

3

4

mittlerer effektiver Druck

Pe

bar

23, 54

23, 54

23, 6

23, 54

Ladeluftdruck

p2=pE

bar

3, 35

4, 16

4, 51

4, 9

Druck vor Turbine

p3

bar

2,74

3, 32

3, 7 8

4, 29

Verbrennungsluftverhältnis

"-z

1, 74

1, 46

1, 57

1, 7 4

o/o

53

53

53

53

K

872

914

888

870

bar

136

119, 2

127

130, 4

_g_ kW·h

216

220

215, 3

217

Qw

o/o

0

+6, 1

+0,7

-4, 8

Änderung des Kraftstoffverbrauches 1)

b

e

o/o

0

+1, 6

-0, 3

+0, 4

Änderung des BPl_)ifischen Luftdurchsatzes

l

e

o/o

0

-6, 2

-6, 2

+2,5

ATL-Wirkungsgrad

"llATL

Temperatur vor Turbine

T3

Höchstdruck im Zylinder

pzmax

spezifischer Kraftstoffverbrauch 00

Anderung der Wandwärme

b 1)

l) Auf Verfahren 1 bezogen

200

e

höher und die Wandwärme, dank der besseren Kühlung der Ladeluft um 4, 8 o/o niedriger. Auch der maximale Druck im Zylinder ist etwas niedriger. Diese (geringen) Vorteile werden mit dem sehr hohen Ladedruck erkauft, der in diesem Fall wahrscheinlich eine zweistufige Aufladung erfordert, während man bei der üblichen Aufladung mit einstufiger Aufladung auskommen würde. Bezüglich der praktischen Anwendung des Millerverfahrens für Dieselmotoren in Verbindung mit einer zweistufigen Aufladung ist der Motor 6 MD 26 x von Fuji Diesel, Japan, bekanntgeworden /9. 12/. Hierfür wurden folgende Daten angegeben: Zylinderzahl: 6; Bohrung: 260 mm; Hub: 320 mm; Leistung: 2120 PS; Drehzahl: 750 1/min; mittlerer effektiver Druck: 25 kp/cm 2 ; Höchstdruck im Zylinder: 130 kp/cm 2 ; spezifischer Kraftstoffverbrauch: 158 g/PS·h = 213 g/kW·h; Ladedruck: 3, 5 kp/cm 2 über dem Außendruck. Diese Werte stimmen recht gut mit den Rechenwerten der Tabelle 9. I übe rein. Der Motor ist mit zweistufiger Abgasturbo-Aufladung und zweistufiger Zwischenkühlung der Luft ausgerüstet.

Ein Mitteldruck von p

e

=

2 5 kp / cm 2 kann auch noch mit der üblichen Abgasturbo-

ladung erreicht werden. Ein Vergleich der Spalte 1 mit den Spalten 2 ... 4 der Tabelle 9. I zeigt, daß durch das Millerverfahren bei hochaufgeladenen Dieselmotoren zwar gewisse Vorteile in bezug auf mechanische und thermische Belastung bei gleichem Mitteldruck erreicht werden können, daß diese aber nicht allzu groß sind. Seine Anwendung wird sich bei einer solchen Aufladehöhe sicher nicht lohnen, bei der man für das Millerverfahren die zweistufige Aufladung benötigt, während man bei dem üblichen Verfahren mit Ladeluftkühlung noch mit dem einstufigen Abgasturbolader auskommt.

9. 4. 2

Das Millerverfahren bei Gasmotoren

Da sich die Temperatur bei Verdichtungsbeginn bzw. bei Verbrennungsbeginn bei Gasmotoren wegen des Klopfens weit stärker auf die Leistung auswirkt als bei Dieselmotoren, ist beim Gasmotor mit dem Millerverfahren, ähnlich wie bei der Turbokühlung ein größerer Vorteil als beim Dieselmotor zu erwarten. In der bereits erwähnten Arbeit, Schrifttumsstelle /9.7 /,wurde neben der Turbokühlung auch das Millerverfahren bei Gasmotoren durch vergleichende Kreisprozeßrechnungen eingehend untersucht. Bild 9.13 zeigt das Steuer-Diagramm für das Auslaß- und Einlaßventil, bei letzterem mit den durchgerechneten Variationen für früheres 201

Schließen nach dem Millerverfahren. Während für den normalaufgeladenen Motor das Einlaßventil 55 °KW nach UT ( 4'ES = 235 °KW, Zählung ab LadungswechselOT) schließt, sind für das Millerverfahren Schließzeitpunkte von 4'ES = 180, 160, 140 und 120 °KW angenommen.

mm

Einion

Ausion

I

24

i

I

I

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I

l/

12

8

0

Av 480

-e;

E""

i 560

ｾ＠

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600

640

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720

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680

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1/t

520

UT

OT

UT

28

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\

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' ' ' 120

!\I

ｾＬｉ＠

I

1\

｜ｾｩ＠

s.

160 °KW 240

Bild 9.13 Ventilhub h des Auslaßventils und des Einlaßventils mit veränderlichen Sch'Üeßwinkeln

Der Druckverlauf im Zylinder unter der Voraussetzung gleichen Kompressionsdruckes - d. h. entsprechend höherer Ladedruck bei früherem Schließen - und der dazugehörende Temperaturverlauf für die verschiedenen Schließzeitpunkte geht aus Bild 9.14 hervor. Die für einen Ladedruck p 2 = 2, 3 kp/cm 2 (2, 26 bar), einen Abgasturbolader-Wirkungsgrad 11 A TL = 0, 6 und eine Ladelufttemperatur tE = 60 °C berechneten Betriebsdaten in Abhängigkeit vom Schließzeitpunkt des Einlaßventils zeigt Bild 9. 15. Man erkennt, daß eine Leistungssteigerung an der Klopfgrenze von p

e

""' 10, 6 bar auf rd. 14, 5 bar, d. i. um rd. 36 o/o möglich ist.

Allerdings wächst hierbei der Höchstdruck im Zylinder p

von 84 auf 110 bar, zmax der notwendige Ladedruck pE von 2, 2 6 auf 4, 5 bar und die Auspufftemperatur um rd. 50 °C. Der Wärmeverbrauch wird um rd. 5 o/o besser. Nach den erwähnten

Rechenergebnissen lassen sich mit dem Millerverfahren bei Gasmotoren Leistungssteigerungen um 25 ... 40 o/o erreichen, wobei die erreichbare Höhe vom Ladedruck, der Ladelufttemperatur nach Kühler, dem Abgasturbolader-Wirkungsgrad u. a. abhängt. Mit diesen Ergebnissen schneidet das Millerverfahren besser ab als die 202

Turbokühlung. Außerdem ist dieses Verfahren einfacher, insbesondere bei Anwendung für Gasmotoren, die mit Zündkerzenzündung nach dem Ottoverfahren arbeiten. Das Millerverfahren benötigt im Gegensatz zur Turbokühlung nur einen Abgasturbolader, wenn man sich mit den Leistungssteigerungen begnügt, die mit den einstufig erzeugbaren Druckverhältnissen erreicht werden können. Da ferner die Zündung bei Ottogasmotoren nicht von der Kompressionstemperatur und damit vom Verdichtungsverhältnis abhängt, braucht man hier keinen im Betrieb verstellbaren Schließwinkel für das Einlaßventil wie bei Dieselmotoren, sondern dieses kann auf einen frühen Schließbeginn, z. B. 40 °KW v. UT fest eingestellt werden.

ＴＰＢＭＬｾ＠

K

｢Ｕｯｩｆｾｳ］ＺｴＱｓ＠

Tz

__ ＲＵＰｾＭ｟ｌ＠

5,0 bar

t 4,0

Pz

3,0 2,0

ｾＱＲＰﾰｗ＠

-

E.s.

_ _L __ _ｌ｟ｾ＠

_ L_ __ L_ _ｾＭｬ

-,

ＭＱＴＰ｟ｾ＠

160180 235

-

60

80

100

....."",.

/

==--

120

140

160

UT 180 200 4>-

220

/ °KW 260

Bild 9. 14 Temperaturverlauf T und Druckverlauf p im Zylinder am Ende des Einlaßhubls und zu Beginn der ｾ･ｲＭ des Einlaßdichtung für verschiedene Schließwinkel 4>E 4> E ventils und verschiedene Einlaßdrücke p ; ｰｾ＠ ·ist gleich wird · s. so zugeordnet, daß der ｖ･ｲ､ｩ｣ｨｴｵｮｧｳｾ＠

Das Millerverfahren ist bei Gasmotoren mit gutem Erfolg praktisch angewandt worden, siehe zum Beispiel /9.10; 9.13/, und bringt Leistungssteigerungen in einer Höhe, die - im Gegensatz zur Anwendung dieses Verfahrens auf Dieselmotoren - groß im Verhältnis zum Aufwand sind. Es kann daraus geschlossen werden, daß dieses Verfahren auch bei den mit flüssigen Kraftstoffen betriebenen Ottomotoren Vorteile bringen würde, wenn bei solchen Motoren die Aufladung in Verbindung mit der Ladeluftkühlung Eingang finden sollte.

203

ｌＧｾＺｬ＠

110

I bt?ff I t ::1 IIJ:Ptl \il I i6#f bar

80

16

Pe

10

t

PE PA

3,0 2,0

I

0 n.UT-

'PE.s. -

v. UT

Bild 9.15 Berechnungsergebnisse für einige Hauptdaten in Abhängigkeit vom Schließwinkel \f)E des Einlaßventils. p : mittlerer Nutz､ｲｵ｣ｾ［＠ PE: Druck vor Einla&ventil; PA: Druck na·:::h Auslaßventil; TuT: Temperatur im unteren Totpunkt; p : Druckmaximum im Zylinder; tA: ａｵｳｰｦｾＶＧ･ｲ｡ｴ［＠ qe: Wärmeverbrauch; A. z: Luftverhältnis im Zylinder

204

9. 5. Die Doppelaufladung Unter Doppelaufladung versteht man das Hintereinanderschalten von 2 Abgasturboladern, die mit Rücksicht auf den verschiedenen Volumenstrom bei gleichem Massenstrom (verschiedenes Druckniveau) unterschiedliche Größe besitzen. Die Hauptvorteile der Doppelaufladung gegenüber einer zweistufigen Aufladung mit hintereinander geschalteten Ladern und Turbinen auf einer Welle sind ein breiteres Kennfeld und ein besserer Gesamtwirkungsgrad, da die beiden getrennt laufenden Lader und Turbinen eine bessere Anpassung ermöglichen. Da die zweistufige Ausführung in der Regel eine Sonderkonstruktion darstellen wird, ergibt sich wahrscheinlich auch ein höherer Preis gegenüber 2 einstufigen Ladern, die unter Berücksichtigung des großen Bedarfes für aufgeladene Motoren in großer Stückzahl gebaut werden. Nachteilig bei der Doppelaufladung ist der höhere Raumaufwand. Gegenüber der einstufigen Aufladung bringt die Doppelaufladung folgende Vorteile: 1. Bedeutend höheres Ladedruckniveau und damit die Möglichkeit der Verwirklichung höherer mittlerer effektiver Drücke. 2. Besseren Wirkungsgrad selbst bei gleichem Ladedruck, da die Wirkungsgrade des Laders und der Turbine mit steigender Förderhöhe bzw. steigendem Gefälle je Stufe abnehmen. Der Wirkungsgrad der Doppelaufladung kann durch Zwischenkühlung noch gesteigert werden. 3. Breiteres Kennfeld und damit bessere Anpassungsmöglichkeit an den gewünschten Betriebsbereich des Motors. Die Doppelaufladung erfordert gegenüber der einstufigen Aufladung einen höheren Aufwand an Raum und Gewicht, und sie ist selbstverständlich auch teurer. Versuchsergebnisse mit der Doppelaufladung sind sowohl für Viertakt- als auch für Zweitakt-Dieselmotoren zum Teil schon 1965 veröffentlicht worden /9. 14; 9. 15/, ohne daß sich zunächst die praktische Einführung anschloß. Wenn man die am Motor zu treffenden Maßnahmen zur Beherrschung der höheren mechanischen und thermischen Beanspruchungen mitberücksichtigt, ist das Verhältnis von Mehrleistung zu Mehraufwand bei der Doppelaufladung im Vergleich zur einstufigen Aufladung geringer als das gleiche Verhältnis bei der einstufigen Aufladung im Vergleich zum nichtaufgeladenen Motor. Im Grunde hat man hier - viel 205

stärker als beim Übergang vom nichtaufgeladenen zum aufgeladenen Motor abzuwägen, ob zum Erreichen einer bestimmten Leistung die Anwendung eines zusätzlichen Laders und Kühlers samt Leitungen und die notwendigen Maßnahmen am Motor oder ein größerer Zylinderdurchmesser die größeren Vorteile bringen. Ein Nachteil der Doppelaufladung liegt auch in der schlechteren Beschleunigung, da durch die gleiche Energie in den Auspuffgasen (bei gleichem Mitteldruck) 2 Läufer von Abgasturboladern beschleunigt werden müssen, auf die sich das vorhandene Gefälle aufteilt. Nach /9. 16/ erreichte ein bestimmter Motor den Mitteldruck von 16,3 bar (16, 5 kp/cm 2 ) bei 1000 1/min mit einstufiger Aufladung in 11 s und mit Doppelaufladung in 18, 5 s. Obwohl die mit der einstufigen Aufladung verwirklichbaren Mitteldrücke, die bei Viertakt-Dieselmotoren auf 25 bar und bei Zweitakt-Dieselmotoren auf 15 bar geschätzt werden, noch nicht praktisch eingesetzt sind, ist die Doppelaufladung zur Zeit stärker in Diskussion und wird sowohl rechnerisch als experimentell an verschiedenen Stellen untersucht /9. 4; 9. 16; 9. 17; 9. 18; 9. 19; 9. 20/. ZweitaktDieselmotoren können bereits mit Doppelaufladung geliefert werden /9.21/.

9. 6. Die Comprex-Aufladung

Die in den Abschnitten 8. 2 und 8. 3 des Kap. 8 erwähnten Unzulänglichkeiten des Abgasturboladers hinsichtlich schneller Beschleunigung und auch hinsichtlich des erreichbaren Drehmomentverhaltens bilden den Anlaß, daß man sich mit der Entwicklung anderer Aufladeverfahren befaßt, die diese Nachteile nicht haben.

Die von der Firma Brown Boveri AG, Baden, eingeführte Bezeichnung Comprex /9.22/ wird für eine gasdynamische Druckwellenmaschine angewandt, in der - wie beim Abgasturbolader, aber auf einem gänzlich anderen Prinzip - die Energie der Auspuffgase hinter dem Auslaß zur Verdichtung der Ladeluft benützt wird. Das Wort soll bezeichnen, daß es sich um eine Maschine handelt, die Kompression und Expansion in sich vereinigt.

206

Die Wirkungsweise dieser Maschine beruht darauf, daß eine durch eine Leitung laufende Druckwelle an einem offenen Ende negativ - d. h. als Unterdruckwelle reflektiert wird, an einem geschlossenen Ende aber als Druckwelle und umgekehrt, daß eine Saugwelle am offenen Ende als Druckwelle und am geschlossenen wiederum als Saugwelle reflektiert wird. Die Aufladeeinr ichtung Comprex besteht aus einem Zellenrad R, Bild 9. 16, mit auf dem Umfang angeordneten, stirnseitig offenen Kanälen mit trapezförmigem Querschnitt. Das Zellenrad ist in einem Gehäuse gelagert und von einem Mantel berührungsfrei umschlossen. Es wird über einen Keilriemen vom Motor aus angetrieben. Die Antriebsleistung ist jedoch gering, es müssen nur Lager- und Ventilationsverluste überwunden werden. Die Luft- und Gaskanäle münden an den Stirnseiten des Gehäuses, und zwar Niederdruckluft NDL und Hochdruckluft HDL auf der einen, Hochdruckgas HDG und Niederdruckgas NDG auf der anderen Stirnseite.

Bild 9. 16 Schematischer Aufbau der Comprex-Aufladung . R: Zellenrad; HDG: Hochdruckgas; HDL: Hochdruckluft; NDG: Niederdruckgas; NDL: Niederdruckluft

komprimiertes Auspuffgas

HDG

Frischlufteintritt bei Umgebungsdrud
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2 Diagramm zur Bestimmung des Betriebspunktes einstufiger Abgasturbolader

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